帶式運輸機傳動

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1、機械設計課程設計 目 錄 目錄 1 設計任務書 2 第一章 傳動方案的擬定及說明 3 第二章電動機的選擇 4 2.1選擇電動機的類型 5 2.3 選擇電動機的容量 5 2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速 5 第三章計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 3.2 分配傳動比 7 3.2 傳動和動力參數(shù)計算 8 第四章 V帶傳動的設計 9 第五章齒輪的設計計算 10 5.1 齒輪的設計與校核 11 5.2 齒輪各參數(shù)的計算 12 第六章 軸的設計計算 13 6.1 高速軸的設計計算 15 6.2 低速軸的設計計算 17 第七章鍵聯(lián)接的選擇

2、及校核計算 18 7.1 高速軸上鍵的選擇及校核 19 7.2 低速軸上鍵的選擇及校核 19 第八章滾動軸承的選擇及計算 19 8.1 高速軸上軸承的選擇及校核 19 8.2 低速軸上軸承的選擇及校核 20 第九章聯(lián)軸器的選 20 第十章 減速器箱體尺寸的確定 21 10.1 箱體尺寸的設計 22 10.2 箱體各部件結(jié)構(gòu)的設計 22 第十一章設計小結(jié) 23 參考文獻 24 24 1 —電動機 2—Vt傳動 3一斜齒圓柱齒輪減速器 4—聯(lián)軸器 5一帶式運輸機 帶式運輸機傳動裝置的設計（二） 1.設計題目 帶式運輸機傳

3、動裝置，傳動裝置簡圖如下圖所示 （電動機的位置自行確定） （1）帶式運輸機數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力F=1350N 運輸帶工作速度V=1.6m/s 運輸帶滾筒直徑D=260mm （附：運輸帶繞過滾筒的損失通過效率計算，取效 率=0.96） （2）工作條件 兩班制工作，空載啟動，單向、連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷 平穩(wěn)，運輸帶速度允許誤差為（-5%—+5%。 （3）使用期限 工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔 為三年。 （4）生產(chǎn)批量 小批量生產(chǎn). 2 .設計任務 1）選擇電動機型號； 2）確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸； 3）設計減速器； 4）選擇聯(lián)軸器 3 .具體作業(yè)

4、 1）減速器裝配圖一張； 2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）； 3）設計說明書一份 4.數(shù)據(jù)表 F/N 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1450 1500 1500 1600 v /(m/s) 1.6 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6 1.55 1.65 1.7 1.8 D/mm 250 260 270 240 250 260 250 260 280 300 表 第一章傳動方案的擬定及說明 機械裝置總體設計方案通常按照以下設計原則確定： (1)保證機械裝置功能實現(xiàn)的質(zhì)量，要求

5、設計原理正確，實現(xiàn)方法合理，滿 足產(chǎn)品功能品質(zhì)需求。 (2)滿足相關的安全可靠性指標，這些指標應包括在正常工作條件下，對產(chǎn) 品本身既操作者的安全提供保證。 (3)設計產(chǎn)品在工藝上要求加工裝配易于實現(xiàn)，同時具有良好的經(jīng)濟性。我 們要力求簡化設計對象的施工工藝， 是生產(chǎn)過程簡單，周期短，成本低。 (4)在使用維護中，要求設備在較短時間內(nèi)，能完成指定的維護過程，通常 以設備的平均無故障時間和最大檢修時間作為基準維護指標。 (5)技術經(jīng)濟性是以產(chǎn)品的技術價值與經(jīng)濟價值紙幣來衡量， 產(chǎn)品技術含量 高越、價格成本越低，其技術經(jīng)濟性越好。 (6)創(chuàng)新性決定了產(chǎn)品的自由知識產(chǎn)權(quán)含量，是評價設計水平

6、的重要依據(jù)之 一。應按照創(chuàng)新思維方式進行獨創(chuàng)新興的優(yōu)秀設計產(chǎn)品，發(fā)揮主觀能動 性，勇于創(chuàng)新 統(tǒng)計表明,50%勺質(zhì)量事故使設計失誤造成的,60%~70%J產(chǎn)品陳品取決于設 計，機械設計在產(chǎn)品的全壽命周期中起著十分重要的作用。因此，在設計中應 遵循設計原則，把我設計方向是十分重要的. 故傳動方案的擬定及說明如下：由設計任務書可以知道所要設計的帶式運輸機 傳動裝置主要由電動機、帶傳動、閉式齒輪傳動和運輸帶組成。由運輸機滾筒 軸功率先計算出所需要的電動機的功率，從而計算出總的傳動比。因帶傳動和 閉式齒輪傳動都可以起到減速的作用，因此要合理分配傳動比。 先設計帶傳動，接下來最主要的任務就是合理設計

7、減速器。 減速器的設計主 要分為齒輪傳動的設計、軸的設計及校核、軸上零件的選擇、鍵的校核、軸承 的校核等等。減速器齒輪采用硬齒面，由彎曲強度設計，由接觸強度校核。同 一減速器內(nèi)各級大、小齒輪材料最好對應相同，以減少材料牌號和簡化工藝要 求。齒輪傳動的幾何參數(shù)和尺寸應分別進行圓整、標準化或計算，并保留其精 確值。在設計軸時要考慮到其與箱體的配合，合理設計直徑和長度。傳動件、 箱體、軸及軸承蓋的結(jié)構(gòu)布局和主要尺寸通過畫草圖初步確定。要注意各個部 件之間的距離，以免發(fā)生碰撞。在箱體內(nèi)部零件都設計好之后就要計算箱體外 部各零件的尺寸。箱體外部零件的尺寸可根據(jù)已有公式計算得到，在需要選擇 的地方，要

8、注意該零件與其它零件的配合，扳手空間等等。至于減速器上一些 標準件無須計算， 直接查表選取合適的即可。畫出任務中要求的零件圖， 裝配 圖，最后寫出設計書，準備答辯。 第二章 電動機的選擇 2.1 選擇電動機的類型 根據(jù)工作要求選用 Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止 灰塵，鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部之特點，工作環(huán)境溫度不超過 40度，相 對濕度不超過95%,海拔高度不超過1000 m,額定電壓380V,頻率50Hz。 2.2 選擇電動機的容量 電動機所需工作功率為：Pd = Pw 傳動裝置的總效率為“ =33 ? "2 ? "3 ? L 滾動軸承效率（三對） 1

9、=0.99,閉式齒輪彳專動效率 2=0.97,帶傳動效率 3=0.96,聯(lián)軸器效率4=0.99,代入得: n = 0.993 - 0.97 ? 0.96 - 0.99=0.895 工作機需要的輸入功率： FV Pw =一 W 1350 1.6 0.96 =2.25 KW 所需電動機功率為: Pw = 2250 = 2.5 kw 0.895 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率 Ped略大于Pd即可。由Y系列電動機技術數(shù) 據(jù)，選電動機的額定功率Ped為3kW。 2.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 已知滾筒軸工作轉(zhuǎn)速nw =117.6 r/min。 4

10、? ... . . .. . . 一般帶傳動的傳動比八=2~4, 一級圓柱齒輪減速器傳動比i2 5,即為2~5, 則總傳動比的范圍為i=4~20,故電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為：nd = inw=(4~20)M 117.6 r/min=470.4~2352 r/min,符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750 r/min、1000 r/min、 1500 r/min o選定電動機型號為 同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn) 速 750/710 1000/960 1600/1420 Y132S-6。 方案 電動機型號 額定功率 1 Y132M-8 3KW 2 Y132S-6 3KW 3 Y100

11、L2-4 3KW 三種方案中，經(jīng)過各種條件的對比，選定電動機型號為 第三章計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.1 分配傳動比 ⑴總傳動比i=n^ =典=8.2 i nw 117.6 (2)分配傳動裝置各級傳動比、 取帶的傳動比為i1 =3,則閉式齒輪的傳動比i2為: i2=- = 8.2 =2.7 i1 3 3.2 傳動和動力參數(shù)計算 電動機軸： Pd = 2.5 kW n = nm= 960 r/min D” 2.5 Td = 9550—=9550 ——=24.87N - m nd 960 1軸（高速軸）： P產(chǎn) Pd 3= 2.4K W n 960 n1

12、=— = =320 r/min ii 3 Ti = Td 3 i1=71.63N - m 2軸（低速軸） 2 P2=r i 2 = 2.3W ni 320 , n 2 = — = r/min = 118.5r/min i2 2.7 T2= T； 12 2i2 =185.35N - m 3 （滾筒軸） P3=P2 3=2.25KW n 2 = n1 = 118.5 r/min i2 T2=工 n12 n2 i2 =181.33N - m 根據(jù)以上計算列表如下： 各個軸的運動和動力參數(shù) 功率p/kw 轉(zhuǎn)矩T/N.m 轉(zhuǎn)速 傳動比 效率 軸名 輸入

13、輸出 輸入 輸出 n/(r/min) i n 電動機軸 2.5 24.87 960 3 0.96 高速軸 2.4 2.376 71.63 70.91 320 2.7 0.96 低速軸 2.3 2.28 185.35 183.5 118.5 1 0.98 滾筒軸 2.25 2.23 181.3 179.5 118.5 表二 第四章 V帶傳動的設計 先假設選取普通 V帶：根據(jù)電動機的轉(zhuǎn)速 n=960r/min,高速軸的轉(zhuǎn)速 n=320r/min,高速軸的輸入功率 P=2.5kw,兩班制工作，每天工作19.7

14、3個小時， 載荷平穩(wěn)。故，對普通 V帶的設計如下： (1)求計算功率PC 查表得工作情況系數(shù)：Ka -1.3 V帶的功率：PC = KA x p =1.3父2.5 =3.25KW (2)選V帶型號 根據(jù)PC=3.25KW, n =960r/min根據(jù)課本查此坐標位于 A型區(qū)域，故選用 A型普通V帶 (3)大，小帶輪基準直徑d2、d1 , d1應不小于75mm 現(xiàn)取di=100 mm,取V帶的滑動率8=0.02 則d2 」？d1(1 - ；) n1 _ 960 100(1 -0.02)mm u 294mm 320 M d2 = 300mm (4)驗算帶速V: 二 d

15、〔 n 60 1000 3.14 100 960 60 1000 = 5.03m/s 帶速在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 (5)求V帶的基準長度Ld和中心距a 初步選取中心距： a0=1.5( d1+d2)=1.5 (100+300) mm=600mm 現(xiàn)取 a0=600mm 符合：0.7( d1 +d2) < a0 <2( d1 +d2) 0. 7(100+300) < ao<2X (100+300) 所以有：280m麗 a0 < 800mm 故現(xiàn)取a0=600mm^適 則計算V帶的長度： 2 L=2a + —(di d2)(d2 -dl) 2 4a

16、 =1200+628.3+16.67mm =1845mm 根據(jù)課本表13-2取Ld =2000mm 則實際中心距：a =a。 Ld -。0 =600 77.5mm = 677.5mm 2 (6)驗算小帶輪包角四 o d2 -d1 o o 300 -100 o o a1 =180 - 2 1 57.3 =180 - 57.3 =160.9 120 a 677.5 合理 (7)求V帶的根數(shù)Z 由表(13-3)取單根V帶的基本額定功率：Pv=0.96kw 的傳動 比 i =-d2——= 300 =3.06 d1 1 -； 100 1 -0.02 由表(13-5)取單根V帶

17、額定功率的增量△ Pv=0.11KW 根據(jù)課本表(13-7)得Ka =0.95 根據(jù)課本表(13-2) KL=1.01 所以，Z= PC = 3^5 =3.2 F0 P0 K：,Kl 0.96 0.11 0.95 1.01 選取帶的根數(shù)為Z=4 (8)作用在帶輪軸上的壓力Fq 由表 13-1 得 q=0.1kg/m 單根普通V帶的初拉力： 匚 500"2.5 個 2 F0 = ——(- -1) qv 500 3.25 / 2.5 八 (——-1) 4 5.03 0.95 2 0.1 5.032N =128.2N Zv K ot 作用在軸上的壓力FQ

18、 : FQ=2 ZF0sin — =2 4 128.2sin "09-N =1011.4N 2 2 第五章齒輪的設計計算 5.1 齒輪的設計與校核 已知齒輪為斜齒圓柱齒輪，傳動比為 i =2.7,傳遞功率 P=2.4 kW, n1=320r/min。 (1)選擇材料及確定許用應力 小齒輪采用20CrMnTi滲碳淬火,齒面硬度為 56-62 HRC,

19、 Sh=1; 由表 11-4取Zh =2.5, Ze=189.8; 則 t-F1 = tF2 ]=—FE1= 竺0 MPa =680 MPa； SF 1.25 4Hl = M2Hlin1 = 1500 MPa =1500MPa； Sh 1 (2)按輪齒彎曲強度設計計算 設齒輪按8級精度制造。取載荷系數(shù) K=1.2,齒寬系數(shù)Gd=0.6 2 4 , 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩： Ti =9.55父106 M—— N - mm =71.63黑104 N - m, 320 初選螺旋角二12 取乙二20, z2=20x2.7 = 54; 則實際傳動比i=54=2.7; 20 查表 1

20、1-8得YFai=2.88, YFa2=2.33； 查表 11-9 得Ysr=1.56, Ysa2=1.70; YFalYSal F 2.88 1.56 680 =0.0066; YFa2YSa2 2.33 1.70 680 =0.0058; YFa1YSa1 YFa2YSa2 小匕21 故應對小齒輪進行彎曲強度計算。 m > 3 2 2KT1 YFaJYSal 3COS12?=,2 乂122 7.1263_父 0.0066mm 3COS12。 j：，dZ12 bF1 1 : 0.6 202 =1.65mm; 由表4-1取m=3mm； 中心矩： a= m

21、(z1+z2) =113.5mm ;取圓整 a=115mm 2COS12 確定螺旋角 ：二 arccosmz—出 : arccos320-54) =15.16 2a 2*115 分度圓直徑： d1 =m z =61.34mm; COS15.16 齒寬：b=：>dd1=0.6 61.34mm=36.8mm; 取 b2 =40mm, b1=48mm; (3)驗算齒面接觸強度 2KT1 u 1 bzd； u =189.8 2.5 2 1.2 7.1364 2.7 1 40 482 2.7 = 745.32MPa < t H1 1 安全。 (4)齒輪的圓周速度

22、  二 61.34 320 60 1000 60 1000 = 1.03m/s 查表得8級精度加工時要求圓周速度v<6m/s ,則設計合宜 5.2 齒輪各參數(shù)的計算 乙=20,z2 = 54, m = 3mm,a = 115mm, ： -15.16 分度圓直徑：d1 = m4 =61.34mm,d2 = 165.62mm * 齒頂局：ha =ha m =1 3 = 3mm * 齒根局：hf = ha c m = 1.25 3 = 3.75mm * 頂隙. c =c m = 0.25m = 0.75mm 全齒高：h = ha hf = 3 3.75 = 6.75

23、mm 齒頂圓直徑: 齒根圓直徑: da1 =d1 2ha =61.34 2 3 = 67.34mm da2 =d2 2ha =165.62 2 3 = 171.62mm a2 2 a df1 =d1 -2hf =61.34-2 3.75-53.84mm df2 =d2 -2hf =165.62 -2 3.75 = 158.12mm 基圓直徑：db1 =d1cos15.16 = 59.2mm db2 =d2 cos15.16 = 159.8mm 齒距：p=二 m = 9.4mm 齒厚，齒槽寬：s=e=- =4.7mm 2 第六章軸的計設計算 6.1 高速軸的設計計算

24、 1 .因小齒輪的的直徑較小，故設計高速軸為齒輪軸 計算軸的最小直徑： 高速軸用45#鋼調(diào)質(zhì)處理，取C=110; P =2.4kW,n =320r/min,T =71.63N m d1 "二1103藍 =21.5mm 設計該軸為單鍵軸，考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸徑加大 5%, d1 _21.5 1 5% mm = 22.57mm 取 d1 =25mm ； 2、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，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定， 兩軸承分別以軸肩定位，則采用過渡 配合固定。

25、(2)確定軸各段直徑和長度(均為估算) I段：d1=25mm 長度取 L1=50mm .? h=2c c=1.5mm n 段:d2=d1+2h=24+2X 2 義 1.5=30mm 初選用7307Ac型角接觸球軸承，其寬度為21 mm; 則 d3=35mm; 通過密封蓋的軸段長度應根據(jù)密封蓋的寬度而定，取為 55mm. 其他各部分尺寸如圖:6-1 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L=107mm (3)按彎矩復合強度計算 求分度圓直徑：已知 d1=25mm 轉(zhuǎn)矩：T1=71.63N m； 2T1 2 71.631八 圓周力：Ft = = KN = 5.7KN ； d

26、1 25 1 徑向力：Fr = Ft tan ? - cos - _ _ 1 = 5.7Mtan20 = 2.15KN ； cos15.16 下圖中L=87mm,da =40mm。圖中a點為齒輪沿軸長方向的中點。 6-2 高速軸的彎矩圖 1）垂直面的支承反力 （圖 b) F1V Fr L-F 2 a da 107 2150 - 107 2 =1075N F2V =Fr-Fiv =（2150-1075）N =1075N 2）水平面的支承反力（圖c） Ft 5700 F1H =F2H L = =2850N 2 2 3）繪垂直面的彎矩圖（

27、圖b） M aV - F2V L =1075 2 107 10 =57.5N m 一, L M aV = F1V - =1075 2 2 107 10’ 57.5N m 4）繪水平面的彎矩圖（圖c） MaH = F1H L =2850 2 3 107 10 =152.5N m 5）求合成彎矩Ma （圖d） M a = . M 2V M 2H = 57.52 152.52 = 162.9N m Ma M 2H = 57.52 152.52 =162.9N m 6）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（圖e） da 42 10“ T = Ft a =5

28、700 =1 1 9N7 m 2 2 7）求危險截面的當量彎矩 從圖可知a截面最危險，其當量彎矩為： 9 2- 一 Me = vM； +QT ）取a =0.6, Me = VMa +（aT 2 =V162.92 +（0.6^119.7 2 =178N m 8）計算危險截面處軸的直徑 軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得強度極限oB=650MPa,許用彎曲應 力b*】=65MPa ,則 d-30.1MeJ3 一 _ 一 3 83.8 103 0.1 65 = 165.5 > 23.7mm經(jīng)校核得知該軸的設計  是合理 6.2低速軸的設計計算 1 .計

29、算軸的最小直徑： 低速軸用45#鋼調(diào)質(zhì)處理，取C=110; P =2..3kW,n =118.5r/min,T =185.35N m di _C3 P =110 3 2.3 1 118.5 =29.6mm 考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸徑加大 5%, d2 -29.6 1 5% mm = 31.08mm 取 d2 =35mm ； 2、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，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定， 兩軸承分別以軸肩定位，則采用過渡配 合固定。 (2)確定軸各段直徑和長度(均為估算

30、) I段：d1=35mm 長度取 L1=65mm .? h=2c c=1.5mm n 段:d2=d1+2h=35+2X 2 義 1.5=41mm 初選用7309Ac型角接觸球軸承，其寬度為25mm; 則 d3=45mm; 通過密封蓋的軸段長度應根據(jù)密封蓋的寬度而定，取為 55mm.，其他各部分 尺寸如圖：6-3 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L=111mm (3) 按彎矩復合強度計算：求分度圓直徑：已知d2=200mm轉(zhuǎn)矩： T2 = 25595N mm; 圓周力：Ft號=21署N=2560N; 1 1 .. 徑向力：Fr =Fttana——-=2560 tan

31、20 = 931.8N ； cos : cos15 下圖中L=111mm, da =50mm。圖中a點為齒輪沿軸長方向的中點。 圖6-4 低速軸的彎矩圖 1）垂直面的支承反力（圖b） F1V F .L -F .da 2 2 L F1H 區(qū) 2560 2 一 2 u1280N 111 931.8 2- =4

32、65.9N 111 F2V =Fr -F1V =931.8 -465.9 = 465.9N 2）水平面的支承反力（圖c） 3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） L 111 10 MaV =F2V — =465.9 = 25.9N m 2 2 L 111 10’ Mav =Fw —= 465.9 =25.9N m 2 2 4）繪水平面的彎矩圖（圖c） L 111 10 M aH = F1H 上=1280 =71.0N m 2 2 5）求合成彎矩Ma （圖d） M a = . M 2V M 2H =? 25.92 712 = 75.6N m Ma = M

33、a： M 2H = -25.92 712 = 75.6N m 6）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（圖e） da 50 10 工 T =Ft - =2560 = 64N m 2 2 7）求危險截面的當量彎矩從圖可知 a截面最危險，其當量彎矩為： Me = v：M； +（UT 2 取0f =0.6, M e = ., M 2 : T 2 = . 75.62 0.6 64 2 = 84.8N m 8）計算危險截面處軸的直徑 軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得許用彎曲應力： k_J=65MPa,則 d芝3pMe力-3月.8父103 = 23.5mm 經(jīng)校核得知該軸的設計是合理的。 0.1J

34、bJ0.1 65 第七章鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 鍵均采用鋼，查得鍵的許用靜載荷擠壓應力為 bP】=125~150MPa 7.1 高速軸上鍵的選擇及校核 對高速軸上的鍵選擇及校核：先選擇： 選擇鍵白寬度b=8mm高度h=7mm長度L=40mm 已知軸的直徑d=24mm傳遞白^轉(zhuǎn)矩 T=71.63N? 3 4T 4 71.63 10 校核：tip = = =53.3MPa E bp 1, 此鍵女全。 dhl 24 7 40-8 7.2 低速軸上鍵的選擇及校核 (1)軸與齒輪的連接 選擇鍵白寬度b=14mm高度h=9mm長度L=40mm 已知軸的直徑d=50mm傳遞白^轉(zhuǎn)

35、矩 T=185.35N- m 4T 4 185.35 103 校核： pp =——= =63.4MPa E hP」， 女全。 dhl 50 9 40-14 (2)軸與聯(lián)軸器的連接 選擇鍵白寬度b=10mm高度h=8mm長度L=56mm 已知軸的直徑d=35mm傳遞白^轉(zhuǎn)矩 T=185.35N- m 3 4T 4 185.35 10 校核： % =—— = =55.2MPa M bP」， 女全。 dhl 35 8 56-8 第八章滾動軸承的選擇及計算 8.1 高速軸上軸承的選擇及校核 (1)因軸的直徑為25mm故選用6206深溝球軸承； 根據(jù)已知條件知軸承的預

36、計壽命為： 10x300x12 =36000 小時 由前面校核軸的計算知道兩軸承所受的水平面和垂直面內(nèi)的力分別為： Fw =465.9N,F2V =465.9N,F1h = F2H =1280N ,則軸承徑向載荷為: Fr1 = . F?！狥1； = 465.92 12802 =1362N Fr2 = F2V F1H = 465.92 12802 =1362N n=320r/min ,載荷平穩(wěn)。 (2)計算軸承1、2的當量動載荷 查表得 X1 =X2 =1，Y =Y2 =0 故當量動載荷為 P1 =X1Fr1 YFa1 =1 1362 0 926.2 -1362N P2

37、= X2Fr2 Y2Fa2 =1 1362 0 926.2 = 1362N (3)計算軸承的壽命： 由表16-8取1 =1,由表16-9取fp =1.2,由手冊得Cr =32.8KN ,則軸承 的壽命: h二工 60 320 3 、3 32.8 父103 h = 420964h >36000h [1.2 父 1362 J 預期壽命足夠 8.2低速軸上軸承的選擇及校核 (1)因軸的直徑為35mm故選用6207深溝球軸承； 根據(jù)已知條件知軸承的預計壽命為：10x300x12 =36000小時 由前面校核軸的計算知道兩軸承所受的水平面和垂直面內(nèi)的力分別為: Fiv =F

38、2V =465.9N,Fih =F2H =1280N ,則軸承徑向載荷為： FM =；F1V FiH = 465.92 12802 =1362.2N Fr2 = . F2V F1H = . 465.92 12802 = 1362.2N n =1118.5r/min ,載荷平穩(wěn)。 (2)計算軸承1、2的當量動載荷 查表得 X1 - X 2 - 1,Y1 - Y2 - 0 故當量動載荷為 P1 =X1Fr1 Y1Fa1 =1 1362.2 0 926.3N =1362.2N P2 =X2Fr2 Y2Fa2 =1 1362.2 0 926.3N =1362.2N (3)計算軸承的

39、壽命：由表16-8取ft =1 ,由表16-9取fp =1.2,由手冊得 L h 106 60 118.5 Cr = 47.5KN ,則軸承的壽命: h = 3450999h>36000h 47.5x103 J.2 x 1362.2 , 預期壽命足夠 第九章聯(lián)軸器的選擇 已知低速軸的功率為 P=2.3kW 轉(zhuǎn)速n=118.5r/min ,轉(zhuǎn)矩T=185.35Nm 為了緩和沖擊和減輕振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 由課本表17-1得工作情況系數(shù)為：Ka =1.5,故計算轉(zhuǎn)矩為： TC =KaT=1.5 185.35 = 278N m 根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩及電動機軸直徑和減速器輸

40、入軸的直徑查設計手冊， 選取彈性 柱銷聯(lián)軸器LX2,公稱轉(zhuǎn)矩為560N/m材料為鋼時，許用轉(zhuǎn)速為6300r/min ,軸孔 直徑30-35mm合適。 第十章減速器箱體尺寸及結(jié)構(gòu)的確定 10.1 箱體尺寸的設計 箱座壁厚：6 = 0.025a+128mm 取a=10mm 箱蓋壁厚：61 = 0.02a+1 >8mm 取 51 =10mm 箱座凸緣厚度： b =1.5。=1.5 10 =15mm 箱蓋凸緣厚度：b1 -1.5 1 -1.5 10-15mm 箱座底凸緣厚度：b2 =25： =2.5 10 = 25mm 地腳螺栓直徑：df = 0.036a 12 =0.036 115

41、12 = 16.1mm M d f = 16mm 地腳螺栓數(shù)目：由a<250mm,f以取n = 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑： d1 =0.75df =0.75 16 -12mm d1 -12mm 取1 =8mm 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑：d2=0.5df=8mm 取標準系列為d2 聯(lián)接螺栓d2的間距：L=180mm; 軸承端蓋螺栓直徑：d3 = 6.4mm 3 窺視孔蓋螺釘直徑：d4=0.3df u0.3 16mm 4.8mm 定位銷直徑：d =0.8d2 =0.8 8mm = 6.4mm 螺栓扳手空間與凸緣寬度 安裝螺栓直徑 dx M8 M12 至外壁箱距離

42、c1 min 13 18 至凸緣邊距離 C2min 11 16 沉頭座直徑 D cmin 20 26 凸臺高度：h=47mm; 大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離： 4 >1.26 取4 =12mm 齒輪端面與內(nèi)壁距離：△2As 取A2=10mm 箱蓋箱座肋厚： m1 : 0.85 1 = 8.5mm, m ： 0.85 = 8.5mm 軸承端蓋外徑: D21 -D1 5 ~ 5.5 d3 -62 32-94mm D22 = D2 5~ 5.5 d3 =80 32 -112mm 10.2 箱體各部件結(jié)構(gòu)的設計 箱體 減速器箱體是支承軸系部件，保證傳動零件正確嚙合

43、，良好潤滑和密封的基 礎零件，應具有足夠的強度和剛度。因任務要求無鑄造設備，所以箱體采用鍛造 加工。為保證減速器支承剛度，箱體軸承座應有足夠厚度，并設置加強肋。軸承 旁聯(lián)接螺栓凸臺有利于提高軸承座孔的聯(lián)接剛度， 凸臺高度由聯(lián)接螺栓的扳手空 間決定。箱座與箱蓋聯(lián)接凸緣要有一定厚度，以保證箱座與箱蓋聯(lián)接剛度，箱體 剖分面要加工平整。箱體內(nèi)的浸油高度為一個齒高，為避免傳動零件轉(zhuǎn)動時將沉 積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于 30 — 50mm在本次設計中設計其距離為 30mm 軸承密封 對有軸穿出的軸承蓋與軸之間應有密封件， 以防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨缁覊m、 水分滲

44、入，保證軸承的正常工作，所選軸承在已知工作條件下均采用油潤滑。 觀察孔 減速器安裝完畢以后，為檢查箱體內(nèi)傳動零件的嚙合與潤滑情況和向箱體 內(nèi)加潤滑油，須在傳動件上方設置觀察孔，在允許條件下，觀察孔應設計的大些。 通氣器 通氣器安裝在觀察孔蓋上。采用帶有過濾網(wǎng)的通氣器，以避免箱體外灰塵、 雜物吸入箱內(nèi)影響潤滑。 起吊裝置 為方便拆卸，箱體一定要有起吊裝置。本設計選用在箱蓋上加裝吊環(huán)。 第十一章設計小結(jié) 通過本次機械設計課程設計，我近一步加深了對機械知識的認識，自己有 了很大的提高，感覺進步了很多，在設計過程中得到了老師和同學的極大幫助， 不僅學習到了很多機械方面的東西，也加深

45、了師生之間的交流。 主要感覺搞機械設計比較難，要花費大量的時間和精力，在設計過程中遇 到了很多的難題，但通過查資料和問同學老師都一一解決了。 從而真正認識到了 自己的不足，才有真正的進步和提高。剛開始設計時對一切都很迷茫， 感覺什么 都不會，沒有合理利用時間，但是后來開始努力設計，每天不停的工作，最后提 前完成了任務，感覺還是有一些成就感的。 總的來說設計是一項很辛苦的工作，這次設計不僅鍛煉了自己的耐心，而 且鍛煉了自己的意志力，只要一步一步的做下去你可以發(fā)現(xiàn)其實機械設計并不是 想象中的那么可怕，最重要的是態(tài)度要認真，要不斷的堅持！ 整個設計過程可以 說是受益匪淺，對減速裝置有了更加深入的了解，對以后學習和工作幫助很大， 最后還要感謝在設計過程中給予我很大幫助的老師和其他一些同學，謝謝你們！ 參考文獻 [1]王之爍 王大康主編《機械設計綜合教程設計》。機械工業(yè)出版社 [2]楊可楨，程光蘊，李仲生編著。機械設計基礎（第五版）。高等教育出版社