減速器說明書

1、1課程設(shè)計(jì)任務(wù)1.1 課程設(shè)計(jì)的目的1.2 課程設(shè)計(jì)要求1.3 課程設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù) 2設(shè)計(jì)方案擬定及說明2.1 組成2.2 特點(diǎn)2.3 確定傳動(dòng)方案2.4 .選擇二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開式） 3電動(dòng)機(jī)選擇 33.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型 3.2 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 3.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 4設(shè)計(jì)V帶和帶輪5齒輪的設(shè)計(jì)6軸的擬定 167軸與滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)、校核計(jì)算 188鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核9箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)結(jié) 論26參考文獻(xiàn)1課程設(shè)計(jì)任務(wù)1.1課程設(shè)計(jì)的目的該課程設(shè)計(jì)是繼機(jī)械設(shè)計(jì)課程后的一個(gè)重要實(shí)踐環(huán)節(jié)，其主要目的是：(1)綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他先修課程的知識(shí)，分析和解決機(jī)械設(shè)

2、計(jì)問題, 進(jìn)一步鞏固和拓展所學(xué)的知識(shí)(2)通過設(shè)計(jì)實(shí)踐，逐步樹立正確的設(shè)計(jì)思想，增強(qiáng)創(chuàng)新意識(shí)和競爭意識(shí)，熟 悉掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。(3)通過設(shè)計(jì)計(jì)算、繪圖以及運(yùn)用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、設(shè)計(jì)手冊等有關(guān)設(shè)計(jì)資料, 進(jìn)行全面的機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的能力的訓(xùn)練。1.2 課程設(shè)計(jì)要求1 .兩級(jí)減速器裝配圖一張(A0);2 .零件工作圖兩張(A3);3 .設(shè)計(jì)說明書一份。1.3 課程設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)課程設(shè)計(jì)的題目是：帶式輸送機(jī)用二級(jí)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)2設(shè)計(jì)方案擬定及說明2.1組成機(jī)器通常原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置、工作機(jī)等三部分組成。傳動(dòng)裝置位于原動(dòng)機(jī)和工作 機(jī)之間，用來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，并可以改

3、變轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩的大小或改變運(yùn)動(dòng)形式，以適 應(yīng)工作機(jī)功能要求。2.2 特點(diǎn)齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.3 確定傳動(dòng)方案綜合比較帶式輸送機(jī)的四種傳動(dòng)方案，下圖的傳動(dòng)方案工作可靠、傳動(dòng)效率高、 維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)性好。2.4 .選擇二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開式）1 電動(dòng)機(jī)2聯(lián)軸器3二級(jí)圓柱齒輪減速器 4一卷筒5帶式運(yùn)輸機(jī) 圖2-1傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)簡圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如：傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。3電動(dòng)機(jī)選擇3.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型電動(dòng)機(jī)選擇包括選擇類型、結(jié)構(gòu)形式、容量(功率)和轉(zhuǎn)速，并確定型號(hào)3.1.1 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式選擇工業(yè)上一般用三相交流電

4、源，無特殊要求一般應(yīng)選三相交流異步電動(dòng)機(jī)。最常用 的電動(dòng)機(jī)是Y系列籠型三相異步交流電動(dòng)機(jī)。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù) 方便、價(jià)格低，使用與不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟 動(dòng)性能較好，頁適用于某些要求較高的啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩的機(jī)械。常用的是封閉式Y(jié) (IP44)系列。3.1.2 選擇電動(dòng)機(jī)容量選擇電動(dòng)機(jī)容量就是合理確定電動(dòng)機(jī)的額定功率。電動(dòng)機(jī)容量主要由發(fā)熱條件而定。電動(dòng)機(jī)發(fā)熱與工作情況有關(guān)。對(duì)于載荷不變或變化不大，且在常溫下長期連續(xù)運(yùn) 轉(zhuǎn)的電動(dòng)機(jī)，只要其所需輸出功率不超過其額定功率，工作時(shí)就不會(huì)過熱，可不進(jìn)行 發(fā)熱計(jì)算。這類電動(dòng)機(jī)按下述步驟確定：1)工作機(jī)所需功率PW工作機(jī)

5、所需功率Pw應(yīng)由機(jī)器工作阻力和運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算確定。已知輸送帶速度v (m/s)與卷筒直徑D (mm),則卷筒軸轉(zhuǎn)速nw為:1000 60v ,.n W =r/min=二 D1000 60 0.5二 360= 26.5rmin(3-1)已知帶式輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)卷筒的圓周力(牽引力)F(N)和輸送帶速v (m/s),則卷筒軸所需功率為：c Fv ,5400*0.5Pv =kw= =2.7 kw100010002)電動(dòng)機(jī)的輸出功率Pd電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)主動(dòng)軸之間的總效率，即：3232"="1 嗎% 為 7= 0.99 父0.993 Mo.972 Mo.99 Mo.96 =0.82(3-2)式

6、中，正1、 2、 3、 4、 5為電動(dòng)機(jī)至卷筒之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率, 由表2-4查的其數(shù)值為：彈性聯(lián)軸器 "1=0.99、滾動(dòng)軸承“2=0.99、圓柱齒輪傳動(dòng) nn3=0.97、卷筒滑動(dòng)軸承5=0.96。pd = -pw kw=.7 =3.29kw0.822)確定電動(dòng)機(jī)額定功率Ped根據(jù)計(jì)算出的功率E可選定電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped。應(yīng)使Ped等于或稍大于Pd 故，按表JB/T10391-2008選取電動(dòng)機(jī)額定功率 Ped =5.5 kw。3.1.3 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇常見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min的兩種電動(dòng)機(jī)。表3.1方案對(duì)比表方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率(kw)

7、電動(dòng)機(jī)(r/min )電動(dòng)機(jī)質(zhì)量(kg)電動(dòng)機(jī)裝置的傳動(dòng)比同步滿載總傳動(dòng)比1Y132S1-25.53000290067109.42Y132S-45.5150014406854.33Y132M2-67.510009608536.2由表中數(shù)據(jù)可知方案一雖然電動(dòng)機(jī)的價(jià)格低，但總傳動(dòng)比大。方案二與方案三比較，方案二傳動(dòng)比比較合適，傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)能夠比較符合這個(gè)設(shè)計(jì)過程，增加皮帶 輪傳動(dòng)，能夠很好的縮小尺寸。3.1.4電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸圖3-1表3.2方案對(duì)比表電動(dòng)機(jī)型號(hào)HABCDEFX GDGKABADACHDAABBHALY160M16025421089428012X837153252

8、551653857027020600由表20-1、表20-2查出Y160M-6型電動(dòng)機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸,并列上表。3.2 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，為使兩級(jí)的大齒輪有相近的浸油深度，高速級(jí)傳動(dòng)比 i1和低速級(jí)傳動(dòng)比i2可按下列方法分配：i1=1.47i(3-3)總傳動(dòng)比為：i =1440/38.2 =37.7皮帶輪的傳動(dòng)比為2-3這里取皮帶輪的傳動(dòng)比為2.5,那么齒輪傳動(dòng)比則為海=川2 =37.7/2.5=15.08那么 求得 ii = 4.73,i2 =3.2所彳3i1值符合一般圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的常數(shù)范圍。3.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)3.3.

9、1 各軸轉(zhuǎn)速 n(r/min)傳動(dòng)裝置的各軸轉(zhuǎn)速為：3.3.2 各軸輸入功率P(kw)各軸輸入功率分別為：PO = Pe=5.5kwP = %，=5.5 X 0.99 kw=5.445kw3.3.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為：表3.3方案對(duì)比表項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)高速軸I中間軸n低速軸m轉(zhuǎn)速(r/min )1440576121.7838.1功率(kw)5.55.4455.1234.819轉(zhuǎn)矩(N，m)36.4890.28401.751207.97傳動(dòng)比9.933.3效率0.990.94080.88514設(shè)計(jì)V帶和帶輪確定計(jì)算功率查課本P78表9-9得：Ka =1.2Pca=kAMP =1.2

10、M 4.5 =5.4，式中以為工作情況系數(shù)，p為傳遞的額定功率 既電機(jī)的額定功率.選擇帶型號(hào)根據(jù)Pea = 5.4 , kA = 1.3,查課本Pi52表8-8和P53表8-9選用帶型為A型 ca帶.選取帶輪基準(zhǔn)直徑ddi,dd2查課本P145表8-3和P53表8-7得小帶輪基準(zhǔn)直徑ddi =90mm ,則大帶 輪基準(zhǔn)直徑dd2 =i0dd1 =2.5M90 = 225mm,式中已為帶傳動(dòng)的滑動(dòng)率，通常取 (1%2%),查課本 R53 表 8-7 后取 dd2 =230mm。驗(yàn)算帶速vO二 ddEm 二 90 1440? V=6.78m/s <35m/s在 525m/s 丫口圍內(nèi)，V60

11、 100060 1000帶充分發(fā)揮。確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度4由于。7(%+)£/£2(4+或)，所以初步選取中心距a :a。=1.5(dd1+dd2) =1.5(90+230) =480 ,初定中心距 a0=480mm,所以帶長，二de -d“)2Ld = 2a°十(dd +dd2)+M一口-= 1472.64 mm.查課本 九2表8-2選取基準(zhǔn)長度 2 124a0Ld =1400mm得實(shí)際中心距取 a = 450mm驗(yàn)算小帶輪包角內(nèi)«1 =180”一蛆斗父竺0=162.16 °，包角合適。 a 二確定v帶根數(shù)z因 dd1 =90mm ,帶

12、速 v= 6.78m/s,傳動(dòng)比 i0=2.5,查課本P48表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內(nèi)插值法得p0 =10.7.甲0 =0.17 .查課本P42表8-2得Kl=0.96.查課本P54表8-8,并由內(nèi)插值法得&=0.96由P54公式8-22得故選Z=5根帶。計(jì)算預(yù)緊力F。查課本P45表8-4可得q = 0.1kg /m ,故：單根普通V帶張緊后的初拉力為計(jì)算作用在軸上的壓軸力Fp p利用P155公式8-24可得：5齒輪的設(shè)計(jì)本次課程設(shè)計(jì)我采用的是斜齒輪，斜齒輪的優(yōu)點(diǎn)是，能提高齒輪嚙合的重合度， 使齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)，降低噪音，。提高齒根的彎曲強(qiáng)度，齒面的接觸疲勞強(qiáng)度，但是

13、斜 齒輪會(huì)產(chǎn)生軸向力，可采用推力軸承進(jìn)行消除。設(shè)計(jì)齒輪的要求是：（1）高的彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度；（2）齒面由較高硬度、耐磨性；（3）輪齒芯部要有足夠 的強(qiáng)度和韌度。故齒輪的設(shè)計(jì)按下述步驟：5.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 .選齒輪類型、材料、精度等級(jí)及齒數(shù)。（1）選擇齒輪類型；考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選 用硬齒面漸開線齒輪。（2）選擇齒輪材料及熱處理；高速級(jí)小齒輪選用 45"鋼調(diào)質(zhì)后表面高頻淬火，小 齒輪齒面硬度為280HBs大齒輪選用45斤鋼調(diào)制，齒面硬度為240HBs(3)選擇齒輪精度等級(jí)；按 GB/T10095- 1998,選擇7級(jí)(4)選擇齒輪齒

14、數(shù)；乙、Z2互為質(zhì)數(shù)(相嚙合齒對(duì)磨損均勻，傳動(dòng)平穩(wěn))，閉 式Z1=2040,硬齒面故取小齒輪齒數(shù) 乙二30,大齒輪齒數(shù)Z2=Zi .ii=30X 4.73=141.9 , 取22=142。2 .按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算;3 (4-1)“2" u "1 ,ZhZe、2dit -.(),d - U 二 H (1)確定公式內(nèi)各參數(shù)的值：試選載荷系數(shù)Kt =1.6查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z H =2.433由課本P215圖10-26查得齒輪端面重合度2 = 0. 87貝U ；一. = 0. 780. 87 - 1. 65由課本P206公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1 =

15、60nl j Lh =60 X 970 X 1 X ( 2 X 8 X 365 X 10) h=3.3989 X 10 9 h (4-2) 9rN2 =-0-h =1.014M109h(3.29 為齒數(shù)比，即 3.29=乏)(4-3)u 4.09Z1查課本P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：勺亞=0.91 K =1.0查課本巳05表10-7查的齒輪的齒寬系數(shù)*d=11查課本巳01表10-6查得彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MP2查課本巳09圖10-21查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 仃Hiim1=600MPa大齒輪的 接觸疲勞強(qiáng)度極限C-Hiim2 =550MPa計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效

16、概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用P205公式10-12得:(4-4)(4-5)仃 H 1 = KHN1HHm1 =0.91 x600MPa=54MPaK仃H 2 = Ks H 2 =1.0 X 550=550MPa、二 H1 O H2546 550許用接觸應(yīng)力二h1，H 2 = -MPa= 548MPa(4-6)T=95.5X 105 X 且=73.10 N m(4-7)ni(2)設(shè)計(jì)計(jì)算試算小齒輪的分度圓直徑d1t,由計(jì)算公式得：3 2 1.6 3.611 104 5.172.433 189.8 2(4-8)= xx () mm 50.81mm1 1.655.17531.25計(jì)算圓周速度計(jì)算

17、齒寬計(jì)算齒寬b:二 d 1t n1 60 1000b和模數(shù)mb=-50. 81970=2.58m/s601000(4-9)d d1t =1 x 50.81mm=50.81mm計(jì)算摸數(shù)m : m=2.05(4-10)(4-11 )計(jì)算齒寬與高之比bh齒高h(yuǎn):h=2.25 m=2.25X2.05mm=4.61mm(4-12)計(jì)算縱向重合度 鄧,50. 81乂 =11.02h 4. 61(4-13)；一：=0.318 3，1tan 1 =0.318124 tan 14 =1.903計(jì)算載荷系數(shù)K(4-14)a）查課本P93表10-2查得使用系數(shù)Ka=1b）根據(jù)v = 2. 58m/ s ,7級(jí)精度,

18、（互換性九3表10-10）；查課本由電4圖 10-8得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.09;查課本由P197表10-4得接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)Kh 1=1.42c）查課本由 P95 表 10-13 得：K Fp=1.35查課本由13表10-3得：K Ha=KFa=1.4故載荷系數(shù)：K= Ka Kv Kh： Kf：=2.17(4-15)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑33d1=d1t =50.81 x Jy67=56.24mm(4-16)計(jì)算模數(shù)mnd1 cos :mn =乙56. 24 cos 1424=2. 27mm(4-17)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式(4-18)(

19、4-19)：2KTiYpcos2 P 尸dZ2；：.(二f，確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值計(jì)算載荷系數(shù)KK= KAKV KF(XK用=1.0X 1.09X 1.4.X 1.35= 2.06？S旋角系數(shù)Y .根據(jù)縱向重合度 鄧=1.8236,從課本P217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.88研算當(dāng)量齒數(shù)(4-20)(4-21 )查取齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力校正系數(shù)Ysa查課本由P200表10-5得：齒形系數(shù) YFa1 = 2.592 YFa2 = 2.205?應(yīng)力校正系數(shù) YSa1 = 1.596? YSa2 = 1.778?作壽命兩班制，10年，每年工作365天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=3.3989

20、X 109h大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N 2= 1.014 109h查課本由P208表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限？?？小齒輪仃FF1 =500MPa大齒輪仃FF2 =380MPa?查課本由P206圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)：Kfni=0.85 K fn2=0.88計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力?取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 0二F1= = 303.57MPa(4-22)0 F2=T = 238.86MPaYf Fs ？?計(jì)算大、小齒輪的 口口并加以比較 %YjFsa12. 592 1.5961=0. 01363二 F1303. 571Yf 2 FSa22. 205 1. 7782=0. 016412

21、38. 86(4-23)(4-24)(4-25)大齒輪的數(shù)值大.所以選用大齒輪.？設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算模數(shù)3mm= 1.64 mm (4-26)12421.6522.067. 3101040. 88 cos2 140. 01641對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取mn=2mm已可滿足彎曲疲 勞。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 51.077mm 來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由： d cos :Zi二56. 24 cos 14 _o_ OQ=2 7.282(4-26)取 Z1=3

22、0,那么 Z2=142?4.幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距a=(Z1 Z2)m=(24 140) 2=164mm(4-27)將中心距圓整為170mm 計(jì)算齒輪寬度(4-31 )B = :：Jdd1 = 1 49.5mm = 49.5mm圓整后取B2=60mmB1 = 65 mm5.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 .選齒輪類型、材料、精度等級(jí)及齒數(shù)。(1)選擇齒輪類型；考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選 用硬齒面漸開線斜齒輪。(2)選擇齒輪材料及熱處理；高速級(jí)小齒輪選用 45"鋼調(diào)質(zhì)后表面高頻淬火，小 齒輪齒面硬度為280HBs大齒輪選用45開鋼調(diào)制，齒面硬度為240HBs(3)

23、選擇齒輪精度等級(jí)；按 GB/T10095- 1998,選擇7級(jí)。(4)選擇齒輪齒數(shù)；乙、Z2互為質(zhì)數(shù)(相嚙合齒對(duì)磨損均勻，傳動(dòng)平穩(wěn))，閉式乙二2040,硬齒面故取小齒輪齒數(shù) 乙二24,大齒輪齒數(shù)Z2=Zi 1i=24X 4.4=105.6 , 取 Z2=106。(5)選取螺旋角；初選螺旋角B =142 .按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算;dit3，u1(釜)2(4-41 )(1)確定公式內(nèi)各參數(shù)的值試選載荷系數(shù)Kt =1.6查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z H =2.433由課本P215圖10-26查得齒輪端面重合度 %=0. 78%2 = 0.87貝U ；一. = 0. 780. 87 = 1

24、.65課本P206公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1=60nlj=60 X293.94 X 1 X (2X8X365X 10) h=1.0299 X 109h(4-42)9N 2 = N1 =4.1472 y0 h =1.014x109h (3 為齒數(shù)比，即 3= Z2 )2 u 4.09乙(4-43)課本P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：礪=1.0 K如2=1.08查課本&5表10-7查的齒輪的齒寬系數(shù) a=11查課本巳01表10-6查得彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MP2查課本&9圖10-21查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 仃Hlim1=600MPa大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度

25、極限入lim2 =550MPa計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用P205公式10-12得:(4-44)(4-45)=KHN10Hlim1 =1.0 x 600MPa=60MPaS=1.08 X550=594MPa600594八MPa= 597MPa2K HN 2'- H lim 2-H 2S.、二 H10 H2許用接觸應(yīng)力二h = 2(4-46)一5PiT=95.5 X 105 X，=226.94 N m nii(4-47)(2)設(shè)計(jì)計(jì)算試算小齒輪的分度圓直徑d1t,由計(jì)算公式得:21.62.269410411.65計(jì)算圓周速度.60 1000=1.09m/s

26、(4-49)算齒寬b和模數(shù)mnt。計(jì)算齒寬b:b=d d2t =1 x 70.55mm=70.55mm(4-50)d1t cos - mnt = ZZ270. 55 cos 14 mm 2.85mm24(4-51 )算齒寬與高之比%。h齒高 h:h=2.25計(jì)算縱向重合度名b。mnt =2.25 x2.85mm=6.4125mm(4-12)70.55 一% = = 11h 6.4125(4-13)2. 433189. 8、2(4-48)mm： 70.6 mm597殍=0.318 Gdz1 tan P = 0.318 父 1 父 24父 tan14 '=1.903(4-54)計(jì)算載荷系數(shù)

27、Ka）查課本P93表10-2查得使用系數(shù)Ka=1b）根據(jù)v = 1.09m/ s ,7級(jí)精度,（互換性P93表10-10）；查課本由P圖 10-8得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.04;查課本由P197表10-4得接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷 分布系數(shù)Kh ：=1.42c）查課本由P95表10-13得：K邛=1.35查課本由 P193表 10-3 得：K Ha=KFa=1.4故載荷系數(shù)：(4-55)(4-56)K= KA Kv Kh儀 KFp=1X1.09 X 1.4 X 1.42=2.17實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑33 d1=d 1t J =70.55X J2-07=76.87mm1: kt1.6

28、計(jì)算模數(shù)mn且二%=3.01mmZ 24(4-57)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式(4-58)12KTiYpC0S2P(YFaYsa,dZ2；：.二 F確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值計(jì)算載荷系數(shù)KK= KAKV KFaKFp=1 X1.04X 1.4X 1.35= 1.97(4-59)？螺旋角系數(shù)Y-：根據(jù)縱向重合度 鄧=1.903,從課本P217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.88 研算當(dāng)量齒數(shù)Zv1 = 26. 27(4-60)Zv2 = 78. 82(4-61 )查取齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力校正系數(shù)Ysa 查課本由P200表10-5得：齒形系數(shù) YFa1=2.592 YFa1

29、= 2.218?應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1 = 1.596 Ysa2 = 1.768?工作壽命兩班制，10年，每年工作365天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=1.0299X 89h大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N 2 = 1.014X89h查課本由P208表10-20C得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限？?？小齒輪仃FF1 =500MPa大齒輪仃FF2 =380MPa？查課本由P206圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)：Kfn1=0.88 K FN2=0.9計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力?取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4二 F 1 =KFN1；- FF1S0.88 500 MPa= 314. 29MPa1.4(4-62)0. 9380 1tMM

30、Pa= 244. 29MPa1.4(4-63)-fi2.218 1.768244. 292.592 1.596314. 29=0. 01316=0. 01605(4-64)(4-65)KFN2-FF2 -F 2 = 一S？?計(jì)算大、小齒輪的 迭上敘并加以比較%大齒輪的數(shù)值大.所以選用大齒輪.？設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算模數(shù)321.972.26941040.88 cos2 140.01605mn 之2mm = 2. 37 mm (4-66)12421.65對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取mn=3mm已可滿足

31、彎曲疲 勞。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 76.87 mm 來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由：取 Z1二30,那么 Z2=96.名.幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距(4-67)(4-69)(4-70)(4-71 )(Z1 Z2)mn (30 106) 3 , a= =- =204mm2cos -2將中心距圓整為195mm 算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =45mmd2 =159 mm 計(jì)算齒輪寬度B=.：，d1 =1 89.52mm =89.52mm 圓整后取B2 =90 mmB1 =95 mm6.軸的擬定6.1 聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)及選擇聯(lián)軸器的類型根據(jù)工作要求選定。聯(lián)接電動(dòng)機(jī)與減速器

32、高速軸的聯(lián)軸器，由于軸 的轉(zhuǎn)速較高，一般應(yīng)選用具有緩沖、吸振作用的彈性聯(lián)軸器，例如彈性套柱銷聯(lián)軸器， 彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機(jī)聯(lián)接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，傳遞 的轉(zhuǎn)矩較大，又因?yàn)闇p速器軸與工作機(jī)軸之間往往有較大的軸線偏移，因此常選用剛 性可移式聯(lián)軸器。已知 P =7.425kw % =970r/minTz =73100N mm;選取軸的材料為 45鋼，調(diào)制處理；查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)P197表20-2得電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-6的D=42mm 查課本當(dāng)0表15-3,取A=126,所以得高速軸的最小直徑處算為：dmin _ A0 3 R = 112 3 7.42519.35mm n

33、i1440(5-1)聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查課本P351表141,選取Ka =1.25,所以轉(zhuǎn)矩為：Tca = KaTz = 1. 3 m 73. 10N m = N .95. 03m(5-2)因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)P64表17 - 4 ,選取HL3聯(lián)軸器型彈性套柱銷聯(lián)軸器具公稱轉(zhuǎn)矩為315N m0所以高速軸的最小直徑為25mm.HL2聯(lián)軸器28 x 62 GB5014-85 主動(dòng)端d=28mm, Y型軸孔，L=62mm,A型鍵槽； 25621從動(dòng)端d2 =25mm,Y型軸孔，L=62mm , A型鍵槽。已知 Pm =6.572kw nm =97.98r/min Tm

34、 =640570N - mm；選取軸的材料為 45鋼， 調(diào)制處理；查課本 班0表15-3,取A =112,所以得高速軸的最小直徑處算為：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查課本P351表14-1, Ka = 1. 3,所以轉(zhuǎn)矩為：Tca = KaM =1.3M 640.57N m = 832741N m(5-4)因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) P62表17 - 2 ,選取 HL4聯(lián)軸器型彈性套柱銷聯(lián)軸器具公稱轉(zhuǎn)矩為 1250N m0所以低速軸的最小直徑為 48mm.HL448X 112聯(lián)軸器 GB5401-85 主動(dòng)端 d1 =48mm J型軸孔，L=112mm,A 型鍵槽； 從動(dòng)端d2

35、=48mm,J型軸孔，L=112mm, A型鍵槽。6.2 初選滾動(dòng)軸承的類型及軸的支承形式按照對(duì)軸系軸向位置的不同限定方法，軸的支承結(jié)構(gòu)可分為三種基本型式，即兩端固定支承，常用兩個(gè)安裝的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，兩個(gè)軸承各限制軸載一個(gè)方向的軸向移動(dòng)；一端固定、一端游動(dòng)支承，用于跨距較大且工作溫度較高的軸，其熱伸長量大；兩端游動(dòng)支承，對(duì)于一對(duì)人字齒輪本身的相互軸向限位作用，它們的 軸承內(nèi)外圈的軸向緊固應(yīng)設(shè)計(jì)成只保證其中一根軸向相對(duì)機(jī)座由過頂?shù)妮S向位置，而另一根軸上的兩個(gè)軸承都必須是游動(dòng)的以防止卡死或人字齒的兩側(cè)受力不均勻。普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，常采用兩端固定支承。因?yàn)椴捎眯饼X輪

36、軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，軸承內(nèi)圈在軸上可 用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意留有適當(dāng) 的軸向間隙，以補(bǔ)充工作時(shí)軸的熱伸長量。對(duì)于可調(diào)間隙的角接觸球軸承，則可利用 調(diào)整墊片或螺紋件來調(diào)整軸承游隙，以保證軸系的游動(dòng)和軸承的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。6.3 軸承蓋的結(jié)構(gòu)軸承蓋的作用是固定軸承、承受軸向載荷。密封軸承座孔、調(diào)整軸系位置和軸承 間隙等。采用凸緣式軸承蓋。6.4 滾動(dòng)軸承的潤滑本次設(shè)計(jì)軸承采用油潤滑，當(dāng)利用箱體內(nèi)傳動(dòng)件濺起的油潤滑軸承時(shí)，通常在箱座的凸緣面上開設(shè)導(dǎo)油溝，使飛濺到箱蓋內(nèi)壁上的油經(jīng)過導(dǎo)油溝進(jìn)入軸承，所以在箱座上開設(shè)導(dǎo)油溝。6.5

37、 確定齒輪位置和箱體內(nèi)壁線箱 座壁厚 8=8mm; 1=15mm;A 2=16mm;A 3=7mm; 4=20mm;A 7=20mmL1 =60mm; L2=197mm; L3=317mm.7、軸與滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)、校核計(jì)算7.1低速軸的設(shè)計(jì)1.已知 Pw =6.572kw nm =97.98r/min Tm =6405705 mm；選取軸的材料為 45 鋼,調(diào)制處理；軸的最小直徑是聯(lián)軸器的直徑，所以低速軸的最小直徑確定為2.求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 da =286.38mm2Tm2 640570da286. 38N = 4473. 6Ntan 二 nF = F - =

38、4473. 6r t cos 一：tan 20o 1683. 3N cos 14 24 00Fa= FttanP =4541Xtan14° 24' 001172.6N48 mm。(6-1)(6-2)(6-3)3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，I - R軸段右端需要制出一軸肩，故取H -m的直徑dq二55mm ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D = 58mm#聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸 器上而不壓在軸端上，故I - H的長度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取11=84mm初步選擇滾動(dòng)

39、軸承.因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)dn = 55mm ,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承 30312 型，其尺寸為 d 父 D 父 B =60mmM130mmM33.5mm,故 dw4=dw=60mm;而= 33.5mm .右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊上查得30312型軸承定位軸肩高度h a 0. 07d,取h = 5mm因此dVII 刈 =72mm, 取安裝齒輪處的軸段d,R = 65mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位已知齒輪轂的寬度為95mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于

40、輪轂寬度，故取l IV=91mm齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=5,取d v=75mm軸環(huán)寬度b至1.4h,取b=10mm. 軸承端蓋的總寬度為 32.5mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求 ，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間 的距離l =17.5mm ,故取1二50mm. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離 4=20mm考慮到箱 體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 3, 3=8mm已知滾 動(dòng)軸承寬度 B=33.5mm,高速齒輪輪轂長L=95mm,則至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度。傳動(dòng)軸總

41、體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖如圖6-1至圖6-3所示：圖6-1 低速軸圖6-2 高速軸圖6-3 中間軸7.2中間軸的校核1 .求作用在齒輪上的力已知中間軸大齒輪的分度圓直徑為 da=184.23mm da =95.46mmFt2=1991.92NFr2=747.48NFa2=499.97NFt3=4541NFr3=1707.44NFa3 = 1165.07Nia2 .從軸的載荷分析圖可以判斷 危險(xiǎn)截面在B處，現(xiàn)將計(jì)算出的截面B處的M、MV、MH的值列于下表表6.1 對(duì)照表載荷水平向H垂直向V支反力F(N)Fnhi=2972 Fnh2=1502Fnvi=1909 Fnv2 =-226彎矩 M(N mm)Mh =

42、215470Mvi=138403Mv2=-32433總彎矩扭矩 T(N mm )6405706.按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)：:20.44MPa(6-4)M1(二。)279716.92 (0.6 30.8594)2=2W.0.1 532前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查課本 區(qū)2表15-1得仃4=60MPaV仃ca 。/.此軸合理安全 中間軸的載荷分析圖8 .鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) 中間軸：d1=35mmd2=35mm低速軸：d 3 =48mm查課本Po6表6-1取：中間軸：14X9X8016X10X40低速軸：

43、18X11X80校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查課本表 P06表 6-2 得op=110s 120Mp 取仃 p=110MPa鍵工作長度中間軸： 12 = L2 -b2 =80-14=56 12 = L2 b2 =40-16=24低速軸：I3 = L3 -b3 =80-18=62與輪轂鍵槽的接觸高度中間軸： K 2=0.5 h 2=9 K2=0.5 h 2=10CP2低速軸:-P32T2 1032 206.63 1000K212d24 51 38:53.31MPMO p32T2 102 206.63 1000K212d24 28 38:97.1 MPa：、K3 =0.5 h 3=112T31032 64.

44、057 1000KJ 3d35. 5 6265=57. 80MPa<二 p兩者都合適取鍵標(biāo)記為:中間軸：鍵2: 14X 80A GB/T1096-79鍵2: 16X 40 A GB/T1096-79低速軸：鍵 3: 18X80 A GB/T1096-799 .箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s,故采用侵油潤油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，

45、聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3 -3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8,圓角半徑為R=3o機(jī)體外型簡單，拔模方便.4. 對(duì)附件設(shè)計(jì)A視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面,并加封油圈加以密封。C油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出 .D