180噸運梁車減速器設計說明書_大學畢業(yè)設計

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文檔簡介

1、　　180噸運梁車減速器設計說明書　　目錄　　一設計任務………………………………………………………… 1　　二設計方案分析………………………………………………… 2　　三原動件的選擇…

2、……………………………………………… 4　　四機構(gòu)運動分析與動力參數(shù)選擇與計算…………… 5　　五齒輪的設計及校核………………………………………… 8　　六軸的設計及校核…………………………………………… 16

3、七軸承的選擇及校核………………………………………… 24　　八花鍵的設計及校核………………………………………… 29　　九減速器機體結(jié)構(gòu)設計……………………………………… 32　　十潤滑與密封…………………………………………………… 33

4、　　十一小結(jié)……………………………………………………………… 34　　十二參考文獻……………………………………………………… 35　　180t運梁車減速器設計　　設計任務　　運梁車載重量180

5、T，車輛自身質(zhì)量（含拖梁小車）約15T，合計195T，空載時行駛速度為3-4km/h,滿載時行駛最低速度0.8-0.9km/h，裝載最大爬坡能力6%，根據(jù)軸線布置需要考慮運梁車通過的路基和橋涵結(jié)構(gòu)的允許承載能力、與架橋機相適應的車身型式、以及運梁車的其它用途等多種因素，設計載荷分配為前橋25%，中橋38.5%,后橋36.5% 。　　運梁車在施工作業(yè)中，運行速度低、運輸距離短，車輛在橋面行駛時要求

6、行駛路線精確，不允許發(fā)生較大偏差而對橋梁造成損壞，整車運行過程平穩(wěn)。該車設計使用壽命為十年，檢修間隔期為四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天實際工作只有四個小時左右。工作環(huán)境：室外常溫，灰塵較大。　　運梁車的動力和傳動系統(tǒng)是整車的核心設計部分，要求該車傳動路線圖如下所示：　　變速器采用是標準件，且當它為最低檔為時傳動比i變=6.4；<

7、/p>　　減速器Ⅰ要自行設計，是該課題的主要任務，采用展開式二級以上閉式齒輪傳動，允許速度誤差為5%，保持中心距a>=300mm., 能夠掛倒檔，以保證運梁車倒車時能保持前進時相同的速度，提高工作效率；　　減速器Ⅱ采用單級開式斜齒輪傳動，傳動比iⅡ=2.03，　　驅(qū)動橋采用東風—140，總傳動比i驅(qū)=38/6=6.33；

8、　　輪胎處采用一對單級開式直齒輪傳動，傳動比i胎=86/14=6.14。　　傳動過程允許速度誤差為5%；　　設計方案分析　　傳動方案1：　　減速器Ⅰ（以下

9、簡稱減速器）采用展開式二級閉式齒輪傳動，結(jié)構(gòu)簡單，在滿足中心距的條件下，由于齒輪和軸的減少，傳動效率較高，但齒輪直徑大，加工精度不高，而且噪聲較大，大齒輪在經(jīng)濟方面不理想，加工起來又比較困難，減速箱的體積比較大，不利于安裝。它的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-1所示：　　圖1-1　　傳動方案2：

10、　　減速器Ⅰ采用展開式三級閉式齒輪傳動，特點：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命較長、維護方便，裝拆容易，工作可靠，。當打倒檔時，高速級滑移齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形與軸在彎矩下產(chǎn)生的彎彎曲變形可部分地相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象在滿足中心距的條件下，傳動的齒輪的直徑可以取小，這樣可以使傳動的傳動比較精確可靠，壽命長，結(jié)構(gòu)緊湊，而且滑移齒輪操作方便不

11、費力。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-2所示。　　比較起來，方案2的三級閉式齒輪傳動比較適合運梁車的減速傳動，該機具有較強的市場競爭力。　　三、原動件的選擇　　發(fā)動機的計算：　　整車滾動阻力F1（平實路面地）

12、　　整車上坡阻力F2　　總阻力F3　　圖1-2可跨檔減速器　　滑移齒輪；2—軸承1；3—齒輪2；4—齒輪3；5—軸承3；6—齒輪4；7—軸承5；8—軸承7；

13、;　　9—軸承8；10—輸出齒輪6；11—齒輪5；12—軸承6；13—軸承4；14—軸承2　　總阻力矩T阻(輪胎半徑R=530mm)　　半軸切應力　　輪功率P轉(zhuǎn)　　發(fā)動機功率P（總傳動效率為=0.

14、66）　　附著力 F附　　不打滑條件：　　∴該車在工作情況下不會打滑。　　發(fā)動機選擇柴油機，XY4108Q，功率P=75kW，n=2800r/min。

15、四、機構(gòu)運動分析與動力參數(shù)選擇與計算　?。ㄒ唬┻\梁車的總傳動比和各傳動比的分配方案選擇　　總傳動比的計算　　發(fā)動機轉(zhuǎn)速，　　車輪的轉(zhuǎn)速，（根據(jù)運梁車滿載時每小時只走800-900m，而輪胎的直

16、徑為1.06m）　　總傳動比　　(2)傳動比的分配　　變速器采用是標準件，且當它為最低檔為時傳動比i變=6.4；　　減速器Ⅱ傳動比iⅡ=2.03，允許速度誤差為5%；<

17、;p>　　驅(qū)動橋采用東風—140，總傳動比i驅(qū)=38/6=6.33；　　輪胎處傳動比i胎=86/14=6.14；　　則減速器Ⅰ的傳動比　?。ǘ﹤鲃友b置的運動和動力參數(shù)計算　　(1)各軸的轉(zhuǎn)速

18、;　　將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸;Ⅳ軸，分別表示為。 　　減速器分為跨倒檔與不跨檔（見圖1-2）跨倒檔時，通過輸入軸的滑動齒輪與轉(zhuǎn)向軸Ⅱ右齒輪嚙和，在通過轉(zhuǎn)向軸Ⅱ齒輪3與傳動軸Ⅲ齒輪4的嚙和，在通過傳動軸Ⅲ的齒輪5與輸出軸Ⅳ齒輪6的嚙和，從而傳動動力。　　由發(fā)動機到輸出，通過變速器最底檔(

19、i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min， 　　傳到輸入軸Ⅰn=437.5r/min, ,　　傳動軸Ⅱ n=437.5r/min , ,　　傳動軸Ⅲ n=437.5r/min , 　　輸出軸Ⅳ </b&

20、gt;　　不跨倒檔時，通過輸入軸Ⅰ的滑動齒輪與轉(zhuǎn)向軸Ⅲ右齒輪嚙和，在通過傳動軸Ⅲ右齒輪在和輸出軸Ⅳ齒輪嚙和，從而傳遞動力。　　(2)各軸的效率和功率　　根據(jù)條件已知：變速箱的機械傳動效率　　花鍵聯(lián)軸器的傳動效率　　每對圓柱齒輪的傳

21、動效率（很好的跑和的7級精度齒輪傳動）　　每對滾動軸承的傳動效率　　萬向節(jié)的傳動效率　　a）各軸的傳動效率　　第一級的傳動效率<

22、p>　　第二級的傳動效率　　第三級的傳動效率　　第四級的傳動效率　　b) 各軸的功率　　減速器輸入軸Ⅰ的輸入功率：

23、　　轉(zhuǎn)向軸Ⅱ的功率：　　轉(zhuǎn)向軸Ⅲ的功率：　　輸出軸Ⅳ的功率　?。?）各軸的轉(zhuǎn)矩

24、　　輸入軸Ⅰ　　轉(zhuǎn)向軸Ⅱ　　轉(zhuǎn)向軸Ⅲ　　輸出軸Ⅳ　　運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表

25、　五、齒輪的設計及校核　　（一）、選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù)　　由機械設計手冊，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉(zhuǎn)矩，選擇大小齒輪材料都為20CrMnTi,滲碳處理，硬度為55～60HRC，抗拉強度，屈服強度；精度7級。　　取滑移齒輪，且由于要滿足中心距達到300mm，取齒輪2、齒輪3、齒輪4

26、、齒輪5的齒數(shù)都為23，即，輸出齒輪取模數(shù)m=6,　　實際傳動比,　　傳動比誤差，滿足傳動要求。　　實際輸入軸轉(zhuǎn)速　　實際輸出軸轉(zhuǎn)速 </

27、p>　?。ǘ?校核齒輪強度　　1 滑移齒輪和齒輪2的設計計算　　a)、設計參數(shù)　　傳遞功率 P=57.5kW　　傳遞轉(zhuǎn)矩T1= N.mm 　　齒輪1轉(zhuǎn)速 n

28、1=437.5r/min　　齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=437.5r/min　　該嚙合傳動比 i=1.00　　原動機載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機載荷特性:均勻平穩(wěn)　　預定壽命取6000時（壽命4年，每年工作360天，每天工作用4小時）　　b)

29、、齒面接觸疲勞強度設計　　計算公式按　　閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪5采用非對稱布置（軸鋼性較大），齒輪6也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，　　齒面嚙合類型：硬齒面，　　熱處理質(zhì)量級別 ML<

30、;p>　　齒輪1、2材料及熱處理 20CrMnTi滲碳　　齒輪1、2硬度取值范圍 HRC=55～60　　齒輪1、2硬度 HRC=59　　齒輪1、2接觸強度極限應力 σHlim=1500MPa 齒輪1、2抗彎疲勞基本值σFE=580MPa　　由機械設計表6-7，查得使

31、用系數(shù)，試取動載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，，取齒間載荷分布系數(shù)。　　載荷系數(shù)　　節(jié)點區(qū)域系數(shù)　　材料的彈性系數(shù)&l

32、t;p>　　接觸強度重合度系數(shù)　　　　接觸強度螺旋角系數(shù)　　重合、螺旋角系數(shù)　　　齒面接觸許用應力 　　齒輪1、2的應力循環(huán)次數(shù)　　　接觸疲勞壽命

33、系數(shù)由機械設計表6-11得（不允許有一定量點蝕）　　查表得潤滑油膜影響系數(shù)　　工作硬化系數(shù)　　最小安全系數(shù)　　接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.0 <b&

34、gt;　　齒面接觸許用應力：　　齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。　　按計算結(jié)果校核前面的假設是否正確：　　齒輪節(jié)圓速度　　由此可得

35、　　動載系數(shù) Kv=1.033。　　圓周力　　由此可知，原假設合理：　　齒間分布載荷系數(shù)　　重新設計后數(shù)據(jù)如下：

36、　　載荷系數(shù)　　齒向載荷分布系數(shù) KHβ=0.137　　綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=0.0　　安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=0.137　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.5　　材料的彈性系數(shù)

37、 ZE=189.800　　接觸強度重合度系數(shù) Zε=0.89　　接觸強度螺旋角系數(shù) Zβ=1.0　　重合、螺旋角系數(shù) Zεβ=0.89　　接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=1.3　　潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.97

38、　　模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=6.0　　端面模數(shù) Mt=6.0　　螺旋角 β=0度　　基圓柱螺旋角 βb=0度　　齒輪1、2變位系數(shù) X=0　　齒輪1、2齒寬 B=30mm&

39、lt;/p>　　齒輪1、2齒寬系數(shù) Φd=30/138=0.217　　齒頂高系數(shù) ha*=1.　　頂隙系數(shù) c*=0.25　　壓力角 α*=20度　　端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.　　端面頂隙系數(shù) c*

40、t=0.25　　端面壓力角 α*t=20度　　標準中心距 a=138mm　　實際中心距 a=138mm　　齒數(shù)比 U=1.0　　端面重合度 εα=1.59<p&g

41、t;　　縱向重合度 εβ=0.00　　總重合度 ε=1.591　　校核：由式：　　結(jié)果：齒輪的接觸疲勞強度安全。　　c)、齒根彎曲疲勞強度校核　　計算公式

42、　　由查表可知，　　齒輪1復合齒形系數(shù) Yfs1=2.72　　齒輪1應力修正系數(shù) Ysa1=1.57　　齒輪2復合齒形系數(shù) Yfs2=2.72　　齒輪2應力修正系數(shù) Ysa2=1.57<

43、p>　　抗彎強度重合度系數(shù) Yε=0.72　　抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ=1.000　　抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=0.721　　按式計算彎曲疲勞許用應力　　查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力　　壽命系數(shù) &

44、lt;/b>　　查表可知尺寸系數(shù) Yx=0.99　　實驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2.0　　彎曲疲勞強度安全系數(shù)一般取SF=1.25　　彎曲疲勞許用應力　　校核：彎曲疲

45、勞強度　　結(jié)果：齒根彎曲疲勞強度校核滿足要求　　兩個齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)　　齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm)　　2、齒輪5和輸出齒輪6的設計計算

46、　　a)、設計參數(shù)　　傳遞功率 P=54.1kW　　傳遞轉(zhuǎn)矩T3= N.mm 　　齒輪5轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min　　齒輪6轉(zhuǎn)速 n2=324.6r/min　　該嚙合傳動比 i=1.

47、348　　原動機載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機載荷特性:均勻平穩(wěn)　　預定壽命取6000時　　b)、齒面接觸疲勞強度設計　　計算公式按　　閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪1采用非對稱布置（軸鋼

48、性較大），齒輪2也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，　　齒面嚙合類型：硬齒面，　　熱處理質(zhì)量級別 Q=ML　　齒輪1、2材料及熱處理 20CrMnTi<滲碳>　　齒輪1、2硬度取值范圍 HRC=55～60　　齒輪

49、1、2接觸強度極限應力 σHlim=1500MPa 齒輪5、6抗彎疲勞基本值σFE=580MPa　　由機械設計表6-7，查得使用系數(shù)，試取動載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，，取齒間載荷分布系數(shù)。　　載荷系數(shù)<b&

50、gt;　　節(jié)點區(qū)域系數(shù)　　材料的彈性系數(shù)　　接觸強度重合度系數(shù)　　　　接觸強度螺旋角系數(shù)　　重合、螺旋角系數(shù)　&l

51、t;p>　　齒面接觸許用應力 　　齒輪5、6的應力循環(huán)次數(shù)　　接觸疲勞壽命系數(shù)由機械設計表6-11得（不允許有一定量點蝕）　　查表得潤滑油膜影響系數(shù)　　工作硬化系數(shù)

52、　最小安全系數(shù)　　接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.0 　　齒面接觸許用應力：　　計算公式 　　齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。&

53、lt;p>　　按計算結(jié)果校核前面的假設是否正確：　　齒輪節(jié)圓速度　　由此可得　　動載系數(shù) Kv=1.033。　　圓周力<p

54、>　　由此可知，原假設合理：　　齒間分布載荷系數(shù)　　重新設計后數(shù)據(jù)如下：　　載荷系數(shù)　　校核：公式如下：　　結(jié)

55、果：齒輪的接觸疲勞強度安全。　　c)、齒根彎曲疲勞強度校核　　計算公式 　　查表可知：　　齒輪5復合齒形系數(shù) Yfa5=2.72　　齒輪5應力修正系數(shù) Ysa5=1.57<

56、/p>　　齒輪6復合齒形系數(shù) Yfa6=3.58　　齒輪6應力修正系數(shù) Ysa6=1.63　　抗彎強度重合度系數(shù) Yε=0.72　　抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ=1.000　　抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=0.721&l

57、t;p>　　按式計算彎曲疲勞許用應力　　查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力　　壽命系數(shù)　　查表可知尺寸系數(shù) Yx=0.99　　實驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2.0　　彎曲疲勞強度安全系數(shù)一般取

58、SF=1.25　　彎曲疲勞許用應力　　比較： 　　∴ 應按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度。　　校核:　　結(jié) 果：齒根彎曲疲勞強度校核滿足要求

59、　　3、齒輪3、4校核計算　　由于齒輪3和齒輪4的轉(zhuǎn)速與齒輪相相同，且它們的材料和外形尺寸一樣，但它的輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩卻比齒輪2要小，而齒輪2已經(jīng)滿足齒面接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度，所以同理可以推出齒輪3和齒輪4滿足設計要求。　　結(jié)果：強度校核滿足要求。　　4、

60、齒輪主要幾何參數(shù)表　　六、軸的設計及校核　?。ㄒ唬?、軸材料選擇　　由于該減速器中各軸所承受的載荷都很大，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，且又是在高速狀況下工作，運行平穩(wěn)，無很大的沖擊，但安裝齒輪的位置不對稱，對材料的剛度有一定的要求，考慮到加工的難易程度和工廠現(xiàn)有的材料，選擇40C

61、r.調(diào)質(zhì)處理，加工精度為7級。　　材料牌號: 40Cr　　熱處理: 調(diào)質(zhì)　　毛坯直徑/mm: ≤80　　硬度（HB）: 241～286　　抗拉強度σb: ≥750MPa<

62、p>　　屈服點σs: ≥550 MPa　　彎曲疲勞極限σ-1: ≥350 MPa　　扭轉(zhuǎn)疲勞極限τ-1: ≥200 MPa　　許用靜應力[σ+1]: ≥300 MPa　　許用疲勞應力[σ-1]: 194～233 Mpa

63、;　?。ǘ?、輸入軸Ⅰ的設計計算　　1、輸入軸Ⅰ的基本技術(shù)參數(shù)　　軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn)　　軸的工作情況：無腐蝕條件　　軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 　　功率: P=57.5kW

64、　　轉(zhuǎn)矩：T=N·mm　　齒輪直徑d=138mm　　2、軸上滑移齒輪和軸的力分析 　　圓周力 　　徑向力

65、軸向力（由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）　　初算最小直徑 　　圖1-3　　取軸承處（即A，B點）的直徑d=50mm　　取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm

66、　　軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-3所示：　　A、B 點在水平面的支承反力 　　危險截面C、D在水平面的彎矩　　A、B點在垂直面的支承反力　　危險截面C、D在垂直面的彎矩　　危險截面C、D的合

67、成彎矩　　畫軸轉(zhuǎn)矩圖 　　畫當量彎矩圖 　　校核：　　C點的當量彎矩 　　D點的當量彎矩

68、　　取 　　結(jié) 果：軸的強度滿足要求。　?。ㄈ?轉(zhuǎn)向軸Ⅱ設計計算　　1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn)　　軸的工作情況：無腐蝕條件　　軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min </p&g

69、t;　　功率: P=55.8kW　　轉(zhuǎn)矩：T=N·mm　　齒輪直徑d=138mm　　2、軸的力分析 　　圓周力 &

70、lt;p>　　徑向力 　　軸向力（由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）　　法向力 　　取軸承處（即A，B點）的直徑d=45mm　　取導程部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57

71、.5mm　　A、B 點在水平面的支承反力 　　危險截面C、D在水平面的彎矩 　　A、B點在垂直面的支承反力 　　危險截面C、D在垂直面的彎矩 　　危險截面C、D的合成彎矩

72、;　　畫軸轉(zhuǎn)矩圖 　　畫當量彎矩圖 　　校核：　　C點的當量彎矩顯然此軸的C點當量彎矩小于傳動軸Ⅰ的C點當量彎矩 ,故不用作校核　　D點的當量彎矩由于D點不受轉(zhuǎn)矩當量

73、彎矩等與合成彎矩　　即 　　取 　　結(jié) 果：軸的強度滿足要求。　　（四）轉(zhuǎn)向軸Ⅲ設計計算　　1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn)

74、軸的工作情況：無腐蝕條件　　軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 　　功率: P=54.1kW　　轉(zhuǎn)矩：T=N·mm　　齒輪直徑d=138mm　　2、軸的力分析 &l

75、t;/b>　　圓周力 　　徑向力 　　軸向力（由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）　　法向力 　　取軸承處（即A，

76、B點）的直徑d=45mm　　取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm　　A、B 點在水平面的支承反力 　　危險截面C、D在水平面的彎矩 　　A、B點在垂直面的支承反力 　　危險截面C、D在

77、垂直面的彎矩 　　危險截面C、D的合成彎矩 　　畫軸轉(zhuǎn)矩圖 　　畫當量彎矩圖 　　校核：　　C點的當量彎矩顯然此軸的C點當量彎矩小于

78、傳動軸Ⅰ的C點當量彎矩 ,故不用作校核　　D點的當量彎矩由于D點不受轉(zhuǎn)矩當量彎矩等與合成彎矩　　即 　　取 　　結(jié) 果：軸的強度滿足要求。　?。ㄎ澹?輸出軸Ⅳ的設

79、計計算　　軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn)　　軸的工作情況：無腐蝕條件　　軸的轉(zhuǎn)速：n=324.5r/min 　　功率: P=52.5kW　　轉(zhuǎn)矩：T=N·mm<

80、p>　　齒輪直徑d=186mm　　2、軸的力分析 　　圓周力 　　徑向力 　　軸向力（由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）

81、　　法向力 　　取軸承處（即A，B點）的直徑d=55mm　　取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=60mm　　軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-4所示：　　A、B 點支承反力 &l

82、t;p>　　危險截面C、D的彎矩 　　畫軸轉(zhuǎn)矩圖 　　畫當量彎矩圖 　　校核：　　C點的當量彎矩 <p&

83、gt;　　D點的當量彎矩 　　取 　　結(jié) 果：軸的強度滿足要求。　　圖1-4　　七、軸承的選擇及校核　?。ㄒ唬?輸入軸承1的設計計算&l

84、t;/p>　　1、設計基本參數(shù)　　徑向力　　軸向力 Fa=0 N　　軸頸直徑 d1=50 mm　　轉(zhuǎn)速 n=437.5r/min

85、;　　要求壽命 Lh'=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時）　　潤滑方式油潤滑　　2、被選軸承信息　　由于沒有軸向力，且是高速運轉(zhuǎn)，在滿足強度的前提下一般都考慮用深溝球軸承，此種軸承噪聲低，使用壽命

86、較長，精度高，價格低廉,互換性好。　　試選軸承型號6310　　軸承內(nèi)徑 d=50 mm　　軸承外徑 D=110 mm　　軸承寬度 B=27 mm　　基本額定動載荷 C=61800 N　　基

87、本額定靜載荷 Co=38000 N　　極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7000 r/min　　3、當量動載荷　　接觸角 a=0 (度)　　負荷系數(shù) fp=1.2　　判斷系數(shù) e=0.16</

88、p>　　徑向載荷系數(shù) X=1　　軸向載荷系數(shù) Y=0　　當量動載荷　　　　軸承所需基本額定動載荷 C'=61141.632 N　　校核：由式計算軸承壽命

89、　　結(jié)果：選用深溝球軸承6310滿足要求　?。ǘ?輸入軸承2的設計計算　　1、設計基本參數(shù)　　徑向力　　軸向力 Fa=0 N　　軸頸直徑 d1=50 m

90、m　　轉(zhuǎn)速 n=437.5r/min　　要求壽命 Lh'=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時）　　潤滑方式油潤滑　　2、理由和選軸承1一樣。　　試選軸承

91、：深溝球軸承　　軸承型號 6310和軸承型號 6210　　軸承內(nèi)徑 d1=50 mm 軸承內(nèi)徑 d2=50 mm　　軸承外徑 D1=110mm 軸承外徑 D2=90 mm<

92、/p>　　軸承寬度 B1=27mm 軸承寬度 B2=20 mm　　基本額定動載荷 C1=61800 N 基本額定動載荷 C2=35000N　　基本額定靜載荷 Co1=38000 N 基本額定靜載荷 Co2=23200 N<

93、;/p>　　極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7000 r/min 極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=8500 r/min　　3、當量動載荷　　接觸角 a=0度接觸角 a=0 (度)

94、負荷系數(shù) fp=1.2 負荷系數(shù) fp=1.2　　判斷系數(shù) e=0.271 判斷系數(shù) e=0.304　　徑向載荷系數(shù) X1=0.56 徑向載荷系數(shù) X2=0.56　　軸向載荷系數(shù)

95、Y1=1.624 軸向載荷系數(shù) Y2=1.435　　當量動載荷 　　軸承所需基本額定動載荷 C1'=45199.236 N C2'=42574.471 N　　校核：軸承 6310的壽命　　軸承 6210的

96、壽命　　結(jié)果：軸承2選用軸承6310滿足要求。　?。ㄈ?轉(zhuǎn)向軸軸承3，4，5，6的設計計算　　由于轉(zhuǎn)向軸ⅡⅢ和輸入軸一樣都沒有軸向力，軸承3所受載荷最大，　　軸承3選用的是6209故軸承，計算過程略， 4、5、6只需要采用深溝球軸承6209不用作校核就可以滿足要求。&

97、lt;/p>　　結(jié)果：軸承3，4，5，6選用軸承型號6209。　?。ㄋ模?輸出軸軸承7的設計計算　　1、設計基本參數(shù)　　徑向力　　軸向力 Fa=0 N</p&g

98、t;　　軸頸直徑 d1=55 mm　　轉(zhuǎn)速 n=324.6r/min　　要求壽命 Lh'=3000 h　　潤滑方式油潤滑　　2、被選軸承信息

99、　　由于其所受的徑向力很小，但又要保持其軸頸直徑，所以試選深溝球軸承6211　　軸承內(nèi)徑 d=55 mm　　軸承外徑 D=100 mm　　軸承寬度 B=21 mm　　基本額定動載荷 C=43200 N　　基本額

100、定靜載荷 Co=29200 N　　極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7500 r/min　　3、當量動載荷　　接觸角 a=0 (度)　　負荷系數(shù) fp=1.2　　判斷系數(shù) e=0.16</p&

101、gt;　　徑向載荷系數(shù) X=1　　軸向載荷系數(shù) Y=0　　當量動載荷 　　軸承所需基本額定動載荷 C'=13489.735 (N)　　校核：軸承壽命

102、;　　軸承壽命 　　由此可知該軸承遠遠滿足要求，每次大修時也可以不必更換這個軸承。　　結(jié)果：軸承7選用6211。　?。ㄎ澹?輸出軸軸承8的設計計算　　1、設計基本參數(shù)<

103、;/p>　　徑向力　　軸向力 Fa=0 N　　軸頸直徑 d1=55 mm　　轉(zhuǎn)速 n=324.6 r/min　　要求壽命 Lh'=3000 h<b&g

104、t;　　潤滑方式油潤滑　　2、被選軸承信息　　試選軸承型號 6311　　軸承內(nèi)徑 d=55mm　　軸承外徑 D=120mm　　軸承寬度 B=29mm

105、　　基本額定動載荷 C=71500 N　　基本額定靜載荷 Co=44800 N　　極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=6700 r/min　　3、當量動載荷　　接觸角 a=0度<

106、;/p>　　負荷系數(shù) fp=1.2　　判斷系數(shù) e=0.16　　徑向載荷系數(shù) X=1　　軸向載荷系數(shù) Y=0　　當量動載荷　　軸承所需基本額定動載荷 C'=

107、68785.076 (N)　　校核：軸承壽命　　結(jié)果：軸承選用6311　?。?各軸承的參數(shù)如下表所示　　八花鍵的設計及校核　　（一）輸入軸Ⅰ花鍵設計參數(shù)及校核

108、　　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = N·mm　　模數(shù)　 m = 2.5 mm　　花鍵壓力角　 α = 30°　　齒數(shù)　 z = 23　　分度圓直

109、徑　 D= 57.5 mm　　鍵齒工作高度　 h = 2.50 mm　　鍵的長度　 L = 52 mm　　不均勻系數(shù)　 ψ = 0.75　　使用和制造情況中等&

110、lt;p>　　齒面熱處理　齒面經(jīng)熱處理　　移動情況　載荷作用下移動　　許用應力　 [p] = 45.0 MPa　　校核： 　　結(jié)果： p ≤[p] </p&g

111、t;　　軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計算：　　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = N·mm　　花鍵參數(shù) N×d×D×B = 8×42×48×8 mm　　倒角　c = 0.4 mm<b&

112、gt;　　鍵齒的工作高度　　不均勻系數(shù)　ψ = 0.75　　鍵的長度　L = 60 mm　　使用和制造情況中等，齒面經(jīng)熱處理，鍵系列采用中系列　　許用擠壓應力范圍　σpp = 100～140 MPa　　取許用應

113、力　[σp] = 120.0 MPa　　校核：　　計算應力　　　　結(jié)果： σp≤[σp] 滿足　?。ǘ﹤鲃虞SⅡ的花鍵設計參數(shù)及校核　　傳遞的轉(zhuǎn)矩

114、 T = N·mm　　模數(shù)　 m = 2.5 mm　　花鍵壓力角　 α = 30°　　齒數(shù)　 z = 22　　分度圓直徑

115、 D = 57.5 mm　　花鍵軸大徑直徑　Dmax = 60.0 mm　　鍵齒工作高度　h = 2.50 mm　　鍵的長度　L = 32 mm　　不均勻系數(shù)　 ψ = 0.75<

116、/p>　　使用和制造情況　中等　　齒面熱處理齒面經(jīng)熱處理　　許用應力　 [p] = 120.0 MPa　　校核： 　　結(jié)果： p ≤[p]

117、滿足要求　?。ㄈ﹤鲃虞SⅢ的花鍵設計參數(shù)及校核　　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = N·mm　　模數(shù)　 m = 2.5 mm　　花鍵壓力角　 α = 30°&l

118、t;p>　　齒數(shù)　 z = 22　　分度圓直徑 D = 57.5 mm　　花鍵軸大徑直徑　Dmax = 60.0 mm　　鍵齒工作高度　h = 2.50 mm　　鍵的長度

119、　L = 32 mm　　不均勻系數(shù)　 ψ = 0.75　　使用和制造情況　中等　　齒面熱處理齒面經(jīng)熱處理　　許用應力　 [p] = 120.0 MPa</p&

120、gt;　　校核： 　　結(jié)果： p ≤[p] 滿足要求　?。ㄋ模┹敵鲚SⅣ的花鍵設計參數(shù)及校核　　軸右段花鍵　　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = N·m

121、m　　模數(shù)　 m = 2.5 mm　　花鍵壓力角　 α = 30°　　齒數(shù)　 z = 23　　分度圓直徑 D = 57.5 mm

122、　　花鍵軸大徑直徑　Dmax = 60.0 mm　　鍵齒工作高度　h = 2.50 mm　　鍵的長度　L = 32 mm　　不均勻系數(shù)　 ψ = 0.75　　使用和制造情

123、況　中等　　齒面熱處理齒面經(jīng)熱處理　　許用應力　 [p] =120.0 MPa　　校核： 　　結(jié)果： p ≤[p] 滿足要求

124、　軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計算：　　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = N·mm　　鍵系列采用輕系列　　花鍵參數(shù) N×d×D×B = 8×46×50×9 mm　　倒角　c

125、 = 0.3 mm　　鍵齒的工作高度`　　不均勻系數(shù)　ψ = 0.75　　鍵的長度　L = 67 mm　　由于使用和制造情況良好，而且齒面經(jīng)熱處理　　查表可知許用擠壓應力范圍　σp= 120～

126、200 MPa　　取許用應力　[σp] = 160.0 MPa　　校核：　　計算應力　 　　結(jié)果： σp≤[σp] 滿足傳遞的轉(zhuǎn)矩 <

127、;p>　　九、減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下　　十、潤滑與密封　　（一）、潤滑　　變速器潤滑采用稀油潤滑，潤滑形式是飛濺潤滑，主要靠輸出軸的旋轉(zhuǎn)來實現(xiàn)，潤滑油的量不能太多，一般在填充到輸出軸的中心平面，如果太多的話，齒輪在旋轉(zhuǎn)的時

128、候噪音太大，而且功率損失也大。　　窺視孔：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內(nèi)注入潤滑油　　定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度　　放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體

129、內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1～2使油易于流出。　　通氣器：使箱體內(nèi)受熱膨脹的氣體自由排出，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件處向外滲漏。　?。ǘ?、密封　　由于機箱是立式機箱，且整體密封性

130、又較好，在軸輸入端與輸出端的線速度為1-2m/s，又在室外工作，有較多的灰塵和雨水外來雜質(zhì)，應該具有良好的防塵，防水的功能，因此在選擇在輸入軸與輸出軸的密封處采用有副唇旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈的內(nèi)包骨架油封（FB 50X72X8）。此密封圈適用溫度及轉(zhuǎn)速范圍寬，成本低廉，檢修方便，密封性能好，壽命長，結(jié)構(gòu)緊湊，裝拆方便，互換性好。　　十一、小結(jié)

131、　　通過對運梁車的減速器設計，綜合運用機械設計、機械工程材料、畫法幾何、機械設計基礎、機械制造基礎和材料力學的知識和繪圖技能，完成傳動裝置的測繪與分析，通過這一過程使我全面了解一個機械產(chǎn)品所涉及的結(jié)構(gòu)、強度、制造、裝配以及表達等方面的知識，不僅培養(yǎng)了我的綜合分析、實際解決工程問題的能力，而且還培養(yǎng)了我的團隊協(xié)作精神。由于時間倉促和本人能力有限，如有誤漏欠妥之處，敬請各位老師指正批評。<

132、p>　　十二、參考文獻　　1 吳宗澤主編.機械設計實用手冊.北京:高等教育出版社,2003.11　　2 吳宗澤主編.機械設計.北京:高等教育出版社,2001.7　　3 卜炎主編.機械傳動裝置設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1999.4

133、　　4 鄭文緯主編.機械原理.北京: 高等教育出版社,1997.7　　5 邱宣懷主編.機械設計.北京: 高等教育出版社,1997.7　　6 席偉光主編.機械設計課程設計.北京:高等教育出版社,2003.2　　7 陳家瑞主編.汽車構(gòu)造.北京:機械工業(yè)出版社,2005.1<

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