機械設(shè)計課程設(shè)計說明書圓錐圓柱齒輪減速器

1、機械設(shè)計課程設(shè)計 機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書題 目 設(shè)計一鏈板式運輸機傳動裝置 專業(yè)班級 學 號 學生姓名 指導教師 2012年7月 9日設(shè)計任務(wù)1 技術(shù)參數(shù)：輸送鏈的牽引力f： 6 kn ，輸送鏈的速度 ：0.55 m/s，輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d：399 mm。2 工作條件： 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差±5%。鏈板式輸送機的傳動效率為0.95。3 方案簡圖：傳動裝置由電動機，減速器，工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器。方案簡圖如下圖。 方案圖設(shè)計計算及說明結(jié)果1選擇電動機計算驅(qū)動卷筒

2、的轉(zhuǎn)速選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，可擬定以下傳動方案：1.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的y（ip44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.2電動機容量(1)工作機的輸出功率(2)電動機輸出功率傳動裝置的總效率依次確定式中各效率：1個聯(lián)軸器=0.99 ，3個滾動軸承 =0.99、圓柱齒輪傳動=0.98、圓錐齒輪傳動=0.97，1個滾子鏈傳動=0.96。則 故 (3)電動機額定功率由文獻【】中選取電動機額定功率。1.3電動機的轉(zhuǎn)速推算電動機轉(zhuǎn)速可選范圍，由文獻【】表 1 中查得圓錐-圓柱齒輪傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范

3、圍為：1.4電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形,安裝尺寸根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查文獻【】y系列三相異步電動機，選定電機，額定功率，滿載轉(zhuǎn)速，同步轉(zhuǎn)速。由文獻【】表19-1查得主要數(shù)據(jù)，并記錄備用，如表1-1所示： 表1-1電機技術(shù)數(shù)據(jù)電機型號額定功率電流滿載轉(zhuǎn)速電機質(zhì)量軸徑mmy132m1-64kw12.6a960輕382 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比2.1傳動裝置總傳動比 2.2分配各級傳動比所以減速器傳動比 圓錐齒輪傳動比（） 圓柱齒輪傳動比 3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1各軸轉(zhuǎn)速3.2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即3.3各軸轉(zhuǎn)矩表3-1運動和動力參數(shù)軸號功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/

4、（n.m）轉(zhuǎn)速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸3.7837.696010.99軸3.743.7037.2136.819603.30.98軸3.593.56117.85 116.87290.940.96軸3.483.45456.95453.0172.734.030.97工作機軸3.313.30433.32434.6372.730.964傳動件的設(shè)計計算4.1圓錐直齒輪設(shè)計已知輸入功率3.74kw，小齒輪轉(zhuǎn)速960r/min，齒數(shù)比u=3.3，由電動機驅(qū)動，工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制，工作時有輕微振動。4.1.1選定齒輪齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按傳動方案選用直齒錐齒

5、輪傳動。（2）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)（3）材料選擇 由文獻【】表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。（4） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取整。則4.1.2按齒面接觸強度設(shè)計由文獻【】式10-9a由設(shè)計計算公式進行試算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩為輸 選齒寬系數(shù)=0.99=0.99=0.98=0.97=0.96kwkwkwkw31.3p48.3p59.3p74.3p=工作機軸762=zmm.n103.72t4´=由文獻【】圖10

6、-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限由文獻【】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由文獻【】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力式10-12取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，得（2）計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值平均分度圓直徑 計算圓周速度v計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由文獻【】圖10-8查得動載系數(shù) 表10-3直齒輪由文獻【】表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)小齒輪一端懸臂布置，查文獻【】表10-9得軸承系數(shù)，則接觸強度載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得計算模數(shù) 取標準值，文獻【】表10-6模數(shù)圓整為 計算齒

7、輪相關(guān)參數(shù) 計算齒寬 文獻【】表10-7圓整為（取整）4.1.3校核齒根彎曲疲勞強度（1）確定計算參數(shù)載荷系數(shù)計算當量齒數(shù) 由文獻【】表10-5查得齒形系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù) 安全系數(shù)由文獻【】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 由文獻【】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限許用應(yīng)力（2）校核強度由式10-23計算得 可知彎曲強度滿足，參數(shù)合理。4.1.4幾何尺寸計算（1）錐齒輪大端分度圓直徑 74.75mm,=247mm（2）計算錐距r 129.03mm（3）節(jié)圓錐角： （4）大端齒頂圓直徑:mmm25.3=mm75.74d1=mm247d2='2'1

8、73.1616.84。.84。=ddmm03.129r=mmbb3921=74.75mm=247mm129.03mmmm（5）計算齒寬 文獻【】表10-7圓整為（取整）4.2圓柱直齒齒輪設(shè)計（軟齒面）已知輸入功率3.59kw，小齒輪轉(zhuǎn)速290.91r/min，齒數(shù)比u=4，由電動機驅(qū)動，工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制，工作有輕微震動。4.2.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)（1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)（2）材料選擇 由文獻【】表10-1選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒面硬度為250hbs，大齒輪齒面硬度為220h

9、bs。（3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)4.2.2按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩選齒寬系數(shù) 由文獻【】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 區(qū)域系數(shù) 由文獻【】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由文獻【】式10-13 由文獻【】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式10-12得（2） 計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得計算圓周速度v計算齒寬b及模數(shù)計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由文獻【】圖10-8查得動載系數(shù)由文獻【】表

10、10-3查得由文獻【】表10-2查得使用系數(shù)由文獻【】表10-4查得由文獻【】圖10-13查得 接觸強度載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，式10-10a得計算模數(shù) 4.2.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式10-5得彎曲疲勞強度的設(shè)計公式（1）確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值由文獻【】圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限，由文獻【】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-12得 計算載荷系數(shù)由文獻【】表10-5查得齒形系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù) 計算大、小齒輪的并加以比較，取較小值計算。大齒輪的數(shù)值大（2） 設(shè)計計算 齒面接觸疲勞強

11、度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.05 文獻【】表10-1就近圓整為標準值 按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 這樣設(shè)計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 分度圓直徑 中心距 中心距選為187mm按中心距修正螺旋角齒寬 則 按計算后再作適當圓整，而常將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎(chǔ)上人為的加寬5-10,以防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷。

12、mmu=4231=z922=z5軸的設(shè)計計算5.1輸入軸設(shè)計(1) 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2)求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖5-1所示(3)初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調(diào)質(zhì)）根據(jù)文獻【】表15-3，取，得 取高速軸的輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查文獻【】表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 圖5-1軸的載荷分析 由于該軸與連軸器相連的一端直徑要與電機相同，應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，所以查標準g

13、b/t5014-2003或文獻【】，選lx3彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為mmn×1250，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為mml601=。(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，為了滿端蓋密封，2-3軸段右端需制出一軸肩，故取3-4段的直徑， mm35l32=-2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸

14、承7307，其尺寸為 圖5-2軸的結(jié)構(gòu)與裝配 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為（5）求軸上的載荷，確定截面表5-1軸上載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m 總彎矩扭矩t（6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由文獻【】表15-1查得，故安全。（7）精確

15、校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面 截面4右受應(yīng)力最大截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)3336400401.00.1dwmm=´=抗扭截面系數(shù)333t12800402.00.2dwmm=´=截面4左側(cè)彎矩m為mmn.76.41005m=截面4上的扭矩為mmn38995.=t.3截面上的彎曲應(yīng)力mpa41.6.640076.41005=wmbs截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力mpa05.31280038995.83tt=wbt軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻【】附表3-2查取。因05.040.2r=d，1435500.83精度級的單列圓錐滾子和軸向

16、力，故選用單列圓錐滾子.13540d=d，經(jīng)插值后查得45.1975.1=tsaa，又由文獻【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為mmn.76.41005m=nmm.38995.83t=故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由文獻【】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值故可知安全。 面4右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩m為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻【】附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質(zhì)量

17、系數(shù)為故得綜合系數(shù)為計算安全系數(shù)值故可知安全。5.2中間軸設(shè)計（1）求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力已知圓柱直齒輪分度圓直徑 已知圓錐齒輪的分度圓半徑為圓周力、，徑向力、及軸向力、如圖5-3圖5-3軸的載荷分析圖（3）初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調(diào)質(zhì)），根據(jù)文獻【】表15-3，取，得83.25290.959.311033220min=´=npad，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（見下圖5-4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向

18、力，故選用角接觸球軸承，由文獻【】表15-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7083ac，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位。2） 取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位 軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。取。3） 已知圓柱斜輪齒寬，由于結(jié)構(gòu)上的需要，將其設(shè)計為齒輪軸，軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，在齒輪右端再設(shè)一軸肩，取，。軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故

19、選擇齒輪輪轂與軸的配合為；確定軸上圓角和倒角尺寸 ，取軸端倒角為圖5-4軸的結(jié)構(gòu)與裝配(5) 求軸上的載荷表5-2軸上載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由文獻【】表15-1查得，故安全。(7) 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面 截面5左右側(cè)受應(yīng)力最大截面5右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩m為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及

20、按文獻【】附表3-2查取。因，經(jīng)插 值后查得又由文獻【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由文獻【】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取合金鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值截面5左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎m為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻【】附表3-8用插值法求出，并取，于是得軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為計算安全系數(shù)值故可知安全。5.3輸出軸設(shè)計(1) 求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2) 求

21、作用在齒輪上的力已知圓柱直齒輪的分度圓直徑 而圓周力、徑向力及軸向力如圖5-5(3) 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)文獻【】表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑， 取圖5-5軸的載荷分析圖(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-6）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑,長度30mm，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻【2】表15-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的

22、角接觸球軸承7312ac，其尺寸為，算上擋油環(huán)長度，取。左端軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。齒輪左端以及軸承的定位采用擋油環(huán)，已知齒輪輪轂的寬度為74mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為mmd7965=-。軸環(huán)寬度，取。軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由文獻【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽 銑 刀加工，長為,56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的

23、，此處選軸的尺寸公差為m6。(5) 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為圖5-6軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (6) 求軸上的載荷表5-3軸上載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t(7) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由文獻【】表15-1查得，故安全。(8) 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面 截面7左右側(cè)受應(yīng)力最大截面7右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7右側(cè)彎矩m為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的

24、理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻【】附表3-2查取。因，經(jīng)插 值后查得 又由文獻【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為3872.1144.10.8511)-(q1k7998.1193.10.8211)-(q1k=-´+=+=-´+=+=）（）(sttsssaa由文獻【】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為92.0=tsbb軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值故可知安全。 鏈傳動的設(shè)計與計算1 選擇鏈輪齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)=21，大鏈輪的齒數(shù)=×=4.02×21=84。

25、2 確定計算功率 由表9-6得=1.1，由圖9-13查得=1.2，雙排鏈，則計算功率為 =/=1.1×1.2×3.3158/1.75=2.5kw3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)=2.5kw和主動鏈輪轉(zhuǎn)速=72.73r/min，查圖9-11可選16a-2，由表9-1查得節(jié)距p=25.4mm。4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距=(3050)p=(3050)×25.4=7621270mm。取=770mm，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為 116.44故取鏈長節(jié)數(shù)=116節(jié) 查表9-7得到中心距計算系數(shù)=0.23648，則鏈傳動的最大中心距為：=p2-(+)=760mm5 計算鏈速，確定潤滑

26、方式=p/(60×1000)=72.73×21×25.4/(60×1000)0.6424m/s由=0.64m/s和鏈號16a-2，查圖9-14可知應(yīng)采用滴油潤滑。6 計算壓軸力 有效圓周力為：=1000p/ =1000×3.3158/0.6424=5161.58n鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)=1.15 則壓軸力為=1.15×5161.585935.8n7 計算鏈輪主要幾何尺寸8 鏈輪材料的選擇及處理根據(jù)表9-5，選擇材料為40鋼，采用淬火、回火處理。mmd7965=-92.0=tsbb6滾動軸承的選擇及校核計算6.1輸入軸滾動軸承計算初

27、步選擇滾動軸承，由文獻【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7307ac，其尺寸為,e=0.68,y=0.87,表6-1軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f則則則則則 則故合格。6.1中間軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由文獻【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7308ac，其尺寸為,e=0.68,y=0.87,表6-1軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f則則則則則 則故合格。6.1輸入軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由文獻【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7312ac，其尺寸為,e=0.68,y=0.87,

28、表6-1軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f則則則則則 則故合格。7鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1輸入軸鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。7.2中間軸鍵計算校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。7.3輸出軸鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。8.聯(lián)軸器的選擇及校核計算8.1各種聯(lián)軸器的比較8.1.1 剛性聯(lián)軸器缺點：對兩軸對中性要求較高，當兩軸有相對位移存在時，就會在機件內(nèi)引起附加載荷，使工作環(huán)境惡化。優(yōu)點：結(jié)

29、構(gòu)簡單，成本低，可傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，故當轉(zhuǎn)速低時，無沖擊；當軸的剛性大，對中性較好時常用。（1）撓性聯(lián)軸器： 無彈性元件的聯(lián)軸器，因有撓性，故可補償兩軸的相對位移。（2）十字滑塊聯(lián)軸器一般用于轉(zhuǎn)速n<250r/min,軸的剛性較大，且無劇烈沖擊處.（3）滑塊聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，適用于小功率高轉(zhuǎn)速而無劇烈沖擊處。（4）十字軸式萬向聯(lián)軸器允許兩軸間有較大的夾角。（5）齒式聯(lián)軸器傳遞很大轉(zhuǎn)矩，并允許有較大的位移偏移量，安裝精度要求不高，但質(zhì)量較大成本較高，在重型機械中應(yīng)用廣泛。8.1.2彈性元件的撓性聯(lián)軸器這類聯(lián)軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖間真的作用。（1

30、）彈性套柱銷聯(lián)軸器拆裝方便成本較低，但彈性套易磨損壽命較短，適用于連接載荷平穩(wěn)，需正反轉(zhuǎn)或啟動頻繁的傳遞中小轉(zhuǎn)矩的軸。（2）彈性柱銷聯(lián)軸器傳遞能力大結(jié)構(gòu)簡單，安裝制造方便耐久性好，彈性柱銷有一定的緩沖和減振能力。8.2聯(lián)軸器的選擇綜上所述，根據(jù)工作要求，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器較合理。根據(jù)所選電動機軸徑的大小選擇聯(lián)軸器的孔徑。結(jié)合所選y132m26型電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，從gb/t5014-1995中查得lx3聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為630許用最大轉(zhuǎn)速5000r/min,軸徑為30mm,32mm,35mm,38mm,故適用8.3聯(lián)軸器的校核計算在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。輸入軸選lx3型彈性柱

31、銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度60mm。9.減速器附件的選擇由文獻【】選定通氣帽，a型壓配式圓形油標a20（gb1160.1-89），外六角油塞及封油墊,啟蓋螺釘m6。9.1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(qū)位置，并有足夠的空間，以便于能深入進行操作，窺視孔有蓋板機體上開窺視孔與凸緣一塊，以便于機械加工出支撐蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固。9.2放油孔與螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，與便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支撐面，并加封油圈加以密封。9.3油標油標位于便于觀察減速器油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。9.4通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大為便于排氣，在機蓋頂部窺視孔蓋上安裝通氣器，以便于達到體內(nèi)為壓力平衡。9.5起蓋螺釘起蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。9.6定位銷為保證刨分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。9.7吊環(huán)在機蓋上直接鑄處吊鉤和吊