麥秸打包機機構(gòu)及傳動裝置設(shè)計含3張CAD圖

麥秸打包機機構(gòu)及傳動裝置設(shè)計含3張CAD圖,麥秸,打包機,機構(gòu),傳動,裝置,設(shè)計,cad 目錄 1. 設(shè)計任務(wù)書…………………………………………………… P3 2. 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計及分析 l 運動方案設(shè)計……………………………………………… P4 l 機構(gòu)運動分析……………………………………………… P5 l 機構(gòu)受力分析計算………………………………………… P6 3. 傳動裝置的總體設(shè)計 l 傳動方案…………………………………………………… P8 l 電動機的選擇及分配傳動比……………………………… P8 l 帶的傳動設(shè)計計算及校核………………………………… P10 l 高速級圓柱齒輪傳動設(shè)計計算及校核…………………… P13 l 低速級圓柱齒輪傳動設(shè)計計算及校核…………………… P18 l 潤滑及密封的選擇………………………………………… P23 l 減速器軸的設(shè)計計算及校核、聯(lián)軸器及軸承的選擇…… P23 l 軸承的校核………………………………………………… P31 l 鍵的選擇及校核…………………………………………… P37 l 減速器附件的選擇及說明………………………………… P37 l 箱體設(shè)計及說明…………………………………………… P38 4. 設(shè)計小結(jié)……………………………………………………… P39 5. 參考資料……………………………………………………… P40 6、附錄 一、設(shè)計任務(wù)書 1、設(shè)計題目：麥秸打包機機構(gòu)及傳動裝置設(shè)計 2、打包機工作原理簡介 人工將麥秸挑到料倉上方，撞板B上下運動（不一定是直線運動）將麥秸喂入料倉，滑塊A在導(dǎo)軌上水平往復(fù)運動，將麥秸向料倉前部推擠。每隔一定時間往料倉中放入一塊木板，木版的兩面都切出兩道水平凹槽。這樣，麥秸將被分隔在兩塊木版之間并被擠壓成長方形。從料倉側(cè)面留出的空隙中將兩根彎成∏型的鐵絲穿過兩塊木版凹槽留出的空洞，在料倉的另一側(cè)將鐵絲絞接起來，麥秸即被打包，隨后則被推出料倉。 打包機由電動機驅(qū)動，經(jīng)傳動裝置減速，再通過適當?shù)臋C構(gòu)實現(xiàn)滑塊和撞板的運動。傳動裝置有以下三種方案： I：帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器； II：圓錐圓柱齒輪減速器； III：蝸桿減速器 3、設(shè)計參數(shù)及說明 執(zhí)行構(gòu)件的位置和運動尺寸如圖1所示，當滑塊處于極限位置A1和A2時，撞板分別處于極限位置B1和B2。一個工作循環(huán)所需時間為T。撞板的質(zhì)量m = 15kg，依靠重力將麥秸喂入料倉。滑塊所受載荷如圖2所示，其中P1 = 50N， T=1.05，P2=7900，l1=300，l2=400，l3=260，l4=820，l5=200，l6=600 4、說明和要求： （1） 工作條件：一班制，田間作業(yè)，每年使用二個月； （2） 使用年限：六年； （3） 生產(chǎn)批量：小批量試生產(chǎn)（十臺）； （4） 生產(chǎn)條件：一般機械廠，可加工7級精度齒輪、蝸桿及蝸輪； （5） 動力來源：三相交流電（220V/380V）； （6） 工作周期T的允許誤差為±3%之內(nèi)； 二、執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計及分析 1、運動方案設(shè)計 經(jīng)過設(shè)計有如下三種運動方案： 1、 方案說明： 該機構(gòu)有7個運動件，其中4個是滑動件，3根轉(zhuǎn)動件，桿1為主動件 2、 方案說明： 該機構(gòu)有5個運動件，其中兩個滑動件，三個轉(zhuǎn)動件，桿1為主動件 3、 方案說明：該機構(gòu)由7個運動件構(gòu)成，其中一個滑動件，6個轉(zhuǎn)動件，桿AB為主動件 方案比較：從運動件的構(gòu)成上看，第一種方案的滑動件最多，這也就意味著摩擦大，將來該機構(gòu)的強度要求要比第2、3種方案高，而且機構(gòu)數(shù)目多，機器復(fù)雜。 而第二種方案，雖然機構(gòu)數(shù)目較少，但其滑動副相對第三種要多，因此最終確定第一種方案為最佳方案！ 2、機構(gòu)運動分析 根據(jù)所選機構(gòu)進行設(shè)計，參數(shù)如下： 各桿長度為：LAB=388mm;LBC=1315mm;LAD=108mm;LDE=333mm;LEF=356mm;LFM=949mm;LFG=120mm;LMN=219mm;e=400mm; RRP桿組的傳動角為53.18°；RRR桿組的傳動角為51.679°；極位夾角12° 執(zhí)行構(gòu)件MN與滑塊C的運動分析如下圖： 見圖1，當XT>XN時，即滑塊的右上角T位于撞板MN的右邊，此時，為了防止兩個執(zhí)行件相互干涉，圖2的YN應(yīng)該大于YT，也就是說，圖二的兩根黑線必須位于圖一的兩根黑線內(nèi)，故該機構(gòu)的兩個執(zhí)行件不會相互干涉！ 3、機構(gòu)受力分析計算 根據(jù)機構(gòu)的運動進行力的分析，設(shè)機架A點正下方與滑塊中心線相交點為原點建立坐標系，力的方向向右為正： 首先根據(jù)滑塊的運動方向確定機構(gòu)的外載荷： 當滑塊處于向右運動的過程時： P=P1+(XC-XCmin)(P2-P1)/L4=50+(XC-837)*7950/820 當滑塊處于向左運動的過程時：P=-P1=-50N 由滑塊力平衡得： FBCX=-P； FBCY=SIN(QBC)/COS(QBC)*FBCX 得:FBC= 由于撞板是三力構(gòu)件，根據(jù)力的平衡可知，撞板的重力均作用在FM桿上即：FFM=mg 對于桿EFM，根據(jù)力矩平衡條件可得FDEX=FFM*(XF-XM)/((YE-YF)+SIN(QDE)/COS(QDE)*(XF-XE)) FDEY=FFM*(XF-XM)*SIN(QDE)/COS(QDE)/((YE-YF)+(XF-XE)*SIN(QDE)/COS(QDE)) FDE= 根據(jù)的力的平衡條件可得： FFX=-FDEX FFY=FFM-FDEY FF= 對ABD構(gòu)件進行力的分析，根據(jù)力矩的平衡可得運動所需的轉(zhuǎn)矩MA為： MA=FBCY*(XB-XA)+FDEX*(YA-YD)+FDEY*(XD-XA)-FBCX*(YB-YA) 根據(jù)力的平衡條件可得： FAX=FBCX+FDEX FAY=FBCY+FDEY FA= 根據(jù)以上對機構(gòu)的分析可編寫計算機構(gòu)運動所需的總力矩MA及各運動副所受的力，程序見附錄1 由程序得出的MA-QAB曲線圖： 其中最大值MAmax= 215876N*mm 三、 傳動裝置的總體設(shè)計 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 一、傳動方案 方案簡圖 二、電動機的選擇及分配傳動比 1、電動機的選擇 2、電動機功率 由序號確定為 帶傳動+兩級圓柱斜齒輪減速器 選用Y系列電動機 根據(jù)工作機的載荷情況,取工作機平均功率為： == 根據(jù)可以求得工作機所需功率為： Pw=1.8=1.8×3143.33 查[1]第三頁表1-7可知： 8級圓柱傳動效率： η1=η2=0.97 V帶傳動效率： η3=0.96 彈性聯(lián)軸器的傳動效率： η4=0.99~0.995 取η4=0.99 球軸承的傳動效率： η5=η6=η7=0.99 由此可求得傳動裝置的總效率η： 根據(jù)[1]第170頁公式：η=η1η2η3η4η5η6η7=0.97×0.97×0.96×0.99×0.99×0.99×0.99 由此可求得電動機所需輸出功率： 根據(jù)[1]第170頁公式：Pd== 序號為4 =3143.33W Pw=5658.0W η=0.868 Pd=6518.43W 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 4、選定電動機 5、分配傳動比 6、確定各軸動力參數(shù) 由此可求得電動機額電功率Pm： Pm=（1~1.3）Pd，取Pm=1.2Pd=1.2×6518.43=7822.11W 查【1】第155頁表12-1: 根據(jù)Pm>Pd 取電動機的額定功率 綜合考慮電動機的性價比，優(yōu)先選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min 由此選定電動機型號： Y 132M-4 根據(jù)工作機的工作周期T可求得工作機的輸入轉(zhuǎn)速為： nw=60/T 由此可求得傳動裝置的總傳動比i 根據(jù)【1】第171頁公式：i=i1 i2 i3= nm / nw=1440/57.14 查【1】第3頁表1-8得： V帶傳動比i1<7 齒輪傳動比i2<8；i3<8 根據(jù)【1】第169頁表13-2 取i1=2.267 根據(jù)【1】第171頁原則：i2=（1.3~1.5）i3 取i2=3.8；i3=2.883 驗算σi== 根據(jù)【1】第172頁公式可得： 各軸轉(zhuǎn)速： n1= nm/i1=1440/2.267 n2= nm/（i1i2）=1440/（2.267×3.8） n3= nm/（i1i2i3）=1440/（2.267×3.8×2.883） nw = n3 各軸輸入功率： P1=Pd×η3=6518.43×0.96 P2=P1×η1×η5=6518.43×0.96×0.97×0.99 P3=P2×η2×η6=6518.43×0.96×0.97×0.99×0.97×0.99 Pw=P3×η4×η7=6518.43×0.96×××0.99 各軸輸入轉(zhuǎn)矩： T1=9.55×P1/n1=9.54516×Nmm T2=9.55×P2/n2=3.483159× Nmm T3=9.55×P3/n3=9.64476× Nmm Pm=7.5KW nm=1440r/min 電動機型號Y 132M-4 nw=57.14r/min i=25.2 i1=2.267 i2=3.8 i3=2.883 σi=1.46%<3% n1=626.087r/ min n2=164.76 r/ min nw = n3=57.14 r/ min P1=6257.70W P2=6009.27W P3=5770.70W Pw=5655.86W 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 三、帶的傳動設(shè)計計算及校核 1、確定計算功率 2、選擇帶型 3確定帶輪的基準直徑dd1和dd2 4、確定中心距a和帶的基準長度Ld Tw=9.55×Pw /nw=9.4528288× Nmm 軸 名 參 數(shù) 電動機軸 1軸 2軸 3軸 工作機軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 1440 626.087 164.76 57.14 57.14 功率（KW） 6.51843 6.25770 6.00927 5.77070 5.65586 轉(zhuǎn)扭（Nmm） 9.54516× 3.483159× 9.64476× 9.4528288× 傳動比 2.267 3.8 2.883 1 效率 0.96 0.9603 0.9603 0.9801 根據(jù)【2】第151頁公式可得： 計算功率Pca=KAP 查【2】第151頁表8-6得KA=1.2 則Pca=KAP= KAPd=1.2×6.51843KW 根據(jù)Pca，n1查【2】第152頁圖8-9選用SPZ窄V帶 查【2】第145頁表8-3得dd1min=63mm 查【2】第153頁表8-7及所選電動機中心高取 dd1=90mm<132mm 根據(jù)【2】第147頁式8-15得 dd2=i1 dd1=204mm 查【2】第153頁表8-7取dd2=204mm 驗算帶速，根據(jù)【2】第146頁式8-13得 v1=≈=6.79m/s v2=≈=1.786m/s 根據(jù)【2】第153頁原則驗算帶速合格 根據(jù)【2】第154頁公式及考慮傳動結(jié)構(gòu)需要 0.7（dd1+dd2）<<2(dd1+dd2) Pca=7.8216KW 選用SPZ窄V帶 dd1=90mm dd2=204mm v1=6.79m/s v2=1.786m/s 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 5、驗算主動輪上的包角 6、確定帶的根數(shù)z 7、確定帶的預(yù)緊力 初定：207.9mm<=350mm<594mm 根據(jù)【2】第154頁式8-20 L’d≈2+（dd1+dd2）+=11176.30mm 查【2】第142頁表8-2取Ld的標準值1250mm 根據(jù)【2】第154頁式8-21計算實際中心距a a≈+=350+ 中心距調(diào)整范圍amin=a-0.015Ld=368.1mm amax=a+0.03Ld=424.35mm 根據(jù)【2】第154頁公式 α1≈180°-×57.5°=180°-×57.5° 根據(jù)【2】第154頁式8-22計算帶的根數(shù)z= 根據(jù)n1、dd1、i1查【2】第150頁表8-5c得 單根帶的基本額定功率： 用插值法：=1.98-=1.958kw 根據(jù)n1、i1查【2】第150頁表8-5d得： 單根帶的基本額定功率增量=0.22kw 根據(jù)α1查【2】第14頁表8-8用插值法得包角系數(shù)： =0.96-≈0.95522 根據(jù)Ld查【2】第142頁表8-2得長度系數(shù)： =0.94 則，帶數(shù)z== 根據(jù)【2】第155頁式8-23計算帶的預(yù)緊力 =500+q =350mm L’d≈1176.30mm Ld=1250mm a=386.85mm<594mm amin=368.1mm amax=424.35mm α1≈162.61°>120° =1.958kw =0.22kw ≈0.95522 =0.94 z=3.999取z=4 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 8、計算帶傳動作用在軸上的力Fp 9、小帶輪材料選擇及結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)帶型查【2】第145頁表8-4得： V帶單位長度的質(zhì)量q=0.07kg/m 由此可計算出=500+q 500 根據(jù)【2】第155頁式8-24計算帶的壓軸力Fp Fp===2289.567N 根據(jù)【2】第156頁選擇帶輪材料為HT200 根據(jù)【2】第159頁選擇帶輪的張緊裝置為定期張緊裝置 根據(jù)【2】第156頁原則 查【1】第156頁表12-3得帶輪的孔徑為38mm dd1=90mm<2.5d=95mm故采用實心式 根據(jù)帶型查【2】第157頁表得帶輪的參數(shù)： 基準寬度bd=8.5mm 基準線上槽深hamin=2.0mm 基準線下槽深hfmin=9.0mm 槽間距e=12mm 第一槽對稱面至端面距離f=81mm 最小輪緣厚=5.5mm 帶輪寬B=（z-1）e+2f=52mm 外徑=+2=94mm 輪槽角=38° =230.35N Fp=2289.567N 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 四、高速級圓柱齒輪傳動設(shè)計計算及校核 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 2、按齒面接觸疲勞強度計算 根據(jù)傳動方案及工作機用途查【2】第208頁表10-8 選定8級圓柱斜齒輪傳動 根據(jù)工作機用途查【2】第189頁表10-1 小齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度為280HBS 大齒輪選用45 調(diào)質(zhì)處理 硬度為240HBS 初選Z1=27，Z2=iZ1=103 取=14° 根據(jù)【2】第216頁式10-21 確定公式內(nèi)各值 1、 初選K=4.3 2、 根據(jù)查【2】第215頁圖10-30得=2.433 3、 根據(jù)Z1、Z2查【3】第131頁式6-45 ≈ =1.679 4、 根據(jù)減速器齒輪布置查【2】第201頁表10-7取=1 5、 根據(jù)齒輪材料查【2】第198頁表10-6得材料的彈性系數(shù)=189.8 6、 根據(jù)齒輪齒面硬度查【2】第207頁圖10-21d得 小齒輪的接觸疲勞強度極限=750MPa 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa 7、 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60720118606=1.244 N2=N1/3.8=3.274 8、由N1、N2查【2】第203頁圖10-19得 小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=0.97 大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=1.05 9、 計算接粗疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 小齒輪40Cr 280HBS 大齒輪45 240HBS Z1=27 Z2= 103 ≈1.679 =189.8 =750MPa =550MPa =0.97 =1.05 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 根據(jù)【2】第202頁式10-12計算得 =727.5MPa =577.5MPa 則=652.5MPa 則 計算圓周速度v==2.217m/s 計算齒寬b及模數(shù)mnt 根據(jù)【2】第197頁公式計算得b==67.63mm 根據(jù)【3】第130頁式6-40得= 計算載荷系數(shù)K 1、 根據(jù)工作機使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.5 2、 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.15 3、 根據(jù)b、、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得： =1.15+0.18（1+0.6）+0.31b =1.15+0.18（1+0.6）+0.3167.63 根據(jù)=2822.7118N；=62.60N/mm 查【2】第193頁表10-3得取=1.783 根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K K==1.51.151.4591.783 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 根據(jù)【2】第200頁式10-10a =67.73 =652.5MPa 67.63mm v=2.217m/s b=67.63mm =2.43 =1.5 =1.15 =1.459 =62.60N/mm<100N/ mm =1.783 K=4.487 =68.599mm 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 3、初定傳動主要 4、精確計算齒面接觸疲勞強度 根據(jù)【3】第130頁式6-40得= 根據(jù)【4】第77頁表4-2取標準值=2.5 根據(jù)【3】第130頁式6-41計算中心距a a===167.47mm取整168mm 修正 ===14.70132 根據(jù)【3】第130頁式6-40計算分度圓直徑和齒寬 =69.785mm =266.215mm 取B2=70mm，B1=B2+5=75mm 圓周速度v===2.288m/s 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.15 根據(jù)b、、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得： =1.15+0.18（1+0.6）+0.31b =1.15+0.18（1+0.6）+0.3169.785 根據(jù)=2735.591N；=58.62N/mm 查【2】第193頁表10-3得取=1.795 根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K K==1.51.151.461.795 根據(jù)【2】第200頁式10-10a =2.4652 取=2.5 a=168mm =14°42’4’’ =69.785mm =266.215mm B2=70mm B1 =75mm v=2.288m/s =1.15 =1.46 <100N/m =1.795 K=4.521 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 5、校核齒根彎曲疲勞強度 =67.63=68.769mm<69.785mm 故上述齒輪的主要尺寸及參數(shù)適用 根據(jù)【2】第213頁式10-16校核彎曲疲勞強度 = 根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K K= 1、 根據(jù)工作機使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.5 2、 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.15 3、 根據(jù)【3】第130頁式6-38及式6-39得 h=2.25=2.252.5=5.625則B2/h=70/5.625=12.444 4、 根據(jù)B2/h、查【2】第195頁圖10-13得：=1.45 5、 查【2】第193頁表10-3得= =1.795 故K=1.51.151.451.795=4.49 根據(jù)【3】第132頁式6-46計算當量齒數(shù) ===29.84 ===113.82 根據(jù)、查【2】第197頁表10-5用插值法得： =2.52-(2.52-2.53)(30-29.84)/(30-29)=2.5216 =1.625-(1.625-1.62)(30-29.84)/(30-29)=1.6242 =2.14-(2.14-2.18)(150-113.82)/(150-100)=2.169 =1.83-(1.83-1.79)(150-113.82)/(150-100)=1.801 齒面接觸疲勞強度校核通過 =1.5 =1.15 =1.45 =1.795 K=4.49 =29.84 =113.82 =2.5216 =1.6242 =2.169 =1.801 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 6、驗算傳動比 根據(jù)【2】第213頁公式計算斜齒輪的縱向重合度 =0.318=0.318127tan14.70132°=2.253 根據(jù)、查【2】第215頁圖10-28得=0.88 故 == == 根據(jù)【2】第202頁式10-12計算齒輪的齒根彎曲許用應(yīng)力 = 根據(jù)齒輪材料查【2】第204頁圖10-20c得： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限=620MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限=440MPa 根據(jù)N1，N2查【2】第202頁得 小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.95 大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.97 則根據(jù)【2】第202頁取安全系數(shù)S=1.4 ===420.7MPa> ===304.86MPa> 校核通過 高速級齒輪的傳動比為i==3.8148 傳動比誤差為==0.3%<3%合格 =2.253 =150.66MPa =143.70MPa =620MPa =440MPa =0.95 =0.97 =420.7MPa =304.86MPa 齒輪的彎曲疲勞強度校核通過 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 五、低速級圓柱齒輪傳動設(shè)計計算及校核 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 2、按齒面接觸疲勞強度計算 根據(jù)傳動方案及工作機用途查【2】第208頁表10-8 選定8級圓柱斜齒輪傳動 根據(jù)工作機用途查【2】第189頁表10-1 小齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度為260HBS 大齒輪選用45 調(diào)質(zhì)處理 硬度為230HBS 初選Z1=31，Z2=iZ1=89 取=14° 根據(jù)【2】第216頁式10-21 確定公式內(nèi)各值 1、 初選K=2.8 2、 根據(jù)查【2】第215頁圖10-30得=2.433 3、 根據(jù)Z1、Z2查【2】第214頁圖10-26得 =0.78，=0.88，=+=1.66 4、 根據(jù)減速器齒輪布置查【2】第201頁表10-7取=1 5、 根據(jù)齒輪材料查【2】第198頁表10-6得材料的彈性 系數(shù)=189.8 6、 根據(jù)齒輪齒面硬度查【2】第207頁圖10-21d得 小齒輪的接觸疲勞強度極限=617MPa 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa 7、 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60164.76118606=2.847 N2=N1/2.883=9.875313 8、 由N1、N2查【2】第203頁圖10-19得 小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=1.06 大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=1.15 9、 計算接粗疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 小齒輪40Cr 260HBS 大齒輪45 230HBS Z1=31 Z2= 89 ≈1.66 =189.8 =617MPa =550MPa =1.06 =1.15 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 根據(jù)【2】第202頁式10-12計算得 =654.02MPa =632.50MPa 則=643.26MPa 則 計算圓周速度v==0.81m/s 計算齒寬b及模數(shù)mnt 根據(jù)【2】第197頁公式計算得b==93.43mm 根據(jù)【3】第130頁式6-40得= 計算載荷系數(shù)K 1、 根據(jù)工作機使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.5 2、 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.08 3、 根據(jù)b、、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得： =1.15+0.18（1+0.6）+0.31b =1.15+0.18（1+0.6）+0.3193.43 根據(jù)=7456.19N；=119.71N/mm 查【2】第193頁表10-3得=1.2 根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K K==1.51.081.4671.2 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 根據(jù)【2】第200頁式10-10a =93.43 =643.26MPa 93.43mm v=0.81m/s b=93.43mm =2.9243 =1.5 =1.08 =1.467 =119.71N/mm>100N/ mm =1.2 K=2.852 =94.003mm 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 3、初定傳動主要 4、精確計算齒面接觸疲勞強度 根據(jù)【3】第130頁式6-40得= 根據(jù)【4】第77頁表4-2取標準值=3 根據(jù)【3】第130頁式6-41計算中心距a a===185.5mm取整186mm 修正 ===14.59255 根據(jù)【3】第130頁式6-40計算分度圓直徑和齒寬 =96.100mm =275.900mm 取B2=97mm，B1=B2+5=102mm 圓周速度v===0.829m/s 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.085 根據(jù)b、、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得： =1.15+0.18（1+0.6）+0.31b =1.15+0.18（1+0.6）+0.3196.100 根據(jù)=7249.03N；=112.10N/mm 查【2】第193頁表10-3得=1.2 根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K K==1.51.0851.4681.2 根據(jù)【2】第200頁式10-10a =2.9423 取=3 a=186mm =14°35’33’’ =96.100mm =275.900mm B2=97mm B1 =102mm v=0.829m/s =1.085 =1.468 >100N/m =1.2 K=2.87 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 5、校核齒根彎曲疲勞強度 =93.43=94.202mm<96.100mm 故上述齒輪的主要尺寸及參數(shù)適用 根據(jù)【2】第213頁式10-16校核彎曲疲勞強度 = 根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K K= 1、 根據(jù)工作機使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.5 2、根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.085 3、根據(jù)【3】第130頁式6-38及式6-39得 h=2.25=2.253=6.75則B2/h=97/6.75=14.37 4、根據(jù)B2/h、查【2】第195頁圖10-13得：=1.44 5、查【2】第193頁表10-3得= =1.2 故K=1.51.0851.21.44=2.812 根據(jù)【3】第132頁式6-46計算當量齒數(shù) ===34.20 ===98.20 根據(jù)、查【2】第197頁表10-5用插值法得： =2.45-(2.45-2.52)(35-34.20)/(35-30)=2.4612 =1.65-(1.65-1.625)(35-34.20)/(35-30)=1.646 =2.18-(2.18-2.2)(100-98.20)/(100-90)=2.1836 =1.79-(1.79-1.78)(100-98.20)/(100-90)=1.7882 齒面接觸疲勞強度校核通過 =1.5 =1.085 =1.44 =1.2 K=2.812 =34.20 =98.20 =2.4612 =1.646 =2.1836 =1.7882 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 6、驗算傳動比 根據(jù)【2】第213頁公式計算斜齒輪的縱向重合度 =0.318=0.318131tan14.59255°=2.566 根據(jù)、查【2】第215頁圖10-28得=0.88 故 == == 根據(jù)【2】第202頁式10-12計算齒輪的齒根彎曲許用應(yīng)力 = 根據(jù)齒輪材料查【2】第204頁圖10-20c得： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 根據(jù)N1，N2查【2】第202頁得 小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.97 大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.98 則根據(jù)【2】第202頁取安全系數(shù)S=1.4 ===346.43MPa> ===266MPa> 校核通過 低速級齒輪的傳動比為i==2.871 傳動比誤差為==0.4%<3%合格 =2.566 =150.44MPa =145.00MPa =500MPa =380MPa =0.97 =0.98 =346.43MPa =266MPa 齒輪的彎曲疲勞強度校核通過 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 六、潤滑及密封的選擇 七、減速器軸的設(shè)計計算及校核、聯(lián)軸器及軸承的選擇 由于高速級齒輪的圓周速度v=2.288m/s>2m/s，故軸承選用油潤滑 根據(jù)【2】第231頁表10-11及【2】第232頁表10-12選用硫-磷型極壓工業(yè)齒輪油200 根據(jù)【2】第326頁滾動軸承的密封裝置選用原則采用氈圈密封 1、 1軸的設(shè)計 l 材料選擇 根據(jù)高速級小齒輪的材料，該軸為齒輪軸故材料選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 =70MPa l 按扭轉(zhuǎn)強度條件初估軸的最小直徑 根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑 d 根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=112~97取110 則=110=23.69mm 考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算 （1+6%）=25.11mm圓整為26mm 故=26mm l 根據(jù)最小軸徑確定軸與大帶輪配合處軸徑 考慮小帶輪的孔徑為38mm初取大帶輪孔徑為45mm 即軸1處直徑=45mm并根據(jù)大帶輪輪轂寬取l1=62mm l 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 選用油潤滑 潤滑油選用硫-磷型極壓工業(yè)齒輪油200 密封裝置：氈圈密封 軸材料：40Cr =70MPa =26mm =45mm l1=62mm 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 l 確定軸的各段直徑及長度 為滿足大帶輪輪轂的軸向定位，取==55mm 并根據(jù)此軸徑初選軸承，因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承，查【1】第71頁選用軸承型號為： 7211AC 標記：滾動軸承 7211AC GB/T 292-94 軸承參數(shù)：dDBa=5510021649120.9 為滿足右軸承的軸向定位，軸承一段用端蓋定位，另一端根據(jù)大小選定=64mm 根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm 為滿足左軸承的軸向定位，一端用端蓋頂住，另一端選用擋油環(huán)頂住，根據(jù)【5】第81頁取擋油環(huán)最小厚度=6mm，距離軸承1mm 根據(jù)【1】第146頁取齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離=11mm則 l5=+--1=9mm 為滿足軸承的載荷均勻，軸末端伸出2mm，故 l6=B++1+2=30mm；由齒輪輪轂寬確定l4=75mm 根據(jù)【1】第146頁取軸承旁聯(lián)接螺栓型號為M16 下箱體厚為=10，調(diào)整墊片厚度取2mm 查【1】第149頁確定扳手空間C1+C2++5=57mm 查【1】第154頁確定端蓋厚度e=9.6mm， 根據(jù)【1】第181頁取軸段5伸出端蓋長度為L’=20mm 故l2= L’+ C1+C2++5+2+e-=83.6mm 根據(jù)左右內(nèi)箱壁距離（本說明書2軸設(shè)計得到）為208.5mm 則l3=208.5-l4-l5--1+2=127.5mm l 選擇密封圈 根據(jù)查【1】第85頁表7-12選用半粗羊毛氈氈圈 標記：氈圈 55 JB/ZQ 4606-86 l 計算跨距： L1=（62+2）/2+l2-B+a=136.5mm L2=B+l3+l4/2-a=165.1mm L3=B++l5-a+1+l4/2=52.6mm ==55mm 軸承型號為7211AC =64mm =5mm =11mm l5=9mm l6=30mm l4=75mm l2= 83.6mm l3=127.5mm 氈圈 55 JB/ZQ 4606-8 L1=136.5mm L2=165.1mm L3=52.6mm 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 2、 2軸的設(shè)計 l 材料選擇 根據(jù)【2】第355頁，該軸材料選用45 調(diào)質(zhì)處理 =60MPa l 按扭轉(zhuǎn)強度條件初估軸的最小直徑 根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑 d 根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=112~97取103 則=103 考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算 （1+5%）=35.87mm圓整為36mm 故=36mm l 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 l 確定軸的各段直徑及長度 根據(jù)最小軸徑初選軸承，因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承，查【1】第71頁選用軸承型號為： 7211AC 標記：滾動軸承 7211AC GB/T 292-94 軸承參數(shù)：dDBa=5510021649120.9 根據(jù)軸承小徑選定==55mm 材料選用45 =60MPa =36mm 滾動軸承 7211AC GB/T 292-94 ==55mm 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 根據(jù)齒輪孔徑取軸徑==60mm 為了滿足兩齒輪的軸向定位根據(jù)【2】第357頁原則取軸肩高度h=6mm則=72mm 根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm 為滿足右軸承的軸向定位，軸承一段用端蓋定位，另一端根據(jù)大小選用擋油板定位，根據(jù)【5】第81頁取擋油環(huán)最小厚度=6mm，距離軸承1mm 為滿足軸承的載荷均勻，兩端軸末端伸出2mm 根據(jù)【2】第259頁原則，l2=102-2=100mm；l4=70-2=68mm 根據(jù)【1】第146頁取右齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離=11mm則 l1=++B+2+2=41mm 為保證兩齒輪距離，取l3=12mm 為滿足右軸承的軸向定位，軸承一段用端蓋定位，另一端根據(jù)大小選用軸套定位，左齒輪距箱體內(nèi)壁距離為+2.5 l5=++B+2+2+2.5=43.5mm； 由此可得左右內(nèi)箱壁距離為2+2.5+70+l3+102=208.5mm l 計算跨距： L1= l1+l2/2-a-2=68.1mm L2=l4/2+l3+l2/2 =96mm L3=l5+l4/2-a-2=54.6mm 3、 3軸的設(shè)計 l 材料選擇 根據(jù)【2】第355頁，該軸材料選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 =70MPa l 按扭轉(zhuǎn)強度條件初估軸的最小直徑 根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑 d 根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=112~97取97 ==60mm =72mm l2=100mm l4=68mm l1=41mm l3=12mm l5=43.5mm； L1=68.1mm L2= 96mm L3= 54.6mm 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 則=97 考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算 （1+5%）=47.43mm圓整為48mm 故=48mm l 選擇聯(lián)軸器 根據(jù)工作機查【2】第343頁表14-1得KA=1.9 根據(jù)【2】第343頁式14-3得到計算轉(zhuǎn)矩 =KAT=1832.5Nm 根據(jù)，查【1】第94頁表8-7選用HL5 標記：HL5 聯(lián)軸器 ZC 55107 l 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 l 確定軸的各段直徑及長度 根據(jù)聯(lián)軸器=55mm 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位根據(jù)【2】第357頁原則取軸肩高度h=5mm則==65mm 根據(jù)初選軸承，因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承，查【1】第71頁選用軸承型號為： 7213AC 標記：滾動軸承 7213AC GB/T 292-94 軸承參數(shù)：dDBa=65120237411124.2 =48mm 標記：HL5 聯(lián)軸器 ZC 55107 =55mm ==65mm 標記：滾動軸承 7213AC GB/T 292-94 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 為滿足左軸承的軸向定位，根據(jù)取=82mm 根據(jù)齒輪的孔徑大小，取=70mm 根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm 為滿足左軸承的軸向定位，一端用端蓋定位，另一端選用套筒定位 齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離+2.5，為滿足軸承的載荷均勻，軸末端伸出2mm，則 l1=++2+2.5+2+B=45.5mm 根據(jù)【2】第259頁原則，l2=97-2=95mm 根據(jù)聯(lián)軸器參數(shù)確定l5=107-3=104mm 根據(jù)【1】第146頁取軸承旁聯(lián)接螺栓型號為M16 下箱體厚為=10，調(diào)整墊片厚度取2mm 查【1】第149頁確定扳手空間C1+C2++5=57mm 查【1】第154頁確定端蓋厚度e=12mm， 根據(jù)【1】第181頁取軸段5伸出端蓋長度為L’=20mm 故l4= L’+ C1+C2++5+2+e-=86mm 根據(jù)左右內(nèi)箱壁距離為208.5mm 則l3=208.5-l2-2-2.5-+=103mm l 計算跨距： L1=l2/2+2++2.5++B-a =66.8mm L2= l2/2+l3++B-a =154.3mm L3=107/2+l4-B+a=140.7mm l 軸的強度校核 根據(jù)【2】第195頁式10-3計算2軸主動輪的力 T2=348315.9Nmm d1=96.100mm ==7249.0N ==1887.2N ==2726.4N =82mm =70mm l1=45.5mm l2=95mm l5=104mm l4=86mm l3=103mm L1 =66.8mm L2=154.3mm L3=140.7mm =6991.5N =1820.2N =2629.5N 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 （1）求彎矩 1、求水平面支反力和彎矩 =L1/（L1+L2）=724966.8/(66.8+154.3) =-=7249-2190.1 =L2=2190154.3=337917Nmm 2、求垂直面支反力和彎矩 =（L1-d/2）/(L1+L2) =-=2726.4-1012.6 =L1=67641.68Nmm =L2=264439.34Nmm 3、求合成彎矩 == == （2）作扭矩圖T （3）求當量彎矩([2]第364頁式15-4) 根據(jù)【2】第364頁原則取=0.6 = = = M2=429087.5 Nmm（4）校核危險截面強度 在最大處，根據(jù)【2】第365頁表15-4取W=0.1 ====19.6MPa<=70MPa 校核通過 =2190.1N ==5058.9N =337917Nmm =1012.6N =1713.8N =67641.68Nmm =264439.34Nmm =344620.5Nmm =429087.5Nmm =673528.3Nmm 429087.5Nmm =19.64MPa 校核通過！ 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 八、軸承的校核 1、1軸上的軸承校核 l 求作用在軸承上的徑向力 根據(jù)【2】第195頁式10-3計算力 T1=95451.6Nmm d1=69.785mm ==2735.6N ==717.7N ==1029.4N 水平面支反力為： =L2/（L2+L3）=2735.6165.1/(165.1+52.6)=2074.6N =-=2735.6-2074.6=661N 垂直支反力為： =（L2-d/2）/(L3+L2)=665.6N =-=1029.4-665.6=363.8N 可得徑向力為： ===2178.76N ===754.50N l 求載荷、 查【2】第314頁表13-5及【2】第315頁表13-7得e=0.68 則派生軸向力為 =0.68=0.682178.76=1481.56N =0.68=0.68754.50=513.06N =2178.76N =754.50N =1481.56N =513.06N 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 +=513.06+717.7=1230.76N< 故1松2緊，可得： ==1481.56N =-=1481.56-717.7=763.86N l 計算當量載荷P1、P2，查【2】第314頁表13-5得 ==0.68 得X1=1；Y1=0 ==1.01>e=0.68得X2=0.41；Y=0.87 查【2】第315頁表13-6得=1.5 根據(jù)【2】第313頁式13-8a P1=（X1+Y1）=1.5(12178.76+01481.56) P2=(X2+Y2)=1.5(0.41754.50+0.87763.86) 取P=max{P1,P2}=max{3268.14，1460.85}=3268.14N 根據(jù)【2】第312頁式13-5得 Lh= 查【1】第71頁表6-6得=50500N 則Lh==98216.9h>2880h 校核通過！ 2、2軸上的軸承校核 1松2緊 X1=1；Y1=0 X2=0.41；Y=0.8 =1.5 P1=3268.14N P2=1460.85N P=3268.14N Lh=98216.9h 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 l 求作用在軸承上的徑向力 根據(jù)【2】第195頁式10-3計算力 T2=348315.9Nmm d1=266.215mm d2=96.100mm ==2735.6N ==717.7N ==1029.4N ==7249.0N ==-1887.2N ==-2726.4N 水平面支反力為： =（L2+L1）/（L1+L2+L3） =2735.6（68.1+96）/(68.1+96+54.6)=2052.6N =-=2735.6-2052.6=683N =L1/（L1+L2+L3） =724968.1/(68.1+96+54.6)=2257.2N =-=7249-2257.2=4991.8N =+=2052.6+2257.2=4309.8N =+=683+4991.8=5674.8N 垂直支反力為： =（（L2+L1）-d1/2）/（L1+L2+L3）=335.6N =-=1029.4-335.6=693.8N =4309.8N =5674.8N 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 =（L1-d2/2）/（L1+L2+L3）=-434.3N =-=-2726.4+434.3=-2292.1N =+=335.6+（-434.3）=-98.7N =+=-2292.1+693.8=-1598.3N 可得徑向力為： ===4310.9N ===5895.7N l 求載荷