E4帶式運輸機用展開式二級圓柱齒輪減速器

E4帶式運輸機用展開式二級圓柱齒輪減速器,e4,運輸機,展開式,二級,圓柱齒輪,減速器 課 程 設(shè) 計 書 機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 題 目：帶式運輸機用展開式二級圓柱齒輪減速器設(shè)計 機電工程系： 設(shè) 計 者： 同組人： 指 導(dǎo) 教 師 輔 助 指 導(dǎo) 教 師： 班 級： 設(shè) 計 時 間 32 一、課題任務(wù)書 ……………………………………………………………… 1 二、傳動方案的擬訂 ……………………………………………………… 2 三、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 ………… 4 四、帶傳動的設(shè)計 …………………………………………………………… 6 五、齒輪傳動參數(shù)計算及校核 …………………………………………… 6 六、軸的計算 ………………………………………………………………… 14 七、滾動軸承的選擇 ………………………………………………………… 24 八、鍵的設(shè)計及校核 ……………………………………………………… 26 九、聯(lián)軸器的選擇 …………………………………………………………… 27 十、潤滑方式的選擇 ……………………………………………………… 27 十一、箱體尺寸的計算 …………………………………………………… 27 十二、裝備圖設(shè)計 …………………………………………………………… 28 十三、零件圖設(shè)計 …………………………………………………………… 30 十四、總結(jié) ……………………………………………………………………… 30 參考文獻 ……………………………………………………………………… 31 任務(wù)要求： 1、減速器裝配圖一張（0號或一號圖紙） 2、零件圖（1～3張） 3、設(shè)計說明書一份（6000～8000字） 4、其他要求：設(shè)計步驟清晰，計算結(jié)果正確，說明書規(guī)范工整，制圖符合國家標準。按時，獨立完成設(shè)計。 5、工作情況：兩班制，連續(xù)單向運行，載荷較平穩(wěn)。 6、使用期：8年，每年按360天計。 7、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。 機械設(shè)計課程設(shè)計進度計劃表 日期 計 劃 應(yīng)該完成的設(shè)計內(nèi)容 實際完成的情況 第一周 完成所有的計算以及驗算 完成3/4 第二周 第三周 設(shè)計題目：帶式運輸機用展開式二級圓柱齒輪減速器設(shè)計。 設(shè)計用于帶式運輸機上的展開二級圓柱齒輪減速器。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載啟動，中等沖擊，二班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%，工作期限為10年。設(shè)計原始參數(shù)表如下： 運輸機工作扭矩T（N·m）： 850 運輸機帶工作速度V（m/s）： 0.75 卷筒直徑D（mm）： 360 設(shè)計參考圖如下： 1、帶傳動。 2、電動機 3、展開二級圓柱齒輪減速器 4、帶式運輸機 5、卷筒 一、傳動方案的擬訂 蝸桿減速器 a 一級圓柱齒輪減速器 b 帶式運輸機用展開式二級圓柱齒輪減速器 c 如上圖所示，a方案采用蝸桿減速器，結(jié)構(gòu)緊湊，但傳動效率低，在長期連續(xù)使用時不經(jīng)濟；b方案采用一級圓柱齒輪減速器和開式齒輪傳動，成本較低，但使用壽命短；c方案采用帶式運輸機用展開式二級圓柱齒輪減速器適合于繁重及惡劣的條件下長期工作，使用維護方便，但結(jié)構(gòu)尺寸較大。根據(jù)綜合比較得，選擇c方案即能滿足工作條件而且工作可靠，結(jié)構(gòu)比較簡單，傳動效率高，使用維護方便，工藝性，經(jīng)濟性都比較好，所以選擇c方案，才方案中，高速級用帶傳動，因為其傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，保護其它零件，在中間軸選用2級圓柱齒輪傳動，其使用壽命長，工作可靠，成本較其他2個方案來說較低。 二、電動機的選擇 ①選擇電動機的類型 ②選擇電動機的理由 ③確定電動機的轉(zhuǎn)速 ④確定電動機的型號 1、選擇電動機的參數(shù)計算 ⑴、運輸機功率：P’=Fv/1000=850*0.8/（0.18*1000）=3.778 kw ⑵、傳動效率： 由手冊表1—7得： V帶傳動η1=0.96 球軸承η2=0.99齒輪η3=0.9 聯(lián)軸器η4=0.98 滑動軸承η5=0.97 卷筒η6=0.96 η總= η1η23η32η4 η5η6 =0.96*0.993*0.972*0.98*0.97*0.96=0.8 ⑶、電動機輸出功率：P=P’/η=3.778/0.8=4.723 ⑷、選擇電動機 由手冊表12—1得 Y132S-4符合要求 P=5.5 KW n=1440r/min 軸伸出量 80 mm 軸鍵槽寬度=10 mm 軸直徑D=38 mm 電機軸示意圖 2、傳動比分配 ⑴、總傳動比 a、 卷筒轉(zhuǎn)速 n’=V*60*1000/πD =0.75*60*1000/3.14*360） =39.81 r/min b、 i總=n/n’=1440/39.81=36.17 ⑵、傳動比分配： 由《機械零件》表2—7得 減速器中 低速級 i低=4.5 i高=3.5 iv=i總/（4.5*3.5）=2.49 3、傳動裝置運動參數(shù)計算 ⑴、各輪功率 P帶=5.5*η1=5.5*0.96=5.28 KW P1=5.28*η2=5.28*0.99=5.23 KW P2=5.5*η1*η22*η3=5.5*0.96*0.992*0.97=5.02 KW P3=P2*η4*η2=5.02*0.97*0.99=4.82 KW ⑵、各軸轉(zhuǎn)速 n1=n/2.49=1440/2.49=578.31 r/min n2=n/（2.49*3.5）=1440/（2.49*3.5）=185.23 r/min n3=n/i總=39.81 r/min ⑶、各軸轉(zhuǎn)矩 T1=9550*P1/n1=9550*5.23/578.31=86366 N·m T2=9550*5.02/185.23=258818 N·m T3=9550*4.82/39.81=1156267 N·m 三、V帶傳動設(shè)計 1、V帶選型 ⑴、工作情況系數(shù) 書表11.5 KA=1.3 ⑵、計算功率 PC=KAP=1.3*5.5=7.15 ⑶、選擇V帶型號 《機械設(shè)計》圖11.15 選擇 A型 D1=90 mm 2、確定帶輪直徑 ⑴、D1=90 mm 取ε=0.02 ⑵、確定大帶輪 D2=（1-ε）*D1*i帶 =2.49*90*（1-0.02）=219.618 mm 選取D2=200 mm ⑶、帶實際傳動比 id = D2/D1(1-ε)=2.40 ⑷、運輸機實際轉(zhuǎn)速 n〃=n/(id*4.5*3.5)=38.09 r/min 所以 v’=π*Dn〃/（60*1000）=0.72 m/s ⑸、帶速誤差 △ =（0.75-0.72）/0.75=4%<5% 3、確定帶長 Ld、中心距 a ⑴、初取中心距 a 2（D2+D1）≥a≥0.55（D2+D1）+h 由書表 11.4 取h=8 2（90+220）≥a≥0.55（90+220）+8 A∈[178.5，620] 初取 a=300 ⑵、計算所需帶長 L=πDm+2a+△2/a =3.14*155+2*300+155/300=1087.5mm 由書圖 11.3 取Ld=1000 mm ⑶、實際中心距 a= Ld *πDm/4+1/4 =255.085 mm ⑷、驗算小帶輪包角 α1 =180-（D2-D1）/a*60°=149.42°>120° ⑸、確定帶根數(shù) 由書11.8 P。=1.06 表Ka=0.935 表11.12 KL=0.89 表11.10△P。=0.169 Z= PC /（P+△P。）*Ka KL =7.15/[（1.06+0.169）*0.935*0.89]=6.99 取 Z=7 ⑹、求軸上載荷 1、 張緊力 F。=500* PC /（Vz）*[（2.5- Ka）/ Ka]+qv2 其中帶速 v=πD1*n/60*1000=6.78 所以F。=126.76 N 2、 軸上載荷 FQ=2Z F。*sin(α1/2)=2*7*126.76*sin(α1/2) =1733.41 N ⑺、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 因為是低速軸選用HT200制造，采用輪輻式結(jié)構(gòu)，因為D<500 mm所以輪輻數(shù)選擇4，示意圖如上： 四、齒輪傳動設(shè)計 1、選擇第一對齒輪材料、確定許用應(yīng)力 選擇 小齒輪用40Gr調(diào)質(zhì)，硬度取260 HB 大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度取190 HB 2、初步計算 轉(zhuǎn)矩 T1=86366 N·mm 齒寬系數(shù) 由書12.13 ψd=1.0 接觸δHLim 由書圖12.17 σHLim1=710 MPa σHLim2 =540 MPa 計算[σH] [σH1]=0.9σHLim1=639 MPa [σH2]=0.9HLim2=486 MPa Ad值 由表12.16，取Ad=85 初步計算的小齒輪直徑 d1=Ad=66.1 mm 取d1=75 mm 齒寬 b=ψd* d1=75 mm 1、 校核計算 圓周速度 v v==2.27 m/s 精度等級 由表12.6，選取8級精度 齒數(shù)Z和m 取Z1=30 Z2=i*Z1=3.5*30=105 m=2.5 使用系數(shù)KA 由表12.9，KA=1.75 動載荷系數(shù) 由圖12.9，KV=1.1 圓周力Ft Ft==2032.1 N ==47.42<100 N/m 端面重合度d d=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cos =1.74 重合度系數(shù)Z Z==0.87 齒間載荷分配系數(shù) KHα KHα=1/d2=1.32 齒向載荷分配系數(shù) KHβ KHβ=A+B（1/D1）2+C*10-3b 由表12.11，A=1.17 B=0.16 C=0.61 KHβ=1.38 載荷系數(shù) K= KA KV KHαKHβ=3.51 彈性系數(shù)ZE 由表12.12，ZE=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 由圖12.16，ZH=2.5 接觸最小安全應(yīng)力SHmin 由表12.14，SHmin=1.25 總工作時間th th =10*300*16=48000 h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL160rn1th=60*1*578.31*48000=1.7*109 NL2=1.7*109/3.5=4.9*108 接觸壽命次數(shù)ZN 由圖12.18，ZN1=1.0 ZN2=1.05 許用[δH] [δH1]= σHLim1 * ZN1/SHmin=568 MPa [δH2]= σHLim2 * ZN2/SHmi2=453.6 MPa 驗算 σH=ZEZHZ =148.9 MPa<453.6 MPa 3、確定主要尺寸 實際分度圓直徑d d1=mZ1=2.5*30=75 mm d2=mZ2=2.5*105=262.5 mm 中心距 a a=m(Z1+Z2)/2=168.75 齒寬 b b= d1ψd=75 mm b1=85 b2=75 4、齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度Y Y=0.25+0.75/d=0.69 齒間載荷分配系數(shù) KFα 由表12.10，KFα=1/Y=1.45 齒向載荷分配系數(shù) KFβ b/h=75/(2.25+2.5)=13.3 KFβ=1.38 載荷系數(shù) K= KA KV KHαKHβ=1.75*1.1*1.45*1.38=3.85 應(yīng)力修正系數(shù) YSα 由圖12.12，F(xiàn)Sα1=1.625 FSα1=1.81 齒形系數(shù) YFα 由圖12.21，YFα1=2.54 YFα2=2.1 彎曲疲勞極限 σFlim 由圖12.23, σFlim1=530 σFlim2=340 MPa 最小安全系數(shù) SHmin 由表12.14，SFmin=1.60 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60rn1th=60*1*578.31*48000=1.7*109 NL2=1.7*109/3.5=4.9*108 彎曲壽命次數(shù)YN 由圖12.24，YN1=0.9 YN2=0.95 尺寸系數(shù) YX 由圖12.25，YX=1.0 許用彎曲應(yīng)力 [δF] [δF1]= σFlim1YNYX/SFmin=298.13 MPa [δF2]= σFlim2YNYX/SFmin=201.88 MPa 驗算 δf1=YFα1FSα1 Y=135 MPa<298 MPa δf2=YFα2FSα2 Y=124 MPa<201.88 MPa 計算結(jié)果表明，該齒輪符合要求。 （二）、選擇第二對齒輪材料、確定許用應(yīng)力 1、選擇 小齒輪用 40Gr調(diào)質(zhì)，硬度取290 HB 大齒輪用 35GrMo調(diào)質(zhì)，硬度取280 HB 1 、 初步計算 轉(zhuǎn)矩 T2=258818 N·mm 齒寬系數(shù) 由書12.13 ψd=1.0 接觸δHLim 由書圖12.17C σHLim1=790 MPa σHLim2 =750 MPa 初算[σH] [σH1]=0.9σHLim1=711 MPa [σH2]=0.9HLim2=675 MPa Ad值 由表12.16，取Ad=85 初步計算的小齒輪直徑 d1=Ad =77 mm 取d1=90 mm 初步計算齒寬b b=ψdd1=90 mm 2、 校核計算 圓周速度 v v==0.88 m/s 精度等級 由表12.6，選取8級精度 齒數(shù)Z和m 取Z1=30 Z2=i*Z1=3.5*30=135 m=3 使用系數(shù)KA 由表12.9，KA=1.75 動載荷系數(shù) 由圖12.9，KV=1.1 圓周力Ft Ft==5751.51 N ==111.83>100 N/m 端面重合度d d=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cos =1.75 重合度系數(shù)Z Z==0.87 齒間載荷分配系數(shù) KHα KHα=1/d 2=1.2 齒向載荷分配系數(shù) KHβ KHβ=A+B（1/D1）2+C*10-3b 由表12.11，A=1.17 B=0.16 C=0.61 KHβ=1.38 載荷系數(shù) K= KA KV KHαKHβ=3.19 彈性系數(shù)ZE 由表12.12，ZE=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 由圖12.16，ZH=2.5 接觸最小安全應(yīng)力SHmin 由表12.14，SHmin=1.25 總工作時間th th =10*300*16=48000 h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL160rn2th=60*1*185.23*48000=5.3*108 NL2=5.3*108/4.5=1.2*108 接觸壽命次數(shù)ZN 由圖12.18，ZN1=1.1 ZN1=1.12 許用[δH] [δH1]= σHLim1 * ZN1/SHmin=695 MPa [δH2]= σHLim2 * ZN2/SHmi2=604 MPa 驗算 σH=ZEZHZ =648 MPa<695 MPa 2、齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度Y Y=0.25+0.75/d=0.68 齒間載荷分配系數(shù) KFα 由表12.10，KFα=1/Y=1.2 齒向載荷分配系數(shù) KFβ b/h=75/(2.25+2.5)=13.3 由圖12.14，KFβ=1.4 載荷系數(shù) K= KA KV KHαKHβ=1.75*1.1*1.2*1.4=3.2 應(yīng)力修正系數(shù) YSα 由圖12.22，F(xiàn)Sα1=1.625 FSα1=1.83 齒形系數(shù) YFα 由圖12.21，YFα1=2.54 YFα2=2 彎曲疲勞極限 σFlim 由圖12.23C, σFlim1=630 σFlim2=580 MPa 最小安全系數(shù) SHmin 由表12.14，SFmin=1.60 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60rn1th=5.3*108 NL2=5.3 *108/4.5=1.2*108 彎曲壽命次數(shù)YN 由圖12.24，YN1=0.85 YN2=0.9 尺寸系數(shù) YX 由圖12.25，YX=1.0 許用彎曲應(yīng)力 [δF] [δF1]= σFlim1YNYX/SFmin=335 MPa [δF2]= σFlim2YNYX/SFmin=326 MPa 驗算 δF1=YFα1FSα1 Y=192 MPa<335 MPa δf2=YFα2FSα2 Y=169 MPa<326 MPa 計算結(jié)果表明，該齒輪符合要求。 齒輪幾何尺寸 第一對齒輪 小齒輪 大齒輪 模數(shù) m 2.5 2.5 齒數(shù) Z 30 105 壓力角α 20° 分度圓直徑 d d1=75 d2=262.5 齒頂高 ha ha1=m*ha*=2.5 齒根高 hf hf=( c+ha*)m=3.125 全齒高 h h=ha+hf=5.625 齒頂圓直徑 dA1=m(30+2)=80 dA1=m(105+2)267.5 齒根圓直徑 df1=m(30-2.5)=68.75 df2=m(105-2.5)=256.25 基圓直徑 db1=Cosα*d1=70.48 db2=COSα*d2=246.67 齒距 P P=πm=7.85 基圓齒距 Pb Pb=PCosα=7.38 齒厚 S s=P/2=3.925 齒槽寬 e s=e=3.925 頂隙 c c=m*c*=0.625 標準中心距 a a= 247.5 傳動比 i 3.5 第二對齒輪 小齒輪 大齒輪 模數(shù) m 3 3 齒數(shù) Z 30 135 壓力角α 20° 分度圓直徑 d d1=90 d2=405 齒頂高 ha ha1=m*ha*=3 齒根高 hf hf=( c+ha*)m=3.75 全齒高 h h=ha+hf=6.75 齒頂圓直徑 dA1=m(30+2)=96 dA1=m(135+2)=411 齒根圓直徑 df1=m(30-2.5)=82.5 df2=m(135-2.5)=397.5 基圓直徑 db1=Cosα*d1=84.57 db2=COSα*d2=380.57 齒距 P P=πm=9.42 基圓齒距 Pb Pb=PCosα=8.85 齒厚 S s=P/2=4.71 中心距 a a=m(30+135)/2=247.5 五、軸的設(shè)計 1、第一根軸 選用 40Gr調(diào)質(zhì) C=102 σb=650 MPa σs=360 MPa ⑴、估計軸徑 d d≧C =102*=21.25 mm A、 畫出軸的參考直徑 B、 結(jié)構(gòu)設(shè)計過程 2 、計算齒輪受力 Ft==2303 N Fr= Ft *tan αn=838 N 3 、計算支承反力（受力圖如a） 水平面反力（受力圖b）：FR1’==2170.8 N FR2’==-1275.4 N 垂直反力（受力圖c）： FR1“==436.40 N FR2“==1866.60 N 4 、畫軸彎矩圖 水平面彎矩圖 d 垂直面彎矩圖 e 合成彎矩圖 f 5 、畫軸轉(zhuǎn)矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩 T=T1=86366 N·mm 轉(zhuǎn)矩圖 g 6 許用應(yīng)力 許用應(yīng)力值 用插入法由表16.3查得：[σob]=102.5 MPa [σ-1b]=60 MPa 應(yīng)力校正系數(shù) α==0.59 7 畫當量彎矩圖 h 當量彎矩 αT=0.59*86366=50955.94 N·mm 當量彎矩 在小齒輪中間截面處 M’1===129828.53 N·mm 8 校核軸徑 d1==27.8 mm<45 mm d2==31.5 mm<35 mm 以上計算表明，該軸符合要求。 圖 a 軸水平面受力圖 b 軸垂直面受力圖 c 軸水平面彎矩圖 d 軸垂直面彎矩圖 e 合成彎矩圖 f 轉(zhuǎn)矩圖 g 當量彎矩圖 h 2、第二根軸 選用 40鋼 C=110 ⑴、估計軸徑 d d≧C =110*=33.04 mm C、 畫出軸的參考直徑 D、 結(jié)構(gòu)設(shè)計過程 ⑵、計算齒輪受力 T2=258818 N Ft1=-Ft=-2303 N Ft2==5752 N Fr1= -Fr =-838 N Fr2= Ft2 *tan α=2094 N 3 、計算承反力（受力圖如 i） 水平面反力（受力圖 j）：FR1’==-1772.64 N FR2’==152.12 N 垂直反力（受力圖k）： F”R1==3997 N F”R2==-548 N 4 、畫軸彎矩圖 水平面彎矩圖 l 垂直面彎矩圖 m 合成彎矩圖 n 5 、畫軸轉(zhuǎn)矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩 T=T2=258818 N·mm 轉(zhuǎn)矩圖 o 6 、許用應(yīng)力 許用應(yīng)力值 用插入法由表16.3查得：[σob]=102.5 MPa [σ-1b]=60 MPa 應(yīng)力校正系數(shù) α==0.59 7 、畫當量彎矩圖 圖p 當量彎矩 αT=0.59*258818=152702.62 N·mm 當量彎矩 在小齒輪中間截面處 M’1===129828.53 N·mm 8 、校核軸徑 d1==38.55 mm<40 mm d2==29.5 mm<35 mm 計算結(jié)果表明，該軸符合要求。 軸2受力圖 i 軸2水平面受力圖 j 軸2垂直面受力圖 k 軸2水平彎矩圖 l 軸2垂直面彎矩圖 m 軸2合成彎矩圖 n 軸2轉(zhuǎn)矩圖 o 軸2當量彎矩圖 p 3、第三根軸設(shè)計 選用40Gr鋼 C=102 ⑴、估計軸徑 d d≧C =102*=49.46 mm 取d=50 mm 選取軸承 6010 E、 畫出軸的參考直徑 F、 結(jié)構(gòu)設(shè)計過程 ⑵、計算齒輪受力 Ft3=Ft2=5752 N Fr3= Fr2=2094 N ⑶、計算支承反力（受力圖如q） 水平面反力（受力圖r）：FR1’==1614 N FR2’==480.15 N 垂直反力（受力圖s）： F“R1==-4433.07 N F“R2==-1318.93 N ⑷、畫軸彎矩圖 水平面彎矩圖 t 垂直面彎矩圖 u 合成彎矩圖 v ⑸、畫軸轉(zhuǎn)矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩 T=T1=86366 N·mm 轉(zhuǎn)矩圖 w ⑹、許用應(yīng)力 許用應(yīng)力值 用插入法由表16.3查得：[σob]=102.5 MPa [σ-1b]=60 MPa 應(yīng)力校正系數(shù) α==0.59 ⑺、畫當量彎矩圖 x 當量彎矩 αT=0.59*1156263=682159 N·mm 當量彎矩 在小齒輪中間截面處 M’1===129828.53 N·mm ⑻、校核軸徑 d1==49.75 mm<50 mm 以上計算結(jié)果表明，設(shè)計符合要求。 軸3受力圖 q 軸3水平面受力圖 r 軸3垂直面受力圖 s 軸3水平面彎矩圖 t 軸3垂直面受力圖 u 軸3合成彎矩圖 v 軸3轉(zhuǎn)矩圖 w 軸3當量彎矩圖 x 六、軸承校核 軸1上的軸承 選取 6307 d=35 mm Cr=33.2 KW Cor=19.2 KW No=8000 r/min 軸承受力 Fr1==2214.24 N Fr2==2160.72 N 沖擊載荷數(shù) 中等沖擊 查表18.8， fd=1.2 當量載荷 P1=fd*Fr1=1.2*2214.24=2657.09 N P2=fd*Fr2=1.2*2160.72=2592.86 N 軸承壽命 (P1> P2) L10h===56239>48000 h 靜載荷計算 當量靜載荷 Por1=Fr1=2214.24 Por2=Fr2=2160.72 安全系數(shù) 查表18.14得，So=2.5 計算額定靜載荷： Cor’=So*Por1=2.5*2214.24=5535.6 Cor > Cor’ 許用轉(zhuǎn)速驗算 載荷系數(shù) P1/Cr=0.08 查表18.19，f11=0.98 P2/Cr=2592.86/33200=0.08 f12=1.0 載荷分布系數(shù)f2 查表18.20得，f21=1.0 f22=1.0 許用轉(zhuǎn)速N N1=f11*f21*No=7840 r/min>578.31 r/min N1=f12*f22*No=8000 r/min>578.31 r/min 軸2上的軸承 選取 N207E d=35 mm Cr=46.5 KW Cor=48 KW No=7500 r/min 軸承受力 Fr1==4372.44 N Fr2==568.72 N 沖擊載荷數(shù) 中等沖擊 查表18.8， fd =1.2 當量載荷 P1=fd*Fr1=1.2*4372.44=5254.13 N P2=fd*Fr2=1.2*568.72=682.46 N 軸承壽命 (P1> P2) L10h===22705.76 h 靜載荷計算 當量靜載荷 Por1=Fr1=4372.44 N Por2=Fr2=568.72 N 安全系數(shù) 查表18.14得，So=2.5 計算額定靜載荷： Cor’=So*Por1=2.5*4372.44=10931.1 Cor > Cor’ 許用轉(zhuǎn)速驗算 載荷系數(shù) f1 P1/Cr1=0.11 查表18.19，f11=0.95 P2/Cr=682.46/46500=0.009 f12=1.0 載荷分布系數(shù)f2 查表18.20得，f21=1.0 f22=1.0 許用轉(zhuǎn)速N N1=f11*f21*No=7125 r/min>185.23 r/min N1=f12*f22*No=7500 r/min>185.23 r/min 軸3上的軸承 選取 NF208 d=40 mm Cr=37.5 KW Cor=38.2 KW No=7000 r/min 軸承受力 Fr1==4717.74 N Fr2==1403.61 N 沖擊載荷數(shù) 中等沖擊 查表18.8， fd=1.2 當量載荷 P1=fd*Fr1=1.2*4717.74=5661.29 N P2=fd*Fr2=1.2*1403.61=1684.33 N 軸承壽命 (P1> P2) L10h===228557 h 靜載荷計算 當量靜載荷 Por1=Fr1=4717.74 N Por2=Fr2=1403.61 N 安全系數(shù) 查表18.14得，So=2.5 計算額定靜載荷： Cor’=So*Por1=2.5*4717.74=11794.75 Cor > Cor’ 許用轉(zhuǎn)速驗算 載荷系數(shù) P1/Cr=0.15 18.19，查表18.19得，f11=0.85 P2/Cr=1684.33/37500=0.0045 查表18.19得，f12=1.0 載荷分布系數(shù)f2 查表18.20得，f21=f22=1.0 許用轉(zhuǎn)速N N1=f11*f21*No=5950 r/min>39.81 r/min N1=f12*f22*No=7000 r/min>39.81 r/min 七、鍵的強度校核 高速軸的鍵聯(lián)接 1 、根據(jù)d1=30,d2=35,查手冊表4-1，選取鍵108 L=40 GB1096-79 鍵工作長度 l=l-b=30,由表7.1，取擠壓應(yīng)力[]=100 MPa 2、鍵所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（d1< d2） T=1/4hl’d1[]=0.25*8*30*30*100=180000 N/mm>86366 中間軸的鍵聯(lián)接 1鍵根據(jù)d1=40，查手冊表4-1，選取鍵128 L=40 GB1096-79 鍵工作長度 l=30，由表7.1，取擠壓應(yīng)力[]=110 MPa 2鍵根據(jù)d1=40，查手冊表4-1，選取鍵128 L=40 GB1096-79 鍵工作長度 l=30，由表7.1，取擠壓應(yīng)力[]=110 MPa T=1/4hl’d1[]=0.25*8*30*40*110=264000 N/mm>257512 N/mm 軸3的鍵聯(lián)接 1 、根據(jù)d1=50,查手冊表4-1，選取鍵1610 L=80 GB1096-79 鍵工作長度 l=l=80,由表7.1，取擠壓應(yīng)力[]=120 MPa 2、鍵所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（d1< d2） T=1/4hl’d1[]=0.25*10*80*50*120=1200000 N/mm>1114013 N/mm 八、選取聯(lián)軸器 根據(jù)軸孔直徑d=40，傳遞轉(zhuǎn)矩T=1114.013 N·mm 選取彈性栓銷聯(lián)軸器 HL4公稱轉(zhuǎn)矩T=1250 N·mm 許用轉(zhuǎn)速No=5000 r/min，軸孔長度112 mm 九、選擇潤滑方式 齒輪采用工業(yè)閉式齒輪潤滑油 L-CKC.68 軸承采用滾珠軸承脂 (SY.1514-82)2GN69-2 十、確定箱體尺寸(mm) 箱座壁厚 δ=0.025a+3=0.025*247.5+3=9 箱蓋壁厚 δ1=0.02a+3=0.02*247.5+3=8 箱蓋凸緣厚度 b1=1.5δ1=12 箱座凸緣厚 b=1.5δ=13.5 箱底座凸緣厚 b2=2.5δ=22.5 地腳螺釘直徑 df=0.036a+12=0.036*247.5+12=21 GB799-88 地腳螺釘數(shù)目 n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.075 df=15.68 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2=0.5 df=10.5 連接螺栓d2的距離 l=150 軸承端蓋螺栓直徑 d3=0.4 df=8.4 透視孔螺栓直徑 d5=0.3 df=6.3 定位銷直徑 d=0.72 d2=7.35 GB117-86 dfd1d2距外箱蓋距離 C1=18 dfd2距凸緣邊緣距離 C2=16 軸承旁凸臺半徑 R1=C2=16 外箱壁至軸承端面距離 l1= C1+ C2+b=40 大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離 Δ1>1.2δ=10.8 取Δ1=11 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 D2>δ=9 箱蓋、箱座筋厚 m10.85δ1=7.65 m=0.85δ=6.8 軸承蓋外徑 D=軸承孔直徑+5d3 起重吊鉤，手冊表11-3 透視孔設(shè)計，由表11-4得 透氣孔的選擇，由表11-5得 十一、裝配圖設(shè)計 （一）、裝配圖的作用 作用：裝配圖表明減速器各零件的結(jié)構(gòu)及其裝配關(guān)系，表明減速器整體結(jié)構(gòu)，所有零件的形狀和尺寸，相關(guān)零件間的聯(lián)接性質(zhì)及減速器的工作原理，是減速器裝配、調(diào)試、維護等的技術(shù)依據(jù)，表明減速器各零件的裝配和拆卸的可能性、次序及減速器的調(diào)整和使用方法。 （二）、減速器裝配圖的繪制 1、裝備圖的總體規(guī)劃： （1）、視圖布局： ①、選擇3個基本視圖，結(jié)合必要的剖視、剖面和局部視圖加以補充。 ②、選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達減速器外形，將減速器的工作原理和主要裝配關(guān)系集中反映在一個基本視圖上。 布置視圖時應(yīng)注意： a、整個圖面應(yīng)勻稱美觀，并在右下方預(yù)留減速器技術(shù)特性表、技術(shù)要求、標題欄和零件明細表的位置。 b、各視圖之間應(yīng)留適當?shù)某叽鐦俗⒑土慵蛱枠俗⒌奈恢谩? （2）、尺寸的標注： ①、特性尺寸：用于表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動零件的中心距及其極限偏差等。 ②、配合尺寸：減速器中有配合要求的零件應(yīng)標注配合尺寸。如：軸承與軸、軸承外圈與機座、軸與齒輪的配合、聯(lián)軸器與軸等應(yīng)標注公稱尺寸、配合性質(zhì)及精度等級。查[3]P106表7-2。 ③、外形尺寸：減速器的最大長、寬、高外形尺寸表明裝配圖中整體所占空間。 ④、安裝尺寸：減速器箱體底面的長與寬、地腳螺栓的位置、間距及其通孔直徑、外伸軸端的直徑、配合長度及中心高等。 （3）、標題欄、序號和明細表： ①、說明機器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標準規(guī)格、標準代號、圖號以及設(shè)計者姓名等內(nèi)容。查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989標題欄和明細表的格式。 ②、裝備圖中每個零件都應(yīng)編寫序號，并在標題欄的上方用明細表來說明。 （4）、技術(shù)特性表和技術(shù)要求： ①、技術(shù)特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級、表的格式參考[3]P108表7-3，布置在裝配圖右下方空白處。 ②、技術(shù)要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側(cè)隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。 十二、零件圖設(shè)計 （一）、零件圖的作用： 作用： 1、反映設(shè)計者的意圖，是設(shè)計、生產(chǎn)部門組織設(shè)計、生產(chǎn)的重要技術(shù)文件。 2、表達機器或部件運載零件的要求，是制造和檢驗零件的依據(jù)。 （二）、零件圖的內(nèi)容及繪制： 1、選擇和布置視圖： （1）、軸：采用主視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置，再在鍵槽處的剖面視圖。 （2）、齒輪：采用主視圖和側(cè)視圖。主視圖按軸線水平布置（全剖），反映基本形狀；側(cè)視圖反映輪廓、輻板、鍵槽等。 2、合理標注尺寸及偏差： （1）、軸：參考[3]P113，徑向尺寸以軸線為基準標注，有配合處徑向尺寸應(yīng)標尺寸偏差；軸向尺寸以軸孔配合端面及軸端面為基準，反映加工要求，不允許出現(xiàn)封閉尺寸鏈。 （2）、齒輪：參考[3]P116~117：徑向尺寸以軸線為基準，軸孔、齒頂圓應(yīng)標相應(yīng)的尺寸偏差；軸向尺寸以端面為基準，鍵槽尺寸應(yīng)相應(yīng)標出尺寸偏差。 十三、總結(jié) 在實踐中提高自己 ????????????? ?????????????????-------談 作本次機械設(shè)計課程設(shè)計的心得體會 作為一名機械系，機械設(shè)計制造及自動化大三的學生，我覺得能做類似的課程設(shè)計是十分有意義，而且是十分必要的。 在已度過的大一到大二的時間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎(chǔ)課。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎(chǔ)課的理論面，如何去鍛煉我們的實踐面？如何把我們所學到的專業(yè)基礎(chǔ)理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。在做本次大作業(yè)的過程中，我感觸最深的當數(shù)查閱大量的設(shè)計手冊了。為了讓自己的設(shè)計更加完善，更加符合工程標準，一次次翻閱機械設(shè)計手冊是十分必要的，同時也是必不可少的。我們是在作設(shè)計，但我們不是藝術(shù)家。他們可以拋開實際，盡情在幻想的世界里翱翔，我們是工程師，一切都要有據(jù)可依.有理可尋，不切實際的構(gòu)想永遠只能是構(gòu)想，永遠無法升級為設(shè)計。 作為一名專業(yè)學生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的，由于本次大作業(yè)要求用AUTO CAD 制圖、HyperSnap制圖軟件、大雄機械CAD(普及版)等，所以我們還要好好掌握這幾門軟件。 雖然過去從未獨立應(yīng)用過它們，但在學習的過程中帶著問題去學我發(fā)現(xiàn)效率好高，記得大一學CAD時覺得好難就是因為我們沒有把自己放在使用者的角度，單單是為了學而學，這樣效率當然不會高。邊學邊用這樣才會提高效率，這是我作本次課程設(shè)計的第二大收獲。但是由于水平有限，難免會有錯誤，還望老師批評指正。 談?wù)勎业囊庖姾徒ㄗh： ??? ?????首先，我覺得老師給我們作類似的課程設(shè)計是十分必要的，這不僅可以提起我們對這門課的學習興趣，同時還可以在專業(yè)上用實踐鍛煉一下我們，使我們不但不在對所學專業(yè)感到陌生，而且還可以培養(yǎng)大家的積極性。 ??? ????其次，我覺得應(yīng)該培養(yǎng)我們的團隊合作精神，讓幾個人一起作這樣的課程設(shè)計我想會更好的發(fā)揮我們的特長。 十四、參考文獻 參 考 文 獻 [1] 黃勁枝 主編.機械設(shè)計基礎(chǔ).北京:機械工業(yè)出版社,2001.7 [2] 林曉新 主編.工程制圖.北京:機械工業(yè)出版社,2001.7 [3] 任金泉 主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.西安:西安交通大學出版社,2002.12 [4] 吳宗澤 主編.機械設(shè)計實用手冊.北京:高等教育出版社,2003.11