減速器說明書

目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1課程設(shè)計(jì)任務(wù) 1\o"CurrentDocument"1.1課程設(shè)計(jì)的目的 1\o"CurrentDocument"1.2課程設(shè)計(jì)要求 1\o"CurrentDocument"1.3課程設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù) 1\o"CurrentDocument"2設(shè)計(jì)方案擬定及說明 22.1組成 22.2特點(diǎn) 2\o"CurrentDocument"2.3確定傳動方案 2\o"CurrentDocument"2.4.選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式） 2\o"CurrentDocument"3電動機(jī)選擇 3\o"CurrentDocument"3.1選擇電動機(jī)的類型 4\o"CurrentDocument"3.2傳動裝置的總傳動比及其分配 6\o"CurrentDocument"3.3計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 6\o"CurrentDocument"4設(shè)計(jì)V帶和帶輪 7\o"CurrentDocument"5齒輪的設(shè)計(jì) 7\o"CurrentDocument"6軸的擬定 16\o"CurrentDocument"7軸與滾動軸承的設(shè)計(jì)、校核計(jì)算 18\o"CurrentDocument"8鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 24\o"CurrentDocument"9箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 25結(jié)論 27\o"CurrentDocument"參考文獻(xiàn) 261課程設(shè)計(jì)任務(wù)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，分析和解決機(jī)械設(shè)計(jì)問題，進(jìn)一步鞏固和拓展所學(xué)的知識（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)新意識和競爭意識，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。課程設(shè)計(jì)要求1?兩級減速器裝配圖一張（A0）;2.零件工作圖兩張（A3）；3?設(shè)計(jì)說明書一份。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)器通常原動機(jī)、傳動裝置、工作機(jī)等三部分組成。傳動裝置位于原動機(jī)和工作機(jī)之間，用來傳遞運(yùn)動和動力，并可以改變轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩的大小或改變運(yùn)動形式，以適應(yīng)工作機(jī)功能要求。2.2特點(diǎn)齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.3確定傳動方案綜合比較帶式輸送機(jī)的四種傳動方案，下圖的傳動方案工作可靠、傳動效率高、維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)性好。2.4.選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）1—電動機(jī)2—聯(lián)軸器3—二級圓柱齒輪減速器4—卷筒5—帶式運(yùn)輸機(jī)圖2-1傳動裝置總體設(shè)計(jì)簡圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計(jì)圖所示3電動機(jī)選擇3.1選擇電動機(jī)的類型電動機(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。3.1.1電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式選擇工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求一般應(yīng)選三相交流異步電動機(jī)。最常用的電動機(jī)是Y系列籠型三相異步交流電動機(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。由于啟動性能較好，頁適用于某些要求較高的啟動轉(zhuǎn)矩的機(jī)械。常用的是封閉式Y(jié)(IP44)系列。3.1.2選擇電動機(jī)容量選擇電動機(jī)容量就是合理確定電動機(jī)的額定功率。電動機(jī)容量主要由發(fā)熱條件而定。電動機(jī)發(fā)熱與工作情況有關(guān)。對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)就不會過熱，可不進(jìn)行發(fā)熱計(jì)算。這類電動機(jī)按下述步驟確定：1)工作機(jī)所需功率Pw工作機(jī)所需功率Pw應(yīng)由機(jī)器工作阻力和運(yùn)動參數(shù)計(jì)算確定。1000*60*0.5r/min二-兀*360(3-1)已知輸送帶速度v(m/s)1000*60*0.5r/min二-兀*360(3-1)1000x60vn二一W 兀D已知帶式輸送機(jī)驅(qū)動卷筒的圓周力(牽引力)F(N)和輸送帶速v(m/s)，則卷筒軸所需功率為：P=wFvP=wFv1000kw=5400*°.5=2.7kw10002)電動機(jī)的輸出功率Pd“——電動機(jī)至工作機(jī)主動軸之間的總效率，即:TOC\o"1-5"\h\z耳二耳.耳3?耳2f=0.99x0.993x0.972x0.99x0.96心0.82 (3-2)2 3 4 5式中，正U、^2、n3、3、n5為電動機(jī)至卷筒之間的各傳動機(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U=0.99、滾動軸承“2=0.99、圓柱齒輪傳動1=0.97、卷筒滑動軸承3=0.96。p 2.7p=—wkw==3.29kwd耳 0.822)確定電動機(jī)額定功率ped根據(jù)計(jì)算出的功率Pd可選定電動機(jī)的額定功率Ped。應(yīng)使Ped等于或稍大于Pd。故,按表JB/T10391-2008，選取電動機(jī)額定功率Ped=5.5kw。3.1.3電動機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇常見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min的兩種電動機(jī)。表3.1方案對比表方案電動機(jī)型號額定功率(kw)電動機(jī)(r/min)電動機(jī)質(zhì)量(kg)電動機(jī)裝置的傳動比同步滿載總傳動比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機(jī)的價(jià)格低，但總傳動比大。方案二與方案三比較,方案二傳動比比較合適，傳動裝置的結(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,能夠很好的縮小尺寸。3?1?4電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸圖3-1表3.2方案對比表電動機(jī)型號HABCDEFXGDGKABADACHDAABBHALY160M16025421089428012X837153252551653857027020600由表20-1、表20-2查出Y160M-6型電動機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列上表。3.2傳動裝置的總傳動比及其分配對于二級圓柱齒輪減速器，為使兩級的大齒輪有相近的浸油深度，高速級傳動比i和低速級傳動比L可按下列方法分配：[=1.47i (3-3)i=i/i21總傳動比為：i=1440/38.2=37.7皮帶輪的傳動比為2-3這里取皮帶輪的傳動比為2.5， 那么齒輪傳動比則為i總=i’i2=37.7/2.5=15.08 那么求得i,=4.73,i2=3.2總 12 1 2所得i,值符合一般圓柱齒輪減速器傳動比的常數(shù)范圍。3.3計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動裝置的各軸轉(zhuǎn)速為：n1=nm/i帶=1440/2.5=576r/min帶nn=—=576/4.73?121.78/i min1nn=*=121.78/3.2?38.1Ji min23.3.2各軸輸入功率P(kw)各軸輸入功率分別為：P=P=5.5kwOedP=P?耳=5.5X0.99kw=5.445kwTOC\o"1-5"\h\zed1P=P.q耳=5?445x0.96x0.98=5.123kwI2 3P=P耳耳=5.123x0.96x0.98=4.819kwII2 33?3?3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為：P 5.5T=9550xt=9550x 沁36.48N?m\o"CurrentDocument"0 n 14400

TOC\o"1-5"\h\zP 5445T二9550x—=9550x沁90.28N-mn 5762P 5123T二9550xf二9550x 沁401.75N-mn 121.782P 4819T二9550x十二9550x 沁1207.91N-mhi n 38.13表3.3方案對比表項(xiàng)目電動機(jī)高速軸I中間軸II低速軸III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傳動比9.933.3效率0.990.94080.88514設(shè)計(jì)V帶和帶輪⑴確定計(jì)算功率查課本P表9-9得：K二1.2178 AP=kxP=1.2x4.5=5.4，式中耳為工作情況系數(shù)，p為傳遞的額定功率,caA既電機(jī)的額定功率.⑵選擇帶型號根據(jù)P=5.4，k二1.3，查課本P表8-8和p表8-9選用帶型為A型帶.TOC\o"1-5"\h\zca a 152 153⑶選取帶輪基準(zhǔn)直徑d,dd1d2查課本P表8-3和P表8-7得小帶輪基準(zhǔn)直徑d二90mm，則大帶輪145 153 d1基準(zhǔn)直徑d二ixd二2.5x90二225mm，式中2為帶傳動的滑動率，通常取d20 d1（1%~2%），查課本P表8-7后取d二230mm。153 d2⑷驗(yàn)算帶速vKdn兀Kdn兀x90x1440V= _m—=——60x1000 60x1000=6.78m/s<35m/s在5?25m/s范圍內(nèi)，V帶充分發(fā)揮。⑸確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度6由于。冗血十僉)訓(xùn)聾％十僉)，所以初步選取中心距a:a二1.5(d+d)二1.5(90+230)二480，初定中心距a二480mm，所以帶長,0 d1 d2 0L=2a+-(d+d)+卩2—役)2=1472.64mm?查課本P表8-2選取基準(zhǔn)長度d02d] d2 4a 1420L二1400mm得實(shí)際中心距dL-la=a+t d=480一44.76/2=457.62mm02取a=450mm⑹驗(yàn)算小帶輪包角a1a=180。-dd2一dd1x180=162.16。，包角合適。1 a 兀⑺確定V帶根數(shù)z因d=90mm'帶速v=6.78m/s'傳動比i=2.5,d1 0查課本p表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內(nèi)插值法得148p=10.7.Ap=0.17.00查課本p表8-2得k=0.96.142 L查課本p表8-8,并由內(nèi)插值法得k=0.96154 d由P公式8-22得4.8P—4.8P—caZ= ca = =4.20(p+Ap)xkk(1.07+0.17)x0.96x0.960 0 ai故選Z=5根帶。⑻計(jì)算預(yù)緊力F0查課本P表8-4可得q=0.1kg/m，故:145單根普通V帶張緊后的初拉力為P25八 4.8x500/2.5F=500x—ca( —1)+qv2= ( —1)+0.1x7.172=158.80N0 zvk 5x7.170.96a⑼計(jì)算作用在軸上的壓軸力Fp利用p公式8-24可得：155a 162.94F=2zxFsin—=2x5x158.80xsin=1570.43Np0225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，但是斜齒輪會產(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高速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù)。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。選擇齒輪材料及熱處理；高速級小齒輪選用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#鋼調(diào)制，齒面硬度為240HBS選擇齒輪精度等級；按GB/T10095—1998，選擇7級。選擇齒輪齒數(shù)；Z、Z互為質(zhì)數(shù)(相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn))，閉式12Z=20?40，硬齒面故取小齒輪齒數(shù)Z=30,大齒輪齒數(shù)Z=Z?i=30X4.73=141.9，取11211Z=142。22．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算；4-1),3 2KT__u土1ZZ、4-1)d> jxx( _E)21t euQ]\da h確定公式內(nèi)各參數(shù)的值:試選載荷系數(shù)K=1.6t查課本P圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433217 H由課本P圖10-26查得齒輪端面重合度 e=0.87215 a2則e二0.78+0.87二1.65a由課本P公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)

N=60njL=60X970X1X(2X8X365X10)h=3.3989X109h1hN=60njL=60X970X1X(2X8X365X10)h=3.3989X109h1hN=N=4.1472x109h=1.014x109h(3.29為齒數(shù)比，即3.29=紅)u4.09 Z1K=1.0HN2207 HN1查課本P表10-7查的齒輪的齒寬系數(shù)0=1d查課本P表10-6查得彈性影響系數(shù)Z=189.8MP2201E查課本P圖10-21查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限b209 Hlim1接觸疲勞強(qiáng)度極限b =550MPa。Hlim2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P公式10-12得：4-2)4-3)=600MPa；大齒輪的許用接觸應(yīng)力[b]=HKbhn1_hiim1=0.91X600MPa=546MPaSKb二HN2Hlim2=1.0X550=550MPa2S[b]4-2)4-3)=600MPa；大齒輪的許用接觸應(yīng)力[b]=HKbhn1_hiim1=0.91X600MPa=546MPaSKb二HN2Hlim2=1.0X550=550MPa2S[b]+[b] 546+550MP一qMPh2= MPa=548MPa2[b]H14-4)4-5)4-6)P⑧T=95.5X105X4=73.10N-m

nI4-7)設(shè)計(jì)計(jì)算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得:1t3>-t1dzAr

zlx1.65計(jì)算圓周速度U。兀dn

U二 1—1—60x1000計(jì)算齒寬b和模數(shù)m。：2x1.6x3.611x1045.17 2.433x189.8、xx( )2mm~50.81mm5.17 531.25八5°.81x970~2.58m/s60x10004-8)4-9)計(jì)算齒寬b：b=0xd=1X50.81mm=50.81mmd 1t計(jì)算摸數(shù)m: m=2.054-10)4-11)計(jì)算齒寬與高之比bh。齒高h(yuǎn):h=2.25m=2?25X2.05mm=4.61mm4-12)bh=5°^81^11.024.614-13)計(jì)算縱向重合度S。P8=0.318①Ztan0二0.318x1x24xtan14=1.903 (4-14)P d1計(jì)算載荷系數(shù)K查課本P表10-2查得使用系數(shù)K=1193A根據(jù)v=2.58m/s,7級精度，(《互換性》P表10-10)；查課本由P圖10-8193194得動載系數(shù)K=1.09；查課本由P表10-4得接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系V197數(shù)K=1.42HP查課本由P表10-13得：K=1.35195 FP查課本由P表10-3得：K=K=1.4193 Ha Fa4-15)4-16)故載荷系數(shù)：4-15)4-16)K=KKKK=2.17

AVHa FP按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑3 3■217d=d =50.81X =56.24mm1itk 1.6t計(jì)算模數(shù)mn3．dcosP=—^~Z3．dcosP=—^~Z56.24xcos14024二2.27mm4-17)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3三-ez28■ d1a4-18)2KTYcos3三-ez28■ d1a4-18)' 1_0 (FaSa)；Q]F⑴確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值計(jì)算載荷系數(shù)KK=KKKK=1.0X1.09X1.4X1.35=2.06 (4-19)AVFaF0螺旋角系數(shù)Y0根據(jù)縱向重合度￡=1.8236，從課本P圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.8802170計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4-20)(4-21)查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)YFaSa查課本由P表10-5得:200齒形系數(shù)Y=2.592Y =2.205Fa1 Fa2應(yīng)力校正系數(shù)Y=1.596Y=1.778Sa1Sa2

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):N=3.3989X109h1大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N=1.014x109h2查課本由P表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限208小齒輪q 二500MP 大齒輪q二380MPFF1 a FF2 aK=0.88FN2查課本由P圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.88FN2FN1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。YF⑧計(jì)算大、小齒輪的二SYFFSa1TOTF1YFFSa2[QYF⑧計(jì)算大、小齒輪的二SYFFSa1TOTF1YFFSa2[Q2]F2KQ[Q] =FN1EE1F1SKQ[Q] =FN2FF2F2S并加以比較=303.57MPa=238.86MPaaa[Q]F2-592x1.596=0.01363303.5712.205x1.778=0.01641238.86大齒輪的數(shù)值大.所以選用大齒輪.⑵設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算模數(shù)：2x2.°6x7.310x1°4x0.88xcos214xO.OIW山山=i.64mm1x242x1.654-22)4-23)4-24)4-25)4-26)對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度n計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m=2mm，已可滿足彎曲疲勞。n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:cosPmncosPmn56.24xcos14o

2=27.284-26)取Z=30,那么Z=142124.幾何尺寸計(jì)算⑴計(jì)算中心距=164mm4-27)_(Z+Z)m_(24+140)x2=164mm4-27)a=1 2 =22將中心距圓整為170mm⑷計(jì)算齒輪寬度B=①d=1x49.5mm=49.5mm (4—31)d1圓整后取B=60mm B=65mm215.2低速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選齒輪類型、材料、精度等級及齒數(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。選擇齒輪材料及熱處理；高速級小齒輪選用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#鋼調(diào)制，齒面硬度為240HBS選擇齒輪精度等級；按GB/T10095—1998，選擇7級。選擇齒輪齒數(shù)；Z、Z互為質(zhì)數(shù)(相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn))，閉式12Z=20?40，硬齒面故取小齒輪齒數(shù)Z=24，大齒輪齒數(shù)Z=Z?i=24X4.4=105.6,取11211Z=106。2選取螺旋角；初選螺旋角B=14°。2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算；,3 2KT__u土1ZZ、 一…、d> x x(-HE)2 (4—41)1t euQ]'da H(1)確定公式內(nèi)各參數(shù)的值:試選載荷系數(shù)K=1.6t查課本P圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433217 H由課本P圖10-26查得齒輪端面重合度e =0.78e=0.87215 a1 a2則e=0.78+0.87=1.65a課本P公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)206N=60njL=60X293.94X1X(2X8X365X10)h=1.0299X109h (4-42)11hN=N=4.1472x109h=1.014x109h(3為齒數(shù)比，即3二紅) (4-43)2u4.09 Z1課本P圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：K=1.0K=1.08HN1 HN2查課本P表10-7查的齒輪的齒寬系數(shù)Q=1205 d查課本P表10-6查得彈性影響系數(shù)Z=189.8MP2201 E

⑥查課本P⑥查課本P圖10-21查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限q =600MPa；大齒輪的209 Hlim1接觸疲勞強(qiáng)度極限qHlim2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P公式10-12得:205Kq4-44)許用接觸應(yīng)力9H]=Kq[q]=hn2hiim2=1.08X550=594MPaH2S[q]+[q]H2=600+594MPa=597MPa4-45)4-46)T=95.5X105X =226.94N-m4-44)許用接觸應(yīng)力9H]=Kq[q]=hn2hiim2=1.08X550=594MPaH2S[q]+[q]H2=600+594MPa=597MPa4-45)4-46)T=95.5X105X =226.94N-mnII4-47)(2)設(shè)計(jì)計(jì)算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得:1t7、32KT__u+1ZZx

d> X X(HE)21esu [q]da h：2x1.6x2.2694x104 4 ,2.433x189.8、 …: x—x( )2mm沁70.6mm3 …1X1.65②計(jì)算圓周速度U。5974-48)算齒寬b和模數(shù)m。nt兀dn rcc/u= it2=1.09m/s60x10004-49)計(jì)算齒寬b：計(jì)算摸數(shù)mnmntb=exd=1X70.55mm=70.55mmddcos01tZ22t=7°.55Xc°s14mm 85mm244-50)-51)算齒寬與高之比bh。齒高h(yuǎn):h=2.25m=2.25X2.85mm=6.4125mmnt4-12)bh=空“6.41254-13)計(jì)算縱向重合度s。4-54)04-54)Ztan0=Ztan0=0.318x1x24xtanl4=1.903d10計(jì)算載荷系數(shù)K查課本P表10-2查得使用系數(shù)K=1193 A

b） 根據(jù)v=1.09m/s,7級精度，（《互換性》P表10-10）；查課本由P圖10-8193 194得動載系數(shù)K=1.04；查課本由P表10-4得接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系V 197數(shù)K=1.42HPc） 查課本由P表10-13得：K=1.35195 FP查課本由P表10-3得：K=K=1.4193 Ha Fa故載荷系數(shù)：4-55)K=KKKK=1X1.09X1.4X1.42=2.174-55)AVHaFP實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=d1td1=d1t1k 3(207:一=70.55X、'.一=76.87mmkt1.64-56)計(jì)算模數(shù)mn=A二76687二3.01mmZ24=A二76687二3.01mmZ244-57)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2KTYcos2pYY' 1_p (—F^S^)Q]F3三 屮—ez2￡甲 d1a4-58)⑴確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值①計(jì)算載荷系數(shù)KK=KKAVKK=1X1.04X1.4X1.35=1.97FaFP4-59)螺旋角系數(shù)Yp螺旋角系數(shù)Yp根據(jù)縱向重合度￡=1.903，從課本Pp 217計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y卩=0?884-60)4-61)4-60)4-61)Z二26.27v1Z二78.82v2查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)YFaSa查課本由P表10-5得：200齒形系數(shù)Y=2.592Y=2.218Fa1Fa1應(yīng)力校正系數(shù)Y=1.596Y=1.768Sa1Sa2⑤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):N=1.0299X89h1大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=1.014X89h2查課本由P表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限

小齒輪b 二500MP大齒輪b 二380MPFF1 aFF2a查課本由P圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.88 K=0.9206 FN1 FN2⑦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。[b]取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4。[b]二KFNibFF1=0.88X500MPa=314.29MPafiS 1.4[b]=KFN2bFF2=0.9x380MPa=244.29MPaF2S 1.4YF⑧計(jì)算大、小齒輪的占盼并加以比較[b]YFF1YFF,Sa2 =[b2]F2F2592X1596=0.01316314.292.218x1.768=0.01605244.294-62)4-63)4-64)4-65)大齒輪的數(shù)值大.所以選用大齒輪.⑵設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算模數(shù)4-66):‘2xL97x2.2694x104x0.88xcos214x0.01605mm=2.37mm: 1x242x1.654-66)對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度n計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m=3mm，已可滿足彎曲疲勞。n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76.87mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:取Z=30,那么Z=96.124.幾何尺寸計(jì)算⑴計(jì)算中心距(30+106)x3=204mm2（4-67）d==45mm1d=159mm2（4-69）（4-70）（Z+Z）ma二1 2n2cosB將中心距圓整為195mm⑵算大、小齒輪的分度圓直徑4-71)⑷計(jì)算齒輪寬度4-71)B二①d=lx89.52mm=89.52mmd1圓整后取B90mmB95mm21軸的擬定6.1聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)及選擇類型選擇聯(lián)軸器的類型根據(jù)工作要求選定。聯(lián)接電動機(jī)與減速器高速軸的聯(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。聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.2.1高速軸的聯(lián)軸器的選擇已知P=7.425kwn=970r/minT=73100N?mm；選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理；查《機(jī)TOC\o"1-5"\h\zI I I械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》P表20-2得電動機(jī)型號為Y160M-6的D=42mm。查課本P表15-3，197 370取A=126，所以得高速軸的最小直徑處算為：0[P h425d>A3=112x3沁19.35mm (5-1)min03n 1440'I聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查課本P表14-1,選取K二1.25,所以轉(zhuǎn)矩為：351 A

T二KT二1.3x73.10N?m二N?95.03m (5-2)ca AI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)》P表17-4,選取HL3164聯(lián)軸器型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為315N?m。所以高速軸的最小直徑為25mm.HL2聯(lián)軸器富GB5014-85主動端di=28mm，Y型軸孔’L=62mm'A型鍵槽;從動端d=25mm,Y型軸孔，L=62mm，A型鍵槽。2低速軸的聯(lián)軸器的選擇已知P=6.572kwn=97.98r/minT=640570N?mm；選取軸的材料為45鋼,iii iii iii調(diào)制處理；查課本P表15-3，取A=112,所以得高速軸的最小直徑處算為：Ad=45.55-3)二1.3,所以轉(zhuǎn)矩為:370Ad=45.55-3)二1.3,所以轉(zhuǎn)矩為:聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查課本P表14-1,K351T二KT二1.3x640.57N?m二832741N?m (5-4)ca AIII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)》P表17-2,選取HL4162聯(lián)軸器型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1250n?m。所以低速軸的最小直徑為48mm.HL448X112聯(lián)軸器GB5401-85主動端d=48mm,J型軸孔，L=112mm,A型鍵槽;1從動端d=48mm,J型軸孔，L=112mm,A型鍵槽。26.2初選滾動軸承的類型及軸的支承形式按照對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；一端固定、一端游動支承,用于跨距較大且工作溫度較高的軸,其熱伸長量大；兩端游動支承,對于一對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)?shù)妮S向間隙,以補(bǔ)充工作時(shí)軸的熱伸長量。對于可調(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,以保證軸系的游動和軸承的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。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。滾動軸承的潤滑本次設(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。確定齒輪位置和箱體內(nèi)壁線箱座壁厚§=8mm； △l=15mm;△2=16mm;△3=7mm; △4=20mm;△7=20mm;L=60mm;L=197mm;L=317mm.1237、軸與滾動軸承的設(shè)計(jì)、校核計(jì)算7.1低速軸的設(shè)計(jì)已知P=6.572kwn=97.98r/minT=640570N?mm；選取軸的材料為45鋼，調(diào)III III III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48mm。求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d=286.38mmaTOC\o"1-5"\h\z而 F=2TI=2X640570N二4473.6N (6-1)td286.38aF=Ftanan二4473.6x―tan2°°沁1683.3N (6-2)rtcosP cos14°24'00"\o"CurrentDocument"F=Ftanp=4541Xtan14°24/00〃N~1172.6N (6-3)at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，1-11軸段右端需要制出一軸肩，故取IITII的直徑d=55mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑II-IIID二58mm半聯(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-II的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取l =84mmi-ii初步選擇滾動軸承?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)d=55mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)I-I精度級的單列圓錐滾子軸承30312型，其尺寸為dxDxB=60mmx130mmx33.5mm，故d=d =60mm;而l =33.5mm.1=^右端1滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位?由手冊上查得30312型軸承定位軸肩高度h>0.07d，取h=5mm，因此d =72mm，VII-VIII② 取安裝齒輪處的軸段d =65mm;齒輪的右端與左軸承之間米用套筒定位.VI-切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)略短于輪轂寬度，故取l=91mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=5,取IV-Vd=75mm.軸環(huán)寬度b>1.4h，取b=10mm.v-V④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/=50mm.I-I

⑤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，在確定滾動軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離A3,△3=8mm;已知滾動軸承寬度B=33.5mm,高速齒輪輪轂長L=95mm,則l=89mml=61.5mmw-切 iii-w至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度。傳動軸總體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖如圖6-1至圖6-3P5.E5._ 131.5 _- 60 一凸5」民窈亠刖亠 曲95由車2-6P5.E5._ 131.5 _- 60 一凸5」民窈亠刖亠 曲95由車2-6圖55圖6-3中間軸7.2中間軸的校核求作用在齒輪上的力7.2中間軸的校核求作用在齒輪上的力已知中間軸大齒輪的分度圓直徑為d=184.23mmad=95.46mmaF=1991.92N12F=4541NF=1991.92N12F=4541NF=747.48Nr2F=1707.44Nr3F=499.97Na2F=1165.07Na3載荷水平面H垂直面V支反力F(N)F=2972F=1502NH1 NH2F=1909F=-226NV1 NV2彎矩M（N?mm）M=215470HM=138403M=-32433V1V2總彎矩M=JM2+M2=270716.9N?mm1VH V1M=JM2+M2=265272N?mm2耳H V2扭矩T（N?mm）640570表6.1對照表2?從軸的載荷分析圖可以判斷危險(xiǎn)截面在B2?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、M、VM的值列于下表H2 /、—沁20.44MPa （6-4）Jm12+（込）2=[279716.922 /、—沁20.44MPa （6-4）caW_片 0.1x532ca前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查課本P表15-1得[Q]=60MPJb〈[◎] ???此軸合理安全362 —1 a ca —1中間軸的載荷分析圖：^nTrnTiTrr[nrnffniiininTnnTnTnT%涮 Iliiiiii 岷M1訓(xùn)M2Z]1 '||1| I【l〕g鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級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：①d=35mm ②d=35mm12低速軸：d=48mm3查課本P表6-1?。褐虚g軸：①14X9X80② 16X10X40106低速軸：18X11X80②校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查課本表P表6-2得 [c]=110s120MP取[c]=110MPa106pap鍵工作長度中間軸：①l二L-b二80-14=56 ②l二L-b二40-16=24222222低速軸：l二L-b二80-18=62333與輪轂鍵槽的接觸高度中間軸：①K=0.5h=9 ②K=0.5h=102222— 2Tx— 2Tx103①c=—p2 Kid2222x206.63x10004x51x38沁53.31MPaV[c]p2Tx2Tx103C=——2—p2Kid2222x206.63x10004x28x38q97.1MPaV[c]p低速軸：K3=0.5h3=112Tx103c= —P3 Kld333兩者都合適2x64.057x10005.5x62x65=57.80MPaV[c]p取鍵標(biāo)記為：中間軸：①鍵2：14X80AGB/T1096-79②鍵2：16X40AGB/T1096-79低速軸：鍵3：18X80AGB/T1096-79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)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)了軸承座剛度考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于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，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3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=3。機(jī)體外型簡單，拔模方便.對附件設(shè)計(jì)