带式输送机传动装置二级斜齿圆柱齿轮减速器设计毕业论文.doc

带式输送机传动装置二级斜齿圆柱齿轮减速器设计 摘要 本次论文设计带式输送机传动装置的设计进行结构设计 并完成带式输送 机传动装置中减速器装配图 零件图设计及主要零件的工艺 工装设计 本次的设计具体内容主要包括 带式输送机传动总体设计 主要传动机构 设计 主要零 部件设计 完成主要零件的工艺设计 设计一套主要件的工艺 装备 撰写开题报告 撰写毕业设计说明书 对于即将毕业的学生来说 本次设计的最大成果就是 综合运用机械设计 机械制图 机械制造基础 金属材料与热处理 公差与技术测量 理论力学 材料力学 机械原理 计算机应用基础以及工艺 夹具等基础理论 工程技术 和生产实践知识 掌握机械设计的一般程序 方法 设计规律 技术措施 并 与生产实习相结合 培养分析和解决一般工程实际问题的能力 具备了机械传 动装置 简单机械的设计和制造的能力 关键词 带式输送机 减速器 电动机 设计计算 装置的选择 目目 录录 1 前 言 1 第一章 传动装置总体设计方案 1 第二章 电动机的选择 2 第三章 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3 第四章 计算传动装置的运动和动力参数 4 第五章 设计 带和带轮 5 第六章 齿轮的设计 6 6 1 高速级齿轮传动的设计计算 6 6 1 1 齿轮材料 热处理及精度 6 6 1 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸 7 6 1 3 设计计算 7 6 2 低速级齿轮传动的设计计算 11 6 3 确定公式内各计算数值 13 第七章 传动轴承和传动轴的设计 17 7 1 传动轴承的设计 17 7 2 从动轴的设计 19 7 3 求轴上的载荷 19 7 4 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 22 7 5 精确校核轴的疲劳强度 23 第八章 键的设计和计算 25 第九章 箱体结构的设计 25 第十章 润滑密封设计 28 小 结 29 参考资料 30 致 谢 31 前 言 2 机械的设计 生产和使用水平是工业技术水平及其现代化程度的标志之一 现 代机械产品常具有机电一体化的特征 而设计是决定产品技术经济性能的重要环节 机械产品的成本 生产周期 产品质量 技术经济性能 工作性能及其安全和可靠 性等指标 在很大程度上是设计阶段决定的 统计表明 5 的质量事故是由设计 失误造成的 60 70 的生产成本取决于设计本身 机械设计在产品的生命周期 中起着重要的作用 带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械 应用 它可以将物料在一定的输送线上 从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料 的输送流程 它既可以进行碎散物料的输送 也可以进行成件物品的输送 除进行 纯粹的物料输送外 还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合 形 成有节奏的流水作业运输线 所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着 是一种不可缺少的机械传动装置 当 前减速器普遍存在着体积大 重量大 或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器 以德国 丹麦和日本处于领先地位 特别在材料和制造工艺方面占据优势 减速器工作可 靠性好 使用寿命长 但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主 体积和重量问题 也未解决 好 最近报导 日本住友重工研制的 FA 型高精度减速器 美国 Jan Newton 公司研制的 X Y 式减速器 在传动原理和结构上与本项目类似或相近 都为目前先进的齿轮减速器 当 今的减速器是向着大功率 大传动比 小体积 高机械效率以及使用寿命长的方向发展 因此 除了不断改进材料品质 提高工艺水平外 还在传动原理和传动结构上深入探讨和 创新 平动齿轮传动原理的出现就是一例 减速器与电动机的连体结构 也是大力开拓的 形式 并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品 目前 超小型的减速器的研究成果 尚不明显 在医疗 生物工程 机器人等领域中 微型发动机已基本研制成功 美国和荷 兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器 则应用前景远大 第一章 传动装置总体设计方案 1 组成 传动装置由电机 减速器 工作机组成 2 特点 齿轮相对于轴承不对称分布 故沿轴向载荷分布不均匀 要求轴有较大的刚度 3 确定传动方案 考虑到电机转速高 传动功率大 将 V 带设置在高速级 其传动方案如下 3 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 图一 传动装置总体设计图 初步确定传动系统总体方案如 传动装置总体设计图所示 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器 展开式 传动装置的总效率 a 0 96 0 97 0 96 0 759 54 2 3 3 21 a 3 98 0 2 95 0 为 V 带的效率 为第一对轴承的效率 1 1 为第二对轴承的效率 为第三对轴承的效率 3 4 为每对齿轮啮合传动的效率 齿轮为 7 级精度 油脂润滑 因是薄壁防护罩 采用开式效 5 率计算 第二章 电动机的选择 电动机所需工作功率为 Pd Pw 1900 1 3 1000 0 759 3 25kW 执行机构 的曲柄转速为 n 82 76r min D 60v1000 经查表按推荐的传动比合理范围 V 带传动的传动比 i 2 4 二级圆柱斜齿轮减速 器传动比 i 8 40 则总传动比合理范围为 i 16 160 电动机转速的可选范围为 n i n 16 160 82 76 1324 16 13241 6r min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 价格和带传动 减速器的传动比 选定型号为 Y112M 4 的三相异步电动机 额定功率为 4 0 4 额定电流 8 8A 满载转速1440 r min 同步转速 1500r min m n 第三章 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1 总传动比 由选定的电动机满载转速 n和工作机主动轴转速 n 可得传动装置总传动比为 n a i n 1440 82 76 17 40 2 分配传动装置传动比 a i 0 ii 式中分别为带传动和减速器的传动比 10 i i 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大 初步取 2 3 则减速器传动比为 0 i 17 40 2 3 7 57i 0 iia 根据各原则 查图得高速级传动比为 3 24 则 2 33 1 i 2 i 1 ii 电动机转速 min r 传动装置的传动比 方 案 电动机型 号 额定功 率 Ped kw 同步 转速 满载 转速 电动机 重量 N 参考 价格 元总传动 比 V 带传 动 减速器 1Y112M 441500144047023016 152 37 02 中心高 外型尺寸 L AC 2 AD HD 底脚安装尺寸 A B 地脚螺栓 孔直径 K 轴伸尺 寸 D E 装键部位尺寸 F GD 132515 345 315216 1781236 8010 41 5 第四章 计算传动装置的运动和动力参数 1 各轴转速 1440 2 3 626 09r min n 0 inm 626 09 3 24 193 24r min n 1 in 193 24 2 33 82 93 r min n n 2 i 82 93 r min n n 2 各轴输入功率 3 25 0 96 3 12kW P d p 1 2 3 12 0 98 0 95 2 90kW P p 3 2 2 97 0 98 0 95 2 70kW P P 3 2 4 2 77 0 98 0 97 2 57kW P P 则各轴的输出功率 0 98 3 06 kW P P 0 98 2 84 kW P P 0 98 2 65kW P P 0 98 2 52 kW P P 3 各轴输入转矩 N m 1 T d T 0 i 1 电动机轴的输出转矩 9550 9550 3 25 1440 21 55 N d T m d n P 所以 21 55 2 3 0 96 47 58 N m T d T 0 i 1 47 58 3 24 0 98 0 95 143 53 N m T T 1 i 1 2 143 53 2 33 0 98 0 95 311 35N m T T 2 i 2 3 311 35 0 95 0 97 286 91 N m T T 3 4 输出转矩 0 98 46 63 N m T T 0 98 140 66 N m T T 0 98 305 12N m T T 0 98 281 17 N m T T 6 运动和动力参数结果如下表 功率 P KW转矩 T Nm轴名 输入输出输入输出 转速 r min 电动机轴3 2521 551440 1 轴3 123 0647 5846 63626 09 2 轴2 902 84143 53140 66193 24 3 轴2 702 65311 35305 1282 93 4 轴2 572 52286 91281 1782 93 第五章 设计 带和带轮 确定计算功率 查手册 2 1 A K 式中 KA系数 为传递的额定功率 既电机的额8 442 1 PkP Aca p 定功率 选择带型号 根据 选用带型为 A 型带 8 4 ca P3 1 A k 选取带轮基准直径 21 dd dd 小带轮基准直径 则大带轮基准直径mmdd90 1 式中 为带传动的滑动率 通常取 1 2 取mmdid dd 207903 2 102 mmdd224 2 验算带速 v 在 5 25m s 范围内 smsm nd V md 35 17 7 100060 140090 100060 1 带充分发挥 确定中心距 a 和带的基准长度 Ld 由于 0 7 dd1 dd2 0 2 dd1 dd2 所以初步选取中心距 a 初定中心距 所以带长 471 22490 5 1 5 1 210 dd ddamma471 0 选取基准长度得 d L76 1444 4 2 2 0 2 2 0 1 21 a dd dda dd dd mmmmLd1400 实际中心距 mm LL aa dd 62 4482 76 44471 2 0 7 取 mma450 验算小带轮包角 1 包角合适 94 162 180 180 12 1 a dd dd 确定 v 带根数 z 因 带速 传动比 mmdd90 1 smv 79 6 3 2 0 i 由内插值法得 17 0 7 10 00 pp 得 0 96 L K 由内插值法得 0 96K 20 4 96 0 96 0 17 0 07 1 8 4 00 l ca kkpp p Z 故选 Z 5 根带 计算预紧力 0 F 故 mkgq 1 0 单根普通 带张紧后的初拉力为 Nqv kzv P F ca 80 15817 7 1 0 1 96 0 5 2 17 7 5 5008 4 1 5 2 500 22 0 计算作用在轴上的压轴力 p F 利用公式可得 NFzFp43 1570 2 94 162 sin80 15852 2 sin2 1 0 第六章 齿轮的设计 6 1 高速级齿轮传动的设计计算 6 1 1 齿轮材料 热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制 故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 1 齿轮材料及热处理 材料 高速级小齿轮选用钢调质 齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿45 数 24 1 Z 高速级大齿轮选用钢正火 齿面硬度为大齿轮 240HBS 45 8 Z i Z 3 24 24 77 76 取 Z 78 212 齿轮精度 按 GB T10095 1998 选择 7 级 齿根喷丸强化 6 1 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定各参数的值 试选 1 6 t K 选取区域系数 Z 2 433 H 78 0 1 82 0 2 则6 182 0 78 0 计算应力值环数 N 60n j 60 626 09 1 2 8 300 8 11h L 1 4425 10 h 9 N 4 45 10 h 3 25 为齿数比 即 3 25 2 8 1 2 Z Z 得 K 0 93 K 0 96 1 2 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1 安全系数 S 1 应用公式 10 12 得 202 P 0 93 550 511 5 H 1 S K HHN1lim1 MPa 0 96 450 432 H 2 S K HHN2lim2 MPa 许用接触应力 MPa HHH 75 4712 432 5 511 2 21 由 189 8MP 1 得 E Z ad T 95 5 10 95 5 10 3 19 626 09 5 11 n P 5 4 86 10 N m 4 6 1 3 设计计算 小齿轮的分度圆直径 d t 1 9 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d mm53 49 75 471 8 189433 2 25 3 24 4 6 11 1086 4 6 12 2 4 3 计算圆周速度 100060 11 nd t sm 62 1 100060 09 62653 4914 3 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b 49 53mm td d1 计算摸数 mn 初选螺旋角 14 nt mmm Z d t 00 2 24 14cos53 49cos 1 1 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h 2 25 2 25 2 00 4 50 nt mmm 11 01 h b 5 4 53 49 计算纵向重合度 0 318 1 903 1 d 14tan241318 0 tan 计算载荷系数 K 使用系数 1 A K 根据 7 级精度 得smv 62 1 动载系数 KV 1 07 K 0 23 10 b H 6 01 18 0 12 1 2 d 2 d 3 1 12 0 18 1 0 61 1 0 23 10 49 53 1 42 3 K 1 35 K 1 2 F H F K 故载荷系数 K K K K K 1 1 07 1 2 1 42 1 82 H H 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 10 d d 49 53 51 73 1t 1 t KK 3 6 1 82 1 3 mm 计算模数 n m n mmm Z d 09 2 24 14cos73 51cos 1 1 6 1 4 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 n m cos2 1 2 2 1 3 F SF ad YY Z YKT 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 48 6kN m 确定齿数 z 因为是硬齿面 故取 z 24 z i z 3 24 24 77 76 传动比误差 i u z z 78 24 3 25 i 0 032 5 允许 计算当量齿数 z z cos 24 cos 14 26 27 3 z z cos 78 cos 14 85 43 3 初选齿宽系数 按对称布置 由表查得 1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数 K K K K K K 1 1 07 1 2 1 35 1 73 取齿形系数 Y和应力校正系数 Y 齿形系数 Y 2 592 Y 2 211 应力校正系数 Y 1 596 Y 1 774 重合度系数 Y 11 端面重合度近似为 1 88 3 2 21 11 ZZ 1 88 3 2 1 24 1 78 cos14 1 655 cos arctg tg n cos arctg tg20 cos14 20 64690 14 07609 因为 cos 则重合度系数为 Y 0 25 0 75 cos 0 673 螺旋角系数 Y 轴向重合度 1 825 09 2 14sin53 49 o Y 1 0 78 计算大小齿轮的 F SF FY 安全系数由表查得 S 1 25 工作寿命两班制 8 年 每年工作 300 天 小齿轮应力循环次数 N1 60nkt 60 271 47 1 8 300 2 8 6 255 10 大齿轮应力循环次数 N2 N1 u 6 255 10 3 24 1 9305 10 小齿轮 大齿轮 aFF MP500 1 aFF MP380 2 K 0 86 K 0 93 1FN2FN 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 F 1 14 307 4 1 50086 0 11 S K FFFN F 2 43 252 4 1 38093 0 22 S K FFFN 01347 0 14 307 596 1 592 2 1 1 1 F SF FY 01554 0 43 252 774 1 211 2 2 2 2 F SF FY 大齿轮的数值大 选用 设计计算 计算模数 12 mmmmmn26 1 655 1 241 01554 0 14cos78 0 1086 4 73 1 2 2 24 3 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 n 法面模数 按 GB T1357 1987 圆整为标准模数 取 m 2mm 但为了同时满足接触疲劳强度 n 需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 51 73来计算应有的齿数 于是由 1 mm z 25 097 取 z 25 1 n m 14cos73 51 1 那么 z 3 24 25 81 2 几何尺寸计算 计算中心距 a 109 25 cos2 21n mzz 14cos2 2 8125 mm 将中心距圆整为 110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos 01 14 25 1092 2 8125 arccos 2 21 n m 因值改变不多 故参数 等不必修正 k h Z 计算大 小齿轮的分度圆直径 d 51 53 1 01 14cos 225 cos 1 n mz mm d 166 97 2 01 14cos 281 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 B mmmmd53 5153 511 1 圆整的 50 2 B55 1 B 6 2 低速级齿轮传动的设计计算 材料 低速级小齿轮选用钢调质 齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数45 30 1 Z 速级大齿轮选用钢正火 齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2 33 30 69 9 圆整取 z45 2 70 2 齿轮精度 按 GB T10095 1998 选择 7 级 齿根喷丸强化 13 按齿面接触强度设计 1 确定公式内的各计算数值 试选 K 1 6 t 选取区域系数 Z 2 45 H 试选 得 o 12 0 83 0 88 0 83 0 88 1 71 1 2 应力循环次数 N 60 n j L 60 193 24 1 2 8 300 8 12n 4 45 10 8 N 1 91 10 2 33 2 1045 4 8 1 i N 8 由接触疲劳寿命系数 K 0 94 K 0 97 1HN2HN 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 550 1lim 取失效概率为 1 安全系数 S 1 则接触疲劳许用应力 H 1 S K HHN1lim1 564 1 60094 0 MPa 0 98 550 1 517 H 2 S K HHN2lim2 MPa 540 5 2 2lim1limHH H MPa 由材料的弹性影响系数 Z 189 8MP Ea 选取齿宽系数 1 d T 95 5 10 95 5 10 2 90 193 24 5 22 n P 5 14 33 10 N m 4 3 2 4 21 3 1 5 540 8 18945 2 33 2 33 3 71 1 1 1033 146 12 12 H EH d t t ZZ u uTK d 65 71mm 2 计算圆周速度 0 665 100060 24 19371 65 100060 21 nd t sm 14 3 计算齿宽 b d 1 65 71 65 71 d t 1 mm 4 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 m nt mm Z d t 142 2 30 12cos71 65cos 1 1 齿高 h 2 25 m 2 25 2 142 5 4621 nt mm 65 71 5 4621 12 03 h b 5 计算纵向重合度 028 2 12tan30318 0 tan318 0 1 z d 6 计算载荷系数 K K 1 12 0 18 1 0 6 0 23 10 b H 22 dd 3 1 12 0 18 1 0 6 0 23 10 65 71 1 4231 3 使用系数 K 1 A 同高速齿轮的设计 查表选取各数值 1 04 K 1 35 K K 1 2 v K F H F 故载荷系数 K 1 1 04 1 2 1 4231 1 776 HHvA KKKK 7 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d d 65 71 1t 1 t KK 3 mm91 72 3 1 776 1 3 计算模数mm z d mn3772 2 30 12cos91 72cos 1 1 3 按齿根弯曲强度设计 m cos2 1 2 2 1 3 F SF d YY Z YKT 6 3 确定公式内各计算数值 1 计算小齿轮传递的转矩 143 3kN m 2 确定齿数 z 因为是硬齿面 故取 z 30 z i z 2 33 30 69 9 传动比误差 i u z z 69 9 30 2 33 15 i 0 032 5 允许 3 初选齿宽系数 d 按对称布置 由表查得 d 1 4 初选螺旋角 初定螺旋角 12 5 载荷系数 K K KA Kv KF KF 1 1 04 1 2 1 35 1 6848 6 当量齿数 z z cos 30 cos 12 32 056 3 z z cos3 70 cos312 74 797 232 2 491 2 21 FF YY751 1 636 1 21 SS YY 7 螺旋角系数 Y 轴向重合度 2 03 Y 1 0 797 8 计算大小齿轮的 F SF FY 由齿轮弯曲疲劳强度极限 aFE MP500 1 aFE MP380 2 得弯曲疲劳寿命系数 K 0 90 K 0 93 S 1 4 1FN2FN F 1a FEFN MP S K 43 321 4 1 50090 0 11 F 2a FFFN MP S K 43 252 4 1 38093 0 22 计算大小齿轮的 并加以比较 F SaFaF Y 01268 0 43 321 636 1 491 2 1 11 F SaFa FY 01548 0 43 252 751 1 232 2 2 22 F SaFa FY 大齿轮的数值大 选用大齿轮的尺寸设计计算 计算模数 16 mmmmmn5472 1 71 1 301 01548 0 12cos797 0 10433 1 6848 1 2 2 25 3 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 n 算的法面模数 按 GB T1357 1987 圆整为标准模数 取 m 3mm 但为了同时满足接 n 触疲劳强度 需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 72 91来计算应有的齿 1 mm 数 z 27 77 取 z 30 1 n m 12cos91 72 1 z 2 33 30 69 9 取 z 70 22 初算主要尺寸 计算中心距 a 102 234 cos2 21n mzz 12cos2 2 7030 mm 将中心距圆整为 103 mm 修正螺旋角 arccos 86 13 1032 2 7030 arccos 2 21 n m 因值改变不多 故参数 等不必修正 k h Z 分度圆直径 d 61 34 1 12cos 230 cos 1 n mz mm d 143 12 2 12cos 270 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 mmdb d 91 7291 721 1 圆整后取 mmB75 1 mmB80 2 17 3 2 1 6 低速级大齿轮如上图 V 带齿轮各设计参数附表 1 各传动比 V 带高速级齿轮低速级齿轮 2 33 242 33 2 各轴转速 n r min r min r min n r min 626 09193 2482 9382 93 3 各轴输入功率 P kw kw kw kw P 18 3 12 2 902 702 57 4 各轴输入转矩 T kN m kN m kN m T kN m 47 58143 53311 35286 91 5 带轮主要参数 小轮直径 mm 大轮直径 mm 中心距 a mm 基准长度 mm 带的根数 z 9022447114005 第七章 传动轴承和传动轴的设计 7 1 传动轴承的设计 求输出轴上的功率 P 转速 转矩 33 n 3 T P 2 70KW 82 93r min 311 35N m 33 n 3 T 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 143 21 2 dmm 而 F t 2 3 2 d T N16 4348 1021 143 35 3112 3 F F rt N o o n 06 1630 86 13cos 20tan 16 4348 cos tan Fa F tan 4348 16 0 246734 1072 84N t 初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 取112 o A mm n P Ad o 763 353 3 3 min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 为了使所选的轴与联轴器吻合 故需同 d 时选取联轴器的型号 19 选取5 1 a K mNTKT aca 0275 46735 3115 1 3 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 所以 查 机械设计手册 11222 选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm 半联轴器的孔径 mmL mmLmmdmmd 84 112 40 40 1 1 与轴配合的毂孔长度为 半联轴器半联轴器的长度故取 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 轴段右端需要制出一轴肩 故取 的直径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径半联轴器与mmd47 mmD50 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 故 轴配合的轮毂孔长度 的长度应比 略短一些 现取mml82 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 故选用单列角接触球轴承 参照工作要求并根据 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级mmd47 的单列角接触球轴承 7010C 型 d DB 2 d 2 D 轴承代号 45851958 873 27209AC 45851960 570 27209B 451002566 080 07309B 50 80 16 59 270 97010C 50 80 16 59 270 97010AC 50 90 20 62 477 77210C 20 7 2 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 故mmmmmmBDd168050 而 mmdd50 mml16 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由手册上查得 7010C 型轴承定位轴肩高度 mm 57 5 3 07 0 因此取dmmhdh 取安装齿轮处的轴段 齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 已知齿mmd58 轮的宽度为 75mm 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 故取毂 齿轮的左端采用轴肩定位 轴肩高 3 5 取 轴环宽度 取mml72 mmd65 hb4 1 b 8mm 轴承端盖的总宽度为 20mm 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 根据轴承端盖的装 拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml30 故取 mml50 取齿轮距箱体内壁之距离 a 16 两圆柱齿轮间的距离 c 20 考虑到箱体的铸造mmmm 误差 在确定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 s 取 s 8 已知滚动轴承宽度 T 16mm mm 高速齿轮轮毂长 L 50 则mm mmmmasTl43 316816 7275 mmmm llacsLl 62 8241620850 21 至此 已初步确定了轴的各端直径和长度 7 3 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图 确定顶轴承的支点位置时 查 机械设计手册 20 149 表 20 6 7 对于 7010C 型的角接触球轴承 a 16 7mm 因此 做为简支梁的轴的支承跨距 mmmmmmLL 6 175 8 60 8 114 32 NF LL L F tNH 1506 6 175 8 60 16 4348 32 3 1 NF LL L F tNH 2843 6 175 8 114 16 4348 32 2 2 N LL DF LF F a r NV 809 2 32 3 1 NFFF NVrNV 8218091630 22 mmNMH 8 172888 mmNLFM NVV 2 92873 8 114809 211 mmNLFM NVV 8 49916 8 60821 322 mmNMMM VH 19625592873172889 222 1 2 1 mmNM 179951 2 传动轴总体设计结构图 从动轴 22 中间轴 主动轴 从动轴的载荷分析图 23 7 4 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 ca W TM 2 3 2 1 82 10 274651 0 35 3111 196255 22 前已选轴材料为 45 钢 调质处理 24 得 60MP 1 a 此轴合理安全 ca 1 7 5 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面 A B 只受扭矩作用 所以 A B 无需校核 从应力集中对轴的疲劳强 度的影响来看 截面 和 处过盈配合引起的应力集中最严重 从受载来看 截面 C 上的应力 最大 截面 的应力集中的影响和截面 的相近 但是截面 不受扭矩作用 同时轴径也较大 故不必做强度校核 截面 C 上虽然应力最大 但是应力集中不大 而且这里的直径最大 故 C 截 面也不必做强度校核 截面 和 显然更加不必要做强度校核 由第 3 章的附录可知 键槽的 应力集中较系数比过盈配合的小 因而 该轴只需胶合截面 左右两侧需验证即可 截面 左侧 抗弯系数 W 0 1 0 1 12500 3 d 3 50 抗扭系数 0 2 0 2 25000 T w 3 d 3 50 截面 的右侧的弯矩 M 为 mmNMM 144609 8 60 16 8 60 1 截面 上的扭矩为 311 35 3 T 3 TmN 截面上的弯曲应力 W M b MPa57 11 12500 144609 截面上的扭转应力 T T W T3 MPa45 12 25000 311350 轴的材料为 45 钢 调质处理 aB MP640 a MP275 1 a MPT155 1 因 d r 04 0 50 0 2 d D 16 1 50 58 经插入后得 2 0 1 31 T 轴性系数为 0 8582 0 q q K 1 1 82 1 q K 1 1 1 26 q T 25 所以 67 0 82 0 92 0 综合系数为 K 2 8 K 1 62 碳钢的特性系数 取 0 12 01 0 取 0 051 005 0 安全系数 ca S S 25 13 maa K 1 S 13 71 mta k 1 S 1 5 所以它是安全的 ca S5 10 22 SS SS 截面 右侧 抗弯系数 W 0 1 0 1 12500 3 d 3 50 抗扭系数 WT 0 2 0 2 25000 3 d 3 50 截面 左侧的弯矩 M 为 M 133560 截面 上的扭矩为 295 3 T 3 T 截面上的弯曲应力 W M b 68 10 12500 133560 截面上的扭转应力 K T T W T3 80 11 25000 294930 8 21 1 K K 62 1 1 1 K 所以 67 0 82 0 92 0 综合系数为 K 2 8 K 1 62 碳钢的特性系数 取 0 1 取 0 052 01 0 1 005 0 安全系数 ca S 26 S 25 13 maa K 1 S13 71 mta k 1 S 1 5 所以它是安全的 ca S5 10 22 SS SS 第八章 键的设计和计算 选择键联接的类型和尺寸 一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求 应用平键 根据 d 55 d 65 23 取 键宽 b 16 h 10 36 222 L b 20 h 12 50 333 L 校和键联接的强度 110MP p a 工作长度 36 16 20 222 bLl 50 20 30 333 bLl 键与轮毂键槽的接触高度 K 0 5 h 5 22 K 0 5 h 6 33 由式 6 1 得 222 3 2 2 102 dlK T p 20 52 55205 100053 1432 p 333 3 3 3 102 dlK T p 22 53 65306 100035 3112 p 两者都合适 取键标记为 键 2 16 36 A GB T1096 1979 键 3 20 50 A GB T1096 1979 第九章 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造 HT200 制成 采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量 大端 盖分机体采用配合 6 7 is H 27 1 机体有足够的刚度 在机体为加肋 外轮廓为长方形 增强了轴承座刚度 2 考虑到机体内零件的润滑 密封散热 因其传动件速度小于 12m s 故采用侵油润油 同时为了避免油搅得沉渣溅起 齿顶到油 池底面的距离 H 为 40mm 为保证机盖与机座连接处密封 联接凸缘应有足够的宽度 联接表面应精创 其表面粗糙 度为 3 6 3 机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为 10 圆角半径为 R 3 机体外型简单 拔模方便 4 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔 能看到 传动零件齿合区的位置 并有足够的空间 以便于能伸入 进行操作 窥视孔有盖板 机体上开窥视孔与凸缘一块 有便于机械加工出支承盖板的表 面并用垫片加强密封 盖板用铸铁制成 用 M6 紧固 B 油螺塞 放油孔位于油池最底处 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧 以便放油 放油孔用 螺塞堵住 因此油孔处的机体外壁应凸起一块 由机械加工成螺塞头部的支承面 并加封 油圈加以密封 C 油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处 油尺安置的部位不能太低 以防油进入油尺座孔而溢出 D 通气孔 由于减速器运转时 机体内温度升高 气压增大 为便于排气 在机盖顶部的窥视孔改上 安装通气器 以便达到体内为压力平衡 E 盖螺钉 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度 钉杆端部要做成圆柱形 以免破坏螺纹 F 位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度 在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆 锥定位销 以提高定位精度 G 吊钩 在机盖上直接铸出吊钩和吊环 用以起吊或搬运较重的物体 减速器机体结构尺寸如下 名称符号计算公式结果 箱座壁厚 83025 0 a 10 箱盖壁厚 1 8302 0 1 a 9 28 箱盖凸缘厚度 1 b 11 5 1 b 12 箱座凸缘厚度b 5 1 b15 箱座底凸缘厚度 2 b 5 2 2 b 25 地脚螺钉直径 f d12036 0 ad f M24 地脚螺钉数目n查手册6 轴承旁联接螺栓直 径 1 d f dd72 0 1 M12 机盖与机座联接螺 栓直径 2 d 0 5 0 6 2 d f d M10 轴承端盖螺钉直径 3 d 0 4 0 5 3 d f d 10 视孔盖螺钉直径 4 d 0 3 0 4 4 d f d 8 定位销直径d 0 7 0 8 d 2 d 8 至外 f d 1 d 2 d 机壁距离 1 C 查机械课程设计指导书表 4 34 22 18 至凸缘边 f d 2 d 缘距离 2 C 查机械课程设计指导书表 4 28 16 外机壁至轴承座端 面距离 1 l 8 12 1 l 1 C 2 C 50 大齿轮顶圆与内机 壁距离 1 1 2 1 15 齿轮端面与内机壁 距离 2 2 10 机盖 机座肋厚 mm 1 85 0 85 0 11 mm9 8 5 1 m m 轴承端盖外径 2 D 5 5 5 DD 23 d 120 1 轴 125 2 轴 150 3 轴 轴承旁联结螺栓距 离 S 2 DS 120 1 轴 125 2 轴 150 3 轴 29 第十章 润滑密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器 因为传动装置属于轻型的 且传速较低 所以其速度远远 小于 1 5 2 105mmr min 所以采用脂润滑 箱体内选用 SH0357 92 中的 50 号润滑 装至规定高度 油的深度为 H 1 h H 30 34 1 h 所以 H 30 34 64 1 h 其中油的粘度大 化学合成油 润滑效果好 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处 密封 联接凸缘应有足够的宽度 联接表面应精创 其表面粗度应为 密封的表面要经 过刮研 而且 凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大 国 150mm 并匀均布置 保证部分面 处的密封性 30 小结 这次关于带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际 深入了解设计概念和设计过程的实践考验 对于提高我们机械设计的综合素质大有用处 通过几个月设计实践 使我对机械设计有了更多的了解和认识 为我们以后的工作打下了坚 实的基础 1 机械设计是机械工业的基础 是一门综合性相当强的技术课程 它融 机械原理 机械设计 理论力学 材料力学 公差与配合 CAD 实用软件 机械工程材料 机械设计手册 等于一体 2 这次的课程设计 对于培养我们理论联系实际的设计思想 训练综合运用机械设计和有 关先修课程的理论 结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力 巩固 加深和扩展 有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用 3 在这次的课程设计过程中 综合运用先修课程中所学的有关知识与技能 结合各个教学 实践环节进行机械课程的设计 一方面 逐步提高了我们的理论水平 构思能力 工程 洞察力和判断力 特别是提高了分析问题和解决问题的能力 为我们以后对专业产品和 设备的设计打下了宽广而坚实的基础 4 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持 衷心的感谢老师的指导和帮助 5 设计中还存在不少错误和缺点 需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识 继续 培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力 31 参考资料 1 机械设计 西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著 高等教育出版社 2 机械原理 西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著 高等教育出版社 3 现代工程图学教程 湖北科学技术出版社 2002 年 8 月版 4 机械零件设计手册 国防工业出版社 1986 年 12 月版 5 机械设计手册 机械工业出版社 2004 年 9 月第三版 6 实用轴承手册 辽宁科学技术出版社 2001 年 10 月版 7 机械课程设计指导书 第二版 其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据 32 致谢 在论文完成之际 我要特别感谢我的指导老师 在我撰写论文的过程中 倾注了大量 的心血和汗水 无论是在论文的选题 构思和资料的收集方面 还是在论文的研究方法以 及成文定稿方面 我都得到了老师们悉心细致的教诲和无私的帮助 特别是他们广博的学 识 深厚的学术素养 严谨的治学精神和一丝不苟的工作作风使我终生受益 在此表示真 诚地感谢和深深的谢意 在论文的写作过程中 也得到了许多同学的宝贵建议 支持和帮助 在此一并致以诚 挚的谢意 感谢所有关心 支持 帮助过我的良师益友 最后 向在百忙中抽出时间对本文进行评审并提出宝贵意见的各位老师表示衷心地感 谢 袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂 蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀