機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書帶式運(yùn)輸上的單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器

《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書帶式運(yùn)輸上的單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書帶式運(yùn)輸上的單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器（36頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書 一、傳動(dòng)方案擬定…………….………………………………3 二、電動(dòng)機(jī)的選擇…………………………………………….4 三、確定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比…….…….6 四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力設(shè)計(jì)……………………………..7 五、普通V帶的設(shè)計(jì)………………………………………….10 六、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)…………………………………………..15 七、傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)………………………….…………………..18 八、箱體的設(shè)計(jì)………..…………………….………………….27 九、鍵連接的設(shè)計(jì)………………………………………………29 十、滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)

2、……………………………………………31 十一、潤(rùn)滑和密封的設(shè)計(jì)………………………………………32 十二、聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)……………………………………………33 十三、設(shè)計(jì)小結(jié)……………………………………………….....33 一、設(shè)計(jì)課題： 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸上的單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。運(yùn)輸機(jī)連續(xù)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)載荷變化不大，空載啟動(dòng)。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限10年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為97%，運(yùn)輸帶允許速度誤差為5%。 運(yùn)輸帶拉力F （KN） 　2　　　　　　 運(yùn)輸帶速度V （m/s） 　1.8　　　 卷筒直徑D

3、 （mm） 450 設(shè)計(jì)任務(wù)要求： 1. 減速器裝配圖紙一張（0號(hào)圖紙） 2. 軸、齒輪零件圖紙各一張（３號(hào)圖紙） 3. 設(shè)計(jì)說(shuō)明書一分 計(jì)算過程及計(jì)算說(shuō)明 一、傳動(dòng)方案擬定 第三組：設(shè)計(jì)單級(jí)圓柱齒輪減速器和一級(jí)帶傳動(dòng) １、工作條件：使用年限10年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 ２、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2000N； 帶速V=1.8m/s； 滾筒直徑D=450mm； 方案擬定： 　　　采用Ｖ帶傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)的組合，即可滿足傳動(dòng)比要求，同時(shí)由于帶傳動(dòng)具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動(dòng)轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，使用維護(hù)

4、方便。 1.電動(dòng)機(jī) 2.V帶傳動(dòng) 3.圓柱齒輪減速器 4.連軸器 5.滾筒 6.運(yùn)輸帶 二、電動(dòng)機(jī)選擇 1、電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，此系列電動(dòng)機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，價(jià)格低廉，維護(hù)方便，適用于不易燃，不易爆，無(wú)腐蝕性氣體和無(wú)特殊要求的機(jī)械。 2、電動(dòng)機(jī)容量選擇： 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此　　 Pd=

5、FV/1000ηa (KW) 由電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)總效率為： η總=η１η２３η３η４η5 式中：η1、η2、η3、η4、η5分別為帶傳動(dòng)、軸承、齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器和卷筒的傳動(dòng)效率。 取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７ 則：　η總=0.960.98３0.970.990.96 　　 =0.83 所以：電機(jī)所需的工作功率： 　　　　Pd　= FV/1000η總 =(20001.8)/(10000.83) =4.3 (kw) 3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為：

6、 n卷筒＝601000V/（πD） =(6010001.8)/（４5０π） 　　　　　 =76.4 r/min 根據(jù)手冊(cè)Ｐ７表１推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍Ｉ’=3～６。 ?。謳鲃?dòng)比Ｉ１’=２～４ 。則總傳動(dòng)比理論范圍為：Ｉa’＝６～２４。 故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范為 N’d=I’an卷筒 　　　　　 =(6～24)76.4 =463.8～1833.6 r/min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊(cè)查出三種適用的

7、電動(dòng)機(jī)型號(hào)：（如下表） 方 案 電 動(dòng) 機(jī) 型 號(hào) 額定功率 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 (r/min) 電動(dòng)機(jī)重量 N 參 考 價(jià) 格 傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動(dòng)比 V帶傳動(dòng) 減速 器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 綜合考慮電動(dòng)

8、機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格 和帶傳動(dòng)、減速器傳動(dòng)比，可見第2方案比較適合。 此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M2-6，其主要性能： 電動(dòng)機(jī)主要外形和安裝尺寸： 中心高H 外形尺寸 L(AC/2+AD)HD 底角安裝尺寸 AB 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 DE 裝鍵部位尺寸 FGD 132 520345315 216178 12 2880 1041 三、確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配級(jí)傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n 1、可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為： ia=nm/n

9、=nm/n卷筒 =960/76.4 =12.57 總傳動(dòng)比等于各傳動(dòng)比的乘積 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 ia=i0i （式中i0、i分別為帶傳動(dòng) 和減速器的傳動(dòng)比） 2、分配各級(jí)傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比： 根據(jù)指導(dǎo)書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=2～4） 因?yàn)椋骸　　a＝i0i 所以：　　　i＝ia／i0 ＝12.57/2.8 ＝4.49 四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力設(shè)計(jì)： 將傳動(dòng)裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，......以及 i0,i1，......為相鄰兩軸

10、間的傳動(dòng)比 η01，η12，......為相鄰兩軸的傳動(dòng)效率 PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （Nm） nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min） 可按電動(dòng)機(jī)軸至工作運(yùn)動(dòng)傳遞路線推算，得到各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1、 運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 （1）計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0 =960/2.8=342.86 （r/min） 　　Ⅱ軸：nⅡ= nⅠ/ i1 =324.86/4.49=76.36 r/min 卷筒軸：nⅢ= nⅡ （2）計(jì)算各軸的功率：

11、 Ⅰ軸： PⅠ=Pdη01 =Pdη1 =4.30.96=4.13（KW） Ⅱ軸： PⅡ= PⅠη12= PⅠη2η3 =4.130.980.97 　 =3.92（KW） 卷筒軸： PⅢ= PⅡη23= PⅡη2η4 =3.920.980.99=3.81（KW） 計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550Pd/nm=95504.3/960 =42.78 Nm Ⅰ軸： TⅠ= Tdi0η01= Tdi0η1 =42.782.80.96=115.00 Nm

12、 Ⅱ軸： TⅡ= TⅠi1η12= TⅠi1η2η4 =115.004.490.980.99=500.96 Nm 卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T Ⅲ= TⅡη2η4 =486.03 Nm 計(jì)算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠη軸承=4.130.98=4.05 KW P’Ⅱ= PⅡη軸承=3.920.98=3.84 KW 計(jì)算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ= TⅠη軸承 =11

13、5.000.98=112.7 Nm T’ Ⅱ= TⅡη軸承 =500.960.98=490.94 Nm 由指導(dǎo)書的表1得到： η1=0.96 η2=0.98 η3=0.97 η4=0.99 i0為帶傳動(dòng)傳動(dòng)比 i1為減速器傳動(dòng)比 滾動(dòng)軸承的效率 η為0.98~0.995在本設(shè)計(jì)中取0.98 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： 軸名 效率P （KW） 轉(zhuǎn)矩T （Nm） 轉(zhuǎn)

14、速n r/min 傳動(dòng)比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī)軸 4.3 42.78 960 2.8 0.96 ?、褫S 4.13 4.23 115.00 112.70 342.86 4.49 0.95 Ⅱ軸 3.92 3.84 500.96 490.94 76.4 1.00 0.97 卷筒軸 3.81 3.99 486.03 492.84 76.4 五. V帶的設(shè)計(jì) （1）選擇普通V帶型號(hào) 由PC=KAP=1.15.5=6.05（ KW） 根據(jù)課本P134表9-7得知其交點(diǎn)在A、B型

15、交 界線處，故A、B型兩方案待定： 方案1：取A型V帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm d2=n1d1(1-ε)/n2=id1(1-ε) =2.8100(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗(yàn)算： V=n1d1π/（100060） 由課本P134表9-5查得KA=1.1 由課本P132表9-2得，推薦的A型小帶輪基準(zhǔn)直徑為75mm~125mm =

16、960100π/（100060） =5.024 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長(zhǎng)和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（100+274）≤a0≤2（100+274） 262.08 ≤a0≤748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長(zhǎng)為 L0=2a0+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+π（100+27

17、4）/2+（274-100）2/(4500) =1602.32 mm 由表9-3選用Ld=1400 mm的實(shí)際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 驗(yàn)算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(274-100)57.3/398.84=155.01>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)KLKα） =6.05/（（0.95+0.11）0.960.95） = 6.26 故要取7根A型V帶 計(jì)算軸上

18、的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/Kα-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（75.02）+0.175.022 =144.74 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(α/2) =27242.42sin(155.01/2)=1978.32 N 方案二：取B型V帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速： 則取小帶輪 d1=140mm d2=n1d1(1-ε)/n2=id1(1-ε) =2.8140(1-0.02)=384.16

19、mm 由表9-2取d2=384mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗(yàn)算： V=n1d1π/（100060） =960140π/（100060） =7.03 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長(zhǎng)和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（140+384）≤a0≤2（140+384） 366.8≤a0≤1048 初定中心距a0=700 ，則帶長(zhǎng)為 L0=2a0

20、+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+π（140+384）/2+（384-140）2/(4700) =2244.2 mm 由表9-3選用Ld=2244 mm的實(shí)際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 驗(yàn)算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(384-140)57.3/697.9=160.0>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)KLKα） =6.05/（（2.08+0.30）1.000.

21、95） = 2.68 故取3根B型V帶 計(jì)算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/Kα-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.177.032 =242.42 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(α/2) =23242.42sin(160.0/2) =1432.42 N 綜合各項(xiàng)數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合

22、 由機(jī)械設(shè)計(jì)書 表9-4查得 P0=0.95 由表9-6查得 △P0=0.11 由表9-7查得 Kα=0.95 由表9-3查得KL=0.96 由課本表9-2得，推薦的B型小帶輪基準(zhǔn)直徑125mm~280mm 由機(jī)械設(shè)計(jì)書 表9-4查得 P0=2.08 由表9-6查得 △P0=0.30

23、 由表9-7查得 Kα=0.95 由表9-3查得KL=1.00 帶輪示意圖如下： d0 d H L S1 斜度1:25 S S2 dr dk dh d da L B S2 六、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)： (1)、選定齒輪傳動(dòng)類型、材料、熱處理方式、精度等級(jí)。 小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號(hào)鋼正火，齒面硬度為200HBS。 齒輪精度初選8級(jí) (2)、初選主要參數(shù) Z1=20 ，u=4.5

24、 Z2=Z1u=204.5=90 取ψa=0.3，則ψd=0.5（i+1）=0.675 （3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 計(jì)算小齒輪分度圓直徑 d1≥ 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表10.11取K=1.2 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 T1=9.55106P/n1=9.551064.23/342.86 =1.18105 Nmm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 重合度系數(shù) εt=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/9

25、0）=1.69 Zε= 許用應(yīng)力 查課本圖6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 則 取兩式計(jì)算中的較小值，即［σH］=560Mpa 于是 d1≥ = =52.82 mm (4)確定模數(shù) m=d1/Z1≥52.82/20=2.641 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值 m=3 (5) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 校核 式中 小輪分度圓直徑d1=mZ=320=60mm 齒輪嚙合寬度b=Ψdd1 =1.060=60mm 復(fù)合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=

26、3.95 重合度系數(shù)Yε=0.25+0.75/εt =0.25+0.75/1.69=0.6938 許用應(yīng)力 查圖6-22（a） σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 則 計(jì)算大小齒輪的并進(jìn)行比較 < 取較大值代入公式進(jìn)行計(jì)算 則有 =71.86<［σF］2 故滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求 （6） 幾何尺寸計(jì)算 d1=mZ=320=60 mm d2=mZ1=390=270 mm a=m （Z1+Z

27、2）=3（20+90）/2=165 mm b1=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗(yàn)算初選精度等級(jí)是否合適 齒輪圓周速度 v=πd1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s 對(duì)照表6-5可知選擇8級(jí)精度合適。 七 軸的設(shè)計(jì) 1， 齒輪軸的設(shè)計(jì) (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動(dòng)軸承 2—軸 3—齒輪軸的輪齒段 4—套筒 6—密封蓋 7—軸端擋圈 8—軸承端蓋 9—帶輪

28、 10—鍵 (2)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅠ=4.32 KW 轉(zhuǎn)速為nⅠ=342.86 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 d≥ (3)確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）18+28=52 mm 則第一段長(zhǎng)度L1=60mm 右起第二段直徑取D2=Φ38mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶

29、輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長(zhǎng)度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動(dòng)軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為dDB=408018，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=20mm 右起第四段，為滾動(dòng)軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ48mm，長(zhǎng)度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ66mm，分度圓直徑為Φ60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=Φ66mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)5=65mm 右起第六段，為滾動(dòng)軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈

30、外徑，取D6=Φ48mm 長(zhǎng)度取L6= 10mm 右起第七段，該段為滾動(dòng)軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長(zhǎng)度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =1.18105 Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=21.18105/60=1966.67N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=1966.67tan200=628.20N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長(zhǎng)支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。

31、 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr62/124=314.1 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’62=19.47 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd1/2=59.0 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)

32、度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險(xiǎn)截面。 已知MeC2=73.14Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =73.141000/(0.1443)=8.59 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13) =35.41000/(0.1303)=13.11 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：

33、 PⅠ的值為前面第10頁(yè)中給出 在前面帶輪的計(jì)算中已經(jīng)得到Z=3 其余的數(shù)據(jù)手冊(cè)得到 D1=Φ30mm L1=60mm D2=Φ38mm L2=70mm D3=Φ40mm L3=20mm D4=Φ48mm L4=10mm D5=Φ66mm L5=65mm D6=Φ48mm L6= 10mm D7=Φ40mm L7=18mm Ft=1966.66Nm Fr=628.20Nm

34、 RA=RB =983.33Nm RA’=RB’ =314.1 N MC=60.97Nm MC1’= MC2’ =19.47 Nm MC1=MC2 =64.0Nm T=59.0 Nm α=0.6 MeC2=73.14Nm ［σ-1］=60Mpa MD=35.4Nm 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動(dòng)軸承 2—軸 3—齒輪 4—套筒

35、 6—密封蓋 7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器 (2)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅡ=4.11 KW 轉(zhuǎn)速為nⅡ=77.22 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 d≥ (3)確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KATⅡ=1.3518.34=673.84Nm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度為l1=84mm,軸段長(zhǎng)L

36、1=82mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長(zhǎng)為L(zhǎng)2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動(dòng)軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為dDB=5510021，那么該段的直徑為Φ55mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=36 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長(zhǎng)度為L(zhǎng)4=58mm 右起第五段，考慮齒輪的

37、軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長(zhǎng)度取L5=10mm 右起第六段，該段為滾動(dòng)軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長(zhǎng)度L6=21mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =5.08105Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=25.08105/270=3762.96N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=3762.96tan200=1369.61N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長(zhǎng)支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。

38、 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr62/124= 684.81 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd2/2=508.0 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危

39、險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險(xiǎn)截面。 已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =307.561000/(0.1603)=14.24 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13) =304.81000/(0.1453)=33.45 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計(jì)算所需的圖如下：

40、 D1=Φ45mm L1=82mm D2=Φ52mm L2=54mm D3=Φ55mm L3=36mm D4=Φ60mm L4=58mm D5=Φ66mm L5=10mm D6=Φ55mm L6=21mm Ft=3762.96Nm Fr=1369.61Nm RA=RB =1881.48Nm RA’=RB’ =684

41、.81 N MC=116.65Nm MC1’= MC2’ =41.09 Nm MC1=MC2 =123.68Nm T=508.0 Nm α=0.6 MeC2=307.56Nm ［σ-1］=60Mpa MD=33.45Nm 繪制軸的工藝圖（見圖紙） 八．箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動(dòng)零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點(diǎn)和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤(rùn)滑油也由此注入機(jī)體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，

42、以防止污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)和潤(rùn)滑油飛濺出來(lái)。 (2) 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標(biāo)油標(biāo)用來(lái)檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)件。 (4)通氣器減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于摩擦發(fā)熱，使機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤(rùn)滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機(jī)蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機(jī)體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達(dá)到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機(jī)體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機(jī)蓋與機(jī)座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機(jī)蓋凸緣上常裝有一至二個(gè)啟蓋螺釘，在啟蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起機(jī)蓋。在軸承端蓋上

43、也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對(duì)于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個(gè)啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個(gè)定位銷，孔位置盡量遠(yuǎn)些。如機(jī)體結(jié)構(gòu)是對(duì)的，銷孔位置不應(yīng)該對(duì)稱布置。 (7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動(dòng)零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運(yùn)或拆卸機(jī)蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用

44、。 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表： 名稱 符號(hào) 尺寸（mm） 機(jī)座壁厚 δ 8 機(jī)蓋壁厚 δ1 8 機(jī)座凸緣厚度 b 12 機(jī)蓋凸緣厚度 b 1 12 機(jī)座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 16 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機(jī)壁距離 C1 26, 22, 18 df， d2至凸緣邊緣距離

45、C2 24, 16 軸承旁凸臺(tái)半徑 R1 24, 16 凸臺(tái)高度 h 根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn) 外機(jī)壁至軸承座端面距離 l1 60，44 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 △1 12 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 △2 10 機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 m1 ,m2 7， 7 軸承端蓋外徑 D2 90， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般s=D2 九．鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=30mm,L1=50mm 查手冊(cè)得，選

46、用C型平鍵，得： A鍵 87 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=44.77Nm h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）式得 σp=4 T/(dhL) =444.771000/（30742） =20.30Mpa < [σR] (110Mpa) 2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=44mm L2=63mm TⅠ=120.33Nm 查手冊(cè) 選A型平鍵 GB1096-79 B鍵128 GB1096-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm σp=4 TⅠ/（dhl） =4120.331000/（448

47、50） = 27.34Mpa < [σp] (110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=60mm L3=58mm TⅡ=518.34Nm 查手冊(cè)P51 選用A型平鍵 鍵1811 GB1096-79 l=L3-b=60-18=42mm h=11mm σp=4TⅡ/（dhl） =4518.341000/（601142） =74.80Mpa < [σp] (110Mpa) 十．滾動(dòng)軸承設(shè)計(jì) 根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命 Lh53658=14600小時(shí) 1.輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到F

48、r徑向力作用，所以P=Fr=628.20N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號(hào) 查課本表11-5，選擇6208軸承 Cr=29.5KN 由課本式11-3有 ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1369.61N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號(hào) 查課本表11-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN 由課本式11-3有 ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 十一、密封和潤(rùn)滑的設(shè)計(jì) 1.密封

49、 由于選用的電動(dòng)機(jī)為低速，常溫，常壓的電動(dòng)機(jī)則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達(dá)到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲(chǔ)存潤(rùn)滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，毛氈又可以將潤(rùn)滑油自行刮下反復(fù)自行潤(rùn)滑。 2．潤(rùn)滑 (1) 對(duì)于齒輪來(lái)說(shuō)，由于傳動(dòng)件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤(rùn)滑，因此機(jī)體內(nèi)需要有足夠的潤(rùn)滑油，用以潤(rùn)滑和散熱。同時(shí)為了避免油攪動(dòng)時(shí)泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應(yīng)小于30~50mm。對(duì)于單級(jí)減速器，浸油深度為一個(gè)齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級(jí)傳動(dòng),每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 對(duì)于滾動(dòng)軸承來(lái)說(shuō)，由

50、于傳動(dòng)件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑。這樣不僅密封簡(jiǎn)單，不宜流失，同時(shí)也能形成將滑動(dòng)表面完全分開的一層薄膜。 十二．聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) （1）類型選擇 由于兩軸相對(duì)位移很小，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，對(duì)緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計(jì)算 計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KATⅡ=1.3518.34=673.84Nm， 其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.3 （3）型號(hào)選擇 根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉(zhuǎn)速n， 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=3750r/m ,故符合要求。 十三、

51、設(shè)計(jì)小結(jié) 　　機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是我們機(jī)械類專業(yè)學(xué)生第一次較全面的機(jī)械設(shè)計(jì)訓(xùn)練，是機(jī)械設(shè)計(jì)和機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實(shí)踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機(jī)械設(shè)計(jì)課程的設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用了機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際知識(shí)，培養(yǎng)分析和解決一般工程實(shí)際問題的能力，并使所學(xué)知識(shí)得到進(jìn)一步鞏固、深化和擴(kuò)展。 　　(2) 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握通用機(jī)械零件、機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)原理和過程。 　　(3) 進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)練，如計(jì)算、繪圖、熟悉和運(yùn)用設(shè)計(jì)資料（手冊(cè)、圖冊(cè)、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算和數(shù)據(jù)處理等。 鍵128 36