设计链式输送机传动装置.pdf

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1、-第一章第一章机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书1.1 设计题目： 设计链式输送机传动装置1.2 条件：1.输送链牵引力F=4.5 kN ;2.输送链速度v=1.6 m/s允许输送带速度误差为 5% ；3.输送链轮齿数z=15 ；4.输送链节距p=80 mm；5.工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；6.使用期限：20 年；7.生产批量：20 台；8.生产条件：中等规模机械厂，可加工6-8 级精度齿轮和 7-8 级精度蜗轮；9.动力来源：电力，三相交流，电压380 伏；10检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。验收方式：1减速器装配图； 使用 A

2、utoCAD 绘制并打印为 A1 号图纸2绘制主传动轴、齿轮图纸各1X；3设计说明书 1 份。第二章第二章 前言前言2.1 分析和拟定传动方案：机器通常由原动机、 传动装置和工作装置三局部组成。 传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要， 是机器的重要组成局部。 传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和本钱。满足工作装置的需要是拟定传动方案的根本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现， 这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较， 从而选择出最符合实际情况的一种方案。 合理的传动方案除了满足工作装置的功能外， 还要求构造简单、制造方便、

3、本钱低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案， 除了应综合考虑工作装置的载荷、 运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点， 以便选择一个适宜的传动机构。 众所周知，齿轮传动的传动装置由电动机、减速器、链传动三局部组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四局部组成。所以， 如果要设计输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成局部， 下面我们将一一进展选择。2.2 方案优缺点分析1.在高速端应用圆锥齿轮，可以减小锥齿轮的尺寸，减小其模数，降低加工难度。2.在输出端，即低速端采用链传动，因为链传动的瞬时传动比是变化的，引起速度波动和动载荷，故不适宜高速运转。3.在高速输入端应

4、用联轴器，构造紧凑，但启动电动机时，增大了电动机的负荷，因此，只能用于小功率的传动。4.圆锥齿轮端，可能由于两锥齿轮尺寸过小，不能很好的利用润滑油。第三章电动机的选择与传动比的分配第三章电动机的选择与传动比的分配电动机是常用的原动机，具体构造简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和构造形式、 容量和转速、确定具体型号。按工作要求和条-.-word 资料-.件选取 Y 系列一般用途的全封闭三相异步电动机。3.1 电动机的选择计算：输送链链轮的节圆直径 d/mmd=P/sin(180/z)=385mm工作机的有效功率为： pw=FwVw/=4.5*1.6/0.95

5、=7.243kw从电动机到工作机间的总效率为：=12345678=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877式中，1 为联轴器效率 0.99，2 为锥齿轮效率7 级0.97，3 圆柱齿轮的效率7 级0.98，4567 为角接触球轴承的效率 0.99，8 滚子链传动效率 0.96。pw所以，电动机所需工作功率为pd =7.243/0.877= 8.3KW选择电动机的类型 ：电动机额定功率 pd pm因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小。由此选择电动机型号：Y160M1-2电动机额定功率 pm=4kN,满载转速 nm=1440r/min

6、工作机转速 nw=60*V/(*d)=79.370r/min电 动 机 型号Y160M1-2选取 B3 安装方式3.2 计算传动装置的总传动比总传动比额定功率11kw满载转速2930r/min起动转矩2 Nm最大转矩2.3 Nmi并分配传动比 ：i：按表 3-2 推荐的链传动比6。取链传动的传动比为4.6，那么整个减速器的传动比为 ：I 总=nm/nw=2930/79.370=36.916i=I 总/4.6=8.025分配传动比：i=i1i2i1=2.5=3.2高速级圆锥齿轮传动：中间级圆柱齿轮传动比：i23.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ：各轴的转速 ：轴:n1=2930 r/min

7、轴:n2=2930/2.5=1172r/min轴:n3=1172/3.2=366.25 r/min链轮的转速：n4=79.370 r/min.v.各轴的输入功率 ：轴:p1=pd*1=11*0.99=10.89kw轴:p2= p1*2 *4=10.890.970.99=10.458kw轴:p3= p2*3*5=10.4580.980.99=10.146kw各轴的输入转矩 ：电动机轴的输出转矩：Td=9.5510 11/2930=35853.242N.m轴:T1=9550*p1/n1=35.495Nm轴:T2=9550*p2/n2=85.217Nm轴:T3=9550*p3/n3=264.558N

8、m6第四章第四章链传动的设计计算链传动的设计计算4.1 由 3.2 知链传动速比：i=4.5输入功率：p=3.689KW选小链轮齿数 z1=17。大链轮齿数 z2=iz1=4.517=76，z2120，适宜。4.2 确定计算功率 :链传开工作时有轻微振动，由表9-6 选 kA =1.0，设计为双排链取 kP=1.75,由主动链轮齿数 Z=17，查主动链轮齿数系数图9-13，取 kZ=1.55 计算功率为 :Pca=p3kAkZ/kP=1.01.553.689/1.75kW=3.27kW4.3 确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数 Lp由计算功率 Pca 和主动链轮转速 n3=128.

9、571r/min， 查图 9-11， 选用链条型号为:16A， 由表 9-1，确定链条节距 p=25.4mm。初定中心距a0=(3050)p=7201270，取a0=1000。=78.7+46.5+2.8=128取 Lp =128 节(取偶数)。链传动的最大中心距为a=f1p2Lp-(z1+z2)由(Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88查表 9-7，得 f1=0.24312.a=0.2431225.4(2128-93)=1006.57mm4.4 求作用在轴上的力 :平均链速 :v=z1n3p/601000=17128.57125.4/60000=0.925m

10、/s工作拉力:F=1000P/v=10003.689/0.925=3988.2N工作时有轻微冲击，取压轴力系数: KFP=1.15 轴上的压力 :Fp=KFPF =1.153988.2N=4586.3N4.5 选择润滑方式 :根据链速 v=0.925m/s，链节距 p=25.4mm，链传动选择滴油润滑方式。设计结果：滚子链型号16A -2128GB1243.1-83，链轮齿数 z1=17，z2=76，中心距.v.a=1006.57mm，压轴力 Fp =5502.4N。第五章第五章齿轮的设计计算齿轮的设计计算齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式， 其传动的主要优点是： 传递的功率大、 速度范围广

11、、效率高、工作可靠、寿命长、构造紧凑、能保证传动比恒定，齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个根本要求进展的。5.1 圆柱直齿轮的设计5.1.1 选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 :由表得：选择小齿轮材料40Cr 钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45 钢，调质处理，硬度 240HBS，精度 7 级。取 Z1=19，i=3.5,Z2=Z1i=193.5=66.5,取 Z2=675.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 :计算公式：d1t2.32*3 ZE KtT1(U 1)2UdH12T1=80.7Nm 试选 Kt为 1.3ZE查表 10-6 得ZE=189.8mpa由图 10-21d

12、 按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限H lim1=600mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2=550mpa由式 10-13 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.9610N2= N1/4=3.0910查图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95，KHN2=0.98计算接触疲劳许用应力 :取失效概率为 1%，平安系数 S=1，由式 10-12 得 :1=88HKHS1lim10.95600=570MpaSH2=KHN2lim20.98550=539 MpaS取H为537.25 Mpa试算小齿轮分度圆直径 d1t:d1t2.32

13、*3 ZE KtT1(U 1)=59.624mm2UdH计算圆周速度 V :.v.V=d1tn160100059.62410701436010000.335m/s计算齿宽 B：B=d* d1t=0.9*59.624=53.6616mm计算齿宽与齿高之比：模数：mn= d1t/z1=3.138齿高：h=2.25 mn=7.061mmb/h=7.60算载荷系数 :根据 v 、7 级精度 由图可得动载系数KV=1.1。直齿轮KH =KH =1.0查表得使用系数KA=1.25，K KAKvKK=1.866按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a 得 :d1 d1t3K69.58mmKT计

14、算模数 mn:5.1.3 按齿根弯曲强度设计由式 10-5 得弯曲强度的设计公式是m 32KT1YFaYSa2dz1F由图 10-30c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380mpa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82KFN 2=0.85;计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳平安系数 S=1.4，由式 10-12a 得 :F1KFN1FN1S292.86MpaF1KFN2FN2S计算载荷系数 K :238.86MpaK KAKVKFKF1.251.0511.3=1.706查取齿形系数 :.v.由表 10-5 得YFa12.85，Y

15、Fa22.22查取应力校正系数 :由表 10-5 查得YSa11.54YSa21.77计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较 :YFa1YSa1F10.01498YFa2YSa2F20.01645由上只大齿轮的数值大设计计算 mn :mn32KT1Ycos2YFaYSa=2.392dz1aF按圆柱直齿轮的标准将模数mn圆整为 2.5z1d1 67.077/2.5 26.827z24.227=113m5.1.4 几何尺寸计算 :计算中心距 a :a=d1+d2/2=175mm计算分度圆直径d1=z1 mn=67.5mmd2 =z2 mn =282.5mm计算齿轮宽度：b=dd1=60.75mm取

16、小齿轮宽度 B1=60mm，取大齿轮宽度 B2=65mm。5.2 锥齿轮5.2.1 选择材料热处理齿轮精度等级和齿数由表得：选择小齿轮材料40Cr 钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45 钢，调质处理，硬度 240HBS，精度 8 级。选取齿数：Z1=24，i=3.2,Z2=Z1i=243.2=76.8 取 Z2=775.2.2 按齿面接触疲劳强度设计：计算公式：d1t2.923 ZEKtT12U(10.5R)2HR12T1=26.2625Nmm 试选 Kt 为 1.3ZE查表 10-6 得ZE=189.8mpa.v.由图 10-21d 按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限H lim

17、1=600mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2=550mpa由式 10-13 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.47210N2= N1/3.2=1.29610查图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9，KHN2=0.95由表查得:软齿面齿轮,对称安装,取齿宽系数R=1/3计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，平安系数 S=1，由式 10-12 得：1=88HKHS1lim10.9600=540MpaSH2=KHN2lim20.95550=522.5MpaSH1H为H2 中的较小值H=522.5Mpa试算小齿轮分度圆直径

18、 d1t对于直齿锥齿轮 ：d1t2.923 ZEKtT12U(10.5R)2=53.29mmHR计算圆周速度 V ：V=d1tn160100053.291440601000 4.0159m/s计算载荷系数 :查表得KA，KVKHKH 的值使用系数KA由表 10-2 查得KA=1.25，动载荷系数KV由图 10-8 查得KV=1.18。齿间载荷分配系数KFB=KH=1.5KHbe轴承系数KHbe由表 10-9 查得KHbe=1.25。得KH=KFB=1.51.25=1.875K 1.251.1811.875=2.766按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a 得:.v.d1 d1t

19、3K68.2112mmKT5.2.3 按齿根弯曲强度设计 :由式 10-5 得弯曲强度的设计公式是:由图 10-30c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380mpa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN 2=0.88;计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳平安系数 S=1.4，由式 10-12a 得KFN1FN1F1S303.57MpaKFN2FN2F1S238.86Mpa计算载荷系数 KK KAKVKFKF2.766查取齿形系数由表 10-5 得YFa12.65，YFa22.226查取应力校正系数。由表 10-5 查得YSa1

20、1.58YSa21.764计算大小齿轮的YFaYSa并加以比较F算得YFa1YSa10.01379F 1YFa2YSa20.01644F2由上知大齿轮的数值大设计计算 mnm 34KT1YFaYSaRz12(10.51R)2u21F=1.8959按圆锥齿轮的标准将模数mn 圆整为 2分度圆直径dv1=2Zv1=68.v.i=Z2/Z1=tan2=cot1=2得2=72.6453=7238431=17.3547=172117平均模数 m=dv1/Zv1=2大端模数 m=mn/(1-0.5R)=2.4取大端模数 2.5分度圆处圆柱直齿轮：模数m=2，小齿轮齿数Zv1=34分度圆直径dv1=68平均

21、模数 mn=2端面模数 m=2.5小齿轮齿数 Z1=Zv1cos1=32.45取 32分度圆直径 dm1=dVcos1=64.9d1= dm1/(1-0.50.333)=77.88大齿轮的参数：Z2= Z1i=102.4,取 Z2=102d2= d1i=249.216锥距 R=131.125mm齿宽 B=43mm齿顶高ha=m=2.5mm齿根高hf=3.125齿根角 ftanf=hf/R=3.125/131.125f=130分锥角1=1721172=723843第六章第六章轴的设计计算与校核轴的设计计算与校核轴主要用来支撑作旋转运动的零件，如链轮、带轮，以及传动运动和动力。本减速器有三根轴，根

22、据设计要求，设计具体步骤、内容如下：6.1 高速轴的设计齿轮机构的参数：Z1=32，Z2=102.轴上功率:p=3.96KW转速:n=1440r/min转矩：T26.2625N.m按转矩法初定该轴的最小直径dmin：dmin C3Pn17.64mm最小端与联轴器相连，联轴器的转矩T1=K*T=1.3*26.2625*1000=34141.25N.mm选取 H2,公称转矩：160N.M，半联轴器的孔径器与轴配合毂长度 L1=25mm6.1.1 轴的构造设计:.v.d1=30 mm。长度 L=30mm，半联轴.轴的构造设计主要有三项内容：(1)各轴段径向尺寸确实定；(2)各轴段轴向长度确实定；(3

23、)其他尺寸如键槽、圆角、倒角、退刀槽等确实定。拟定草图如下：径向尺寸确实定:从轴段所以ddd1=30 mm 开场，逐段选取相临轴段的直径。 ，2=25mm，3与轴承内径相配合，=30mm，由于轴承右端定位d4=36，d5=d3=30mm，d6=25mm。d3轴的轴向尺寸确实定:从轴段 L1=36mm,L2=50mm,L3=19mm,L4=66mm,L5=16mm,L6=36mm6.1.2 轴的强度校核(第一根轴)计算齿轮受力:弯扭组合图如下：齿轮切向力:Ft=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N径向力：Fr=Fttan20cos1=249.25N轴向力：Fa=Fttan20sin

24、1=75.41N计算支反力和弯矩并校核：垂直平面上：FAV=348 N向上FBV=98 N向下MV=8036 N.mm垂直弯矩图如下：水平面上:FAH=1243N向上FBH=434 N向下MH= 35596 N.mm水平弯矩如图：求合成弯矩,画出合成弯矩图:M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm画出转矩 T 图:T=26262.5 Nmm校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度进展校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.3.ca=M2+(aT)21/2/W轴上的抗弯截面系数 Wd=22mmW=0.1d3=1064.8mm3ca=M2+(a

25、T)21/2/W=13.85MP.v.前已经选定了轴的材料为45 钢，调质处理。由表 15-1 查得1=60MPca1.5 平安故该轴在最危险截面也是平安的，此截面的左侧直径大， 其他情况一样，故平安。 因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。6.2 中间轴的设计6.2.1 参数：轴上功率:p=3.81 KW大锥齿轮的齿数 z1=102小圆柱齿轮的齿数 z1=19, 对应的大齿轮齿数 z2=80转速:n=450 r/min转矩：T=80700N.mm按转矩法初定该轴的最小直径dmin：.v.dmin C3P25.83mmn根据最小端与角接触球轴承配合，取7206C 型，应

26、选取计算齿轮圆周速度：d1=30 mm。V d1n16010000.7065m/ s5m/ s齿轮和轴承均采用脂润滑。6.2.2 轴的构造设计轴的构造设计主要有三项内容：(1)各轴段径向尺寸确实定；(2)各轴段轴向长度确实定；(3)其他尺寸如键槽、圆角、倒角、退刀槽等确实定。拟定草图如下：径向尺寸确实定：从轴段轴肩d1=30 mm 开场，逐段选取相临轴段的直径。 起周端固定作用故d2=36mm， 固定=42mm，d4=36，与第一段一样 d5 =30mm。可知此轴为对称构造。d3轴的轴向尺寸确实定：从轴段 L1=42mm,L2=63mm,L3=20mm,L4=38mm,L5=48mm6.2.3

27、 轴的强度校核(第二根轴)计算齿轮受力受力分析图如下：圆锥齿轮：齿轮切向力:Ft1=2T/dm1=809N径向力：轴向力：FrFa1=Fttan20cos2=75.41N1=Fttan20sin =249.25N2圆柱直齿轮：齿轮切向力:Ft2=2T/dm2=2390N径向力：Fr2=Ft2tan20/cos2=870N计算支反力和弯矩并校核(a)垂直平面上：FAV=725.4N向下FBV=69.49 N向下MV=44254.89 N.mm垂直面上的弯矩图：(b)水平面上:FAH=1782.6N向上.v.FBH=1416.4N向上MH= 108738.6N.mm水平扭矩图如下：(c)求合成弯矩

28、:M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm(d)画出转矩 T 图:T=80700Nmm(e)校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度进展校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.3.ca=M2+(aT/2w)21/2/W轴上的抗弯截面系数 Wd=36mmW=0.1d3=4665.6 mm3ca=M2+(aT)21/2/W=36.581MP前已经选定了轴的材料为45 钢，调质处理。由表 15-1 查得1=60MPca1.5 平安故该轴在最危险截面也是平安的， 因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性， 故可略去静强度校核。6.3 低速轴的设计

29、6.3.1 参数：轴上功率:p=3.689KW转速:n=107.141 r/min转矩：T328850N.mm链轮的分度圆直径 d=138.19mm，齿数 z=19；齿轮毂长离外壁 10mm，总长 54mm。链轮轴受到的轴向力 F=5502.4N按转矩法初定该轴的最小直径dmin：dmin C3P40.95mmn周端与轴承或链轮，取轴承的型号为7210C，应选计算齿轮圆周速度：d1=50 mm。V d1n16010000.28m/ s5m/ s齿轮和轴承均采用脂润滑。6.3.2 轴的构造设计：草图拟定如下：径向尺寸确实定：从轴段d1=50 mm开场， 轴承的轴肩轴向固定取d2=54mm， 对齿

30、轮起轴向定位作用d3=58mm，与第一段一样 d4=50mm，d5 =48mm ，d6 =45mm。轴的轴向尺寸确实定：从轴段L1=47mm,L2=58mm,L3=74mm,L4=31mm,L5=50mm,L6=54mm轴的强度校核(第三根轴)：计算齿轮受力：受力图如下：齿轮切向力:Ft=2T/dm1=5502.4N径向力：轴向力：Fr=Fttan20/cos=870NFaFt=tan=2390N.v.6.3.3 计算支反力和弯矩并校核(a)垂直平面上：垂直面上弯矩图如下：FAV=2874.55N向下FBV=9246.95 N向上MV=624522.4 N.mm(b)水平面上:弯矩图如下：Mm

31、ax=100205.83N.mmFAHFBH=1529.86 N向上=860 N向上MH= 100205.83 N.mm(c)求合成弯矩,画出合成弯矩图:M=( MV2+ MH2)1/2=624522.4N.mm(d)校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度进展校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6ca=M2+(aT)21/2/W轴上的抗弯截面系数 Wd=50mmW=0.1d3=12500 mm3ca=M2+(aT)21/2/W=52.39MP前已经选定了轴的材料为45 钢，调质处理。由表 15-1 查得1=60MPca平安。16.3.4 准确校核

32、轴的疲劳强度：.v.判断轴承的右端面为危险截面，故只校核右截面。抗弯截面系数 W=0.1d3=11059.2mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=22118.4mm3弯矩 M 及弯曲应力为 : M=572249.6N.mmb=M/W=51.744 MP扭矩 T 及扭转切应力 : T=328850N.mmt=T/WT=14.87MP轴的材料为 45 钢，调质处理，查得B=640MP1=275MPt-1=155MP截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 aa及 at按附表 3-2 查取，查得 aa=1.72，at=1.09,又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.8，qt=0.82故有效应力集中系数为

33、：ka=1+qa(aa-1)=1.576kt=1+qt(at-1)=1.035由附图 3-2 的尺寸系数a=0.72.由附图 3-3 的扭转尺寸系数b=0.85轴按磨削加工，由附图 3-4 得外表质量系数a=t=0.92，轴未经外表处理，即取=1.综合系数 Ka=ka/a+1/a-1=2.268Kt= kt/t+1/t-1=1.307取碳钢的特性系数：a=0.15,t=0.08计算平安系数 Sca:Sa=1/(Ka*aa+a*am)=2.343St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=15.36Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.3161.55 平安故该轴在最危险截面

34、也是平安的， 因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性， 故可略去静强度校核。第七章第七章轴承的计算与校核轴承的计算与校核:7.1 轴承 1 的计算与校核: 第一对轴承的当量动载荷P:P fp(XFrYFt)查手册取取 7206C 轴承计算步骤与内容计算结果fp=1.1.v.1.查手册查得:Cr、Cor值(GB/T 276)Cr=23KWCor=15KWF1 =1290.8NF2=444.9NFa1=231.115NFa2=155.7NFa1/Cor=0.016 Fa2/ Cor=0.0107e1=0.38e2=0.36Fa1/ F1=0.183Fa2/F2=0.36X1=1,Y1=0X2=1

35、,Y2=02.由前面轴得:两轴承所受的力分别为F1 =1290.8N F2=444.9N3.两轴的计算轴向力 Fa1=231.115NFa2=155.7N4.计算 Fa1/Cor=0.0157Fa2/ Cor=0.01075.查手册 e 值:6.计算 Fa1/ F1=0.183e1 Fa2/F2=0.36=e27.查手册:X、Y 的值8.查载荷系数:fp=1.19.P fp(XFrYFt)Ft/ Fr48000h7.2 轴承 2 的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P:查手册取计算步骤与内容1.查手册查得:P fp(XFrYFt)fp=1.1取 7206C 轴承计算结果Cr、Cor值(GB/

36、T 276)Cr=23KWCor=15KWF1 =1924.5NF2=1418NFa1=828.96NFa2=579.96NFa1/Cor=0.05526Fa2/ Cor=0.0386e1=0.426e2=0.409Fa1/ F1=0.429Fa2/F2=0.409X1=0.44,Y1=1.31X2=1,Y2=02.由前面轴得:两轴承所受的力分别为F1 =1924.5N F2=1418N3.两轴的计算轴向力 Fa1=828.96NFa2=579.96N4.计算 Fa1/Cor=0.05526Fa2/ Cor=0.03865.查手册 e 值:6.计算 Fa1/ F1=0.429e1Fa2/F2=

37、0.409=e27.查手册:X、Y 的值8.查载荷系数:fp=1.19.P fp(XFrYFt)Ft/ Fre1Fa2/F1=e2P1=2125.99NP2=1559.8N10.计算轴承的寿命:Lh=106/(60n) (C/P1)3=40487.6h11.结论:根本符合要求,选用此轴承.但需及时更换40487.6he1Fa2/F2=0.409=e27.查手册:X、Y 的值8.查载荷系数:fp=1.19.Fa1=4420.5NFa2=4420.5NFa1/Cor=0.138Fa2/ Cor=0.138e1=0.476e2=0.476Fa1/ F1=0.358Fa2/F2=0.138X1=0.4

38、4,Y1=1.165X2=1,Y2=0Ft/ Fre1Fa2/F1=e2P1=7288.6NP2=10215.5NP2P1P fp(XFrYFt)10.计算轴承的寿命:Lh=106/(60n) (C/P1)3=11457.96h11.结论:根本符合要求,选用此轴承.但需及时更换40487.6h48000h第八章第八章箱体的设计箱体的设计箱体是减速器的一个重要零件,它用与支持和固定减速器中的各种零件,并保证传动件的齿合精度,使箱体内有良好的润滑和密封.箱体的形状较为复杂,其重量约见减速器的一半,所以箱体构造对减速器的工作性能加工工艺材料消耗重量及本钱等有很大的影响.箱体构造与受力均较复杂,目前尚

39、无成熟的计算方法.所以,箱体各局部尺寸一般按经历设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用球墨铸铁QT400-18,b400MPa,0.2 250MPa,=18,布氏硬度130180HBS ,根据工作条件的要求,箱体各尺寸如下:名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱底座凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径盖与座联接螺栓直径联接螺栓的间距轴承端盖螺栓直径视孔盖螺栓直径符号尺寸关系0.0125dm1+dm2+1mm8mm(0.800.85)8mm取值8mm8mm12mm12mm20mm12mm410mm8mm1506mm4mm1b1b1.511.52.50.01

40、8dm1+dm2+1mm12mm查手册0.75df(0.50.6)df150200b2dfnd1d2ld3d4(0.40.5)df(0.30.4)df.v.定位销直径dC1(0.70.8)df查手册6mm16mmdfd1d2至外箱壁距离d1d2至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖/箱座肋厚C2查手册14mmR1hl11C2根据低速齿轮轴承座外径确定,便于扳手操作为准.14mm30mm36mm10mm18mm8.5mmC1C2(510)1.2 m1 0.851,m 0.852m1,m第九章第九章键的选择与校核键的选择与校核选用

41、A 型键,键 1 即与联轴器配合的键 :因该轴段轴的直径 d=30mm,所以查手册得,键宽b=10mm,键高 h=8mm,长度 L=25mm,键所在轴的深度 t=5mm,轮毂深度 t1=3.3mm,圆角半径r=0.25mm.键 2 即与小圆锥齿轮配合的键:该轴段轴的直径 d=25mm,所以查手册得,键宽 b=8mm,键高 h=7mm,长度 L=20mm,键所在轴的深度 t=4.0mm, 轮毂深度 t1=3.3mm, 圆角半径r=0.16mm.键 3 即大锥齿轮配合的键:该轴段的直径 d=36mm, 所以查手册得,键宽 b=10mm,键高 h=8mm, 长度 L=28mm, 键所在轴的深度t=5

42、.0mm,轮毂深度t1=3.3mm,圆角半径r=0.3mm.键 4 即小圆柱齿轮配合的键:因该轴段轴的直径 d=36mm,所以查手册得,键宽 b=10mm,键高h=8mm,长度 L=45mm,键所在轴的深度 t=5.0mm,轮毂深度 t1=3.3mm,圆角半径 r=0.3mm.键 5即与大圆柱齿轮配合的键：因该轴段轴的直径 d=54mm,所以查手册得,键宽 b=16mm,键高h=10mm,长度 L=45mm,键所在轴的深度 t=6.0mm,轮毂深度 t1=4.3mm,圆角半径 r=0.3mm. 键6 即与链轮配合的键： 因该轴段轴的直径 d=45mm,所以查手册得,键宽 b=14mm,键高 h

43、=9mm,长度 L=40mm,键所在轴的深度 t=5.5mm,轮毂深度 t1=3.8mm,圆角半径 r=0.3mm.根据轴和轮毂的材料,查手册得:键的联接许用应力p=110MPa,根据校核公式:第一根键:p=2T/kld=226262.5/(42530)=17.51p满足强度要求.第二根键:p=2T/kld=226262.5/(3.52025)=30.01p满足强度要求.v.第三根键:p=2T/kld=280700/(42836)=40.03p满足强度要求.第四根键:p=2T/kld=280700/(44536)=24.91p满足强度要求.第五根键:p=2T/kld=2274012/(5455

44、4)=45.10p满足强度要求.第六根键:p=2T/kld=2274012/(4.54045)=67.66p满足强度要求.第十章第十章减速器的润滑与密封减速器的润滑与密封减速器的润滑:因为齿轮圆周速度 v5m/s,所以齿轮采用浸油润滑,轴承采用脂润滑,浸油润滑不但起到润滑作用,同时有助于箱体散热.为了防止浸油润滑的搅油功能消耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑,传动件浸油的深度不宜太深或太浅,设计的减速器的适宜浸油深度H1 对于圆锥齿轮一般为 1 个齿高,但不应小于 10mm,保持一定的深度和存油量.油池太浅易激起箱底残渣和油污,引起磨料磨损,也不易散热.换油的时间为半年,主要取决于油中杂质多少及

45、被氧化、 污染的程度.查手册选择 L-CKBL-CKC 150号工业齿轮油润滑.第十一章第十一章参考文献参考文献陈作模主编.机械原理.:高等教育,2001 年X 鸿义主编.材料力学.第四版.:高等教育,2004 年吴宗泽主编.机械设计.:高等教育,2001 年吴宗泽主编.机械设计课程设计手册.:高等教育,2001 年X 朝儒主编.机械制图.:高等教育,2001 年徐学林主编.互换性与测量技术根底.XX:XX 大学,2005 年X 建中主编.机械设计根底.:中国矿业大学,2001 年邓方英主编.金属工艺学.:高等教育,2000 年X 代东主编.机械工程霉烂应用根底.:机械工业,2001 年X 北兴主编.金属学与热处理原理.XX:XX 工业大学,2004 年.v.