螺旋输送机一级圆柱齿轮减速器(含cad装配图及详细计算过程)课程设计

螺旋输送机一级圆柱齿轮减速器(含cad装配图及详细计算过程)课程设计 技术特性输入功率(KW)3.653,高速轴转速(r/min)290.997，低速轴转速(r/min)72.755，传动比 4。 技术要求1.啮合侧隙大小用铅丝检验,保证不小于0.16mm,铅丝饿直径不得大于最小侧隙的两倍.2.用涂色法检验齿轮接触斑点,按齿高接触斑点不小于40%,齿宽接触斑点不小于50%.3.应调整轴承轴向间隙.4.箱座,箱盖及其他零件未加工的内 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 面,齿轮未加工的表面涂底漆涂红色耐油油膜.5.运转过程中应平稳,无冲击,无异常振动和噪声.各密封处,接合处均不得渗油,漏油. 螺旋输送机 一级圆柱齿轮减速器的设计 摘要 此螺旋输送机的设计主要用于物料的传送，根据给定的输送量以及物料特性分别进行叶片用料实形、螺旋直径、螺旋转速等主要参数的设计计算。传动部分采用电动机带动联轴器，联轴器带动齿轮，齿轮带动联轴器进而带动一级减速器、减速器连接机体的传动方式。根据计算得出的主要参数选择合适的电动机，从而确定带轮以及减速器的传动比，将主要后续工作引向一级减速器的设计，其中包括主要传动轴的校核、齿轮的选择等计算工作。最后根据计算所得结果整理出安装尺寸以及装配图的绘制。 关键词:螺旋输送机;减速器;物料运输 第 1 页 共 1 页 目录 摘要 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 目录 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 课 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 题目 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 第一章 电机的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 第二章 传动装置的运动和动力参数„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 第三章 传动装置的运动和动力设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 第四章 圆柱斜齿轮传动的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 第五章 轴的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„15 第六章 轴承的设计与校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23 第七章 键连接的选择与校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„28 第八章 联轴器的选用„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„29 第 2 页 共 2 页 第九章 箱体设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„30 第十章 减速器润滑密封„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„31 设计心得 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„32 参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„32 课题题目 题目:设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。 工作条件:连续单项运转，工作时有轻微震动，使用期限为8年，生产10台，两班制工作。输送机工作转速的允许误差为?5%。 原始数据:运输机工作轴转矩 T=850 N?m 运输机工作轴转速 n=125 rpm 第 3 页 共 3 页 1 引言: 螺旋输送机是一种常用的连续输送机械。它是利用工作构件即螺旋体的旋转运动使物料向前运送，是现代化生产和物流运输不可缺少的重要机械设备之一，在国民经济的各个部门中得到了相当广泛的应用，已经遍及冶金、采矿、动力、建材、轻工、码头等一些重工业及交通运输等部门。主要是用来运送大宗散货物料，如煤、矿石、粮食、砂、化肥等。本文以草料和饲料为主要输送原料进行螺旋输送机的相关结构和参数设计。 2 螺旋输送机工作原理 物料运输工业中螺旋输送机主要用于原料的输送，一般采用实体螺旋叶片，中间吊挂轴承等螺距的全叶式螺旋即S制法螺旋输送机。其结构图如下图1所示 它由一根装有螺旋叶片的转轴和料槽组成。转轴通过轴承安装在料槽两端轴承座上，转轴一端的轴头与驱动装置相联。料槽顶面和槽底开有进、出料口。 工作原理:物料从进料口加入，当转轴转动时，物料受到螺旋叶片法向推力的作用，该推力的径向分力和叶片对物料的摩擦力，有可能带着物料绕轴转动，但由于物料本身的重力和料槽对物料的摩擦力的缘故，才不与螺旋叶片一起旋转，而在叶片法向推力的轴向分力作用下，沿着料槽轴向移动。 第 4 页 共 4 页 第一章 电机的选择 1:电动机类型和结构的选择: 选型:选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机 特点:结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2:电动机容量选择: 螺旋输送机所需功率: 由式 Pw=T?n/9550 (kw) 得:Pw=850x125/9550=11.13kw 电动机所需工作功率为: 式(1):,d,,,,ηa (kw) 由电动机至输送机的传动总效率为: 4η=η?η??η?η?η总,,,5 根据《机械设计课程设计》查表得式中:η、η、η、η、η分别为联轴器1、滚动轴承12345 (一对)、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。 取η=0.99 η,,0.99，η,0.97η,0.99η0.93 ,,，,、5, 4则: η=0.99?0.99?0.97?0.99?0.93 = 0.85 总 所以:电机所需的工作功率: Pd =,,/η= 11.13/ 0.85 = 13.1(kw) 总 由设计指导书可知，满足Pe?Pd条件的系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取15 KW。 第 5 页 共 5 页 3:确定电动机转速 输送机工作轴转速为: nw,[(1-5%),(1+5%)]?125r/min ,118.8,131.3r/min 根据《机械设计课程设计》,13表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围，’=3,6。 取开式圆锥齿轮传动的传动比，,’=2,3 。则总传动比理论范围为:，a’, ，’ ?，,’=6,18。 故电动机转速的可选范为 Nd’=，a’? n , =(6,18)?125 =750,2250 r/min 则符合这一范围的同步转速有:750、1000和1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号:(如下表) 电动机转速 (r/min) 传动装置传动比 电动机型额定功率 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 圆锥齿轮号 kw 同步转速 满载转速 总传动比 减速器 传动 1 Y160L-4 15 1500 1460 11.68 3 3.89 2 Y180L-6 15 1000 970 7.76 2 3.88 3 Y200L-8 15 750 730 5.84 2.5 2.34 综合考虑电动机和传动装置的尺寸和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第1方案比较 此选定电动机型号为Y160L-4，其主要性能: 外形尺寸 底角安装尺地脚螺栓孔直轴 伸 尺 寸 中心高H L?(AC/2+AD)?HD 寸 A?B 径 K D?E 160 600?417.5?210 254?210 15 42?10 电动机主要外形尺寸: 第 6 页 共 6 页 第二章 传动装置的运动和动力参数 确定传动装置的总传动比和各级传动比的分配 1.1、 传动装置总传动比 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 可得传动装置总传动比为: i= n/ n = 1460/125=11.68 am, 总传动比等于各传动比的乘积 i=i?i (式中i、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比) a00 1.2、分配各级传动装置传动比: 根据指导书，取i=2(圆锥齿轮传动 i=2,3) 0 因为: ia,i?i 0 所以: i,i,i,11.68/2 ,5.84 a0 第 7 页 共 7 页 第三章 传动装置的运动和动力设计 总述 将传动装置各轴由高速至低速依次定为电机轴、?轴、?轴、?轴、?轴i,i，......01为相邻两轴间的传动比 η，η，......为相邻两轴的传动效率 0112 P，P，......为各轴的输入功率 (KW) ?? T，T，......为各轴的输入转矩 (N?m) ?? n,n,......为各轴的输入转矩 (r/min) ?? 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 运动参数及动力参数的计算 (1)计算各轴的转速: ?轴:n= nm=1460(r/min) ? ?轴:n= n/ i=970/5.84=166.10r/min ?? III轴:n= n ?? 螺旋输送机:n= n/i=166.10/2=58.05 r/min IV?0 (2)计算各轴的输入功率: 第 8 页 共 8 页 ?轴: P=P?η =P?η ?d01d1 =13.1?0.99=12.969(KW) ?轴: P= P?η= P?η?η ??12?23 =12.969?0.99?0.97 =12.454(KW) III轴: P= P?η= P?η?η ??23?24 =12.454?0.99?0.99 =12.206(KW) 螺旋输送机?轴:P= P?η?ηIV?25 =12.206?0.93?0.99 =11.238(KW) (3)计算各轴的输入转矩: 电动机轴输出转矩为: T=9550?P/nm dd =9550?13.1/1460 =85.7 N?m ?轴: T= T?η= T?η?d01d1 =85.7?0.99=84.8 N?m ?轴:T= T?i?η= T?i?η?η ??12?23 =84.8 ?5.84?0.99?0.97=475.57 N?m III轴:T= T?η?η=461.45N?m ??24 螺旋输送机?轴:T = T ?i?η?η=849.71N?m IV?025 计算结果汇总表 功效率P 转速n 传动比 效率 轴名 转矩T (N?m) (KW) r/min i η 电动机轴 1460 0.99 1 ?轴 12.969 84.8 1460 0.96 5.84 ?轴 12.454 475.57 166.10 0.98 第 9 页 共 9 页 ?轴 12.206 461.45 166.10 2 输送机?0.92 11.238 849.71 58.05 轴 第四章 圆柱斜齿轮传动的设计 齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达150m,s(最高300m ,s)，直径能做到10m以上，单级传动比可达8或更大，因此在机器中应用很广。 5.1 齿轮参数计算 1、选精度等级、材料及齿数 ? 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。 ? 查表得选择小齿轮40C r(调质热处理)硬度280HBS ，大齿轮45钢(调质热处理)硬度240HBS，二者硬度差值为40HBS; ? 初选螺选择旋角β=15?，取Z=20，Z=Z?i=24?5.84=140.16 取Z=141。 12122、按齿面接触强度设计 计算的 2kTi，1zz2tHE13d? ，，()2t,,,εi[H]d (1)确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数k=1.6。 t 542) 小齿轮传递的转矩 T=(95.5?10P)/n=8.305?10 N•mm 111 3) 查表得，选取区域系数z=2.435。 H ,,,,,4) 查表得，=0.705, =0.805,则:=+=1.51 ,1,2,,1,1 1/2MPa5) 查表得，材料的弹性影响系数z=189.8 齿轮材料为锻钢 E ,6) 查表可得，选取持宽系数=1 d 7) 查表可得，计算应力循环次数N=60njL h 第 10 页 共 10 页 j 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数;n为齿轮转速;L为齿轮的工作寿命。 h 8 N,60njL,60，1460，1，(2，8，300，8),8.410，10h11 8N=8.410?108/5.84=1.44?10 2 8) 查表可得，接触疲劳寿命系数k=0.9，k=0.95 HN1HN29) 查图表可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa，大齿轮的接触疲,H1m1 劳强度极限=550Mpa ,H1m2 10) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1,，安全系数s=1《机械零件设计手册》 kσHN1Hlim1==0.9×600,540 Mpa ,,,H1s kσHN2Hlim2==0.95×550,522.5 Mpa ,,,H2s [σ]=(540+522.5)/2=531.25Mpa H (2)计算 2，1kTizz2tHE23，，()1)试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式d?得 1t1t,,,,,,diH 2)计算齿宽b及模数 2，1.6，848005.84，1189.8，2.43523?)，(md=61.52mm nt.1t1，1.515.84531.251) 计算圆周速度 πdn3.14，61.52，14601t12) v===4.70 m/s 60，100060，1000 3) 4) b=φd=1×61.52=61.52mm d2t 061.52cos15dcosβ，1tm===2.97mm nt20z1 h=2.25m=2.25×2.97=6.685mm nt b=61.52/6.685=9.20 h ,5) 计算纵向重合度 , 第 11 页 共 11 页 ,=0.318×1×20×=1.704 tan15ε,0.318φZtanββd1 6) 计算载荷系数k 查阅资料可得使用系数k=1，根据v=4.70m/s，7级精度， A 查阅图表可得动载荷系数k=1.31， v 查表可得， =1.56， kH, 查阅图表可得， K,1.42Fβ 查阅图表可得， k, k,1.6HαFα 7) 计算动载荷系数 K,KKKK,1，1.31，1.6，1.56,3.27AVHαHβ8) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式计算得， 3.27k33，d=dt=61.52= 78.07mm 11k1.6t 9) 计算模数m n 078.07cos15dcosβ1m== ,3.77mmn20z1 3、按齿根弯曲强度设计 按公式计算得 22kTYcosβYY1βFasa3， m? n2,,σφzεdF1α(1)确定计算参数 σσ1) 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度=500Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380Mpa FE1FE2 2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，K=0.82，K=0.86 FN1FN23) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s,1.3，由式10-12得: 0.82，500kσFN1FE1[σ]==315.38 Mpa F1s1.3 0.86，380kσFN2FE2[σ]===251.38 Mpa F2s1.34) 计算载荷系数k。 第 12 页 共 12 页 K,KKKK,1，1.31，1.6，1.56,3.27AvHαFβ5) 根据纵向重合度ε,1.704，查阅图表可得，螺旋角影响系数Y=0.895。 ββ 6) 计算当量齿数。 z120 ==22.19 ,zv133cos15cosβ z1412==156.7 ,zv233cos15cosβ7) 查取齿形系数。 由表可得:Y=2.80，Y=2.418 Fa1Fa2 8) 查取应力校正系数。 由表10-5可得:Y=1.55，Y=1.971 sa1sa2 YYFasa9) 计算大、小齿轮的并加以比较 ,,,F 2.80，1.55,,0.013761YY/[σ] fa1sa1F1315.38 2.418，1.971,,0.018959 YY/[σ]fa2sa2F2251.38 比较后得大齿轮的数值大。 (2)设计计算 22×1.9×53100×0.88×cos14?3×0.01147 m?=1.86mm n21×24×1.65 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面n模数，则取m,2mm，已满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强n 度算得的分度圆直径d=52.45 mm来计算应有的齿数。于是由 1 dcosβ61.52cos151Z===29.71mm 1m2n 取z=30，则z=i?z=5.84×30=175。 221 5.几何尺寸计算 ? 中心矩 (30，175)，2z，zm()12na===212.23mm 2，cos152cosβ 圆整中心矩 a=213mm 第 13 页 共 13 页 ? 按圆整中心矩修正螺旋角 (30，175)2(zz)m，12nβ=arccos= arccos=15.75? 2，2132a因β值改变不多，故参数、、z等不必修正。 k,H,, ? 计算大、小齿轮的分度圆直径 30，2zm1nd===62.34mm 1cos15.75cosβ 175，2zm2nD===363.65mm 2cos15.75cosβ? 计算齿轮宽度 b==1×62.34=62.34mm φdd1圆整后取 B=65mm，B=60mm 12 第 14 页 共 14 页 第五章 轴的设计计算 1 轴的结构设计 由于齿根圆直径d,3d所以高速轴采用齿轮轴设计。 fm 1)零件装备减速器输入轴(I轴) ) 初步确定轴的最小直径 1 选用40C r调质，硬度280HBS 轴的输入功率为P=12.969 KW I 转速为n=1460r/min I P12.96933C*,115，,23.82mmd? (c取115) en1460? 连接联轴器，有一根键，则d=d?1.05=23.82?1.05=25.01mm me 初选弹性柱销联轴器 TL5(T=125N?m,L=62mm),则最小轴径d取25mm m 2)确定轴各段直径和长度 左起第一段与TL5(T=125N?m,L=62mm)弹性柱销联轴器连接，轴径d=25mm轴长L=60mm; 11 d 左起第二段，轴向定位弹性柱销联轴器，d=d+2?(2--3)=29--30mm因必须符合轴承密封元212 d件的要求，经查表，取=30mm。箱体结构未知，L待定; 22 齿轮采用对称安装，则有L=B=65mm,d=d=65.98mm,圆整，取值d=66mm; 414a4 旋转构件应距离箱体15mm，则齿轮距箱体15mm，距离轴承20mm,L=4mm。轴承初选7207AC(d5?D?B=35?72?17 mm)，则L=L=32mm,d=35mm,d=40mm 3635 第 15 页 共 15 页 3)校核轴的强度 按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算简图如图所示 图中 b=c=43.5mm a=121mm(初取L) T=84.8 N?m 2 (1)确定作用在轴上的载荷: 2T2×84.8,,3262.8N圆周力 F= td51.98×0.001 F3262.8t径向力 F=tga,tg20?,1233.89N r,coscos15.75? 轴向力 F= Ftgβ=3262.8?tg15.75?=920.2N at 4)确定支点反作用力及弯曲力矩 水平面中的计算简图如图6.1a所示。 支承反力 F=F=0.5F=0.5?3262.8=1631.4N RBH RCH t 第 16 页 共 16 页 截面?-?的弯曲力矩 M=Fb=1631.4?43.5=70965.9N?mm IHRBH 垂直面中的计算简图如图6.1b所示。 支承反力 dF，Fcar920.2×62.34/2，1233.89×43.52 F= ,,946.63NRBVb，c43.5，43.5 dFb,F×ra1233.89×43.5-920.2×62.34/22 F= ,,287.26NRCVb，c43.5，43.5截面?-?的弯曲力矩 M?=F?b=946.63?43.5=41178.40N?mm IH RBV M??F?c=287.26?43.5=12495.80N?mm IH =RCV 合成弯矩(图1c) 2222M，M′,70965.9，41178.40,82046.69 M? =N?mm WI IVIH 222M，M′′,60362.77，12495.80,61641.67 M??= N?mm WIIVIH 轴上的扭矩 T=84800 N?mm 画出轴的当量弯矩图，如图6.1e所示。从图中可以判断截面?-?弯矩值最大，而截面?-?承 受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。 )计算截面?-?、截面?-?的直径 5 已知轴的材料为40C r(调质热处理),其σ=750MPa;[σ]=70MPa， B-1b [σ]=120MPa。则 0b ,[]1b,,,, 70/120=0.58 [,]0b 截面?-?处的当量弯矩 2222M′,M′，(,T),82046.69，(0.58×84800),95658.83 N?mm 1WI 截面?-?处的当量弯矩 2M′,(,T),,T,0.58×84800,49184 N?mm 2 故轴截面?-?处的直径 M′95658.83?33,,23.91 d=mm 满足设计要求; ?0.1[,]0.1×70-1b 第 17 页 共 17 页 轴截面?-?处的直径 M′4918423d=3mm ,,19.15?0.1[,]0.1×70-1b 有一个键槽，则增大5%得20.11mm，也满足设计要求。 第 18 页 共 18 页 2 减速器输出轴(?轴) 1) 初步确定轴的最小直径 选用45调质钢，硬度217--255HBS 轴的输入功率为P=12.454 KW I 转速为n=166.10r/min I P12.45433d? (c取115) C*,115，,48.49mmen166.10? 拟定轴上零件的装配方案如下图所示: 2)确定轴各段直径和长度 ?右起第一段，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%， 取Φ40mm，根据计算转矩T=K?T=1.3?475.57=713.355N?m，查 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 GB/T 5014—1985，选CA? 用TL7型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l=112mm,轴段长L=110mm; 11 ?右起第二段，考虑密封要求，d取45mm，L待定; 22 ?右起第三段，初选7210AC(d?D?B=50?90?20),d=50mm,L=43.5mm 33 ?右起第四段，安装齿轮，d=55mm,L=B-2=50-2=48mm 442 ?右起第五段，定位齿轮的轴肩，d=60mm,L=7.5mm 55 ?右起第六段，d=d=50,L=34 636 3)按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算 根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一样，只是里的大小有所变化，所以还 是用高速轴的模型进行设计计算。受力简图还是一样，如下图所示: 第 19 页 共 19 页 图中 b=c=41.2mm a=120mm(初取L) T=475.57 N?m 2 (1)确定作用在轴上的载荷: 大齿轮分度圆直径d=210mm 2 2T2×475.57,,4529.24NF= 圆周力 t-3d210×10 F4529.24t径向力 F= tga,tg20?,1712.98Nr,coscos15.75? 轴向力 F= Ftgβ=4529.24?tg15.75?=1277.38N at 确定支点反作用力及弯曲力矩 水平面中的计算简图如图6.2a所示。 支承反力 F=F=0.5F=0.5?4529.24=2264.62N RBH RCH t 截面?-?(安装大齿轮)的弯曲力矩 M=Fb=2264.62?41.2=93302.34N?mm IHRBH 垂直面中的计算简图如图6.2b所示。 支承反力 dF，Fcar1277.38×210/2，1712.98×41.22 F=,,2466.26N RBVb，c41.2，41.2 dFb,F×ra1712.98×41.2-1277.38×210/22,,,765.66N F= RCVb，c41.2，41.2截面?-?的弯曲力矩 第 20 页 共 20 页 M?=F?b=2466.26?41.2=101609.91 N?mm IH RBV M??F?c=-765.66?41.2=-31545.36 N?mm IH =RCV 合成弯矩(图1c) 2222M，M′,93302.34，101609.91,137948 M? =N?mm WI IVIH 2222M，M′′,93302.34，31545.36,98490 M??= N?mm WIIVIH 轴上的扭矩 T=475570 N?mm 4) 画出轴的当量弯矩图，如图6.2e所示。从图中可以判断截面?-?弯矩值最大，而截面?- ?(安装联轴器)承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。 计算截面?-?、截面?-?的直径 已知轴的材料为45(调质热处理),其σ=650MPa;[σ]=60MPa， B-1b [σ]=102.5MPa。则 0b ,[]1b,, 60/102.5=0.6 ,,[,]0b 截面?-?处的当量弯矩 2222 N?mm M′,M′，(,T),137948，(0.6×475570),3169381WI 截面?-?处的当量弯矩 2M′,(,T),,T,0.6×475570,285342 N?mm 2 故轴截面?-?处的直径 M′316938?33,,37.52 d=mm ?0.1[,]0.1×60-1b 有一个键槽，则增大5%得33.06mm,55mm 满足设计要求; 轴截面?-?处的直径 M′285342??33,,36.23d=mm ?0.1[,]0.1×60-1b 有一个键槽，则增大5%得38.04mm，也满足设计要求。 第 21 页 共 21 页 图1 第 22 页 共 22 页 第六章轴承的设计与校核 高速轴轴承的设计与校核 查《机械设计课程设计》可知角接触球轴承7207AC的基本额定动载荷，基本额定C,22.5KNr静载荷。根据设计条件，轴承的预期寿命为: C,16.5KNor 1 L,16，300，8,38400hh 1)求两轴承受到的径向载荷F和F r1r2 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图7-1。 图7-1 高速轴轴承的受力分析图 已知小齿轮上的力: 2775.30N 圆周力 F= t 1050.20N 径向力 F= r 轴向力 F= 789.52N a 小齿轮分度圆直径d=51.98 dFr，43.5，Fa，2F,,760.96N r1v43.5，43.5 Fr2v,Fr-F=289.24N r1v 1F,F,F,1387.65N r1Hr2Ht2 22F,F，F,1582.60N rVrHr111 第 23 页 共 23 页 22F,F，F,1714.47N rVrHr2222)求两轴承的计算轴向力F和F s1s2 对于7207AC型轴承，查设计指导书可知轴承内部轴向力F=0.68F，其判断系数e=0.68，因此sr 可估算 F,e，F,0.68，1582.60,1076.168Ns1r1 F,e，F,0.68，1714.47,1168.84Ns2r2 因为 ,FF，F,789.52，1076.168,1865.688Ns1 as2 所以轴承1“压紧”，轴承2“放松”，故 F= F，F,1865.688Na1as2 F,F,1168.84Na2s2 3)求轴承的当量动载荷P和P 12 F1865.688α1,,1.18,e,0.68 1F1582.60r1 F1168.84α2,,0.68,e,0.68 2F1714.47r2 由表16-11分别进行查表得径向载荷系数和轴向系数为 轴承1:X1=0.41, Y=0.871 轴承2: X=1,Y=012 f,1.0因轴承运转中有轻微载荷，按表16-8和表16-9，f=1.0，。则 pt P,f(XF，YF),1.0，(0.41，1582.60，0.87，1865.688),2272.01N 1p1r11a1 P,f(XF，YF),1.0，(1，1714.47，0，1491.7),1714.47N 2p2r22a2 4)验算轴承寿命 P>P12因为，所以按轴承1的受力大小验算，ζ=3 610CξrL,(),16576.38h h60nPA 11L,L而轴承的预期寿命为:，。满足设计要求。 L,38400hhhh 第 24 页 共 24 页 5)低速轴轴承的设计与校核 查《机械设计课程设计》P可知角接触球轴承7210AC的基本额定动载荷，基本额C,31.5KN193r 定静载荷。根据设计条件，轴承的预期寿命为: C,25.2KNor 1 L,16，300，8,38400hh 1、求两轴承受到的径向载荷F和F r1r2 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图7-2 图7-2 低速轴轴承的受力分析图 已知大齿轮上的力: 2665.14N 圆周力 F= t 1008.52N 径向力 F= r 轴向力 F=758.18N a 大齿轮分度圆直径d=210mm dFr，41.2，Fa，2 F,,1510.44Nr1v41.2，41.2 Fr2v,Fr-F=-460.24N r1v 1F,F,F,1332.57N r1Hr2Ht2 22F,F，F,2014.24N rVrHr111 22F,F，F,1409.81N rVrHr222 第 25 页 共 25 页 2、求两轴承的计算轴向力F和F s1s2 对于7210AC型轴承，查设计指导书可知轴承内部轴向力F=0.68F，其判断系数e=0.68，因此sr 可估算 F,e，F,0.68，2014.24,1369.68Ns1r1 F,e，F,0.68，1409.81,958.67Ns2r2 因为 ,FF，F,758.18，1369.68,2127.86Ns2 as1 所以轴承1“压紧”，轴承2“放松”，故 F= F，F,2127.86Na1as1 F,F,958.67Na2s2 3、求轴承的当量动载荷P和P 12 F2127.86α1,,1.06,e,0.68 1F2014.24r1 F958.67α2,,0.68,e,0.68 2F1409.81r2 由表16-11分别进行查表得径向载荷系数和轴向系数为 轴承1:X1=0.41, Y=0.871 轴承2: X=1,Y=012 f,1.0因轴承运转中有轻微载荷，按表16-8和表16-9，f=1.0，。则 pt P,f(XF，YF),1.0，(0.41，2014.24，0.87，2127.86),2677.08N 1p1r11a1 P,f(XF，YF),1.0，(1，1409.81，0，958.67),1409.81N 2p2r22a2 、验算轴承寿命 4 P>P12因为，所以按轴承1的受力大小验算，ζ=3 610CξrL,(),113131.91h h60nPA 11L,L而轴承的预期寿命为:，。满足设计要求。 L,38400hhhh 第 26 页 共 26 页 第七章 键连接的选择和校核 一、高速轴连接联轴器处键 输入轴外伸端直径d=25mm，考虑到键在轴末端处安装，根据《机械设计课设设计》表9-14中， ××选单圆头普通C型平键bh=8mm7mm。键长L=56mm。 第 27 页 共 27 页 2Tl,L,b/2选择45钢，则其挤压强度公式为，并取，，则其工作表面的挤压应力σ=P′dhl 为 2T σ,,49.53MPaPdhl 由表6-2查得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，，故连,,[,][,],120~150MPaPPP 接能满足挤压强度要求。 二、安装低速轴与大齿轮连接处的键 直径d=55mm,考虑到键在轴中部安装，根据《机械设计课设设计》表9-14中，选圆头普通A型平键，键bhL=16mm10mm45mm。选择45钢， ，则其工作表面的挤压应力为 ××××l,L,b 2T σ,,120.62MPaPdhl 当载荷平稳时，许用挤压应力，，故连接能满足挤压强度要,,[,][,],120~150MPaPPP 求。 三、安装低速轴与联轴器连接处的键 选用单圆头普通C型平键，根据齿处轴的直径为d=40mm，根据《机械设计课设设计》表9-14 b，h,12mm，8mm中，查得键的截面尺寸为键，键长取L=110mm。 键、轴和轮毂的材料都是刚，其许用应力，键工作长度l=L-b/2=104mm，[,],120~150MPaP 键与轮毂键槽的接触高度 2T σ,,56.06MPaPdhl ,,[,] 由于键采用静联接，冲击轻微，，所以连接能满足挤压强度要求。 PP 第八章 联轴器的选用 联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。 联轴器的选择原则: 第 28 页 共 28 页 ?转矩T: T?，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器; T有冲击 振动，选有弹性元件的挠性联轴器; ?转速n:n?，非金属弹性元件的挠性联轴器; ?对中性:对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器; ?装拆:考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器; ?环境:若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器; ?成本:同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器; 半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270—500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。 联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。 第九章 箱体设计 减速器箱体的各部分尺寸表 箱座厚度δ 8 箱盖厚度δ 8 1 箱盖凸缘厚度b 12 1 箱座凸缘厚度b 12 第 29 页 共 29 页 箱座底凸缘厚度b 20 2 地脚螺钉直径d M16 f 地脚螺钉数目 4 轴承旁联结螺栓直径d M12 1 M8 盖与座联结螺栓直径d 2 螺栓的间距:150--200 轴承外圈直径 72/90 轴承端盖螺钉直径d 直径 M8 3 螺钉数目 6 视孔盖螺钉直径 单级减速器 M5 定位销直径d d=,0.7-0.8,d 6 2 18 16 d,d,d至外箱壁的距离 f12 28 8 d,d至凸缘边缘距离 f2 5 轴承座外径D 116 134 2 轴承旁连接螺栓距离S S一般取S=D 116 134 2 轴承旁凸台半径R 16 1 轴承旁凸台高度h h 待定 错误:未找到引用箱盖、箱座上肋板的厚度 源。=7mm,m=7mm 大齿轮顶圆与箱内壁间距10 离Δ 1 齿轮端面与箱内壁距离Δ 12 2 第十章 减速器润滑密封 第 30 页 共 30 页 一.润滑方式 (1)齿轮但考虑成本及需要，在这里选用浸油润滑。 (2)轴承采用脂润滑 二.润滑油牌号及用量 (1)齿轮润滑选用150号机械油(GB 443-1989)最低—最高油面距(大齿轮)10---20mm，需 要油量1.5L左右。 (2)轴承润滑选用2L-3型润滑脂(GB 7324--1987)用油量为轴承间隙的1/3—1/2为宜。 三.密封形式 (1)箱座与箱盖凸缘接合面的密封，选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。 (2)观察孔和油孔等处接合面的密封，在与机体间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。 (3)轴承孔的密封，闷盖和透盖作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖间的间隙，选 用半粗半毛毡加以密封。 (4)轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。 设计心得 这次关于带式运输机上的一级圆柱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.为我们以后的设计工作打下了坚实的基础。 通过此次课程设计，使我更加扎实的掌握了减速器的工作原理、各元件、减速缸结构、机械传动系统设计方面的知识，在设计过程中虽然遇到了一些问题，但是通过同学们之间互相讨 第 31 页 共 31 页 论，终于找出了原因所在，也暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。实践出真知，通过亲自动手制作，使我们掌握的知识不再是纸上谈兵。在今后社会的发展和学习实践过程中，一定要不懈努力，不能遇到问题就想到要退缩，一定要不厌其烦的发现问题所在，然后一一进行解决，只有这样，才能成功的做成想做的事。 参考文献 [1]《机械设计课程设计》浙江大学出版社，陈秀宁，施高义主编，2010年8月第四版 [2]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版 [3]《机械制图(第五版)》，高等教育出版社，何铭新、钱可强主编，2004年1月第四版; [4]《互换性与技术测量基础(第三版)》，机械工业出版社，王伯平主编，2011年3月第三版; [5] 《机械设计基础(第五版)》，高等教育出版社，杨可桢，程光蕴，李仲生主编，2006年5月第五版; 时光荏苒，感谢教给我人生道理的老师。 第 32 页 共 32 页 结语: 第 33 页 共 33 页