帶式運輸機傳動裝置

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1、機械設計課程設計 計算說明書 設計題目：帶式運輸機傳動裝置 _專業(yè) 班 設計者：— 指導老師：— 2010年 12月 28 日 廣東石油化工學院 設計任務書 2 第一部分傳動裝置總體設計 4 第二部分 V帶設計 6 第三部分 各齒輪的設計計算 9 第四部分軸的設計 13 第五部分校核 19 第六部分 主要尺寸及數據 21 課程設計題目: 設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下） 原始數據: 數據編號 4 5 7 10 運輸機工 作 轉 矩 T/（N.m） 67 0 630 760 62 0 運輸機帶 速 V/（m/s）

2、 0.8 5 0.9 0.75 0.9 卷筒直徑 D/mm 32 0 380 320 36 0 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為 10年，小批量 生產，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差為 5%。 二、課程設計內容 1）傳動裝置的總體設計。 2）傳動件及支承的設計計算 3）減速器裝配圖及零件工作圖。 4）設計計算說明書編寫。 每個學生應完成： 1） 部件裝配圖一張（A0）。 2） 零件工作圖兩張（A3） 3） 設計說明書一份（6000~8000 字）。 本組設計數據： 第三組數據：運輸機工作軸轉矩 T/（N.

3、m） 670 運輸機帶速V/（m/s） 0.85 。 卷筒直徑D/mm 320 。 已給方案：外傳動機構為V帶傳動。 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 計 算 及 說 明 主要結果 第一部分傳動裝置總體設計 傳動方案（已給定） 1）外傳動為V帶傳動。 2）減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器 3）方案簡圖如下： v 22.6r min 0.76 3.2KW 4.21 KW 廣、該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動，由于 V帶有緩沖吸振能力，采

4、 用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載 荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準 化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，皆是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要 X軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一 U，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機 部分為Y系列三相交流 異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應」 乍條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率 Bo 計算與說明 三、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機） 工作機所需功率：Pw

5、 =0.96 ( w 見課設P9） 0.85 D 3.14 Tn Pw 「 9550 w 0.32 i 51r?min 670 51 373 9550 0.96 傳動裝置總效率: （見課設式2-4） i i 2 3.49 1 0.99 0.99 0.99 0.97 4 coc選用方案（二） 0.99 6 0.97 7 0.99 0.95 （見課設表 12-8) 0.99 0.99 0.99 a 0.97 0.99 0.97 0.99 0.95 0.85 電動機的輸出功率： Pd （見課設式2-1 ） P PW 373 4

6、.38Kw Pd 0.85 取 Pd 5.5Kw 選擇電動機為Y132M1-6型 （見課設表19-1） 技術數據：額定功率（kw） 額定轉矩（N m） 2.0 滿載轉速（r/in ） 960 最大轉矩（N m） 2.0 —Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm： （見課設表19-3） A: 216 B : 178 C : 89 D : 38 E : 80 F : 10 G : 33 H : 132 K : 12 AB : 280 AC : 270 AD : 210 HD : 315 BB : 238 L : 235 四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配

7、 1、 總傳動比：ia （見課設式2-6） , nm 960 19 ia n 51 2、各級傳動比分配： （見課設式2-7） i a |1 |2 |3 ia 19 2.48 3.07 2.5 初定 i1 2.48 53.1220Nmm |2 3.07 T2 176.0220N mm i3 2.5 600.8483N mm 第二部分V帶設計 外傳動帶選為 普通V帶傳動 1、 確定計算功率：Pca T4 567.039C3N mm 1）、由表2-10查得工作情況系數 KA 1.1 T5 1691.7633Nmm

8、 2）、由式 2-21 （機設）Pca Ka P 1.1 5.5 5.65kw 計 算 及 說 明 主要結果 2、選擇V帶型號 查圖2-17(機設)選A型V帶。 3.確定帶輪直徑 da1 da2 (1)、參考表2-4 (機設)選取小帶輪直徑 da1 112mm d1 H 2 (電機中心高符合要求) (2)、驗算帶速 由式5-7 (機設) 8級精度 n1 da1 960 112 … 1 V1 5.63 m s V 1 60 1000 60 1000 ms 材料為40Cr (3)、從動帶輪直徑 da2 45鋼

9、 da2 i da1 2.48 112 277.76mm 查表2-4 (機設)取da2 280mm 乙二22 (4)、傳動比i Z2=77 i m 280 2.5 20 da1 112 (5)、從動輪轉速 n_ 960 … 1 n2 i 2 5 380 Rmin . Kt 1.3 4.確定中心距a和帶長Ld (1)、按式(2.23機設)初選中心距 0.7 da1 da2 a。 2da1 d a2 工 53.1221(3N?m 274.4 a0 787 取 a 700mm d 1.0 計 算 及 說 明 主要結果

10、（2）、按式（2.1 機設）求帶的計算基礎準長度 L0 L。2a。29d1 dd2) 2 (dd〔 dd2) ZE 189.8MPa1/2 (2 700 2 (112 280) 4a0 (280 112)2、 )mm 4 700 1960mm 查圖.由表2-2（機設）取帶的基準長度Ld=2000mm 、按式（2-24機設）計算中心距：a Ld L0 2000 1960 a a0 (700 )mm 7.20mm 、按式（2-25 , 2-26機設）確定中心距調整范圍 amax a 0.03 Ld (720 0.03 2000)mm 780mm 5. ami

11、n a 0.015Ld (720 0.015 2000)mm 690mm 驗算小帶輪包角a 1 由式(2-2機設) dd2 dd 1 1 180 2 1 60 166 120 a 6. 確定V帶根數Z (1)、由表(2-4 機設)查得 dd1=112 n1=800r/min n1=980r/min時，單根 V帶的額定功率分呷為1.00Kw和1.18Kw, 用線性插值法求 (2) Po 、由表 n1=980r/min時的額定功率 P0值。 1.18 1.00 (1.00 (960 800)Kw 1.16Kw 980 800 (2-7 機設)查得△ P0=0.1

12、1Kw Him1 700MPa H lim2 490MPa N1 4.15 107 N2 1.17 107 KHN 1 KhN 2 0.95 0.98 665MPa, 480.2MPa 、由表查得（2-9機設）查得包角系數k 0.96 、由表（2-2機設）查得長度系數KL=1.03 、計算V帶根數Z,由式（2-27機設） Pea ca 51.07mm (Po P0)K Kl 5.65 （1.16 0.11） 0.96 1.03 4.49 取Z=5根 7 .計算單根V帶初拉力F0,由式（2.28）機設。 F 500 Pc

13、a (竺 vZ Ka 2 1) qv 160N 51.07mm FQ 2Z F0sin 21 (2 5 160 sin 166 )N 1588N 9 .確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑dd1=112mn用實心式結構。大帶輪基準 mt 2.32 直徑dd2=280mm采用孔板式結構，基準圖見零件工作圖 5.22 第三部分各齒輪的設計計算 9.78 由表2-1機設查得 8 .計算對軸的壓力FQ由式（2-29機設）得 一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 1 .齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不 高，材

14、料按表4-2選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、 正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用 8級，輪齒表 KF 1.2 面精髓度為Ra1.6,軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳 動平穩(wěn)性，齒數宜取多些，取 Z1=34 則Z2=Z1i=34X 2.48=85 Ka=1.50 2 .設計計算。 （1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲 &勞強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9） ,3 ZHZZZE2Kt1a U 1 d1t ； H d u T1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X106 X 5.42/387=1337

15、49 N - mm 由圖(4.19-3 )選取材料的接觸疲勞，極限應力為 6 HILim1=580 6 HILim2=560 由圖4.21-3選取材料彎曲疲勞極陰應力 6 HILin1 =230 6 HILin2=210 應力循環(huán)次數N由式(4.15)計算 一 一 _ _ ，一 一 一 9 N 1=60n, at=60 X 380X (8 X 360X 10)=6.57 X1。 N 2= N1/u=6.57 X 109/2.48=2.64 X 宿 由圖4.20查得接觸疲勞壽命系數；Zni=1.1 Z N2=1.04 由圖4.23查得彎曲 ；Yni=1 Yn2=1 由

16、圖4.10查得接觸疲勞安全系數： Snmin=1.1 S Fmin=1.25又 Yst=2.0 試選 Kt=1.3 由式(4.13)求許用接觸應力和許用彎曲應力 H lim SHmin Zni 580M Pa S：：ZN2 529Mp F1 ：nYsTYN1 368K Pa ^^F min F2 F2linYsTYN2 336M Pa Sf min 將有關值代入式（4-9）得 (ZuZeZ)22KTu 1 65.10 貝U V1=(Ttd1Xn1/60 x 1000)=1.3m/s Kh 1.408 Kf 1.35 K 1.825 d1 62.69 m

17、2.849 (Z1 V1/100)=1.3 x(34/100)m/s=0.44m/s 查圖4.9得Kv=1.05由表4-4查和得K A=1.25.由圖4.12查得 K B =1.08.取 Ka =1.05.貝 U KH=KAKV恪 K a =1.42 ，修 正 di 66.68mm M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取標準模數：m=2mm (3)計算幾何尺寸 d1=mz1=2<

18、 34=68mm d2=mz2=2 x 85=170mm a=m(z1 + z2)/2=119mm b=(|)dd1=1 x 68=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 4.18 查得，YFS1=4.1, YFS2=4.0 取 Ye =0.7 由式(4.11)校核大小齒輪的彎曲強度. 2KT1 F1 Z12m3 2 1.42 133749 1 342 23 4.1 0.7 42.01M pa F1 F2 Y FS2 F1Yfs1 42.01 4.0 41.07M p 4.1 Pa F2 FE1 500M

19、Pa fE2 380MPa S 1 .4 二、低速級減速齒輪設計(直齒圓柱齒輪) K 2.18 1 .齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高， 材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火 處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用 8級，輪齒表面精髓 度為Ra1.6,軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性， 齒數宜取多些，取Z1=34 則 Z2=Z1i=34X 3.07=104 2 .設計計算。 YFa1 2.72% 22 (1)設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根 彎曲疲勞強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計

20、，由式（4-9） d1t 3 ZHZzZE2Kt1a U 1 Ysa2 1.766 T1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X106 X 5.20/154=322468 N - mm 由圖(4.19-3)選取材料的接觸疲勞，極限應力為 6 HILim1=580 6 HILiM2=560 由圖4.21-3選取材料彎曲疲勞極限應力 6 HILiN1 =230  6 HILin2=210 x109 ZN1=1.1 Zn2=1.04 Yn1=1 Yn2=1 SHmin=1.1 S Fmin = 1.25 1.81 mm 應力循環(huán)次數N

21、由式（4.15）計算 9 N 1=60n at=60 X 154X(8 X 360X 10)=2.66 X1。 N 2= N1/u=2.66 X 109/3.07=8.67 由圖4.20查得接觸疲勞壽命系數； 由圖4.23查得彎曲 ； 由圖4.10查得接觸疲勞安全系數： Yst=2.0 試選 Kt=1.3 由式（4.13）求許用接觸應力和許用彎曲應力 S^ZN1 580Mpa H2 F1 F2 H lim2 Sh min ZN2 530M Pa F1lin 1Y ST Sf min YN1 368KPa 尸2而2丫 ST, Sf min Yn2

22、 336M Pa Z1 Z2 31 107 將有關值代入式（4-9）得 計 算 及 說 明 主 要結果 LZZZ、2 2KTu 1 1t 3() 70.43mm d1 62 mm d if H2 du d 2 214 mm 則 V1=(兀 di X n1/60 X 1000)=0.57m/s (Z1 V1/100)=0.57 X (34/100)m/s=0.19m/s 查圖4.9得Kv=1.05由表4-4查和得K A=1.25.由圖4.12查 得 K0 =1.08.取 Ka =1.

23、05. WJ KH=KAKVK Ka =1.377，修正 — a 138mm …1.37 .o d1 d1%.3 71.8mm M=d1/Z1=2.11mm 取標準模數：m=2.5mm (3)計算幾何尺寸 B2 62mm, B1 d1=mz1=2.48X 34=85mm d2=mz2=2.5X 104=260mm a=m(z1+ z2)/2=172.5mm b=(|)dd1=1X 85=85mm 取 b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齒根彎曲疲勞強度 由圖

24、 4.18 查得，Yfs1=4.1 , YFs2=4.0 取 Y0 =0.7 由式(4.11)校核大小齒輪的彎曲強度. 2KT1 2 1.42 322468 一 「 一—一 F1 21 3 2 3 4.1 0.7 145.5M Da , F1 Z12m3 1 342 2.53 Pa 1 d 1 :1 F2 f1YFS2 145.5 4.0 142.0M Pa F2 Y FS1 4.1 總結：高速級 z1=34 z2=85 m=2 低速級 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部分 軸的設計 高速軸的設計

25、Z 85 1.選擇軸的材料及熱處理 Z 4 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故 mm 計 算 及 說 明 主要結果 選擇常用材料45鋼，調質處理. 2.初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑,查表6-3，得c=106至117,考慮到安裝聯 軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=110則： D1min=C3歸 110 31542 27mm \ n . 387 5.20 ” D2min= C 3 p 110 3 36mm n 154 D3min= C 3 p 110 3 5^00 51mm 3.初選軸承 1軸選軸承為6008 2軸選

26、軸承為6009 3軸選軸承為6012 根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為： D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4.結構設計(現只對高速軸作設計，其它兩軸設計略，結構詳見 圖)為了拆裝方便，減速器殼體用剖分式，軸的結構形狀如圖所示. (1).各軸直徑的確定 初估軸徑后，句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定 直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm 2段裝齒輪， 為了便于安裝，取2段為44mm齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩 的高度為4.5mm取3段為53mm 5段裝軸承，直徑和1段一樣為 40mm 4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安 裝

27、，取4段為42mm 6段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設 計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm勺毛氈圈，故取6段36mm 7段裝大帶輪，取為32mm>dmin。 (2)各軸段長度的確定 軸段1的長度為軸承6008的寬度和軸承到箱體內壁的距離加 上箱體內壁到齒輪端面的距離加上 2mm l1=32mm 2段應比齒輪寬 Kt 1 .3 Zz 189.8 MP H lim1 H lim 2 N3 N4 1/ 2 700 M 560 M 1.17 108 3.31 10 7 Pa Pa

28、 K NH 3 0.93 K NH 4 0.95 略小2mm為l2=73mmi 3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h ; 去 l3=6mrn 4 段：l4=109mm 15 和軸承 6008 同寬取 l5=15mni 16=55mm] 7段同大帶輪同寬，取17=90mm其中14 , 16是在確定 “它段長度和箱體內壁寬后確定的。 于是，可得軸的支點上受力點間的跨距 L1=52.5mm L2=159mm L3=107.5mm (3) .軸上零件的

29、周向固定 520.8 MPa 665 MPa 為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6。與軸承 內圈配合軸勁選用k6,齒輪與大帶輪均采用A型普通平鍵聯接，分 別為 16*63 GB1096-1979 及鍵 10*80 GB1096-1979。 (4) .軸上倒角與圓角 為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面， 根據軸承手冊 的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm其他軸肩圓角半徑均為 2mm根 據標準GB6403.4-1986,軸的左右端倒角均為 1*45。。 (5) 的受力分析 (1) 畫軸的受力簡圖。 (2) 計算支座反力。 2 128.65 Ft=2T1/d

30、1= 68 3784N Fr=Fttg20 o =3784 0.3639 1377N v 1.12 mS FQ=1588N 在水平面上 FR1=Ek 3Z"25 966N l2 l3 153 52.5 b 78.95 mm FR2=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 j 空72 352N FR1V=l2 l3 153 52.5 Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N (3) 畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側 M Ah=FR1Hl3=966 52.5=50.715N - m a-a剖面右側 M Ah=F

31、R2Hl2=411 153=62.88 N - m 在垂直面上 MAv=M 合成彎矩, AV=FR1Vl2=352< 153=53.856 N m a-a 剖面左側 mt 2.55 5.73 13.7 Ma 2 2 ,M AH M AV a-a剖面右側 2 2 50.715 53.856 73.97N Ma J轉矩圖 2 MaV 62.88 53.856 82.79N m 轉矩T F t d/2 3784 X (68/2) =128.7N ? m 6 .判斷危險截面 顯然，如圖所示，a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為 該截面左側可能是危險截面；b

32、-b截面處合成灣矩雖不是最大， 該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮， a-a, b-b 面右側均有應力集中，且 b-b截面處應力集中更嚴重，故 a-a 面左側和b-b截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。 7 .軸的彎扭合成強度校核 T, 但 截 截 Kh Kf 1.2 0.6 1b 60Mpa 0 b 100Mpa Kh 1.611 W 0.1d 3=0.1 X 443=8.5184m3 M2 (aT)2 742 W (2) b-b截面左側 2 0.6 128.7 8.5184 =14.57 MPa W 01d 3=0.1 X423=7.4

33、1m3 2.09 計 算 及 說 明 主要結果 b-b截面處合成彎矩Mb: — I2 42.5 0-c 153 42.5 Mb M J 82.79 Ma 13 52.5 rz 13 =174 N ? m 2 2 , _、2 , 2 2 {m (aT) \174 06 128.7 e W 7.41 =27MPa 8.軸的安全系數校核：由表 10-1 查 d1

34、 92.46 R 650MPa, ? 300MPa, ? 155MPa, 02, 0.1 B 1 1 (1) 在a-a截面左側 WT=0.2d3=0.2X 443=17036.8mm3 由附表10-1查得K 1,K 1.63,由附表10-4查得絕對尺寸 系數 0.81, 0.76;軸經磨削加工，由附表10-5查得質量系 數1.0.則 M 73.97 …1Vm , 8.68MPa 彎曲應力 b W 8.5184 …欣 h 8.68MPa 應力幅 a b 平均應力 m 0 T工衛(wèi)工7.57MPa 切應力 Wt 17.0368 —T 757 3.79MPa a m 2

35、 2 安全系數 m 4.20 計 算 及 說 明 主要結果 300 1 _ _ 28 FE1 500MPa 8.68 0.2 0 1.0 0.81 FE 2 380MPa 18.22 28 18.22 K FN 1 0.92 S2 S2 28 2 2 15.27 18.22 KFN 2 0..97 查表10-6得許用安全系數S =1.3?1.5,顯然S>S ,故a-a剖 1 .4 面安全. (2)b-b截面右側 抗彎截面系數 W 0.1d 3=0.1 X533=14.887m3 抗扭截面系數 WT

36、=0.2d3=0.2X 533=29.775 m3 又Mb=174 N?m,故彎曲應力 328.57M IPa 174 14.887 11.7MPa 263.29 F MPa 切應力 11.7MPa 1.846 WT 128.7 4.32MPa 29.775 m 1 2.16MPa m 2 由附表10-1 查得過盈配合引起的有效應力集中系數 YFa 1 2.72, YSa2 2.2 155 1.63 3.79 0.1 3.79 1.0 0.76 26 K 1.89, 0.81, 0.76, 1.0, 0.2, 0.1 2.

37、6 1.0 0.81 300 11.7 0.2 0 155 1.89 2.16 0.1 2.16 1.0 0.76 37.74 27.74 ” “ ■7 2 2 22.36 ，37.74 27.74 顯然S> S，故b-b截面右側安全。 (3) b-b截面左側 WT=0.2d3=0.2 X 423=14.82 m3 37.74 27.74 YFa1YSa1 0.01299 YFa2YSa2 0.01 492 b-b截面左右側的彎矩、扭矩相同。 彎曲應力 174 23.48MPa 7.41 23.48MPa m 2.56 mm 切應力

38、128.7 Wt —8.68MPa 14.82 m T 4.34MPa m 2 (D-d) /r=1 r/d=0.05 ,由附表10-2查得圓角引起的有 效應力集中系數K 1.48,K 1.36 0由附表10-4查得絕對尺 寸系數 083 0.78。又 1.0, 0.2, 0.1。則 S S S S 2 2 S S 300 1.48 1.0 0.83 23.48 0.2 0 7.16 Z1 31 Z2 107 155 1.36 1.0 0.78 19.38 4.34 0.1 4.349 7.16 19.38 f 6

39、.72 2 2 716 19.38 d1 93mm d2 321mm 顯然S> S，故b-b截面左側安全。 a 207 mm B 93mmB2 85mm fe 5 1000 MPa FE 6 670 MPa 計 算 及 說 明 主要結果 a a T 軸1 計 算 及 說 明 主要結果 b6 75mm m 2.90 mm m=4 d5 80mm d6 276mm b5 80mm

40、 計 算 及 說 明 主要結果 軸3 第五部分校 核 高速軸軸承 Ftl3 3784 52.5 FR1H F tl3 966N l2 l3 153 52.5 計 算 及 說 明 主要結果 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N FR1V 5 1377 5

41、2.5 352N |2 |3 153 52.5 Fr2v=Ft- F ri產1377-352=1025N 軸承的型號為6008, Cr=16.2 kN 1) FA/COr=0 2) 計算當量動載荷 Pr f PXFR YFa 查表得fP=1.2徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y為X=1, Y=0 Pr f P X FR YFA =1.2 x ( 1X352) =422.4 N 3) 驗算6008的壽命 3 h 16667 162003 2448486 28800 L 384 422.4 驗算右邊軸承 3 16667 16200 3 99177 28800 L 384

42、1.2 1025 鍵的校核 鍵 1 10 X 8 L=80 GB1096-79 則強度條件為 2T/d 2 128.65/0.032 …一「 33.5MPa p lk 0.08 0.003 *工、-、1 110MPa 查表許用擠壓應力 p 所以鍵的強度足夠 鍵 2 12 X 8 L=63 GB1096-79 則強度條件為 2T/d 2 128.65/0.044 ” 人…「 30.95MPa p lk 0.063 0.003 d1=d4=40mm ? 一， d2 =54mm d3=93mm df3=85.5mm da3=99mm 計 算 及 說 明 主要

43、結果 查表許用擠壓應力 所以鍵的強度足夠 聯軸器的選擇 聯軸器選擇為 p 110MPa Ft2 1669N Fr2 607N TL8型彈性聯軸器GB4323-84 Ft3 384(N F3 1398J I 第六部分主要尺寸及數據 RAz 25N 減速器的潤滑 1 .齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s,所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm低速級齒 輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mrm, 1/6齒輪。 2 .滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度

44、 V> 1.5?2m/s所以 采用飛濺潤滑， 箱體尺寸: 箱體壁厚 10mm 箱蓋壁厚 1 8mm 箱座凸緣厚度b=15mm Rbz 766N 箱蓋凸緣厚度b1=15mm 箱座底凸緣厚度b2=25mm 地腳螺栓直徑df=M16 地腳螺栓數目n=4 軸承旁聯接螺栓直徑d1=M12 聯接螺栓d2的間距l(xiāng)=150mm 軸承端蓋螺釘直徑d3=M8 定位銷直徑d=6mm df、di、d2 至外箱壁的距離 C1=18mm 18 mm 13 mm df、d2至凸緣邊緣的距離 C2=16mm 11 mm 軸承旁凸臺半徑 R1=11mm 凸臺高度根據低速軸承座外半徑確定

45、 外箱壁至軸承座端面距離L1=40mm 軸號 功率p 轉矩T 轉速n 傳動比i 效率 刀 電機軸 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 127.62 [ 387 P 2.48 [ ( ).9 2 5.20 306.38 154 2.50 ( ).9 3 5.00 903.25 51 3.07 ( ).9 工作機軸 4.90 885.29 [ 51 r 1 1 ( ).9 T1=9550Pdi1 4 8 4 7/nm=9550X 5.5 乂 2.48 乂 0.95 乂 0.99=127.62 T

46、2= T1 i2 4 6 4 5=127.62 義 2.5 義 0.97 義 0.99=306.38 T3= T2 i3 4 4 4 3=306.38 乂 3.07 乂 0.97 乂 0.99=903.25 T4= T3 4 2 4 1=954.23 X 0.99 X 0.99=885.29 齒輪的結構尺寸 兩小齒輪米用實心結構 兩大齒輪采用復板式結構 齒輪z1尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75 d1=68 大齒輪頂 圓與內箱壁距離 △ 1=10mm 齒輪端面與內箱壁距離4 2=10mm 箱蓋，箱座肋厚 m1=m=7mm 軸承端蓋外徑D2 :凸緣式端

47、蓋：D+ (5-5.5) d3 以上尺寸參考機械設計課程設計 P17?P21 傳動比 原始分配傳動比為：i1=2.48 i2=3.07 i3=2.5 修正后 ：i1=2.48 i2=2.50 i3=3.07 各軸新的轉速為 ：n1=960/2.48=387 n2=387/2.5=154 n3=154/3.07=51 RAY 2511 N 2998N 各軸的輸入功率 P1=pd.84 P2=p1r1 64 P3=p24 44 P4=p3r] 24 各軸的輸入轉矩 7 =5.5 X0.95 5=5.42 義 0.97 3=5.20X0.97 1=5.00X0.

48、99 X 0.99=5.42 X 0.99=5.20 X 0.99=5.00 X 0.99=4.90 T2 178540 N ?mr ha=ha*m=1x 2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25) x 2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d1 + 2ha=68+2X 2=72mm df=d1 -2hf=68 —2X2.5=63 p=冗 m=6.28mm s= 兀 m/2=3.14 x 2/2=3.14mm e= 兀 m/2=3.14 x 2/2=3.14mm c=c*m=0.25 x 2=0.5mm 齒輪z2的

49、尺寸 由軸可得 d2=170 z2=85 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1 x 2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm hf=(1 + 0.5) x 2=2.5mm da=d2+ 2ha=170+ 2X2=174 df=d1 —2hf=170 —2X2.5=165 p=冗 m=6.28mm s=兀 m/2=3.14 x 2/2=3.14mm e=Tt m/2=3.14 x 2/2=3.14mm c=c*m=0.25 x 2=0.5mm Do D3 78.4 162 120 D存 2 2 Dg 1.6D4=1.6 X 49=78.4

50、DO da-10mn=182-10X 2=162 D2 0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20 R=5 c=0.2b=0.2 X 65=13 齒輪3尺寸 由軸可得,d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1 x 2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) 乂 2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2X 2.5=90 df=d1-2hf=85-2 X 3.125=78.75 0.58 T2 103553J?mm b h 12 8 圓角r=3

51、 p=Tt m=3.14X 2.5=7.85 s=兀 m/2=3.14 義 2.5/2=3.925 e=s c=c*m=0.25 x 2.5=0.625 齒輪4寸 由軸可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85 ha =ha*m=1 x 2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) 乂 0.25=3.125 da=d

52、4+2ha=260+2X 2.5=265 df=d1-2hf=260-2 X 3.125=253.75 p=Tt m=3.14X 2.5=7.85 s=e=兀 m/2=3.14 義 2.5/2=3.925 c=c*m=0.25X 2.5=0.625 DO da-10m=260-10X 2.5=235 Dg 1.6 X 64=102.4 Di D D3 2 235 102.4 2 168.7 D2=0.25(D0-D3)=0.25 乂 (235-102.4)=33.15 r=5 c=0.2b=0.2 X 85=17 24MPa 0.18, 0.25 參考文獻： 《機械設

53、計》呂宏 王慧 主編 北京大學出版社 《機械設計課程設計》陸玉 主編 第4版機械工業(yè)出版社 《機械設計手冊》 設計心得 機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了 2周的 課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關 各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。 一 一 3 7611.3mm 由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計 中難免會出現這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出 現誤差，如果是聯系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表 和計算上精度不夠準 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程 的理論知識和應用

54、生產實際知識解決工程實際問題的能力， 在設計 的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神， 大家共同解決了許多個人無 法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理 解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和 向結。 3 WtC 16557.47儕 22.5MPa 5.3MPa 5.39 MPa K 1, K 1.54 計 算 及 說 明 主要結果 (K)D 1.78 Kn 1 di=32

55、mm 計 算 及 說 明 主要結果 d2=34mm d3=d7=35mm, d4=d6=44mm d5=62mm,(i=6 6mm,d f5=57mm Lo=223mm L=55mm b h 10 8 A0=106 d 1 38 mm d3=d7=45mm 計 算 及 說 明 主要結果 L=56mm d4=52mm Lo=229mm L==57mm b h 14 9 計 算 及 說

56、明 主要結果 ni 960 %n FrA 1169 N FrB 493.73 fp 1.5 P 1753.5 N Cr 40.8KN n" 271/9Xmin 計 算 及 說 明 主要結果 FrA 2995N FrB 2395.7N fp 1.5 fp 1.5 P 3720.2N bi hi 10 8m L1 56mm b3 h3 12 8 L 3 50mm b， h， 16 10 b5 h5 10 8 110 MPa 10 56 13 38mm GB/T 1096-1979 計 算 及 說 明 主要結果 d 2 45mm 鍵 12 50 d 3 52mm 鍵：16 70 鍵 C： 10 63 計 算 及 說 明 主要結果 Ka 1.9 _ _ 一 一4 --- Tb 7.49 10 N ?mm Ka 1.9 Tca 142.31N ?m