帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置-二級(jí)展開式直齒輪圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)F=2.6 kNV=0.7 m.s D=400 mm含6張CAD圖

帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置-二級(jí)展開式直齒輪圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)F=2.6 kNV=0.7 m.s D=400 mm含6張CAD圖,帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置-二級(jí)展開式直齒輪圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)F=2.6,kN,V=0.7,m.s,D=400,mm含6張CAD圖,輸送,傳動(dòng),裝置,二級(jí),展開式,齒輪,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì),kn,mm,妹妹 XXXXX機(jī)械設(shè)計(jì)XX設(shè)計(jì)任務(wù)書班級(jí)_ 姓名 學(xué)號(hào) 設(shè)計(jì)日期：_ _ 一、 設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)-展開式直齒輪圓柱齒輪減速器1 電動(dòng)機(jī)；2帶傳動(dòng)； 3圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5滾筒；6輸送帶二、 原始數(shù)據(jù)及工作要求1、原始數(shù)據(jù)F=2.6 kN V=0.7 ms D=400 mm 2、工作要求(1)使用壽命：12年（3班） (2)工作情況：三班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；(3)制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量；(4)工作環(huán)境：室內(nèi)，輕度污染環(huán)境；(5)邊界連接條件：原動(dòng)機(jī)采用一般工業(yè)用電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)裝置與工作機(jī)分別在不同底座上，用彈性聯(lián)軸器連接。(6)輸送帶速度允許誤差為5%。三、設(shè)計(jì)工作量：設(shè)計(jì)說明書1份（手寫）；坐標(biāo)紙手繪裝配草圖1張，減速器裝配圖1號(hào)圖1張；零件工作圖4張（箱體、箱蓋；中間軸、大齒輪，1號(hào)或2號(hào)圖紙）。要求校核第二根軸強(qiáng)度，第二根軸上的軸承進(jìn)行壽命計(jì)算，第二根軸上的鍵需進(jìn)行強(qiáng)度校核，第一根軸和第三根軸僅需進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，可不進(jìn)行強(qiáng)度校核，但軸上的鍵和軸承需選出型號(hào)。四、參考文獻(xiàn) 1.機(jī)械設(shè)計(jì)教材 2機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書3機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè) 4.機(jī)械零件手冊(cè) 5.其他相關(guān)書籍五、設(shè)計(jì)內(nèi)容與時(shí)間安排1、 電動(dòng)機(jī)的選擇及運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)的計(jì)算（0.5天）；2、 帶傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)（0.5天）；3、 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（1天）4、 軸的設(shè)計(jì)（2天）；5、 軸承的選擇計(jì)算（0.5天）；6、 鍵、聯(lián)軸器的選擇和校核（0.5天）；7、 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1天）；8、 手繪裝配草圖（1天）9、 裝配圖的繪制（3天）；10、 零件圖的繪制（2天）；11、 整理設(shè)計(jì)說明書及答辯（2天）。建議完成裝配圖后再整理說明書。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(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書41.1初始數(shù)據(jù)41.2 設(shè)計(jì)步驟4第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案52.1 傳動(dòng)方案特點(diǎn)52.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率5第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇53.1 電動(dòng)機(jī)的選擇53.2 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 V帶的設(shè)計(jì)95.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算95.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)12第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)146.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算146.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算19第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)257.1 輸入軸的設(shè)計(jì)257.2 中間軸的設(shè)計(jì)307.3 輸出軸的設(shè)計(jì)36第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算408.1 輸入軸鍵選擇與校核418.2 中間軸鍵選擇與校核41第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算429.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核429.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核43第十部分 聯(lián)軸器的選擇44第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封4411.1 減速器的潤(rùn)滑4411.2 減速器的密封45第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸4612.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取4612.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸52設(shè)計(jì)小結(jié)55參考文獻(xiàn)56第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 2.6KN，V = 0.7m/s，D = 400mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：12年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：3班制，每年工作天數(shù)：300天，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. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 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2.1 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、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，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.960.9940.9720.990.96=0.825h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,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=0.7m/s工作機(jī)的功率Pw:Pw=FV1000=26000.71000=1.82Kw電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:Pd=Pwa=1.820.825=2.21Kw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=601000VD=6010000.7400=33.4rmin 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)33.4 = 534.45344r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y100L2-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/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HLHDABKDEFG100mm38024516014012mm28608243.2 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=143033.4= 42.81（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0i 式中i0,i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=3，則減速器傳動(dòng)比為:i=iai0=42.813=14.27取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12=1.3i=1.314.27=4.31則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23=ii12=14.274.31=3.31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=nmi0=14303=476.67rmin中間軸：nII=nIi12=476.674.31=110.6rmin輸出軸：nIII=nIIi23=110.63.31=33.41rmin工作機(jī)軸：nIV= nIII=33.41rmin（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI= Pd1=2.210.96=2.12Kw中間軸：PII= PI23=2.120.990.97=2.04Kw輸出軸：PIII= PII23=2.040.990.97=1.96Kw工作機(jī)軸：PIV= PIII24=1.960.990.99=1.92Kw則各軸的輸出功率：輸入軸：PI= PI2=2.120.99=2.1Kw中間軸：PII= PII2=2.040.99=2.02Kw輸出軸：PIII= PIII2=1.960.99=1.94Kw工作機(jī)軸：PIV= PIV2=1.920.99=1.9Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9550Pdnm=95502.211430=14.76Nm輸入軸：TI=9550PInI=95502.12476.67=42.47Nm中間軸：TII=9550PIInII=95502.04110.6=176.15Nm輸出軸：TIII=9550PIIInIII=95501.9633.41=560.25Nm工作機(jī)軸：TIV=9550PIVnIV=95501.9233.41=548.82Nm各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI= TI2=42.470.99=42.05Nm中間軸：TII= TII2=176.150.99=174.39Nm輸出軸：TIII= TIII2=560.250.99=554.65Nm工作機(jī)軸：TIV= TIV2=548.820.99=543.33Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.2，故Pca= KAPd=1.22.21=2.65Kw2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 75 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度v=dd1nm601000=751430601000=5.61ms 因?yàn)? m/s v 1206.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 75 mm和nm = 1430 r/min，查表得P0 = 0.67 kW。 根據(jù)nm = 1430 r/min，i0 = 3和A型帶，查表得DP0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.96，查表得KL = 0.96，于是Pr=P0+P0KKL=0.67+0.170.960.96=0.77Kw 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=2.650.77=3.44 取4根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.962.650.9645.61+0.1055.612=98.02N8.計(jì)算壓軸力FPFp=2zF0 sin12=2498.02sin1622=774.42N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd175mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2224mmV帶中心距a474mm帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1430mm小帶輪包角1162帶速5.61m/s單根V帶初拉力F098.02N壓軸力Fp774.42N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 28mm28mm分度圓直徑dd175mmdadd1+2ha75+22.7580.5mmd1(1.82)d(1.82)2856mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)B(1.52)6394mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 25mm25mm分度圓直徑dd2224mmdadd1+2ha224+22.75229.5mmd1(1.82)d(1.82)2550mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d(1.52)2550mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.1 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 = 24，大齒輪齒數(shù)Z2 = 244.31 = 103.44，取Z2= 103。（4）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+1uZEZHZH21）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=9.55103P1n1=9.551032.12476.67=42.47Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。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：a1=arccosZ1cosZ1+2ha*=arccos24cos2024+21=29.85a2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos103cos20103+21=22.813端面重合度：=12Z1tana1-tan+Z2tana2-tan=1224tan29.85-tan20+103tan22.813-tan20=1.73重合度系數(shù)：Z=4-3=4-1.733=0.87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=60476.6711238300=2.47109N2=N1i12=2.471094.31=5.73108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:H1=Hlim1KHN1S=6000.871=522MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.91=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+1uZEZHZH2=3210001.342.4714.31+14.31189.82.50.874952=45.568mm（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=d1tn1601000=45.568476.67601000=1.14ms齒寬bb=dd1t=145.568=45.568mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.14 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=2T1d1t=2100042.4745.568=1864.027NKAFt1b=11864.02745.568=40.91Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。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 = 1.452。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.081.21.452=1.8823）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t3KKt=45.56831.8821.3=51.549mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d1Z1=51.54924=2.148mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1=mZ1=224=48mmd2=mZ2=2103=206mm（2）計(jì)算中心距a=d1+d22=48+2062=127mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=dd1=148=48mm取b2 = 48、b1 = 53。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=2KT1YFaYSaYdm3Z121）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeY=0.25+0.75=0.25+0.751.73=0.684由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 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 = 1.2根據(jù)KHb = 1.452，結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.422則載荷系數(shù)為K=KAKVKFKF=11.081.21.422=1.843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=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.835001.4=296.43MPaF2=KFN2Flim2S=0.853801.4=230.71MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KT1YFa1YSa1Ydm3Z12=210001.84342.472.631.590.684123242=97.17MPaF1F2=2KT1YFa2YSa2Ydm3Z12=210001.84342.472.171.830.684123242=92.277MPaF2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 = 24、Z2 = 103，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20，中心距a = 127 mm，齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。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)z24103齒寬b53mm48mm分度圓直徑d48mm206mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm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+2ha52mm210mm齒根圓直徑dfd-2hf43mm201mm6.2 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 = 25，大齒輪齒數(shù)Z4 = 253.31 = 82.75，取Z4= 83。（4）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+1uZEZHZH21）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=9.55103P2n2=9.551032.04110.6=176.15Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。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：a1=arccosZ3cosZ3+2ha*=arccos25cos2025+21=29.54a2=arccosZ4cosZ4+2ha*=arccos83cos2083+21=23.428端面重合度：=12Z3tana1-tan+Z4tana2-tan=1225tan29.54-tan20+83tan23.428-tan20=1.722重合度系數(shù)：Z=4-3=4-1.7223=0.871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=60110.611238300=5.73108N2=N1i23=5.731083.31=1.73108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=6000.91=540MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.921=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+1uZEZHZH2=3210001.3176.1513.31+13.31189.82.50.8715062=73.548mm（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=d3tn2601000=73.548110.6601000=0.43ms齒寬bb=dd3t=173.548=73.548mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.43 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.02。齒輪的圓周力Ft1=2T2d3t=21000176.1573.548=4790.069NKAFt1b=14790.06973.548=65.13Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。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 = 1.461。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.021.21.461=1.7883）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3=d3t3KKt=73.54831.7881.3=81.792mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d3Z3=81.79225=3.272mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d3=mZ3=325=75mmd4=mZ4=383=249mm（2）計(jì)算中心距a=d3+d42=75+2492=162mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=dd3=175=75mm取b4 = 75、b3 = 80。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=2KT2YFaYSaYdm3Z321）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeY=0.25+0.75=0.25+0.751.722=0.686由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.77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 = 1.2根據(jù)KHb = 1.461，結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.431則載荷系數(shù)為K=KAKVKFKF=11.021.21.431=1.752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 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.4=238.86MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KT2YFa1YSa1Ydm3Z32=210001.752176.152.611.60.686133252=104.782MPaF1F2=2KT2YFa2YSa2Ydm3Z32=210001.752176.152.231.770.686133252=99.039MPaF2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)Z3 = 25、Z4 = 83，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20，中心距a = 162 mm，齒寬b1 = 80 mm、b2 = 75 mm。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)z2583齒寬b80mm75mm分度圓直徑d75mm249mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm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+2ha81mm255mm齒根圓直徑dfd-2hf67.5mm241.5mm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 = 2.12 KW n1 = 476.67 r/min T1 = 42.47 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 48 mm 則:Ft=2T1d1=2100042.4748=1769.6NFr=Fttan=1769.6tan20=643.7N3.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，取A0 = 112，得：dmin=A03P1n1=112 32.12476.67=18.4mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 25 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(zhǎng)度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 30 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 35 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為dDT = 357217 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，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 = B = 53 mm，d56 = d1 = 48 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 = 80 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 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)6207型軸承查手冊(cè)得T = 17 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 63/2+50+17/2 = 90 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 53/2+32+101-17/2 = 151 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 53/2+9+32-17/2 = 59 mm V帶壓軸力Fp = 774.42 N2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=1769.659151+59=497.2NFNH2=FtL2L2+L3=1769.6151151+59=1272.4N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3-FpL1+L2+L3L2+L3=643.759-774.4290+151+59151+59=-925.5NFNV2=FrL2+FpL1L2+L3=643.7151+774.4290151+59=-925.5N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=497.2151=75077Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=774.4290=69698Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-925.5151=-139750NmmMV2=FNV2L3=794.759=46887Nmm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=750772+-1397502=158640NmmM2=MH2+MV22=750772+468872=88515Nmm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=1586402+0.642.47100020.1483=14.5MPa-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 = 2.04 KW n2 = 110.6 r/min T2 = 176.15 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 = 206 mm 則:Ft1=2T2d2=21000176.15206=1710.2NFr1=Ft1tan=1710.2tan20=622.1N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 75 mm 則:Ft2=2T2d3=21000176.1575=4697.3NFr2=Ft2tan=4697.3tan20=1708.7N3.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，取：A0 = 107，得:dmin=A03P2n2=107 32.04110.6=28.3mm4.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,因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 28.3 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6208，其尺寸為dDT = 408018 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 = 48 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 = 46 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）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6208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 = 80 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 = 78 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。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 = 44 mml56 = 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)6208型軸承查手冊(cè)得T = 18 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L1 = (48/2-2+46.5-18/2)mm = 59.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (48/2+14.5+80/2)mm = 78.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L3 = (80/2-2+44-18/2)mm = 73 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=1710.278.5+73+4697.37359.5+78.5+73=2853.1NFNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=1710.259.5+4697.359.5+78.559.5+78.5+73=3554.4N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=Fr1L2+L3-Fr2L3L1+L2+L3=622.178.5+73-1708.77359.5+78.5+73=-144.5NFNV2=Fr1L1-Fr2L1+L2L1+L2+L3=622.159.5-1708.759.5+78.559.5+78.5+73=-942.1N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1=FNH1L1=2853.159.5=169759NmmMH2=FNH2L3=3554.473=259471Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L1=-144.559.5=-8598NmmMV2=FNV2L3=-942.173=-68773Nmm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=1697592+-85982=169977NmmM2=MH22+MV22=2594712+-687732=268430Nmm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=1699772+0.6176.15100020.1453=22MPa-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 = 1.96 KW n3 = 33.41 r/min T3 = 560.25 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 = 249 mm 則:Ft=2T3d4=21000560.25249=4500NFr=Fttan=4500tan20=1637N3.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=A03P3n3=112 31.9633.41=43.5mm 輸出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 = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT3=1.3560.25=728.3Nm 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(cè)，選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 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）為了滿足半聯(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 = 55 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(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 = 82 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 55 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6212，其尺寸為dDT = 60mm110mm22mm，故d34 = d78 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 22+15 = 37 mm 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6212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 69 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 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 = 75 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 = 73 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 65 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 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 = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 48 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 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)6212型軸承查手冊(cè)得T = 22 mm 第一段軸中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (82/2+50+22/2)mm = 102 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (75/2+12+64.5+37-22/2)mm = 140 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (75/2-2+50.5-22/2)mm = 75 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=450075140+75=1569.8NFNH2=FtL2L2+L3=4500140140+75=2930.2N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3L2+L3=163775140+75=571NFNV2=FrL2L2+L3=1637140140+75=1066N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=1569.8140=219772Nmm截面C處的垂直彎矩：MV=FNV1L2=571140=79940Nmm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：M=MH2+MV2=2197722+799402=233859Nmm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=M2+T32W=2338592+0.6560.25100020.1653=14.9MPa-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：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm50mm，接觸長(zhǎng)度:l = 50-8 = 42 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25742251201000=220.5NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm40mm，接觸長(zhǎng)度:l = 40-14 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25926451201000=315.9NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25956451201000=680.4NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-18 = 52 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.251152651201000=1115.4NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25956501201000=756NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=1238300=86400h9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1643.7+00=643.7N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P360n1Lh106=643.7360476.6786400106=8703N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh=10660n1CP3=10660476.6725.51000643.73=2.17106hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1622.1+00=622.1N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P360n2Lh106=622.1360110.686400106=5168N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6208軸承，Cr = 29.5 KN，由課本式11-3有：Lh=10660n2CP3=10660110.629.51000622.13=1.61107hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=11637+00=1637N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P360n3Lh106=163736033.4186400106=9125N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6212軸承，Cr = 47.8 KN，由課本式11-3有：Lh=10660n3CP3=1066033.4147.8100016373=1.24107hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T3=560.25Nm由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT3=1.3560.25=728.3Nm2.型號(hào)選擇 選用LT9型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 1000 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長(zhǎng)度為84 mm。Tca=728.3NmT=1000Nmn3=33.41rminn=2850rmin聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封11.1 減速器的潤(rùn)滑1）齒輪的潤(rùn)滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中