1、目 錄機械設計任務書················································&#

2、183;·················································&#

3、183;···············- 0 -一、傳動方案的擬定- 1 -二、傳動裝置的運動和動力參數的計算- 1 -2.1 選擇電動機- 1 -2.2 分配傳動裝置的傳動比- 2 -2.3 計算傳動裝置各軸的運動參數- 3 -三、傳動零件的設計計算1- 4 -3.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動設計- 4 -3.2 低速級直齒圓柱齒輪傳動設計- 7 -四、輸出軸的校核計算- 9 -4.1 輸出軸的結構設計- 9 -4.2 輸出軸的校核計算- 10

4、-五、滾動軸承的選擇及壽命校核- 12 -六、鍵的選擇及鍵連接的強度校核- 13 -6.1 選擇普通圓頭平鍵- 13 -6.2 鍵連接的擠壓強度校核1- 13 -七、聯軸器的選擇- 13 -7.1 輸入軸聯軸器的選擇- 13 -7.2 輸出軸聯軸器的選擇- 13 -八、齒輪和軸承的潤滑方式設計- 13 -8.1 齒輪潤滑方式的設計- 13 -8.2 軸承潤滑方式的設計- 13 -九、密封方式設計- 14 -十、減速器的附件及其說明- 14 -10.1窺視孔蓋和窺視孔- 14 -10.2放油螺塞- 14 -10.3油標指示器- 14 -10.4通氣孔- 14 -10.5定位銷：- 14 -10.

5、6啟蓋螺釘- 15 -參考資料- 15 -一、傳動方案的擬定圖-1 傳動方案簡圖由于傳遞功率較小，因此采用結構簡單、價格便宜、標準化程度較高的齒輪傳動，以降低制造成本。傳動裝置的工作環境為糧庫，粉塵較大；減速器的傳動比為13，為使其結構簡單，采用二級圓柱展開式齒輪減速器，高速級為斜齒輪傳動，低速級為直齒輪傳動。傳動方案簡圖如圖1所示。二、傳動裝置的運動和動力參數的計算2.1 選擇電動機2.1.1 選擇電動機類型由設計要求知該裝置工作在糧庫，輕微震動，故選用增安型防爆系列電機。2.1.2 選擇電動機容量工作機的有效功率為從電動機到工作機輸出帶間總的傳動效率為式中，聯軸器傳動效率，由參考文獻2表9

6、.1，； 軸承傳動效率，； 齒輪嚙合效率，； 卷筒傳動效率，。則所需電動機功率：2.1.3 確定電機轉速工作機（卷筒）的轉速：式中，D傳送帶卷筒軸直徑。由參考文獻2表9.2，兩級齒輪傳動，所以電動機的轉速范圍為：符合這一范圍的同步轉速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000 r/min的電動機。根據電動機的類型、容量和轉速，由參考文獻4，選定電動機型號為YB132S-6（增安型防爆電機），其主要性能如下表所示。表-1 增安型防爆電機YB132S-6性能參數表電動機型號

7、額定功率/kW同步轉速（r/min）滿載轉速(r/min)起動轉矩 額定轉矩最大轉矩 額定轉矩YB132S-63.010009602.02.02.2 分配傳動裝置的傳動比總傳動比考慮潤滑條件，為使兩大齒輪直徑相近，取，故2.3 計算傳動裝置各軸的運動參數2.3.1 各軸的轉速軸 軸 軸 卷筒軸 2.3.2 各軸的輸入功率軸 軸 軸 卷筒軸 2.3.3 各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩軸 軸 軸 卷筒軸 表-2 減速器運動學和動力學參數一覽表軸 名輸入功率轉矩轉速傳動比效率電機軸2.9429246.8896010.99軸2.9128954.419604.230.96軸2.80117614.802

8、273.020.96軸2.68341095.387510.98卷筒軸2.63334307.5675三、傳動零件的設計計算13.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動設計3.1.1 齒輪材料、熱處理方式和精度等級的選擇減速器為一般機械，且傳遞功率較小，故大小齒輪均選用45號鋼，采用軟齒面，選用8級精度。由參考文獻1表6.2得：為使相互嚙合的齒輪接近等強度，小齒輪采用調質處理，平均硬度為236HBW；大齒輪采用正火處理，平均硬度為190HBW。大小齒輪齒面硬度相差46HBW，在3050HBW范圍內。3.1.2 初步計算主要傳動尺寸閉式軟齒面齒輪按齒面接觸疲勞強度設計，即式中各參數為：小齒輪傳遞的轉矩， 設計時

9、，因v值未知，不能確定，初取=1.4。由參考文獻1表6.6取齒寬系數=1.0，初選螺旋角=12°。由參考文獻1表6.5查得彈性系數。由參考文獻1圖8.15選取區域系數 齒數端面重合度：軸面重合度:由參考文獻1圖6.16查得：=0.84，由圖6.26查得螺旋角系數=0.99許用接觸應力,由參考文獻1圖6.29e得接觸疲勞極限應力=570MPa =395MPa 小齒輪1與大齒輪2的應力循環次數分別為由參考文獻1圖6.30查得壽命系數：=1.0, =1.14,取安全系數 故取初算小齒輪1的分度圓直徑，得=3.1.3 確定傳動尺寸分度圓上的速度為載荷系數式中，使用系數。由參考文獻1表6.3知

10、； 動載系數。故由參考文獻1圖6.7查得 ； 齒向載荷分布系數。由參考文獻1圖6.11查得齒向載荷分布系數（設軸的剛性較大）； 齒間載荷分配系數。由參考文獻1表6.4查得。對進行修正法面模數， 取計算傳動尺寸中心距：， 圓整為105mm。螺旋角= 因值與初選值相差較大，故與相關的數值需要修正。修正后的結果為，,，則修正后的模數為 ，仍取其它傳動尺寸： ，取，取3.1.4. 齒根彎曲疲勞強度校核式中各參數：值同前，齒寬。計算當量齒數由參考文獻1圖6.20查得=2.63，=2.2由參考文獻1圖6.21查得=1.57，=1.85由參考文獻1圖6.22查得重合度系數=0.719由參考文獻1圖6.28查

11、得螺旋角系數=0.855 由參考文獻1圖6.29f查得小齒輪,大齒輪由參考文獻1圖6.32查得得彎曲疲勞壽命系數:.Y=Y=1.0,取=1.25。 結論：滿足齒根彎曲疲勞強度。3.2 低速級直齒圓柱齒輪傳動設計3.2.1 齒輪材料、熱處理方式和精度等級的選擇同3.1.1。3.2.2 初步計算主要傳動尺寸閉式軟齒面齒輪按齒面接觸疲勞強度設計，即式中各參數為：小齒輪傳遞的轉矩，初取載荷系數=1.4。由參考文獻1表6.6取齒寬系數=1.0。由參考文獻1表6.5查得彈性系數。由圖6.15選取區域系數 齒數端面重合度：由參考文獻1圖6.16查得：=0.872。許用接觸應力,由參考文獻1圖6.29e得接觸

12、疲勞極限應力=570MPa =390MPa 小齒輪3與大齒輪4的應力循環次數分別為由參考文獻1圖6.30查得壽命系數：=1.14,取安全系數 故取初算小齒輪3的分度圓直徑，得=3.2.3 確定傳動尺寸分度圓上的速度為載荷系數對進行修正故， 取則 ，取，取計算傳動尺寸中心距：， 圓整為135mm。采用正變位，則中心距變動系數為，則嚙合角為故總變位系數為 由選擇變位系數封閉圖查得3.2.4. 齒根彎曲疲勞強度校核式中各參數：值同前，齒寬。由參考文獻1圖6.20查得=2.17，=2.1由參考文獻1圖6.21查得=1.81，=1.87由參考文獻1圖6.22查得重合度系數=0.70由參考文獻1圖6.29

13、f查得小齒輪,大齒輪由參考文獻1圖6.32查得彎曲疲勞壽命系數:.Y=Y=1.0,取=1.25。 結論：滿足齒根彎曲疲勞強度。將各傳動件的尺寸列在下表以便查詢。表-3 傳動件尺寸參數表模數齒數螺旋角節圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒輪12.02143.9147.9138.91齒輪22.089186.09190.09181.09齒輪33.022069.1874.961.68齒輪43.0660201.3206.8193.8四、輸出軸的校核計算4.1 輸出軸的結構設計4.1.2 選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調質處理。4.1.2 初算最小直徑由前可知，輸出軸

14、的輸入功率為，故輸出軸的最小軸徑為該軸段有一鍵槽，直徑加大5%，則 由于該軸段與聯軸器相連，輸出軸的轉速較低，由參考文獻2表13.4采用GY型凸緣剛性聯軸器GY5，內徑38mm，軸段長度為60mm，圓柱形軸孔。4.1.3 軸段結構設計軸段L2與大齒輪輪轂配合，故，軸肩，軸段由聯軸器確定，由知，。其他尺寸在草圖設計第一階段中經繪圖確定：，圖-2 輸出軸結構設計各段軸長確定以后，軸的支點及力點間的跨距也隨之確定下來，為簡化計算，取齒輪齒寬中點及軸承寬度中間和聯軸器中間為力的作用支點。如圖-3所示，則可得跨距，。4.2 輸出軸的校核計算4.2.1 當量彎矩圖的繪制軸的受力分析圓周力徑向力計算支反力軸

15、承1的總的支反力為軸承2的總的支反力為畫彎矩圖： 合成彎矩為圖-3 輸出軸受力分析簡圖4.2.2 輸出軸的強度校核計算由圖可知，齒輪中點所在軸段的彎矩與扭矩皆最大，故其為危險截面。由參考文獻1表9.6可得：抗彎剖面模量抗剪剖面模量彎曲應力扭剪應力對于單向轉動的軸，通常轉矩按脈動循環處理，故取折合系數，則當量應力為：已知軸的材料為45鋼，調制處理，查表得，。顯然，故軸的強度滿足要求。五、滾動軸承的選擇及壽命校核由參考文獻2表12.1查6209軸承:。由于軸上配合的為直齒圓柱齒輪，故沒有軸向力，故軸承的當量動載荷即為軸承所受的合力，由于,故只需校核左側軸承即可。計算當量動載荷：軸承在 100

16、76;C以下工作，查參考文獻1表10.10得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻1表10.11，得。故軸承的壽命 已知最短使用5年，為2班工作制，則預期壽命 顯然，故軸承壽命很充裕。六、鍵的選擇及鍵連接的強度校核6.1 選擇普通圓頭平鍵輸出軸上的鍵的選擇按軸頸選取為，鍵長L由軸頸長度選定為，鍵的材料為45鋼。6.2 鍵連接的擠壓強度校核1由參考文獻1表4.1 可知靜連接，輕微沖擊，軸、轂及鍵的材料均為45鋼，許用擠壓應力為，取而 故鍵連接的強度滿足要求。七、聯軸器的選擇7.1 輸入軸聯軸器的選擇由前可知，輸入軸的輸入功率為，故輸出軸的最小軸頸為該軸段有一鍵槽，直徑加大5%，則 。由參考文獻

17、2表13.3 可選得LM4型梅花形彈性聯軸器，電機軸頸38mm，輸入軸軸頸28mm，軸頸長度為60mm。此時，。7.2 輸出軸聯軸器的選擇由3.1.1 可知輸出軸聯軸器采用GY型凸緣剛性聯軸器GY5，內徑38mm，軸段長度為60mm，圓柱形軸孔。八、齒輪和軸承的潤滑方式設計8.1 齒輪潤滑方式的設計由前可知，齒輪的圓周速度，故宜采用齒輪浸油潤滑。大齒輪浸油深度不超過三個全齒高，也不低于10mm，選用SH0357-92中50號潤滑油。8.2 軸承潤滑方式的設計由前可知，中間級大齒輪的線速度。且由于軸承的速度因數，為了便于密封及維護，故軸承選用脂潤滑，且在軸承外添加擋油板。潤滑脂牌號選用ZN-3鈉

18、基潤滑脂。潤滑要求每三個月更換一次潤滑脂，且每次填充量不超過軸承空間的1/3。九、密封方式設計由于減速器的工作環境為糧庫，粉塵較多，故選用密封效果較好的內包骨架橡膠唇形密封圈。由參考文獻2表14.5查得輸入軸頸密封處選用內包骨架橡膠唇形密封圈B 32 45 8，輸出軸頸處選用內包骨架橡膠唇形密封圈B 42 55 8。十、減速器的附件及其說明10.1窺視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，窺視孔蓋用鑄鐵鑄造而成，用M6螺栓緊固。由參考文獻2表14.7查得， A=110,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=105，R=5,螺釘尺寸M615螺釘數目為4。10.2放油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加紙封油圈加以密封。選用六角螺塞M18（JB/ZQ 445