鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)論文

目 錄 第一章 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 2 1.1 設(shè)計(jì)題目 2 1.2 原始數(shù)據(jù) 2 第二章 前言 2 2.1 分析和擬定傳動(dòng)方案 2 2.2 方案優(yōu)缺點(diǎn)分析 3 第三章 電動(dòng)機(jī)的選 擇與傳動(dòng)比的分配 3 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算 3 3.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比 i 并分配傳動(dòng)比 3 3.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 4 第四章 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4 4.1 選擇鏈輪齒數(shù) 4 4.2 確定計(jì)算功率 5 4.3 確定鏈條型號(hào)和節(jié)距，初定中心距 a0，取定鏈節(jié)數(shù) Lp 5 4.4 求作用在軸上的力 5 4.5 選擇潤(rùn)滑方式 5 第五章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5 5.1 圓柱斜齒輪的設(shè)計(jì) 5 5.2 錐齒輪 的設(shè)計(jì) 8 第六章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 11 6.1 高速軸 的設(shè)計(jì) 11 6.2 中間軸 的設(shè)計(jì) 14 6.3 低速軸 的設(shè)計(jì) 18 第七章 軸承的計(jì)算與校核 22 7.1 軸承 1 的 計(jì)算與校核 22 7.2 軸承 2 的 計(jì)算與校核 23 7.3 軸承 3 的 計(jì)算與校核 23 第八章 箱體的設(shè)計(jì) 24 第九章 鍵的選擇 25 第十章 減速器的潤(rùn)滑與密封 26 第十一章 參考文獻(xiàn) 27 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 2 頁(yè) 共 27 頁(yè) 第一章 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 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 原始數(shù)據(jù)： 輸送鏈的牽引力 F/KN： F=5kN 輸送鏈的速度 v/(m/s)： V=0.6m/s 輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑 d/mm d=399mm 設(shè)計(jì)工作量： 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 1 份 減速器裝配圖 1 張 零件工作圖 1 3 張 工作條件： 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期 10 年（每年 300 個(gè)工作日），兩 班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為 5% ，鏈板式輸送機(jī)的傳送效率為 0.95。 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(lái)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(mǎn)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(mǎn)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(lái)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(mǎn)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 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 3 頁(yè) 共 27 頁(yè) 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(guò)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(lèi)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： 工作機(jī)的有效功率為： pw =FwVw / =5*0.6/0.95=3.158kw 從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率為： = 1 2 3 4 5 6 7 8=0.99*0.96*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， 4 5 6 7 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 = wp =3.158/0.877= 3.6KW 選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型 ： 電動(dòng)機(jī)額定功率 pm pd 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，比較 Y132M1-4 與 Y112M-4 兩電動(dòng)機(jī)，其中 pm=4kw，符合要求，但后者容易制造且體積小。故選 Y112M-4。 由此選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)： Y112M1-4 電動(dòng)機(jī)額定功率 pm=4kN,滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 nm=1440r/min 工作機(jī)轉(zhuǎn)速 nw=60*V/(pi*d)=28.570r/min 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 起動(dòng)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y112M 4 4 1440 2.2 2.3 選取 B3 安裝方式 3.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比 i 并分配傳動(dòng)比 ： 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 4 頁(yè) 共 27 頁(yè) 總傳動(dòng)比 i ：按表 3-2 推薦的鏈傳動(dòng)比 6。取鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比為 4.5，則整個(gè)減速器的傳動(dòng)比為 ： I 總 =nm/nw=1440/28.570=50.403 i =I 總 / 4.5=11.201 分配傳動(dòng)比： i = 12ii 高速級(jí)圓錐齒輪傳動(dòng)： 1i =3.2 中間級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比： 2i =3.5 3.3 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=1440 r/min 軸 : n2=1440/3.2=450r/min 軸 : n3=128.571 r/min 鏈輪的轉(zhuǎn)速： n4=28.571 r/min 各軸的輸入功率 ： 軸 : p1=pm* 1=4*0.99=3.96kw 軸 : p2= p1* 2 * 4=3.96 0.97 0.99=3.803kw 軸 : p3= p2* 3* 5=3.689kw 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 ： 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩： Td=9.55 106 4/1440=26.5N.m 軸 : T1=9550*p1/n1=26.2625N m 軸 : T2=9550*p2/n2=80.7N m 軸 : T3=9550*p3/n3=274.012N 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， z2120，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 : 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 5 頁(yè) 共 27 頁(yè) Pca=p3 kAkZ/kP=1.0 1.55 3.689/1.75kW=3.27kW 4.3 確定鏈條型號(hào)和節(jié)距，初定中心距 a0，取定鏈節(jié)數(shù) 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)=1.88 查表 9-7，得 f1=0.24312. a=0.24312 25.4 (2 128-93)=1006.57mm 4.4 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=KFPF =1.15 3988.2N=4586.3N 4.5 選擇潤(rùn)滑方式 : 根據(jù)鏈速 v=0.925m/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)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=67 5.1.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) : 計(jì)算公式： d1t 3 12 )1(*32.2 UUTKZ dtHE T1=80.7N m 試選 Kt 為 1.3 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 6 頁(yè) 共 27 頁(yè) EZ 查表 10-6 得 EZ =189.8mpa21 由圖 10-21d 按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強(qiáng)度極限 1limH =600mpa； 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 2limH =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=12.96 810 N2= N1/4=3.09 810 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 : 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式 10-12 得 : H 1 = SK HS 1lim10.95 600=570 Mpa H 2= SK HN 2lim20.98 550=539 Mpa 取 H 為 537.25 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑 d1t: d1t 3 12 )1(*32.2 UUTKZ dtHE =59.624mm 計(jì)算圓周速度 V : V= 100060 11 nd t 1 0 0 060 1 0 7 0 1 4 3624.590.335m/s 計(jì)算齒寬 B： B=d* 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 =7.061mm b/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)VK=1.1。直齒輪HK=HK=1.0 查表得使用系數(shù) AK =1.25， KAK KvK K=1.866 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 7 頁(yè) 共 27 頁(yè) 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 : 311Tt KKdd 69.58mm 計(jì)算模數(shù) mn: 53.319077.6711 zdm n 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 3 12 12 F SaFad YYzKTm 由圖 10-30c 查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 1FE =500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2FE =380mpa 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =0.82 2FNK =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 : SK FNFNF 111 292.86 Mpa SK FNFNF 221 238.86 Mpa 計(jì)算載荷系數(shù) K : FFVA KKKKK1.25 1.05 1 1.3=1.706 查取齒形系數(shù) : 由表 10-5 得 1FaY2.85， 2FaY2.22 查取應(yīng)力校正系數(shù) : 由表 10-5 查得 1SaY1.54 2SaY1.77 計(jì)算大小齒輪的 F SaFaYY并加以比較 : 1 11F SaFa YY0.01498 2 22F SaFa YY0.01645 由上只大齒輪的數(shù)值大 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 8 頁(yè) 共 27 頁(yè) 設(shè)計(jì)計(jì)算 mn : 3 121 2c o s2 F SaFaadn YYzYKTm =2.39 按圓柱直齒輪的標(biāo)準(zhǔn)將模數(shù) mn圓整為 2.5 8.265.2/0 7 7.6711 mdz 27 2z 4.2 27=113 5.1.4 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=dd1=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，精度 8 級(jí)。 選取齒數(shù)： Z1=24， i=3.2, Z2=Z1 i=24 3.2=76.8 取 Z2=77 5.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 計(jì)算公式： dt1 2.92 3 12 2)5.01( RR tHE U TKZ T1=26.2625N mm 試選 Kt 為 1.3 EZ 查表 10-6 得 EZ =189.8mpa21 由圖 10-21d 按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強(qiáng)度極限 1limH =600mpa； 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 2limH =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=41.472 810 N2= N1/3.2=1.296 810 查圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9， KHN2=0.95 由表查得 : 軟齒面齒輪 ,對(duì)稱(chēng)安裝 ,取齒寬系數(shù) R =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： 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 9 頁(yè) 共 27 頁(yè) H 1 = SK HS 1lim10.9 600=540 Mpa H 2= SK HN 2lim20.95 550=522.5 Mpa H 為 H 1 H 2 中的較小值 H =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 3 12 2)5.01( RR tHE U TKZ =53.29mm 計(jì)算圓周速度 V ： V= 100060 11 nd t sm /0 1 5 9.41 0 0 060 1 4 4 029.53 計(jì)算載荷系數(shù) : 查表得 AK ，VK HK HK的值 使用系數(shù) AK 由表 10-2 查得 AK =1.25，動(dòng)載荷系數(shù)VK由圖 10-8 查得VK=1.18。齒間載荷分配系數(shù)FBK=HK=1.5KH be 軸承系數(shù) KH be 由表 10-9 查得KH be=1.25。 得HK=FBK=1.5 1.25=1.875 K 1.25 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 : 311Tt KKdd 68.2112mm 5.2.3 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 : 3 2212 1 1)5.01(1 4 F SaFaRR YYuz KTm 由圖 10-30c 查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 1FE =500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2FE =380mpa 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =0.85 2FNK =0.88； 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 10 頁(yè) 共 27 頁(yè) 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 SK FNFNF 111 303.57 Mpa SK FNFNF 221 238.86 Mpa 計(jì)算載荷系數(shù) K FFVA KKKKK2.766 查取齒形系數(shù) 由表 10-5 得 1FaY2.65， 2FaY2.226 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表 10-5 查得 1SaY1.58 2SaY1.764 計(jì)算大小齒輪的 F SaFaYY并加以比較 算得 1 11F SaFa YY0.01379 2 22F SaFa YY0.01644 由上知大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計(jì)計(jì)算 mn 3 2212 1 1)5.01(1 4 F SaFaRR YYuz KTm =1.8959 按圓錐齒輪的標(biāo)準(zhǔn)將模數(shù) mn 圓整 為 2 341 0 5 6.341 1 mdZv 分度圓直徑 1dv =2 1Zv =68 i=Z2/Z1=tan 2=cot 1=2 得 2= 72.6453=72 38 43 1=17.3547=17 21 17 平均模數(shù) m= 1dv / 1Zv =2 大端模數(shù) m=mn/(1-0.5 R )=2.4 取大端模數(shù) 2.5 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 11 頁(yè) 共 27 頁(yè) 分度圓處圓柱直齒輪：模數(shù) m=2，小齒輪齒數(shù) 1Zv =34 分度圓直徑 1dv =68 平均模數(shù) mn=2 端面模數(shù) m=2.5 小齒輪齒數(shù) Z1= 1Zv cos 1=32.45 取 32 分度圓直徑 dm1=dV cos 1=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 tan f=hf/R=3.125/131.125 f=1 30 分錐角 1=17 21 17 2=72 38 43 第六章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 軸主要用來(lái)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)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=1440 r/min 轉(zhuǎn)矩： T 26.2625 N.m 按轉(zhuǎn)矩法初定該軸的最小直徑 mind ： 3min nPCd 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(chēng)轉(zhuǎn)矩： 160N.M，半聯(lián)軸器的孔徑 1d =30 mm。長(zhǎng)度 L=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂長(zhǎng)度 L1=25mm 6.1.1 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： 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 12 頁(yè) 共 27 頁(yè) 徑向尺寸的確定 : 從軸段 1d =30 mm 開(kāi)始，逐段選取相臨軸段的直徑。， 2d =25mm， 3d 與軸承內(nèi)徑相配合，所以 3d =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=36mm 6.1.2 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： 87.8 94.4 53.8 FrFaFt 齒輪切向力 :tF=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 徑向力： rF =Ft tan20 cos 1=249.25N 軸向力： aF = tF tan20 sin 1=75.41N 計(jì)算支反力和彎矩并校核： 垂直平面上： AVF =348 N 向上 BVF =98 N 向下 MV=8036 N.mm 垂直彎矩圖如下： 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 13 頁(yè) 共 27 頁(yè) Mm ax =8 03 6N .m m 水平面上 : AHF =1243N 向上 BHF =434 N 向下 MH= 35596 N.mm 水平彎矩如圖： Mmax=3559 6N .m m 求合成彎矩 ,畫(huà)出合成彎矩圖 : M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm 畫(huà) 出轉(zhuǎn)矩 T 圖 : T26.5N.m 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. ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 14 頁(yè) 共 27 頁(yè) 軸上的抗彎截面系數(shù) W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3 ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W=13.85 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 1 =60 MP ca 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(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)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 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 15 頁(yè) 共 27 頁(yè) 轉(zhuǎn)速 : n=450 r/min 轉(zhuǎn)矩： T=80700 N.mm 按轉(zhuǎn)矩法初定該軸的最小直徑 mind ： 3min nPCd 25.83 mm 根據(jù)最小端與角接觸球軸承配合，取 7206C 型，故選取 1d =30 mm。 計(jì)算齒輪圓周速度： 100060 11 ndV 0.7065 /ms5 /ms 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 1d =30 mm 開(kāi)始，逐段選取相臨軸段的直徑。 起周端固定作用故2d =36mm， 固定軸肩 3d =42mm， d4=36，與第一段相同 d5 =30mm?？芍溯S為對(duì)稱(chēng)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=48mm 6.2.3 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： 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 16 頁(yè) 共 27 頁(yè) Fr2Ft2Fa2Fr1Ft1 圓錐齒輪： 齒輪切向力 :tF1=2T/dm1=809N 徑向力： rF 1=Ft tan20 cos 2=75.41N 軸向力： aF 1= tF tan20 sin 2=249.25N 圓柱直齒輪： 齒輪切向力 :tF2=2T/dm2=2390N 徑向力： rF 2=Ft2 tan20/cos 2=870N 計(jì)算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上： AVF =725.4N 向下 BVF =69.49 N 向下 MV=44254.89 N.mm 垂直面上的彎矩圖： M1=4 4254 .89M2=344 16 .6M3=3 358. 1 N.mmN.mmN.mm (b)水平面上 : AHF =1782.6N 向上 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 17 頁(yè) 共 27 頁(yè) BHF =1416.4N 向上 MH= 108738.6N.mm 水平扭矩圖如下： M1=1 0873 8.6N .mmM2=67987.2N .mm (c)求合成彎矩 : M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm (d)畫(huà)出轉(zhuǎn)矩 T 圖 : T=80700N.m 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 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. ca =（ 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 ca =（ 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 1 =60 MP ca 1.5 安全 故該軸在最危險(xiǎn)截面也是安全的，因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)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=107.141 r/min 轉(zhuǎn)矩： T 328850N.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 10mm，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 mind ： 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 19 頁(yè) 共 27 頁(yè) 3min nPCd 40.95 mm 周端與軸承或鏈輪，取軸承的型號(hào)為 7210C，故選 1d =50 mm。 計(jì)算齒輪圓周速度： 100060 11 ndV 0.28 /ms5 /ms 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 1d =50 mm 開(kāi)始， 軸承的軸肩軸向固定取 2d =54mm， 對(duì)齒輪起軸向定位作用3d =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：受力圖如下： 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 20 頁(yè) 共 27 頁(yè) F FtFrFh1Fh2Fr1Fr2 齒輪切向力 :tF =2T/dm1=5502.4N 徑向力： rF =Ft tan20/cos =870N 軸向力： aF = tF tan =2390N 6.3.3 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： M1=624 522.4N .mmM2=188 283.02 5N.mm AVF =2874.55N 向下 BVF =9246.95 N 向上 MV=624522.4 N.mm (b)水平面上 : 彎矩圖如下： 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 21 頁(yè) 共 27 頁(yè) Mmax=100205.83N.mmAHF =1529.86 N 向上 BHF =860 N 向上 MH= 100205.83 N.mm (c)求合成彎矩 ,畫(huà)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 ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù) W d=50mm W=0.1d3=12500 mm3 ca =（ 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 1 =60 MP ca 1 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。 抗彎截面系數(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 b =M/W=51.744 MP 扭矩 T 及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 : T=328850N.mm t=T/WT=14.87 MP 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得 B =640 MP 1 =275 MP t-1=155 MP 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 22 頁(yè) 共 27 頁(yè) 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/ 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= 1 /(Ka*aa+ a*am)=2.343 St=t-1/( Kt*ta+ t*tm)=15.36 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.316 1.55 安全 故該軸在最危險(xiǎn)截面也是安全的，因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)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: ()p r tP f X F Y F 查手冊(cè)取 pf =1.1 取 7206C 軸承 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 23 頁(yè) 共 27 頁(yè) 計(jì)算步驟與內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 1.查手冊(cè)查得 : rC 、 orC 值 (GB/T 276) 2.由前面軸得 :兩軸承所受的力分別為 F1 =1290.8N F2=444.9N 3.兩軸的計(jì)算軸向力 Fa1=231.115N Fa2=155.7N 4.計(jì)算 Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.0107 5.查手冊(cè) e 值 : 6.計(jì)算 Fa1/ F1=0.183e1 Fa2/F2=0.36=e2 7.查手冊(cè) :X、 Y 的值 8.查載荷系數(shù) :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.計(jì)算軸承的壽命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=49207.5h 11.結(jié)論 :符合要求 ,選用此軸承 .但需及時(shí)更換 rC=23KW orC=15KW F1 =1290.8N F2=444.9N Fa1=231.115N Fa2=155.7N Fa1/Cor=0.016 Fa2/ Cor =0.0107 e1=0.38 e2=0.36 Fa1/ F1=0.183 Fa2/F2=0.36 X1=1,Y1=0 X2=1,Y2=0 /trFF48000h 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: ()p r tP f X F Y F 查手冊(cè)取 pf =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 : rC 、 orC 值 (GB/T 276) 2.由前面軸得 :兩軸承所受的力分別為 F1 =1924.5N F2=1418N 3.兩軸的計(jì)算軸向力 Fa1=828.96N Fa2=579.96N 4.計(jì)算 Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 5.查手冊(cè) e 值 : 6.計(jì)算 Fa1/ F1=0.429e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊(cè) :X、 Y 的值 8.查載荷系數(shù) :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.計(jì)算軸承的壽命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=40487.6h 11.結(jié)論 :基本符合要求 ,選用此軸承 .但需及時(shí)更換 rC =23KW orC =15KW F1 =1924.5N F2=1418N Fa1=828.96N Fa2=579.96N Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 e1=0.426 e2=0.409 Fa1/ F1=0.429 Fa2/F2=0.409 X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0 /trFFe1 Fa2/F1=e2 P1=2125.99N P2=1559.8N 40487.6he1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊(cè) :X、 Y 的值 8.查載荷系數(shù) :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.計(jì)算軸承的壽命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=11457.96h 11.結(jié)論 :基本符合要求 ,選用此軸承 .但需及時(shí)更換 rC=42.8KW orC=32KW F1 =3256.3N F2=9286.86N Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138 e1=0.476 e2=0.476 Fa1/ F1=0.358 Fa2/F2=0.138 X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0 /trFFe1 Fa2/F1=e2 P1=7288.6N P2=10215.5N P2P1 40487.6h48000h 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(jiàn)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(wú)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(guò)程中確定。 箱體選用球墨鑄鐵 QT400-18, 400b MPa ,0 .2 250M Pa , =18 ,布氏硬度130 180HBS ,根據(jù)工作條件的要求 ,箱體各尺寸如下 : 名稱(chēng) 符號(hào) 尺寸關(guān)系 取值 箱座壁厚 0.0125（ dm1+dm2） +1mm 8mm 8mm 箱蓋壁厚 1 (0.80 0.85) 8mm 8mm 箱蓋凸緣厚度 1b 1.51 12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5 12mm 箱底座凸緣厚度 2b 2.5 20mm 地腳螺釘直徑 fd 0.018（ dm1+dm2） +1mm 12mm 12mm 地腳螺釘數(shù)目 n 查手冊(cè) 4 邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì) 第 25 頁(yè) 共 27 頁(yè) 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d 0.75fd 10mm 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 2d (0.5 0. 6) fd 8mm 聯(lián)接螺栓的間距 l 150 200 150 軸承端蓋螺栓直徑 3d (0.4 0.5) fd 6mm 視孔蓋螺栓直徑 4d (0.3 0.4) fd 4mm 定位銷(xiāo)直徑 d (0.7 0.8)fd 6mm fd 1d 2d至外箱壁距離 1C 查手冊(cè) 16mm 1d 2d至凸緣邊緣距離 2C 查手冊(cè) 14mm 軸承旁凸臺(tái)半徑 1R 2C 14mm 凸臺(tái)高度 h 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 1l 12( 5 1 0 )CC 36mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 1 1.2 10mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 2 18mm 箱蓋 /箱座肋厚 1m,m 110 . 8 5 , 0 . 8 5mm 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=8mm,長(zhǎng)度 L=25mm,鍵所在軸的深度 t=5mm,輪轂深度 t1=3.3