615 鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì),615,鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì),鏈?zhǔn)?輸送,傳動(dòng),裝置,設(shè)計(jì) - 設(shè)計(jì) 論文 畢業(yè) 任務(wù)書 一、題目 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 二、指導(dǎo)思想和目的要求 畢業(yè)設(shè)計(jì)是學(xué)生在校期間進(jìn)行最后一次理論結(jié)合實(shí)際的較全面和基本的訓(xùn)練，是對幾年來所學(xué)知識(shí)的系統(tǒng)運(yùn)用和檢驗(yàn)，也是走向工作崗位之前的最后一次的過渡性練兵。 通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)要求達(dá)到以下基本目的： 1）鞏固、加強(qiáng)、擴(kuò)大和提高以往所學(xué)的有關(guān)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識(shí)。 2）培養(yǎng)學(xué)生綜合運(yùn)用所學(xué)的知識(shí)以解決實(shí)際工程問題的獨(dú)立工作能力，并初步掌握機(jī)械裝備或部件設(shè)計(jì)的思想、設(shè)計(jì)程序、設(shè)計(jì)原則、步驟和方法。 3）培養(yǎng)學(xué)生使用有關(guān)設(shè)計(jì)規(guī)范、手冊、參考文獻(xiàn)以及分析計(jì)算、繪圖和編寫設(shè)計(jì)說明書等項(xiàng)能力的基本技能訓(xùn)練。 對本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的基本要求是： 設(shè)計(jì)者必須充分重視和熟悉原始資料，明確設(shè)計(jì)任務(wù)，在學(xué)習(xí)和參考他人經(jīng)驗(yàn)的基礎(chǔ)上，發(fā)揮獨(dú)立思考能力，創(chuàng)造性地完成設(shè)計(jì)任務(wù)；合理利用標(biāo)準(zhǔn)零件和標(biāo)準(zhǔn)部件，非標(biāo)準(zhǔn)件應(yīng)滿足工藝性好、操作方便、使用安全等要求，降低成本提高效益；繪制圖紙應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)，各項(xiàng)技術(shù)要求和尺寸標(biāo)注應(yīng)符合規(guī)范，說明書論述要充分，層次清楚，文字簡潔，計(jì)算步驟正確。 三、主要技術(shù)指標(biāo) 輸送鏈的牽引力F/KN： F=8kN 輸送鏈的速度v/(m/s)： V=0.5m/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)說明書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。 四、進(jìn)度和要求 1. 熟悉題目背景、查閱相關(guān)資料、復(fù)習(xí)有關(guān)知識(shí)；查找與課題相關(guān)的英文資料并翻譯成中文；完成開題報(bào)告。 寒假 2. 確定主要技術(shù)參數(shù)：進(jìn)行參數(shù)計(jì)算，確定原動(dòng)機(jī)型號(hào)； 第1-2周 3. 繪制裝配草圖，并對重要零件（如軸、軸承等）進(jìn)行工作能力校核； 第3-5周 4. 繪制傳動(dòng)部件裝配圖； 第6-8周 5. 繪制非標(biāo)準(zhǔn)件零件圖； 第9-11周 6. 撰寫說明書初稿； 第12-13周 7. 修改說明書，準(zhǔn)備答辯。 第14周 5、 主要參考書及參考資料 [1]陳作模.《機(jī)械原理》[M].高等教育出版社,2011. [2]劉鴻義.《材料力學(xué)》[M].第四版.上?？茖W(xué)技術(shù)出版社,2009. [3]吳宗澤.《機(jī)械設(shè)計(jì)》[D].高等教育出版社,2011. [4]趙康.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》[D].華中科技大學(xué)出版社,2005. [5]劉朝儒.《機(jī)械制圖》[J].高等教育出版社,2007. [6]徐學(xué)林.《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》[D].湖南大學(xué)出版社,2012. [7]張建中.《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》[M].中國礦業(yè)大學(xué)出版社,2011. [8]鄧方英.《金屬工藝學(xué)》[M].高等教育出版社,2006. [9]劉興.《金屬學(xué)與熱處理原理》[M].哈爾濱工業(yè)大學(xué)出社,2013. 摘要 齒輪傳動(dòng)是應(yīng)用極為廣泛和特別重要的一種機(jī)械傳動(dòng)形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，目前齒輪傳動(dòng)裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲高可靠性和硬齒面技術(shù)方向發(fā)展，齒輪傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)可靠，傳動(dòng)效率高（一般可以達(dá)到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達(dá)到99%），傳遞功率范圍廣（從儀表中齒輪微小功率的傳動(dòng)到大型動(dòng)力機(jī)械幾萬千瓦功率的傳動(dòng)）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或高，轉(zhuǎn)速可以從1r/min到20000r/min或更高），結(jié)構(gòu)緊湊，維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)。因此，它在各種機(jī)械設(shè)備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設(shè)計(jì)的就是一種典型的二級錐齒輪圓柱直齒輪減速器的傳動(dòng)裝置。其中小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度約為240HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度約為215HBS，齒輪精度等級為8級。軸、軸承、鍵均選用鋼質(zhì)材料。 關(guān)鍵詞：鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)；錐齒輪；軸、軸承； I ABSTRACT Gear is a wide range of applications, and a particularly important form of mechanical transmission, which can be used for any axis in space to pass between the movement and power, is currently gearing gradually to small, high-speed, low noise, high reliability Hardened technical direction and development of stable and reliable gear with the transmission, high transmission efficiency (typically up to 94% and high precision cylindrical gear up to 99%), transmission power range (from the meter gear small power transmission to large machinery and tens of thousands of kilowatts of power transmission) speed range (speed of the circumference of gear from 0.1m / s to 200m / s or higher, the rotational speed or higher from 1r/min to 20000r/min ), compact, and easy maintenance. Therefore, it is in a variety of mechanical equipment and instrumentation is widely used. This is a typical design of a cylindrical gear reducer gear. One small gear material 40Cr (quenched), the hardness is about 240HBS, gear material is 45 steel (quenched and tempered), hardness of about 215HBS, gear accuracy grade 8 level. Shafts, bearings, keys are made of steel material. KEY WORDS: reducer; gear; shafts, bearings; key; coupling  目 錄 第一章 緒論 ………………………………………………………………………6 1.1 分析和擬定傳動(dòng)方案………………………………………………………6 1.2方案的確定及優(yōu)缺點(diǎn)分析…………………………………………………7 第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇與傳動(dòng)比的分配 …………………………………………7 2.1 電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算…………………………………………………………7 2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i并分配傳動(dòng)比………………………………8 2.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)……………………………………8 第三章 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 ………………………………………………………9 3.1選擇鏈輪齒數(shù)…………………………………………………………………9 3.2確定計(jì)算功率…………………………………………………………………9 3.3 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…………………10 3.4 求作用在軸上的力…………………………………………………………10 3.5 選擇潤滑方式………………………………………………………………10 第四章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 …………………………………………………………10 4.1 圓柱斜齒輪的設(shè)計(jì) ………………………………………………………11 4.2 錐齒輪的設(shè)計(jì) ……………………………………………………………14 第五章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 ……………………………………………………17 5.1高速軸的設(shè)計(jì)………………………………………………………………17 5.2中間軸的設(shè)計(jì)………………………………………………………………21 5.3低速軸的設(shè)計(jì)………………………………………………………………26 第六章 軸承的計(jì)算與校核 ………………………………………………………30 6.1 軸承1的計(jì)算與校核………………………………………………………30 6.2 軸承2的計(jì)算與校核………………………………………………………31 6.3 軸承3的計(jì)算與校核………………………………………………………31 第七章 箱體的設(shè)計(jì)………………………………………………………………32 第八章 鍵的選擇…………………………………………………………………34 第九章 潤滑與密封………………………………………………………………35 參考文獻(xiàn)……………………………………………………………………………36 致謝信………………………………………………………………………………37 畢業(yè)設(shè)計(jì)小結(jié)………………………………………………………………………38 附錄…………………………………………………………………………………39 VIII 第一章 緒論 1.1 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)方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、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。 1.2 方案的確定及優(yōu)缺點(diǎn)分析 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.由于V帶的傳動(dòng)工作平穩(wěn)性好，具有過載保護(hù)作用并具有緩沖吸振能力，所以選用V帶傳動(dòng)。 5.圓錐齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小傳遞的效率也高，所以減速器選擇圓錐與圓柱齒輪。  第二章 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)簡單、工作可靠、控制簡單和維護(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)。 2.1電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算： 工作機(jī)的有效功率為： Pw =FwVw /=8*0.5/0.95=4.211kw 從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率為： ∑=1·2·345678=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）0.97，3圓柱齒輪的效率（7級）0.98，4567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 ==4.211/0.877= 4.802KW 選擇電動(dòng)機(jī)的類型 ： 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=5kw，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=5kN,滿載轉(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 滿載轉(zhuǎn)速 起動(dòng)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y112M—4 5 1440 2.2 2.3 2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比 ： 總傳動(dòng)比：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總 / 4.5=11.201 分配傳動(dòng)比：= 高速級圓錐齒輪傳動(dòng)： =3.2 中間級圓柱齒輪傳動(dòng)比： =3.5 2.3 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 ： Ⅰ軸: n1=1440 r/min Ⅱ軸: n2=1440/3.2=450r/min Ⅲ軸: n3=128.571 r/min 鏈輪的轉(zhuǎn)速：n4=28.571 r/min 各軸的輸入功率 ： Ⅰ軸: p1=pm*1=4*0.99=3.96kw Ⅱ軸: p2= p1*2 *4=3.96×0.97×0.99=3.803kw Ⅲ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=9.55×10×4/1440=26.5N.m Ⅰ軸: T1=9550*p1/n1=26.2625N·m Ⅱ軸: T2=9550*p2/n2=80.7N·m Ⅲ軸: T3=9550*p3/n3=274.012N·m  第三章 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1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，z2<120，合適。 3.2確定計(jì)算功率 : 　　已知鏈傳動(dòng)工作時(shí)有輕微振動(dòng)，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)，取kZ=1.55計(jì)算功率為 : 　　　　　 Pca=p3×kAkZ/kP=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW 3.3確定鏈條型號(hào)和節(jié)距，初定中心距a0，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，選用鏈條型號(hào)為:16A，確定鏈條節(jié)距p=25.4mm。 初定中心距a0=(30~50)p=720~1270，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×p[2Lp-(z1+z2)] 由(Lp-z1)/(z2-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88 查得f1=0.24312. a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm 3.4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=KFP×F =1.15×3988.2N=4586.3N 3.5選擇潤滑方式 : 　　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。  第四章 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、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。 4.1 圓柱直齒輪的設(shè)計(jì) 4.1.1選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數(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。 取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=67 4.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) : 計(jì)算公式：d1t T1=80.7N·m 試選Kt為1.3 查表10-6得=189.8mpa 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強(qiáng)度極限=600mpa; 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=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 N2= N1/4=3.09 查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，得 : []=0.95×600=570 Mpa []2=0.98×550=539 Mpa 取[]為537.25 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑d1t: d1t =59.624mm 計(jì)算圓周速度V : V=0.335m/s 計(jì)算齒寬B： B=* 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級精度 由圖可得動(dòng)載系數(shù)=1.1。直齒輪==1.0 查表得使用系數(shù)=1.25， Kv=1.866 按實(shí)際的在和系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 : 69.58mm 計(jì)算模數(shù)mn: 4.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式是 查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380mpa 取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82 =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，得 : 292.86 Mpa 238.86 Mpa 計(jì)算載荷系數(shù)K : 1.25×1.05×1×1.3=1.706 查取齒形系數(shù) : 得2.85， 2.22 查取應(yīng)力校正系數(shù) : 得 1.54 1.77 計(jì)算大小齒輪的并加以比較 : 0.01498 0.01645 由上只大齒輪的數(shù)值得 設(shè)計(jì)計(jì)算mn : =2.39 按圓柱直齒輪的標(biāo)準(zhǔn)將模數(shù)mn圓整為2.5 27 4.2×27=113 4.1.4 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=d1=60.75mm 取小齒輪寬度B1=60mm，取大齒輪寬度B2=65mm。 4.2 錐齒輪 4.2.1 選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數(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。 選取齒數(shù)：Z1=24，i=3.2, Z2=Z1·i=24×3.2=76.8 取Z2=77 4.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 計(jì)算公式：d 2.92× T1=26.2625N·mm 試選Kt為1.3 查表10-6得=189.8mpa 按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600mpa; 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550mpa 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472 N2= N1/3.2=1.296 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,對稱安裝,取齒寬系數(shù)=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，得： []=0.9×600=540 Mpa []2=0.95×550=522.5 Mpa []為[][]2中的較小值[]=522.5 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑d1t 對于直齒錐齒輪 ： d1t 2.92× =53.29mm 計(jì)算圓周速度V ： V= 計(jì)算載荷系數(shù) : 查表得， 的值 使用系數(shù)，查得=1.25，動(dòng)載荷系數(shù)，查得=1.18。齒間載荷分配系數(shù)==1.5KHbe軸承系數(shù)KHbe查得KHbe=1.25。 得==1.5×1.25=1.875 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，得: 68.2112mm 4.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) : 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式是: 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380mpa 取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 =0.88; 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，得 303.57 Mpa 238.86 Mpa 計(jì)算載荷系數(shù)K 2.766 查取齒形系數(shù) 得2.65， 2.226 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 得 1.58 1.764 計(jì)算大小齒輪的并加以比較 算得 0.01379 0.01644 由上知大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計(jì)計(jì)算mn =1.8959 按圓錐齒輪的標(biāo)準(zhǔn)將模數(shù)mn圓整為2 分度圓直徑=2×=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=/Zv1=2 大端模數(shù)m=mn/(1-0.5)=2.4 取大端模數(shù)2.5 分度圓處圓柱直齒輪：模數(shù)m=2，小齒輪齒數(shù)Zv1=34 分度圓直徑dv1=68 平均模數(shù)mn=2 端面模數(shù)m=2.5 小齒輪齒數(shù)Z1=Zv1×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 θf tanθf=hf/R=3.125/131.125 θf=1°30′ 分錐角＆1=17°21′17″ ＆2=72°38′43″  第五章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 軸主要用來支撐作旋轉(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： 5.1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： 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,公稱轉(zhuǎn)矩：160N.M，半聯(lián)軸器的孔徑=30 mm。長度L=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂長度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d1=30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。d2=25mm，d3與軸承內(nèi)徑相配合，所以d3=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 5.1.2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： 齒輪切向力:=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 徑向力：=Ft×tan20×cos＆1=249.25N 軸向力：=×tan20×sin＆1=75.41N 計(jì)算支反力和彎矩并校核： 垂直平面上：=348 N 向上 =98 N 向下 MV=8036 N.mm 垂直彎矩圖如下： 水平面上: =1243N 向上 =434 N 向下 MH= 35596 N.mm 水平彎矩如圖： 求合成彎矩,畫出合成彎矩圖: M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm 畫出轉(zhuǎn)矩T圖: 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. =（M2+(aT)2）1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù)W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3 =（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。得=60 MP <安全。 5.1.3精確校核軸的疲勞強(qiáng)度： 判斷危險(xiǎn)截面為：Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ；其中最危險(xiǎn)的截面為Ⅳ 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=1064.8mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=2129.6mm3 彎矩M及彎曲應(yīng)力為M=31488N.mm =M/W=20.15 MP 扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T=26500N.mm t=T/WT=8048 MP 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 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=2.09，at=1.66 又查得軸的材料靈敏系數(shù)為：qa=0.76，qt=0.6，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.824 kt=1+qt(at-1)=1.396 尺寸系數(shù)a=0.95，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)b=0.925 軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)a=t=0.92 綜合系數(shù)Ka=ka/a+1/a-1=2.01 Kt= kt/t+1/t-1=1.596 取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.1, t=0.05 計(jì)算安全系數(shù)Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=6.79 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=11.276 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2=5.814>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。因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。 5.2中間軸的設(shè)計(jì) 5.2.1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, 對應(yīng)的大齒輪齒數(shù)z2=80 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： 25.83 mm 根據(jù)最小端與角接觸球軸承配合，取7206C型，故選取=30 mm。 計(jì)算齒輪圓周速度： 0.7065<5 ∴齒輪和軸承均采用脂潤滑。 5.2.2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d1=30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。 起周端固定作用故d2=36mm， 固定軸肩d3=42mm，d4=36，與第一段相同d5 =30mm。可知此軸為對稱結(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 5.2.3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： 圓錐齒輪： 齒輪切向力:1=2T/dm1=809N 徑向力：1=Ft×tan20×cos＆2=75.41N 軸向力：1=×tan20×sin＆2=249.25N 圓柱直齒輪： 齒輪切向力:2=2T/dm2=2390N 徑向力：2=Ft2×tan20/cos＆2=870N 計(jì)算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上：=725.4N 向下 =69.49 N 向下 MV=44254.89 N.mm 垂直面上的彎矩圖： (b)水平面上: =1782.6N 向上 =1416.4N 向上 MH= 108738.6N.mm 水平扭矩圖如下： (c)求合成彎矩: M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm (d)畫出轉(zhuǎn)矩T圖: 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. =（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 =（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。得=60 MP <安全。 5.2.4精確校核軸的疲勞強(qiáng)度： 由上知，截面Ⅳ為危險(xiǎn)截面，有因此截面左側(cè)的直徑小，所以校核左側(cè)截面。 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=2700mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d=5400mm3 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 : M=67360N.mm =M/W=24.95 MP 扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 : T=80700N.mm t=T/WT=14.94 MP 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) aa及at，查得aa=2.0，at=1.31,又查得軸的材料靈敏系數(shù)為：qa=0.76，qt=0.6 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.76 kt=1+qt(at-1)=1.186 尺寸系數(shù)a=0.85，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)b=0.9 軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)a=t=0.92，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 a =1， 綜合系數(shù)Ka=ka/a+1/a-1=2.05 Kt= kt/t+1/t-1=1.407 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=/(Ka*aa+a*am)=5.376 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=7.169 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2>1.5安全 故該軸在最危險(xiǎn)截面也是安全的，因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。 5.3低速軸的設(shè)計(jì) 5.3.1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； 齒輪轂長離外壁10mm，總長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： 40.95 mm 周端與軸承或鏈輪，取軸承的型號(hào)為7210C，故選d1=50 mm。 計(jì)算齒輪圓周速度： 0.28<5 ∴齒輪和軸承均采用脂潤滑。 5.3.2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d1=50 mm開始， 軸承的軸肩軸向固定取d2=54mm， 對齒輪起軸向定位作用d3=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： 齒輪切向力: =2T/dm1=5502.4N 徑向力：=Ft×tan20/cos=870N 軸向力：=×tan=2390N 5.3.3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： =2874.55N 向下 =9246.95 N 向上 MV=624522.4 N.mm (b)水平面上: 彎矩圖如下： =1529.86 N 向上 =860 N 向上 MH= 100205.83 N.mm (c)求合成彎矩,畫出合成彎矩圖: 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 =（M2+(aT)2）1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù)W d=50mm W=0.1d3=12500 mm3 =（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。=60 MP <安全。 5.3.4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 =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=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) aa及at，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 尺寸系數(shù)a=0.72，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)b=0.85 軸按磨削加工，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=/(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，因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。  第六章 軸承的計(jì)算與校核: 6.1 軸承1的計(jì)算與校核: 第一對軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P: 查手冊取=1.1 取7206C軸承 計(jì)算步驟與內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 1.查手冊查得:、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e值: 6.計(jì)算Fa1/ F1=0.18348000h 6.2 軸承2的計(jì)算與校核: 第二對軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P: 查手冊取=1.1 取7206C軸承 計(jì)算步驟與內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 1.查手冊查得:、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e值: 6.計(jì)算Fa1/ F1=0.429>e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊:X、Y的值 8.查載荷系數(shù):fp=1.1 9. 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 =23KW =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 >e1 Fa2/F1=e2 P1=2125.99N P2=1559.8N 40487.6h<48000h 6.3軸承3的計(jì)算與校核: 第二對軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P: 查手冊取=1.1 取7221C軸承 計(jì)算步驟與內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 1查手冊查得:、值(GB/T 276) 2.前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =3256.3N F2=9286.86N 3.兩軸的計(jì)算軸向力Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N 4.計(jì)算Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138 5.查手冊e值: 6.計(jì)算Fa1/ F1=0.358>e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊:X、Y的值 8.查載荷系數(shù):fp=1.1 9. 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 =42.8KW =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 >e1 Fa2/F1=e2 P1=7288.6N P2=10215.5N P2>P1 40487.6h<48000h  第七章 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)有良好的潤滑和密封.箱體的形狀較為復(fù)雜,其重量約見減速器的一半,所以箱體結(jié)構(gòu)對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)和繪制過程中確定。 箱體選用球墨鑄鐵QT400-18,,,=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 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 (0.80～0.85)≥8mm 8mm 箱蓋凸緣厚度 1.5 12mm 箱座凸緣厚度 1.5 12mm 箱底座凸緣厚度 2.5 20mm 地腳螺釘直徑 0.018（dm1+dm2）+1mm≥12mm 12mm 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 0.75 10mm 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 (0.5～0. 6) 8mm 聯(lián)接螺栓的間距 150～200 150 軸承端蓋螺栓直徑 (0.4～0.5) 6mm 視孔蓋螺栓直徑 (0.3～0.4) 4mm 定位銷直徑 (0.7～0.8) 6mm 至外箱壁距離 查手冊 16mm 至凸緣邊緣距離 查手冊 14mm 軸承旁凸臺(tái)半徑 14mm 凸臺(tái)高度 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 36mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 10mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 18mm 箱蓋/箱座肋厚 , 8.5mm  第八章 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,所以查手冊得,鍵寬b=10mm,鍵高h(yuǎn)=8mm,長度L=25mm,鍵所在軸的深度t=5mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半徑r=0.25mm.鍵2即與小圓錐齒輪配合的鍵:該軸段軸的直徑d=25mm,所以查手冊得,鍵寬b=8 mm,鍵高h(yuǎn)=7mm,長度L=20mm,鍵所在軸的深度t=4.0mm, 輪轂深度t1=3.3mm, 圓角半徑r=0.16mm.鍵3即大錐齒輪配合的鍵:該軸段的直徑d=36mm, 所以查手冊得,鍵寬b=10mm,鍵高h(yuǎn)=8mm, 長度L=28mm, 鍵所在軸的深度t=5.0mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半徑r=0.3mm. 鍵4即小圓