機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-展開式二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)P=7200 n=43

1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 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(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.9 5.2 低速級(jí)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

2、.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.42 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(rùn)滑和密封.46 11.1 減速器的潤(rùn)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(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)P = 72

3、00w，n = 43r/m，設(shè)計(jì)年限（壽命）：8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(rùn)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(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要

4、求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：選擇電動(dòng)機(jī)-展開式二級(jí)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=0.99×0.994×0.972×0.95×0.96=0.816h1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1 電動(dòng)機(jī)的選擇工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n:n=43r/min工作機(jī)的功率Pw:Pw = 7.2 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:Pd=Pwa=7.20.816=8.82Kw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n = 43 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理

5、范圍，鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍為i0 = 26，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(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 = 68810320r/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(hào)為Y160M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為11KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1460r/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×G160

6、mm600×385254×21015mm42×11012×373.2 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=nmn=146043= 33.95（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i×i0 式中i0,i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=iai0=33.952.5=13.58取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12=1.3i=1.3×13.58=4.2則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23=ii1

7、2=13.584.2=3.23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= nm=1460rmin中間軸：nII=nIi12=14604.2=347.62rmin輸出軸：nIII=nIIi23=347.623.23=107.62rmin小鏈輪軸：nIV= nIII=107.62rmin工作機(jī)軸：nV=nIVi0=107.622.5=43.05rmin（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI= Pd×1=8.82×0.99=8.73Kw中間軸：PII= PI×2×3=8.73×0.99×0.97=8.38Kw輸出軸：PI

8、II= PII×2×3=8.38×0.99×0.97=8.05Kw小鏈輪軸：PIV= PIII=8.05Kw工作機(jī)軸：PV= PIV×2×4=8.05×0.99×0.95=7.57Kw則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'= PI×2=8.73×0.99=8.64Kw中間軸：PII'= PII×2=8.38×0.99=8.3Kw輸出軸：PIII'= PIII×2=8.05×0.99=7.97Kw小鏈輪軸：PIV'= PIII

9、9;=7.97Kw工作機(jī)軸：PV'= PV×2=7.57×0.99=7.49Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9550×Pdnm=9550×8.821460=57.69Nm輸入軸：TI=9550×PInI=9550×8.731460=57.1Nm中間軸：TII=9550×PIInII=9550×8.38347.62=230.22Nm輸出軸：TIII=9550×PIIInIII=9550×8.05107.62=714.34Nm小鏈輪軸：TIV=9550×PIVnIV

10、=9550×8.05107.62=714.34Nm工作機(jī)軸：TIV=9550×PIVnIV=9550×7.5743.05=1679.29Nm各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI'= TI×2=57.1×0.99=56.53Nm中間軸：TII'= TII×2=230.22×0.99=227.92Nm輸出軸：TIII'= TIII×2=714.34×0.99=707.2Nm小鏈輪軸：TIV'= TIII'=707.2Nm工作機(jī)軸：TV'= TV×2=1679.

11、29×0.99=1662.5Nm第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 25，大齒輪齒數(shù)Z2 = 25×4.2 = 105，取Z2= 104。（4）初選螺旋角b = 14°。（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d132KT1du+1uZEZHZZH21）確定公式中的各參數(shù)

12、值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55×103P1n1=9.55×103×8.731460=57.1Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20°cos14°=20.561°at1=arccosZ1costZ1+2ha*cos =arccos25×cos20.561°25+2×1×cos14°

13、;=29.683°at2=arccosZ2costZ2+2ha*cos =arccos104×cos20.561°104+2×1×cos14°=23.201°端面重合度：=12Z1tanat1-tant'+Z2tanat2-tant'=1225×tan29.683°-tan20.561°+104×tan23.201°-tan20.561°=1.661軸向重合度：=dZ1tan=1×25×tan14°=1.984重合度系數(shù)

14、：Z=4-31-+=4-1.66131-1.984+1.9841.661=0.654由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14°=0.985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 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60×1460×1×8×1×8×300=1.68×109N2=N1i12=1.68×1094.2=4×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。取失效概率為1%,

15、安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=600×0.881=528MPaH2=Hlim2KHN2S=550×0.91=495MPa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H=H2=495MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d132KT1du+1uZEZHZZH2=32×1000×1.3×57.11×4.2+14.2×189.8×2.44×0.654×0.9854952=40.568mm（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=×d1t

16、×n160×1000=×40.568×146060×1000=3.1ms齒寬bb=dd1t=1×40.568=40.568mm2）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 = 3.1 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.14。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2×1000×57.140.568=2815.027NKAFt1b=1.25×2815.02740.568=86.74Nmm< 100 Nmm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(jí)精度、

17、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.45。則載荷系數(shù)為：K=KAKVKHKH=1.25×1.14×1.4×1.45=2.8933）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t×3KKt=40.568×32.8931.3=52.965mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cosZ1=52.965×cos14°25=2.056mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 2mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=Z1+Z2mn2cos=25+104×22×cos14°=132.945mm中心距圓整為a = 135

18、 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos25+104×22×135=17.155°即：b = 17°918（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=mnZ1cos=2×25cos17.155°=52.326mmd2=mnZ2cos=2×104cos17.155°=217.675mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=dd1=1×52.326=52.326mm取b2 = 53 mm、b1 = 58 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F=2KT1YFaYSaY

19、Ycos2dmn3Z121）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1cos3=25cos17.155°3=28.653ZV2=Z2cos3=104cos17.155°3=119.197計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：b=arctantancost=arctantan17.155°×cos20.561°=16.122°當(dāng)量齒輪重合度：v=cos2b=1.661cos16.122°2=1.8軸向重合度：=dZ1tan=1×25×tan17.155°=2.456重合度系數(shù)：Y=0.25+

20、0.75v=0.25+0.751.8=0.667計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120°=1-2.456×17.155120°=0.649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 = 2.54 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.63 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 = 1.45，結(jié)合b/h = 11.78查圖得KFb = 1.42則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1.25×1.14×1.4×1.42=2.833計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪

21、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 = 0.84、KFN2 = 0.85取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.84×5001.4=300MPaF2=KFN2Flim2S=0.85×3801.4=230.71MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12=2×1000×2.833×57.1×2.54×1.63×0.667×0.649×cos217.

22、155°1×23×252=105.888MPaF1F=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12=2×1000×2.833×57.1×2.17×1.83×0.667×0.649×cos217.155°1×23×252=101.563MPaF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 25、Z2 = 104，模數(shù)mn = 2 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 17.155°= 17°918，中心距a

23、 = 135 mm，齒寬b1 = 58 mm、b2 = 53 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z25104螺旋角左17°918右17°918齒寬b58mm53mm分度圓直徑d52.326mm217.675mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha56.326mm221.675mm齒根圓直徑dfd-2×hf47.326mm212

24、.675mm5.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z3 = 26，大齒輪齒數(shù)Z4 = 26×3.23 = 83.98，取Z4= 83。（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d332KT2du+1uZEZHZZH21）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

25、的轉(zhuǎn)矩T2=9.55×103P2n2=9.55×103×8.38347.62=230.22Nm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=189.8MPa計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.482°at1=arccosZ3costZ3+2ha*cos =arccos26×cos20.482°26+2×1×cos13°=29.379°at2=arc

26、cosZ4costZ4+2ha*cos =arccos83×cos20.482°83+2×1×cos13°=23.756°端面重合度：=12Z3tanat1-tant'+Z4tanat2-tant'=1226×tan29.379°-tan20.482°+83×tan23.756°-tan20.482°=1.664軸向重合度：=dZ3tan=1×26×tan13°=1.911重合度系數(shù)：Z=4-31-+=4-1.66431-1.91

27、1+1.9111.664=0.663由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos13°=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 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n2jLh=60×347.62×1×8×1×8×300=4×108N2=N1i23=4×1083.23=1.24×108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:H1=Hlim1KHN1S=

28、600×0.91=540MPaH2=Hlim2KHN2S=550×0.921=506MPa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H=H2=506MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d332KT2du+1uZEZHZZH2=32×1000×1.3×230.221×3.23+13.23×189.8×2.45×0.663×0.9875062=65.692mm（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=×d3t×n260×1000

29、=×65.692×347.6260×1000=1.2ms齒寬bb=dd3t=1×65.692=65.692mm2）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 = 1.2 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1=2T2d3t=2×1000×230.2265.692=7009.073NKAFt1b=1.25×7009.07365.692=133.37Nmm 100 Nmm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(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb =

30、 1.458。則載荷系數(shù)為：K=KAKVKHKH=1.25×1.08×1.4×1.458=2.7563）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3=d3t×3KKt=65.692×32.7561.3=84.39mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d3cosZ3=84.39×cos13°26=3.163mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 3mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=Z3+Z4mn2cos=26+83×32×cos13°=167.796mm中心距圓整為a = 170 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角

31、=arccosZ3+Z4mn2a=arccos26+83×32×170=15.903°即：b = 15°5411（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d3=mnZ3cos=3×26cos15.903°=81.101mmd4=mnZ4cos=3×83cos15.903°=258.899mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=dd3=1×81.101=81.101mm取b4 = 82 mm、b3 = 87 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F=2KT2YFaYSaYYcos2dmn3Z321）確定公式中各參

32、數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3=Z3cos3=26cos15.903°3=29.226ZV4=Z4cos3=83cos15.903°3=93.298計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：b=arctantancost=arctantan15.903°×cos20.482°=14.945°當(dāng)量齒輪重合度：v=cos2b=1.664cos14.945°2=1.782軸向重合度：=dZ3tan=1×26×tan15.903°=2.358重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.782=

33、0.671計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120°=1-2.358×15.903120°=0.688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 = 2.54 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.8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 = 1.458，結(jié)合b/h = 12.15查圖得KFb = 1.428則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1.25×1.08×1.4×1.428=2.699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sFl

34、im1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.89取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.89×3801.4=241.57MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F=2KFT2YFa1YSa1YYcos2dmn3Z32=2×1000×2.699×230.22×2.54×1.63×0.671×0.688×cos215.903°1&#

35、215;33×262=120.375MPaF1F=2KFT2YFa2YSa2YYcos2dmn3Z32=2×1000×2.699×230.22×2.21×1.8×0.671×0.688×cos215.903°1×33×262=115.659MPaF2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 = 26、Z4 = 83，模數(shù)mn = 3 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 15.903°= 15°5411，中心距a = 170 mm

36、，齒寬b3 = 87 mm、b4 = 82 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2683螺旋角左15°5411右15°5411齒寬b87mm82mm分度圓直徑d81.101mm258.899mm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×ha87.101mm264.899mm齒根圓直徑dfd-2×hf73.601mm251.399

37、mm第六部分 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=i0LL×Z1=2.5×21=52.5522.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=1×1.22×8.05=9.82Kw3.選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距 根據(jù)Pca = 9.82 Kw，n4 = 107.62 r/min，查圖可選16A。查表鏈條節(jié)距為p = 25.4 mm。4.計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距a0=3050p=3050×25.4=7621270mm取a0

38、 = 1050 mm相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為L(zhǎng)p0=2a0p+Z1+Z22+Z2-Z122pa0=2×105025.4+21+522+52-2122×25.41050=119.77取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)Lp = 120。查表，采用線性插值，計(jì)算得到中心距計(jì)算系數(shù)f1 = 0.24824，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為amax=f1p2Lp-Z1+Z2=0.24824×25.4×2×120-21+52=1053mm5.計(jì)算鏈速v，確定潤(rùn)滑方式v=n4Z1p60×1000=107.62×21×25.460×1000=0.96ms由v =

39、 0.96 m/s和鏈號(hào)16A，查圖可知應(yīng)采用滴油潤(rùn)滑。6.計(jì)算壓軸力Fp有效圓周力為：Fe=1000Pv=1000×8.050.96=8385N鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)KFp = 1.15，則壓軸力為：FpKFpFe=1.15×8385=9643N7.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 鏈條型號(hào)16A；鏈輪齒數(shù)Z1 = 21，Z2 = 52；鏈節(jié)數(shù)Lp = 120，中心距a = 1050 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 = 8.73 KW n1 = 1460 r/min T1 = 57.1 Nm2.求作用在齒輪

40、上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 52.326 mm 則:Ft=2T1d1=2×1000×57.152.326=2182.5NFr=Ft×tanncos=2182.5×tan20°cos17.155°=831.3NFa=Ft×tan=2182.5×tan17.155°=673.4N3.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=A0×3P1n1=112 ×38.731460=20.3mm 輸

41、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)軸器型號(hào)。 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=1.5×57.1=85.6Nm 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，同時(shí)兼顧電機(jī)軸直徑42mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為28 mm故取d12 = 28 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為44 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(zhǎng)度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-I

42、I軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 33 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 38 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 44 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(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 42 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 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7207C，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為1

43、5，則l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7207C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 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 = 58 mm，d56 = d1 = 52.326 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。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距

44、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 = 87 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 87+12+16+8-15 = 108 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)7207C軸承查手冊(cè)得a = 15.7 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 42/2+50+15.7 = 86.7 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 58/2+32+108-15.7 = 153.3 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 58/2+9+32-15.7 = 54.3 mm2）計(jì)算軸的支反力

45、：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=2182.5×54.3153.3+54.3=570.9NFNH2=FtL2L2+L3=2182.5×153.3153.3+54.3=1611.6N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3+Fa×d12L2+L3=831.3×54.3+673.4×52.3262153.3+54.3=302.3NFNV2=Fa×d12-FrL2L2+L3=673.4×52.3262-831.3×153.3153.3+54.3=-529N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水

46、平彎矩：MH=FNH1L2=570.9×153.3=87519Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=302.3×153.3=46343NmmMV2=FNV2L3=-529×54.3=-28725Nmm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=MH2+MV12=875192+463432=99032NmmM2=MH2+MV22=875192+-287252=92112Nmm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C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也

47、對(duì)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：ca=McaW=M12+T12W=990322+0.6×57.1×100020.1×52.3263=7.3MPa-1=60MPa 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 = 8.38 KW n2 = 347.62 r/min T2 = 230.22 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 217.675 mm 則

48、:Ft1=2T2d2=2×1000×230.22217.675=2115.3NFr1=Ft1×tanncos=2115.3×tan20°cos17.155°=805.7NFa1=Ft1×tan=2115.3×tan17.155°=652.6N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 81.101 mm 則:Ft2=2T2d3=2×1000×230.2281.101=5677.4NFr2=Ft2×tanncos=5677.4×tan20°cos15.903

49、°=2148.6NFa2=Ft2×tan=5677.4×tan15.903°=1616.7N3.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，?。篈0 = 107，得:dmin=A0×3P2n2=107 ×38.38347.62=30.9mm4.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(zhǎng)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 = 30.9 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選

50、取角接觸球軸承7208C，其尺寸為d×D×T = 40×80×18 mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 45 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 = 53 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 = 51 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 53 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）

51、左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7208C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 45 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 = 87 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l23 = 85 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 = 18 mm，則l12 = T+s+2 = 18+16+8+2 =

52、44 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 = 46.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)7208C軸承查手冊(cè)得a = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (53/2-2+46.5-17)mm = 54 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (53/2+14.5+87/2)mm = 84.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (87/2-2+44-17)mm = 68.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+

53、L2+L3=2115.3×84.5+68.5+5677.4×68.554+84.5+68.5=3442.2NFNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=2115.3×54+5677.4×54+84.554+84.5+68.5=4350.5N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=Fr1L2+L3+Fa1×d22-Fr2L3+Fa2×d32L1+L2+L3=805.7×84.5+68.5+652.6×217.6752-2148.6×68.5+1616.7×81.101254+84.5+68.

54、5=544.3NFNV2=Fr1L1-Fa1×d22-Fr2L1+L2-Fa2×d32L1+L2+L3=805.7×54-652.6×217.6752-2148.6×54+84.5-1616.7×81.101254+84.5+68.5=-1887.2N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1=FNH1L1=3442.2×54=185879NmmMH2=FNH2L3=4350.5×68.5=298009Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L1=544.3×54=29392Nmm

55、MV2=FNV2L3=-1887.2×68.5=-129273Nmm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=MH12+MV12=1858792+293922=188188NmmM2=MH22+MV22=2980092+-1292732=324840Nmm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(duì)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：ca=McaW=M12+T22W=1881

56、882+0.6×230.22×100020.1×453=25.6MPa-1=60MPa 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 = 8.05 KW n3 = 107.62 r/min T3 = 714.34 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 258.899 mm 則:Ft=2T3d4=2×1000×714.34258.899=5518.3NFr=Ft×tanncos=5518.3×tan20°cos15.903°=2088.3NFa=Ft×tan=5518.3×tan15.903°=1571.4N3.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=A0×3P3n3=112 ×38.05107.62=47.2mm 輸出軸的最小直徑是安裝小鏈輪處