帶式輸送機傳動裝置-二級展開式直齒輪圓柱齒輪減速器設計F=2.6 kNV=0.7 m.s D=400 mm含6張CAD圖

帶式輸送機傳動裝置-二級展開式直齒輪圓柱齒輪減速器設計F=2.6 kNV=0.7 m.s D=400 mm含6張CAD圖,帶式輸送機傳動裝置-二級展開式直齒輪圓柱齒輪減速器設計F=2.6,kN,V=0.7,m.s,D=400,mm含6張CAD圖,輸送,傳動,裝置,二級,展開式,齒輪,圓柱齒輪,減速器,設計,kn,mm,妹妹 機械設計減速器設計說明書 系 別： 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄第一部分 設計任務書41.1初始數(shù)據(jù)41.2 設計步驟4第二部分 傳動裝置總體設計方案52.1 傳動方案特點52.2 計算傳動裝置總效率5第三部分 電動機的選擇53.1 電動機的選擇53.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7第五部分 V帶的設計95.1 V帶的設計與計算95.2 帶輪結構設計12第六部分 齒輪傳動的設計146.1 高速級齒輪傳動的設計計算146.2 低速級齒輪傳動的設計計算19第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計257.1 輸入軸的設計257.2 中間軸的設計307.3 輸出軸的設計36第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算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算429.1 輸入軸的軸承計算與校核429.2 中間軸的軸承計算與校核43第十部分 聯(lián)軸器的選擇44第十一部分 減速器的潤滑和密封4411.1 減速器的潤滑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構尺寸4612.1 減速器附件的設計與選取4612.2 減速器箱體主要結構尺寸52設計小結55參考文獻56第一部分 設計任務書1.1初始數(shù)據(jù) 設計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 2.6KN，V = 0.7m/s，D = 400mm，設計年限（壽命）：12年，每天工作班制（8小時/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 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯(lián)接設計9. 箱體結構設計10. 潤滑密封設計11. 聯(lián)軸器設計第二部分 傳動裝置總體設計方案2.1 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。2.特點：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.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和展開式二級直齒圓柱齒輪減速器。2.2 計算傳動裝置總效率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 電動機的選擇3.1 電動機的選擇圓周速度v:v=0.7m/s工作機的功率Pw:Pw=FV1000=26000.71000=1.82Kw電動機所需工作功率為:Pd=Pwa=1.820.825=2.21Kw工作機的轉速為:n=601000VD=6010000.7400=33.4rmin 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=840，則總傳動比合理范圍為ia=16160，電動機轉速的可選范圍為nd = ian = (16160)33.4 = 534.45344r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y100L2-4的三相異步電動機，額定功率為3KW,滿載轉速nm=1430r/min，同步轉速1500r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG100mm38024516014012mm28608243.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nmn=143033.4= 42.81（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0i 式中i0,i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=3，則減速器傳動比為:i=iai0=42.813=14.27取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12=1.3i=1.314.27=4.31則低速級的傳動比為:i23=ii12=14.274.31=3.31第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速: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工作機軸：PIV= PIV2=1.920.99=1.9Kw(3)各軸輸入轉矩:電動機軸輸出轉矩：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工作機軸：TIV=9550PIVnIV=95501.9233.41=548.82Nm各軸輸出轉矩為：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工作機軸：TIV= TIV2=548.820.99=543.33Nm第五部分 V帶的設計5.1 V帶的設計與計算1.確定計算功率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.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1 = 75 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度v=dd1nm601000=751430601000=5.61ms 因為5 m/s v 1206.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根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）計算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=2.650.77=3.44 取4根。7.計算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質量q = 0.105 kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.962.650.9645.61+0.1055.612=98.02N8.計算壓軸力FPFp=2zF0 sin12=2498.02sin1622=774.42N9.主要設計結論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準直徑dd175mm大帶輪基準直徑dd2224mmV帶中心距a474mm帶基準長度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 帶輪結構設計1.小帶輪的結構設計 1）小帶輪的結構圖 2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內孔直徑d電動機軸直徑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.大帶輪的結構設計 1）大帶輪的結構圖 2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內孔直徑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 齒輪傳動的設計6.1 高速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（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.按齒面接觸疲勞強度設計（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。計算小齒輪傳遞的轉矩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計算接觸疲勞強度用重合度系數(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計算接觸疲勞許用應力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。計算應力循環(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）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vv=d1tn1601000=45.568476.67601000=1.14ms齒寬bb=dd1t=145.568=45.568mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.14 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(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級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.452。由此，得到實際載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.081.21.452=1.8823）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t3KKt=45.56831.8821.3=51.549mm及相應的齒輪模數(shù)m=d1Z1=51.54924=2.148mm模數(shù)取為標準值m = 2 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=mZ1=224=48mmd2=mZ2=2103=206mm（2）計算中心距a=d1+d22=48+2062=127mm（3）計算齒輪寬度b=dd1=148=48mm取b2 = 48、b1 = 53。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件F=2KT1YFaYSaYdm3Z121）確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(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)和應力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83計算實際載荷系數(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計算齒根彎曲疲勞許用應力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齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設計結論 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)總結和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(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hamha2mm2mm齒根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha52mm210mm齒根圓直徑dfd-2hf43mm201mm6.2 低速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（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.按齒面接觸疲勞強度設計（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。計算小齒輪傳遞的轉矩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計算接觸疲勞強度用重合度系數(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計算接觸疲勞許用應力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。計算應力循環(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）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vv=d3tn2601000=73.548110.6601000=0.43ms齒寬bb=dd3t=173.548=73.548mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.43 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(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級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.461。由此，得到實際載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.021.21.461=1.7883）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3=d3t3KKt=73.54831.7881.3=81.792mm及相應的齒輪模數(shù)m=d3Z3=81.79225=3.272mm模數(shù)取為標準值m = 3 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d3=mZ3=325=75mmd4=mZ4=383=249mm（2）計算中心距a=d3+d42=75+2492=162mm（3）計算齒輪寬度b=dd3=175=75mm取b4 = 75、b3 = 80。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件F=2KT2YFaYSaYdm3Z321）確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(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)和應力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.77計算實際載荷系數(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計算齒根彎曲疲勞許用應力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齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設計結論 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)總結和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(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hamha3mm3mm齒根高hfm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高hha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha81mm255mm齒根圓直徑dfd-2hf67.5mm241.5mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計7.1 輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩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，調質處理，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.軸的結構設計圖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段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動軸承。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)進行軸向定位。由手冊上查得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度，應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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離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度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6207型軸承查手冊得T = 17 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = 63/2+50+17/2 = 90 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 53/2+32+101-17/2 = 151 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 53/2+9+32-17/2 = 59 mm V帶壓軸力Fp = 774.42 N2）計算軸的支反力：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）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。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 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 中間軸的設計1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩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，調質處理，根據(jù)表，?。篈0 = 107，得:dmin=A03P2n2=107 32.04110.6=28.3mm4.軸的結構設計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑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）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得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)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。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，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 78 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度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度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6208型軸承查手冊得T = 18 mm 高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (48/2-2+46.5-18/2)mm = 59.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (48/2+14.5+80/2)mm = 78.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (80/2-2+44-18/2)mm = 73 mm2）計算軸的支反力：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）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。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 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.3 輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩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，調質處理，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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KAT3，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT3=1.3560.25=728.3Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，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度為84 mm。4.軸的結構設計圖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段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。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 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度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度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6212型軸承查手冊得T = 22 mm 第一段軸中點距左支點距離L1 = (82/2+50+22/2)mm = 102 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (75/2+12+64.5+37-22/2)mm = 140 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (75/2-2+50.5-22/2)mm = 75 mm2）計算軸的支反力：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）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。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 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，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，接觸長度:l = 50-8 = 42 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.25hldF=0.25742251201000=220.5NmTT1，故鍵滿足強度要求。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，接觸長度:l = 40-14 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.25hldF=0.25926451201000=315.9NmTT2，故鍵滿足強度要求。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，接觸長度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.25hldF=0.25956451201000=680.4NmTT2，故鍵滿足強度要求。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，接觸長度:l = 70-18 = 52 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.25hldF=0.251152651201000=1115.4NmTT3，故鍵滿足強度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.25hldF=0.25956501201000=756NmTT3，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh=1238300=86400h9.1 輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1643.7+00=643.7N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P360n1Lh106=643.7360476.6786400106=8703N3）選擇軸承型號: 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所以軸承預期壽命足夠。9.2 中間軸的軸承計算與校核1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1622.1+00=622.1N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P360n2Lh106=622.1360110.686400106=5168N3）選擇軸承型號: 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所以軸承預期壽命足夠。9.3 輸出軸的軸承計算與校核1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=11637+00=1637N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P360n3Lh106=163736033.4186400106=9125N3）選擇軸承型號: 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所以軸承預期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計算公稱轉矩：T=T3=560.25Nm由表查得KA = 1.3，故得計算轉矩為：Tca=KAT3=1.3560.25=728.3Nm2.型號選擇 選用LT9型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉矩為T = 1000 Nm，許用最大轉速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長度為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 減速器的潤滑和密封11.1 減速器的潤滑1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(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行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中