本科畢業(yè)設計(論文)題目：5T 機動絞磨機變速器減速器設計院 （系）： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 摘 要在論文中，首先，對絞磨機作了簡單的介紹，接著，闡述了絞磨機的設計原理和理論計算。然后按照設計準則和設計理論設計了絞磨機變速器減速器。接著對變速器減速器的部件組成進行了尺寸計算和校核。該設計代表了絞磨機設計的一般過程。對其他的絞磨機的設計工作也有一定的價值。本論文研究內容摘要：(1) 絞磨機總體結構設計。(2) 絞磨機工作性能分析。(3)柴油機的選擇。(4)對絞磨機的傳動系統、執(zhí)行部件及機架設計。(5)對設計零件進行設計計算分析和校核。(6)運用計算機輔助設計，對設計的零件進行三維建模。(7)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。關鍵詞：絞磨機減速器；結構設計；三維建模, 滾動軸承AbstractIn the paper, first, the cutter mill gave a brief introduction, then, he describes the cutter mill design principles and theoretical calculations. Then follow the design criteria and design theory designed cutter mill transmission gear unit. Then the components of the transmission gear unit size was calculated and checked. The design represents the general process of mill cutter design. For other cutter mill design work also has some value.This thesis Abstract:(1) cutter mill overall structural design.(2) cutter mill performance analysis.Select (3) diesel engine.(4) Transmission of the cutter mill, the execution unit and rack design.(5) Calculation of design parts design analysis and verification.(6) the use of computer-aided design, the design of the parts three-dimensional modeling.(7) to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing.Keywords: cutter mill reducer; structural design; 3D modeling, Rolling IV目 錄摘 要 IIAbstract.III第 1 章 緒論.11.1 絞磨機概況 11.2 絞磨機減速器概述 2第 2 章 總體方案設計.92.1 傳動方案 .92.2 確定傳動比 .102.3 傳動比分配 11第 3 章 變速箱傳動零件的設計計算.123.1 變速箱傳動方案 123.2 軸 I 上的一對齒輪的計算 123.3 齒輪的校核 153.4 軸的校核 163.5 軸承的選擇 173.6 軸承的校核 183.7 傳動軸 II 各主要零件的設計 .193.7.1 軸徑的估算 .193.7.2 齒輪的校核 .193.7.3 傳動軸的校核 .203.7.4 軸承的校核 .213.8 傳動軸 III 各主要零件的設計 223.8.1 軸徑的估算 .223.8.2 齒輪的校核 .223.8.3 傳動軸的校核 .233.8.4 軸承的校核 .243.9 傳動軸 IV 各主要零件的設計 .25V3.9.1 軸徑的估算 .253.9.2 齒輪的校核 .253.9.3 傳動軸的校核 .263.9.4 軸承的校核 .273.10 傳動軸 V 各主要零件的設計 .283.10.1 軸徑的估算 .283.10.2 齒輪的校核 .283.10.3 傳動軸的校核 .283.10.4 軸承的校核 .303.11 傳動軸 VI 各主要零件的設計 .303.11.1 軸徑的估算 .303.11.2 主軸上一對齒輪的計算 .313.11.3 齒輪的校核 .343.11.4 傳動軸的校核 .343.12 鍵的校核 363.13 潤滑與密封 .363.14 聯軸器的選擇和計算 .37總論.38參考文獻.40致 謝.411第 1 章 緒論1.1 絞磨機概況絞磨槽是用來直接和鋼絲繩連接的牽引槽，以汽油機或柴油機、柴油機作為動力，經過變速箱的變速來達到要求的轉速，整機坐落于鋼結構上，穩(wěn)固且移動方便。機動絞磨機由滾筒輪、變速箱、柴油機或汽油機和底座框架組成，機動絞磨工作原理：絞磨機的分類汽油機動絞磨機，柴油機動絞磨機，拖拉機絞磨機（泰山280、500 型改裝而成）絞磨機的型號：3T 5T 5T操作方法：1、 機械開機前，請先打開絞磨機傳動離合器，把前后變擋桿撥至空擋的位置，然后才能開機運行。2、 在撥動離合器時，動作應快捷干脆，否則聯鎖剎車不起作用，形成增加自動剎車棘爪的沖擊力。在開機時不宜過于用力，至皮帶輪能帶動輸入軸轉動不致走滑為宜。3、 換檔時必須打開傳動離合器，否則有可能損壞齒輪，變檔后應該檢查變檔過程是否牢合，以防發(fā)生跳擋亂擋的現象。4、 變擋過程當中，若出現變擋入擋困難時，不可強行換擋，可使用手搖裝置幫助入擋，具體做法：用扳手撥動手搖裝置，使其旋轉一個角度，即可入擋。5、卷筒上的允許負荷是 HB-3T：慢轉時 3000 公斤，絞磨機的維修和安全使用為了保持絞磨機的正常運行，延長絞絞磨機的使用壽命，必須加強對絞磨機的維護和保養(yǎng)。操作者必須了解整套機械的結構、性能，熟練地掌握使用方法。1、 卷筒上的允許負荷是 3T：慢轉時 3000 公斤，快轉時 1800 公斤；5T 慢轉時5000 公斤，快轉時 2500 公斤，不得超負荷運行。2、 變速齒輪箱內必須保持 1/4 之潤滑機油。3、 為防止跳擋現象，在撥擋叉內裝有彈簧鋼珠作為變檔定位之作用。因此，在使用時，要注意檢查彈簧鋼珠是否頂牢。如不牢，必須更換彈簧后方可使用。4、 對自動剎車和聯鎖剎車應經常檢查膠木的磨損狀況，自動剎車齒輪旋轉及回松間隙為 0.5 毫米，大于 1 毫米必須更換膠木，否則易造成剎車失靈而發(fā)生事故。5、 自動剎車裝置在變速齒輪箱內，在起吊時，自動剎車齒輪發(fā)出“篤、篤、篤”2響聲，證明速齒工作正常，回松時則沒有此響聲。6、 機座的錨固方法：靠卷筒兩側的軸承支座（有兩個孔）為錨固點，不能以其它位置作為錨固點。7、 卷筒軸承座的鎖釘，必須與相應的孔配合，禁止使用其它螺絲代替鎖釘。8、 變速齒輪箱外殼是鋁合金鑄成，其上的螺絲不宜過緊和不必要拆裝，更不能用錘敲擊。9、 本機經長途運輸后，必須進行詳細的檢查，各部件緊固螺絲有無松動，潤滑油是否正常。10、 原動機是汽油、柴油機、均可按該機的使用規(guī)范要求進行。11、 每次使用機器前，應檢查機身有無雜物，周圍有無影響機器正常運轉的障礙，同時應檢查各傳動機構，一切正常后，方可使用。12、 機器每次使用完畢后，應及時清除機器上的灰塵、油污等臟物，所有清潔工作應在機器停止運轉后進行。1.2 絞磨機減速器概述1、減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用特點各不相同。20 世紀 70－80 年代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結合。 其主要類型：齒輪減速器；蝸桿減速器；齒輪—蝸桿減速器；行星齒輪減速器。 2、一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、絞磨機減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。1）圓柱齒輪減速器 單級、二級、二級以上二級。布置形式：展開式、分流式、同軸式。 2）圓錐齒輪減速器 用于輸入軸和輸出軸位置成相交的場合。 3）蝸桿減速器 主要用于傳動比 i10 的場合，傳動比較大時結構緊湊。其缺點是效率低。目前廣泛應用阿基米德蝸桿減速器。 4）齒輪—蝸桿減速器 3若齒輪傳動在高速級，則結構緊湊； 若蝸桿傳動在高速級，則效率較高。 5）行星齒輪減速器 傳動效率高，傳動比范圍廣，傳動功率 12W~50000KW，體積和重量小。 3、 常見減速器的種類 1） 減速器 的主要特點是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。2） 諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉速不能太高。 3） 行星減速器其優(yōu)點是結構比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。但價格略貴。 減速器: 簡言之，一般機器的功率在設計并制造出來后，其額定功率就不在改變，這時，速度越大，則扭矩（或扭力）越??；速度越小，則扭力越大。目的：隨著科技高速發(fā)展，減速器技術逐步向小型化、高速化、低噪聲、高可靠度的方向發(fā)展，微小型減速器在國防及工業(yè)生產中越來越得到廣泛的應用。本文為適應這一發(fā)展趨勢開發(fā)出可應用在航空航天等領域的絞磨機減速器傳動。該減速器具有重量輕、體積小、結構簡單緊湊、傳動效率高、潤滑性能好、能自鎖等優(yōu)點，在國防、冶金礦山、石油化工、汽車等生產部門有著廣闊的應用前景。而目前在我國，絞磨機減速器傳動作為一種傳動形式，對其進行一系列系統、深入的理論研究。意義：隨著科技的高速發(fā)展，現代機械逐步向高速、精密、等方向發(fā)展，而減速器作為現代機械中的關鍵傳動部件，也隨之對其提出了更高的要求。當今世界各國減速器技術發(fā)展總趨勢是小型化、輕量化、高速化、低噪聲和高可靠度。減速器的設計與制造技術的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平。因此，開拓和發(fā)展減速器技術在我國有著廣闊的前景。絞磨機減速器是為適應現代機械的高速發(fā)展而成功開發(fā)的齒輪傳動，因其獨特的結構特點，使之具有傳統齒輪傳動不可比擬的優(yōu)越性能，在一定的工作條件下，是傳統齒輪傳動理想的替代產品。本課題研究的減速器具有重量輕、 體積小、結構簡單緊湊、4傳動效率高、傳動誤差小、潤滑性能好、性能價格比高、防止逆?zhèn)鲃拥葍?yōu)點，它可廣泛應用于國防、冶金礦山、石油 化工、汽車、電子儀表、建筑工程、機床、鍋爐等生產部門。將產品國產化后，加工成本低于同類進口減速器產品價格的一半，具有很高的應用價值和廣闊的應用前景。（二）國內外研究現狀1.國外減速器現狀減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。日本住友重工研制的 FA 型高精度減速器，美國 Alan-Newton 公司研制的 X-Y 式減速器，在傳動原理和結構上與此類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現就是一例，減速器與柴油機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機器人等領域中，微型發(fā)動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發(fā)動機的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。國內減速器現狀國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內使用的大型減速器（500kw 以上） ，多從國外（如丹麥、德國等）進口，花去不少的外匯。60年代開始生產的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優(yōu)點。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內出現的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重5量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的“內平動齒輪減速器”不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內領先地位。國內有少數高等學校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發(fā)表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。（二）減速器的作用減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，二者的設計、制造和使用特點各不相同。70～80 年代，世界減速器技術有了很大發(fā)展。通用減速器體現以下發(fā)展趨勢：（1）高水平、高性能。（2）積木式組合設計?；緟挡扇?yōu)先數，尺寸規(guī)格整齊、零件通用性和互換性強、系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產和降低成本。（3）形式多樣化、變型設計多。擺脫了傳統的單一底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、柴油機與減速機一體式聯接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。促進減速器水平提高的主要因素有：6（1）硬齒面技術的發(fā)展和完善，如大型磨齒技術、滲碳淬火工藝、齒輪強度計算方法、修形技術、變形及三、優(yōu)化設計方法、齒根強化及其元化過渡、新結構等。（2）用好的材料，普遍采用各種優(yōu)質合金鋼鍛件，材料和熱處理質量控制水平高。（3）結構設計更合理。（4）加工精度提高到 ISO5-6 級。（5）軸承質量和壽命提高。（6）潤滑油質量提高。齒輪減速器的特點齒輪傳動是機械傳動中重要的傳動之一，形式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達近十萬千瓦，圓周速率可達 200m/s。齒輪傳動的特點主要有：1 效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動效率最高。如一級圓柱齒輪傳動的效率可達 99℅。2 結構緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般比較小。3 工作可靠，壽命長 設計制造正確合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作可靠，壽命可長達一，二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。4 傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動能廣泛應用，也是因為具有這一特點。但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格昂貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。蝸桿減速器的特點蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸之間傳遞運動和動力的一種機構，兩軸交錯的夾角可為任意值，常用的為 90 度，這種傳動由于具有下述特點，故應用頗為廣泛。1 當使用單頭蝸桿時，蝸桿旋轉一周，蝸輪只轉過了一個齒距，因而能實現大的傳動比。在動力傳動中，一般傳動比 I=5-80;在分度機構或手動機構中，傳動比可達300；若只傳遞運動，傳動比可達 1000。由于傳動比大，零件數目又少，因而結構很緊湊。2 在桿蝸傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入7嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低。3 當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動更具有自鎖性。4 蝸桿傳動與螺旋齒輪傳動相似，在嚙合處有相對滑動。當滑動速度很大，工作條件不夠良好時，會產生較嚴重的磨擦和磨損，從而引起過分發(fā)熱，使?jié)櫥闆r惡化。因此磨損較大，效率低；當蝸桿傳動具有自鎖性時，效率僅為 0.4 左右。同時由于摩擦與磨損嚴重，常需耗用有色金屬制造蝸輪，以便與鋼制的蝸桿配對組合成減磨性良好的滑動摩擦劑。根據蝸桿分度曲面的形狀，蝸桿傳動可以分成三大類：圓柱蝸桿傳動、環(huán)面蝸桿傳動、錐蝸桿傳動。蝸桿分度曲面是圓環(huán)內表面的一部分，蝸桿軸線平面內理論齒廓為直線的蝸桿傳動稱為直廓環(huán)面蝸桿傳動，俗稱“球面蝸輪傳動”。它始于 1921 年的美國造船業(yè)，其代表產品是美國 CONE DRIVE，50 年代起在我國得到推廣應用。與普通圓柱蝸桿傳動相比，這種蝸桿同時包容齒數多，雙線接觸線形成油膜條件好，兩齒面接觸線誘導法曲率半徑大。因此，承載能力是相同中心矩普通蝸桿的 1.5～3 倍（小值適應于小中心矩，大值適應于大中心矩）。在傳遞同樣功率時，中心矩可縮小 20%-40%。由于性能優(yōu)良，美國、日本、俄羅斯等國都將這種傳動作為動力傳動中的主要形式之一廣泛使用。美國生產產品系列中心矩為 15～1320㎜；速比為 5～343000；最高傳動效率可達 97%。我國經過 40 年的研究和發(fā)展，目前這種蝸桿的生產品種也十分可觀，最大中心矩可達到1200㎜；最少齒數比為 5；蝸桿頭數達 6；最高傳動效率可達 94%。這種蝸桿傳動分為“原始型”和“修整型”兩種?！霸夹汀敝崩h(huán)面蝸桿的螺旋齒面的形成為：一條與成形圓相切、位于蝸桿軸線平面內的直線，在繞成形圓的圓心作等角速的旋轉運動的同時，又與成形圓一起圍繞蝸桿的軸線作等角速的旋轉運動，這條直線在空間形成的軌跡曲面，就是直廓環(huán)面蝸桿的齒面。由于蝸桿齒面的發(fā)生線是直線刀刃，蝸桿螺旋面是直線刀刃形成的不可展直紋面而不是由包絡產生的，難以實現磨削，這種蝸桿制造鋼筋工藝比較復雜，不易獲得高精度的傳動，這是直廓環(huán)面蝸桿傳動的主要缺點?！靶拚汀敝崩h(huán)面蝸桿螺旋面的形成，基本上與“原始型”相同，不同之處在于加工時根據設計要求的修形曲線，將加工參數加以改變。一般常用的有：變位異速8修形和變速比修形兩種工藝方法。變位異速修形方法就是在加工蝸桿時，刀具位置及固定傳動比不同于蝸桿副工作時的位置及速比。變速比修形方法則是加工時瞬時傳動比按一定規(guī)律變化。用修形加工方法加工的蝸桿與由修形滾刀加工成的蝸輪組成“修整型”直廓環(huán)面蝸桿傳動，消除了蝸輪齒面中部棱線接觸，不僅改善了裝配條件，減少了誤差敏感性，更重要的是：與“原始型”蝸桿傳動比較，接觸區(qū)擴大，形成油膜條件好，包容齒數間載荷有平均作用，因而其承載能力、嚙合性能和傳動效率均較“原始型”高。準平行嚙合線二次包絡環(huán)面蝸桿是河南省焦作市科林齒輪有限公司的一項科研成果。蝸輪滾刀是可鏟背可磨削的，蝸輪齒面沒有脊線，運動不會產生干涉。工裝和理論相吻合。和同類蝸桿相比，它還具有以下幾個特點：1 瞬時接觸線和相對運動速度方向夾角穩(wěn)定，且接近 90 度。2 蝸輪齒面是用鏟背滾刀制造加工而成，因此蝸輪齒面接觸面大、質量穩(wěn)定。3 同時參加嚙合的蝸輪齒數多，一般可達 為蝸桿齒數）。2(9Z4 蝸輪齒面無脊線，傳遞運動時不會產生干涉。因此這種蝸桿傳動承載功率大，動壓油涵穩(wěn)定傳動、噪聲低、平衡溫度低等特征。由以上分析可以看出，雖然普通齒輪減速器具有效率高，工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定等優(yōu)點，但是不具備設計條件中重點要求的自鎖性，所以不能選用；而準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器，它具有普通環(huán)面蝸桿減速器所不具備的很多優(yōu)點。二、傳動方案分析1．蝸桿傳動蝸桿傳動可以實現較大的傳動比，尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用于中、小功率的場合。采用錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動，由于允許齒面有較高的相對滑動速度，可將蝸桿傳動布置在高速級，以利于形成潤滑油膜，可以提高承載能力和傳動效率。因此將蝸桿傳動布置在第一級。2．斜齒輪傳動斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。因此將斜齒輪傳動布置在第二級。3．圓錐齒輪傳動9圓錐齒輪加工較困難，特別是大直徑、大模熟的圓錐齒輪，只有在需要改變軸的布置方向時采用，并盡量放在高速級和限制傳動比，以減小圓錐齒輪的直徑和摸數。所以將圓錐齒輪傳動放在第三級用于改變軸的布置方向。4．鏈式傳動鏈式傳動運轉不均勻，有沖擊，不適于高速傳動，應布置在低速級。所以鏈式傳動布置在最后。因此，蝸桿傳動—斜圓柱齒輪傳動—圓錐齒輪傳動—鏈式傳動，這樣的傳動方案是比較合理的。第 2 章 總體方案設計2.1 傳動方案機器一般由原動機、傳動機、工作機組成。傳動裝置在原動機和工作機之間傳遞運動和動力，并籍以改變運動的形式、速度大小和轉矩大小。傳動裝置一般包括傳動件（齒輪傳動、帶傳動、鏈傳動等）和支承件（軸、軸承和機體等）兩部分。它的重量和成本在機器中占很大的比例，其性能和質量對機器的工作影響也很大。因此合理設計傳動方案具有重要意義。首先通過柴油機進行動力輸出，然后通過帶傳動帶動變速器，變速器通過聯軸器進行減速器輸出 2 個軸，帶動雙卷筒工作。本次設計為設計不變（或變化很?。┫麻L期連續(xù)運行的機械，只有所選柴油機的額功率 Ped 等于或稍大于所需的柴油機工作功率 Pd,即 Ped ≥P d ，柴油機在工作時就不10會過熱，通常就不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。柴油機傳動裝置的運動和動力參數計算公式引自【1】第 12~20 頁柴油機所需工作功率按式（1）為kwwdP??由式 = kww10Fv因此 advP?10?設： ——為聯軸器的效率。 =0.99（ 有 1 個）1?聯 軸 器——對滾動軸承效率。 =0.99（ 有 7 對）2 軸 承——為 7 級齒輪傳動的效率。 =0.98（ 有 4 對）3 ?齒 輪——滾筒效率。 =0.96（ 有 2 對）4?滾 筒——帶傳動效率。 =0.96（ 有 1 對）5估算傳動系統的總效率： 75212345η=×η0.76?工作機所需的柴油機功率為：./4.38101076dFvPKW???其中 F=5t=50000N 卷筒工作速度 4.0m/min2.2 確定傳動比卷筒工作轉速為： 6016014.0/6.25/min3.vn rDm??????11http://www.114pifa.com/p404/1562836.html2.3 傳動比分配(1)總傳動比（480)2601.74.5mani?(2)分配傳動裝置傳動比：取帶傳動的減速比為 i1=3設定減速器的傳動比為： i7=2那么分配到變速箱的傳動比為 i=611.76/(2X3)=101.96當變速箱輸出的速度為 8m/min，變速箱的傳動 i=4.08X5X5 當變速箱輸出的速度為 10m/min，變速箱的傳動 i=4.08X5X4采用最后一級進行換擋變速器12第 3 章 變速箱傳動零件的設計計算3.1 變速箱傳動方案如下圖：3.2 軸 I 上的一對齒輪的計算（1）由于的軸 I 轉速不是很高，運作時比較平穩(wěn)，所以初選軸 I 與軸 II 相嚙合的一對齒輪中，小齒輪的齒數為 20，齒輪精度為 7 級，則與其相嚙合的大齒輪齒數1Z?為 取2104.82Zi??28（a）試選載荷系數 .3tK（b）計算所傳遞的扭矩 由《機械設計》得 （3.30） ，且由以1T519.0PTn??上計算可知： r/min， kw260/3n?4.85P?∴ (Nmm)5 519.9.0.32/T???13（c）查《機械設計》表 10-7，取得齒寬系數 1d??（d）查《機械設計》表 10-6，得材料的彈性影響系數1289.EaZMP（e）查《機械設計》圖 10-21d，得 , lim160Pa?lim250?（f）計算應力循環(huán)次數，參考《機械設計》式 10-13 得：（3.31）??916096028354.71hNnjL?????（3.32）924.71.3?（g）查《機械設計》圖 10-19，取 ，10.HNK20.95HN（h）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由《機械設計》式 10-12 得：MPa （3.33）??1lim0.96540HNKS????MPa 2li2.7（3.34）(2)計算小齒輪分度圓直徑 ，由《機械設計》得1td， ??21312.t Et dHKTZud????????????（3.35）代入 中較小的值??H?∴ (mm) （3.36）2531 1.08289.432. 73.59td???????????(a)計算圓周速度 V：由《機械設計》得： 160tdnV???（3.37）代入已計算的數據得(m/s)3.147.5982.173.6860V???14由《機械設計》得：模數 （3.39）16.582.4ttdMZ??∴ (d）計算載荷系數：根據 ，齒輪精度為 7 級，由《機械設計 》圖 10-8 得 動載系數3.1768/Vms?，又直齒輪 ，由《機械設計》表 10-2 得 使用系數 ，.05vK1HFK?? 1.25AK?由《機械設計》表 10-4，用插值法得 7 級精度的小齒輪相對支承非對稱布置時，，由 ，及 查《機械設計》圖 10-13 得1.42H??10.67bh.835H? .3F?故載荷系數 1.2.01.42.869AvKK??????(e）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑：由《機械設計》式 10-10a 得： （3.40） ，代入已有數據得：31ttd?(mm)31.8697.5.024d???(f）計算模數 m ：（3.41）1.3.5924Z(3）按齒根彎曲強度設計：由《機械設計》式 10-5 得，彎曲強度設計公式為 ??132FaSdYKTmZ?????????（3.42）（a) 由《機械設計》圖 10-20c 查得彎曲強度極限 ，150FEMPa??240FEPa??（b)由《機械設計》圖 10-18,取彎曲疲勞壽命系數 ，10.85FNK?20.8FN?（c)計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數 ，由《機械設計》式4S10-12 得：(MPa) （3.43）??110.8530.574FNEKS????15(MPa) （3.44）??220.84261FNEFKS?????（d） 計算載荷系數：（3.45）.25.01.3.719AvF??????（e） 查取齒形系數：由《機械設計》表 10-5 得齒形系數 ，1.6FaY?2.5FaY（f） 查應力校正系數：由《機械設計》表 10-5 得應力校正系數 ， 1.8Sa21.6Sa?（g） 計算大、小齒輪的 ，并加以比較：??FaSY???12.651.80.1379307FaSY????2.4524aSF∴ 比較得大齒輪的數據大（h) 設計計算:由彎曲強度設計公式為 （3.46） ，代入數據得：??132FaSdYKTmZ?????????，整圓成 ，查《實用機床53221.790.80.4.934m????2m?設計手冊》可知，m 得取值從 0.75 開始，每隔 0.25 都有值可選，本人選擇 為軸3?I 與軸 II 相嚙合的那對齒輪的模數。則此時按 ,大、小齒輪的齒數分別為：3?基本組齒輪幾何尺寸見下表d1=3X20=60,d2=3X82=2463.3 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， ??FtaSKbmY??2tTd?（3.50）(1）對軸 I 上齒數為 51 的齒輪進行校核16520.8321tTFd??∴ 51.869.4.968tKbm?又由計算齒輪時的數據得： ??26.935.31.70FaSY???比較得： 故該齒輪符合要求。??FtaSbY?3.4 軸的校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 4 2()6dbNDdI??????（3.51）=4 2432.8(32.)(83.)7.10m???式中 d—花鍵軸的小徑（mm） ；D—花軸的大徑（mm） ；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：= （Nmm） （3.52）41950(m)nPM???扭 447.295108.391056???式中 —該軸傳遞的最大功率（kw）;1—該軸的計算最小轉速（r/min） 。傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力4328.39102.9610ND56tMP????扭（3.53）式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：rP17()/cos()rtPgN??????（3.52）式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20o；ρ—齒面摩擦角， ；5.72???β—齒輪的螺旋角；β＝0(N) 3.51.498rtP???（3.53）花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為：(MPa) max28,()njy jyMDdlNK?????????（3.54）式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（ ） ；maxn Nm?D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm ） ；L—花鍵工作長度；N—花鍵鍵數；K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8；(MPa)4228.3910.6220()57jy jyMPa????????????故此花鍵軸校核合格3.5 軸承的選擇根據軸承中摩擦性質的不同，可把軸承分為滑動摩擦軸承（簡稱滑動軸承）和滾動摩擦軸承（簡稱滾動軸承）兩大類。滾動軸承由于摩擦系數小，起動阻力小，而且它已標準化，選用、潤滑、維護都很方便，因此在一般機器中應用較廣。滾動軸承是現代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉動零件的。滾動軸承絕大多數已經標準化，并由專業(yè)工廠大量生產制造及供應各種常用規(guī)格的軸承。滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。滾動軸承由：內圈、外圈、滾動體、保持架等四部分組成，內圈用來和軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。通常是內圈隨軸頸回轉，外圈固定，但也可用于外圈回轉而內圈不動，或是內、外圈同時回轉的場合。當內、外圈相對轉動時，滾動體即在內、18外圈的滾道間滾動。軸承內、外圈上的滾道有限制滾動體沿軸向位移的作用。選擇軸承類型時應考慮以下的因素：(1）軸承所受的載荷軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據。對于純軸向載荷，一般用推力軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力球軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當軸承在承受徑向載荷的同時，還有不打的軸向載荷時，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；當軸向載荷較大的時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構，分別承擔徑向和軸向載荷。(2）軸承的轉速工作轉速對軸承也有一定的要求，球軸承與滾子軸承相比較，有較高的極限轉速，故在高速時應優(yōu)先選用球軸承。高速時宜選用相同內徑而外徑較小的軸承。外徑較大的軸承，宜用于低速重載的場合。(3）軸承的調心性能軸的中心線與軸承座的中心線不重合時，或因軸受力而彎曲或傾斜時，會造成軸承的內、外圈軸線發(fā)生偏斜。滾子軸承對軸承的傾斜最為敏感，這類軸承在偏斜狀態(tài)下的承載能力可能低于球軸承。(4）軸承的安裝和拆卸軸承在長軸上安裝時，為便于裝拆，可用內圈孔為 1﹕12 的圓錐孔的軸承，用以安裝在緊定襯套上?？偵纤?，本人選擇的軸承型號如下：軸 I 從左至右分別為深溝球軸承 61808(2 對) 61807（6 對）3.6 軸承的校核查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命為工作期限（h）,對于一般機床 取值為????610hCLTnP?????????????T15000—20000 小時。式中 —額定壽命， —額定負載， —當量動載荷， ，對于球軸承10h P??壽 命 系 數19，對于滾子軸承 。3??103??由《機械設計手冊》得 hmdnTnThmdffCPC??（3.55）式中 —速度因數， —溫度因數， —壽命因數， —力矩載荷因數，力矩載nfTfhff荷較小時 ，力矩載荷較大時 ， —沖擊載荷因數1.5m?2m?d將 代入 中得：nThmdfPC10hL610hmdhnTf???????軸 I 上的深溝球軸承的校核：(h)36 5103.82.56.721089.5041hL???????????∵ ∴ 故該軸承符合要求。??T?3.7 傳動軸 II 各主要零件的設計3.7.1 軸徑的估算參考《實用機床設計手冊》表 3.10—2 得： ，查《實用機床設計手3(10~2)cPdn?冊》表 1.1—10 得： =0.96 ， 取 V?帶 35cn?由轉速圖可得： 123856i?∴ 轉速： (r/min)219.51207.8/ni?(r/min)218.69.43/i??效率： 查《實用機床設計手冊》表 1.1—10 得：22??角接觸球軸承效率 =0.96 ，直齒圓柱齒輪效率 =0.981 2?功率： （kw ）2127.09.86.915P???由軸徑確定的公式可知：轉速越小軸徑越大，所以只要滿足轉速小的地方的軸徑20要求，整個軸都可以滿足要求?！?(mm) 取 （mm）2332 6.91510520.367Pdn????min2d?3.7.2 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ，??FtaSKbmY??tTd?對軸 II 上齒數為 24 的齒輪進行校核 426.75108tTFd??∴ 1.8962tKbm?又由計算齒輪時的數據得： ??30.57.1528FaSY???比較得： 故該齒輪符合要求。?FtaSb?3.7.3 傳動軸的校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 42()6dbNDdI??????=4 243283(6).5310m????式中 d—花鍵軸的小徑（mm） ；D—花軸的大徑（mm） ；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：= (Nmm)429510nPM??扭 446.915950.807???式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）;—該軸的最小轉速（r/min） 。jn傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周21力 ：tP??4326.8102.710ND5tM????扭式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：rP(N)()/cos9rtPg?????式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。22()0.1[MTdm?????花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： max28()njy jyDdlNK?????????式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（ ） ；axnMNm?D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm） ；L—花鍵工作長度；N—花鍵鍵數；K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8；(MPa)4286.103.820(3)7jy jyMPa????????????故此花鍵軸校核合格3.7.4 軸承的校核根據軸徑等要求，軸 II 所選的軸承 從左至右分別為圓錐滾子軸承 30305 (1 對) 30304（1 對）查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命為工作期限（h）,對于一般機床 取值為????610hCLTnP?????????????T15000—20000 小時。式中 —額定壽命， —額定負載， —當量動載荷， ，對于球軸承10h P??壽 命 系 數22，對于滾子軸承 。3??103??由《機械設計手冊》得 hmdnTnThmdffCPC??式中 —速度因數， —溫度因數， —壽命因數， —力矩載荷因數，力矩載nfTfff荷較小時 ，力矩載荷較大時 ， —沖擊載荷因數1.5m?2md將 代入 中得：nThmdfPC10hL610hmdhnTf????????軸 II 上的圓錐滾子軸承的校核：(h)106 35103.482.59.27.06hL???????????∵ ∴所選軸承符合要求。??T?3.8 傳動軸 III 各主要零件的設計3.8.1 軸徑的估算參考《實用機床設計手冊》表 3.10—2 得： ，查《實用機床設3(10~2)cPdn?計手冊》表 1.1—10 得： =0.96 ， 取 V?帶 35cn?由轉速圖可得： min2358?∴ 轉速： （r/min）2396.703.86/i?效率： 查 《實用機床設計手冊》表 1.1—10 得：圓錐滾22???子軸承效率 =0.983功率： （kw ）23236.9150.8.96.508P??∴ （mm） 取 （mm）331057.3.dn???min32d?233.8.2 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ，??FtaSKbmY??2tTd?對軸 III 上齒數為 63 的齒輪進行校核 425.1026tTFd??∴ 56.89.23.9tKbm?又由計算齒輪時的數據得： ??6.6.25.817FaSY??比較得： 故該齒輪符合要求。?FtaSb?3.8.3 傳動軸的校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 =42()6dbNDdI??????4 24368(3)(6).5310m????????式中 d—花鍵軸的小徑（mm） ；D—花軸的大徑（mm） ；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：= (Nmm)439510nPM??扭 4 46.50899511.037???式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）;—該軸的最小轉速（r/min） 。j傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 ：tP??43216.90.6710ND5tM????扭式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。24齒輪的徑向力 ： (N)rP()/cos902tg???????式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。22()0.1[MTdm?????花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： max28()njy jyDdlNK?????????式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（ ） ；axnMNm?D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm） ；L—花鍵工作長度；N—花鍵鍵數；K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8；(MPa)42816.907.6520(3)jy jyMPa????????????故此花鍵軸校核合格。3.8.4 軸承的校核根據軸徑等要求，軸 III 所選軸承 從左至右分別為 30306 (1 對) 61806（1對） 30305（1 對）查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命為工作期限（h）,對于一般機床 取值為????610hCLTnP?????????????T15000—20000 小時。式中 —額定壽命， —額定負載， —當量動載荷， ，對于球軸承10h P??壽 命 系 數，對于滾子軸承 。3??103??由《機械設計手冊》得 hmdnTnThmdffCC??式中 —速度因數， —溫度因數， —壽命因數， —力矩載荷因數，力矩載nfTfff25荷較小時 ，力矩載荷較大時 ， —沖擊載荷因數1.5mf?2mf?df將 代入 中得：nThmdfPC10hL610hmdhnTf???????軸 III 上深溝球軸承的校核：(h)36 510 3.42.52.1608.017hL???????????軸 III 上圓錐滾子軸承的校核：(h)106 3510 3.2.5.748.04hL???????????∵ ∴軸 III 上的軸承校核符合要求。??T?3.9 傳動軸 IV 各主要零件的設計3.9.1 軸徑的估算參考《實用機床設計手冊》表 3.10—2 得： ，查《實用機床設3(10~2)cPdn?計手冊》表 1.1—10 得： =0.96 ， 取 V?帶 35cn?由轉速圖可得： min34802?∴ 轉速： (r/min)3467.91.52/i?效率： 231???功率： (kw)24346.50898096.P??∴ (mm) 取 (mm)344105.1.2dn?? min43d?3.9.2 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ，??FtaSKbY??2tTd?對軸 IV 上齒數為齒輪進行校核