高速斜齒輪低速直齒輪減速器設計【二級減速器設計】【F=3000N V=2.0ms D=700mm】,二級減速器設計,F=3000N V=2.0ms D=700mm,高速斜齒輪低速直齒輪減速器設計【二級減速器設計】【F=3000N,V=2.0ms,D=700mm】,高速,齒輪,低速,減速器,設計,二級 課程設計 （高速斜齒輪低速直齒輪） 二級減速器 目 錄 1. 目錄---------------------------------------------------２ 2. 摘要---------------------------------------------------4 3. 任務書-------------------------------------------------5 4. 傳動方案的擬定-----------------------------------------6 4.1擬定傳動方案--------------------------------------------6 4.2確定減速器結(jié)構(gòu)和零部件類型------------------------------6 5. 電機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算-------------7 5.1電機類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇--------------------------------7 5.2選擇電機的容量------------------------------------------7 5.3確定電機轉(zhuǎn)速--------------------------------------------7 5.4 傳動比分配----------------------------------------------8 5.5 傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)----------------------------9 6. 傳動零件的設計計算-------------------------------------11 6.1高速級齒輪的設計計算------------------------------------11 6.2低速級齒輪的設計計算------------------------------------16 7. 軸的計算-----------------------------------------------24 7.1高速軸的計算--------------------------------------------24 7.2中間軸的計算--------------------------------------------27 7.3低速軸的計算--------------------------------------------30 8. 鍵連接的選擇和計算-------------------------------------31 8.1 高速軸（I軸）上鍵的選擇及校核--------------------------31 8.2 中間軸（II軸）上鍵的選擇及校核-------------------------31 8.3 高速軸（III軸）上鍵的選擇及校核------------------------32 9. 滾動軸承的選擇和計算-----------------------------------33 10.聯(lián)軸器的選擇和計算-------------------------------------36 11.參考資料-----------------------------------------------37 37 2摘 要 機械設計課程設計主要是培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設計思想。 本次設計包括的主要內(nèi)容有：決定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器及校驗計算；機體結(jié)構(gòu)及其附件的設計；繪制裝配圖及零件工作圖；編寫計算說明書以及進行設計答辯。 設計的一般過程為：首先明確設計任務，制定設計任務書；其次，提供方案并進行評價；再次，按照選定的方案進行各零部件的總體布置，運動學和零件工作能力計算，結(jié)構(gòu)設計和繪制總體設計圖；然后，根據(jù)總體設計的結(jié)果，考慮結(jié)構(gòu)工藝性等要求，繪出零件工作圖；然后，審核圖紙；最后，整理設計文件，編寫說明書。 3.設計任務書 1、設計題目 （高速斜齒輪低速直齒輪）二級減速器 2、主要內(nèi)容 (1)決定傳動裝置的總體設計方案； (2)選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)； (3)傳動零件以及軸的設計計算；軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算； (4)機體結(jié)構(gòu)及其附件的設計； (5)繪制裝配圖及零件圖；編寫計算說明書并進行設計答辯。 3、具體要求 (1)原始數(shù)據(jù)：運輸帶線速度v = 2.0（m/s） 運輸帶拉力F = 3000（N） 卷筒直徑D = 700 （mm） (2)工作條件： 三班制 一年250天 工作10年 軸承之類的更換件按5000h算 4、完成后應上交的材料 (1)機械設計課程設計計算說明書； (2)減速器裝配圖一張； (3) 兩張a3零件圖 5、推薦參考資料 (1)西華大學機械工程與自動化學院機械基礎教學部編.機械設計課程設計指導書,2006 (2)濮良貴.機械設計(第八版).北京：高等教育出版社,2006 4.傳動方案的擬定 機器一般由原動機、傳動機、工作機組成。傳動裝置在原動機和工作機之間傳遞運動和動力，并籍以改變運動的形式、速度大小和轉(zhuǎn)矩大小。傳動裝置一般包括傳動件（齒輪傳動、帶傳動、鏈傳動等）和支承件（軸、軸承和機體等）兩部分。它的重量和成本在機器中占很大的比例，其性能和質(zhì)量對機器的工作影響也很大。因此合理設計傳動方案具有重要意義。 4.1擬定傳動方案 根據(jù)設計要求，擬定了如下兩種傳動方案：一種方案是電機-聯(lián)軸器-減速器-帶式傳動機；一種方案是電機-帶輪-減速器-聯(lián)軸器-帶式傳動機?？紤]到電機輸出轉(zhuǎn)度較大而工作所需要的轉(zhuǎn)速較低，他們之間存在較大的減速比，這樣會大大增加減速器的結(jié)構(gòu)尺寸和材料使用。選定方案一電機-聯(lián)軸器-減速器-帶式傳動機其布置形式如圖4.1所示。 圖4.1　傳動方案：電機-帶輪-減速器-聯(lián)軸器-帶式傳動機 4.2確定減速器結(jié)構(gòu)和零部件類型 （1）選定減速器傳動級數(shù) 傳動級數(shù)根據(jù)工作機轉(zhuǎn)速機要求，由傳動件類型、傳動比以及空間位置尺寸要求而定。在本傳動方案中，選擇圓柱齒輪傳動，為了使機構(gòu)尺寸和重量較小，當減速器傳動比i大于8是，宜采用二級以上齒輪傳動型式?？紤]到降速有一定的降速能力，本機構(gòu)選用二級齒輪減速器。 （2）選定齒輪類型 選定直齒輪 （3）選定軸承類型和布置形式 一般減速器都用滾動軸承，大型減速器也用滑動軸承的。軸承類型由載荷和轉(zhuǎn)速決定?？紤]到本次設計當中，軸承所受載荷不是很大，且受到一定的軸向力，選角接觸球軸承較為合理。在確定軸承的布置時，考慮同一軸線上的兩個安裝孔能夠一次加工完成和軸的軸向精度要求不高，軸承采用面靠面布置。 （4）決定減速器機體結(jié)構(gòu) 通常沒有特殊要求是，齒輪減速器機體都采用沿齒輪軸線水平剖分的結(jié)構(gòu)，以便裝配。 （5）選擇聯(lián)軸器類型 由于本機構(gòu)只需要在低速級安裝聯(lián)軸器，所以選擇可移式剛性聯(lián)軸器。 5.電機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 5.1電機類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 由于直流電機需要直流電源，結(jié)構(gòu)較復雜，價格較高，維護比較不便，因此選擇交流電動機。 我國新設計的Y系列三相籠型異步電機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等，由于啟動性能較好，也適用于某些要求啟動轉(zhuǎn)矩較高的機械，如壓縮機等。在這里選擇三相籠式異步交流電機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 5.2選擇電機的容量 本次設計為設計不變（或變化很?。┫麻L期連續(xù)運行的機械，只有所選電機的額功率Ped 等于或稍大于所需的電動機工作功率Pd,即Ped ≥Pd ，電動機在工作時就不會過熱，通常就不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。電動機傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算公式引自【1】第12~20頁 電機所需工作功率按式（1）為 kw 由式 = kw 因此 設：——為聯(lián)軸器的效率。=0.99 ——對滾動軸承效率。=0.99 ——為7級齒輪傳動的效率。=0.98 ——輸送機滾筒效率。=0.96 估算傳動系統(tǒng)的總效率： 工作機所需的電動機功率為： kw 5.3確定電機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為 r/min 按表1推薦的傳動比合理范圍，取二級圓柱齒輪減速器的傳動比=8-40，則總傳動比合理范圍為=8-40，故電機轉(zhuǎn)速的可選擇范圍為 r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min,3000r/min. 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關手冊查出有兩種適合的電機型號，因此有兩種傳動方案，如下頁表一。 表一 方案 電動機型 號 額定功率kw 電機轉(zhuǎn)速 r/min 同步 轉(zhuǎn)速 滿載 轉(zhuǎn)速 1 Y160M-6 7.5 1000 970 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸，重量，價格，減速器的傳動比，可見第2中方案比較合理，因此選擇電機型號Y160M-6,其主要性能表二。 表二 型號 額定功率 KW 同步轉(zhuǎn)速 r/min 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y160M-6 7.5KW 1000 970 2.0 2.0 5.4 傳動比分配 電機型號Y160M-6，滿載時轉(zhuǎn)速nm=970r/min. (1)總傳動比 (2)分配傳動裝置傳動比： 減速器的傳動比為： （3） 分配減速器的各級傳動比 按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，由經(jīng)驗公式： 取 且有： 得 5.5 傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) (1）各軸轉(zhuǎn)速 由式(9)-(10) Ⅰ軸：r/min Ⅱ軸： r/min Ⅲ軸： r/min 卷筒軸： r/min (2)各軸輸入功率： 由式（12）-（15） Ⅰ軸： kw Ⅱ軸： kw Ⅲ軸： kw （3）各輸入轉(zhuǎn)矩 由式（16-21） 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩： N.m Ⅰ到Ⅲ軸輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理如表四： 表四 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 項目 軸號 功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 傳動比 0軸 6.977 970 68.691 1 Ⅰ軸 6.90723 970 68.004 4.896 Ⅱ軸 6.7013 198.12 323.023 3.627 Ⅲ軸 6.50169 54.60 1137.20 6.傳動零件的設計計算 6.1高速級齒輪的設計計算 1）確定齒輪類型．兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪 2）材料選擇．材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS，二者硬度差為40 HBS。 ３）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度 4）初選小齒輪的齒數(shù)，，選 5）選取螺旋角。初選螺旋角 2．按齒面接觸強度設計 按式（10－21）試算，即 １）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （１）試選 （２）由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù) （３）由圖10-26查得 （４）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （５）由表10-7選取齒寬系數(shù) （６）由表10-－6查得材料的彈性影響系數(shù) （７）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 （８）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) （j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；為工作壽命 三班制，一年250天，工作10年，軸承之類的更換件按5000h算 ） （９）由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （１０）計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為１%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得： ２）計算 （１）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 （２）計算圓周速度 （３）計算齒寬b及模數(shù) （４）計算縱向重合度 （５）計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) 由表10-4查得 由圖10-13查得 假定，由表10-3查得 故載荷系數(shù) （６）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 （７）計算模數(shù) 3．按齒根彎曲強度設計 由式10-17， １） 確定計算參數(shù) （１）計算載荷系數(shù) （２）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) （３）計算當量齒數(shù) （４）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 （5）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 （６）由圖10-20C查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 （７）由圖１０－１８查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) （８）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由式１０－１２得 （９）計算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)據(jù)大 ２） 設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有 取，則 4．幾何尺寸計算 １） 計算中心距 將中心距圓整為164mm ２）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 ３） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 ４） 計算齒輪寬度 圓整后??； 齒輪參數(shù)表 名 稱 計 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 2 齒數(shù) Z1 27 Z2 132 壓力角 n 分度圓直徑 d1 55.70 d2 272.30 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 164 齒 寬 6.2低速級齒輪的設計計算 1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1）根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度（GB10095-88） 3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr（表面淬火），硬度為 48-55HRC,大齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS 4）初選小齒輪齒數(shù)，。取 2 按齒面接觸強度設計 按設計計算公式（10-9a） （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1）試選 2）計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 3）由表10-7選取齒寬系數(shù) 4）由表10-6查取材料彈性影響系數(shù) 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算式 得，mm 2）計算圓周速度 3）計算齒輪b 4)計算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒輪高 齒高比 5）計算載荷系數(shù)K 由10-2查得使用系數(shù)，； 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) 因為是直齒輪 所以 ； 由表10-4用插值法查的7級精度,小齒輪相對軸承為非對稱軸承時 . 由查圖10-13得 . 故載荷系數(shù) =1.469 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得 =70.39mm 7） 計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，終合考慮，滿足兩方面，對模數(shù)就近取整，則 m=3 取 。取 4 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 (2)分度圓直徑 （3）算齒輪寬度 圓整后取 5.結(jié)構(gòu)設計及齒輪零件草圖見附件 齒輪參數(shù)表 名 稱 計 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 2 齒數(shù) Z1 24 Z2 87 壓力角 n 分度圓直徑 d1 55.70 d2 261 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 166.5 齒 寬 綜合，得出高速級和低速級大小齒輪參數(shù)所計算得齒輪的參數(shù)為： 高速級 大 272.30 2 132 164 55 1 0.25 小 55.70 27 60 低速級 大 261 3 87 166.5 65 小 72 24 60 7 軸的計算 7.1．高速軸的計算 １．輸入軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 軸的計算公式及有關數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第360~385頁 ２．求作用在齒輪上的力 ３．初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表１５－３，取 （以下軸均取此值），于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號. 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則， 查《機械設計手冊》，選用HL１型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N·ｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L＝42ｍｍ，半聯(lián)軸器 與軸配合的轂孔長度。 ４．軸的結(jié)構(gòu)設計 １）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ２）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （１）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取 (3)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段4的直徑應根據(jù)６００５的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定 （4）軸段5上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段6的直徑, 軸肩高度,取,,故取 為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑應根據(jù)６００５的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即， （5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,， (6)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。 輸入軸的結(jié)構(gòu)布置 5．受力分析、彎距的計算 （１）計算支承反力 在水平面上 （２）在垂直面上 故 總支承反力 ２）計算彎矩并作彎矩圖 （１）水平面彎矩圖 （２）垂直面彎矩圖 （３）合成彎矩圖 3）計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 6．作受力、彎距和扭距圖 聯(lián)軸器:由式６－１， 查表６－２，得 ，鍵校核安全 齒輪: 查表6－2，得 ，鍵校核安全 8．按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式１５－５，并取，軸的計算應力 由表１５－１查得，，故安全 9．校核軸承和計算壽命 （１） 校核軸承A和計算壽命 徑向載荷 軸向載荷 由，在表１３－５取X＝0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.040－0.070之間，對應的e值為0.24－0.27之間，對應Y值為1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。 由表１３－６取則，A軸承的當量動載荷 ，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 （２） 校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 7.2．中間軸的計算 1. 中間軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 ２．求作用在齒輪上的力 高速大齒輪: 低速小齒輪: ３．初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)表１５－３，取，于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑 這是安裝軸承處軸的最小直徑 4．根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （ 1 ）初選型號7208的角接觸球軸承參數(shù)如下 基本額定動載荷基本額定靜載荷 故。軸段1和7的長度與軸承寬度相同,故取，， ( 2 )軸段3上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取 ( 3)軸段5上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取。 取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ， （4）參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。 中間軸的結(jié)構(gòu)布置 5.軸的受力分析、彎距的計算 1）計算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力： 2)計算彎矩 在水平面上： 在垂直面上： 故 3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 8．按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面 根據(jù)式１５－５，并取 由表１５－１查得，，校核安全。 9．校核軸承和計算壽命 １）校核軸承A和計算壽命 徑向載荷 軸向載荷 ,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,,取,故 因為，校核安全。 該軸承壽命該軸承壽命 ２）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 查表13-3得預期計算壽命，故安全。 7.3．低速軸的計算 １． 輸入功率轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 2． 第三軸上齒輪受力 3．初定軸的直徑 軸的材料同上。由式１５－２，初步估算軸的最小直徑 4．軸的結(jié)構(gòu)設計 １）擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見下圖） ２）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）軸段2和軸段7用來安裝軸承，根據(jù)，初選型號6210的深溝球軸承， 參數(shù)基本：基本額定動載荷基本額定靜載荷。由此可以確定： （2）為減小應力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段3和6的直徑應根據(jù)6209的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即，取 ( 3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取。 (4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取 （5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ， （6）參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。 5.軸的受力分析、彎距的計算 （１）計算支承反力 在水平面上 在垂直面上 故 （2）計算彎矩 １）水平面彎矩 在C處， 在B處， ２）垂直面彎矩 在C處 （３）合成彎矩圖 在C處 在B處， （4）計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖 (CD段) 8.鍵連接的選擇和計算 本減速器全部使用圓頭平鍵，其主要失效形式是工作表面的壓潰，除非有嚴重的過載，一般不會出現(xiàn)鍵斷裂，因此，通常只按工作面的擠壓應力進行強度校核。假定載荷在鍵的工作平面上均勻分布，則普通平鍵的強度條件根據(jù)公式（6-1）為： 式中：T-傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位N.mm; k-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h,此處h為鍵的高度， mm; l-鍵的工作長度， mm,圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L,這里L為鍵的公稱長度，mm;b為鍵的寬度，mm; d-軸的直徑，mm; -鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，MPa，見表6-2。 鍵的計算公式及有關數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第103~108頁 8.1 高速軸（I軸）上鍵的選擇及校核 對于I軸上的聯(lián)軸器與軸的鏈接主要是周向定位，而不承受軸向力的作用，所以用平鍵鏈接，根據(jù)d=35mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型； 鍵，軸的材料為鋼，帶輪輪轂的材料為鑄鐵，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。鍵的工作長度l=L-b=63-10=53mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 8.2 中間軸（II軸）上鍵的選擇及校核 軸II上有兩個相同的鍵，且在兩處軸徑相同，那么只需要對軸徑小處的 鍵進行校核即可。根據(jù)d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型；和，只需對 的鍵進行校核。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，受輕微的沖擊載荷，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。鍵的工作長度l=L-b=50-14=36mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸 入轉(zhuǎn)矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 8.3 高速軸（III軸）上鍵的選擇及校核 高速軸上有兩處要進行鍵的選擇和校核。兩處的直徑分別為50mm、60mm，但是為了加工和安裝方便，按直徑小處選擇鍵寬和鍵高。根據(jù)d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型；和，對兩處的鍵都要進行校核。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，受輕微的沖擊載荷，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。 L=100mm的鍵，其工作長度l=L-b=100-14=86mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 鍵的工作長度l=L-b=70-14=56mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 9.滾動軸承的選擇和計算 由于本減速器承受載荷較輕，確有一定的軸向力，因此選擇角接觸球軸承。本著節(jié)約材料的目的，在特輕系列中選擇7200C 系列。再根據(jù)軸徑，查參考書【1】第P122頁最終選擇軸承類型。本減速器中所選三對軸承分別為,7208C,7212C.現(xiàn)在只對7208C軸承的使用壽命系數(shù)進行計算，其他軸承類似。軸承的計算公式及有關數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第307~342頁 查參考書【1】第P122頁可知7208C的動載荷系數(shù)，靜載荷系數(shù)為,按查考書【2】P318頁取軸承預期壽命。 圖8.1軸承的受力情況 1.求兩軸承所受到的徑向載荷,. 由前面I軸的計算可知,，,，由此可得 2.求兩軸承的計算軸向力, 對于7000C型軸承，按表13-7查得軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初選e=0.46,因此可估算， 按式（13-11）得 由表13-5仿例題13-1進行插值計算，得 再計算 與同組其他數(shù)據(jù)相比較，兩次計算結(jié)果的值相差較小，因此確定 ， 3.計算軸承的當量動載荷和 因為 由表13-5分別進行查表或插值計算的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承A ， 對軸承B ， 因軸承運轉(zhuǎn)有輕微沖擊載荷，按表13-6，，取，則 1. 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承A的受力大小驗算，n=576r/min 所選軸承滿足壽命要求 減速器的工作壽命為五年，其總工作時間為，取得較小，因此在一到兩年就必須的更換一次軸承。 10.聯(lián)軸器的選擇和計算 1. 類型選擇 根據(jù)本減速器的設計，只需要在低速輸出軸和帶式運輸機之間按裝聯(lián)軸器，由于載荷有輕微震動，根據(jù)參考書【2】P343至P352對聯(lián)軸器的種類和結(jié)構(gòu)的介紹，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 2. 計算載荷 公稱轉(zhuǎn)矩 查1表14-1的,故由參考書【2】P35式（14-1）得計算轉(zhuǎn)矩為 3. 型號選擇 在參考書【1】中查得LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器的選用轉(zhuǎn)矩1250N.m，許用最大轉(zhuǎn)速為4000r/min ，軸徑為40~63mm之間，故合用。根據(jù)軸的直徑選擇軸孔直徑為50,軸孔長度為112的LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器. 11.參考資料 【1】 機械設計機械原理教學組.機械設計課程設計指導書[M].2009.12 【2】 濮良貴等.機械設計[M].北京：高等教育出版社，2006.5 【3】 孫桓等.機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2006.5 【4】 劉鴻文等.材料力學[M]. 北京：高等教育出版社，2004.1 【5】 鄧志平等.機械制造技術基礎[M].成都：西南交通大學出版社，2008.8 內(nèi)蒙古工業(yè)大學學報 JOURNAL OF INNER MONGOLIA 第 22 卷第 2 期 POL YT ECHNIC UNIVERSIT Y Vol. 22 No. 2 2003 c I | : 1001- 5167( 2003) 02-0153-04 Inner M ongolia Polytechnic University Departm ent of M echanical Engineering T he 11th Sino-Polish Conference on CAD in M achinery Huhhot, China, Oct ober 2002 ZHANGYe College of Mechanical Engineering, Inner M ongolia Polytechnic University, Huhhot, 010062 T HREE-DIM ENSIONAL ENT IT Y M ODEL AND M OVEM ENT EM ULAT ION OF REDUCER BASED ON U G PL ANE Abstract: This article introduces to m odeling for reducer w ith three- dimensional entity by M OSWLING module in the latest edition U G N X of UG softw are, w hich mainly concern w ith model of the main com ponents such as shaft, gear, gear shaft, mount and cover and com plete cor responding assembly. Then, car ry out movement emula- tion for all the assem bly w ith M OT ION module. Keywords: UG; three-dim ensional entity model; reducer; emulation U G is three-dimensional entity model plane which integrates CAD/ CAM / CAE, and is computer aided design, analysis and manufacture softw are w hich is used w idely in the w orld. There are several pr oblem s should be paid attention to in this article: involutes tooth profile m odel of gear teeth, hol- low ing operation of cover w hen modeling, location betw een gear shaft and gear when assem bling. 1Plottinginvolutestooth profileof gearteeth Involutes tooth profile of gear teeth can be plotted with expression in UGq3r. On the other hand, this ar ticle pr ogram for involutes tooth pr ofile of gear teeth w ith V C+ + 6. 0 and save coordi- nate value of tooth pr ofile surface in corr esponding data file, and plot involutes tooth profile of gear teeth using read point fr om file in spline w ith the defined point. Polar coordinates parameter equation of involutes isq4r r k = r bcosnull k nullk = invnullk = tgnullk - nullk make rk and nullk go to x k= r kccosnullky k = rkcsinnullk and spr ead w ith trigonom etric expressions, can get: xk = rbcqcos( nullk+ nullk) + (nullk + nullk) csin(nullk+ nullk )r yk= rbcqsin(nullk+ nullk) - (nullk+ nullk )ccos(nullk + nullk) r Here rk is radius of involutes tooth profile at K point, nullk is angle of involutes at AK segm ent, r b is base radius and nullk is pressure angle at K point. Fig. 1 Fig. 2 Program w ith VC+ + 6. 0 and change (nullk + nullk ) fr om 0 to 180, can get corresponding xk and yk, and save them in corresponding data file jkx. dat. The results like Fig. 1. Inser tCurveSpline in UG main menu , click Through Points button after show ing dia- logue, then the system show dialogue Spline Through Points like Fig. 2. Click Points From File button and select before-mentioned data file jkx. dat, can get corresponding involutes like Fig. 3. Fig. 3 154 = v 2003 M Because tooth thickness and tooth spacew idth of reference cir cle is equality, the opposite center angle of gear teeth and tooth space is equality, then the opposite center angle of half tooth thickness is 1 2c 360 2 z , viz 90 z , here z is number of teeth. XC axis should be rotated nullk+ 90 z and m ake the above nullk expression go to, cor ner is tgnullk- nullk + 90z . Because of the pressure angle of r efer ence circle of standar d gear is 20, so XC axis should be rotated ( tg20- 203. 1415926/ 180) 3. 1415926180+ 90z . Plot a line at XC axis, and select the line as center of m irror and m ir ror involutes w ith Existing Line in M ir ror Through a Line. T he r adius of the angle betw een tooth profile surface and roof is = c* cm 1- sinnulli , here m is module, nulli is nominal pressure angle, c* is bottom clear ance coefficientq2r. At last, can get three-dimensional entity model of gear w ith tr ipping, cornering and str etching. like Fig. 4. Fig. 4 At the sam e method, can get gear teeth involutes tooth profile of gear shaft. 2Someproblemsshouldbepaidattentiontowhen modelingcover Hollow cover after completing the whole model of cover , can get partial entity and cant get the perfect full entity. Here, we use Region in Hollow and change cover into tw o par ts: bearing seat, pr otuberant level and boarding body w hich is connect w ith mount is one par t, the other is another part, and hollow separately. The key point is the two parts cannot Unite before hollow ing and must be United after hollow ing. We think the complicated body should be disintegrated into simple bodies and be hollowed separ ately, then U nite. 155 2 ZHANG YeThree-Dimensional Entity M odel and M ovement Emulat ionll 3Locationof gearshaftand gearwhenassembling Axial location between gear and gear shaft is not confir med w hen they are assembled on mount, so intervening can happen among gear teeth. T here are eight types r estriction in UGq1r, such as Mate, Align, Angle, Parallel, Perpendicular, Center, Distance and T angent, but they all cannot set up mating relation of tw o gears. T herefore, it is necessar y to plot corresponding location surface during the course of entity m odel of gear shaft and gears. Here w e plot centerline of tooth space of gear shaft and centerline of gear teeth and the two lines should be kept parallel each other during the course of assem bly, so the intervening am ong teeth can be avoided. We keep the above tw o lines separately par- allel w ith fr inge lines of mount w ith Parallel restriction relation, so the tw o lines may be parallel mor e. T hereby, gear teeth cannot intervene during the course of engagem ent. We complete three-dimensional entity model of the m ain components of r educer . Then, w e m ake movem ent emulation for it. Fir st, establish movement analysis case, and gear shaft and bearing inside track is link 1, and shaft, gear, fixed-distance loop and cor responding bearing inside track is link2. Then, set up Joint for movement unit, namely set up Revolute betw een gear shaft and gear separate- ly. At last, set up Compound -Gear of revolute1 and 2. Select Kinematic/ Dynamic Analysis in Ani- mation, and input T ime and Step, w e can make movem ent emulation for reducer . Reference: 1 Guangli Zhang, Peng Zhang, Xue Hong, UG18 BASIC TU TORIAL Beijing: publishing company of Qinghua U ni- versity, 2002. 2 Rongtan Feng, Zhuyou Tian. HOW T O COM E TRUE GEAR PAIR THREE -DIM ENSIONAL M ODEL M . Journal of Beijing mechanical t echnical college, 15 book number 4( 2000) 3Chunxiang Dai. EM U LAT ION FOR ENGAGEM ENT OF INVOLUT ES GEAR W ITH U G SOFT WAR J . Ein- corporation of machine and electricity 2001. 02 4Xikai Huang, Wenw ei Zheng. M ACHINE PRINCIPLE ( No. 6) publishing company of higher education, 1989 U G h L 8 _ 張燁 (= v ,= + 010062) K 1 : UG q K UG NX M OSW LING v h L 8 / , 1 , q a a a/ Q 8 a Q 8 # M . K UG M OTION v _ . 1 o M : UG; L 8 ;h ; _ m s | : T H164 D S M : A 156 = v 2003 M