設(shè)計加熱爐推料機傳動裝置

課程設(shè)計（論文）題目名稱 設(shè)計加熱爐推料機傳動裝置課程名稱機械設(shè)計課程設(shè)計學(xué)生姓名 學(xué)號 系、專業(yè) 機電工程學(xué)院09機械A(chǔ)指導(dǎo)教師 劉海潮 2012年6月12日機械設(shè)計課程設(shè)計是培養(yǎng)學(xué)生具有設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。機械設(shè)計課程設(shè)計則是機械設(shè)計課程重要的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。通過課程設(shè)計實踐，可以樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設(shè)計課程和有其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識去分析及解決機械設(shè)問題的能力。機械設(shè)計工作，可以分為計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計兩部分，它們是緊密相關(guān)、互相聯(lián)系的。機械設(shè)計完成的圖紙表示的是機械的結(jié)構(gòu)，按圖紙加工出的機器，應(yīng)具有使用者要求的性能。所以，機械設(shè)計和加工者直接接觸的是機械的結(jié)構(gòu)。為了使機械結(jié)構(gòu)具有要求的性能、工作可靠、經(jīng)濟實用，在很多情況下要進行計算。計算做為結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù)，而計算數(shù)據(jù)必須以機械結(jié)構(gòu)為對象，如強度計算必須知道機械的有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸，運動學(xué)計算必須知道機械的機構(gòu)方案，計算結(jié)果對這些部分有重要的指導(dǎo)作用。因此，在機械設(shè)計中結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算常是互相交叉、反復(fù)進行的。目錄第1章設(shè)計任務(wù)書 錯誤!未定義書簽。1.1設(shè)計帶式輸送機的傳動裝置 錯誤!未定義書簽。1.2設(shè)計加熱爐推料機傳動裝置 錯誤!未定義書簽。第2章電動機的選擇 錯誤!未定義書簽。2.1電動機的選擇 錯誤!未定義書簽。2.1.1選擇電動機的類型 錯誤!未定義書簽。2.1.2選擇電動機的容量 錯誤!未定義書簽。2.1.2.1電動機到工作機輸送帶間的總效率為錯誤!未定義書簽。2.1.2.2電動機所需工作功率為 錯誤!未定義書簽。2.1.2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速 錯誤!未定義書簽。第3章傳動比的分配 錯誤!未定義書簽。3.1計算傳動裝置的總傳動比'并分配傳動比 錯誤!未定義書簽。3.1.1總傳動比七為i頊n/n =1430/38=37.6...錯誤!未定義書簽。3.1.2分配傳動比 錯誤!未定義書簽。3.2計算傳動裝置各軸的運動和參數(shù) 錯誤!未定義書簽。3.2.1各軸的轉(zhuǎn)速 錯誤!未定義書簽。3.2.2各軸的輸入功率 錯誤!未定義書簽。3.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 錯誤!未定義書簽。第4章蝸桿蝸輪的設(shè)計計算 錯誤!未定義書簽。4.1選擇蝸桿的類型 錯誤!未定義書簽。4.2選擇材料 錯誤!未定義書簽。4.3按齒面接觸強度設(shè)計 錯誤!未定義書簽。4.3.1確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 錯誤!未定義書簽。4.3.2確定載荷系數(shù) 錯誤!未定義書簽。4.3.3確定彈性影響系數(shù)Ze和Z ? 錯誤!未定義書簽。4.3.4確定許用接觸應(yīng)力[°]H 錯誤!未定義書簽。4.3.5計算中心距 錯誤!未定義書簽。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 錯誤!未定義書簽。4.4.1蝸桿 錯誤!未定義書簽。4.4.2蝸輪 錯誤!未定義書簽。4.5校核齒根彎曲疲勞強度 錯誤!未定義書簽。4.6驗算效率n 錯誤!未定義書簽。第5章齒輪傳動的設(shè)計計算 錯誤!未定義書簽。5.1選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù) 錯誤!未定義書簽。5.2按齒面接觸強度設(shè)計 錯誤!未定義書簽。5.2.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 錯誤!未定義書簽。5.2.2計算 錯誤!未定義書簽。5.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計 錯誤!未定義書簽。5.2.3.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 錯誤!未定義書簽。5.2.3.2設(shè)計計算 錯誤!未定義書簽。5.3幾何尺寸計算 錯誤!未定義書簽。第6章軸的設(shè)計 錯誤!未定義書簽。6.1蝸桿軸 錯誤!未定義書簽。6.1.1求蝸桿軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 錯誤!未定義書簽。6.1.1.1求作用在蝸輪上的力 錯誤!未定義書簽。6.1.1.2初步確定軸的最小直徑 錯誤!未定義書簽。6.1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 錯誤!未定義書簽。6.1.2.1初選軸承 錯誤!未定義書簽。6.1.2.2各軸段直徑的確定 錯誤!未定義書簽。6.1.2.3各軸段長度的確定 錯誤!未定義書簽。6.1.2.4軸上零件的周向定位 錯誤!未定義書簽。6.1.2.5軸上倒角與圓角 錯誤!未定義書簽。6.1.3求軸上的載荷 錯誤!未定義書簽。6.2裝蝸輪的軸（第二根）的設(shè)計 錯誤!未定義書簽。6.2.2初步確定軸的最小直徑 錯誤!未定義書簽。6.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 錯誤!未定義書簽。6.2.3.1確定軸的各段直徑 錯誤!未定義書簽。6.2.3.2各軸段長度的確定 錯誤!未定義書簽。6.2.2.3軸上零件的周向定位 錯誤!未定義書簽。6.2.2.4軸上倒角與圓角 錯誤!未定義書簽。第7章聯(lián)軸器的選擇 錯誤!未定義書簽。第8章角接觸球軸承的選擇與校核 錯誤!未定義書簽。8.1減速器軸承選取 錯誤!未定義書簽。8.2高速級軸承壽命驗算： 錯誤!未定義書簽。第9章鍵的選擇與校核 錯誤!未定義書簽。9.1輸入軸上鍵的選擇及校核 錯誤!未定義書簽。9.2中間軸上鍵的選擇及校核 錯誤!未定義書簽。9.2.1與蝸輪連接的鍵 錯誤!未定義書簽。9.2.2與小齒輪連接的鍵 錯誤!未定義書簽。第10章箱體的設(shè)計 錯誤!未定義書簽。10.1箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計 錯誤!未定義書簽。10.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵，砂型鑄造。 錯誤!未定義書簽。10.3箱體各部分的尺寸 錯誤!未定義書簽。第11章潤滑和密封的設(shè)計 錯誤!未定義書簽。11.1潤滑 錯誤!未定義書簽。11.2密封 錯誤!未定義書簽。11.2.1軸伸出處的密封 錯誤!未定義書簽。11.2.2軸承內(nèi)側(cè)的密封 錯誤!未定義書簽。11.2.3箱蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠。錯誤!未定義書簽。11.3附件的設(shè)計 錯誤!未定義書簽。11.3.1窺視孔蓋和窺視孔 錯誤!未定義書簽。11.3.2排油孔、放油油塞、通氣器、油標 錯誤!未定義書簽。11.3.3吊耳和吊鉤 錯誤!未定義書簽。第12章設(shè)計總結(jié) 錯誤!未定義書簽。第13章參考文獻 錯誤!未定義書簽。第1章設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計帶式輸送機的傳動裝置1.2設(shè)計加熱爐推料機傳動裝置原始數(shù)據(jù)：大齒輪傳遞的功率:Pw=1.1kw大齒輪軸的轉(zhuǎn)速：n=38r/min每日工作時間：T=8h工作年限：a=10（每年300個工作日）（注：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，輸送機大齒輪轉(zhuǎn)速允許誤差為土5%。）設(shè)計工作量：設(shè)計說明書一份加熱爐推料機裝配圖一張（A0）3.零件圖兩張（A2）第2章電動機的選擇2.1電動機的選擇2.1.1選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。2.1.2選擇電動機的容量標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應(yīng)該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。2.1.2.1電動機到工作機輸送帶間的總效率為L=n1、n2、n3、n4分別為聯(lián)軸器、蝸桿蝸輪、軸承、齒輪的傳動效率。查表得"°.99，n2=°?8，n3=°?98'n4=°?98。所以ne=°.99X°.8X°.983X°.98=°.7312.1.2.2電動機所需工作功率為P=%=-!：L=1.505晶d門0.731￡2.1.2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速取齒輪傳動一級減速器傳動比的范圍i「二3?5。取蝸桿渦輪的傳動比i2’=1?6。則總的傳動比i「=i「?i「二3?3°。根據(jù)電動機的類型，容量，轉(zhuǎn)速，要使P廣1.505知，由課程設(shè)計指導(dǎo)書中表可選定電動機型號為Y1°°L1-4型號的電動機；其主要性能如下：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y1°°L1-42.2143°2.22.3第3章傳動比的分配3.1計算傳動裝置的總傳動比七并分配傳動比3.1.1總傳動比七為七=n/n=1430/38=37.63.1.2分配傳動比

為電動機是用聯(lián)軸器與蝸桿相連接的，之前選用了2頭蝸桿的傳動效率，而2頭蝸桿與蝸輪的薦用傳動比在14?30之間，圓柱齒輪的傳動比在2?5之間；在協(xié)調(diào)分配傳動比，一i 37.6…初選圓柱齒輪的傳動比為i=2；則蝸桿蝸輪的傳動比為兀=于=—；；—=18.8。2 i23.2計算傳動裝置各軸的運動和參數(shù)3.2.1各軸的轉(zhuǎn)速I軸:n1=n=1430r/minII軸:n=n列=70.1，II軸:2 i1 18.8 mmm軸:n=n=38^m軸:3.2.2各軸的輸入功率p=p門1=2.18晶p=p?門2?門3=2.18x0.8x0.98=1.708kwp=p?門3?門4=1.64kw3.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出轉(zhuǎn)矩為：…一一p…一一2.2一.—一0=9.55x106，=9.55x106^3_=1.47x104N?mmmI軸：T=T]f1=1.455x104N?mm一一一一P一一一一1.708…一I軸：T=9.55x106xt=9.55x106x =23.3x104N?mm2.P3…… 1.64 ……mi軸：T=9.55x106x—-=9.55x106 —=41.2x104N?mm將上述計算結(jié)果匯總于下表，以備查用：軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(N?mm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i2.21.47X10414301I軸2.181.455X104143018.8I軸1.7082.33X10570.12m軸1.644.12X10538第4章蝸桿蝸輪的設(shè)計計算4.1選擇蝸桿的類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿(ZI)。4.2選擇材料考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用45剛；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45?55HRC；蝸輪選用鑄錫磷青銅(ZCuSn10P1),砂模鑄造；為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵(HT100)制造。4.3按齒面接觸強度設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿蝸輪的設(shè)計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行計算，再校核齒根彎曲疲勞強度。則傳動中心距為a>rKT(^^-P)2

3， 2g]H4.3.1確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩按Z1=2，效率為0.8，則T2=9.55x1。6xP=169963N-mmn24.3.2確定載荷系數(shù)因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數(shù)K^=1.3，由表中選取使用系數(shù)Ka=1.15'由于轉(zhuǎn)速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數(shù)K廣1.05,則K=Kf1?1.?1.05』574-3-3確定彈'性影響系數(shù)數(shù)、和Zp因為選用的是錫磷青銅(ZCuSn10P1)的蝸輪和45剛蝸桿相配，故Ze=16。pMPa；先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值為d1/a=0.35，從圖表中查得Z?=2.9。4.3.4確定許用接觸應(yīng)力E]H根據(jù)蝸輪材料為錫磷青銅(ZCuSn10P1),金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從表中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力Z〕H=268MPao應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60虬"1x70.1x(1。x8x300)=1.009x108'107壽命系數(shù) 、tf00^=0.7490，則kL=KhnkL=0.7490x268=200.74MPa4.3.5計算中心距aN〔KT(^EL^)2=3：1.57x169963x(160*2.9)2mm=112.800mm3 2[a]'3 200.07H取中心距a=125岫因為渲8.8,故從表中選取模數(shù)rn=5rnrn，蝸桿分度圓直徑垢響，這時d1/a=0.4,與假設(shè)相近，從圖表中可查得Z?，=2.75<Zp，因此以上計算結(jié)果可用。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸4.4.1蝸桿軸向齒距Pa=15.7；直徑系數(shù)q=10.00；齒頂圓直徑d=60mm；齒根圓直徑d=38mm；a1 f1z2分度圓導(dǎo)程角Y=arctan工=arctan仍=11.31°；軸向齒厚s2=7.85mm。4.4.2蝸輪蝸輪齒數(shù)：z2=39；變位系數(shù)x2=-0.519.5-18.8驗算傳動比：i廣—=19.5，這時傳動誤差為 188 =3.7%是允許的1 .蝸輪分度圓直徑：d2=mZ2-5x39-195頃蝸輪喉圓直徑：d2=d2+2ha2=195+2x2.5=200mm蝸輪齒根圓直徑：d$=d2+2hf=195-27=168mm蝸輪咽喉母圓半徑：r=a-—d=125—x200=25mmg2 2a2 24.5校核齒根彎曲疲勞強度b=l53KT2yyV[b]FddmcosyFa2PF12z當量齒數(shù)z=—2va39 =41.36cos3y (cos11.31°)3根據(jù)X2=-0.5z^=41.36，從圖表中可查得齒形系數(shù)七泌=2.95y11.31°螺旋系數(shù)靠=1-*T一E=0.9192許用彎曲應(yīng)力[b]F=Ih]fKn從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力叫=56MPa壽命系數(shù)%106 =0.57831.382x108=56x0.5783=32.38MPa1.53KT 1.53x1.57x169963,所以bF= 土Yf2%= x2.95x0.9192=22.709MPa12nbF<[b]F,彎曲強度校核滿足要求。4.6驗算效率nn1=(0.950.9) tanytan(y+中)已知Y=11.31°中=arctanff與相對滑移速度七有關(guān)nnx50x1430 =3.8^/ndn60x1000‘cosy 60x1000x0.9843從表中用插值法查得f=0.0246，中=1.242代入上式得v叫=(0.95~0.96) tany=0.83tan(y+甲)大于原估計值，因此不用重算。第5章齒輪傳動的設(shè)計計算5.1選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù)按第一章的傳動方案圖，選用直齒圓柱齒輪；推料機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10098-88）；由表中選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS；選擇小齒輪的齒數(shù)為20，大齒輪則為3x20=60。5.2按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-9a）進行試算，即d1=2.325.2.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.3，計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩P 1.708KW由表中選取齒寬系數(shù)T=9.55x106—=9.55x106x =2.33x105N-mm，由表中選取齒寬系數(shù)n2 7?！?4廣1，由表中查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa一2，由圖表中按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。hiim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限。hiim2=550MPa；由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為N1=60n1jLh=60x70.1x1x（8x10x300）=1.009x108，大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為由圖中取接觸疲勞壽命系數(shù)N260nJLh=60x38x1x(8x10x300)=0.547x108；七=0.90,七=L0；計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為】％，安全系數(shù)S=1，由公式得”hL="瑚；h臨1=0.9,60°=540MPa,由圖中取接觸疲勞壽命系數(shù)ghL=KhN1|^=氣50=550MPa-5.2.2計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入［a溫中較小值d=2.32JR?M.(耳)2=2.32p3x偵。8x105.口.［竺T=75.93mm1 34u laT \ 1 2 ^577.5)

計算圓周速度V,尸衛(wèi)—=3」4x75.93X70.1=0.2786〃/s頊算齒寬b,60x1000 60000 ', d75.93-—b=4ddit=1x75.93=75.93；計算齒寬與齒高之比b/h,模數(shù)叫=~=—^^~=3.80,齒高1h=2.25=2.25x3.80=8.55mm,b/h=75.55/8.55=8.84；計算載荷系數(shù)，根據(jù)v=0.2786m/s,7級精度，由圖查得動載荷系數(shù)犬^=1.13，直齒輪，Kh=Kf=1,由表查得使用系數(shù)a= aKA=1.25，由表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，火卯=1.427，由b/h==8.84，K^=1.207，查圖得K鄧=1.35，故載荷系數(shù)為K=KA-K"KhKh=1.25x1.13x1x1.427=2.016;按實際的載荷系數(shù)校正所的分度圓直徑，由公式得，d=d—=75.93x.^i016=87.887，計算模數(shù)m，1 13K {1.3tm=《/七=87.887/20=4.39。5.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計由式得彎曲強度的設(shè)計公式為m>3：2竺（）槌Z2”]1d1F5.2.3.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。fe1=500MPa，大齒輪的彎曲強度極限。fe=380MPa'由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K時=0.91,K叫=0.950.91x50014=0.91x50014=325MPa[b]="FN1二FE1F1STOC\o"1-5"\h\z[b]=、n1bfe1=0.95x380=257.86MPaKf2S 1.4 v計算載荷系數(shù)K，K=、?k-K-K=1.25x1.13x1x1.35=1.91；查取齒形系數(shù)，由v Fa 邱表查得YF1=28,Y=2.4；查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表查得Y=1.55，YY YY2.8x1.55 Ys=1.67；計算大、小齒輪的：[并加以比較「1廣1=—325—=0.01335，\o"CurrentDocument"F F1

Fa2注2=2?己=0.01554，大齒輪的數(shù)值大。g」2 257.865.2.3.2設(shè)計計算>_m2—9^7.2x1.91x1.70>_m2—9^7.2x1.91x1.70x1051x202x0.01554=2.93對比計算結(jié)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強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲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，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)4.39并就近圓整為標準值m=5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=87.887mm，算出小齒輪的齒數(shù)氣=m牝18，大齒輪的齒數(shù)％=i2Z1=36。5.3幾何尺寸計算計算分度圓直徑小齒輪的分度圓直徑d1=z1-m=18x5=90mm大齒輪的分度圓直徑d2=z2-m=36x5=180mm；計算中心距大齒輪的分度圓直徑a="1；^2=" =135mm；計算齒輪寬度b=4d-d1=1x90=90mm，取B=95mm，B=90mm。第6章軸的設(shè)計6.1蝸桿軸6.1.1求蝸桿軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由第3章可知p=2.18kw，n=1430，T=1.455x104N-mm。6.1.1.1求作用在蝸輪上的力因已知蝸桿的分度圓直徑為50mm，則,八工廠 2T2x1-455x104切向力F廣了= 50 =584N1軸向力F=F=奚=2乂2.33小5=2389.74Nal nd1952徑向力F]=F2=F2tana=869.79N6.1.1.2初步確定軸的最小直徑先初步校核估算軸的最小直徑，取A。=112』 "P 2.18d.=AfT=112xt'Ma。=12.86mm、1該軸是用聯(lián)軸器與電動機相連的，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KA."，查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka=1.3，則：T=Ka-T=1.3x1.455x104=1.8915x104N-mm按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LX2（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560Nmm，半聯(lián)軸器的孔徑d=32，孔長度L=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。6.1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1.2.1初選軸承初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承軸承;參照工作要求并根據(jù)d1=40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承。型號為30208，其尺寸為dXDXT=40mmX80mmX19.75mm。6.1.2.2各軸段直徑的確定初估軸徑后，句可按軸上零件的安裝順序，從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II為最小端，故該段直徑為32mm°III-IV段安裝軸承，故該段直徑為40mm，為了設(shè)計的需要，考慮安裝密封裝置，設(shè)計II-III段的直徑為35mm°IV-V段軸承的軸向定位，查表選直徑為45mm，取V-VI段直徑為40mm。VI-VII段為蝸桿，直徑是蝸桿的頂圓直徑為60，W-伽直徑和V-VI段一樣為40mm。伽-IX直徑和IV-V一樣，IX-X段是安裝軸承，所以選直徑為40mm。6.1.2.3各軸段長度的確定I-II段安裝聯(lián)軸器，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度可取70mmoII-III段裝端蓋，長為40mm。軸段III-IV的長度為19mm。軸段IV-V裝長度為15mm。V-VI段的長度為30,VI-VII的長度為85mm,W-伽長度與V-VI的長度相同，而伽TX段的長度與IV-V的長度相同，IX-X的長度為25mm。6.1.2.4軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6，聯(lián)軸器與軸采用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為10*8GB1096-2003o6.1.2.5軸上倒角與圓角為保證7208C軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據(jù)標準GB6403.4-1986,軸的左右端倒角均為2*45。6.1.3求軸上的載荷在確定軸承支點位置時，查得30208圓錐滾子軸承的a=16.9mm，因此，做出簡支梁的軸的跨距為192mm，計算得出軸的彎矩和扭矩分別如下：載荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1=FNH2=寸=292F=697.465NF=115.695NNV1 NV2彎矩MMh=28032Nmmv=66956.64NmmM^=11106.64Nmm總彎矩M1=72587.77NmmM2=30152.12Nmm扭矩T3=14550Nmm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度a=0.6，軸的計算應(yīng)力為因為軸單向轉(zhuǎn)動，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取b=ca[M：+(aT3)2 [72587.772+(0.6x14550)2'iW23=、’ ……' 5.85MPa(0.1X503)2前面已選定軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，由表查得［。］=60MPa，因此，g］<［。］，-1 ca-1N=28a3EN^mnN=28a3EN^mnr=8121&N：E 廠了、MfSSSSQN^fipi^*\=E234.15NE=USE9SNE=697,465N.Mr66956.64N^nn撲加 k=llL06,64M^mm■<rffl川NI川IrrnTnTTTrrr^-.M=7￡587,77N^Hn彳由 H=3152.1￡N^mn■^rrfTf THTrnrrTT^所以安全。llllllllllllllllllll:t6.2裝蝸輪的軸（第二根）的設(shè)計6.2.1求作用在蝸輪和齒輪上的力6.2.1求作用在蝸輪和齒輪上的力所以得所以得已知蝸輪的分度圓直徑為d2=mt?七二5X41=205皿,2T以 d22x2.29x105205=2234.15NFa2=F=584NF=Fr2 r1=813.16N；F，=4490.2N,F，=1634.3N。6.2.2初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45岡U，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)公式，取A。=112,于是得P2.29 。d碩=A尸=112x^—L=35.486mm。26.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.2.3.1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑初估軸徑后，句可按軸上零件的安裝順序，從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II段裝軸承，故該段直徑為50mm。為了設(shè)計的需要，考慮軸的軸向定位，設(shè)計II-III段的直徑為55mm。III-IV段為齒輪的軸向定位提供軸肩，根據(jù)計算設(shè)計直徑為62mm°IV-V段安裝齒輪，故該段直徑為56mm，齒輪左端用套筒固定。V-VI段裝套筒和軸承，直徑和I-II段一樣為50mm。W-W段安裝軸承端蓋，采用氈油封，所用直徑為45mm°W-伽安裝小齒輪，故該段直徑為42mm。6.2.3.2各軸段長度的確定I-II段長為軸承的寬度為20mmoII-III加上軸承到箱體的距離加軸間到箱體的距離為12mm,III-IV段為軸間的長度為8mm。IV-V裝齒輪，長為66mm。軸段V-VI的長度為42mm。軸段^-^裝軸承端蓋，長度為30mm。齒輪寬加齒輪間隙為75mm。W-伽段的長度為小齒輪的輪轂的長度為107mmo6.2.2.3軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，渦輪，齒輪與軸選用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號分別為16*10,12*8GB1096-1979,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為56mm和90mm。同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為蘭7；小r6H7齒輪與軸的配合精度為X。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6。k66.2.2.4軸上倒角與圓角為保證7210C軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑分別由具體而定。根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為2*45。第7章聯(lián)軸器的選擇蝸桿軸最小直徑一■矛一d.=.J—i"13mm 取直徑為32mm\ 1查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器：聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩計算 T=KT查表課本14-1，K=1.3，則T=KA-氣=1.3x1.455x104=1.8915x104N-mm啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則TC=1.25x18.915=23.64N-m按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用LX2（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=560N-m，許用最高轉(zhuǎn)速n=6300r/min，半聯(lián)軸器的孔徑d=32，孔長度l=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。第8章角接觸球軸承的選擇與校核8.1減速器軸承選取高速軸選用30208中間軸選用30208減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）內(nèi)徑d外徑D寬度BDaminDbmaxramax高速軸3020840801873751.5中間軸3020840801873751.58.2高速級軸承壽命驗算：1） 預(yù)期壽命要求使用壽命L=10年X300天X8小時=24000小時2） 壽命計算高速軸使用30208型圓錐滾子軸承e=10/3，ft=1，fp=1.2，C廣63.0KN，C°=74.0KN軸頸d=40mm，轉(zhuǎn)速n=1430r/min徑向載荷F=353N，軸向載荷F=2450N確定e的值：F aF aC0r245074000=0.331查表得e=0.8F2450「-a^——=7>e查表得X=0.44，Y=1.295F352由公式得P=f(XF+YF)=1.2*(0.44x352+1.295x2450)=3993Npr a即軸承在受徑向載荷F=352N和軸向載荷F=2450N時的壽命相當于只承受純徑向載荷P=3993N時的壽命根據(jù)公式，有=9117h106 「1x36.8x1000=9117h60X1430[ 3993 )求得的Lh值遠小于預(yù)期壽命，所以這個減速器的低速軸正常使用，工作3.8年要換一次軸承。第9章鍵的選擇與校核在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定，校核公式為：。p=嘉Bp9.1輸入軸上鍵的選擇及校核聯(lián)軸器要求與蝸桿連接。根據(jù)軸徑d=32mm。初選A型平鍵。b=10mm,h=8mm,L=50mm。即：鍵10X8GB/T1096。L=L-b=50-8=42mm.K=0.5h=0.5X7=3.5mm查課本表6-2，得輕微沖擊載荷時，鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力［o］p=100?120MPa。2T2x1.455x104…八。P=dk=35x50x32=519mp〈R］所以鍵的擠壓強度足夠。9.2中間軸上鍵的選擇及校核輸出軸上開有2個鍵槽，與渦輪、齒輪聯(lián)接。9.2.1與蝸輪連接的鍵選擇A型，根據(jù)軸徑d=56mm。查手冊得bXh=16X10,即鍵寬為16，鍵高為10，取標準長度為L=56mm，所以l=L-b=56T6=40mm。k=0.5h=0.5X10=5mm。2Tb=pdlk2x2.304x105……「「=36.7MPa<[b]60x38x5.5 p所以鍵的擠壓強度足夠。9.2.2與小齒輪連接的鍵選擇A型，根據(jù)軸徑d=42mm。查手冊得bXh=12X8,即鍵寬為12，鍵高為8,取標準長度為L=90mm，所以l=L-b=90T2=78mm。k=0.5h=0.5X8=4mm。2Tb=pdlk2x2.29x105睥=34.95MPa<42x78x4所以鍵的擠壓強度足夠。第10章箱體的設(shè)計10.1箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體是一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗公式在裝配草圖的設(shè)計和繪制過程中確定。10.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵，砂型鑄造。10.3箱體各部分的尺寸箱體參數(shù)表1：名稱稱號一級齒輪減速器計算結(jié)果機座壁厚80.04a+3mmN8mm15機蓋壁厚610.85812機座凸緣厚度b1.5812

機蓋凸緣厚度b11.55112機座底凸緣厚度b22.5520地腳螺釘直徑df0.036a+12mm16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df12機座與機蓋連接螺栓直徑d2(0.5~0.6)df8連接螺栓4的間距l(xiāng)150~200mm軸承端螺釘直徑d3(0.4~0.5)df6窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.3~0.4)df5定位銷直徑d(0.7~0.8)d26df、d1、d2至外機壁距離c1見表222,16,13df、d2至緣邊距離c2見表220,11軸承旁凸臺半徑R1c220凸臺高度h根據(jù)低速軸承座外徑確定42外機壁到軸承端面距離l1C]+c2+(5~8)mm48內(nèi)機壁到軸承端面距離l25+c1+c2+(5~8)mm56蝸輪齒頂圓與內(nèi)機壁距離△1N1.2510蝸輪端面與內(nèi)機壁的距離△2N58機座肋厚mmF8557軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+(5~5.5)d3125軸承端蓋凸緣厚度e(廣1.2)d310軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，