課程設計單級直齒減速器說明書

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1、目錄 一、傳動方案擬定---------------------------- 1 二、電動機選擇------------------------------ 1 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比---------- 3 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算------------------ 5 五、標準直齒圓柱齒輪傳動設計計算------------ 6 六、軸的設計及計算-------------------------- 7 七、滾動軸承的選擇-------------------------- 17 八、聯(lián)軸器的選擇---------------------------- 2

2、2 九、鍵的選擇與強度計算---------------------- 23 十、減速器箱體設計-------------------------- 25 十一、減速器的潤滑與密封-------------------- 26 十二、其他技術(shù)說明-------------------------- 27 十三、設計小結(jié)------------------------------ 28 十四、參考資料------------------------------ 29 一、傳動方案擬定 題目：設計帶式輸送機傳動裝置中的單級直齒圓柱齒輪減速器 1 工作條件：一班制，連續(xù)

3、單項運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，空載啟動，有粉塵，運輸帶速度允許誤差5% 2 、使用期限：10年，大修期3年。 3、 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=2700N；帶速V=2.05m/s；滾筒直徑D=500mm。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器） 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： 查表，取η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.95，η4 = 0.98， η5 = 0.98，η6 = 0.96 η總 =η12η2η3η43η5η6=0.83 (2) 電機所需的工作功率： P d = FV/1000η總

4、 =27002.05/10000.83 =6.67KW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： n筒 = 601000V/πD = 6010002.05/π500 = 78.34r/min 按課程設計任務書推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia = 2 ~ 4。取V帶傳動比I0 = 2 ~ 4，則總傳動比理時范圍為I’a = 4 ~ 16。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = I’a n筒 =（4 ~ 16） 78.34 = 313.36 ~ 1253.44r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min。

5、根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由指導書附表10查出有兩種適用的電動機號，其技術(shù)參數(shù)及傳動比的比較情況見下表： 表1 傳動比方案 電動機 型號 功率 （KW） 同步轉(zhuǎn)速 （r/min） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） Y160L-8 7.5 750 720 Y160M-6 7.5 1000 970 4、確定電動機型號 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，可知方案2比較合適（在滿足傳動比范圍的條件下，有利于提高齒輪轉(zhuǎn)速，便于箱體潤滑設計）。因此選定電動機型號為Y160M-6，額定功率為Ped =7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速n電動=970r/min。

6、 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總 = n電動/n筒 = 970/78.34 = 12.37 2、分配各級傳動比 （1） 據(jù)指導書P7表1，取齒輪i帶 =3 （2） ∵i總 = i齒輪i帶 ∴i齒輪 = i總/ i帶 = 4.12 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） n1= n電動 / i帶 = 323.33 r/min n2 = n1/ i齒輪 = 78.34 r/min 2、計算各軸的功率（KW） P1 = Pdη帶= 6.60 KW P2 = P1η齒輪軸承η齒輪 = 6.15 KW 3、計算各軸扭矩（Nmm

7、） Td = 9550Pd / n電動 = 65.67Nm T1= 9550PI/n1 = 65.01 Nm T2 = 9550P2/n2 = 242.06 Nm 五、標準直齒圓柱齒輪傳動設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級和齒數(shù) 考慮減速器傳遞功率不大，齒輪采用軟齒面。 小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。 大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度200HBS； 一般齒輪傳動，選用8級精度。 （2）按齒根彎曲疲勞強度設計 小齒輪傳遞扭矩T1 T1 = 9550 P1/n1 = 6.50 104 Nmm 取齒寬系數(shù)φd = 1 ，

8、k = 1.3 查表得 σHlim1 = 580 Mpa，σFlim1 = 440 Mpa σHlim2 = 380 MpaσFlim2 = 310 Mpa 取SH = 1.1 ， SF = 1.25 [σH1] = σHlim1/SH = 527 Mpa [σH2] = σHlim2/SH = 345 Mpa [σF1] = σFlim1/SF = 352 Mpa [σF2] = σHlim2/SF = 248 Mpa d1 ≥ {（2KT1 /Φd）[（u+1/u]（ZEZH /σH）2}1/3 = 73.5mm

9、取小齒輪齒數(shù)z1 = 25。 則大齒輪齒數(shù)：z2 = i齒z1 = 4.1225 = 103 M = d1/z1 = 2.94,查表，取標準模數(shù)m = 3 中心a = m（Z1 ＋ Z2）/2 = 192 mm 計算分度圓直徑d1 = mz1 = 75 mm d2 = mz2 = 309 mm 計算齒寬b2 = b = φdd1 =73.5mm 取 b2 = 74 mm b1 = b2 +（5～10）= 80 mm (3)校核齒面接觸疲勞強度 查表得 齒形系數(shù) YFa1 = 2.62 YFa2 = 2.18

10、 應力修正系數(shù) YSa1 = 1.59 YSa 2= 1.78 σF1 = 2KT1 YFa1 YSa1/bm2 z1 = 41.7 Mpa ＜ [σF1] σF2 = σF1(YFa2 YSa2 / YFa1 YSa1) = 39.4 Mpa ＜ [σF2] （4）齒輪圓周速度 v = Πd1n1/60000 = 1.27 m/s 選8級精度是合適的 六、軸的設計及計算 I．輸入軸的設計計算 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由于設計的是單級減速器的輸入軸，旋轉(zhuǎn)方向假設左旋，屬于

11、一般軸的設計問題，選用45號鋼調(diào)質(zhì)，查表得 [σb] = 650 Mpa ， 由插值法得[σ-1b] = 60 Mpa 2、估算軸的基本直徑 根據(jù)機械設計手冊，取C = 107 d ≥ C (PI /n1)1/3 = 29.24 mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d1 = 29.24 (1+5%) mm = 30.70 mm ∴由機械設計手冊選d = 32 mm 3、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。兩軸承分

12、別以軸肩和大筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。 （2）確定軸各段直徑和長度 I段 ： d1= 32 mm 聯(lián)軸器長L = 60 mm 取L1 = L-2 = 58 mm。 II段:考慮聯(lián)軸器的安裝要求 取d2 = 35 mm L2 = 55mm III段：考慮6208型滾動軸承的要求 取d3 = 40 mm L3 = 2 + 20 + 18 = 40 mm Ⅳ段： 取h = 1 mm d4 = d3 + 2h = 42 mm 第Ⅳ段與軸連接 L4 = b1-2

13、= 80-2 = 78 mm V段： 考慮到軸肩定位要求，取h = 3 mm d5 = d4 + 2h = 48 mm ， L5 = 10 mm VI段： d6 = 40 mm L6 = 18 mm (3)按彎矩復合進行強度計算 Ft = 2T1/d1 Fr = Ft tanα Fn = Ft/cosα 支承軸距 L = 128 mm ①繪制軸受力簡圖（如圖a） ②繪制水平面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FHA = FHB = Ft/2 = 2032 N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為 MHC = RHAL/2

14、= 140174 Nmm ③繪制垂直面彎矩圖（如圖c）(左旋) FVA = Fr/2 ＋ Fnd1/2L = 1233 N FVB = Fr/2 – Fnd1/2L = 231 N 截面C左側(cè)的彎矩為 MVC1 = RVAL / 2 = 85100 Nmm 截面C右側(cè)的彎矩為 MVC2 = RVBL/2 = 16000 Nmm ④繪制合成彎矩圖（如圖d） 截面C左側(cè)的合成彎矩為 MC1 = (MCH 2+ MCV12)1/2 = 164000 Nmm 截面C右側(cè)的合成彎矩為 MC2 = (MHC2 + MVC22)1/2 = 141000 Nmm ⑤

15、繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T = 9.55（P1/n1）106 = 6.50104 Nmm ⑥繪制當量彎矩 由彎矩圖可知，IV軸和V軸的截面都有可能是危險截面，應分別計算器當量彎矩。 取α≈ 0.6 C截面： MCe = [MC12 +(αT)2] 1/2 = 168000 Nmm MCe = MC2 = 141000 Nmm 兩項中選最大值計算 D截面： MHD = FHA [L - (78 + 10 + 10 + 10)] = 61000 Nmm MVD = FVA [L - (78 + 10 + 10 + 10)] = 37000

16、 Nmm MD = (MHD2 + MDV2)1/2 = 71300 Nmm MDe = [MD2 + (αT)2] 1/2 = 81000 Nmm ⑦校核危險截面處的強度 C截面： σe = MCe/Wc = MCe/0.1d53 = 18.44 Mpa ＜ [σ-1b] D截面： σe = MDe/Wd = MDe/0.1d43 = 8.22 Mpa ＜ [σ-1b] 滿足強度要求。 II．輸出軸的設計計算 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45號鋼正火，查表得 [σb] = 6

17、50 Mpa 由插值法得 [σ-1b] = 60 Mpa 2、估算軸的基本直徑 根據(jù)機械設計手冊，取C=107 d ≥ C (PⅡ/ nⅡ)1/3 = 45.51mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d = 45.51(1 + 5%) mm = 47.79 mm ∴由機械設計手冊選d = 48 mm 3、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定

18、位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。 （2）確定軸各段直徑和長度 I段 ： d1 = 48 mm 聯(lián)軸器長L = 84 mm 取L1 = L - 2 = 82 mm。 II段:考慮聯(lián)軸器的安裝要求 取h = 3.5 d2 = d1 + 2h = 55 mm L2 = 55 mm III段：考慮6311型滾動軸承的要求 取d3 = 60 mm L3 = 2 + 20 + 31 = 53 mm Ⅳ段： 取h = 1 mm d4 = d3 + 2h = 62 mm 齒寬b2 = 80 mm L4

19、= b2 – 2 = 78 mm V段： 考慮到軸肩定位要求 ，取h = 5 mm d5 = d4 + 2h = 72 mm ， 取L5 = 10 mm VI段： d6 = 60 mm 6312型軸承查表寬度20mm 取L6 = 31 mm (3)按彎矩復合進行強度計算 Ft = 2T2/d2 Fr = Ft tanα Fn = Ft /cosα 支承軸距 L = 128 mm ①繪制軸受力簡圖（如圖a） ②繪制水平面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FHA = F HB = Ft/2 = 2032 N 由兩邊對稱，知截面

20、C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為 MHC = RHAL/2 = 140174 Nmm ③繪制垂直面彎矩圖（如圖c）(左旋) FVA = Fr/2＋Fnd2/2L = 1233 N FVB = Fr/2-Fnd2/2L = 231 N 截面C左側(cè)的彎矩為 MVC1 = RVAL/2 = 85100 Nmm 截面C右側(cè)的彎矩為 MVC2 = RVBL/2 = 16000 Nmm ④繪制合成彎矩圖（如圖d） 截面C左側(cè)的合成彎矩為 MC1 = (MHC 2+ MVC12)1/2 = 164000 Nmm 截面C右側(cè)的合成彎矩為 MC2 = (MHC2 +

21、 MVC22)1/2 = 141000 Nmm⑤繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T = 9.55（P2/n2）106 = 2.42105 Nmm ⑥繪制當量彎矩 由彎矩圖可知，IV軸和V軸的截面都有可能是危險截面，應分別計算器當量彎矩。 取α≈ 0.6 C截面： MCe = [MC12 +(αT)2] 1/2 = 218000 Nmm MCe = MC2 = 141000 Nmm 兩項中選最大值計算 D截面： MHD = FHA [L-(78+10+10+10)] = 61000 Nmm MVD = FVA [L-(78+10+10+10

22、)] = 37000 Nmm MD = (MHD2 + MVD2)1/2 = 71300 Nmm MDe = [MD2 +(αT)2] 1/2 = 161000 Nmm ⑦校核危險截面處的強度 C截面： σe = MCe/Wc = MCe/0.1d43 = 10.10 Mpa ＜ [σ-1b] D截面： σe = MDe/Wd = MDe/0.1d33 = 9.68 Mpa ＜ [σ-1b] 滿足強度要求。 七、滾動軸承的選擇 根據(jù)條件，軸承預計壽命 L = 1036524 = 87600小時 1.輸入軸軸承的選擇 （1）選擇型號 由題目工作條

23、件查表選擇載荷系數(shù) 載荷系數(shù)fp = 1.5 ，溫度系數(shù)ft = 0.90 已知軸頸d = 40 mm 轉(zhuǎn)速n2 = 10000 r/min 初選6208型深溝球軸承 基本額定動載荷Cr = 29.5 kN， 基本額定靜載荷Cor = 18.0 kN e = 0.20 （2）軸承校核計算 假設軸承僅受徑向載荷R1和R2： Ft = 2T1/d1 = 4063 N Fr = Ft tanα = 1463 Nmm ①求兩軸承的徑向載荷Fr1 .Fr2 因軸承對稱齒輪分布，故Fr1 = Fr2 = Fr/2 = 732 N ②求兩軸承的軸

24、向載荷Fs1、Fs2 選深溝型滾動軸承，取 e = 0.20 Fs1 = eFr1 = 146 N Fs2 = eFr2 = 146 N ③計算兩軸承所受的軸向力Fa1 、Fa2 Fa = 0 Fa1 = Fa2 = Fs1 = 146 N ④計算軸承的當量動載荷P1、P2 Fa1/ Fr1 = 0.20 = e Fa2/ Fr2 = 0.20 = e 查表得：X1 = X2 =1 Y1 = Y2 = 0 P1 = X1 Fr1 = 732 N P2 = X2 Fr2 = 732 N 算軸承壽命Lh，取ε= 3 ，ft = 1 ， fp = 1 得

25、 Lh = 16667/n（ftCr/fpP）3 = 3.3 106 h ＞ L 選6208軸承滿足壽命要求 2.輸出軸軸承的選擇 （1）選擇型號 由題目工作條件查表選擇載荷系數(shù) 載荷系數(shù)fp = 1.1 ，溫度系數(shù)ft = 1.00 已知軸頸d = 60 mm 轉(zhuǎn)速n2 = 5000 r/min 初選6312型深溝球軸承 基本額定動載荷Cr = 81.8 kN 基本額定靜載荷Cor = 51.8 kN e = 0.30 （2）軸承校核計算 假設軸承僅受徑向載荷R1和R2： Ft = 2T1/d1 = 10083 N

26、Fr = Ft tanα = 3630 Nmm ①求兩軸承的徑向載荷Fr1 .Fr2 因軸承對稱齒輪分布，故Fr1 = Fr2 = Fr/2 = 1815 N ②求兩軸承的軸向載荷Fs1、Fs2 選深溝型滾動軸承，取 e = 0.30 Fs1 = eFr1 = 545 N Fs2 = eFr2 = 545 N ③計算兩軸承所受的軸向力Fa1 、Fa2 Fa = 0 Fa1 = Fa2 = Fs1 = 545 N ④計算軸承的當量動載荷P1、P2 Fa1/ Fr1 = 0.30 = e Fa2/ Fr2 = 0.30 = e 查表得：X1 = X2 =1

27、 Y1 = Y2 = 0 P1 = X1 Fr1 = 3630 N P2 = X2 Fr2 = 3630 N 算軸承壽命Lh，取ε= 3 ，ft = 1 ， fp = 1 得 Lh = 16667/n（ftCr/fpP）3 = 2.4 106 h ＞ L 選6312軸承滿足壽命要求 八、聯(lián)軸器的選擇 1.輸入軸聯(lián)軸器的選擇 已知輸出軸軸徑d1= 32 mm，P1 = 6.50 KW， n2= 323.33 r/min。因為是減速器低速軸和工作機軸相連的聯(lián)軸器，轉(zhuǎn)速低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選用剛性固定式凸緣聯(lián)軸器，根據(jù)輸出軸軸徑，擬選LX3

28、型聯(lián)軸器。 計算扭矩為： KT = 1.395506.50/323.33 = 85 Nm 因Tn = 85 Nm ＜ Tc = 1250Nm，所以選LX3型聯(lián)軸器 2.輸出軸聯(lián)軸器的選擇 已知輸出軸軸徑d2= 48 mm，PⅡ = 6.15 KW， n2= 78.34 r/min。因為是減速器低速軸和工作機軸相連的聯(lián)軸器，轉(zhuǎn)速低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選用剛性固定式凸緣聯(lián)軸器，根據(jù)輸出軸軸徑，擬選LX3型聯(lián)軸器。 計算扭矩為： KT = 1.395506.15/78.34 = 315 Nm 因Tn = 315 Nm ＜ Tc = 1250Nm，所以選LX3型聯(lián)

29、軸器. 九、鍵的選擇與強度計算 由于齒輪和軸材料均為鋼，故取[σP]=100Mpa 1、輸入軸與大帶輪輪轂聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d1 = 32 mm,L1 = 58 mm 查表得，選用A型平鍵，得：b = 10 mm h = 8 mm，鍵長范圍L = 22 ~ 110 mm 鍵長取L = L1－（5～10） = 50mm 鍵的工作長度l = L－b = 40 mm 強度校核： σp = 4T1/dhl = 25.39 Mpa 所選鍵為：鍵 1050 GB/1096-2003 2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d4 = 42 mm , L4 = 78 mm

30、查表得，選用A型平鍵，得：b = 14 mm h = 9 mm，鍵長范圍L = 36 ~ 160 mm 鍵長取L = L－（5～10）= 70 mm 鍵的工作長度l = L－b = 61 mm 強度校核： σp=4T1/dhl= 10.73 Mpa 所選鍵為：鍵 1270 GB/1096-2003 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d4 = 62 mm , L3 = 72mm 查表得，選用A型平鍵，得：b = 18mm h = 11 mm，鍵長范圍L = 50 ~ 200mm 鍵長取L = L3－（5～10）= 65 mm 鍵的工作長度l = L－b = 47

31、mm 強度校核： σp = 4T2/dhl = 32.17 Mpa 所選鍵為：鍵 1865 GB/1096-2003 4、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d1 = 48 mm,L1=82mm 查表得，選用A型平鍵，得：b = 14 mm h = 9 mm，鍵長范圍L = 36 ~ 160 mm 鍵長取L = L1－（5～10）= 75 mm。 鍵的工作長度l = L－b = 61 mm。 強度校核：由P106式6-1得 σp = 4T2/dhl = 36.73 Mpa 所選鍵為：鍵 1475 GB/1096-2003 十、減速器箱體設計 由機械設計手冊查得 機

32、座壁厚：δ = 0.025a＋1 = 5.8取 δ = 8 mm 機蓋壁厚：δ1 = 8 mm 機座凸緣厚度：b = 1.5δ= 12 mm 機蓋凸緣厚度：b1 = 1.5δ= 12 mm 機座底凸緣厚度：b2 = 2.5δ= 20 mm 地腳螺釘直徑：df = 0.036a＋12 = 20 mm 地腳螺釘數(shù)目：n = 4 軸承旁連接螺栓直徑：d1 = 0.75 df = 16 mm 機蓋與機座連接螺栓直徑：d2 =（0.5～0.6）df = 12mm 連接螺栓d2的間距：l = 160 mm 軸承端蓋螺釘直徑：d3 =（0.4～0.5）df = 10 mm 窺視孔蓋螺

33、釘直徑：d4 =（0.3～0.4）df = 8 mm 定位銷直徑： d =（0.7～0.8）d2 = 8 mm 軸承旁凸臺半徑：R1 = C2 = 24 mm ,16 mm 凸臺高度：h=畫圖時確定 外機壁至軸承座端面距離：l1 =δ＋C1＋C2＋（8～12） = 60 mm ,44 mm 大齒輪頂圓于內(nèi)機壁距離：Δ1＞1.2δ= 12 mm 齒輪端面與內(nèi)機壁距離：Δ2＞δ= 10 mm 機蓋、機座肋厚：m1 ≈ 0.85δ1 = 7 mm m2 ≈ 0.85δ = 7 mm 軸承端蓋外徑：D1 = d2＋（5～5.5）d3 = 102 mm D2 = d2＋（5～5.

34、5）d3 = 107 mm 軸承端蓋凸緣厚度：t =（1～1.2）d3 = 10 mm 軸承旁邊連接螺栓距離：s≈D2 盡量靠近，不干涉Md1和Md3為準 十一、減速器的潤滑與密封 （1）齒輪的潤滑 V齒 = 1.3m/s ＜ 2m/s，采用浸油潤滑，浸油高度h約為1/6大齒輪分度圓半徑，取為26mm。侵入油內(nèi)的零件頂部到箱體內(nèi)底面的距離H=12mm。 （2）滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為1.3m/s ＜ 12m/s，所以采用潤滑脂潤滑。結(jié)構(gòu)上增設檔油盤 （3）潤滑油的選擇 由機械設計手冊，齒輪選用全損耗系統(tǒng)用潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15

35、潤滑油。軸承選用1號通用鋰基潤滑脂。 （4）密封方法的選取 選用凸緣式悶蓋易于調(diào)整，采用氈圈密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 十二、其他技術(shù)說明 窺視孔蓋板 A = 120 mm， A1 = 150 mm 通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M201.5 油面指示器 選用游標尺M16 油塞螺釘 選用M161.5 啟蓋螺釘 選用M10 定位銷 選用Φ8 吊環(huán) 箱體上采用起吊鉤結(jié)構(gòu)，箱蓋上采用起吊耳環(huán)結(jié)構(gòu)

36、 十三、設計小結(jié) 1、 設計時優(yōu)先選擇國家標準第一系列的參數(shù)； 2、 為了方便后期潤滑方式的設計，電機轉(zhuǎn)速可適當選大一些，經(jīng)濟方面成本也較低。后期計算軸承只能選擇潤滑脂潤滑，原因是軸承圓周速度小于4m/s，造成這一現(xiàn)象的原因是電機轉(zhuǎn)速在傳遞到軸承之前先經(jīng)過V帶一級減速，所以輸入軸轉(zhuǎn)速減低。 3、 軸的設計計算如果參考書上例題，一定要使小齒輪分度圓直徑和輸入軸齒輪段軸徑滿足e ≥ 2mt。否則軸的結(jié)構(gòu)、材料將發(fā)生改變。 4 、 軸承選擇應先于軸的強度校核，直齒推薦采用深溝球軸承，斜齒推薦采用角接觸球軸承，驗算壽命足夠后方可選取軸承尺寸參數(shù)代入后期計算。 5、 輸出軸與齒輪

37、2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接的計算中出現(xiàn)鍵長較小，強度不能滿足的情況，究其原因在于L3值取值太小，為了滿足強度， 修改齒寬系數(shù)，或者增大齒數(shù)，才能增寬大齒輪齒寬，這點須注意反復調(diào)整。 十四、參考資料 1、 《機械設計》，高等教育出版社，西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室 編著，2006年5月第八版； 2.、 《機械設計課程設計指導書》，高等教育出版社，李平林，黃少顏等主編，2009年5月第二十九版。 3、 《機械設計實用手冊》，機械工業(yè)出版社，王少懷、徐東安等主編，2009年4月第二版。 4、 《機械設計課程設計圖冊》，高等教育出版社，李平林，黃少顏等主編，2009年5月第二十九版。

38、 結(jié) 果 F=2700N V=2.05m/s D=500mm η總 =0.83 Pd =6.67KW n筒 =78.34r/min 電動機型號為Y160M-6 Ped=7.5KW n電動 = 970r/min i總 =12.37 i帶 = 3 i齒輪= 4.12 n1=323.33 r/min n2

39、=78.34 r/min P1 =6.60 KW P2 =6.15 KW Td=65.67 Nm T1=65.01 Nm T2=242.06 Nm T1 = 6.50104 Nmm z1 = 25 z2 = 103 m = 3 a = 192 mm d1 = 75 mm d2 = 309 mm b2 = 74 mm b1 = 80 mm σF1＜[σF1] σF2＜[σF2] v=1.27 m/s

40、 d = 32 mm d1 = 32 mm L1 = 58 mm。 d2 = 35 mm L2 = 55mm d3 = 40 mm L3 = 40 mm d4 = 42 mm L4 = 78 mm d5 = 48 mm L5 = 10 mm d6 = 40 mm L6 = 18 mm L = 128 mm FHA = FHB = 2032 N MH =C 140174 Nmm FVA = 123

41、3 N FBV = 231 N MVC1 = 85100 Nmm MVC2 = 16000 Nmm MC1 = 164000 Nmm MC2 = 141000 Nmm T = 6.50104 Nmm α≈ 0.6 MCe = 168000 Nmm MHD = 61000 Nmm MVD = 37000 Nmm MD = 71300 Nmm MDe = 81000 Nmm σe ＜[σ-1b] d = 48 mm

42、 d1 = 48 mm L1 = 82 mm d2 = 55 mm L2 = 55 mm d3 = 55 mm L3 = 53 mm d4 = 64 mm L4 = 78 mm d5 = 70 mm L5 = 10 mm d6 = 60 mm L6 = 31 mm L = 128 mm FHA = FHB = 2032 N MHC = 140174 Nmm FVA = 1233 N FVB = 231 N MVC

43、1 = 85100 Nmm MVC2 = 16000 Nmm MC1 = 164000 Nmm MC2 = 141000 Nmm T = 2.42105 Nmm α≈ 0.6 MCe = 218000 Nmm MHD = 61000 Nmm MVD = 37000 Nmm MD = 71300 Nmm MDe = 161000 Nmm σe＜[σ-1b] L = 87600小時 fp = 1.5 ft = 0.90 d = 40 mm n2 = 10000 r/min

44、Cr = 29.5 kN Cor = 18.0 kN e = 0.20 Ft = 4063 N Fr =1463 Nmm Fr1 = Fr2 = 732 N Fs1=Fs2= 146 N Fa = 0 Fa1 = Fa2= 146 N P1 = P2 = 732 N Lh ＞ L fp = 1.1 ft = 1.00 d = 60 mm n2 = 5600 r/min Cr = 81.8 kN Cor = 51.8 kN e = 0.30 Ft = 1008

45、3 N Fr =3630 Nmm Fr1 = Fr2 = 1815 N Fs1=Fs2= 545N Fa = 0 Fa1 = Fa2= 545 N P1 = P2 = 3630 N Lh ＞ L KT = 85 Nm Tn＜ Tc KT = 315 Nm Tn＜ Tc b = 10 mm h = 8 mm l = 40 mm σp=25.39Mpa b = 14 mm h = 9 mm l = 6

46、1 mm σp=10.73Mpa b = 18 mm h = 11 mm l = 47 mm σp=32.17Mpa b = 14 mm h = 9 mm l = 61 mm σp=36.73Mpa δ = 8 mm δ1 = 8 mm b = 12 mm b1 = 12 mm b2 = 20 mm df = 20 mm n = 4 d1 = 16 mm d2 = 12mm l = 160 mm d3 = 10 mm d4 = 8 mm d = 8 mm R1 = C2 = 24 mm ,16 mm l1 = 60 mm ,44 mm Δ1 = 12 mm Δ2 = 10 mm m1 = 7 mm m2 = 7 mm D1 = 102 mm D2 = 107 mm t = 10 mm 6 29