二級斜齒輸入聯(lián)軸器輸出鏈輪F=20000 V=1 D=440 10X1

1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書.4第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.5第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比.6第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).7第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).8 5.1 高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.9 5.2 低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.16第六部分 鏈傳動(dòng)和鏈輪的設(shè)計(jì).23第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).24 7.1 輸入軸的設(shè)計(jì).24 7.2 中間軸的設(shè)計(jì).29 7.3 輸出軸的設(shè)計(jì).35第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.4

2、2 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.42 8.2 中間軸鍵選擇與校核.42 8.3 輸出軸鍵選擇與校核.42第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.43 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.43 9.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核.44 9.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.44第十部分 聯(lián)軸器的選擇.45第十一部分 減速器的潤滑和密封.46 11.1 減速器的潤滑.46 11.2 減速器的密封.47第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.47設(shè)計(jì)小結(jié).49參考文獻(xiàn).50第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 20000 N，V = 1m/s，D = 440mm，設(shè)計(jì)年限（

3、壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計(jì)6. 鏈傳動(dòng)和鏈輪的設(shè)計(jì)7. 軸的設(shè)計(jì)8. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)9. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)10. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)11. 潤滑密封設(shè)計(jì)12. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、鏈傳動(dòng)和工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：

4、選擇電動(dòng)機(jī)-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器-鏈傳動(dòng)-工作機(jī)。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.99×0.994×0.972×0.96×0.96=0.825h1為聯(lián)軸器的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪傳動(dòng)的效率,h4為鏈傳動(dòng)的效率，h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=1m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 20 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 24.24 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 43.4 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍為i0 = 26，二級圓柱齒輪減

5、速器傳動(dòng)比i = 840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16240，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×240)×43.4 = 694.410416r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號為Y200L-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為30KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1470r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G200mm775×475318×3

6、0519mm55×11016×493.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1470/43.4=33.87（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i 式中i0,i1分別為鏈傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使鏈傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，選取i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=33.87/2.5=13.5取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級的傳動(dòng)比為:i23 = 3.22第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = n

7、m = 1470 = 1470 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 1470/4.19 = 350.84 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 350.84/3.22 = 108.96 r/min小鏈輪軸：nIV = nIII = 108.96 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pd×h3 = 24.24×0.99 = 24 KW中間軸：PII = PI×h1×h2 = 24×0.99×0.97 = 23.05 KW輸出軸：PIII = PII×h1×h2 = 23.05&#

8、215;0.99×0.97 = 22.13 KW小鏈輪軸：PIV = PIII×h2 = 22.13×0.99 = 21.91 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 23.76 KW中間軸：PII' = PII×0.99 = 22.82 KW中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 21.91 KW小鏈輪軸：PIV' = PIV×0.99 = 21.69 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Td×h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 157.4

9、8 Nm 所以：輸入軸：TI = Td×h1 = 157.48×0.99 = 155.91 Nm中間軸：TII = TI×i12×h2×h3 = 155.91×4.19×0.99×0.97 = 627.33 Nm輸出軸：TIII = TII×i23×h2×h3 = 627.33×3.22×0.99×0.97 = 1939.81 Nm小鏈輪軸：TIV = TIII×h2 = 1939.81×0.99 = 1920.41 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：

10、輸入軸：TI' = TI×0.99 = 154.35 Nm中間軸：TII' = TII×0.99 = 621.06 Nm輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 1920.41 Nm小鏈輪軸：TIV' = TIV×0.99 = 1901.21 Nm第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5.1 高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 23，大齒輪齒數(shù)

11、z2 = 23×4.19 = 96.37，取z2= 96。（4）初選螺旋角b = 13°。（5）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 155.91 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos13°) =

12、 20.482°aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos23×cos20.482°/(23+2×1×cos13°) = 30.285°aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos96×cos20.482°/(96+2×1×cos13°) = 23.347°端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 23×(t

13、an30.285°-tan20.482°)+96×(tan23.347°-tan20.482°)/2 = 1.658軸向重合度：eb = dz1tanb/ = 1×23×tan(13°)/ = 1.69重合度系數(shù)：Ze = = = 0.693由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.987計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×1470×

14、1×10×300×1×8 = 2.12×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 2.12×109/4.19 = 5.05×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.87、KHN2 = 0.9。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 522 MPasH2 = = = 495 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 495 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 59.184 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)

15、據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 4.55 m/s齒寬bb = = = 59.184 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 4.55 m/s、8級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.18。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×155.91/59.184 = 5268.654 NKAFt1/b = 1.25×5268.654/59.184 = 111.28 N/mm > 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KHb = 1.456。

16、則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.18×1.4×1.456 = 3.0073）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 59.184× = 78.271 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z1 = 78.271×cos13°/23 = 3.316 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a = = = 183.19 mm中心距圓整為a = 185 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 15.241°即：b = 15°1428（

17、3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 71.513 mmd2 = = = 298.488 mm（4）計(jì)算齒輪寬度b = sd×d1 = 1×71.513 = 71.513 mm取b2 = 72 mm、b1 = 77 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1 = Z1/cos3b = 23/cos315.241° = 25.605ZV2 = Z2/cos3b = 96/cos315.241° = 106.874計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(

18、tanbcosat) = arctan(tan15.241°×cos20.482°) = 14.319°當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.658/cos214.319°= 1.766軸面重合度：eb = dz1tanb/ = 1×23×tan15.241°/ = 1.995重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.766 = 0.675計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-1.995× = 0.747由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)

19、和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.456，結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.426則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.18×1.4×1.426 = 2.945計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.83、KFN2 = 0.85取安全系數(shù)S=

20、1.4，得sF1 = = = 296.43 MPasF2 = = = 230.71 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 126.821 MPa sF1sF2 = = = 119.85 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 23、z2 = 96，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 15.241°= 15°1428，中心距a = 185 mm，齒寬b1 = 77 mm、b2 = 72 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2396螺旋角左15&#

21、176;1428右15°1428齒寬b77mm72mm分度圓直徑d71.513mm298.488mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha77.513mm304.488mm齒根圓直徑dfd-2×hf64.013mm290.988mm5.2 低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度

22、為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 24，大齒輪齒數(shù)z4 = 24×3.22 = 77.28，取z4= 77。（4）初選螺旋角b = 13°。（5）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 627.33 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：at = arctan(

23、tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos13°) = 20.482°aat1 = arccosz3cosat/(z3+2han*cosb) = arccos24×cos20.482°/(24+2×1×cos13°) = 29.963°aat2 = arccosz4cosat/(z4+2han*cosb) = arccos77×cos20.482°/(77+2×1×cos13°) = 23.988°端面重合度：ea = z3(

24、tanaat1-tanat)+z4(tanaat2-tanat)/2 = 24×(tan29.963°-tan20.482°)+77×(tan23.988°-tan20.482°)/2 = 1.65軸向重合度：eb = dz3tanb/ = 1×24×tan(13°)/ = 1.764重合度系數(shù)：Ze = = = 0.686由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.987計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力

25、循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×350.84×1×10×300×1×8 = 5.05×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 5.05×108/3.22 = 1.57×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 540 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 506 MPa2）試

26、算小齒輪分度圓直徑 = = 93.888 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 1.72 m/s齒寬bb = = = 93.888 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 1.72 m/s、8級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.1。齒輪的圓周力Ft1 = 2T2/d1t = 2×1000×627.33/93.888 = 13363.369 NKAFt1/b = 1.25×13363.369/93.888 = 177.92 N/mm > 100 N/mm查表得齒間載荷分配系

27、數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KHb = 1.468。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.1×1.4×1.468 = 2.8263）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 93.888× = 121.624 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z3 = 121.624×cos13°/24 = 4.938 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 4.5 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a = = = 233.221 mm中心距圓整為a = 235 mm。（

28、2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 14.763°即：b = 14°4547（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 111.683 mmd2 = = = 358.317 mm（4）計(jì)算齒輪寬度b = d×d1 = 1×111.683 = 111.683 mm取b2 = 112 mm、b1 = 117 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos314.763° = 26.54ZV4 = Z4/cos3b = 77/cos

29、314.763° = 85.15計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan14.763°×cos20.482°) = 13.868°當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.65/cos213.868°= 1.75軸面重合度：eb = dz3tanb/ = 1×24×tan14.763°/ = 2.013重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.75 = 0.679計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺

30、旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-2.013× = 0.752由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.79計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.468，結(jié)合b/h = 11.06查圖得KFb = 1.438則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.1×1.4×1.438 = 2.768計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 =

31、 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 238.86 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 132.046 MPa sF1sF2 = = = 126.11 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z3 = 24、z4 = 77，模數(shù)m = 4.5 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 14.763°= 14°4547，中心距a = 235 mm，齒寬b3 = 117 mm、b4 = 112 mm。

32、6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m4.5mm4.5mm齒數(shù)z2477螺旋角左14°4547右14°4547齒寬b117mm112mm分度圓直徑d111.683mm358.317mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha4.5mm4.5mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)5.625mm5.625mm全齒高h(yuǎn)ha+hf10.125mm10.125mm齒頂圓直徑dad+2×ha120.683mm367.317mm齒根圓直徑dfd-2×hf100.433mm347.067mm第六部分

33、 鏈傳動(dòng)和鏈輪的設(shè)計(jì)1.選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒輪z1 = 21，大鏈輪的齒數(shù)為z2 = iz1 = 2.5×21 = 52.5 52。2.確定計(jì)算功率 由表查得工況系數(shù)KA = 1，由圖查得主動(dòng)鏈輪齒數(shù)系數(shù)KZ = 1.22，單排鏈，則計(jì)算功率為Pca = KAKZP = 1×1.22×21.91 = 26.73 Kw3.選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)Pca = 26.73 Kw，n4 = 108.96 r/min，查圖可選24A。查表鏈條節(jié)距為p = 38.1 mm。4.計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距a0 = (3050)p = (3050)×38.1 =

34、 11431905 mm。取a0 = 1550 mm。相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為Lp0 = = = 118.46 取鏈長節(jié)數(shù)Lp = 118。 查表，采用線性插值，計(jì)算得到中心距計(jì)算系數(shù)f1 = 0.24814，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為amax = f1p2Lp-(z1+z2) = 0.24814×38.1×2×118-(21+52) = 1541 mm5.計(jì)算鏈速v，確定潤滑方式v = n4z1p/(60×1000) = 108.96×21×38.1/(60×1000) = 1.45 m/s由v = 1.45 m/s和鏈號24A，查圖

35、可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6.計(jì)算壓軸力Fp有效圓周力為：Fe = 1000P/v = 1000×21.91/1.45 = 15110 N鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)KFp = 1.15，則壓軸力為：Fp KFpFe = 1.15×15110 = 17376 N7.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 鏈條型號24A；鏈輪齒數(shù)z1 = 21，z2 = 52；鏈節(jié)數(shù)Lp = 118，中心距a = 1550 mm。第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 24 KW n1 = 1470 r/min T1 = 155.91 Nm

36、2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 71.513 mm 則:Ft = = = 4360.3 NFr = Ft× = 4360.3× = 1644.8 NFa = Fttanb = 4360.3×tan15.2410 = 1187.4 N3.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)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 28.4 mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)

37、軸器型號。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT1 = 1.5×155.91 = 233.9 Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT6型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32 mm故取d12 = 32 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 37 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D

38、= 42 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 60 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 58 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 37 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7208C，其尺寸為d×D×T = 40×80×18 mm，故d34 = d78 = 40 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 18+15 = 33 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7208C型軸承

39、的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 77 mm，d56 = d1 = 71.513 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 117 mm，則l45 = b3+c+s-15

40、 = 117+12+16+8-15 = 138 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7208C軸承查手冊得a = 17 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 77/2+33+138-17 = 192.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 77/2+9+33-17 = 63.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1081.6 NFNH2 = = = 3278.7 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 573.8 NFNV2 = = = -1071 N3

41、）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1081.6×192.5 Nmm = 208208 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 573.8×192.5 Nmm = 110456 NmmMV2 = FNV2L3 = -1071×63.5 Nmm = -68008 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 235693 NmmM2 = = 219033 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩

42、和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 6.9 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 23.05 KW n2 = 350.84 r/min T2 = 627.33 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 298.488 mm 則:Ft1 = = = 4203.4 NFr

43、1 = Ft1× = 4203.4× = 1585.6 NFa1 = Ft1tanb = 4203.4×tan15.2410 = 1144.7 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 111.683 mm 則:Ft2 = = = 11234.1 NFr2 = Ft2× = 11234.1× = 4228.3 NFa2 = Ft2tanb = 11234.1×tan14.7630 = 2958.8 N3.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)處理，根據(jù)表，取：A0 = 107，得:dmin = A

44、0× = 107× = 43.2 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.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(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 43.2 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7209C，其尺寸為d×D×T = 45×85×19 mm，故d12 = d56 = 45 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 50 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B

45、= 72 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 70 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 50 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 58 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7209C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 50 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 117 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略

46、短于輪轂寬度，故取l23 = 115 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T = 19 mm，則l12 = T+s+2 = 19+16+8+2 = 45 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 19+8+16+2.5+2 = 47.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7209C軸承查手冊得a = 11.5 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 72

47、/2-2+45-11.5 = 67.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = 72/2+14.5+117/2 = 109 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (117/2+47.5+-11.5)mm = 94.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 7073.9 NFNH2 = = = 8363.6 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 956.3 NFNV2 = = = -3599 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 7073.9×67.5 Nmm = 477488 NmmMH

48、2 = FNH2L3 = 8363.6×94.5 Nmm = 790360 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 956.3×67.5 Nmm = 64550 NmmMV2 = FNV2L3 = -3599×94.5 Nmm = -340106 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 481831 NmmM2 = = 860431 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對

49、其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 48.9 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.3 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 22.13 KW n3 = 108.96 r/min T3 = 1939.81 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 358.317 mm 則:Ft = = = 10827.3 NFr = Ft× = 10827.3

50、× = 4075.2 NFa = Fttanb = 10827.3×tan14.7630 = 2851.7 N3.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)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 65.8 mm 輸出軸的最小直徑是安裝小鏈輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 69 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足小鏈輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 74 mm；左端用

51、軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 79 mm，現(xiàn)取l12 = 40 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 74 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7215C，其尺寸為d×D×T = 75mm×130mm×25mm，故d34 = d78 = 75 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 25+15 = 40 mm 左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7215C型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 84 mm。 3）取安裝齒輪處的軸

52、段VI-VII段的直徑d67 = 80 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 112 mm，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l67 = 110 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 80 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 92 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪

53、之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 25 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 72 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 72+12+5+2.5+16+8-12-15 = 88.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 25+8+16+2.5+2 = 53.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7208C軸承查手冊得a = 26.4 mm 小鏈輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 40/2+50+26.4 =

54、96.4 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 112/2+40+88.5+12-26.4 = 170.1 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 112/2-2+53.5-26.4 = 81.1 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 3495.6 NFNH2 = = = 7331.7 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -20694.6 NFNV2 = = = 7393.8 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 3495.6×170.1 Nmm = 594602 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 17376×96.4 Nmm = 1675046 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -20694.6×170.1 Nmm = -3520151 NmmMV2 = FNV2L3 = 7393.8×81.1 Nmm =