設(shè)計(jì)鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動(dòng)裝置

1、邵陽學(xué)院課程設(shè)計(jì)第一章 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1 設(shè)計(jì)題目： 設(shè)計(jì)鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動(dòng)裝置1.2 已知條件：1.輸送鏈牽引力 F=4.5 kN ;2.輸送鏈速度 v=1.6 m/s（允許輸送帶速度誤差為 5%）；3.輸送鏈輪齒數(shù) z=15 ；4.輸送鏈節(jié)距 p=80 mm；5.工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，無粉塵；6.使用期限：20年；7.生產(chǎn)批量：20臺(tái)；8.生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工6-8級(jí)精度齒輪和7-8級(jí)精度蝸輪；9.動(dòng)力來源：電力，三相交流，電壓380伏；10檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。驗(yàn)收方式：1減速器裝配圖；（使用AutoCAD

2、繪制并打印為A1號(hào)圖紙）2繪制主傳動(dòng)軸、齒輪圖紙各1張；3設(shè)計(jì)說明書1份。 第二章 前言 2.1 分析和擬定傳動(dòng)方案： 機(jī)器通常由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作裝置三部分組成。傳動(dòng)裝置用來傳遞原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力、變換其運(yùn)動(dòng)形式以滿足工作裝置的需要，是機(jī)器的重要組成部分。傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)方案是否合理將直接影響機(jī)器的工作性能、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動(dòng)方案的基本要求，同一種運(yùn)動(dòng)可以有幾種不同的傳動(dòng)方案來實(shí)現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動(dòng)方案的優(yōu)缺點(diǎn)加以分析比較，從而選擇出最符合實(shí)際情況的一種方案。合理的傳動(dòng)方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便、成本低廉、傳動(dòng)效率高和使用維護(hù)方便。所

3、以擬定一個(gè)合理的傳動(dòng)方案，除了應(yīng)綜合考慮工作裝置的載荷、運(yùn)動(dòng)及機(jī)器的其他要求外，還應(yīng)熟悉各種傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)，以便選擇一個(gè)合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。眾所周知，齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、減速器、鏈傳動(dòng)三部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設(shè)計(jì)輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進(jìn)行選擇。2.2 方案優(yōu)缺點(diǎn)分析1.在高速端應(yīng)用圓錐齒輪，可以減小錐齒輪的尺寸，減小其模數(shù)，降低加工難度。2.在輸出端，即低速端采用鏈傳動(dòng)，因?yàn)殒渹鲃?dòng)的瞬時(shí)傳動(dòng)比是變化的，引起速度波動(dòng)和動(dòng)載荷，故不適宜高速運(yùn)轉(zhuǎn)。3.在高速輸入端應(yīng)用聯(lián)軸器，結(jié)構(gòu)緊湊，但啟動(dòng)電動(dòng)機(jī)時(shí)，增大了電動(dòng)機(jī)的

4、負(fù)荷，因此，只能用于小功率的傳動(dòng)。4.圓錐齒輪端，可能由于兩錐齒輪尺寸過小，不能很好的利用潤(rùn)滑油。第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇與傳動(dòng)比的分配 電動(dòng)機(jī)是常用的原動(dòng)機(jī)，具體結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、控制簡(jiǎn)單和維護(hù)容易等優(yōu)點(diǎn)。電動(dòng)機(jī)的選擇主要包括選擇其類型和結(jié)構(gòu)形式、容量和轉(zhuǎn)速、確定具體型號(hào)。按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉三相異步電動(dòng)機(jī)。3.1電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算： 輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d/mm d=P/sin(180/z)=385mm工作機(jī)的有效功率為： pw =FwVw / =4.5*1.6/0.95=7.243kw從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率為：=1·2·345678=0.99*0

5、.96*0.97*0.994*0.96=0.877式中，1為聯(lián)軸器效率0.99，2為錐齒輪效率（7級(jí)）0.97，3圓柱齒輪的效率（7級(jí)）0.98，4567為角接觸球軸承的效率0.99，8滾子鏈傳動(dòng)效率0.96。所以，電動(dòng)機(jī)所需工作功率為pd =7.243/0.877= 8.3KW選擇電動(dòng)機(jī)的類型 ：電動(dòng)機(jī)額定功率pd> pm因同步轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī)磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價(jià)格高，但可使傳動(dòng)比和機(jī)構(gòu)尺寸減小。由此選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)：Y160M1-2電動(dòng)機(jī)額定功率pm=4kN,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min工作機(jī)轉(zhuǎn)速nw=60*V/(*d)=79.370r/min 電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速起動(dòng)轉(zhuǎn)

6、矩最大轉(zhuǎn)矩Y160M1-211kw2930r/min2 N·m2.3 N·m 選取B3安裝方式3.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比 ：總傳動(dòng)比：按表3-2推薦的鏈傳動(dòng)比6。取鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比為4.6，則整個(gè)減速器的傳動(dòng)比為 ：I總=nm/nw=2930/79.370=36.916=I總 / 4.6=8.025分配傳動(dòng)比：= 高速級(jí)圓錐齒輪傳動(dòng)： =2.5 中間級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比： =3.23.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) ：各軸的轉(zhuǎn)速 ：軸: n1=2930 r/min軸: n2=2930/2.5=1172r/min軸: n3=1172/3.2=366.25 r/

7、min鏈輪的轉(zhuǎn)速：n4=79.370 r/min各軸的輸入功率 ：軸: p1=pd*1=11*0.99=10.89kw軸: p2= p1*2 *4=10.89×0.97×0.99=10.458kw軸: p3= p2*3*5=10.458×0.98×0.99=10.146kw各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 ： 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9.55×10×11/2930=35853.242N.m軸: T1=9550*p1/n1=35.495N·m軸: T2=9550*p2/n2=85.217N·m軸: T3=9550*p3/n3=264

8、.558N·m第四章 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1由3.2知鏈傳動(dòng)速比：i=4.5 輸入功率： p=3.689KW選小鏈輪齒數(shù)z1=17。大鏈輪齒數(shù) z2=i×z1=4.5×17=76，z2<120，合適。4.2確定計(jì)算功率 :已知鏈傳動(dòng)工作時(shí)有輕微振動(dòng)，由表9-6選kA =1.0，設(shè)計(jì)為雙排鏈取kP=1.75,由主動(dòng)鏈輪齒數(shù)Z=17，查主動(dòng)鏈輪齒數(shù)系數(shù)圖9-13，取kZ=1.55計(jì)算功率為 : Pca=p3×kAkZ/kP=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW4.3確定鏈條型號(hào)和節(jié)距，初定中心距a0，取定鏈節(jié)數(shù)

9、Lp由計(jì)算功率Pca和主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n3=128.571r/min，查圖9-11，選用鏈條型號(hào)為:16A，由表9-1，確定鏈條節(jié)距p=25.4mm。初定中心距a0=(3050)p=7201270，取a0=1000。                =78.7+46.5+2.8=128 取Lp =128節(jié)(取偶數(shù))。鏈傳動(dòng)的最大中心距為a=f1×p2Lp-(z1+z2)由(Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.8

10、8查表9-7，得f1=0.24312.a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm4.4求作用在軸上的力 :平均鏈速 : v=z1×n3×p/60×1000=17×128.571×25.4/60000=0.925m/s工作拉力:F=1000P/v=1000×3.689/0.925=3988.2N工作時(shí)有輕微沖擊，取壓軸力系數(shù) : KFP=1.15軸上的壓力:Fp=KFP×F =1.15×3988.2N=4586.3N4.5選擇潤(rùn)滑方式 :根據(jù)鏈速v=0.925

11、m/s，鏈節(jié)距p=25.4mm，鏈傳動(dòng)選擇滴油潤(rùn)滑方式。設(shè)計(jì)結(jié)果：滾子鏈型號(hào)16A -2×128GB1243.1-83，鏈輪齒數(shù) z1=17，z2=76，中心距a=1006.57mm，壓軸力Fp =5502.4N。第五章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪傳動(dòng)是應(yīng)用最廣泛的一種傳動(dòng)形式，其傳動(dòng)的主要優(yōu)點(diǎn)是：傳遞的功率大、速度范圍廣 、 效率高、工作可靠、壽命長(zhǎng)、結(jié)構(gòu)緊湊、能保證傳動(dòng)比恒定，齒輪的設(shè)計(jì)主要圍繞傳動(dòng)平穩(wěn)和承載能力高這兩個(gè)基本要求進(jìn)行的。5.1 圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)5.1.1選擇材料熱處理齒輪精度等級(jí)和齒數(shù) :由表得：選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)

12、處理，硬度240HBS，精度7級(jí)。取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=675.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) :計(jì)算公式：d1t T1=80.7N·m 試選Kt為1.3查表10-6得=189.8mpa由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強(qiáng)度極限=600mpa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550mpa由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96N2= N1/4=3.09查圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.98計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 :取

13、失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 :=0.95×600=570 Mpa2=0.98×550=539 Mpa取為537.25 Mpa試算小齒輪分度圓直徑d1t:d1t =59.624mm計(jì)算圓周速度V : V=0.335m/s計(jì)算齒寬B：B=* d1t =0.9*59.624=53.6616mm計(jì)算齒寬與齒高之比：模數(shù)：mn= d1t /z1=3.138齒高：h=2.25 mn =7.061mmb/h=7.60算載荷系數(shù) :根據(jù)v 、7級(jí)精度 由圖可得動(dòng)載系數(shù)=1.1。直齒輪=1.0 查表得使用系數(shù)=1.25， Kv=1.866按實(shí)際的在和系數(shù)校正所得的分度圓

14、直徑，由式10-10a得 : 69.58mm計(jì)算模數(shù)mn: 5.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式是由圖10-30c查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82 =0.85;計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力:取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12a得 :292.86 Mpa238.86 Mpa計(jì)算載荷系數(shù)K : 1.25×1.05×1×1.3=1.706查取齒形系數(shù) : 由表10-5得2.85， 2.22查取應(yīng)力校正系數(shù) :由表10-5查得 1.54 1.77計(jì)算大小

15、齒輪的并加以比較 : 0.01498 0.01645由上只大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算mn : =2.39按圓柱直齒輪的標(biāo)準(zhǔn)將模數(shù)mn圓整為2.527 4.2×27=1135.1.4 幾何尺寸計(jì)算 :計(jì)算中心距a :a=（d1+d2）/2=175mm計(jì)算分度圓直徑 d1=z1 mn=67.5mm d2 =z2 mn =282.5mm計(jì)算齒輪寬度：b=d1=60.75mm取小齒輪寬度B1=60mm，取大齒輪寬度B2=65mm。5.2 錐齒輪5.2.1 選擇材料熱處理齒輪精度等級(jí)和齒數(shù)由表得：選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBS，精

16、度8級(jí)。選取齒數(shù)：Z1=24，i=3.2, Z2=Z1·i=24×3.2=76.8 取Z2=775.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：計(jì)算公式：d 2.92×T1=26.2625N·mm 試選Kt為1.3查表10-6得=189.8mpa由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強(qiáng)度極限=600mpa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550mpa由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472N2= N1/3.2=1.296查圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9，KHN2=0.95由表查得:

17、軟齒面齒輪,對(duì)稱安裝,取齒寬系數(shù)=1/3計(jì)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：=0.9×600=540 Mpa2=0.95×550=522.5 Mpa為2中的較小值=522.5 Mpa試算小齒輪分度圓直徑d1t對(duì)于直齒錐齒輪 ：d1t 2.92× =53.29mm計(jì)算圓周速度V ： V=計(jì)算載荷系數(shù) :查表得， 的值使用系數(shù)由表10-2查得=1.25，動(dòng)載荷系數(shù)由圖10-8查得=1.18。齒間載荷分配系數(shù)=1.5KHbe軸承系數(shù)KHbe由表10-9查得KHbe=1.25。得=1.5×1.25=1.875 1.25

18、15;1.18×1×1.875=2.766按實(shí)際的在和系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得: 68.2112mm5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) :由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式是:由圖10-30c查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 =0.88;計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12a得 303.57 Mpa 238.86 Mpa 計(jì)算載荷系數(shù)K 2.766查取齒形系數(shù) 由表10-5得2.65， 2.226查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得 1.58

19、1.764計(jì)算大小齒輪的并加以比較 算得 0.01379 0.01644由上知大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算mn =1.8959按圓錐齒輪的標(biāo)準(zhǔn)將模數(shù)mn圓整為2 分度圓直徑=2×=68i=Z2/Z1=tan2=cot1=2得2= 72.6453=72°3843 1=17.3547=17°2117平均模數(shù)m=/=2大端模數(shù)m=mn/(1-0.5)=2.4取大端模數(shù)2.5分度圓處圓柱直齒輪：模數(shù)m=2，小齒輪齒數(shù)=34 分度圓直徑=68平均模數(shù)mn=2 端面模數(shù)m=2.5 小齒輪齒數(shù)Z1=×cos1=32.45 取32 分度圓直徑dm1=dV×cos1=

20、64.9 d1= dm1/(1-0.5×0.333)=77.88大齒輪的參數(shù)：Z2= Z1×i=102.4,取Z2=102 d2= d1×i=249.216 錐距R=131.125mm 齒寬B=43mm 齒頂高 ha=m=2.5mm 齒根高 hf=3.125齒根角 f tanf=hf/R=3.125/131.125 f=1°30分錐角1=17°2117 2=72°3843 第六章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核軸主要用來支撐作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的零件，如鏈輪、帶輪，以及傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。本減速器有三根軸，根據(jù)設(shè)計(jì)要求，設(shè)計(jì)具體步驟、內(nèi)容如下：6.1高速軸的設(shè)

21、計(jì)齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)：Z1=32，Z2=102.軸上功率: p=3.96 KW轉(zhuǎn)速: n=1440r/min轉(zhuǎn)矩：T26.2625 N.m按轉(zhuǎn)矩法初定該軸的最小直徑：17.64 mm 最小端與聯(lián)軸器相連，聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩T1=K*T=1.3*26.2625*1000=34141.25N.mm 選取H×2,公稱轉(zhuǎn)矩：160N.M，半聯(lián)軸器的孔徑=30 mm。長(zhǎng)度L=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂長(zhǎng)度L1=25mm6.1.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì):軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要有三項(xiàng)內(nèi)容：(1)各軸段徑向尺寸的確定；(2)各軸段軸向長(zhǎng)度的確定；(3)其他尺寸如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等的確定。擬定草圖如下：徑向尺寸的確定

22、:從軸段=30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。， =25mm， 與軸承內(nèi)徑相配合，所以 =30mm，由于軸承右端定位d4=36， d5=d3=30mm，d6=25mm。軸的軸向尺寸的確定: 從軸段L1=36mm,L2=50mm,L3=19mm,L4=66mm,L5=16mm,L6=36mm6.1.2軸的強(qiáng)度校核(第一根軸) 計(jì)算齒輪受力:彎扭組合圖如下： 齒輪切向力:=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 徑向力：=Ft×tan20×cos1=249.25N 軸向力：=×tan20×sin1=75.41N 計(jì)算支反力和彎矩并校核： 垂直

23、平面上：=348 N 向上 =98 N 向下 MV=8036 N.mm 垂直彎矩圖如下： 水平面上: =1243N 向上 =434 N 向下 MH= 35596 N.mm水平彎矩如圖： 求合成彎矩,畫出合成彎矩圖: M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm 畫出轉(zhuǎn)矩T圖: T=26262.5 N·mm校核軸的強(qiáng)度:按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取a=0.3. =（M2+(aT)2）1/2/W軸上的抗彎截面系數(shù)W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=13

24、.85 MP前已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=60 MP<安全。6.1.3精確校核軸的疲勞強(qiáng)度： 判斷危險(xiǎn)截面為：，；其中最危險(xiǎn)的截面為抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=1064.8mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=2129.6mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為M=31488N.mm=M/W=20.15 MP扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T=26500N.mm t=T/WT=8048 MP軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.09，at=1.66又查得軸的材料

25、靈敏系數(shù)為：qa=0.76，qt=0.6，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.824 kt=1+qt(at-1)=1.396由附圖3-2的尺寸系數(shù)a=0.95.由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)b=0.925.軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)a=t=0.92綜合系數(shù)Ka=ka/a+1/a-1=2.01 Kt= kt/t+1/t-1=1.596取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.1, t=0.05計(jì)算安全系數(shù)Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=6.79 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=11.276 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2=5.814&g

26、t;1.5安全故該軸在最危險(xiǎn)截面也是安全的，此截面的左側(cè)直徑大，其他情況相同，故安全。因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。6.2中間軸的設(shè)計(jì)6.2.1已知參數(shù)：軸上功率: p=3.81 KW大錐齒輪的齒數(shù)z1=102小圓柱齒輪的齒數(shù)z1=19, 對(duì)應(yīng)的大齒輪齒數(shù)z2=80轉(zhuǎn)速: n=450r/min轉(zhuǎn)矩：T=80700 N.mm按轉(zhuǎn)矩法初定該軸的最小直徑：25.83 mm根據(jù)最小端與角接觸球軸承配合，取7206C型，故選取=30 mm。計(jì)算齒輪圓周速度：0.7065<5齒輪和軸承均采用脂潤(rùn)滑。6.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要有三項(xiàng)內(nèi)容：(1)各軸段徑向尺寸

27、的確定；(2)各軸段軸向長(zhǎng)度的確定；(3)其他尺寸如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等的確定。擬定草圖如下：徑向尺寸的確定：從軸段=30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。 起周端固定作用故=36mm， 固定軸肩=42mm，d4=36，與第一段相同d5 =30mm?？芍溯S為對(duì)稱結(jié)構(gòu)。軸的軸向尺寸的確定： 從軸段L1=42mm,L2=63mm,L3=20mm,L4=38mm,L5=48mm6.2.3軸的強(qiáng)度校核(第二根軸)計(jì)算齒輪受力受力分析圖如下： 圓錐齒輪： 齒輪切向力:1=2T/dm1=809N 徑向力：1=Ft×tan20×cos2=75.41N 軸向力：1=×t

28、an20×sin2=249.25N 圓柱直齒輪： 齒輪切向力:2=2T/dm2=2390N 徑向力：2=Ft2×tan20/cos2=870N 計(jì)算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上：=725.4N 向下 =69.49 N 向下 MV=44254.89 N.mm垂直面上的彎矩圖： (b)水平面上: =1782.6N 向上 =1416.4N 向上 MH= 108738.6N.mm水平扭矩圖如下： (c)求合成彎矩: M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm (d)畫出轉(zhuǎn)矩T圖: T=80700N·mm (e)校核軸的強(qiáng)度:按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度

29、進(jìn)行校核時(shí)只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取a=0.3. =（M2+(aT/2w)2）1/2/W軸上的抗彎截面系數(shù)W d=36mm W=0.1d3=4665.6 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=36.581 MP前已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=60 MP<安全。6.2.4精確校核軸的疲勞強(qiáng)度： 由上知，截面為危險(xiǎn)截面，有因此截面左側(cè)的直徑小，所以校核左側(cè)截面?？箯澖孛嫦禂?shù)W=0.1d3=2700mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d=5400mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為 : M=67360N.mm=M/W=24.95 MP扭矩T及

30、扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 : T=80700N.mm t=T/WT=14.94 MP軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.0，at=1.31,又查得軸的材料靈敏系數(shù)為：qa=0.76，qt=0.6故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.76 kt=1+qt(at-1)=1.186由附圖3-2的尺寸系數(shù)a=0.85.由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)b=0.9.軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)a=t=0.92，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 a =1，綜合系數(shù)Ka=ka/a

31、+1/a-1=2.05 Kt= kt/t+1/t-1=1.407取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.15, t=0.08計(jì)算安全系數(shù)Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=5.376 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=7.169 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2>1.5安全故該軸在最危險(xiǎn)截面也是安全的，因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。6.3低速軸的設(shè)計(jì)6.3.1已知參數(shù)：軸上功率: p=3.689 KW轉(zhuǎn)速: n=107.141r/min轉(zhuǎn)矩：T328850N.mm鏈輪的分度圓直徑d=138.19mm，齒數(shù)z=19；齒輪轂長(zhǎng)離外壁10

32、mm，總長(zhǎng)54mm。鏈輪軸受到的軸向力F=5502.4N按轉(zhuǎn)矩法初定該軸的最小直徑：40.95 mm周端與軸承或鏈輪，取軸承的型號(hào)為7210C，故選=50 mm。計(jì)算齒輪圓周速度：0.28<5齒輪和軸承均采用脂潤(rùn)滑。6.3.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： 草圖擬定如下： 徑向尺寸的確定：從軸段=50 mm開始， 軸承的軸肩軸向固定取=54mm， 對(duì)齒輪起軸向定位作用=58mm，與第一段相同d4=50mm， d5 =48mm ，d6 =45mm。軸的軸向尺寸的確定：從軸段L1=47mm,L2=58mm,L3=74mm,L4=31mm,L5=50mm,L6=54mm軸的強(qiáng)度校核(第三根軸)：計(jì)算齒輪受力：

33、受力圖如下： 齒輪切向力: =2T/dm1=5502.4N 徑向力：=Ft×tan20/cos=870N 軸向力：=×tan=2390N6.3.3計(jì)算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上： 垂直面上彎矩圖如下：=2874.55N 向下 =9246.95 N 向上 MV=624522.4 N.mm (b)水平面上: 彎矩圖如下：=1529.86 N 向上 =860 N 向上 MH= 100205.83 N.mm (c)求合成彎矩,畫出合成彎矩圖: M=( MV2+ MH2)1/2=624522.4N.mm (d)校核軸的強(qiáng)度:按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)只校核軸上的最

34、大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6=（M2+(aT)2）1/2/W軸上的抗彎截面系數(shù)W d=50mm W=0.1d3=12500 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=52.39 MP前已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=60 MP<安全。6.3.4精確校核軸的疲勞強(qiáng)度：判斷軸承的右端面為危險(xiǎn)截面，故只校核右截面?？箯澖孛嫦禂?shù)W=0.1d3=11059.2mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=22118.4mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為 : M=572249.6N.mm=M/W=51.744 MP扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 : T=328850N.m

35、m t=T/WT=14.87 MP軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) aa及at按附表3-2查取，查得aa=1.72，at=1.09,又查得軸的材料靈敏系數(shù)為：qa=0.8，qt=0.82故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.576 kt=1+qt(at-1)=1.035由附圖3-2的尺寸系數(shù)a=0.72.由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)b=0.85軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)a=t=0.92，軸未經(jīng)表面處理，即取=1.綜合系數(shù)Ka=ka/a+1/a-1=2.268 Kt= kt/

36、t+1/t-1=1.307取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.15, t=0.08計(jì)算安全系數(shù)Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=2.343 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=15.36 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.3161.55安全故該軸在最危險(xiǎn)截面也是安全的，因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。第七章 軸承的計(jì)算與校核: 7.1 軸承1的計(jì)算與校核: 第一對(duì)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P: 查手冊(cè)取=1.1 取7206C軸承 計(jì)算步驟與內(nèi)容計(jì)算結(jié)果1.查手冊(cè)查得:、值(GB/T 276)2.由前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =129

37、0.8N F2=444.9N3.兩軸的計(jì)算軸向力Fa1=231.115N Fa2=155.7N4.計(jì)算Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.01075.查手冊(cè)e值:6.計(jì)算Fa1/ F1=0.183<e1 Fa2/F2=0.36=e27.查手冊(cè):X、Y的值8.查載荷系數(shù):fp=1.19. 10.計(jì)算軸承的壽命:Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=49207.5h11.結(jié)論:符合要求,選用此軸承.但需及時(shí)更換=23KW =15KWF1 =1290.8N F2=444.9NFa1=231.115N Fa2=155.7NFa1/Cor=0.016 Fa2/ C

38、or =0.0107e1=0.38 e2=0.36Fa1/ F1=0.183 Fa2/F2=0.36X1=1,Y1=0 X2=1,Y2=0<eP1=1419.88N P2=667.35N49207.5h>48000h 7.2 軸承2的計(jì)算與校核: 第二對(duì)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P: 查手冊(cè)取=1.1 取7206C軸承 計(jì)算步驟與內(nèi)容計(jì)算結(jié)果1.查手冊(cè)查得:、值(GB/T 276)2.由前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =1924.5N F2=1418N3.兩軸的計(jì)算軸向力Fa1=828.96N Fa2=579.96N4.計(jì)算Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386

39、5.查手冊(cè)e值:6.計(jì)算Fa1/ F1=0.429>e1 Fa2/F2=0.409=e27.查手冊(cè):X、Y的值8.查載荷系數(shù):fp=1.19. 10.計(jì)算軸承的壽命:Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=40487.6h11.結(jié)論:基本符合要求,選用此軸承.但需及時(shí)更換=23KW =15KWF1 =1924.5N F2=1418NFa1=828.96N Fa2=579.96NFa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386e1=0.426 e2=0.409Fa1/ F1=0.429 Fa2/F2=0.409X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0

40、>e1 Fa2/F1=e2P1=2125.99N P2=1559.8N40487.6h<48000h 7.3軸承3的計(jì)算與校核: 第二對(duì)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P: 查手冊(cè)取=1.1 取7221C軸承 計(jì)算步驟與內(nèi)容計(jì)算結(jié)果1查手冊(cè)查得:、值(GB/T 276)2.前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =3256.3N F2=9286.86N3.兩軸的計(jì)算軸向力Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N4.計(jì)算Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.1385.查手冊(cè)e值:6.計(jì)算Fa1/ F1=0.358>e1 Fa2/F2=0.409=e27.查手冊(cè):X、Y的值8.查

41、載荷系數(shù):fp=1.19. 10.計(jì)算軸承的壽命:Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=11457.96h11.結(jié)論:基本符合要求,選用此軸承.但需及時(shí)更換=42.8KW =32KWF1 =3256.3N F2=9286.86NFa1=4420.5N Fa2=4420.5NFa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138e1=0.476 e2=0.476Fa1/ F1=0.358 Fa2/F2=0.138X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0>e1 Fa2/F1=e2P1=7288.6N P2=10215.5NP2>P140487.6h<

42、;48000h第八章 箱體的設(shè)計(jì) 箱體是減速器的一個(gè)重要零件,它用與支持和固定減速器中的各種零件,并保證傳動(dòng)件的齒合精度,使箱體內(nèi)有良好的潤(rùn)滑和密封.箱體的形狀較為復(fù)雜,其重量約見減速器的一半,所以箱體結(jié)構(gòu)對(duì)減速器的工作性能加工工藝材料消耗重量及成本等有很大的影響.箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜,目前尚無成熟的計(jì)算方法.所以,箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)公式在減速器裝配草圖的設(shè)計(jì)和繪制過程中確定。 箱體選用球墨鑄鐵QT400-18,=18,布氏硬度130180HBS ,根據(jù)工作條件的要求,箱體各尺寸如下: 名稱符號(hào)尺寸關(guān)系取值箱座壁厚0.0125（dm1+dm2）+1mm8mm8mm箱蓋壁厚(0.80

43、0.85)8mm8mm箱蓋凸緣厚度1.512mm箱座凸緣厚度1.512mm箱底座凸緣厚度2.520mm地腳螺釘直徑0.018（dm1+dm2）+1mm12mm12mm地腳螺釘數(shù)目查手冊(cè)4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑0.7510mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑(0.50. 6) 8mm聯(lián)接螺栓的間距150200150軸承端蓋螺栓直徑(0.40.5) 6mm視孔蓋螺栓直徑(0.30.4) 4mm定位銷直徑(0.70.8)6mm至外箱壁距離查手冊(cè)16mm至凸緣邊緣距離查手冊(cè)14mm軸承旁凸臺(tái)半徑14mm凸臺(tái)高度根據(jù)低速齒輪軸承座外徑確定,便于扳手操作為準(zhǔn).30mm外箱壁至軸承座端面距離36mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離18mm箱蓋/箱座肋厚,8.5mm 第九章 鍵的選擇與校核 選用A型鍵,鍵1即與聯(lián)軸器配合的鍵:因該軸段軸的直徑d=30mm,所以查手冊(cè)得,鍵寬b=10mm,鍵高h(yuǎn)=8mm,長(zhǎng)度L=25mm,鍵所在軸的深度t=5mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半徑r=0.25mm.鍵2即與小圓錐齒輪配合的鍵:該軸段軸的直徑d=25mm,所以查手冊(cè)得,鍵寬b=8 mm,鍵高h(yuǎn)=7mm,長(zhǎng)度L=20mm,鍵所在軸的深度t=4.0mm, 輪轂深度t1=3