聯(lián)軸器-一級(jí)直齒圓柱-鏈傳動(dòng)減速器

1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書 系 別： 班 級(jí)： 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書11.1設(shè)計(jì)題目11.2設(shè)計(jì)步驟1第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案12.1傳動(dòng)方案12.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)1第三章 選擇電動(dòng)機(jī)23.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇23.2確定傳動(dòng)裝置的效率23.3計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量23.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)34.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3低速軸的參數(shù)44.4工作機(jī)的參數(shù)4第五章 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5第六章 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6第七章 軸的設(shè)計(jì)97.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算97.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算14第八章 滾動(dòng)

2、軸承壽命校核208.1高速軸上的軸承校核208.2低速軸上的軸承校核21第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算219.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核219.2低速軸與大齒輪鍵連接校核229.3低速軸與鏈輪鍵連接校核22第十章 聯(lián)軸器的選擇2210.1高速軸上聯(lián)軸器22第十一章 減速器的密封與潤(rùn)滑2311.1減速器的密封2311.2齒輪的潤(rùn)滑2311.3軸承的潤(rùn)滑23第十二章 減速器附件2312.1油面指示器2312.2通氣器2412.3六角螺塞2412.4窺視孔蓋2412.5定位銷2512.6啟蓋螺釘25第十三章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸25第十四章 設(shè)計(jì)小結(jié)27參考文獻(xiàn)27第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 一級(jí)直

3、齒圓柱減速器，拉力F=2700N，速度v=2.2m/s，直徑D=450mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：5年，每年工作天數(shù)：365天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2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.鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，后置外傳動(dòng)為鏈傳動(dòng)，減速器為一級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方

4、案的優(yōu)缺點(diǎn) 一級(jí)圓柱齒輪減速器中齒輪相對(duì)于軸承為對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對(duì)稱分布的減速器來講，軸的剛性相對(duì)較小。原動(dòng)機(jī)部分為 Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī) 和齒輪傳動(dòng)比較,鏈傳動(dòng)可以在兩軸中心相距較遠(yuǎn)的情況下傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力;能在低速、重載和高溫條件下及灰土飛揚(yáng)的不良環(huán)境中工作;和帶傳動(dòng)比較,它能保證準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比,傳遞功率較大,且作用在軸和軸承上的力較小;傳遞效率較高,一般可達(dá)0.950.97;鏈條的鉸鏈磨損后,使得節(jié)距變大造成脫落現(xiàn)象;安裝和維修要求較高。第三章 選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。3.2確

5、定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 鏈傳動(dòng)的效率：c=0.96 工作機(jī)的效率：w=0.97a=1×23×3×c×w=0.8773.3計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=F×V1000=2700×2.21000=5.94kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=5.940.877=6.77kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×2.2×450=93.42rpm 經(jīng)查表按推薦

6、的合理傳動(dòng)比范圍，鏈傳動(dòng)比范圍為：26，一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為：35，因此理論傳動(dòng)比范圍為：630?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(630)×93.42=561-2803r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y160M-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。Pd=6.77nw=93.42方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150

7、014404Y132S2-27.530002900 電機(jī)主要尺寸參數(shù) 圖3-1 電動(dòng)機(jī)中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160605×385254×21014.542×11012×373.4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)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=97093.42=10.383 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取鏈傳動(dòng)比：ic=3 減速器傳動(dòng)比為i1=iaic=3.46ia

8、=10.383ic=3i1=3.46第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)P0=6.77kWn0=nm=970rpmT0=9550000×P0n0=9550000×6.77970=66653.09Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0×1=6.77×0.99=6.7kWn=n0=970rpmT=9550000×Pn=9550000×6.7970=65963.92Nmm4.3低速軸的參數(shù)P=P×2×3=6.7×0.99×0.98=6.5kWn=ni1=9703.46=280.35rp

9、mT=9550000×Pn=9550000×6.5280.35=221419.65Nmm4.4工作機(jī)的參數(shù)P=P×c×2×2×w=6.5×0.96×0.99×0.99×0.97=5.93kWn=ni2=280.353=93.45rpmT=9550000×Pn=9550000×5.9393.45=606008.56Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸9706.7766653.09高速軸9706.765963.92低

10、速軸280.356.5221419.65工作機(jī)93.455.93606008.56第五章 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）確定鏈輪齒數(shù) 由傳動(dòng)比取小鏈輪齒數(shù)Z1=25，因?yàn)殒溳嘄X數(shù)最好為奇數(shù)，大鏈輪齒數(shù)Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。 實(shí)際傳動(dòng)比i=z2/z1=3.08 （2）確定鏈條型號(hào)和節(jié)距 查表得工況系數(shù)KA=1.1 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)：Kz=1.22 取單排鏈,則計(jì)算功率為:查表得：Km=1mmPca=KA×KzKm×P=1.1×1.221×6.5kW=8.723kW 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距： 根據(jù)Pca=8.723kW，n1=280.35r/m

11、in，查圖選擇鏈號(hào)20A-1，節(jié)距p=31.75mm。 （3）計(jì)算鏈長(zhǎng) 初選中心距a0=40×p=40×31.75=1270mm 則，鏈長(zhǎng)為:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×2=2×127031.75+25+772+31.751270×25-772×2=132.714節(jié) 取Lp=133節(jié) 采用線性插值，計(jì)算得到中心距計(jì)算系數(shù)f1=0.24532則鏈傳動(dòng)的最大中心距為：amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×31.75×2

12、15;132.714-25+77=1272.93mm 計(jì)算鏈速v，確定潤(rùn)滑方式v=z1×n×p60×1000=25×280.35×31.7560×1000=3.709，合適 按v=3.709m/s，鏈號(hào)20A，查圖選用滴油潤(rùn)滑。 （4）作用在軸上的力 有效圓周力F=1000×Pcav=1000×8.7233.709=2352N 作用在軸上的力Fp1.15×F=1.15×2352=3058N 鏈輪尺寸及結(jié)構(gòu) 分度圓直徑d1=psin180°z1=31.75sin180°25=2

13、53.45mmd2=psin180°z2=31.75sin180°77=778.8mm第六章 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 小齒輪選用40MnB（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，Hlim1=720MPa，F(xiàn)E1=595MPa（表11-1），大齒輪選用ZG35SiMn（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241269HBS，Hlim2=615MPa，F(xiàn)E2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，則H1=Hlim1SH=7201.1=655MPaH2=Hlim2SH=6151.1=559MPaF1=Flim1SF=5951.25=47

14、6MPaF2=Flim2SF=5101.25=408MPa （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)齒輪按7級(jí)精度制造。區(qū)載荷系數(shù)K=1.3（表11-3），齒寬系數(shù)d=1（表11-6），取ZE=189.8MPa0.5（表11-4），u=i=3.46則d12.32×3K×T1d×u+1u×ZEH2=2.32×31.3×65963.921×3.46+13.46×189.85592=54.2mm 齒數(shù)取Z1=28，則Z2=i×Z1=3.46×28=97。故實(shí)際傳動(dòng)比i=9728=3.464 模數(shù)m=d1z1=54

15、.228=1.94mm 齒寬 b=d×d1=54.2mm 取b1=60mm b2=55mm 按表4-1取m=2mm，實(shí)際的d1=m×z1=2×28=56mmd2=m×z2=2×97=194mm 則中心距a=z1+z2×m2=28+97×22=125mm （2）驗(yàn)算輪齒彎曲強(qiáng)度 齒形系數(shù)YFa1=2.55，YFa2=2.186，YSa1=1.61，YSa2=1.787F1=2×K×T1×YFa1×YSa1b2×d1×m=2×1.3×65963.92

16、×2.55×1.6155×56×2=114.3MPa<F1=476MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=114.3×2.186×1.7872.55×1.61=108.76MPa<F2=408MPa （3）齒輪的圓周速度v=×d1×n60×1000=×56×97060×1000=2.85 可知選用7級(jí)精度是合適的。參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)Mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.

17、0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齒數(shù)Z2897齒頂高Ha22齒根高Hf2.52.5分度圓直徑D56194齒頂圓直徑Da60198齒根圓直徑Df51189齒寬B6055中心距A125125 圖6-1 大齒輪結(jié)構(gòu)圖第七章 軸的設(shè)計(jì)7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=970r/min；功率P=6.7kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=65963.92Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40MnB調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩

18、較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×36.7970=21.33mm 由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×21.33=22.4mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為24mm故取dmin=24 4.確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。 圖7-1 高速軸示意圖 (1)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)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T，查表，考慮載荷變動(dòng)小，故取KA = 1.5，則:Tca=KA×T=98.95Nmm 按照聯(lián)軸器

19、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 T4323-2002或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為24mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為52mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h = 8×7mm(GB T 1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=40mm。 (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，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 29 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm，則l34 = l78 = B=

20、17 mm。 由手冊(cè)上查得6207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 = 60 mm，d56 = 60 mm (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -5 = 67 mm (5)5）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1

21、 =10 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，取 = 5 mm，則l45=l67= 1+ =10+5= 15 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段1234567直徑24293542604235長(zhǎng)度52671715601517 5.軸的受力分析 小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2×Td1=2×65963.9256=2355.854N 小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan=2355.854×tan20°=857.461N 第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=101.5mm，軸承

22、壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離l2=53.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=53.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) a.在水平面內(nèi) 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1×l2l2+l3=857.461×53.553.5+53.5= 429N 軸承B處水平支承力：RBH=Fr1-RAH=857.461-429=428N b.在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1×l

23、2l2+l3=2355.854×53.553.5+53.5= 1178N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1×l3l2+l3=2355.854×53.553.5+53.5= 1178N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=4292+11782=1253.68N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=4282+11782=1253.34N c.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上彎矩：MBH=0Nmm 截面C在水平面上的彎矩：MCH=RAH×l3=429×53.5=22952Nmm 截面

24、D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上的彎矩：MCV=RAV×l3=1178×53.5=63023Nmm 截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm e.合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 截面C處合成彎矩：MC=MCH2+MCV2=229522+630232=67072Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=65963.92Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=M

25、B2+×T2=02+0.6×65963.922=39578Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+×T2=670722+0.6×65963.922=77879Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+×T2=02+0.6×65963.922=39578Nmm f.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強(qiáng)度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×42332=7269.88mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=14539.77mm3 最

26、大彎曲應(yīng)力為=MW=10.71MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=4.54MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=12.02MPa 查表得40MnB調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=750MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=280.35r/min；功率P=6.5kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=221419.65Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.

27、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA0×3Pn=112×36.5280.35=31.94mm 由于最小軸段直徑安裝鏈輪，其截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.07×31.94=34.18mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為35mm故取dmin=35 4.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。 圖7-3 低速軸示意圖 (1)低速軸和小鏈輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=35mm，L1長(zhǎng)度略小于小鏈輪輪轂長(zhǎng)度，取L1=76mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 10×8mm(GB T 1096-2

28、003)，鍵長(zhǎng)L=63mm。 (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，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，其尺寸為d×D×B = 45×85×19mm，故d34 = d67 = 45 mm。 (3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 48 mm；已知大齒輪輪轂的寬度為b2 = 55 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l45 = 53 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 48 mm，故取h = 3 mm

29、，則軸環(huán)處的直徑d56 = 54 mm。 (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與鏈輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 19 -5 = 65 mm (5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 = 12.5 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 5 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度B = 19 mm，則l34= B+2+2=19+5+12.5+2= 38.5 mml56=+2=5

30、+12.5 = 17.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑354045485445長(zhǎng)度766538.55317.519 5.軸的受力分析 大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2×Td2=2×221419.65194=2282.677N 大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2×tan=2282.677×tan20°=830.826N 軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離l1=55.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l2=55.5mm，軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離l3=112.5mm 軸承A和軸承B在水平面上的支

31、反力RAH和RBH 低速軸上外傳動(dòng)件施加在軸上的徑向力Q=3058NRAH=-Q×l1+l2+l3+Fr×l1l1+l2=-3058×55.5+55.5+112.5+830.826×55.555.5+55.5=-5742NRBH=-Q-RAH+Fr=-3058-5742+830.826=3515N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=2282.677×55.555.5+55.5= 1141NRBV=Ft×l2l1+l2=2282.677×55.555.5+55.5= 1141

32、N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-57422+11412=5854.27N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=35152+11412=3695.55N a.計(jì)算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=Q×l3=3058×112.5=344025Nmm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm 在水平面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RAH×l1=-5742×55.5=-318681Nmm 在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm 在垂直面上

33、，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBV×l1=1141×55.5=63326Nmm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm 截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=3440252+02=344025Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 合成彎矩，齒輪2所在截面C處合成彎矩為MC=MCH2+MCV2=-3186812+633262=324912Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩為：T=221419.65Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+×T2=344025+0.6

34、15;221419.652=368786Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+×T2=3249122+0.6×221419.652=351023Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+×T2=0+0.6×221419.652=132852Nmm 圖7-4 低速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強(qiáng)度 因A彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故A為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=23.04MP

35、a 剪切應(yīng)力為=TWT=17.63MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=31.28MPa 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。第八章 滾動(dòng)軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計(jì)算，選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=29

36、200h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=4292+11782=1253.68NFr2=RBH2+RBV2=4282+11782=1253.34N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1253.68+0×0=1253.68NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1253.34+0×0=1253.34N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n

37、5;ft×Crfp×Pr3=83675h>29200h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。Cr=25.5kNLh=29200hFr1=1253.68N Fr2=1253.34NPr1=1253.68N Pr2=1253.34N壽命足夠8.2低速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計(jì)算，選用6209深溝球軸承，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=31.5kN，額定靜載荷C0r=20.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=29200h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=RAH2+R

38、AV2=-57422+11412=5854.27NFr2=RBH2+RBV2=35152+11412=3695.55N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×5854.27+0×0=5854.27NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×3695.55+0×0=3695.55N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=34275h>29200h 由此可知該

39、軸承的工作壽命足夠。Cr=31.5kNLh=29200hFr1=5854.27N Fr2=3695.55NPr1=5854.27N Pr2=3695.55N壽命足夠第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)40mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=32mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=49MPa<p=120MPab×h=8mm×7mm9.2低速軸與大齒輪鍵

40、連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)40mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=26mm 大齒輪材料為ZG35SiMn，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=79MPa<p=120MPab×h=14mm×9mm9.3低速軸與鏈輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=53mm 鏈輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠

41、壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=60MPa<p=120MPab×h=10mm×8mm第十章 聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器 （1）計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.5 計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=98.95Nm 選擇聯(lián)軸器的型號(hào) （2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào) 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=24mm，軸孔長(zhǎng)度L1=52

42、mm。 Tc=98.95Nm<Tn=1250Nm n=970r/min<n=4700r/min第十一章 減速器的密封與潤(rùn)滑11.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛

43、氈封油圈。11.2齒輪的潤(rùn)滑 閉式齒輪傳動(dòng)，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤(rùn)滑方式。圓周速度v12-15m/s時(shí)，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤(rùn)滑油，使油面高度達(dá)到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989);，牌號(hào)為L(zhǎng)-AN10。11.3軸承的潤(rùn)滑 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑劑可以是脂潤(rùn)滑、潤(rùn)滑油或固體潤(rùn)滑劑。選擇何種潤(rùn)滑方式可以根據(jù)齒

44、輪圓周速度判斷。由于V齒2m/s，所以均選擇油潤(rùn)滑。第十二章 減速器附件12.1油面指示器 顯示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)應(yīng)該放置在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。游標(biāo)安裝的位置不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。 圖12-1 油標(biāo)示意圖12.2通氣器 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。12.3六角螺塞 為了便于清洗箱體內(nèi)部以及排除箱體內(nèi)的油污，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°2°，使油易于流出。 圖12-2 六角螺塞示意圖12.4窺視孔蓋 在減速器箱蓋頂部開有窺視孔，可以看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)，并有足夠的空間能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)