帶式輸送機的機械傳動裝置

1、帶式輸送機的機械傳動裝置設(shè)計說明書題目用于帶式運輸機的機械傳動裝置的設(shè)計學院： 機電工程學院 專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化班級： 2010 級本 3 學號:完成人：王新波同組人：指導老師：完成日期： 2013 年 6 月 30 日一、確定傳動方案 2二、選擇電動機 31. 電動機類型的選擇32. 電動機功率的選擇33. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇34. 電動機型號的確定4三、傳動裝置的運動學和動力學計算 41. 總傳動比及其分配42. 傳動裝置中各軸的轉(zhuǎn)速計算 53傳動裝置中各軸的功率計算 54傳動裝置中各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 5四、帶傳動設(shè)計 61. 確定帶傳動的額定功率 PCa 62. 選取帶傳動的帶型

2、 63. 確定帶輪基準直徑 64. 確定V帶的基準長度和帶傳動的中心距 75. 驗算主動輪上的包角 ' 1 76. 計算V帶的根數(shù)z 77. 計算帶傳動的預緊力 F0 88. 計算作用在帶輪上的壓軸力 Fp 89. 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計8五、高速級齒輪傳動的設(shè)計 81. 選定高速級齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù) 82. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 92.1確定公式內(nèi)各參數(shù)值 92.2設(shè)計計算103. 計算齒輪傳動的幾何尺寸 114. 校核齒面接觸疲勞強度 114.1確定公式內(nèi)各項參數(shù)值 124.2校核計算125. 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計13六、低速級齒輪傳動的設(shè)計 15七、軸的初步設(shè)計計算 151. 軸材

3、料的選擇152. 軸的最小直徑估算 152.1高速軸162.2中間軸162.3低速軸163. 高速軸的設(shè)計173.1各軸段直徑的確定 173.2各軸段長度的確定184. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 184.1各段軸徑的確定184.2各軸段長度的確定194.3細部結(jié)構(gòu)設(shè)計195低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計195.1各軸段直徑的確定 195.2各軸段長度的確定20八、軸的校核 201. 軸的力學模型的建立 201.1力的作用點和支撐點位置的確定 201.2做軸的受力簡圖 202. 計算齒輪對軸的作用力 223. 計算軸承對軸的支反力 223.1垂直面內(nèi)的支反力 223.2水平面支反力223.3計算支承點的總支反力 23

4、4. 繪制軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖 234.1垂直面內(nèi)的彎矩圖 234.2水平面內(nèi)的彎矩圖 234.3合成彎矩圖234.4軸的轉(zhuǎn)矩圖244.5軸的當量彎矩圖245. 按照彎矩合成強度校核 24九、鍵的選擇與強度校核 25十、滾動軸承的選擇與校核 251. 滾動軸承的選擇252. 滾動軸承的校核252.1徑向載荷Fr 262.2軸向載荷Fa 262.3當量動載荷P 262.4驗算軸承壽命26十一、聯(lián)軸器的選擇 27十二、箱體及其附件的設(shè)計 27十三、潤滑的設(shè)計 271. 齒輪282. 軸承28十三、設(shè)計小結(jié) 28致謝29參考文獻30用于帶式運輸機的機械傳動裝置設(shè)計設(shè)計任務：設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)。要求

5、傳動系統(tǒng)中含有V帶傳動及兩級圓柱齒輪減速器。原始數(shù)據(jù)：傳送帶拉力F=7500N,輸送帶的線速度v=0.48m/s （允許誤差土 5%）,驅(qū)動滾筒直徑d=375mm,減速器設(shè)計壽命為5年。工作條件：兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷有輕微震動；電 壓為380/220V的三相交流電源。傳動系統(tǒng)參考方案：1電動機；2V帶傳動；3兩級圓柱齒輪減速器；4 聯(lián)軸器；5滾筒；6輸送帶帶式輸送機有電動機驅(qū)動。電動機 1通過V帶傳動2將動力傳入兩級圓柱 齒輪減速器3,再通過聯(lián)軸器4,將動力傳至輸送機滾筒5,帶動輸送帶6工作、確定傳動方案根據(jù)工作要求，可擬定幾種傳動方案，如圖1 2所示(a)齒輪傳動(b)

6、帶傳動及齒輪傳動(C)齒輪傳動及鏈傳動圖1-2三種傳動方案傳動系統(tǒng)運動簡圖計算與說明對以上三種傳動方案分析、比較如下：(a) 圖所示為電動機直接與兩級圓柱齒輪減速器相連接，圓柱 齒輪易于加工，但減速器的傳動比和結(jié)構(gòu)尺寸較大。(b) 圖所示為第一級用帶傳動，后接兩級圓柱齒輪減速器。帶 傳動能緩沖、吸震，過載時起安全保護作用，但結(jié)構(gòu)上寬度和長度 尺寸較大，且?guī)鲃硬灰嗽趷毫迎h(huán)境下工作。(c) 圖所示為兩級圓柱齒輪減速器后接一級鏈傳動，鏈傳動結(jié) 構(gòu)較緊湊，可在惡劣環(huán)境下工作，但震動噪聲較大。通過以上對三種方案的分析、比較，并結(jié)合考慮本課題要求， 工作環(huán)境一般但有輕微沖擊，可選擇(b)圖的傳動方案。二

7、、選擇電動機1. 電動機類型的選擇根據(jù)動力源和工作條件，選用 丫系列三相異步電動機。2. 電動機功率的選擇工作機所需要的有效功率PW為Pw =Fv/1000 =7500 X0.48/1000 =3.6kw其中，w為工作機的傳動效率(在此設(shè)為1)。傳動裝置總效率為=鳥 3 4 = 0.95 0.972 0.983 0.99= 0.833其中，各傳動機構(gòu)的效率，根據(jù)表 2-4可查出：,=0.95為帶傳動的效率；2 =0.97為一級圓柱齒輪傳動的效率；3 =0.98為一對滾動軸承傳動的效率；4 =0.99為剛性聯(lián)軸器的效率。電動機所需功率Fd為Pd 二 Pv/= 3.6/0.833 = 4.32kw

8、由表16-3可選取電動機的額定功率為4kW。3. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇選擇(b)傳動方案Pw=3.6kw= 83.3%Fd = 4.32kw電動機通常采用的同步轉(zhuǎn)速有 1000r/min和1500r/min兩種，現(xiàn) 在兩種轉(zhuǎn)速作對比。計算與說明主要結(jié)果由表16-3可知，同步轉(zhuǎn)速是1000r/min的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速nm是960r/min;同步轉(zhuǎn)速是 1500r/min的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速 nm是1440r/mi n。工作機的轉(zhuǎn)速為60 1000nd60 1000 0.483.14 375r/mi n = 24.459 r/minnw = 24.459r / min總傳動比i二nm/nw，其中nm

9、為電動機的滿載轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)將兩種電動機的有關(guān)數(shù)據(jù)列于表1-1作比較表1-1兩種電動機的數(shù)據(jù)比較萬案電動機型 號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/(r/mi n)滿載轉(zhuǎn)速/(r/mi n)總傳動比iIY132M2-64100096039.25nY132S-441500144058.874由表1-1可知，方案u總傳動比過大，為了使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊 湊，選用傳動方案I較合理。4. 電動機型號的確定電動機型號：Y132M1-6額定功率：P=34kW滿載轉(zhuǎn)速：nm =960r/min根據(jù)電動機功率和同步轉(zhuǎn)速，選定電動機的型號為丫132M2-6查表16-3和表16-4,知電動機的有關(guān)參數(shù)如下：電動機額定功率P=5.5Kw

10、電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm =960r/min電動機的外伸直徑D=38mm電動機的外伸軸長度E=80mm三、傳動裝置的運動學和動力學計算1. 總傳動比及其分配總傳動比 i = nm /nW =960/24.459=39.25；計算與說明根據(jù)表2-2,選V帶傳動的傳動比h =3.17039.25減速器的傳動比if =i /ii=12.3823.17考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應有相近的浸油深度。根 據(jù)式2-8,兩級齒輪減速器高速級傳動比i2與低速級傳動比i3的比值 取 1.3，即 i2 = 1.3i3，則i2頁八 1.3 12.382 =4.012.,12.382i3 = i f J23.0864

11、.0122. 傳動裝置中各軸的轉(zhuǎn)速計算主要結(jié)果總傳動比：i =39.25帶傳動的傳動比：h =3.170高速級齒輪的傳動比：i2 =4.012低速級齒輪的傳動比：i3= 3.086根據(jù)傳動裝置中各軸的安裝順序，對軸依次編號為：0軸、I軸、U軸、川軸、W軸。n0 =n皿=960r minnil n i29603.170r min -302.839r min3028394.012r min = 75.483r min75.4833086r min =24.46r minn0 二 960r minn 二 302839r min nII 二 75.483r/min nIII = 24.46 r/min

12、mV 二 24.46r / minP0 二 3.573kWP =3.394kWPI3.226kWP|II =3.067kWPV =2.976kWn v = n in nw = 24.46r min3. 傳動裝置中各軸的功率計算P0 = Fd =3.573kWP = R 廠 3.573 0.95kW = 3.394kWR=3.394 漢 0.97 漢 0.98kW=3.226kWP“ =P 2 3 =3.226 0.98 0.97kW =3.067kWPv -FIii 3 4=3.067 0.98 0.99kW =2.976kW4. 傳動裝置中各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算To = Td 二 9550 Fd

13、 nm9550 3573“N m 二 35.544N m960T9550F . n-二9550 3.394“N m=107.029N m 302839T 盯 9550p*nH9550 3-226n75.483m=408.189N mT|9550F-/niil9550 3067“N m= 1197.459N m 2446T0 =35.544N mTi =107.029N mTh = 408.189N *mT川=1197.459N mTiv =1161.93N mTv=9550FV nV 二9550 2.976“N m = 1161.93N m2446參數(shù)軸 名0軸I軸n軸川軸"軸轉(zhuǎn)速n

14、/(r min-1 )960302.83975.48324.4624.46功率P*W3.5733.3943.2263.0672.976轉(zhuǎn)矩T/(N m )35.544107.029408.1891197.4591161.93傳動比i3.1704.0123.0861將傳動裝置中各軸的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩列表，如表1 2所示表1-2各軸的運動和動力參數(shù)四、帶傳動設(shè)計1.確定帶傳動的額定功率FCa已知 P=3.573kW； nm =960r min ； i1 =3.170。由所引用的機械設(shè)計教材中的圖 8-9可知，查出帶傳動的工作情況系數(shù) Ka=1.1,則 Pea 二 KAP 二 1.1 &57

15、3kW=3.9303kWKa=1.1Pea =3.9303kW2.選取帶傳動的帶型根據(jù)Pea、nm ,由機械設(shè)計教材中的圖8-9可知，選用SPZ SPZ型窄V帶 型窄V帶。3.確定帶輪基準直徑由機械設(shè)計教材中的表 8-3及表8-7取主動輪（小帶輪）的基準直徑dd 112mm ；從動輪（大帶輪）的基準直徑 dd2 = i1 dd1 =3.170 采12mm=355.04mm,由表 8-7 取 dd2 = 355mm。dd1 = 112mmdd255mm帶傳動的實際傳動比i dd2 dd1355代=317°,與總傳動比分配的帶傳動的傳動比一致。=5.627m s按機械設(shè)計教材中的式(8-

16、13),驗算V帶的線速度為 兀 ddi nm3.14x112x960 ,;” ；m s=5.627m s < 25m s60 1000 60 1000所以V帶的線速度合適。4.確定V帶的基準長度和帶傳動的中心距根據(jù)0.7 dd1 dd2 v a0 v 2 dd1 dd2，初步確定帶傳動的中 心距 a0，取 a0=85Omm。2dd2 - dd14a。Ld _ 2a0dd1dd22mm"|2 疋 850 十314 （112+355） +（355 _112）24850=2450.56mm由機械設(shè)計教材中的表8-2選帶的基準長度Ld =2500mm。 計算帶傳動的實際中心距aLd +

17、 Ld2500-2450.56a =874.72mma = a0 +=850+mm=874.72mm0 25. 驗算主動輪上的包角:-1d d：=180 - d2 dd1 57.5 a= 180 -355 -112874.7257.5主動輪上的包角:=164.03 °z=Pca（P。R） K9Kl3.93032.0780.150.96 1.07=1.72Z=2=164.03 ° 120°所以，主動輪上的包角是合適的6. 計算V帶的根數(shù)z由 nm =960r min , dd1=112mm, i1 =3.170,查機械設(shè)計 教材中的表8-5(c),由線性關(guān)系得：F0

18、=2.O78kW ;查機械設(shè)計 教材中的表8-5(d)得：“P =0.15kW ；查機械設(shè)計教材中的表8-8得：K a =0.96 ;查機械設(shè)計 教材中的表8-2得：Kl=1.07。貝U計算與說明取z=2根。7. 計算帶傳動的預緊力Fo查機械設(shè)計教材中表8-4得：單位長度質(zhì)量q=0.07kgm，F(xiàn)0=500uzPca 竺 1 +qvZ丿25、"I1 丨 + 0.07匯5.6272 N2.5=5003.9303IL 5.627 20.96=282.335N預緊力F0=282.335N8. 計算作用在帶輪上的壓軸力Fp壓軸力FP=1118.045N尸卩也廿詩=2仔觀335® 曾

19、n=1118.045NV帶的主要參數(shù)列于表1-3中表1-3帶傳動的主要參數(shù)名稱結(jié)果名稱結(jié)果名稱:結(jié)果帶型SPZ傳動比h =3.170根數(shù)z=2帶輪基準直徑dd1 =112mmdd2 =355mm基準 長度Ld =2500mm預緊 力F0 =282.335N中心距a=874.72 mm壓軸力FP=1118.045 N9. 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由表 12-2 得：e=( 12±).3)mm； f=(8 ±)mm。則帶輪輪緣的寬度：B=(z-1)e+2f=(2-1) 1Z+ 2 $mm=28mm。大帶輪的輪轂直徑由后續(xù)高速軸設(shè)計來定，d=d11 =35mm。帶輪的輪轂寬度L :當B &l

20、t; 1.5d時，取L=B=40mm。五、高速級齒輪傳動的設(shè)計1. 選定高速級齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 齒輪傳動的類型：按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2) 精度等級：由于輸送機為一般工作機械，速度不高，故選 用8級精度齒輪傳動。(3) 齒輪材料：由機械設(shè)計教材中的表10-1選擇小齒輪 材料為45鋼，并進行調(diào)制處理，平均硬度為 234HBS;大齒輪材料計算與說明為45鋼，并進行調(diào)制處理，平均硬度為190HBS。大、小齒輪的硬 度差為45HBS。(4) 選擇小齒輪齒數(shù)： 乙=31，則大齒輪齒數(shù)z2=i2z,=4.012 >z1 =31 z2 =125 u=4. 032125

21、31=124.372,取 Z2=125。齒數(shù)比 u= =4.03231(5) 初選螺旋角：1 =13°2. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計pKEYfCOS YFaYsam nt 11T 2匸 2.1確定公式內(nèi)各參數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.7。(2) 小齒輪傳遞的扭矩=. = 107029“ m=1.07029X!05Nm(3) 由機械設(shè)計教材中的圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433。(4) 由機械設(shè)計教材中的圖10-26，查得：v =0.788;；2 =0.865;-.= j.,.1 + - =2 =0.788+0.865=1.653(5) 由機械設(shè)計教材中表10-7，選取齒

22、寬系數(shù)=10(6) 大、小齒輪均采用45鋼鍛造，由機械設(shè)計教材中的 表10-6，查得材料系數(shù)Ze =189.8 MPa。(7) 從機械設(shè)計教材中的圖10-20 (c)，按齒面硬度查得： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限-Flim1=380MPa；從機械設(shè)計教材中 的圖10-20 ( b )，按齒面硬度查得：大齒輪的彎曲疲勞強度極限J Flim2 =325MPa。(8) 計算應力循環(huán)次數(shù)。按機械設(shè)計教材中的式(10-13) Nn 1 jLh，式中：j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)。在本例中j=1 ; Lh為齒輪的工作壽命，單位為小時。本例中，Lh=2班制X 8小時X 300天X 5年應力循環(huán)次數(shù)N

23、1 =4.361 108N2 =1.028 108所以，應力循環(huán)次數(shù)為8Nn 1 jLh =60X302.839 XX (2X8X300X5) =4.361 X0 / 4.361漢108 8N2 = N1 u =1.028 104.038(9) 由機械設(shè)計教材中的圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 =，KFN2一。(10) 計算當量齒數(shù)Zvi3 一二 3=33.51cos P cos 13°Z2125zv233=135.13cos P cos 13°(11) 查取齒數(shù)系數(shù)及應力校正系數(shù)。由機械設(shè)計教材中的表10-5,查得：YFa1 =2.471, YFa2 =2.

24、152; 丫釦=1.643, YSa2=1.818。(12) 選取螺旋角系數(shù)Y .=0.88o(13) 計算許用彎曲疲勞應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=o則r 1 KFNFlim1 0.92 漢 380卜 F1 亠MPa=249.7MPaS1.4KFNFlim 10.93 325bF1 =MPa=215.89MPaS1.4小齒輪：Y Ys?471 1.643=0.01626tFJ249.7(14) 計算大、小齒輪的丫；顯；，并加以比較。大齒輪:鴛=221爲=0.01812所以，大齒輪的數(shù)值大。2.2設(shè)計計算(1)試計算齒輪模數(shù)mnt o2KtYCOS2：YFaYsamnt -32 1.7 1.07

25、029 105 0.88 cos2133仆312乂1.6530.01812=1.514mm(2)計算圓周速度v一嘰羽60 10003.14 1.514 31 302.83960 "000m s =0.744 m s(3)計算載荷系數(shù)。由機械設(shè)計教材中的表 10-2，查得:計算與說明使用系數(shù)K A=1;根據(jù)v=0.744m s、8級精度，由機械設(shè)計教 材中的圖10-8查得：動載荷系數(shù)Kv=1.09;由機械設(shè)計教材中 的表10-3查得：=1.4，由機械設(shè)計教材中的圖10-13查得K f |=1.4。K= KA Kv Kf_. Kf-=1X1.09 X.4 >1.4=2.136(4)

26、校正并確定齒輪模數(shù)mn。齒輪模數(shù)mn= 2.5mmmn 二 mnt3Kt =1.514 >3 2.1361.7 mm =1.587mm取齒輪模數(shù)mn= 2.5mm。3. 計算齒輪傳動的幾何尺寸(1) 計算中心距aZ1 Z2 mn2cos :311252.5mm2cos13°200.129mm,將中心中心距a=200mm距a圓整為200mm。(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角1=arccosmn2a螺旋角' =12.893= arccos(31125) 25=12.8932 700(3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos :31 2.5COS12.893mm

27、 =79.487mmd2Rn = 138 25 mm=320.513mm cos ：cos12.893d1=79.487mmd2 =320.513mm(4) 計算大、小齒輪寬度。b1 =85mmbddi，其中'd為齒寬系數(shù)，此處齒輪對稱布置，查看機 械設(shè)計教材中的表10-7,選;=1，所以b=1M9.487mm=79.487mm, 圓整后取b=80mm。b2 二 80mm所以，大齒輪寬度b2 = 80mm，小齒輪寬度b1 =85mm04. 校核齒面接觸疲勞強度2KT1 u -1aw、bd12u計算與說明4.1確定公式內(nèi)各項參數(shù)值Ze=1898. MPaZ ；=°.8Z-. =

28、0.987(1) 由機械設(shè)計教材中的圖10-30,選取區(qū)域系數(shù)ZH=1111.(2) 由大、小齒輪均采用45鋼鍛造，由機械設(shè)計教材中 的表10-6,查得材料系數(shù)Ze =189.8 MPa。(3) 重合度系數(shù)Z 由機械設(shè)計教材要求知，Z .=0.750.88, 齒數(shù)多時取小值，本例齒數(shù)中等，取 Z =1。(4) 螺旋角系數(shù) Z 二.,cos1 二.、cos12.893 =0.987(5) 小齒輪傳遞的扭矩T1 =T =98.168N m =0.98168 X05 N mmKa=1K v=1.09J =1.4(6) 計算載荷系數(shù)K。由機械設(shè)計教材中的表10-2查得：使 用系數(shù)Ka=1 ;由機械設(shè)計

29、教材中的圖10-8查得：動載荷系數(shù) Kv=1.09;由機械設(shè)計教材中的表10-3查得：按齒面接觸偏勞 強度計算時用的齒間載荷分配系數(shù) Kh：=1.4 ;由機械設(shè)計教材 中的表10-4查得當8級精度、調(diào)制小齒輪相對支撐非對稱布置時接 觸疲勞強度計算時用的齒相載荷分布系數(shù) Kh£：；=；K =1.15 0.18 (10.6 f)：0.31 10-3bK hf；=1.463K=2.232=1.15+0.18 仇+0.6 1 +0.31 >10-3 >79.487=1.463所以K= Ka KvKf =1+1.09 1.4 1.463=2.232(7) 根據(jù)齒面硬度，由機械設(shè)計教

30、材中的圖 10-21 (d)查 得：小齒輪的接觸疲勞強度極限 二Hlim1=560MPa;由機械設(shè)計教 材中的圖10-21 ( c)查得：大齒輪的接觸疲勞強度極限 - Hlim 2 =400MPa。(8) 由機械設(shè)計教材中的圖10-19，查得接觸疲勞壽命系 數(shù) Khn1=1.01，Khn2=1.09。(9) 計算許用接觸疲勞應力。取安全系數(shù)S=1，失效率為1%。則= Khn1-甘血=1.01 >560MPa=565.6MPaSI1= Khnh lim2 =1.09 400MPa=436MPa-H l=500.8MPaS" H1'H2 1 565.6 ' 436

31、匕H l=H1H2 =500.8MPa2 24.2校核計算2KT1 u _ 1二ZhZeZ Z 二 bdi2u=2.433 >189.8 8.8 為.9872 2.232 1.07029 10580 + 79.6092.4.45 14.45齒面接觸疲勞強度 滿足要求=490.198MPav!H 1所以，齒面接觸疲勞強度滿足要求。5. 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由于小齒輪1的直徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。大齒輪2采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按本書中的表5-11的經(jīng)驗 公式來計算。大齒輪2的孔徑根據(jù)后續(xù)設(shè)計的中間軸配合部分的直 徑來確定，設(shè)計結(jié)果列于表1-4中。表1-4大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸名稱結(jié)構(gòu)尺寸及經(jīng)驗計算公式結(jié)

32、果/mm轂孔直徑dh根據(jù)中間軸設(shè)計而定dh = d2460輪轂直徑D1D1 =1.6dh96輪轂寬度1l = （1.21.5） dh=727980（取為與齒寬b2相等）腹板最大直徑d2D2 創(chuàng)a （1014） mn270板孔分布圓直徑DoDo =0.5（ D1 + D2）183板孔直徑dod0=15 25mm25腹板厚度CC= （0.2 0.3） b20大齒輪2的結(jié)構(gòu)草圖如附圖1-3所示，高速級齒輪傳動的尺寸 列于表1-5。圖1-3大齒輪結(jié)構(gòu)草圖表1-5咼速級齒輪轉(zhuǎn)動的尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn2.5法面壓力角«n20°螺旋角P12.893 °齒數(shù)Zi

33、31Z2125轉(zhuǎn)動比i24.032di分度圓直徑79.487d2320.513齒頂圓直徑d；i = di+2 h； mn84.487d；2=d2+2 h；mn325.513齒根圓直徑dfi = di-2（h； + c*）mn73.237df2 = d2 -2（h：+c*）mn314.263中心距（乙 +Z2）mna=陸2 cos P200齒寬b =b+585Ib2 =b80注：表中h；和C*分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。GB/T1356-2001規(guī)定其標準值如下:計算與說明主要結(jié)果*aaa 正常齒制。當 mlmm 時，ha=1, c =0.25;當 m<1mm, 0=1 , c =0.3

34、5. 非標準的短齒制。h；=0.8, C*=0.3.六、低速級齒輪傳動的設(shè)計低速級齒輪轉(zhuǎn)動的設(shè)計過程與高速級類似，故省略 低速級齒輪轉(zhuǎn)動的尺寸列于表1-6。表1-6低速級齒輪轉(zhuǎn)動的尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn4法面壓力角«n20°螺旋角P14.652 °齒數(shù)Z3Z42990轉(zhuǎn)動比i33.103分度圓直徑d3d4119.899372.101齒頂圓直徑da3=d3+2 h；mn da4 = d4+2h； mn127.899380.101齒根圓直徑df3=d3-2(h； + c*)mn* *d f 4 = d 4 -2( ha + c ) mn109.8993

35、62.101中心距(Z3 +Z4)m2cosP246齒寬b3 =b+5b4=b125120* *注：表中ha和C分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。七、軸的初步設(shè)計計算根據(jù)軸上零件（齒輪、帶輪、軸承、聯(lián)軸器等）的結(jié)構(gòu)尺寸、 裝配關(guān)系、定位、零件間的相對位置等要求， 參照書中的圖5-7、圖5-8、圖5-10、圖5-14及表5-3,設(shè)計出圖1-4所示的減速器裝配草 圖。1. 軸材料的選擇根據(jù)軸的工作條件，初選軸材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。2. 軸的最小直徑估算計算與說明fp 按本書中的式(5-1)進行最小直徑估算，即：d>C3J_ (mm)V n 當該軸段上有一個鍵槽時，d增大5%7%;當有兩個鍵槽

36、時,d增大10%15%。C值由本書中的表 5-5來確定：C=120。d1min =30mm2.1高速軸pI3.394d1 min =C 31 =120電mm=26.854mm、nI 302.893因為在最小直徑處開有一個鍵槽為了安裝大帶輪，所以 d1min=d1min (1+7%) =26.854 x( 1+0.07) mm=28.734mm,圓整后取 d 1 min =30mm。2.2中間軸d2 min=120X3 735242863mm=41.955mm,因為在中間軸最的直徑處安裝滾動軸承，取標準值 d2min =45mm2.3低速軸3min=°&=120x 3翥 mm=

37、60.062mm因在低速軸直徑處安裝聯(lián)軸器，參見后面聯(lián)軸器的選擇，取聯(lián) 軸器孔徑d3min =65mmd2min =45mmdamin =65mm圖1-4減速器裝配草圖3. 高速軸的設(shè)計高速軸系的結(jié)構(gòu)尺寸如圖21-4所示。3.1各軸段直徑的確定du :軸的最小直徑，是安裝大帶輪的外伸軸端直徑，d11 =30mmd11 = d1min =30mm。：密圭寸處軸段直徑，根據(jù)帶輪軸向定位要求，定位高度計算與說明h=（0.070.1） du,以及密封圈的尺寸要求（擬采用氈圈密封），取d12=40mmd13=45mmd12=40mm。di3 :滾動軸承處軸段直徑，di3=45mm。由本書表13-1初選滾

38、 動軸承選30209,查表13-1得尺寸為：dXDXTXB=45mm 85m材 20.75mmX19mmd14:過度軸段的直徑，由于齒輪轉(zhuǎn)動的線速度均小于2m/s所以d14=60mmd15=50mm滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，d14 =60mm。齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。d15:滾動軸承段直徑，同一個軸上安裝的兩個滾動軸承是同一 個型號，所以d15 = d13 =50mmo3.2各軸段長度的確定l11=38mml12 =80mml13=40mmIn :由大帶輪的輪轂孔寬度 B=40mm確定，ln=38mm。112 :由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋尺寸、裝配要求等確定

39、，h2=80mm。113 :由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，h3=40mm。114 =135mm115 =85mm114 :由兩級齒輪裝配要求、箱體結(jié)構(gòu)等確定，h4=135mm。115 :由高速級小齒輪寬度 b1 =85mm確定，l15=85mm。4. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中間軸系的初步結(jié)構(gòu)如附圖所示。圖1-5中間軸系機構(gòu)圖4.1各段軸徑的確定d21 :最小直徑，是滾動軸承處軸段直徑，d21 =d2min =45mm。d21 =45 mm由本書中的表13-1可見，滾動軸承選取 30209,其尺寸為：d D T B =45mm 85mm 20.75mm 19mm。d22 :低速級小齒輪軸段直

40、徑，根據(jù)低速級小齒輪尺寸確定，d22 =60mm。d22 =60mm計算與說明主要結(jié)果d23 :軸環(huán)直徑，根據(jù)齒輪的軸向定位要求確定，d23=75mm。d24 :高速級大齒輪軸段直徑，根據(jù)低速級大齒輪尺寸確定，d23 =75mm d24 =60mm。d25 :滾動軸承處軸段直徑，同一個軸上安裝的兩個滾動軸承是 同一個型號，所以， d25 = d21 =45mm04.2各軸段長度的確定121 :由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，咕=45mm122 :由低速級小齒輪的輪轂孔寬度B3 =125mm確定，l22 =123mm。123 :軸環(huán)寬度，I23 =10mm。124 :由高速級大齒輪的輪轂

41、孔寬度B2 =80mm確定，I24 =78mm。125 :由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，l25 =45mm4.3細部結(jié)構(gòu)設(shè)計d24 =60mmd25 =45mm121 =45mm122 =123mm123 =10mm124 =78mm125 =45mm由書中的表11-26查出高速級大齒輪與軸之間安裝鍵的尺寸為： b h L = 18mm 11mm 70mm (t=7mm, r=0.3mm);低速級小齒輪 處鍵的尺寸為：b h L = 18mm 11mm 110mm (t=7mm, r=0.3mm)。齒輪的輪轂與軸的配合采用60H 7/ n6 ;滾動軸承與軸采用過盈配合，軸的直徑公差選

42、為 50m6 ；查表9-16,各軸肩處的過渡圓 角半徑見圖1-6,查書中的表9-14,得倒角為C2;參考書中的表6-2, 各軸段的表面粗糙度見圖1-6o圖1-6中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5. 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計低速軸的初步結(jié)構(gòu)如圖1-4所示。5.1各軸段直徑的確定d37 :最小直徑，是安裝聯(lián)軸器的外伸軸段的直徑，d37二d3min二計算與說明65mm。d3i :滾動軸承處的直徑，初選滾動軸承型號30218,查書中表13-1得滾動的軸承尺寸為：d D T B =90mm 160mm 32.5mm 30mm。所以，d31=90mm。 d32 :低速級大齒輪軸段的直徑，d32=100mm。d33 :軸環(huán)的直徑，

43、根據(jù)齒輪的軸向定位要求確定，d33 =120mm。 d34 :過渡軸段的直徑，考慮到擋油環(huán)的軸向定位要求，取d34 =110mm。d35 :滾動軸承處軸段的直徑，同一軸上安裝的兩個滾動軸承是 同一個型號，所以，d35 = d31=90mm。d36 :密封處軸段的直徑，根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，以及密封 圈的尺寸標準（采用粘圈密圭寸）查本書中的表 5-13，得d36=85mm。5.2各軸段長度的確定131 :由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，b1=57mm。132 :由低速級大齒輪的轂孔寬 b4=120mm確定，l32=118mm。133 :軸環(huán)寬度，I33 =10mm。134 :由裝配要求

44、、箱體結(jié)構(gòu)等確定，l34=80mm。135 :由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，l35=55mm。136 :由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配要求等確定，l36=70mm。137 :由聯(lián)軸器轂孔的寬度 d=107mm，b7=105mm。八、軸的校核以中間軸為主，對軸的強度進行校核1.軸的力學模型的建立1.1力的作用點和支撐點位置的確定齒輪嚙合力的作用點位置應在齒輪寬度的中點。中間軸上安裝的是30209軸承，從本書中的表13-1可查得：載 荷作用中心到軸承外端面的距離a =19m m，故可計算出支承點位置 和軸上作用點位置。兩個支承點之間的總跨距L=264mm ;低速級小 齒輪的力作用點C到左支點

45、A的距離L1 =87mm；兩齒輪的力作用點 之間的距離L2=113mm；高速級大齒輪的力作用點 D到右支點B的 距離 L3 =64mm。1.2做軸的受力簡圖初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋；根據(jù)中主要結(jié)果d37 = 65mmd31 =90mm d32 =100mm d33 =120mmd34 =110mmd35 =90mmd36 =85mm131 =57mm132 =118mm133 =10mm134 =80mm135 =55mm136 =70mm137 =105mm計算與說明間軸所受軸向力應該盡可能小的要求，可確定低速級小齒輪為左旋, 低速級大齒輪為右旋。并根據(jù)齒輪傳動的傳動方

46、向，繪制軸的受力 簡圖如圖1-7（a）所示。圖1-7中間軸的力學模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩圖（a）受力圖；（b）垂直面內(nèi)的受力圖；（c）垂直面內(nèi)的彎矩圖；（d）水平面內(nèi)的受力圖；（e）水平面內(nèi)的彎矩圖；（f）合成彎矩圖;（g ）轉(zhuǎn)矩圖；（h）當量彎矩圖；計算與說明2.計算齒輪對軸的作用力2T齒輪2：斤2 nF” =di2 107.029 10379.609N =2692.99Nta nata n20*卩邊=Fn =已尸 2692.99： N -1005.3Ncos Pcos12.839°Fa2 =Fa1 =Ft1tanl： -2692.99 tan 12.839 N =613.76N 齒輪 3

47、： Ft3 =屯=2 " 408.189n=6808.88Nd3119.899Fr3 = Ft3 -a=6808.88 X tan 20. N=2561.533Ncos Pcos14.652Fa3=Ft3tan ： =6808.88 Xn 14.652 N=1780.18N主要結(jié)果Ft2 =2692.99NFr2=1005.3NFa2=613.76NFt3=6808.88NFr3=2561.533NFa3=1780.18N3.計算軸承對軸的支反力3.1垂直面內(nèi)的支反力在xOy平面內(nèi)，根據(jù)圖21-7 (b),由繞支點B的力矩平衡' Mbv =0,得d2d3Frav(L1 L2L

48、3)+Fr2L3 Fa2 2- Fa3 -3 - Fr3(l_2 L3)=022Frav (87+113+64)+1005.3 64+613.76 X 320.513+1780.18 X2119.899,、-2561.533 X 113+64) =0Frav =696.507N解得Frav =696.507N方向向下。由y軸方向的合力Fv =0,可以求出FravF RBV ' FRAV ' Fr 2 - Fr 3 =0Frbv +696.507+1005.3-2561.533=0Frbv =859.726N解得 Frbv =859.726N方向向下。3.2水平面支反力在xOz平

49、面內(nèi)，參看圖21-7 ( d),由繞支點 B的力矩和M BH =0，得Frah(L1 - L2 L3) -Ft2L3 -Ft3(L2 丄3)=0Frah =5127.89NFrah X87+113+64)-2692.99 6X6808.88 X113+64) =0F RAHN,方向向前。由Z軸方向上的合力7 Fh =0,可以求出Frbh計算與說明Ft 2 Ft 3 - FRAH - F RBH - 0rBH =0Frbh =4283.98N,方向向前。3.3計算支承點的總支反力A點的總支反力為Fra =(fRav fRAh )二.(696.5072 5217.892) N=5264.171NB

50、點的總支反力為Frb = t (F RBv F RBH )= J(859.7262 +4283.982) N=4369.395N4.繪制軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖主要結(jié)果Frbh =4283.98NFra=5624.171NFrb=4369.395N4.1垂直面內(nèi)的彎矩圖參看圖1-7(c),在xOy平面內(nèi)，軸在C點截面處的彎矩為：MCV左二-Frav Li 二-696.507 87N *mm =-60596.109N * mm=-696.507 87-1780.18119.899/x2M cv右=-167317.01N mm軸在D點截面處的彎矩：M DV左= -Frbv 沃 L3+Fa2 江號2=-859.726 64+613.76 720.5132=43336.57N mmM DV右二 Frbv L3=-895.726 64=-55022.464N mm4.2水平面內(nèi)的彎矩圖參看圖1-7 (e),在xOyh平面內(nèi)，軸在C點截