北航機械課程設(shè)計報告

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：加熱爐裝料機院 系：宇航學(xué)院 111513班設(shè) 計 者：石慶利（11151069）指導(dǎo)老師：李繼婷2014年6月5日北京航空航天大學(xué)目錄一、設(shè)計任務(wù)書：11.設(shè)計題目：12.設(shè)計背景：13.設(shè)計參數(shù)：14.設(shè)計任務(wù)：1二、機械裝置整體方案設(shè)計：11.執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計：12.電動機選擇23.分配傳動比24.運動和動力參數(shù)計算3三、主要零部件的設(shè)計計算41.傳動零件的設(shè)計及校核41.1高速級蝸桿-蝸輪傳動設(shè)計41.2低速級齒輪傳動設(shè)計62.軸的設(shè)計與校核122.1蝸桿軸（高速軸）設(shè)計與校核122.2小齒輪軸（中間軸）設(shè)計與校核142.3大齒輪軸（低速軸）設(shè)計與校核1

2、83.軸承的壽命校核203.1蝸桿軸軸承壽命校核203.2蝸輪-小齒輪軸軸承壽命校核213.3大齒輪軸軸承壽命校核234.鍵的選取及校核242.1高速軸聯(lián)軸器鍵242.2中間軸蝸輪鍵242.3低速軸大齒輪鍵252.4低速軸外伸鍵25四、減速器箱體及附件設(shè)計261.減速器箱體設(shè)計計算：262.附件的設(shè)計262.1通氣器的設(shè)計262.2外六角螺塞設(shè)計272.3桿式游標(biāo)設(shè)計272.4啟蓋螺釘設(shè)計272.5軸承端蓋設(shè)計283.密封裝置及潤滑劑選擇283.1密封裝置283.2潤滑劑和潤滑脂的選擇294.技術(shù)要求29設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果一、設(shè)計任務(wù)書：1. 設(shè)計題目：加熱爐裝料機2. 設(shè)計背景：1)

3、 題目簡述：裝料機用于向加熱爐內(nèi)送料，由電動機驅(qū)動，室內(nèi)工作，通過傳動裝置使裝料機推桿作往復(fù)移動，將物料送入加熱爐內(nèi)。2) 使用狀況：生產(chǎn)批量為5臺；動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)；使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時；檢修期為三年大修。3) 生產(chǎn)狀況：生產(chǎn)廠具有加工7、8級精度齒輪、蝸輪的能力。3. 設(shè)計參數(shù)：推桿行程290mm，推桿所需推力6200N，推桿工作周期3.7s。4. 設(shè)計任務(wù)：（1）設(shè)計總體傳動方案，畫出總體機構(gòu)簡圖，完成總體方案論證報告。（2）設(shè)計主要傳動裝置，完成主要傳動裝置的裝配圖（A0）。（3）設(shè)計主要零件，完成兩張零件工作

4、圖（A3）。（4）編寫設(shè)計說明書。二、機械裝置整體方案設(shè)計：機械裝置通常由原動件、傳動部分和執(zhí)行機構(gòu)組成。機械裝置總體設(shè)計任務(wù)是你定執(zhí)行機構(gòu)和傳動方案，選定原動機的類型和具體型號，確定傳動部分的總傳動比，合理分配各級傳動比，計算傳動機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)的運動及動力參數(shù)，為傳動機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)的設(shè)計提供依據(jù)。1. 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計：本設(shè)計要使從動件最終執(zhí)行直線的往復(fù)移動，需要最終實現(xiàn)由原動件輸出的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為往復(fù)運動，且無須考慮是否等速，是否有急回特性，因此為了完成此任務(wù)選擇最為簡單的連桿機構(gòu)即可。本設(shè)計采用一個六桿機構(gòu)作為執(zhí)行機構(gòu)。設(shè)計過程示意圖如下（已保留作圖痕跡）：圖 1 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計圖2. 電動機

5、選擇推桿行程S=300mm，已知極位夾角=120°，則推桿工作時間t=4.3s×180°+10°360°=2.269s由推程可得推桿工作速度：v=st=300mm2.296s=132.19mm/s=0.1322m/s,取vmax=0.26m/s推桿工作功率 Pw=Fw×vmax=6000×0.26=1560 W=1.56KW現(xiàn)在計算工作效率：從原動件到滑塊共經(jīng)過有聯(lián)軸器（兩個）、球軸承（三對）、蝸桿蝸輪傳動、齒輪傳動以及一系列轉(zhuǎn)動副和滑動副。傳動總效率 =122334556=0.9932×0.993×0.

6、80×0.975×0.995×0.92=0.656所需電機功率 Pd=PW2.38 W電動機額定功率PedPd，選電動機的額定功率為Ped=3 kW選取Y112M-6型電動機Ped=3 kW，nd=1000 r/min, nm=960 r/min工作機主軸轉(zhuǎn)速nw=604.3 r/min= 13.95r/min，傳動比i=nmnw=96013.95=68.8，蝸桿齒輪減速器傳動比范圍6090，綜合考慮滿足要求，所以選擇同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的Y112M-6三相異步電動機。3. 分配傳動比1) 總傳動比（減速器傳動比） i=68.82) 各級傳動比 減速器高

7、速級蝸桿-渦輪傳動比為： i12=23，i23=2.9914. 運動和動力參數(shù)計算0軸（電動機軸）：P0=Pd=2.38 kWn0=nm=960 r/minT0=9550P0n0=23.68 Nm1軸（高速軸）：P1=P001=P01=2.363 kWn1=n0i01=960 r/minT1=9550P1n1=23.51 Nm2軸（中間軸）：P2=P112=P123=1.8715 kWn2=n1i12=41.74 r/minT2=9550P2n2=428.19 Nm3軸（低速軸）：P3=P223=P224=1.825 kWn3=n2i23=13.95 r/minT3=9550P3n3=1249

8、.37 Nm4：滑塊P4=P334=P312556=1.56 kW軸名功率 P/kW轉(zhuǎn)矩 T/Nm轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸2.3823.6896010.991軸2.3632.33923.5123.279604.9440.962軸1.8721.853428.19423.9141.743.8030.963軸1.8251.8071249.31236.513.95表 1 4.運動和動力參數(shù)計算結(jié)果三、主要零部件的設(shè)計計算1. 傳動零件的設(shè)計及校核圖 2 傳動零件結(jié)構(gòu)示意圖1.1 高速級蝸桿-蝸輪傳動設(shè)計1) 選擇材料和精度等級考慮轉(zhuǎn)速不很高，傳動尺寸無嚴(yán)格限制，批量較

9、小，選用ZA型蝸桿傳動，蝸桿用45鋼，淬火處理，硬度HRC=4550，蝸輪輪緣用ZCuSn10P1，砂模鑄造。同側(cè)齒面精度等級選8級精度。2) 確定蝸桿、蝸輪齒數(shù)傳動比i=23，參考表3-4，取z1=2,z2=23×z1=46蝸輪轉(zhuǎn)速為n2=41.74 r/min3) 確定蝸輪的許用接觸應(yīng)力蝸輪的材料為錫青銅，計算公式為：HP=HP'ZvsZN，由表3-10得HP'=200MPa，參考圖3-8出谷滑動速度vs=3.3m/s，浸油潤滑，由圖3-10得zvs=0.94，單向運轉(zhuǎn)取1，渦輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL=60n2th=60×1×41.74×

10、;10×250×16=1.0×108，由圖3-11得：ZN=0.75，則：HP=HP'ZvsZN=200×0.94×0.75=141MPa。4) 接觸強度計算載荷系數(shù)K=1.05，有表3-8故去我干的傳動效率=0.8，則蝸輪的轉(zhuǎn)矩為T2=428.2Nm，m2d115000HPz22KT2=15000139.12×462×1.05×428.2=2470.15mm3，取m2d1=2500mm3，取m=6.3mm，d1=63mm，則q=10。5) 主要尺寸計算:蝸輪分度圓直徑為d2=mz2=6.3×46

11、=289.8mm蝸桿導(dǎo)程角tan=z1q=210=0.2,=11°18'36''蝸輪齒寬（表3-5）為：b2=2m0.5+q+1=48.089mm,取b2=50mm傳動中心距為：a=0.5d1+d2=176.4mm6) 計算蝸輪圓周速度和傳動效率蝸輪圓周速度v2=d2n260×1000=0.63m/s齒面相對滑動速度為：vs=v1cos=d1n160×1000=3.229m/s由表3-7差出當(dāng)量摩擦角e=1°32'=1.53°，由式（3-5）得：1=tantan(+e)=0.877,2=0.95,3=0.99,=

12、123=0.82，與初取值相近。7) 校核接觸強度蝸輪轉(zhuǎn)矩為T2=T1i=443.3Nm由表3-12可查彈性系數(shù)為ZE=155，由表3-13得使用系數(shù)KA=1由于v2=0.63m/s<3m/s，取Kv=1.02，載荷分布系數(shù)K=1，則：H=ZE9400T2d1d22KAKvK=138.9MPa<141MPa=HP，合格。8) 輪齒彎曲強度校核確定許用彎曲應(yīng)力為：FP=FP'YN由表3-10查FP'=51MPa（單側(cè)受載）由圖3-11查YN=0.6，所以FP=FP'YN=30.6MPa蝸輪復(fù)合齒形系數(shù)計算：YFS=YFaYSa蝸輪當(dāng)量齒數(shù)ze2=z2cos3=

13、48.79蝸輪不變位，查圖2-20和2-21得：YFa=2.35，YSa=1.71，所以YFS=YFaYSa=4.14 導(dǎo)程角的系數(shù)為Y=1-120°=0.906F=666T2KAKVKd1d2mYFSY=9.81MPa<FP，所以合格。9) 蝸桿軸剛度驗算蝸桿所受圓周力為：Ft1=2T1d1=746.35N徑向力Fr1=2T2d2tanx=1113.5N，L=0.92d2=260.82mm蝸桿危險截面慣性矩為：I=df464=2.47×106mm4許用最大變形為：yp=0.001d1=0.063mm蝸桿軸變形為：y1=Ft12+Fr1248EIL3=0.000955

14、mm<0.063mm,y1<yp，合格。10) =0.82，導(dǎo)熱率K=15W/(m2)，工作環(huán)境溫度t2=20A=0.33(a100)1.73=0.881m2，由式（3-15）得：t1=P1(1-)KA+t2=52<95，合格。1.2 低速級齒輪傳動設(shè)計1) 選擇材料和精度等級考慮轉(zhuǎn)速不很高，傳動尺寸無嚴(yán)格限制，批量較小，故小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=241286，平均取為260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229286，平均取為240HB。同側(cè)齒面精度等級選8級精度。2) 初步估算小齒輪直徑d1因采用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱待X面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直

15、徑。查附錄B中表B-1，初取=13°，查得Ad=756，K=1.4，轉(zhuǎn)矩T1=443.3 Nm由表2-14取齒寬系數(shù)d=1.2，初步計算許用接觸應(yīng)力HP。由圖2-24查得接觸疲勞極限Hlim1=710 MPa，Hlim2=580 MPa，則HP10.9Hlim1=0.9×710 MPa=639 MPaHP20.9Hlim2=0.9×580 MPa=522 MPa由附錄B中式（B-2）得：d1Ad3KT1dHP2u+1u=756×31.4×443.31.2×5222×2.991+12.991=103.05 mm初取d1=105

16、mm。3) 確定基本參數(shù)校核圓周速度v和精度等級：v=d1n160×1000=×105×41.7460×1000=0.23m/s查表2-1，取8級精度合理。初取齒數(shù)為z1=34，z2=i12z1=2.991×34=101.694 取z2=101。確定模數(shù)為mt=d1/z1=105/34=3.088，查表2-4取mn=3。確定螺旋角為：=arccosmnmt=13.729°小齒輪直徑為 d1=mtz1=3.088×34=104.992 mm大齒輪直徑為 d2=mtz2=3.088×105=311.888 mm初步齒寬

17、為 b=dd1=1.2×105=126 mm校核傳動比誤差：i=z2z1=10134=2.971,相對誤差：2.991-2.9712.991×100%=0.7%，在允許誤差范圍內(nèi)。4) 校核齒面接觸疲勞強度由式 H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu±1uHP 校核接觸疲勞強度。計算齒面接觸應(yīng)力 H。節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH由圖2-18查得，非變位斜齒輪ZH=2.44。彈性系數(shù)ZE由表2-15查得，ZE=189.8N/mm2。重合度系數(shù)Z的計算公式由端面重合度和縱向重合度確定。其中：端面重合度為=12z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant&

18、#39;由表2-5可得t=arctantanncos=arctantan20°cos13.729°=20.54°at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=arccos105×cos20.54°105+2×3=27.648°at2=arccosdb2da2=arccosd2costda2=arccos311.888×cos20.54°311.888+2×3=23.256°由于無變位，端面嚙合角t'=t=20.54°，因此端面重合度=1.69縱向重

19、合度為=bsinmn=126×sin13.729°×3=3.17因為>1，故Z=1=11.69=0.769。螺旋角系數(shù)Z為Z=cos=cos15.942°=0.986使用系數(shù)KA由表2-7查得KA=1.25；動載荷系數(shù)KV由圖2-6查得KV=1.02。齒間載荷分配系數(shù)KH查表2-8。其中：Ft=2T1d1=2×443.3×1000105=8443.8 NKAFtb=1.25×8443.8126=83.77 N/mm<100 N/mmcosb=coscosn/cost=cos13.729°cos20

20、76;/cos20.54°=0.975KH=KF=cos2b=1.690.9752=1.778齒向載荷分布系數(shù)KH查表2-9。其中：非對稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級8級。KH=A+B1+0.6bd12bd12+C10-3b=1.17+0.16×1+0.6×(126105)2×(126105)2+0.61×10-3×126=1.55齒面接觸應(yīng)力為：H=2.44×189.8×0.769×0.986×1.25×1.02×1.778×1.55×8443.8105

21、15;126×2.971+12.971=608 N/mm2計算許用接觸應(yīng)力 HP。由式HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim計算許用接觸應(yīng)力 HP。其中，接觸強度壽命系數(shù)ZNT由圖2-27查得ZNT1=1.15，ZNT2=1.21。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：NL1=60n1th=60×1×190.129×10×250×16=1.0×108NL2=NL1i=1.0×1082.971=3.37×107齒面工作硬化系數(shù)ZW1為ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.2-240-1301700=1.

22、14接觸強度尺寸系數(shù)ZX由表2-18查得ZX1=ZX2=1.0。潤滑油膜影響系數(shù)為ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1接觸最小安全系數(shù)SHlim查表2-17（一般可靠度），取SHlim=1.05。許用接觸應(yīng)力為HP1=710×1.04×1×1×1×1.14×11.05=886.5 MPaHP2=580×1.10×1×1×1×1.14×11.05=762.0 MPa驗算：H=608 MPa<HP2=762.0 MPa（取HP1和HP2中較小的HP2），接觸疲

23、勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。5) 確定傳動主要尺寸中心距為a=d1+d22=104.992+311.8882=208.440 mm圓整取a=210 mm。由公式a=z1+z2mn2cos可求得精確的螺旋角為=arccosz1+z2mn2a=arccos34+101×32×210=15.359°=15°21'32''端面模數(shù)為：mt=mn/cos=3/cos15°21'32''=3.111 mm小齒輪直徑：d1=mn/cosz1=3.111×34=105.778 mm大齒輪直徑：d2

24、=mn/cosz2=3.111×101=314.222 mm齒寬b為：b=126 mm，b1=130 mm，b2=126 mm小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv1=z1/cos3=38小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv2=z2/cos3=1136) 齒根彎曲疲勞強度驗算由式 F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYFP 校驗齒根彎曲疲勞強度。計算齒根彎曲應(yīng)力。使用系數(shù)KA、動載荷系數(shù)KV及齒間載荷分配系數(shù)KF分別為KA=1.25，KV=1.02，KF=1.778，同接觸疲勞強度校核。齒向載荷分布系數(shù)KF由圖2-9查得KF=1.5。其中：b/h=126/2.25×3=18.67齒形系數(shù)YFa由圖2

25、-20(非變位)查得YFa1=2.42，YFa2=2.24；應(yīng)力修正系數(shù)YSa由圖2-21查得YSa1=1.67，YSa2=1.80。重合度系數(shù)Y為Y=0.25+0.75e=0.25+0.75/cos2b=0.25+0.751.69/0.9752=0.67螺旋角系數(shù)Y由圖2-22查得Y=0.87。齒根彎曲應(yīng)力為F1=KAKVKFKFFtbmnYFa1YSa1YY=1.25×1.02×1.5×1.778×8443.8126×3×2.42×1.67×0.67×0.87=183.3 MPaF2=KAKVKFKF

26、FtbmnYFa2YSa2YY=1.25×1.02×1.5×1.778×8443.3126×3×2.24×1.80×0.67×0.87=182.9 MPa計算許用彎曲應(yīng)力。FP=FlimYSTYNTYVerlTYRrelTYXSFmin實驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限Flim由圖2-30查得Flim1=300 MPa，F(xiàn)lim2=280 MPa。彎曲強度最小安全系數(shù)SFmin由表2-17查得SFmin=1.25。彎曲強度尺寸系數(shù)YX由圖2-33查得YX1=YX2=1。彎曲強度壽命系數(shù)YNT，由圖2-32（應(yīng)力循

27、環(huán)次數(shù)確定同接觸疲勞強度校核）查得YNT1=0.92，YNT2=0.95。應(yīng)力修正系數(shù)YST為YST1=YST2=2。相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為YVerlT1=YVerlT2=YRrelT1=YRrelT2=1許用齒根應(yīng)力為FP1=300×2×0.92×1×1×11.25 MPa=441.6 MPaFP2=280×2×0.95×1×1×11.25 MPa=425.6 MPa彎曲疲勞強度的校核：F1=140 MPa<FP1=441.6 MPaF2=132 MPa<FP2=425.

28、6 MPa合格。7) 靜強度校核因傳動無嚴(yán)重過載，故不作靜強度校核。2. 軸的設(shè)計與校核2.1 蝸桿軸（高速軸）設(shè)計與校核1) 選材料，熱處理方式：45鋼正火，硬度HB=1702172) 查表得45鋼取C=106，dC3Pn=106×32.363960mm=14.3mm，根據(jù)與聯(lián)軸器端連接的尺寸，按聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)系列，選擇GY4J1型凸緣聯(lián)軸器，直徑d=30mm，軸孔長度L=60mm。3) 初定軸的結(jié)構(gòu)：將支撐布置成一端固定一端游動式結(jié)構(gòu)，軸承初選7208AC。4) 軸空間受力：T1=23.51Nm， Ft1=2T1d1=746.35N， T2=443.3NmFa1=2T2d2=3059

29、.35N， Fr1=2T2d2tan=1113.5N空間受力圖如下：圖 3 蝸桿軸空間受力圖5) 計算支反力：垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下： FAV=1113.5×170-3059.35×31.5340=273.31 N FBV=1113.5×170+3059.35×31.5340=840 N M'VC=FAV×170=46462.7 Nmm M''VC=FBV×170=142800 Nmm水平面（XY平面）支反力及彎矩計算如下：FAH=FBH=0.5×Ft1=373.18 NMHC=FBH

30、×170=63439.75 Nmm垂直面、水平面受力圖如下：圖 4 蝸桿軸垂直面、水平面受力圖垂直面、水平面彎矩圖如下：圖 5 蝸桿軸垂直面、水平面彎矩圖6) 計算并繪制彎矩圖：M'C=M'VC2+MHC2=46462.72+63439.752=78634.5 NmmM''C=M''VC2+MHC2=1428002+63439.752=156257.6 Nmm圖 6 蝸桿軸合成彎矩圖7) 計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖：T1=23.51Nm=2.351×104Nmm 圖 7 蝸桿軸轉(zhuǎn)矩圖8) 對于不變轉(zhuǎn)矩=-1b0b,由表1-2得：B=60

31、0MPa,0b=95MPa,-1b=55MPa, =0.58由公式 Me=M2+T2求出危險截面C處當(dāng)量彎矩為MeC=M''C2+T2=156257.62+0.58×235102=156851.4 Nmm當(dāng)量彎矩圖如下：圖 8 蝸桿軸當(dāng)量彎矩圖b=MeCW=156851.40.1×633=6.27MPa<-1b=55MPa，所以合格。9) 軸的整體設(shè)計如下圖所示：圖 9 蝸桿軸整體結(jié)構(gòu)設(shè)計2.2 小齒輪軸（中間軸）設(shè)計與校核1) 選材料，熱處理方式：40Cr調(diào)質(zhì)，硬度HB=2412862) 查表得40Cr取C=104，dC3Pn=104×31

32、.87241.74mm=36.95mm，該小齒輪軸軸徑最小處大于36.95mm即可。3) 初定軸的結(jié)構(gòu)：將支撐布置成兩端固定式結(jié)構(gòu)，軸承初選7211AC。4) 軸空間受力計算： Fa2=Ft1=746.35N，F(xiàn)r2=Fr1=1113.5N，F(xiàn)t2=Fa1=2T2d2=3059.35NFt3=2000T2d2=8381.71N, Ft4=Ft3=8381.71NFa3=Ft3tan=2302.25N, Fa4=Fa3=2302.25NFr3=Ft3tanncos=3163.68N, Fr4=Fr3=3163.68N軸的空間受力圖如下：圖 10 小齒輪軸空間受力圖5) 計算支反力：垂直面、水平面

33、支反力計算簡圖如下：圖 11 垂直面、水平面受力圖FAV=8381.71×210+746.35×144.9-1113.5×85315=5630.66 NFBV=8381.71×105-1113.5×230-746.35×144.9315=1637.55NFAH=3163.68×210+2302.25×52.889-3059.35×85315=1670.13 NFBH=3059.35×230-3163.68×105+2302.25×52.889315=1565.80 N6) 計

34、算彎矩并繪制彎矩圖：M'VC=5630.66×105=591219.3 Nmm=M''VCM'VD=5630.66×230-8381.71×125=247338.05NmmM''VD=1637.55×85=139191.75NmmM'HD=1565.80×85=133093Nmm=M''HDM''HC=1565.80×210-3059.35×125=-53600.75 NmmM'HC=-53600.75-2302.25×

35、52.889=-175364.45 NmmM'C=M'VC2+M'HC2=591219.32+175364.452=616678.97 NmmM''C=M''VC2+M''HC2=591219.32+53600.752=593644.10 NmmM'D=M'VD2+MHD'2=247338.052+1330932=280873.38 NmmM''D=M''VD2+MHD''2=139191.752+1330932=192582.68 Nmm垂直面、水平

36、面及合成后彎矩圖如下：圖 12 小齒輪軸垂直面、水平面彎矩圖圖 13 小齒輪軸彎矩合成圖7) 計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖：T1=443.3Nm=443300Nmm 圖 14 小齒輪軸轉(zhuǎn)矩圖8) 對于不變轉(zhuǎn)矩=-1b0b,由表1-2得：B=750MPa,0b=125MPa,-1b=70MPa, =0.56由公式 Me=M2+T2求出危險截面C處當(dāng)量彎矩為MeC=M'C2+T2=6166792+0.56×4433002=664770.68 Nmm當(dāng)量彎矩圖如下：圖 15 小齒輪軸當(dāng)量彎矩圖bc=MeCW=664770.680.1×803=12.98MPa<-1b=70MPa

37、，所以合格。9) 軸的整體設(shè)計如下圖所示：圖 16小齒輪軸整體結(jié)構(gòu)設(shè)計圖2.3 大齒輪軸（低速軸）設(shè)計與校核1) 選材料，熱處理方式：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=2172552) 查表得45鋼取C=106，dC3Pn=106×31.82513.95mm=53.75mm，由此可定該大齒輪軸軸徑最小處取55mm即可。3) 初定軸的結(jié)構(gòu)：將支撐布置成兩端固定式結(jié)構(gòu)，軸承初選7213AC。4) 軸空間受力計算：Ft4=Ft3=8381.71N, Fa4=Fa3=2302.25N, Fr4=Fr3=3163.68N軸空間受力圖如下：圖 17 大齒輪軸空間受力圖5) 計算支反力：垂直面、水平面支

38、反力計算簡圖如下：圖 18 大齒輪軸垂直面、水平面受力圖FAV=8381.71×210315=5587.8 N, FBV=8381.71×105315=2793.9NFAH=3163.68×210-2302.25×157.111315=960.8NFBH=3163.68×105+2302.25×157.111315=2202.84 N6) 計算彎矩并繪制彎矩圖：M'VC=5587.8×105=586719 Nmm=M''VCM'HC=960.8×105=100884 NmmM'

39、;'HC=100884+2302.25×157.111=462592.8 NmmM'C=M'VC2+M'HC2=5867192+1008842=595329 NmmM''C=M''VC2+M''HC2=5867192+462592.82=747148.8Nmm圖 19 大齒輪軸彎矩圖7) 計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖：T3=1249Nm=1249000Nmm 圖 20 大齒輪軸轉(zhuǎn)矩圖8) 對于不變轉(zhuǎn)矩=-1b0b,由表1-2得：B=650MPa,0b=105MPa,-1b=50MPa, =0.476由公式 Me=M2

40、+T2求出危險截面C處當(dāng)量彎矩為：MeC=M'C2+T2=747148.82+0.476×12490002=954824.65 Nmm圖 21 大齒輪軸當(dāng)量彎矩圖bc=MeCW=954824.650.1×843=16.1MPa<-1b=50MPa，所以合格。9) 軸的整體設(shè)計如下圖所示：圖 22 大齒輪軸整體結(jié)構(gòu)設(shè)計圖3. 軸承的壽命校核3.1 蝸桿軸軸承壽命校核工作時間：th=3×250×16h=12000h1) FrAV=273.31 N，F(xiàn)rAH=373.18 N，F(xiàn)rA=373.182+273.312=462.56 N2) FrBV

41、=840 N，F(xiàn)rBH=373.18 N，F(xiàn)rB=373.182+8402=919.16 NFsA=0.68FrA=314.54 N , FsB=0.68FrB=625 N 3) FsB-Fa-FsA=625-3059.35-314.68=-2748.89 N<0，B端被壓緊FaA=FsA=314.54 N, FaB=FsA+Fa=3373.89 N4) 當(dāng)量動載荷l P1=fdX1FrA+Y1FaA由FaAFrA=0.68=e=0.68，查得X1=1，Y1=0，則P1=1.1×1×462.56+0×314.54=508.82 Nl P2=fdX2FrB+Y

42、2FaB由FaBFrB=3373.89919.16=3.67>e=0.68，查得X2=0.41，Y2=0.87，則P2=1.1×0.41×919.16+0.87×3373.89=3643.35NP=maxP1,P2=3643.35 N5) 軸承壽命為：Lh=10660nCrP=10660×960352003643.353=15656 h>12000 h能滿足使用壽命要求。6) 靜強度校核：P'or=0.5×919.16+0.38×3373.89=1741.66>919.16, Por=1741.66NS0=2

43、, PorS0=1741.66×2=3483.32N<24.5KW=Cor, 安全。7) 極限轉(zhuǎn)速：n=f1f2nlim, PC=3643.3535200=0.1035f1=0.97=tan-13059.35462.56=81.4°f2=0.91n=0.97×0.91×7500 r/min=6620 r/min>960r/min，安全3.2 蝸輪-小齒輪軸軸承壽命校核工作時間：th=3×250×16h=12000h1) FrAV=5630.66 N，F(xiàn)rAH=1670.13 N，F(xiàn)rA=1670.132+5630.662=

44、5873.13 N2) FrBV=1637.55 N，F(xiàn)rBH=1565.80 N，F(xiàn)rB=1565.802+1637.552=2265.68 NFsA=0.68FrA=3993.7 N , FsB=0.68FrB=1540.66 N 3) Fa=Fa3-Fa2=2302.25N-746.35N=1555.9NFsB+Fa-FsA=1540.66+1555.9-3993.7=-897.14 N<0，B端被壓緊FaA=FsA=3993.7 N, FaB=FsA-Fa=2437.8 N4) 當(dāng)量動載荷l P1=fdX1FrA+Y1FaA由FaAFrA=0.68=e=0.68，查得X1=1，Y

45、1=0，則P1=1.1×1×5873.13+0×3993.7=6460.44 Nl P2=fdX2FrB+Y2FaB由FaBFrB=2437.82265.68=1.17>e=0.68，查得X2=0.41，Y2=0.87，則P2=1.1×0.41×2265.68+0.87×2437.8=3354.8NP=maxP1,P2=6460.44 N5) 軸承壽命為：Lh=10660nCrP=10660×41.74505006460.443=190713h>12000 h能滿足使用壽命要求。6) 靜強度校核：P'or

46、=0.5×5873.13+0.38×3993.7=4454.17<5873.13, Por=5873.13NS0=2, PorS0=5873.13×2=11746.26N<57.5KW=Cor, 安全。7) 極限轉(zhuǎn)速：n=f1f2nlim, PC=6460.4450500=0.128f1=0.92=tan-11555.92342.37=34°f2=0.99n=0.92×0.99×4500 r/min>41.74r/min，安全3.3 大齒輪軸軸承壽命校核工作時間：th=3×250×16h=1200

47、0h1) FrAV=5587.8 N，F(xiàn)rAH=960.8 N，F(xiàn)rA=960.82+5587.82=5669.8 N2) FrBV=2793.9 N，F(xiàn)rBH=2202.84 N，F(xiàn)rB=2202.842+2793.92=3557.86 NFsA=0.68FrA=3855.46 N , FsB=0.68FrB=2419.34 N 3) FsB-Fa-FsA=2419.34-2302.25-3855.46=-3738.37 N<0，B端被壓緊FaA=FsA=3855.46 N, FaB=FsA+Fa=6157.71 N4) 當(dāng)量動載荷l P1=fdX1FrA+Y1FaA由FaAFrA=0

48、.68=e=0.68，查得X1=1，Y1=0，則P1=1.1×1×5590.94+0×3855.46=6236.78 Nl P2=fdX2FrB+Y2FaB由FaBFrB=6157.713557.86=1.73>e=0.68，查得X2=0.41，Y2=0.87，則P2=1.1×0.41×3557.86+0.87×6157.71=7497.52NP=maxP1,P2=7497.52 N5) 軸承壽命為：Lh=10660nCrP=10660×13.95665007497.523=833655 h>12000 h能滿足

49、使用壽命要求。6) 靜強度校核：A：P'or=0.5×5590.94+0.38×3855.46=4260.5<5590.9, Por=5590.9NB：P'or=0.5×3557.86+0.38×6157.71=4118.9>3557.9, Por=4118.9NS0=2, PorS0=5590.9×2=11181.88N<63KW=Cor, 安全。7) 極限轉(zhuǎn)速：n=f1f2nlim, PC=7497.5266500=0.113f1=0.97=tan-12302.253557.86=32.9°f2=

50、0.99n=0.97×0.99×4300 r/min>13.95r/min，安全4. 鍵的選取及校核2.1 高速軸聯(lián)軸器鍵1) 確定鍵的類型及尺寸軸徑30mm，圓頭普通平鍵：b×h-l=8×7-50標(biāo)記為： 鍵 A8×50 GB/T 1096 2) 校核強度轉(zhuǎn)矩 T=23510 Nmm；鍵接觸長度l'=l-b=50-8=42 mm；軸徑d=30 mm；許用擠壓應(yīng)力p由表7-1查得：5060 MPap=4Thl'd=4×235107×42×30=10.66 MPa<p則鍵的擠壓強度滿足要求

51、。2.2 中間軸蝸輪鍵1) 確定鍵的類型及尺寸軸徑70 mm，輪轂長度84mm，圓頭普通平鍵：b×h-l=20×12-70標(biāo)記為： 鍵 20×70 GB/T 10962) 校核強度轉(zhuǎn)矩 T=443300 Nmm；鍵接觸長度l'=l-b=70-20=50 mm；軸徑d=46 mm；許用擠壓應(yīng)力p由表7-1查得：5060 MPap=4Thl'd=4×44330012×50×70=42.22 MPa<p則鍵的擠壓強度滿足要求。2.3 低速軸大齒輪鍵1) 確定鍵的類型及尺寸軸徑84 mm，輪轂長度124mm圓頭普通平鍵：

52、b×h-l=22×14-110標(biāo)記為： 鍵 16×70 GB/T 10962) 校核強度轉(zhuǎn)矩 T=1249000 Nmm；鍵接觸長度l'=l-b=110-22=88 mm；軸徑d=84 mm；許用擠壓應(yīng)力p由表7-1查得：5060 MPap=4Thl'd=4×124900014×88×84=48.28 MPa<p則鍵的擠壓強度滿足要求。2.4 低速軸外伸鍵1) 確定鍵的類型及尺寸軸徑55 mm，圓頭普通平鍵：b×h-l=16×10-63標(biāo)記為： 鍵 16×63 GB/T 10962)

53、 校核強度轉(zhuǎn)矩 T=1249 Nm；鍵接觸長度l'=l-b=63-16=47 mm；軸徑d=55 mm；許用擠壓應(yīng)力p由表7-1查得：p=100120 MPap=4Thl'd=4×124900010×47×55=193.27 MPa>p鍵的擠壓強度不滿足要求，故需要調(diào)整，現(xiàn)將其改為雙鍵，呈180°分布，則：p=0.5×4Thl'd=0.5×4×124900010×47×55=96.63 MPa<p現(xiàn)在鍵的擠壓強度滿足要求。四、減速器箱體及附件設(shè)計1. 減速器箱體設(shè)計計算：計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果箱座壁厚箱蓋壁厚箱座突緣壁厚箱蓋突緣壁厚箱座底突緣壁厚地角螺栓直徑地角螺栓數(shù)目軸承旁連接螺釘直徑螺栓至外箱壁距離螺栓至凸緣邊距離沉頭座直徑軸承旁凸臺半徑箱蓋與箱座連接螺栓直徑窺視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離齒輪端面與內(nèi)壁距離機蓋肋厚機座肋厚=0.04a+381=0.858b=1.5b1=1.51b2=2.5df=0.036a+12n=6d1=0.75dfc1min=22mmc2