鏈板輸送機圓錐圓柱齒輪減速器設計論文

1、<p><b>　　機械零件課程設計</b></p><p><b>　　設</b></p><p><b>　　計</b></p><p><b>　　說</b></p><p><b>　　明</b></p>

2、<p><b>　　書</b></p><p>　　院 系： 機械與動力工程學院</p><p><b>　　指導教師：</b></p><p>　　專業(yè)班級： 機設04-4班</p><p>　　組 數(shù)： 第 十 組</p><p><b&g

3、t;　　設 計 者： </b></p><p><b>　　學 號： </b></p><p>　　日 期： 2007年7月16號</p><p><b>　　河南理工大學</b></p><p><b>　　目 錄</b></p>

4、<p>　　一 設計任務書……………………………………………………… 3</p><p>　　二 傳動方案的擬定………………………………………………… 4</p><p>　　三 電機的選擇……………………………………………………… 4</p><p>　　四 運動和動力參數(shù)的計算………………………………………… 5</p><p&

5、gt;　　五 傳動件的設計計算……………………………………………… 6</p><p>　　六 軸的設計………………………………………………………… 13</p><p>　　七 滾動軸承的選擇與壽命計算…………………………………… 21</p><p>　　八 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………… 25</p><p>　　

6、九 鍵聯(lián)接的選擇和驗算…………………………………………… 26</p><p>　　十 箱體的設計……………………………………………………… 27</p><p>　　十一 減速器附件的設計…………………………………………… 28</p><p>　　十二 潤滑和密封…………………………………………………… 28</p><p>　　十三 設

7、計總結……………………………………………………… 28</p><p>　　參考文獻………………………………………………………………29</p><p><b>　　一、設計任務書</b></p><p>　　礦用鏈板輸送機傳動裝置設計</p><p><b>　　1、設計條件：</b></p

8、><p>　?。?）機器用途：煤礦井下運煤；</p><p>　?。?）工作情況：單向運輸，中等沖擊；</p><p>　?。?）運動要求：輸送機運動誤差不超過7%；</p><p>　?。?）工作能力：儲備余量15%；</p><p>　?。?）使用壽命：十年，每年300天，每天8小時；</p><p

9、>　　（6）檢修周期：半年小修，一年大修；</p><p>　?。?）生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)；</p><p>　?。?）制造廠型：礦務中心機廠，中小型機械廠；</p><p>　　2、輸送機簡圖：如圖1</p><p><b>　　3、原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　運輸機鏈條速度：

10、0.5m/s；</p><p>　　運輸機鏈條拉力：28KN；</p><p><b>　　主動星輪齒數(shù)：9；</b></p><p>　　主動星輪節(jié)距：64mm；</p><p><b>　　4、設計任務：</b></p><p>　　（1）設計內(nèi)容：①電動機選型②傳動件設

11、計③減速器設計④聯(lián)軸器選型設計；</p><p>　?。?）設計工作量：①裝配圖1張②零件圖2張；</p><p><b>　　二、傳動方案的擬定</b></p><p>　　根據(jù)傳動裝置各部分的相對位置（如圖1），綜合考慮工作機的性能要求、工作條件和可靠性，以使結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低、傳動效率滿足要求等，選擇二級圓錐-圓柱齒輪減

12、速器，機構運動簡圖如圖2：</p><p><b>　　三、電機的選擇</b></p><p>　　1、計算運輸機主軸的轉速和功率</p><p><b>　?。?）轉速</b></p><p>　　由原始數(shù)據(jù)可得主動星輪的直徑d===184.44㎜,</p><p>　　則

13、===52r/min</p><p><b>　?。?）功率</b></p><p>　　pw=Fv=28×0.5=14kw</p><p><b>　　2、電動機的功率</b></p><p>　　（1）傳動裝置的總效率η</p><p><b>　　由

14、參考文獻查得：</b></p><p>　　彈性聯(lián)軸器效率 η1=0.992； 2；</p><p>　　滾動軸承效率 η2=0.99； 3；</p><p>　　圓錐齒輪傳動效率η3=0.96； 1；</p><p>　　圓柱齒輪傳動效率η4=0.97； 1；</p><p>　　滑

15、動軸承效率 η5=0.96 1；</p><p>　　總效率η=η12η23η3η4η5=0.9922×0.993×0.96×0.97×0.96=0.85</p><p>　?。?）所需電動機的功率</p><p>　　Pr=Pw/η=14/0.85=16.47kw 故取Ped =18.5kw.<

16、/p><p>　　3、選擇電動機的型號</p><p>　　根據(jù)工作條件：煤礦下運輸，應選擇防爆電機。Y系列籠型三相異步電動機，臥式封閉型電動機。</p><p>　　查參考文獻選擇電動機的型號為Y225S-8，額定功率18.5kw，滿載轉速730r/min,電動機軸伸直徑60mm。</p><p>　　四、運動和動力參數(shù)的計算</p>

17、;<p><b>　　1、分配傳動比</b></p><p>　?。?）總傳動比：i=730/52=14.04</p><p><b>　?。?）各級傳動比：</b></p><p>　　直齒圓錐齒輪（高速級）傳動比i1=0.25i=3.51</p><p>　　斜齒圓柱齒輪（低速級）

18、傳動比i2=4</p><p><b>　?。?）實際總傳動比</b></p><p>　　i =i1·i2=3.51×4=14.04， 故傳動比滿足要求。</p><p>　　2、運動和動力參數(shù)計算（各軸標號見圖2）</p><p>　　（1）軸0（電動機軸）</p><p>

19、;　　P0=Ped=18.5kw</p><p>　　n0=730r/min</p><p>　　T0=9550×18.5/730=242.02N·m</p><p>　?。?）軸1（高速軸）</p><p>　　P1=P0·η1=18.5×0.992≈18.5kw</p><p&g

20、t;　　n1=n0=730r/min</p><p>　　T1=9550P1/n1=9550×18.5/730=242.02N·m</p><p>　　（3）軸2（中間軸）</p><p>　　P2=P1·η2·η3=18.5×0.99×0.96=17.44kw</p><p>　　

21、n2=n1/i1=730/3.51=292r/min</p><p>　　T2=9550P2/n2=9550×17.44/292=570.38N·m</p><p>　　（4）軸3（低速軸）</p><p>　　P3=P2·η2·η4=17.44×0.99×0.97=16.75kw</p>&

22、lt;p>　　n3=n2/i2=292/4=52r/min</p><p>　　T3=9550P3/n3=9550×16.75/52=3076.20N·m</p><p>　　五、傳動件的設計計算</p><p>　　1、閉式直齒圓錐齒輪傳動的設計計算</p><p>　　（1）選擇齒輪材料，確定許用應力</p

23、><p>　　由參考文獻查得大、小齒輪材料均選用20Cr，滲碳，淬火，</p><p>　　硬度均為56～62HRC.</p><p>　　σHlim=1500MPa, σFlim=460MPa</p><p>　　查參考文獻查得,取SH=1,SF=1.1則</p><p>　　[σH]1= KN1σHlim/SH=0.

24、9×1500=1350MPa</p><p>　　[σH]2= KN2σHlim/SH=0.95×1500=1425MPa</p><p>　　[σF]1= KN1σFlim/SF=0.85×460/1.1=355.45MPa</p><p>　　[σF]2= KN2σFlim/SF=0.88×460/1.1=368MPa&l

25、t;/p><p>　　（2）按齒面接觸強度設計小齒輪的大端模數(shù)</p><p>　　取齒數(shù)Z1=21，則Z2=Z1·i12=21×3.51=73.71取Z2=74 </p><p>　　實際齒數(shù)比μ=Z2/Z1=3.52</p><p>　　分錐角δ1= arctan=15.902°</p><

26、p>　　δ2= 90°-δ1=74.098°</p><p>　　取載荷系數(shù)K=1.5</p><p><b>　　由參考文獻查得</b></p><p>　　de1＇=1951=1951×=93.4㎜</p><p>　　大端模數(shù)m=de1＇/Z1=4.45</p>&

27、lt;p>　　查參考文獻查得，取m=4.5</p><p><b>　?。?）齒輪參數(shù)計算</b></p><p>　　大端分度圓直徑d=zm=21×4.5=94.5㎜</p><p>　　d=zm=74×4.5=333㎜</p><p>　　齒頂圓直徑=94.5+2×4.5×

28、;cos15.902°=103.16㎜</p><p>　　333+2×4.5×cos74.098°=335.47㎜</p><p>　　齒根圓直徑=94.5-2.4×4.5×cos15.902°=84.11㎜</p><p>　　=333-2.4×4.5×cos74.098&

29、#176;=330.04㎜</p><p><b>　　取齒寬系數(shù)</b></p><p>　　外錐距73.5/2sin15.902°=134.13㎜</p><p>　　齒寬40.24㎜,取b=40㎜</p><p><b>　　中點模數(shù)2.97㎜</b></p><

30、p>　　中點分度圓直徑62.48㎜</p><p><b>　　220.15㎜</b></p><p>　　當量齒數(shù)22,270</p><p>　　當量齒輪分度圓直徑㎜</p><p><b>　　803.48㎜</b></p><p>　　當量齒輪頂圓直徑70.71

31、㎜</p><p><b>　　809.22㎜</b></p><p>　　當量齒輪根圓直徑61.05㎜</p><p><b>　　755.02㎜</b></p><p>　　當量齒輪傳動中心距434.23㎜</p><p><b>　　當量齒輪基圓齒距㎜<

32、/b></p><p>　　嚙合線長度=9.16㎜</p><p><b>　　端面重合度 </b></p><p>　　齒中部接觸線長度=17.06㎜</p><p>　　（4）驗算齒面接觸疲勞強度</p><p><b>　　由參考文獻查得：</b></p&g

33、t;<p>　　取，，代入各值可得：</p><p><b>　　小齒輪</b></p><p>　　=1087.34MPa<=1350MPa</p><p><b>　　大齒輪</b></p><p>　　=1299.24MPa<=1425MPa</p>&

34、lt;p>　　故齒輪的齒面接觸疲勞強度滿足要求。</p><p>　　（5）校核齒輪彎曲疲勞強度</p><p><b>　　由參考文獻查得：</b></p><p>　　式中查參考文獻得：，</p><p><b>　　再由參考文獻查得</b></p><p>　　=

35、0.25+0.75/1.05=0.968</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　=307.02MPa<=355.45MPa</p><p>　　=108.81MPa<=368MPa</p><p>　　即齒輪的彎曲強度也滿足要求。</p><p>　　2、閉式斜

36、齒圓柱齒輪傳動的設計計算</p><p>　　1.選擇材料，確定齒輪的疲勞極限應力</p><p>　　1〉由參考文獻表16.2-60、表16.2-64及圖16.2-17、圖16.2-26選擇齒輪材料為：</p><p>　　小齒輪：40Cr，調質處理，硬度為280HBS 7級精度。</p><p>　　=600MPa

37、 =500MPa</p><p>　　大齒輪：45號鋼，調質處理，硬度為240HBS,二者硬度差為40HBS。</p><p>　　=550MPa =380MPa</p><p>　　2〉按接觸強度，初步確定中心距，并初選主要參數(shù)</p><p>　　小齒輪傳遞的轉矩=570.38N·m</p>&l

38、t;p>　　載荷系數(shù)取K=1.6</p><p><b>　　齒寬系數(shù)取=1</b></p><p><b>　　齒數(shù)比暫取=4</b></p><p><b>　　ZH=2.433</b></p><p>　　材料的彈性影響系數(shù)=189.8</p><

39、;p>　　=0.78 =0.88</p><p>　　=+ =1.66 </p><p>　　接觸疲勞強度系數(shù)KN1=0.90 , KN2=0.95 </p><p>　　取S=1 = KN1=0.9×600=540MPa </p><p>　　= KN2 =0.95×550=522.5MPa&

40、lt;/p><p>　　=(+)/2=(540+522.5)/2=531.25MPa</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1j=60×292×1×24000=4.2048×</p><p>　　N2=4.2048×/4=1.0512×</p><p><b>　　2.計

41、算：</b></p><p>　　1〉小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　≥=</b></p><p><b>　　=101.26mm</b></p><p><b>　　2〉圓周速度</b></p><p><b>　　

42、V=</b></p><p><b>　　3> 齒寬b及模數(shù)</b></p><p>　　=1×101.26 mm</p><p><b>　　由此可得：b/h=</b></p><p><b>　　4>計算縱向重合度</b></p>

43、;<p><b>　　5>計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　由已知條件：使用系數(shù)， 圓周速度v=1.5m/s</p><p>　　查參考文獻可得 </p><p><b>　　故載荷系數(shù)為：</b></p><p>　　6> 校正分度圓直徑</p>

44、;<p><b>　　=122.60mm</b></p><p><b>　　7>計算模數(shù)</b></p><p><b>　　==4.96mm</b></p><p>　　3. 按齒根彎曲強度設計</p><p><b>　　模數(shù) </b

45、></p><p>　　由已知條件可算得載荷系數(shù)k</p><p><b>　　由 查參考文獻得</b></p><p><b>　　計算當量齒數(shù)</b></p><p><b>　　4〉查齒型系數(shù)</b></p><p><b>　　

46、5〉查應力校正系數(shù)</b></p><p><b>　　查得彎曲疲勞系數(shù)</b></p><p><b>　　取S=1.4</b></p><p><b>　　6>并加以比較</b></p><p><b>　　=</b></p&g

47、t;<p><b>　　故大齒輪數(shù)值大。</b></p><p><b>　　4.設計計算</b></p><p><b>　　=3.53mm</b></p><p><b>　　故取=4mm</b></p><p><b>　　故

48、取</b></p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　5．幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　1>計算中心距</b></p><p><b>　　圓整為299mm</b></p>&l

49、t;p>　　2>按圓整后的中心矩修正</p><p><b>　　3>分度圓直徑</b></p><p><b>　　4>計算齒面寬度</b></p><p><b>　　圓整后取</b></p><p><b>　　5>主要幾何尺寸&l

50、t;/b></p><p>　　=4 =4.09 =29 =116 β=</p><p>　　29×4.09=118.61㎜</p><p>　　=116×4.09=474.44㎜</p><p>　　=116.81+2×4=124.81㎜</p><p>　　=

51、474.44+2×4=482.44㎜</p><p>　　=0.5×(118.61+474.44)=299㎜</p><p><b>　　六、軸的設計</b></p><p>　　1、減速器高速軸1的設計</p><p><b>　?。?）選擇材料</b></p>

52、<p>　　由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用45優(yōu)質碳素結構鋼，經(jīng)調質處理，查參考文獻表12-1得材料的力學性能數(shù)據(jù)為：</p><p>　　MPa MPa MPa</p><p><b>　?。?）初步估算軸徑</b></p><p>　　由于材料為45鋼，查參考文獻表19.3-2選取A=112，則得：</

53、p><p><b>　　=32.90㎜</b></p><p>　　考慮裝聯(lián)軸器加鍵需將其軸徑增加4%～5%，故取軸的最小直徑為35㎜</p><p><b>　?。?）軸的結構設計</b></p><p>　　如圖3所示，主要尺寸已標出.</p><p>　?。?）軸上受力分析

54、（如圖4所示）</p><p><b>　?、冽X輪上的作用力</b></p><p><b>　　圓周力：</b></p><p><b>　　=7747N</b></p><p>　　徑向力：=2711.769N</p><p>　　軸向力：=772.

55、584N</p><p><b>　?、谇筝S承的支反力</b></p><p><b>　　水平面上支反力：</b></p><p><b>　　垂直面上支反力：</b></p><p><b>　　=1115.37N</b></p><

56、;p><b>　　=3827.14N</b></p><p>　?。?）畫彎矩圖（如圖4）</p><p><b>　　剖面B處彎矩：</b></p><p>　　水平面上彎矩=604.27N·m</p><p><b>　　垂直面上彎矩</b></p&g

57、t;<p>　　=163.25N·m</p><p>　　合成彎矩=625.93N·m </p><p>　　剖面C處彎矩：=24.17N·m</p><p>　?。?）畫轉矩圖（如圖4）</p><p><b>　　242.02N·m</b></p>

58、<p><b>　?。?）計算當量彎矩</b></p><p>　　因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，，則=0.6</p><p><b>　　剖面B處當量彎矩</b></p><p>　　=642.55N·m</p><p><b>　　剖面C處當量彎矩</b&

59、gt;</p><p>　　=147.21N·m</p><p>　?。?）判斷危險剖面并驗算強度</p><p>　?、倨拭鍮處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，故剖面B為危險剖面</p><p>　　=MPa=51.4MPa<59MPa</p><p>　?、谄拭鍯處直徑最小，為危險剖面<

60、;/p><p>　　MPa=23.0MPa<MPa</p><p>　　所以該軸強度滿足要求。</p><p>　　2、減速器中間軸2的設計</p><p><b>　　選擇材料</b></p><p>　　由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用45優(yōu)質碳素結構鋼，經(jīng)調質處理，查參考文獻表12-1

61、得材料的力學性能數(shù)據(jù)為：</p><p>　　MPa MPa MPa</p><p><b>　?。?）初步估算軸徑</b></p><p><b>　　=43.78㎜</b></p><p>　　考慮安裝齒輪加鍵，需將其軸徑增加4%～5%，故取軸的最小直徑為45㎜</p>

62、;<p><b>　?。?）軸的結構設計</b></p><p>　　如圖5所示，主要尺寸已標出。</p><p>　?。?）軸上受力分析（如圖6）</p><p><b>　?、冽X輪2上的作用力</b></p><p>　　齒輪2的受力與齒輪1大小相等，方向如圖6a所示:</p

63、><p>　　圓周力：=7747N</p><p>　　徑向力：772.584N</p><p>　　軸向力：2711.769N</p><p><b>　?、邶X輪3上的作用力</b></p><p>　　圓周力：=9304.73N</p><p>　　徑向力：=3491.85

64、N</p><p>　　軸向力：=2337.19N</p><p><b>　?、矍筝S承的支反力</b></p><p><b>　　水平面上支反力：</b></p><p>　　=-（9304.73×90－7747×332）/454=3820.66N</p>&l

65、t;p>　　=(9304.73×332－7747×90)/454=5268.59N</p><p><b>　　垂直面上支反力：</b></p><p>　　=(2711.769×220.15/2+772.584×364+3491.85×122-</p><p>　　2337.19

66、5;122.60/2)/454=1899.68N</p><p>　　=(2337.19×122.60/2+3491.85×332+</p><p>　　772.584×90-2711.769×220.15/2)/454=2364.75N</p><p>　?。?）畫彎矩圖（如圖6）</p><p>&

67、lt;b>　　剖面D處彎矩：</b></p><p>　　水平面上：=122×5268.59×0.001=642.77N·m</p><p>　　垂直面上：=122×2364.75×0.001=288.50N·m</p><p>　　=(122×2364.75-2337.19&#

68、215;122.60/2)×0.001</p><p>　　=145.23N·m</p><p>　　合成彎矩：=704.55N·m</p><p>　　=658.97N·m</p><p>　?。?）畫轉矩圖（如圖6）</p><p>　　=570.38N·m<

69、/p><p><b>　?。?）計算當量彎矩</b></p><p>　　用剖面D處的最大合成彎矩計算當量彎矩：</p><p>　　=783.27N·m</p><p>　?。?）判斷危險剖面并驗算強度</p><p>　　剖面D處當量彎矩最大，為危險剖面：</p><

70、p>　　=56.54MPa<=59MPa</p><p>　　即該軸強度滿足要求。</p><p>　　3、減速器低速軸3的設計</p><p><b>　?。?）選擇材料：</b></p><p>　　查參考文獻表12-1選40Cr合金鋼，調質處理，=750MPa,</p><p>

71、　　=118MPa,=69MPa。</p><p><b>　?。?）軸的結構設計</b></p><p>　　如圖7所示，主要尺寸已標出。</p><p>　?。?）軸上受力分析（如圖8）</p><p><b>　?、冽X輪4的作用力</b></p><p>　　齒輪4的受

72、力與齒輪3的受力大小相等，方向如圖8a所示</p><p>　　圓周力：=9304.73N</p><p>　　徑向力：=3941.85N</p><p>　　軸向力：=2337.19N</p><p><b>　　②求軸承的支反力</b></p><p>　　水平面上：=9304.73×

73、;125/454=2561.88N</p><p>　　=9304.73×329/454=6742.85N</p><p><b>　　垂直面上：</b></p><p>　　=(3491.85×125+2337.19×478.4/2)454=2192.81N</p><p>　　=(349

74、1.85×329-2337.19×478.4/2)/454=1299.04N</p><p>　?。?）畫彎矩（如圖8）</p><p><b>　　剖面C處彎矩：</b></p><p>　　水平面上：=842.86N·m</p><p>　　垂直面上：=721.43N·m<

75、;/p><p>　　=(2192.81×329-2337.19×478.4/2)×0.001=162.38N·m</p><p><b>　　最大合成彎矩：</b></p><p>　　=1109.45N·m</p><p>　?。?）畫轉矩圖（如圖8）</p>

76、<p>　　=3076.20N·m</p><p><b>　　（6）計算當量彎矩</b></p><p><b>　　剖面C處當量彎矩</b></p><p>　　=2153.50N·m</p><p><b>　　剖面D處當量彎矩</b>&l

77、t;/p><p>　　=1845.72N·m</p><p>　　（7）判斷危險剖面并驗算強度</p><p>　?、貱處當量彎矩最大，為危險剖面。</p><p>　　MPa=62.78MPa<69MPa</p><p>　　D直徑最小，并受較大轉矩，為危險剖面</p><p>　

78、　MPa=67.21MPa<=69MPa</p><p>　　七、滾動軸承的選擇與壽命計算</p><p>　　1、減速器高速軸滾動軸承的選擇與壽命計算</p><p><b>　　（1）軸承的選擇</b></p><p>　　高速軸的軸承既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=55㎜,由參

79、考文獻查得，選用型號為30311，其主要參數(shù)有：d=55㎜,D=120㎜,Cr=145KN,e=0.35,Y=1.7。</p><p>　　查參考文獻得:當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.7。</p><p>　?。?）計算軸承受力（如圖9）</p><p><b>　　求軸承徑向載荷</b></p><p&g

80、t;　　根據(jù)“軸的設計”中已算出的高速軸1的軸承支反力，有：</p><p><b>　　=3765.79N</b></p><p>　　=11972.02N</p><p><b>　　求軸承的軸向載荷</b></p><p>　　軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻表14-13：</p>

81、<p>　　=3765.79/2×1.7=1107.59N</p><p>　　=11972.02/2×1.7=3521.18N</p><p><b>　　軸承的軸向載荷： </b></p><p><b>　　=4293.76N</b></p><p><b

82、>　　=3521.18N</b></p><p>　　故：軸承Ⅰ被“壓緊”. </p><p>　?。?）求軸承的當量動載荷P</p><p>　　軸承Ⅰ:=4293.76/3756.79=1.140>e=0.35</p><p>　　查表14-12，=1.5</p><p>　　=1.5

83、15;(0.4×3765.79+1.7×4293.76)=13208.56N</p><p>　　軸承Ⅱ:=3521.18/11972.02=0.249<e=0.35</p><p>　　=1.5×11972.02=17958.03N</p><p>　　因軸承相同，且,故應以作為軸承壽命計算的依據(jù)。</p><

84、;p>　?。?）求軸承的實際壽命</p><p>　　已知滾子軸承=10/3</p><p><b>　　=24111h</b></p><p>　　根據(jù)設計條件，使用壽命十年，第年300天，每天8小時，則L=10×300×8=24000h</p><p>　　因，故所選軸承合適。</p&

85、gt;<p>　　2、減速器中間軸滾動軸承的選擇與壽命計算</p><p><b>　?。?）軸承的選擇</b></p><p>　　中間軸的軸承也是既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=50㎜,由參考文獻表查得，選用型號為30310，其主要參數(shù)有：d=50㎜,D=110㎜,Cr=122KN,e=0.35,Y=1.7。</

86、p><p>　　查參考文獻得:當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.7。</p><p>　?。?）計算軸承的受力（如圖10）</p><p><b>　?、偾筝S承的徑向載荷</b></p><p>　　根據(jù)“軸的設計”中已算出的中間軸軸承的支反力，</p><p><b>　　=

87、4266.88N</b></p><p><b>　　=5774.95N</b></p><p><b>　　求軸承的軸向載荷</b></p><p>　　軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻得：</p><p>　　=4266.88/2×1.7=1254.96N</p>

88、<p>　　=5774.95/2×1.7=1698.51N</p><p><b>　　軸承的軸向載荷：</b></p><p>　　其中 2711.769-2337.19=374.58N</p><p>　　因，使軸承I被“壓緊”，故：</p><p>　　=1698.51+374.58=207

89、3.09N</p><p><b>　　1254.96N</b></p><p>　?。?）求軸承的當量動載荷P</p><p>　　軸承Ⅰ：=2073.09/4266.88=0.49>e=0.35</p><p>　　=1.5×(0.4×4266.88+1.7×2073.09)=78

90、46.51N</p><p>　　軸承Ⅱ：=1254.96/5774.95=0.22<e=0.35</p><p>　　1.5×5774.95=8662.43N</p><p>　　因軸承尺寸相同且,故應以作為軸承壽命計算的依據(jù)。</p><p>　?。?）求軸承的實際壽命</p><p>　　已知滾子

91、軸承=10/3</p><p>　　=385063h>L=24000h</p><p>　　故所選軸承滿足要求。</p><p>　　3、減速器低速軸滾動軸承的選擇與壽命計算</p><p><b>　?。?）軸承的選擇</b></p><p>　　根據(jù)受力要求，軸承將承受較大的徑向力和軸向

92、力，選取圓錐滾子軸承，由參考文獻表15-3選用型號為30213，其主要參數(shù)為：d=65㎜,D=120㎜,Cr=112KN,e=0.42,Y=1.4。</p><p>　　查參考文獻表14-11：當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.4</p><p>　?。?）計算軸承受力（如圖11）</p><p><b>　　求軸向載荷</b>&

93、lt;/p><p>　　根據(jù)“軸的設計”中已算出的低速軸3的軸的支反力：</p><p><b>　　3372.19N</b></p><p><b>　　6866.84N</b></p><p><b>　　求軸向載荷</b></p><p>　　軸承內(nèi)部

94、軸向力Fs,按參考文獻表14-13：</p><p>　　3372.19/2×1.4=1204.35N</p><p>　　=6866.84/2×1.4=2452.44N</p><p><b>　　軸承的軸向載荷：</b></p><p>　　其中 =2337.19N,因使得軸承Ⅰ被“壓緊”，故：&

95、lt;/p><p>　　=2452.44+2337.19=4789.63N</p><p><b>　　=1204.35N</b></p><p>　?。?）求軸承的當量動載荷</p><p>　　軸承Ⅰ:=4789.63/3372.19>e=1.42</p><p>　　查參考文獻表14-12

96、，=1.5</p><p>　　1.5×(0.4×3372.19+1.4×4789.63)=12081.51N</p><p>　　軸承Ⅱ:=1204.35/6866.84=0.36<e=0.175</p><p>　　=1.5×6866.84=10300.26N</p><p>　　因所選兩軸承

97、相同，且，故應以作為軸承壽命計算的依據(jù)。</p><p>　　（4）求軸承的實際壽命</p><p>　　已知滾子軸承ε=10/3</p><p>　　=521877h>L=24000h</p><p>　　即所選軸承滿足使用要求。</p><p><b>　　八、聯(lián)軸器的選擇</b><

98、;/p><p>　　1、輸入端聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　根據(jù)工作情況要求，決定高速軸1與電動機軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻15-1，計算轉矩為，由轉矩變化較小，查參考文獻表15-1有=1.5，又因=240.02N·m,所以=1.5×242.02=363.03N·m</p><p>　　根據(jù)=363.03N·m小于公

99、稱轉矩，n=730r/min小于許用轉速及電動機軸伸直徑=60㎜,高速軸軸伸直徑d=40㎜,查參考文獻表22.5-37，選用型其公稱轉矩630N·m,許用轉速5000r/min,軸孔直徑范圍d=30～48㎜,孔長=82㎜，=82㎜，滿足聯(lián)接要求。</p><p>　　標記為:HL3聯(lián)軸器</p><p>　　2、輸出端聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　根據(jù)

100、工作情況要求，決定低速軸3與運輸機主軸之間也選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻15-1，計算轉矩為，依然查參考文獻表15-1有=1.5，此時T=3076.20N·m,所以=1.5×3076.20=4614.30N·m</p><p>　　根據(jù)=4614.30N·m小于公稱轉矩，=52r/min小于許用最高轉速及輸出軸軸伸直徑d=55㎜,查參考文獻表22.5-37，選用LH7型其

101、公稱轉矩6300N·m,許用轉速2240r/min,軸孔直徑范圍d=70～110㎜,孔長=82㎜，=82㎜，滿足聯(lián)接要求。</p><p>　　標記為:HL5聯(lián)軸器</p><p>　　九、鍵聯(lián)接的選擇和驗算</p><p>　　1、聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=40㎜

102、，查參考文獻表3.2-18得b×h=12×8,因半聯(lián)軸器長82㎜，故取鍵長L=70㎜，即d=40㎜,h=8㎜,l=L-b=58㎜,T=242.02N·m</p><p>　　由中等沖擊，查參考文獻得=90MPa,</p><p>　　所以4×1000×242.02/40×8×58=52.16MPa<=90MPa&l

103、t;/p><p>　　故此鍵聯(lián)接強度足夠。</p><p>　　2、小圓錐齒輪與高速軸1的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=30㎜，查參考文獻表3.2-18得b×h=12×8,取鍵長L=50㎜，即d=40㎜,h=8㎜,l=L-b=38㎜,T=242.02N·m</p><p>

104、　　由中等沖擊，查參考文獻得=90MPa,</p><p>　　所以4×1000×242.02/40×8×38=79.61MPa<=90MPa</p><p>　　故此鍵聯(lián)接強度足夠。</p><p>　　3、大圓錐齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79）

105、，由d=46㎜，查參考文獻表3.2-18得b×h=14×9,因大圓錐齒輪齒寬60㎜，故取鍵長L=50㎜，即d=46㎜,h=9㎜,l=L-b=36㎜,T=570.38N·m</p><p>　　由輕微沖擊，查參考文獻得=120MPa,</p><p>　　所以4×1000×570.38/46×9×36=153.08Mpa&

106、gt;=120MPa</p><p>　　故采用雙鍵聯(lián)接4×1000×570.38/46×9×1.5×36=102<。</p><p>　　4、小斜齒圓柱齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接</p><p>　　小斜齒圓柱齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接利用圓頭普通平鍵（GB1095-79）</p><p>　

107、　由軸直徑d=50mm查參考文獻可得b×h=16×10,因為小斜齒輪的齒寬為120mm,故可取鍵長L=100mm,則l=L-b=84mm</p><p>　　由已知條件：輕微沖擊可查參考文獻知[]=120MPa</p><p>　　=4×570.38/50×10×84</p><p><b>　　=54.1

108、MPa</b></p><p>　　故鍵可滿足強度要求。</p><p>　　5、大斜齒圓柱齒輪與低速軸3的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=70㎜，查參考文獻表3.2-18得b×h=20×12,因大圓錐齒輪齒寬為125㎜，故取鍵長L=100㎜，即d=70㎜,h=12㎜,l=L-b=80㎜,T=

109、3076.20N·m</p><p>　　由輕微沖擊，查參考文獻得=120MPa,</p><p>　　所以4×1000×3076.20/70×12×80=163Mpa>=100MPa</p><p>　　故采用雙鍵連接4×1000×3076.20/70×12×80

110、15;1.5=108<。</p><p>　　6、輸出端與聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=55㎜，查參考文獻表3.2-18得b×h=16×10,因半聯(lián)軸器長82㎜，故取鍵長L=70㎜，即d=55㎜,h=10㎜,l=L-b=54㎜,T=3076.20N·m</p><p>　　由輕微

111、沖擊，查參考文獻得=120MPa,</p><p>　　所以4×1000×3076.20/55×10×54=115.36MPa<=120MPa</p><p>　　故此鍵聯(lián)接強度足夠。</p><p><b>　　十、箱體的設計</b></p><p>　　箱體是減速器中所有

112、零件基基座，必須保證足夠的強度和剛度，及良好的加工性能，便于裝拆和維修，箱體由箱座和箱蓋兩部分組成，均采用HT200鑄造而成，具體形狀及尺寸見裝配圖。</p><p>　　十一、減速器附件的設計</p><p><b>　?。?）檢查孔：</b></p><p>　　為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，在箱體頂部能直接觀察到齒輪嚙合

113、的部位處設置檢查孔，平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。</p><p><b>　　（2）通氣器：</b></p><p>　　減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，在箱體頂部裝設通氣器。</p><p><b>　?。?）

114、軸承蓋：</b></p><p>　　為固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中有密封裝置。</p><p><b>　?。?）定位銷：</b></p><p>　　為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造和加工時的精度，在箱蓋與箱座的縱

115、向聯(lián)接凸緣上配裝定位銷，彩用兩個圓錐銷。</p><p><b>　?。?）油尺：</b></p><p>　　為方便檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，以經(jīng)常保待油池內(nèi)有適量的油，在箱蓋上裝設油尺組合件。</p><p><b>　?。?）放油螺塞；</b></p><p>　　為方便換油時排放污油和清洗

116、劑，在箱座底部、油池的最低位置開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈。</p><p><b>　?。?）啟箱螺釘：</b></p><p>　　為方便拆卸時開蓋，在箱蓋聯(lián)接凸緣上加工2個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端的啟箱螺釘。</p><p><b>　　十二、潤滑和密封</b></

117、p><p>　　齒輪傳動用浸油方式潤滑，圓錐滾子軸承用潤滑脂潤滑；軸承端蓋處采用墊片密封，輸入輸出軸處采用橡膠圈密封，箱蓋和箱處接處部分用密封膠或水玻璃密封。</p><p><b>　　十三、設計總結</b></p><p>　　這次課程設計綜合運用我們所學的機械設計課程和其它的先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學的

118、知識；通過設計實踐，我們逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)了分析問題和解決問題的能力；通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，我們進行了全面的機械設計及基本技能的訓練。</p><p><b>　　參考文獻：</b></p><p>　　[1]吳相憲等主編，實用機械設計手冊，中國礦業(yè)大學出版社，1

119、993</p><p>　　[2]洪鐘德主編，簡明機械設計手冊，同濟大學出版社，2002</p><p>　　[3]機械設計手冊編委會編著，機械設計手冊第3卷，機械工業(yè)出版社，2004</p><p>　　[3]王昆、何小柏、汪哲遠主編，機械設計課程設計，高等教育出版社，2006</p><p>　　[5]濮良貴、紀名剛主編，機械設計（第八版