物流園區(qū)固定式帶式輸送機的傳動裝置設計

1、鄭州工業(yè)應用技術學院畢業(yè)設計說明書 設計題目鄭州工業(yè)應用技術學院本科生畢業(yè)設計說明書題 目：物流園區(qū)固定式帶式輸送機的傳動裝置設計 指導教師： 楊麗娜 職稱： 教授 學生姓名： 李闖闖 學號： 1202130217 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 院 （系）： 機電工程學院 答辯日期： 2016年6月4日 2016年6月4日鄭州工業(yè)應用技術學院畢業(yè)設計說明書 物流園區(qū)固定式輸送機的傳動裝置設計 摘要帶式輸送機是連續(xù)運輸機的一種，連續(xù)運輸機是固定式或運移式起重運輸機中主要類型之一，其運輸特點是裝載物料流，是從裝載點到卸料點之間連續(xù)物料流的整體運動來完成物料的輸送。在工業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通等各方面中,

2、連續(xù)運輸機是生產(chǎn)過程中組成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線不可缺少的重要組成部分。其中帶輸送機是連續(xù)運輸機中是使用最廣泛的,帶式輸送機運行可靠，輸送量大，輸送距離長，構造簡單，并能高速的運行，應用很廣泛。本文采用帶式輸送機，采用常規(guī)的帶式輸送機的設計，其步驟為：先對帶式輸送機作了簡單的說明，以及分析傳動方案的選擇以及確定它的運動形式，然后介紹其工作原理并進行輸送機的傳動裝置進行設計以及進行說明。關鍵詞：帶式輸送機 二級減速器 齒輪傳動 AbstractBelt conveyor is a continuous conveyor continuous conveyor is fixed or transp

3、ort type lifting one of the main types of transport, the transport is characterized by type loading material flow, the overall movement between the loading points to unloading continuous material flow to complete the delivery of materials. In industry, agriculture, transportation and other enterpris

4、es. The continuous conveyor is an indispensable part of the production process consists of the rhythmic flow transport line. Which is the continuous conveyor belt conveyor is the most widely used belt conveyor, reliable operation, large conveying capacity, long transmission distance, simple structur

5、e, and can operate at high speed, it is widely used. This paper uses the belt conveyor. The conventional design of the belt conveyor, comprising the steps of: first on belt conveyor was discussed, and the analysis of the transmission scheme selection and determine the movement form of it, and then i

6、ntroduce Its working principle and carries on the design as well as carries on the explanation to the transmission device of the conveyor. Keywords: belt conveyer two stage reducer gear drive目錄綜述11.1帶式輸送機的發(fā)展11.2輸送機的工作原理12帶式輸送機的設計與參數(shù)計算22.1設計的任務22.1.1方案的設計22.1.2各軸的轉速42.1.3軸功率的計算42.1.4軸轉矩42.2電動機的容

7、量計算與選擇52.3分配傳動比62.4齒輪的設計計算62.4.1高速軸齒輪嚙合的設計計算62.4.2低速軸齒輪嚙合的設計計算102.5軸的尺寸設計與強度檢驗142.5.1初步確定軸的最小直徑142.5.2軸承的選擇142.5.3軸的校核142.6鍵鏈接的選擇及校驗計算202.6.1鍵的選擇202.6.2鍵的校驗202.7滾筒的計算校驗213.聯(lián)軸器的選擇223.1低速軸與電動機之間的聯(lián)軸器的選擇223.2輸出軸與工作機之間的聯(lián)軸器224箱體及減速器附件的說明234.1減速器附件234.2潤滑和密封244.3性能的綜合分析24結語24致謝25參考文獻2628鄭州工業(yè)應用技術學院畢業(yè)設計說明書 物

8、流園區(qū)固定式帶式輸送機的傳動裝置設計 綜述1.1帶式輸送機的發(fā)展帶式輸送機是連續(xù)運輸機的種類的一種，連續(xù)運輸機是固定式或運移式的起重運輸機中的主要一種，其運輸特點是形成裝載點和卸料點之間的連續(xù)的物料流，靠連續(xù)物料流的運動來完成物料從裝載點到卸料點之間的物料輸送。在工業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通等各方面中，帶式輸送機是生產(chǎn)過程中組成有節(jié)奏的流水線作業(yè)不可缺少的作業(yè)重要組成部分。帶式輸送機的運輸能力和運輸距離是所有的其他設備無法相比的，設計各國都在不斷地努力發(fā)展和完善運輸機的技術。努力重點在于提高帶速，從而提高帶速的輸送能力來提高效率；提高各個部件的可靠性，也是運輸帶的可靠性，往往一個部件的損壞就會影響到整個輸

9、送機以及整個運輸系統(tǒng)的停頓，也可以減少維護的工作，增加輸送帶的壽命，進而節(jié)約成本。1.2輸送機的工作原理帶式輸送機是依靠滾筒與輸送帶之間的摩擦而使輸送帶的運轉，是將撓性體與圓柱體之間的摩擦理論為基礎的如圖所示的帶式輸送機，輸送機在滾筒的圍包角為驅動滾筒與輸送帶之間當量的摩擦系數(shù)，所以才使得輸送帶與貨物一起做 相對于滾筒的運動。 圖1.2-1 輸送機的工作原理2帶式輸送機的設計與參數(shù)計算帶式輸送機的設計是通過包含初步的設計，主要是通過理論上的分析和計算選擇出滿足生產(chǎn)要求的書輸送機的部件，確定合理的運動參數(shù)，以及對確定部件參數(shù)進行強度校驗，并完成輸送機路的總裝圖的設計。本次設計的是帶式輸送機的傳動

10、裝置的，設計機械系統(tǒng)運動、運動的動力參數(shù)計算；電動機的選擇以及傳動的形式；傳動系統(tǒng)中的齒輪傳動的設計與參數(shù)的計算；減速器的裝配草圖，軸系結構的設計以及軸承的安裝以及有關的軸系圖的繪畫。計算齒輪間的嚙合的運動的設計，一步步的設計帶式輸送機，最終完成帶式輸送機的傳動裝置以及裝配形式設計出來。2.1設計的任務1.固定式帶式輸送機在固定地點作業(yè)，主要用于物流園貨物的運輸、搬運裝卸、流通加工等。輸送距離：30m50m。1）分析當前固定式帶式輸送機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢，提出本論文的研究目的和意義。2）針對固定式帶式輸送機的用途和工作原理，對其主要部件傳動部分提出設計要求。3）研究并分析固定式帶式輸送機的結構組

11、成，根據(jù)不同的工作環(huán)境、工作對象設計所需輸送機的傳動方式。4）對固定式帶式輸送機的主要部件進行選型設計、強度計算、性能分析。2設計的參數(shù)1）輸送帶的拉力F=4000N2）輸送帶的速度V=0.57m/s3)卷筒的直徑D=300mm4）輸送帶的速度允許誤差±5%5）工作條件，；連續(xù)單項運轉，平穩(wěn)，無過載，空載啟動，二班制，每天工作八小時。6）使用期限10年，每年工作300天。2.1.1方案的設計 方案一：圖2.1-1 渦輪傳動該方案的優(yōu)缺點：結構湊，但是蝸桿的傳動效率低，功率損失大，長期連續(xù)運轉很不經(jīng)濟。方案二：圖2.1-2 V帶傳送輸送機該方案的外傳動為V帶傳動，但是由于V帶容易打滑，

12、由于帶式輸送機的速度不是很大，所以，用v帶輸送，傳動比過大，使得帶輪的尺寸過大。方案三：圖2.1-3二級減速器的齒輪傳動該方案采用的是二級減速器，通過二對齒輪組相互嚙合的形式，齒輪的傳動效率高，壽命長，傳動比穩(wěn)定，長期工作比較經(jīng)濟，所以采用了該方案。2.1.2各軸的轉速I軸：n1=720r/min軸：n2=n1/i1=720/4.7=153.19r/min軸：n3=n2/i2=153.19/3.2=47.8 r/minn卷：n卷=47.8 r/min2.1.3軸功率的計算P1=Px聯(lián)x軸=3.84x0.97x0.98=3.65kwP2=P1x齒x軸=3.65x0.98x0.97=3.47kwP

13、3=P2x齒x軸=3.47x0.98x0.97=3.29kwP卷=P3x聯(lián)x軸x卷=3.39x0.97x0.97x0.96=3.13kw2.1.4軸轉矩T1=9550P1/n1=9550x3.6548.41N/mT2=9550P2/n2=9550x3.47153.19=316.32N/mT3=9550P3/n3=9550x3.2947.8 =657.31 N/mT卷=9550xP卷/n卷=9550x3.1347.8=625.34 N/m表2.1-1運動和動力參數(shù)計算結果參數(shù)軸名電動機軸I軸軸軸卷筒軸轉速n/r·min-1720720153.1947.847.8功率P/KW5.53.6

14、53.473.293.13轉矩T/N·m50.9348.41216.32657.31625.34傳動比i14.73.21效率0.950.950.950.902.2電動機的容量計算與選擇選擇電動機類型和結構形式。按工作條件和要求，選用一般用途的Y系列三相異步電動機，為臥式封閉結構。根據(jù)所要求的任務和要求可以計算得到工作機所需的功率為Pw= FV1000式中F=4000N,V=0.75m/s,=2齒2聯(lián)4軸卷齒=0.97一對齒輪的傳動效率；軸=0.98聯(lián)軸器的傳動效率；卷=0.96卷筒的傳動效率；聯(lián)=0.97聯(lián)軸器的傳動效率；得到=0.78進而得到Pw=4000x0.75/(1000x0

15、.78)=3.84KW由 nw=60x1000V/D （2.1）nw=0.75x60x1000/300=47.8r/min按推薦的二級減速器的總傳動比為840,所以電動機的轉速是382.41912r/min根據(jù)這一情況，得出 750r/min 、1000r/min、1500 r/min 都有符合的 。綜合考慮，使用750r/min的電機使傳動裝置的總傳動比減小，使傳動裝置的體積、重量減小，也符合設計的輸送帶的功率要求，所以就選擇Y160M2-8型號的電機。表2.2 -1選定的電動機的型號以及參數(shù)電動機型號額定功率/KW滿載轉速/r/minY160M2-85.57202.3分配傳動比 分配總傳動

16、比，就是各級傳動比如何取值，是設計的重要問題。傳動比分配的合理，可以使得傳動裝置得到較小的外輪廓的尺寸和較輕的重量，以降低成本和使得機構更緊湊；也可以讓傳動裝置獲得較低的圓周速度來減小運動載荷或降低傳動精度的等級；還可以更方便的潤滑。在二級減速器的設計分配過程中，要考慮到大的齒輪的齒牙不至于碰到軸和讓各級的大齒輪的浸油深度合理（低速級的齒輪浸有稍微深，高速齒輪能浸到油）所以，二級展開式圓柱式齒輪減速器的傳動比關系是i1=（1.31.5）i2 （2.2）式中i1、i2是高速機和低速級的傳動比。I總=nw/nmI=47.8/720 i=15.09設定i1=1.4i2可得i1=4.7 、i2=3.2

17、。2.4齒輪的設計計算2.4.1高速軸齒輪嚙合的設計計算（1）.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）根據(jù)設計的方案，選用的是直齒圓柱式齒輪傳動，壓力角為20º。2）帶式輸送機為一般 的工作機器，選用為7級精度。3）材料的選擇。選擇的小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬面強度為280HBS，大齒輪的材料為15鋼（調(diào)質(zhì)），硬面強度為240HBS。4）選小齒輪的齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)為Z2=i1Z1=24=4.7x24=112.8，取Z2=113。（2）按齒面接觸疲勞輕度設計。（1）計算小齒輪的分度圓直徑，即Z1d1t （2.3）1）確定公式中的各參數(shù)值。試選=1.3。計算小齒輪傳遞

18、中的轉矩。T1=9.55x106P/n1=4.841x104N/mm。由參考機械設計第九版的書得d=1、區(qū)域系數(shù)ZH=2.5、材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa1/2。計算接觸疲勞情趣的重合度系數(shù)Z。a1=arccosZ1cos/（Z1+2h*）=arcos24xcos20º/(24+2)=19.841ºa2= arccosZ2cos/（Z2+2h*）=arcos113cos20º/113+2=22.579º=Z1tana1-tan）+Z2(tana2- tan)/2=24tan19.481-tan20）+113(tan22.579- tan20)/

19、2=1.733Z=(4- )/3 將參數(shù)代入的Z=0.869 計算接觸疲勞強度的許用應力H。查的數(shù)據(jù)小齒輪和大齒輪的接觸應力疲勞極限分別是小=600MPa和大=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)得N1=60njLh=60x720x1x2x8x300x15=4.147x109N2=N1/i=4.147x109x113/24=8.807x108由機械手冊查取接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1=0.90、K HN2=0.95取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1由 H= K HNS ( 2.4 )得H1=540MPa、H2=523MPa取H1和H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H= H2=523MPa.

20、計算小齒輪的分度圓直徑由3.1式代入?yún)?shù)的得d1t45.605mm（3）.調(diào)整分度圓的直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)的查找圓周速度V。V= d1tn1/(60 x1000) = x45.605x720/60000=1.71m/s小齒輪寬b。b=dd1t=1x45.605=45.605mm2）計算實際的載荷系數(shù)KH。由機械手冊查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)V=1.71m/s、7級精度，查得動載系數(shù)KV=1.06齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2x4.841x104/45.605=2.123x103NKAFt1/b=2.123x103/45.605N/mm=46.55 N/mm<100 N/

21、mm查資料查得齒間的分配系數(shù)KH=1.2用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.421由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVHFKF (2.5)得 KH=1x1.06x1.2x1.421=1.813）由公式 d1=d1t3KHKHt （2.6）得d1=50.924mm以及相應的模數(shù) m=d1/Z1 (2.7)（4）.齒根彎曲疲勞強度設計 mt32kFtT1Y*(YFaYsa）dZ12F (2.8)1)確定公式中的參數(shù)數(shù)值試選kFt=1.3由計算彎曲疲勞度用重合度系數(shù) Y=0.25+0.75 （2.9）得到Y=0.25+0.75/1.733=0.682計算(

22、YFaYsa)/ F從機械手冊查得齒形系數(shù)YFa1=2.65、YFa2=2.23，應力修正系數(shù)Ysa1=1.58、Ysa2=1.76。小齒輪和大齒輪的齒根疲勞極限分別是小=500MPa，大=380MPa。它們的彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 F=KFNS (2.10)由公式（2.10）得F1=0.85x500/1.4=303.57MPa F2=0.88x380/1.4=238.86MPa將參數(shù)代入上述的公式中得(YFaYsa)/ F1=2.65x1.58/303.57=0.0138(YFaYsa)/ F2=2.23x1.76/238.86=0.

23、0164因為大齒輪的(YFaYsa)/ F較小，所以取(YFaYsa)/ F=0.01642）.計算模數(shù)mt32kFtT1Y(YFaYsa)dZ12 F將數(shù)據(jù)代入（2.8）中得到mt 32*1.3*4.841*104*0.682*0.01641*24*24 =1.347調(diào)整齒輪的模數(shù)以及計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度V。 d1=m1z1 (2.11)將數(shù)據(jù)代入（2.11）的 d1=1.347x24=32.32mmV= d1n1/(60x1000) =x32.32x720/60000 =1.21m/s齒寬b=dd1=1x32.32=32.32mm寬高之比b/hh=（2ha*+c*) mt

24、=(2x1+0.25)x1.347=3.03mmb/h=32.32/3.03=10.673)計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)V=1.21m/s，7級精度，查機械手冊得動載系數(shù)KV=1.05 Ft1=2T1/d1=2.481x104/32.32=2.995x103N，KAFt1/b=1x2.995x103/32.32=92.68N/mm<100 N/mm所以得到的齒間載荷系數(shù)KF=1.2用插值法查得HH=1.412集合b/h=10.67得KF=1.35。則動載系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1x1.06x1.35x1.2=1.71由公式 m=mt3KFKFt （2.12）將數(shù)據(jù)代入（2.12）得m=

25、1.347x31.711.3=1.47mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒面的直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算的模數(shù)1.47，由于模數(shù)是標準的?？梢匀=1.5mm接觸疲勞強度算的分度圓直徑d1=50.924mm，算出小齒輪的齒數(shù)為Z1=d1/m=33.94。取Z1=34，則大齒輪的齒數(shù)為Z2=i1Z1=159.8取159，Z1和Z2互為質(zhì)數(shù)。4）幾何尺寸的計算分度圓的直徑d1=Z1m=34x1.5=51mmd2=Z2m=159x1.5=138.5mm計

26、算中心距a=(d1+d2)/2=144.75mm計算齒輪寬度b=dd1=1x51=51mm考慮安裝不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒輪寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略微加寬（510）mm即b1=56mm而使大齒輪的齒寬等于設計的齒寬即b2=51mm2.4.2低速軸齒輪嚙合的設計計算（1）.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）根據(jù)設計的方案，選用的是直齒圓柱齒輪傳動，壓力角為20º。2）帶式輸送機為一般 的工作機器，選用為7級精度。3）材料的選擇。選擇的小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬面強度為280HBS，大齒輪的材料為15鋼（調(diào)質(zhì)），硬面強度為240HBS。4）選小齒輪的齒數(shù)Z1

27、=21，大齒輪齒數(shù)為Z2=i2Z1=3.2x21=67.2，取Z2=68。（2）按齒面接觸疲勞輕度設計（1）計算小齒輪的分度圓直徑，即Z1 1）確定公式（2.3）中的各參數(shù)值。試選=1.3。計算小齒輪傳遞中的轉矩。T1=9.55x106P/n2=9.55x1063.47=2.163x105N/mm。由參考機械設計第九版的課本得d=1、區(qū)域系數(shù)ZH=2.5、材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa1/2。計算接觸疲勞情趣的重合度系數(shù)Z。a1=arccosZ1cos/（Z1+2h*）=arcos21xcos20º/(21+2)=30.909ºa2= arccosZ2cos/（Z2

28、+2h*）=arcos68cos20º/68+2=24.098º=Z1tana1-tan）+Z2(tana2- tan)/2=21tan30.909-tan20）+68(tan24.098- tan20)/2=1.686Z=(4- )/3 將參數(shù)代入的Z=0.878計算接觸疲勞強度的許用應力H。查的數(shù)據(jù)小齒輪和大齒輪的接觸應力疲勞極限分別是小=600MPa和大=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)得N1=60njLh=60x153.19x1x2x8x300x15=6.617x109N2=N1/i=6.617x109x68/21=8.807x108由機械手冊查取接觸疲勞壽命系數(shù)K

29、HN1=0.90、K HN2=0.95取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1由公式( 2.4 )得H1=540MPa、H2=523MPa取H1和H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H= H2=523MPa.計算小齒輪的分度圓直徑由公式（3.1）式代入?yún)?shù)的得d1t77.58mm（3）.調(diào)整分度圓的直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)的查找圓周速度V。V= d1t n1(60x1000)= x77.58x720/60000=0.622m/s小齒輪寬b。b=dd1t=1x77.58=77.58mm2）計算實際的載荷系數(shù)KH。由機械手冊查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)V=0.622m/s、7級精度，查得動

30、載系數(shù)KV=1.02齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2x2.163x105/77.58=5.576x103NKAFt1/b=5.576x103/77.58N/mm=78.87 N/mm<100 N/mm查資料查得齒間的分配系數(shù)KH=1.2用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.425因此，由(2.5)得到實際載荷系數(shù) KH=1x1.02x1.2x1.425=1.743）由公式直徑計算公式（2.6）得d1=85.49mm以及相應的模數(shù)m=d1/Z1=85.49/21=4.07（4）.齒根彎曲疲勞強度設計1)確定公式中的參數(shù)數(shù)值試選kFt=1.3由計

31、算彎曲疲勞度用重合度系數(shù)由公式（3-7）得到Y=0.25+0.75/1.686=0.694計算(YFaYsa)/ F從機械手冊查得齒形系數(shù)YFa1=2.65、YFa2=2.23，應力修正系數(shù)Ysa1=1.58、Ysa2=1.76。小齒輪和大齒輪的齒根疲勞極限分別是小=500MPa，大=380MPa。它們的彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由公式（3.8）得 F1=0.85x500/1.4=303.57MPaF2=0.88x380/1.4=238.86MPa將參數(shù)代入上述的公式中得(YFaYsa)/ F1=2.65x1.58/303.57=0.01

32、38(YFaYsa)/ F2=2.23x1.76/238.86=0.0164因為大齒輪的(YFaYsa)/ F較小，所以取(YFaYsa)/ F=0.01642）.計算模數(shù)mt32kFtT1Y(YFaYsa)dZ12 F將數(shù)據(jù)代入式（2.8）中得到 mt32*1.3*4.841*104*0.682*0.01641*24*24 =2.439調(diào)整齒輪的模數(shù)以及計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度V。 d1=m1z1 將數(shù)據(jù)代入式（2.11）的 d1=2.439x21=51.219mmV= d1n1/(60x1000) =x51.219x153.19/60000 =0.41m/s齒寬b=dd1=1

33、x51.219=51.219mm寬高之比b/hh=（2ha*+c*) mt=(2x1+0.25)x2.439=5.48mmb/h=51.219/5.48=9.34mm3)計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)V=0.41m/s，7級精度，查機械手冊得動載系數(shù)KV=1.01 Ft1=2T1/d1=2x2.163xx105/51.219=8.466x103N，KAFt1/b=1x8.466x103/51.219=164.90N/mm>100 N/mm所以查機械手冊得到的齒間載荷系數(shù)KF=1.0用插值法查得HH=1.419集合b/h=9.34得KF=1.08。則動載系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1x1.01

34、x1.08x1=1.09由公式 m=mt3KFKFt 將數(shù)據(jù)代入式（2.12）得m=1.347x31.091.3=2.30mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒面的直徑有關，可取彎曲疲勞強度算的模數(shù)m=2.3，由于模數(shù)是標準的，可以取m=2.5mm接觸疲勞強度算的分度圓直徑d1=85.49mm，算出小齒輪的齒數(shù)為Z1=d1/m=34取Z1=34，則大齒輪的齒數(shù)為Z2=i2Z1=108.8取109，Z1和Z2互為質(zhì)數(shù)。4）幾何尺寸的計算分度圓的直徑d1=Z

35、1m=34x2.5=85mmd2=Z2m=109x2.5=272.5mm計算中心距a=(d1+d2)/2=178.75mm計算齒輪寬度b=dd1=1x85=85mm考慮安裝不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒輪寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略微加寬（510）mm即b1=92mm而使大齒輪的齒寬等于設計的齒寬即b2=85mm2.5軸的尺寸設計與強度檢驗2.5.1初步確定軸的最小直徑（1）選取軸的材料為45鋼正火處理，初步估算軸的最小直徑。軸徑的初步估算可按扭轉強度法進行估算，即d=C3pn (2.13)公式中 P軸的傳遞功率（KW） n軸的轉速（r/min） C軸的許用扭切應力所決定的系數(shù)，若軸的材

36、料為45鋼，通常取C=107118.當彎矩較大時候，C取大值。在多級的齒輪減速其中，高速軸的轉矩較小，C取較大值；低速軸的轉矩較大，C取較小值，中間軸取中間值。初步算出的軸徑d一般作為輸入、輸出軸的外伸端的最小直徑；對中間軸可做最小直徑，即軸承處的軸徑。高速軸：d =C3pn =118x33.65720 =20.27mm中間軸：d =C3pn =112x33.47156.19 =31.5mm低速軸：d =C3pn =107x33.2947.8 =43.85mm卷同軸：d =C3pn =107x33.1347.8 =43.12mm2.5.2軸承的選擇（1）根據(jù)二級減速器的軸受力情況，所以選擇代號

37、為6系列的軸承，這種軸承成本低，主要承受徑向載荷，也可以同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)小。在告訴且有輕量化的要求場合，可以用來承受單向或者雙向的軸向載荷。很據(jù)初步算的的軸的伸出端的直徑可得，高速軸的安裝軸承選擇是代號為6005的軸承。中間軸的安裝軸承選擇是代號為6007的軸承，低速軸安裝是的代號為6009的軸承，卷筒的安裝軸承選擇是代號為6009的軸承。2.5.3軸的校核（1）高速軸的校核1.作用在齒輪上的力Ft1=2Td =2x48413/51=1198NFr1=Ft1tan/cos=1898xtan20/cos3.36=692NFa=Fr1cos=692xcos3.36=40.639N

38、2.軸的受力分析圖2.5-1軸的的作用力如圖4-1所示，其中，L1=39，L2=141，L=L1+L2.根據(jù)受力分析，得RAy =Fr1L2/L=692x141/180=542NRBy=Fr1L1/L=692x39/180=149NMCy=RAyxL1=1146N.mmRAx=Ft1x L2/L=1198x141/180=1486NRBx=Ft1x L1/L=1198x39/180=411NMCx=RAxxL1=1486x39=57954 N.mm3.求支反力，作軸的合成彎矩圖、轉矩圖。RA=2RAx2+RAy2=1158NRB=2RBx2+RBy2=8437NMC=2MCx2+MCy2=61

39、691N.mmT=48410Nmm高速軸的彎矩圖·圖2.5-2高速軸的轉矩圖圖2.5-34.按彎扭合成應力校驗軸的強度進行校驗的時候，通常只校驗軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（就是危險截面C）的強度，因為這個設計是單向回轉軸，所以，扭轉應力視為脈動循環(huán)應力，折算系數(shù)=0.6ca=2M12+(T1)2W (2.14)將計算的數(shù)據(jù)代入公式(2.14)的ca=14.42MPa,已經(jīng)選定的軸的材料為45鋼，查機械手冊的45鋼正火處理的-1=55MPa,所以，ca<-1即高速軸滿足強度要求，設計合格。（2）中間軸的校核1、中間齒輪的受力作用點可以看作在一點上，那就是齒輪的寬度中心的軸上，

40、二端的軸承可以看作是一個鉸鏈支座，所以可以畫出中間軸的受力示意圖：圖2.5-42.計算軸上的作用力。齒輪2：Ft2=Ft1=1898N Fr2=Fr1=692N齒輪3：Ft3=2T3d3=2x216332/41=10552N Fr3=Ft3tan=3840N由May=0得 Fr2L1+RByL-Fr3(L1+L2)=0RBy=(Fr3L1+L2-Fr2L1)/L=2977N由Mby=0得RAyxL+Fr2(L2+L3)- Fr3L3 =0RAy=(Fr3L3-Fr2(L2+L3)/L=378N由Max=0，得RBxL -Ft2xL1-Ft3(L1+L2)=0RBx=(Ft3L1+L2+Ft2x

41、L1)/L=8878N由Mbx=0，得RAxxL -Ft2(L2+L3)- Ft3xL3RAx=(Ft2(L2+L3)+ Ft3xL3)/L =3571N3.總支反力為RA=RAx2+RAy2=9569NRB=RBx2+RBy2=3000NC處的垂直面的彎矩為MCy=-RAy*L1 =-23058NmmD處的垂直面的彎矩為MDy=- RBy*L3=-119080NmmC處的水平面的彎矩為MCx=-RAx*L1=217831NmmD處的水平面的彎矩為MDx=- RBx*L3=355120Nmm合成的彎矩為:MC=MCx2+MCy2=219047NmmMD=MDx2+MDy2=374533Nmm4

42、.圖以及轉矩圖如下：中間軸的彎矩圖圖2.5-5中間軸的轉矩圖圖2.5-65.彎扭合成校驗、進行校驗的時候，通常只校驗軸上承受最大的彎矩和轉矩的截面（即截面D）的強度，去折算系數(shù)為=0.6所以ca=2M12+(T2)2W=36.94MPaW=1.0d3抗扭截面系數(shù)ca=36.94MPa<55MPa，即 ca=14.42MPa,已經(jīng)選定的軸的材料為45鋼，查機械手冊的45鋼正火處理的-1=55MPa,所以，ca<-1即中間軸滿足強度要求，設計合格。（3）低速軸的校驗1.低速軸的受力示意圖：圖2.5-72.計算支反力Ft4=Ft3=10552NFr4=Fr3=3840N垂直面：RAy=F

43、r4L2L =2578NRBy=Fr4L1L =1276NMAy=MBy=0MCy=RAy*L1=149528Nmm水平面：RAx=Ft4L2L =1728NRBx=Ft4L1L =849NMAx=MBx=0MCx=RAxxL1=99992Nmm3.低速軸的總彎矩：RA=RAx2+RAy2=3103NRB=RBx2+RBy2=1532NMC=MCx2+MCy2=179877NmmT=T3=653711N/mm低速軸的彎矩圖圖2.5-8低速軸的轉矩圖2.5-94.彎扭合成校驗、進行校驗的時候，通常只校驗軸上承受最大的彎矩和轉矩的截面（即截面D）的強度，去折算系數(shù)為=0.6所以ca=2M12+(T

44、3)2W=30.82MPa<55MPaca=36.94MPa<55MPa，即 ca=14.42MPa,已經(jīng)選定的軸的材料為45鋼，查機械手冊的45鋼正火處理的-1=55MPa,所以，ca<-1即低速軸滿足強度要求，設計合格。2.6鍵鏈接的選擇及校驗計算2.6.1鍵的選擇根據(jù)設計的需要，選擇圓頭普通平鍵，材料為剛，所選的鍵的結果如下表表2.6-1 連接鍵的選擇代號 鍵寬b鍵高h鍵長L直徑d（mm）工作長度l (mm)工作高度k（mm）轉矩T(N.m)高速軸18x7x4023323.548.41210x8x5038404中間軸312x8x4041284216.32412x8x80

45、41684輸出軸516x10x7052545657.31612x8x56414842.6.2鍵的校驗載荷在鍵上的工作面上均勻分布的，所以，普通鍵的鏈接強度校核條件為 P=2000T/kldP (2.15)由（4-1）公式可得，鍵1：P1=2000x48.41/（3.5x32x23）=37.58MPa鍵2：P2=2000x48.41/（4x40x38）=15.92MPa鍵3：P3=2000x216.32/（4x28x41）=94.21MPa鍵4：P4=2000x216.32/（4x68x41）=38.79MPa鍵5：P5=2000x657.31/（5x54x52）=93.63MPa鍵6：P6=2

46、000x657.31/（4x41x48）=83.49MPa由于采用靜聯(lián)接，有輕微的沖擊現(xiàn)象，所以，許用擠壓應力為P=110MPa，上述設計的聯(lián)接鍵符合要求。2.7滾筒的計算校驗滾筒的實際速度V=720*34159*34109*3.14*30060*1000=0.753m/s速度誤差=（0.753-0.75）0.75x100%=0.4<5%故該二級減速器設計的符合要求。3.聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器是機械傳動中運動部件連接的常用的部件，它主要用于軸和軸（或者連接其他的回轉體零件），以傳遞運動和轉矩，有時候也可以作為運動體的安全裝置，根據(jù)不懂的工作特性和工作的環(huán)境要求，可以分為以剛性聯(lián)軸器、撓性聯(lián)軸

47、器?，F(xiàn)在的聯(lián)軸器絕不多數(shù)已經(jīng)標準化或規(guī)格化，一般的機械設計者可以選擇已經(jīng)標準化的合適聯(lián)軸器的選擇。3.1低速軸與電動機之間的聯(lián)軸器的選擇電動機的輸出軸與減速器高速軸之間的聯(lián)軸器的設計算，電動機輸出軸與減速器的高速軸相聯(lián)時，由于轉速較高，為了較小啟動載荷緩和沖擊，應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，以免震動影響減速器內(nèi)的傳動件的正常的工作。聯(lián)軸器的型號按計算轉矩、軸的轉速和軸徑來選擇，要求所選聯(lián)軸器的許用應力的許用轉矩應大于計算轉矩，許用轉速應大于傳動軸的工作轉速，聯(lián)軸器段與電動機相連，其孔徑受電動機外伸端軸徑（直徑為38mm）限制，所以選用TLJ1J138X6032X50GB4323-8

48、4這種聯(lián)軸器工作時是通過主動軸上的鍵、半聯(lián)軸器，彈性柱銷、另一半聯(lián)軸器以及鍵而傳動到從動軸上去的。為了防止脫落，在半聯(lián)軸器的外側，用螺釘固定有擋板。其主要參數(shù)如下：公稱轉矩Tn=250Nm軸孔的直徑d1=23mm，d2=45mm軸孔的長度L=60mm,L1=50mm半聯(lián)軸器厚b=38mm3.2輸出軸與工作機之間的聯(lián)軸器1.輸出軸與卷筒之間的聯(lián)接聯(lián)軸器的設計計算，由于輸出軸的轉速較低，傳動轉矩較大，減速器與工作機之間不在一個支架上，而且要求工作載荷平穩(wěn)，且沖擊小，因此，選擇承載能力較高的剛性聯(lián)軸器，所以選擇用彈性注銷聯(lián)軸器，TLD10J145x84GB4323-86其主要參數(shù)如下：材料為HT20

49、0公稱轉矩為720Nm,軸孔直徑d1=41mm,d2=45m，軸孔的長度L=60mm,L1=50mm，半聯(lián)軸器厚b=38mm。4箱體及減速器附件的說明減速器的箱殼是安裝軸系組件和所有附件的基座，因此，箱體要具有足夠的強度、剛性和良好的工藝性。所以設計的箱體采用的是HT200灰鑄鐵鑄造而成的，這樣可以鑄造出美觀的外觀，還容易切削。為了保證箱殼有足夠的剛度，所以，在軸承凸臺下做出剛性加固筋。當軸承采用油潤滑時候，箱殼的內(nèi)壁應鑄造出較大的倒角，箱殼接觸面上開有油槽，一邊把運轉時候飛濺在箱蓋上的內(nèi)表面的油流進軸承的內(nèi)部，達到油的充分利用。當軸承采用脂潤滑的時，有時也在結合面上開出油槽，以防止?jié)櫥蛷慕Y

50、合面流出箱外。箱體的底部應鑄造出凹入部分，以減少加工面，并使支撐凸緣與地面更好的接觸。4.1減速器附件1）視孔和視孔蓋箱蓋上一般開有視孔，以便觀察齒輪的嚙合、潤滑、以及齒輪的損壞情況，并用來加注齒輪的潤滑油。為了防止落入污物和油滴飛濺出去，視孔的必須用視孔蓋、墊片和螺釘封死。視孔和視孔蓋的尺寸和位置由查機械手冊得到。2）游標采用油池潤滑傳動件的二級減速器，不論是在加油還是在工作的過程中，均可觀察減速器箱內(nèi)的潤滑油的高度，以保證齒輪的正常的潤滑，為此，需要方便觀察油面的高低，油面穩(wěn)定的地方安裝一個游標。3）油塞采用油池潤滑的方式，應在箱體的底部開放有油孔，以便排污和清洗減速器。放油孔平時用油塞和封油圈嚴密封死。油塞用細牙螺紋，材料