《三級齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《三級齒輪減速器（39頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 設(shè)計說明書 設(shè)計題目 膠帶式輸送機(jī)傳動裝臵 設(shè)計者 張宇 班級 09數(shù)控（ 1）班 學(xué)號 095305140 指導(dǎo)老師 孫麗婭 時間 2010.12  目錄 一、 二、 設(shè)計任務(wù)書〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 3 傳動方案擬定〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 4 三、 電動機(jī)的選擇〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 4 四、 傳動裝臵的運(yùn)動和動力參數(shù)計算〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 6 五、 高速級齒輪傳動計算〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 7 六、

2、 低速級齒輪傳動計算〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃12 七、 齒輪傳動參數(shù)表〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃18 八、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃18 九、 軸的校核計算〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃19 十、 十一、 滾動軸承的選擇與計算〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃23 鍵聯(lián)接選擇及校核〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃24 十二、 聯(lián)軸器的選擇與校核〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃25 十三、 減速器附件的選擇〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃

3、〃〃〃〃〃26 十四、 潤滑與密封〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃28 十五、 設(shè)計小結(jié)〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃29 十六、 參考資料〃 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃29 一 ?設(shè)計題目： 設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝臵(簡圖如下) 1——電動機(jī) 2――聯(lián)軸器 3 二級圓柱齒輪減速器 4――聯(lián)軸器 5——卷筒 6 運(yùn)輸帶 原始數(shù)據(jù): 數(shù)據(jù)編號 104 運(yùn)送帶工作拉力F/N 2200 運(yùn)輸帶工作速度v/(m/s) 0.9 卷筒直徑D/mm 300 1. 工作

4、條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，室內(nèi)工作，有粉 塵； 2. 使用期：使用期10年； 3. 檢修期：3年大修； 4. 動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V; 5. 運(yùn)輸帶速度允許誤差：土 5% 6. 制造條件及生產(chǎn)批量：中等規(guī)模機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 設(shè)計要求 1. 完成減速器裝配圖一張(A0或A1)。 2. 繪制軸、齒輪零件圖各一張。 3. 編寫設(shè)計計算說明書一份。 二.電動機(jī)設(shè)計步驟 1. 傳動裝臵總體設(shè)計方案 本組設(shè)計數(shù)據(jù)： 第四組數(shù)據(jù)：運(yùn)送帶工作拉力 F/N 2200 。 運(yùn)輸帶工作速度v/(m/s) 0.— 卷筒直徑D/m

5、m 300 。 1. 外傳動機(jī)構(gòu)為聯(lián)軸器傳動。 2. 減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。 3. 該方案的優(yōu)缺點(diǎn)：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準(zhǔn)確可靠，徑向尺寸小， 結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器 橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大； 高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差； 僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布臵的靈活性。原動機(jī)部分為丫系列三相 交流異步電動機(jī)?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、 工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 三?電

6、動機(jī)的選擇 1. 選擇電動機(jī)的類型 按工作要求和工作條件選用 丫系列三相籠型異步電動機(jī)，全封閉自扇冷式結(jié) 構(gòu)，電壓380V。 2. 確定電動機(jī)效率Pw按下試計算 kw 1000 w 試中Fw=2200N V=0.9m/s工作裝臵的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率 r =0.94 w 代入上試得 w kw =2.11 kw 5 1000 電動機(jī)的輸出功率功率 Po按下式 kw 式中 為電動機(jī)軸至卷筒軸的傳動裝臵總效率 7- 7- 2 , 7- 2 , f - 3 ' I ' I 由試 ■ g c r由表2-4滾動軸承效率 r =0.99 :聯(lián)軸器傳動

7、效率 c = 0.99 :齒輪傳動效率 g =0.98（ 7級精度一般齒輪傳動） 則=0.91 所以電動機(jī)所需工作功率為 2.11 =2.32 kw 0.91 因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中丫系列 電動機(jī)數(shù)據(jù)，選電動機(jī)的核定功率 Pw為3.0kw。 3. 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 按表2-1推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比 Z 二 9 ~ 25 而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 6 104V w 6 10 4 0.9 nw r / m in = 57.32 r / m in 二 D 二 300 所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為

8、nd = i、nw = (9 ~ 25) 57 .32 r. min (515 .92 ~ 1433 .12) r. min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r min和10001"min兩種。綜合考慮電動機(jī) 和傳動裝臵的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝臵結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步 轉(zhuǎn)速為1000r min的丫系列電動機(jī)丫132S,其滿載轉(zhuǎn)速為nw = 960r/min,電動機(jī) 的安裝結(jié)構(gòu)形式以及其中心高,外形尺寸,軸的尺寸等都在8-186,表8-187中查 的。 四.計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比 1. 總傳動比「為 nm 960 i m 16.75 nw 57.32 2.

9、 分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 i 1= 4.67 5 = 3.59 3. 計算傳動裝臵的運(yùn)動和動力參數(shù) 1. 各軸的轉(zhuǎn)速 I軸 n = nm 二 960 r- min n - n 205 .57 r min II軸 i n - — 57.26 n min III軸 卷筒軸 nw = n = 5 .26 r min 4.各軸的輸入功率 p j=p° 切 =2.32 x 0.99=2.30kw II軸 =2.30 0.99 0.98=2.23kw g  III軸 p ... = p. .=2.23 0.99 0.98=2.

10、16kw 卷筒軸 pw =p ?? ■： =2.16 0.99 0.99=2.12kw 5.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T - 9550 P — X _丄= 2.23 -9550 = 103.60 N m II軸 1 li n 二 205.57 P Wf 2.16 III軸 T …=9550 X： J—-BI n 57.26 -9550 = 360.25 N m T 9550 w P w - 2.12 9550 = 353.58 N m 工作軸 n w 57.26 I軸 T

11、. =9550 1 "960 9550 = 23.94 N m =9550 P^ nm 2.32 960 9550 =22.98 N m 將上述計算結(jié)果匯總與下表，以備查用 項目 電動機(jī) I軸 n軸 in軸 工作軸 轉(zhuǎn)速（r/mi n） 960 960 205.57 57.26 57.26 功率P（ kw） 2.32 2.30 2.23 2.16 2.12 轉(zhuǎn)矩T（ Nm 22.98 23.94 103.60 360.25 353.58 傳動比i 1 4.67 3.57 1 效率 0.99 0.97 0.

12、97 0.93 P 丫 2.30 電動機(jī)軸 五.高速級齒輪的設(shè)計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1. 按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。 2. 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88）。 3. 材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計》，選擇小齒輪材料為40Gr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS 大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS 4. 選小齒輪齒數(shù)召=21，則大齒輪齒數(shù)z2二i ［乙=21 4.67二98 .07 取 z2 =99 1).按齒輪面接觸強(qiáng)度設(shè)計 1. 設(shè)計準(zhǔn)則：先由齒面

13、接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，即 dit _ 2.32 3 KT1 1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1. 試選載荷系數(shù)Kt ".3 2. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 9.55。0,丫 4 T1 2.381 10 N mm nI 3. 按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機(jī)械設(shè)計》選取齒寬系數(shù) 'd - 1 o 4. 由《機(jī)械設(shè)計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze "89 .^-MPa 5. 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 J H lim 1 二 600 MPa 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限

14、J H lim 2 工 550 MPa 6. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 =60 n jL h -60 960 1 365 2 8 10 = 3.364 10 = 7.203 10 i 一 7.由《機(jī)械設(shè)計》圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù) J’ =0.90 Khn2 =0.95 o 8.計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù)S=1 K HN H lim 1 [匚h h 二 0.90 600 MPa =540 MPa S K HN 2口 H lim 2 [二H ]2 — = 0.95 550 MPa = 522.5MPa S 2>.設(shè)計計算 1

15、. 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入【J ］中較小的值。 d1t - 2.32 3 2 ) 39.563 mm ] 2. 計算圓周速度v 二 d1t n〔 二 39.563 960 1.988 m：s 60 1000 60 1000 10 # 計算齒寬b d 1t =1 39.563 mm = 39.563 mm 計算齒寬與齒高之比b/h d 1t 39.563 一 = m m =1.884 m m mt z 21 模數(shù) 齒高 Z1 h =2.25 m t =2.25 =<1.884 mm =4.24 mm 39.563

16、9.331 4.24 3. 計算載荷系數(shù)K 查表10-2得使用系數(shù)ka=1.0；根據(jù)1.988 m s、由圖10-8 得動載系數(shù)Kv "10直齒輪Kj/Kf，1 ；由表10-2查的使用系數(shù)Ka" 查表10-4用插值法得7級精度查《機(jī)械設(shè)計》，小齒輪相對支承非對稱布臵 由b/h=9.331 Kt"417由圖10-13得Kf，1.34故載荷系數(shù) K =KAKV k ； -K ； 1 =1 1.10 1 1.417 h.559 4. 校正分度圓直徑di 由《機(jī)械設(shè)計》d^d1tVk^^-39 .53 火559 /1.3mm = 43 .325 mm 5.計算齒輪傳動的幾何尺寸 1

17、. 計算模數(shù)m m^ d1 / z^ 43 .325 / 21 = 2.063 mm 11 2. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計，公式為 叫_3 2KTi W 1 , 2 | r_~7 *dz；（ ［& ］丿 12 # 1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1. 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限-F lim 1二580 MPa ； 大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限Glim 2 = 380 MPa ； 2.由《機(jī)械設(shè)計》圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.88 K FN 2 = 0 .92 # # 3. 計算彎曲疲

18、勞許用應(yīng)力; 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)丫ST =2.0,得 K fN 1 YST FE 1 ［廠f］1 = 500 0.88/1.4 = 314 .29MPa S K fN 2 Y ST FE 2 ［廠 f］2 = 380 0.92 /1.4 = 247 .71 MPa S 4. 計算載荷系數(shù)K K 二匚心 K f：K「"1 1.10 1 1.34 ".474 5.查取齒形系數(shù)YFa1、丫Fa2和應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YSa2 由《機(jī)械設(shè)計》表查得乙1 =2.76 ； YFa2二2.18 ； J = 1.56 ； YSa2 =1.79 Fa S

19、a # # 6.計算大、小齒輪的［二f］并加以比較; Fa 1YSa 1 = 0.013699 YFa2Y$a2 ［二 F】2 = 0.015753 # # 大齒輪大 7. 設(shè)計計算 m! -3 4 2 1747 2^81 10 0.016337 “ 2 1 21 mm =1.358 mm  對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m1大于由齒根彎曲疲勞 強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能 力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力， 僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘 積)有

20、關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 1.358并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mi =2mm接觸 強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1 =43.668mm算出小齒輪齒數(shù) Z1 d i m1 43.325 2 :22 13 輪轂長度I與齒寬相等 輪轂直徑D1 =178(mm) 大齒輪 Z2 - i Zi = 22 4.67 = 102 .74 取Z2 =103 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲 疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 2>.集合尺寸設(shè)計 1.計算分圓周直徑di、d2 = zg = 22 2 = 44 mm d2 二 z2m〔 = 103 2

21、 = 206 mm 2. 計算中心距 d1 d2 a 1 2 = (44 206 ) / 2 二 125 mm 2 3. 計算齒輪寬度 b 二:：J d d1 = 1 44 = 44 mm 取 B2 = 45mm = 50 mm 3>.輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用實(shí)心打孔式結(jié)構(gòu) 大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下： 軸孔直徑d =43mm 輪緣厚度 -'■0 二 10 (mm ) 板厚度c=14(mm) l = 45 (mm ) 腹板中心孔直徑 D0 =130 (mm ) 腹板孔直徑 d 0 = 20 (mm ) 齒輪倒角取n =2（mm）

22、 齒輪工作圖如下圖所示 六.低速級齒輪的設(shè)計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1. 按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。 2. 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88）。 3. 材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計》，選擇小齒輪材料為40Gr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS 4.選小齒輪齒數(shù)z^ 21，則大齒輪齒數(shù)z4 = i子二21 3.59二75.39 取 z4 =75 2).按齒輪面接觸強(qiáng)度設(shè)計 1. 設(shè)計準(zhǔn)則：先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲

23、勞強(qiáng)度校核< 2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，即 I KT 3 u ± 1 Z E 2 da^ 2.32 3 ( ) u [J] 1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1. 試選載荷系數(shù)Kt = 1.3 2. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機(jī)械設(shè)計》選取齒寬系數(shù) 仁=1 0 T3 6 9.55 10 P 用 nW 4 = 10.36 10 N mm 4.由《機(jī)械設(shè)計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze二189 ." MPa 5. 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 匚 h lm1 =600 MPa 6.

24、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) W =6 0n -jLh 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限二H lim 2二550 MPa 60 205 .57 1 365 2 8 10 = 0.720 10 N4 =山=0.2001 108 'n 7.由《機(jī)械設(shè)計》圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù) K hn 3 = 0.96 K HN 4 = 0.98 。 16 # 8. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù)S=1 # # Fh ]3 K HN 3'- H lim 3 S = 0.96 600 MPa 二 576 MPa # K HN 4'.

25、H lim 4 = 0.98 550 MPa = 539 MPa 2>.設(shè)計計算 1.試算小齒輪分度圓直徑 蟲七，代入［匚h］中較小的值 J KT 3 u +1 Z E 2 d3t_ 2.323 - (——E ) = 64.363 mm ① d u [▽ h ] 2.計算圓周速度v 。 / 二 d3t n= 叮沁 64 .363 205 .57 v — 0.692 m s 60 1000 60 1000 計算齒寬b d 3t =1 x 64.363 mm =64.363 mm 計算齒寬與齒高之比b/h d 1t mt 乙 64.363 21 mm = 3.

26、065 mm h = 2.25 m t = 2.25 3.065 mm = 6.896 mm b 64.363 9.33 h 6.896 3.計算載荷系數(shù)K 查表10-2得使用系數(shù)ka=1.o；根據(jù)v = 0.692 m s、由圖10-8 得動載系數(shù)Kv "10直齒輪心廠心。；由表10-2查的使用系數(shù)Ka" 查表10-4用插值法得7級精度查《機(jī)械設(shè)計》，小齒輪相對支承非對稱布臵 K Hi-" 1.423 由b/h=9.33 K；".423由圖10-13得K「“35故載荷系數(shù) K 二KAKV K ； K ；［ =1 1.10 1 1.423 =1.565 4.校正分度圓直

27、徑d1 由《機(jī)械設(shè)計》， d3 =d3t3, k/Kt =64.363 ； 1.565 / 1.3mm = 70 .626 mm 18 5.計算齒輪傳動的幾何尺寸 1. 計算模數(shù)m m2 = d3 / z3 = 70 .626 / 21 =3.36 mm 2. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計，公式為 25 I'YFaYsa ' ?dz： ［

28、Pf ］』 1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1. 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 二Fiim3二580 MPa 大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限Glim 4 = 380 MPa ； 2. 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 =0.92， Kfn4 =0.94 3. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力； 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)丫ST =2.0,得 K fN 3Y st FE 3 [；「f]3 =500 0.92 /1.4 =328 .57 MPa S K fN 4YST FE 4 [二f]4 = 380 0.94 /1.4 =255

29、 .14MPa S 4.計算載荷系數(shù) k k 二KaKv K f：K「" 1.10 1 1.35 =1.485 5.查取齒形系數(shù)YFa3、YFa4和應(yīng)力修正系數(shù)Ysa3、Ysa4 ；Ysa4 = 1.764 7 由《機(jī)械設(shè)計》表查得YFa3 =2.76 ； Vi =2.26 ； Ysa3 =1.56 YFa YSa 6. 計算大、小齒輪的 ［二f］并加以比較; YFaaYsaa 二 0.013104 19 ［二 F】3 YFa4Ysa4 = 0.015625 # # 大齒輪大 # 7. 設(shè)計計算 2X1

30、.485 X10.36 X10 m? _3： 2 0.015625 mm =2.22 mm V 1 X21 對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強(qiáng)度計算的魔術(shù) 叫大于由齒根彎曲疲 勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能 力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力， 僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘 積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 2.22并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m2=2.5mm接 觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=70.626mm算出小齒輪齒數(shù) 70.623 Z3 m2 28 2.5 大齒輪 Z 八二Z3 = 28 3.59 = 100.52 取 z2 =1

31、°0 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲 勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 2>.集合尺寸設(shè)計 1.計算分圓周直徑d1、d2 d3 二 z3m2 = 28 2.5 二 70 mm d4 =z4m2 =100 2.5 = 250 mm 2. 計算中心距 =d3 dq 2 =(70 250)/ 2 二 160mm 3. 計算齒輪寬度 b = :-：J dd3 = 1 70 = 70 mm 取 B2 = 70 mm = 75 mm 3>.輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大齒輪采用實(shí)心打孔式結(jié)構(gòu) 大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下： 21 軸孔直徑d -

32、48mm 輪轂長度I與齒寬相等 22 # 輪轂長度1與齒寬相等 —7°(rnrn) 輪轂直徑 D1 =1.6d =1.6 48 =76.8(mm) 取 D^ 76(mm) 22 (mm ) =24 (mm ) 輪緣厚度；0 =10(mm) 腹板厚度c = 腹板中心孔直徑Do =154(mm) 腹板孔直徑d0 齒輪倒角取n = 2(mm) 齒輪工作圖如下圖所示 # # # 七.齒輪傳動

33、參數(shù)表 名稱 符 號 單位 咼速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪1 中心距 a mm 125 160 傳動比 i 4.67 3.59 模數(shù) m mm 2 2.5 壓力角 a o 20 20 齒數(shù) Z 222 103 28 100 分度圓直徑 d mm 44 206 670 250 齒頂圓直徑 da mm 48 210 75 255 齒根圓直徑 df mm 39 201 63.75 243.75 齒寬 b mm 50 45 75 70 旋向 左

34、旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 熱處理狀態(tài) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì)「 齒面硬度 HBS 280 240 280 240 八■軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1.初選軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼，熱處理為正火回火。 < 取C=110 [ r ]=30~40> di = 14.72 mm ，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取 d1=30 d2 ，取 d2=35 = 24.31 mm ,取 d3=38 2.初選軸承 1軸選軸承為30207 2軸選軸承為30207 3軸選軸承為30208 各軸

35、承參數(shù)見下表: 軸承代號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN d D B da Da 動載荷Cr 靜載荷 Cor 30207 35 72 17 I"? 62 54.2 63.5 30208 40 80 18 47 69 63.0 74.0  3. 確定軸上零件的位臵和固定方式 1軸：由于高速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將高速軸取為齒輪軸，使用圓錐滾子 軸承承載，一軸端連接電動機(jī)，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。 2軸：咼速級米用實(shí)心齒輪，米用上端用套筒固定，下端用軸肩固定，低速級用 自由鍛造齒輪，自由鍛造齒輪上端用軸肩固定，下端用

36、套筒固定，使用圓錐滾子 軸承承載。 3軸：采用自由鍛造齒輪，齒輪上端用套筒固定，下端用軸肩固定，使用圓錐滾 子軸承承載，下端連接運(yùn)輸帶，采用凸緣聯(lián)軸器連接。 4. 各軸段長度和直徑數(shù)據(jù)見下圖 九?軸的校核計算 1. 1軸強(qiáng)度校核 1 1).高速軸的強(qiáng)度校核 由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由工程材料及其成形基礎(chǔ)表查得 抗拉強(qiáng)度匚b =735Mpa 2) . 5.計算齒輪上受力(受力如圖所示) 25 3 Fte 2 23 .94 10 = 1088 N 切向力 44 徑向力F re F te tan 20 =1088 0.364 = 396

37、 N 3).計算彎矩 水平面內(nèi)的彎矩: M y m ax Fre ab 396 134 47 =13779.05 N .mm 181 垂直面內(nèi)的彎矩: Fteab zm ax 1088 134 47 = 37857.59 N .mm 181 M 2 2 y ' M z =■ 13779.05 2 - 37857.59 2 = 40287.21 N .mm 取〉=0.6， 計算軸上最大應(yīng)力值: -max 2 2 :T1 = 77.93 M Pa ：： ；「b 彎矩圖如下: 40278.21 2 0.6 23.94 103 ' 3 0.1 38

38、 =735 M Pa 故高速軸安全，合格。 27 2 1). 低速軸的強(qiáng)度校核 由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由工程材料及其成形基礎(chǔ)表查得 抗拉強(qiáng)度匚b =735Mpa 2). 6.計算齒輪上受力(受力如圖所示) F te 2882 N 切向力 d 4 250 徑向力 F 're = F 'te tan 20 = 2882 0.364 =1

39、049 N 29 3).計算彎矩 水平面內(nèi)的彎矩: M y max — ' l 186.5 -=45033.88 N .mm 垂直面內(nèi)的彎矩： F tea b 2882 67 119.5 M z max — = 123725.11 N .mm l 186.5 F’rea'b 1049 67 119.5 2 2 M =45033.88 123725.11 131666.07 N .mm 取〉=0.6 ,計算軸上最大應(yīng)力值: m ax 131666.07 3 -0.6 360.25 10 = 22

40、.89 MPa = 735 M Pa 彎矩圖如下: 3 0.1 48 故低速軸安全，合格 中間軸的校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果合格 30 十.滾動軸承的選擇及壽命校核 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承 軸I 30207兩個，軸U 30207兩個，軸川選用30208兩個(GB/T297-1994) 壽命計算： 軸I 1. 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表8-159，得深溝球軸承30207 6 = 54.2 kN C°r = 63.5 kN 2. 查《機(jī)械設(shè)計》得 X=1, Y=0 3. 計算軸承反力及當(dāng)量動載荷： Fte 一 F+ =

41、544 N 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 2 Fre Fr1V =Fr2V = =198 N 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 2 所以軸承所受得總載荷 I1 2 2 廠 2 2 Fr 二 Fr1 = Fr2 二，F(xiàn)r1H 付=、544 198 578.91 N 由于基本只受軸向載荷，所以當(dāng)量動載荷： P 二 fp XFr YFa =1.2 1 578.91 0 = 694.76 N 4. 已知預(yù)期得壽命10年，兩班制 L10h =2 8 10 365 =58400 h 基本額定動載荷 |60 nL h 【60 X 960 汽 58400 Cr =P 3：'——6h =694.

42、76 3 6 =10.41 kN ：：:Cr=54.2kN ■- 10 10 所以軸承30207安全，合格 軸川 1. 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表8-159，得深溝球軸承30208 Cr =63.0 kN C0r =74.0 kN 2. 查《機(jī)械設(shè)計》得 X=1, Y=0 3. 計算軸承反力及當(dāng)量動載荷: 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 F r1H 二 F r2H 邑=1441 N 2 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 F r1V = F r2V L. =524.5 N 2 33 # 所以軸承所受得總載荷 '2 '2 F r = F「= F 遼=：

43、F “h ' F r 1V =\ 1441 2 524.5 2 1533.49 N # # 由于基本只受軸向載荷，所以當(dāng)量動載荷: P = fp (XF r +YF 玄) = 1.2 X(1 沃 1533.49 +0 ) = 1840.19 N 4. 已知預(yù)期得壽命10年，兩班制 L10h =2 8 10 365 =58400 h 基本額定動載荷 Cr =P 3 60 nLh 6 =1840.19 3 10 60 57.26 58400 = 26.07 kN ::: Cr = 63.0 kN 6 10 所以軸承30208安全，合格。

44、 中間軸上軸承得校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果軸承30207安全，合格。 十一.鍵聯(lián)接選擇及校核 1.鍵類型的選擇 選擇45號鋼，其許用擠壓應(yīng)力 廣p]=150Mpa 1軸 左端連接彈性聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為 32mm軸段長56mm 所以選擇單圓頭普通平鍵（A型）鍵b=8mm,h=7mm,L=45mm 2軸 軸段長為73mm軸徑為43mm所以選擇平頭普通平鍵（A型） 鍵 b=12mm,h=8mm,L=63mm 軸段長為43mm軸徑為43mm所以選擇平頭普通平鍵（A型） 鍵 b=12mm,h=8mm,L=35mm 3軸 軸段長為68mm軸徑為48mm所以選擇圓頭

45、普通平鍵(A型) 鍵 b=14mm,h=9mm,L=58mm 右端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為 38mm軸段長78mm 所以選擇單圓頭普通平鍵(A型)鍵b=10mm,h=8mm,L=69mm 2. 鍵類型的校核 1軸 T=23.94N.m ， 2T 2 23.94 1Q3 d l k 32 37 3.5 = 11.6 M pa ::: 則強(qiáng)度足夠，合格 2軸 T=103.60N.m， 2T :-p d l k 3 2 103.60 10 43匯33漢4 二 36.5 M pa ：：: ；「p 則強(qiáng)度足夠， 合格 3軸 2

46、T 3 2 360.25 10 L "1 ■■- p =80.3 M pa ：：: ；「p T=360.25N.m， d l k 38 漢59 X4 1— H」 則強(qiáng)度足夠， 合格,均在許用范圍內(nèi) 十二.聯(lián)軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟(jì)問題，選用 彈性套柱銷聯(lián)軸器 1. 減速器進(jìn)口端 T1 =1250 (N *m) 選用TX3型(GB/T 5014-2003)彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用 Z型軸孔，A型鍵，軸 孔直徑d=22~30mm選d=30mm■軸孔長度 為 L=45mm 2.減速器的出口端 T4 =4

47、00(N ?m) 選用GY5S( GB/T 5843-2003)彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用 Y型軸孔，C型鍵，軸 孔直徑d=50~71mm選d=50mm軸孔長度 為 L=60mm 十三.減速器附件的選擇 1.箱體設(shè)計 名稱 符號 參數(shù) 設(shè)計原則 箱體壁厚 10 0.025a+3 >=8 箱蓋壁厚 S 1 8 0.02a+3 >=8 凸緣厚度 箱座 b 15 1.5 S 箱蓋 b1 12 1.5 S 1 底座 b2 25 2.5 S 箱座肋厚 m 8 0.85 S 地腳螺釘 型號 df M16 0.036a+12 數(shù)目

48、 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 M12 0.75 df 箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑尺寸 d2 M12 (0.5-0.6 ) df 連接螺栓的間距 l 160 150~200 軸承蓋螺釘直徑 d3 8 (0.4-0.5 ) df 觀察孔蓋螺釘 d4 6 (0.3-0.4 ) df 定位銷直徑 d 9.6 (0.7-0.8 ) d2 d1,d2至外箱壁距離 C1 22 C1>=C1mi n d2至凸緣邊緣距離 C2 16 C2>=C2mi n df至外箱壁距離 C3 26 df至凸緣邊緣距離 C4 24 箱體

49、外壁至軸承蓋座端面的距 離 11 53 C1+ C2+(5~10)  軸承端蓋外徑 D2 101 101 106 軸承旁連接螺栓距離 S 115 1 40 139 注釋：a取低速級中心距，a= 160mm 2?附件 為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予 足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工 及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè) 計。 名稱 規(guī)格或 參數(shù) 作用 窺視孔 視孔蓋 130 X 100 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，

50、應(yīng)在 箱體的適當(dāng)位臵設(shè)臵檢查孔。圖中檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部 能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺 釘固定在箱蓋上。材料為 Q235 通氣器 通氣螺 塞 M10X 1 減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大， 為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡， 不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通 常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。材料為 Q235 軸承蓋 凸緣式 軸承蓋 六角螺 栓（M8 固定軸系部件的軸向位臵并承受軸向載荷，軸承座孔兩端 用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用 的是凸緣式軸承蓋，禾U用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸 處的軸

51、承蓋是通孔，其中裝有密封裝臵。材料為 HT200 定位銷 M9X 38 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精 度，應(yīng)在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配 裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安臵在箱體縱向兩 側(cè)聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應(yīng)呈對稱布臵，以免錯裝。材料 為45號鋼 油面指 油標(biāo)尺 檢查減速器內(nèi)油池油面的咼度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的 —\吐 示器 M16 油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面 指示器，采用2型 油塞 M20 X 1.5 換油時，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低 位臵處開設(shè)放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住

52、，油塞和箱 體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈(耐油橡膠)。材料為Q235 起蓋螺 釘 M12X 42 為加強(qiáng)密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻 璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋。為 此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當(dāng)位臵，加工出 1個螺孔，旋入 啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將 上箱蓋頂起。 起吊裝 臵 吊耳 為了便于搬運(yùn)，在箱體設(shè)臵起吊裝臵，采用箱座吊耳，孔 徑1& 十四.減速器潤滑方式、密封形式 1. 潤滑 本設(shè)計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸 承中。 1) .齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速

53、級周向速度為，所以浸油高度約為 30?50伽。 取為60 mm。 2) .滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。 3) .潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝臵用于小型設(shè)備，選用 L-AN15 潤滑油。 2. 密封形式 用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。 軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。 十五 . 設(shè)計小結(jié) 此次減速器，經(jīng)過大半學(xué)期的努力 , 我終于將機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計做完了 . 這次作業(yè)過程中 , 我遇到了許多困難 ,一次又一次的修改設(shè)計方案修改，這都 暴露出了前期我在這方面的知識

54、欠缺和經(jīng)驗(yàn)不足， 令我非?？鄲?. 后來在老師 的指導(dǎo)下,我找到了問題所在之處 ,并將之解決 .同時我還對機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)的 知識有了更進(jìn)一步的了解 . 盡管這次作業(yè)的時間是漫長的 ,過程是曲折的 , 但我的收獲還是很大的 . 不僅僅掌握了設(shè)計一個完整機(jī)械的步驟與方法 ; 也對機(jī)械制圖、 autocad 軟件 有了更進(jìn)一步的掌握。對我來說 , 收獲最大的是方法和能力 . 那些分析和解決 問題的方法與能力 .在整個過程中 , 我發(fā)現(xiàn)像我們這些學(xué)生最最缺少的是經(jīng)驗(yàn) 沒有感性的認(rèn)識 ,空有理論知識 ,有些東西很可能與實(shí)際脫節(jié) .總體來說,我覺 得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的 , 它需要我們將學(xué)過的相關(guān)知 識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，綜合應(yīng)用才能很好的完成包括機(jī)械設(shè)計在內(nèi)的所有工 作，也希望學(xué)院能多一些這種課程。 十六 . 參考文獻(xiàn) 《機(jī)械設(shè)計手冊》《、機(jī)械設(shè)計》、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》、《工程材料及其成形基礎(chǔ)》、 《理論力學(xué)》。 39