展開式兩級圓柱齒輪減速器的設計-帶式輸送機的二級減速器F=2100N,V=1.4D=450含4張CAD圖-獨家.zip,展開式,兩級,圓柱齒輪,減速器,設計,輸送,二級,2100,1.4,450,CAD,獨家 目 錄 第一部分 設計任務書 1 1.1初始數(shù)據(jù) 1 1.2 設計步驟 1 第二部分 傳動裝置總體設計方案 2 2.1傳動方案特點 2 2.2 計算傳動裝置總效率 2 第三部分 電動機的選擇 2 3.1 電動機的選擇 2 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 3 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4 第五部分 齒輪傳動的設計 5 5.1 高速級齒輪傳動的設計計算 6 5.2 低速級齒輪傳動的設計計算 13 第六部分 鏈傳動和鏈輪的設計 20 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 21 7.1 輸入軸的設計 21 7.2 中間軸的設計 26 7.3 輸出軸的設計 32 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 39 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 39 8.2 中間軸鍵選擇與校核 39 8.3 輸出軸鍵選擇與校核 39 第九部分 軸承的選擇及校核計算 40 9.1 輸入軸的軸承計算與校核 40 9.2 中間軸的軸承計算與校核 41 9.3 輸出軸的軸承計算與校核 41 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 42 第十一部分 減速器的潤滑和密封 43 11.1 減速器的潤滑 43 11.2 減速器的密封 44 第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸 44 12.1 減速器附件的設計與選取 44 12.2 減速器箱體主要結構尺寸 50 設計小結 52 參考文獻 53 II 第一部分 設計任務書 1.1初始數(shù)據(jù) 設計帶式輸送機展開式兩級圓柱齒輪減速器，由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力F=2100N,運輸帶速度V=1.4m/s，運輸機滾筒直徑為D=450mm,單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。工作壽命為10年，每年300個工作日，每天工作12小時，具有加工精度8級（齒輪）。 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. 齒輪的設計 6. 鏈傳動和鏈輪的設計 7. 軸的設計 8. 滾動軸承和傳動軸的設計 9. 鍵聯(lián)接設計 10. 箱體結構設計 11. 潤滑密封設計 12. 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、減速器、鏈傳動和工作機組成。 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：選擇電動機-展開式兩級圓柱齒輪減速器-鏈傳動-工作機。 2.2 計算傳動裝置總效率 ha=h1h24h32h4h5=0.99×0.994×0.972×0.95×0.96=0.816 h1為聯(lián)軸器的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪傳動的效率,h4為鏈傳動的效率，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=1.4m/s 工作機的功率pw: pw= 2.94 KW 電動機所需工作功率為: pd= 3.6 KW 工作機的轉(zhuǎn)速為: n = 59.4 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，鏈傳動的傳動比范圍為i0 = 2~6，二級圓柱齒輪減速器傳動比i = 8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~240，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×240)×59.4 = 950.4~14256r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y112M-4的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)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 H L×HD A×B K D×E F×G 112mm 400×265 190×140 12mm 28×60 8×24 3.2 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(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nm/n=1440/59.4=24.24 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i0×i 式中i0,i1分別為鏈傳動和減速器的傳動比。為使鏈傳動外廓尺寸不致過大，選取i0=2，則減速器傳動比為: i=ia/i0=24.24/2=12.1 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為: i12 = 則低速級的傳動比為: i23 = 3.05 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速: 輸入軸：nI = nm = 1440 = 1440 r/min 中間軸：nII = nI/i12 = 1440/3.97 = 362.72 r/min 輸出軸：nIII = nII/i23 = 362.72/3.05 = 118.92 r/min 小鏈輪軸：nIV = nIII = 118.92 r/min （2)各軸輸入功率: 輸入軸：PI = Pd×h1 = 3.6×0.99 = 3.56 KW 中間軸：PII = PI×h1×h2 = 3.56×0.99×0.97 = 3.42 KW 輸出軸：PIII = PII×h1×h2 = 3.42×0.99×0.97 = 3.28 KW 小鏈輪軸：PIV = PIII×h2 = 3.28×0.99 = 3.25 KW 則各軸的輸出功率： 輸入軸：PI' = PI×0.99 = 3.52 KW 中間軸：PII' = PII×0.99 = 3.39 KW 中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 3.25 KW 小鏈輪軸：PIV' = PIV×0.99 = 3.22 KW (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 輸入軸：TI = Td×h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩: Td = = 23.88 Nm 所以： 輸入軸：TI = Td×h1 = 23.88×0.99 = 23.64 Nm 中間軸：TII = TI×i12×h2×h3 = 23.64×3.97×0.99×0.97 = 90.12 Nm 輸出軸：TIII = TII×i23×h2×h3 = 90.12×3.05×0.99×0.97 = 263.95 Nm 小鏈輪軸：TIV = TIII×h2 = 263.95×0.99 = 261.31 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸：TI' = TI×0.99 = 23.4 Nm 中間軸：TII' = TII×0.99 = 89.22 Nm 輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 261.31 Nm 小鏈輪軸：TIV' = TIV×0.99 = 258.7 Nm 第五部分 齒輪傳動的設計 5.1 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）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 25，大齒輪齒數(shù)z2 = 25×3.97 = 99.25，取z2= 99。 （4）初選螺旋角b = 14°。 （5）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 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 = 23.64 N/m ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561° aat1 = arccos[z1cosat/(z1+2han*cosb)] = arccos[25×cos20.561°/(25+2×1×cos14°)] = 29.683° aat2 = arccos[z2cosat/(z2+2han*cosb)] = arccos[99×cos20.561°/(99+2×1×cos14°)] = 23.324° 端面重合度： ea = [z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)]/2π = [25×(tan29.683°-tan20.561°)+99×(tan23.324°-tan20.561°)]/2π = 1.659 軸向重合度： eb = φdz1tanb/π = 1×25×tan(14°)/π = 1.984 重合度系數(shù)： Ze = = = 0.654 ⑦由式可得螺旋角系數(shù) Zb = = = 0.985 ⑧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 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×1440×1×10×300×1.5×8 = 3.11×109 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.11×109/3.97 = 7.83×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]1 = = = 516 MPa [sH]2 = = = 489.5 MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [sH] = [sH]2 = 489.5 MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 30.575 mm （2）調(diào)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 ①圓周速度v v = = = 2.3 m/s ②齒寬b b = = = 30.575 mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 2.3 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.12。 ③齒輪的圓周力 Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×23.64/30.575 = 1546.361 N KAFt1/b = 1×1546.361/30.575 = 50.58 N/mm < 100 N/mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。 ④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 = 1.339。 則載荷系數(shù)為： KH = KAKVKHaKHb = 1×1.12×1.4×1.339 = 2.1 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1 = = 30.575× = 35.875 mm 及相應的齒輪模數(shù) mn = d1cosb/z1 = 35.875×cos14°/25 = 1.392 mm 模數(shù)取為標準值m = 2 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a = = = 127.792 mm 中心距圓整為a = 130 mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 b = = = 17.484° 即：b = 17°29′2″ （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 = = = 52.419 mm d2 = = = 207.58 mm （4）計算齒輪寬度 b = sd×d1 = 1×52.419 = 52.419 mm 取b2 = 53 mm、b1 = 58 mm。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 sF = ≤ [sF] 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算當量齒數(shù) ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos317.484° = 28.807 ZV2 = Z2/cos3b = 99/cos317.484° = 114.077 ②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye 基圓螺旋角： bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan17.484°×cos20.561°) = 16.433° 當量齒輪重合度： eav = ea/cos2bb = 1.659/cos216.433°= 1.803 軸面重合度： eb = φdz1tanb/π = 1×25×tan17.484°/π = 2.507 重合度系數(shù)： Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.803 = 0.666 ③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yb Yb = 1-eb = 1-2.507× = 0.635 ④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.83 ⑤計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4 根據(jù)KHb = 1.339，結合b/h = 11.78查圖得KFb = 1.309 則載荷系數(shù)為 KF = KAKvKFaKFb = 1×1.12×1.4×1.309 = 2.053 ⑥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 = 0.82、KFN2 = 0.85 取安全系數(shù)S=1.4，得 [sF]1 = = = 292.86 MPa [sF]2 = = = 230.71 MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 sF1 = = = 30.926 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 29.663 MPa ≤ [sF]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設計結論 齒數(shù)z1 = 25、z2 = 99，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 17.484°= 17°29′2″，中心距a = 130 mm，齒寬b1 = 58 mm、b2 = 53 mm。 6.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)m 2mm 2mm 齒數(shù)z 25 99 螺旋角β 左17°29′2″ 右17°29′2″ 齒寬b 58mm 53mm 分度圓直徑d 52.419mm 207.58mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 2mm 2mm 齒根高hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齒高h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 56.419mm 211.58mm 齒根圓直徑df d-2×hf 47.419mm 202.58mm 5.2 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）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 26，大齒輪齒數(shù)z4 = 26×3.05 = 79.3，取z4= 79。 （4）初選螺旋角b = 13°。 （5）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 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2 = 90.12 N/m ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos13°) = 20.482° aat1 = arccos[z3cosat/(z3+2han*cosb)] = arccos[26×cos20.482°/(26+2×1×cos13°)] = 29.379° aat2 = arccos[z4cosat/(z4+2han*cosb)] = arccos[79×cos20.482°/(79+2×1×cos13°)] = 23.907° 端面重合度： ea = [z3(tanaat1-tanat)+z4(tanaat2-tanat)]/2π = [26×(tan29.379°-tan20.482°)+79×(tan23.907°-tan20.482°)]/2π = 1.661 軸向重合度： eb = φdz3tanb/π = 1×26×tan(13°)/π = 1.911 重合度系數(shù)： Ze = = = 0.664 ⑦由式可得螺旋角系數(shù) Zb = = = 0.987 ⑧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 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×362.72×1×10×300×1.5×8 = 7.83×108 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 7.83×108/3.05 = 2.57×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.91。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]1 = = = 534 MPa [sH]2 = = = 500.5 MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [sH] = [sH]2 = 500.5 MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 48.679 mm （2）調(diào)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 ①圓周速度v v = = = 0.92 m/s ②齒寬b b = = = 48.679 mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 0.92 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.05。 ③齒輪的圓周力 Ft1 = 2T2/d1t = 2×1000×90.12/48.679 = 3702.623 N KAFt1/b = 1×3702.623/48.679 = 76.06 N/mm < 100 N/mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。 ④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 = 1.453。 則載荷系數(shù)為： KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.4×1.453 = 2.136 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1 = = 48.679× = 57.442 mm 及相應的齒輪模數(shù) mn = d1cosb/z3 = 57.442×cos13°/26 = 2.153 mm 模數(shù)取為標準值m = 3 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a = = = 161.639 mm 中心距圓整為a = 160 mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 b = = = 10.147° 即：b = 10°8′49″ （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 = = = 79.238 mm d2 = = = 240.762 mm （4）計算齒輪寬度 b = φd×d1 = 1×79.238 = 79.238 mm 取b2 = 80 mm、b1 = 85 mm。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 sF = ≤ [sF] 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算當量齒數(shù) ZV3 = Z3/cos3b = 26/cos310.147° = 27.258 ZV4 = Z4/cos3b = 79/cos310.147° = 82.822 ②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye 基圓螺旋角： bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan10.147°×cos20.482°) = 9.518° 當量齒輪重合度： eav = ea/cos2bb = 1.661/cos29.518°= 1.708 軸面重合度： eb = φdz3tanb/π = 1×26×tan10.147°/π = 1.481 重合度系數(shù)： Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.708 = 0.689 ③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yb Yb = 1-eb = 1-1.481× = 0.875 ④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.23 YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.77 ⑤計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4 根據(jù)KHb = 1.453，結合b/h = 11.85查圖得KFb = 1.423 則載荷系數(shù)為 KF = KAKvKFaKFb = 1×1.05×1.4×1.423 = 2.092 ⑥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 = 0.87 取安全系數(shù)S=1.4，得 [sF]1 = = = 303.57 MPa [sF]2 = = = 236.14 MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 sF1 = = = 50.05 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 47.635 MPa ≤ [sF]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設計結論 齒數(shù)z3 = 26、z4 = 79，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 10.147°= 10°8′49″，中心距a = 160 mm，齒寬b3 = 85 mm、b4 = 80 mm。 6.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)m 3mm 3mm 齒數(shù)z 26 79 螺旋角β 左10°8′49″ 右10°8′49″ 齒寬b 85mm 80mm 分度圓直徑d 79.238mm 240.762mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 3mm 3mm 齒根高hf m×(ha+c) 3.75mm 3.75mm 全齒高h ha+hf 6.75mm 6.75mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 85.238mm 246.762mm 齒根圓直徑df d-2×hf 71.738mm 233.262mm 第六部分 鏈傳動和鏈輪的設計 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 = iz1 = 2×21 = 42 ≈ 42。 2.確定計算功率 由表查得工況系數(shù)KA = 1，由圖查得主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)KZ = 1.22，單排鏈，則計算功率為 Pca = KAKZP = 1×1.22×3.25 = 3.96 Kw 3.選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)Pca = 3.96 Kw，n4 = 118.92 r/min，查圖可選12A。查表鏈條節(jié)距為p = 19.05 mm。 4.計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距 a0 = (30~50)p = (30~50)×19.05 = 571.5~952.5 mm。取a0 = 800 mm 。相應的鏈長節(jié)數(shù)為 Lp0 = = = 115.76 取鏈長節(jié)數(shù)Lp = 116。 查表，采用線性插值，計算得到中心距計算系數(shù)f1 = .24922，則鏈傳動的最大中心距為 amax = f1p[2Lp-(z1+z2)] = .24922×19.05×[2×116-(21+42)] = 802 mm 5.計算鏈速v，確定潤滑方式 v = n4z1p/(60×1000) = 118.92×21×19.05/(60×1000) = .79 m/s 由v = .79 m/s和鏈號12A，查圖可知應采用滴油潤滑。 6.計算壓軸力Fp 有效圓周力為： Fe = 1000P/v = 1000×3.25/.79 = 4114 N 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)KFp = 1.15，則壓軸力為： Fp ≈ KFpFe = 1.15×4114 = 4731 N 7.主要設計結論 鏈條型號12A；鏈輪齒數(shù)z1 = 21，z2 = 42；鏈節(jié)數(shù)Lp = 116，中心距a = 800 mm。 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(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1 = 3.56 KW n1 = 1440 r/min T1 = 23.64 Nm 2.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 = 52.419 mm 則: Ft = = = 902 N Fr = Ft× = 902× = 344.2 N Fa = Fttanb = 902×tan17.4840 = 284 N 3.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× = 112× = 15.1 mm 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(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca = KAT1 = 1.3×23.64 = 30.7 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為16 mm故取d12 = 16 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為30 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 = 21 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 26 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 30 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段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 28 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時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 = 21 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7205C，其尺寸為d×D×T = 25×52×15 mm，故d34 = d78 = 25 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 15+15 = 30 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 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 = 58 mm，d56 = d1 = 52.419 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Δ = 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(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 85 mm，則 l45 = b3+c+Δ+s-15 = 85+12+16+8-15 = 106 mm l67 = Δ+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)7205C軸承查手冊得a = 12.7 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 58/2+30+106-12.7 = 152.3 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 58/2+9+30-12.7 = 55.3 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 240.3 N FNH2 = = = 661.7 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = 127.5 N FNV2 = = = -216.7 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 240.3×152.3 Nmm = 36598 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L2 = 127.5×152.3 Nmm = 19418 Nmm MV2 = FNV2L3 = -216.7×55.3 Nmm = -11984 Nmm 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 = = 41430 Nmm M2 = = 38510 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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： sca = = = MPa = 3 MPa≤[s-1] = 60 MPa 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(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 = 3.42 KW n2 = 362.72 r/min T2 = 90.12 Nm 2.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 = 207.58 mm 則: Ft1 = = = 868.3 N Fr1 = Ft1× = 868.3× = 331.3 N Fa1 = Ft1tanb = 868.3×tan17.4840 = 273.4 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為： d3 = 79.238 mm 則: Ft2 = = = 2274.7 N Fr2 = Ft2× = 2274.7× = 841.1 N Fa2 = Ft2tanb = 2274.7×tan10.1470 = 406.9 N 3.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× = 107× = 22.6 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）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,因軸承同時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 = 22.6 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7205C，其尺寸為d×D×T = 25×52×15 mm，故d12 = d56 = 25 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 30 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 = (2~3)R，由軸徑d45 = 30 mm查表，得R = 1 mm，故取h = 3 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 36 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，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7205C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 30 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 = 85 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 = 83 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 15 mm，則 l12 = T+Δ+s+2 = 15+16+8+2 = 41 mm l67 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 15+8+16+2.5+2 = 43.5 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)7205C軸承查手冊得a = 12.7 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (53/2-2+43.5-12.7)mm = 55.3 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = 53/2+14.5+85/2 = 83.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (85/2-2+41-12.7)mm = 68.8 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 1390.9 N FNH2 = = = 1752.1 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = 178.6 N FNV2 = = = -688.4 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面B、C處的水平彎矩： MH1 = FNH1L1 = 1390.9×55.3 Nmm = 76917 Nmm MH2 = FNH2L3 = 1752.1×68.8 Nmm = 120544 Nmm 截面B、C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L1 = 178.6×55.3 Nmm = 9877 Nmm MV2 = FNV2L3 = -688.4×68.8 Nmm = -47362 Nmm 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 = = 77549 Nmm M2 = = 129515 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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： sca = = = MPa = 35 MPa≤[s-1] = 60 MPa 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(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 P3 = 3.28 KW n3 = 118.92 r/min T3 = 263.95 Nm 2.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 = 240.762 mm 則: Ft = = = 2192.6 N Fr = Ft× = 2192.6× = 810.7 N Fa = Fttanb = 2192.6×tan10.1470 = 392.2 N 3.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× = 112× = 33.8 mm 輸出軸的最小直徑是安裝小鏈輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 35 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）為了滿足小鏈輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 40 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm，現(xiàn)取l12 = 40 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時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 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7209C，其尺寸為d×D×T = 45mm×85mm×19mm，故d34 = d78 = 45 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 19+15 = 34 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7209C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 52 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 50 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 = 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l67 = 78 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 50 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 58 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，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Δ = 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(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 19 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 53 mm，則 l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 53+12+5+2.5+16+8-12-15 = 69.5 mm l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 19+8+16+2.5+2 = 47.5 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)7205C軸承查手冊得a = 11.5 mm 小鏈輪中點距左支點距離L1 = 40/2+50+11.5 = 81.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 80/2+34+69.5+12-11.5 = 144 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 80/2-2+47.5-11.5 = 74 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 744.3 N FNH2 = = = 1448.3 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = -6007.9 N FNV2 = = = 2087.6 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 744.3×144 Nmm = 107179 Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0 = FpL1 = 4731×81.5 Nmm = 385576 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L2 = -6007.9×144 Nmm = -865138 Nmm MV2 = FNV2L3 = 2087.6×74 Nmm = 154482 Nmm 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 = = 871752 Nmm M2 = = 188021 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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： sca = = = MPa = 70.9 MPa≤[s-1] = 60 MPa 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 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 5mm×5mm×25mm，接觸長度:l' = 25-5 = 20 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×5×20×16×120/1000 = 48 Nm T≥T1，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：b×h×l = 8mm×7mm×45mm，接觸長度:l' = 45-8 = 37 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×37×30×120/1000 = 233.1 Nm T≥T2，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：b×h×l = 8mm×7mm×80mm，接觸長度:l' = 80-8 = 72 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×72×30×120/1000 = 453.6 Nm T≥T2，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：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 Nm T≥T3，故鍵滿足強度要求。 2）輸出軸與小鏈輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×36mm，接觸長度:l' = 36-10 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×26×35×120/1000 = 218.4 Nm T≥T3，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 = 10×1.5×8×300 = 36000 h 9.1 輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，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 = 1×344.2+0×284 = 344.2 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 344.2× = 5024 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:7205C軸承，Cr = 12.8 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 5.95×105≥Lh 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: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，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 = 1×841.1+0×406.9 = 841.1 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 841.1× = 7754 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:7205C軸承，Cr = 12.8 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 1.62×105≥Lh 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: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，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 = 1×810.7+0×392.2 = 810.7 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 810.7× = 5153 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:7209C軸承，Cr = 18.2 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 1.59×106≥Lh 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(zhuǎn)矩： T = T1 = 23.64 Nm 由表查得KA = 1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為： Tca = KAT1 = 1.3×23.64 = 30.7 Nm 2.型號選擇 選用LT3型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 31.5 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 6300 r/min，軸孔直徑為16 mm，軸孔長度為30 mm。 Tca = 30.7 Nm ≤ T = 31.5 Nm n1 = 1440 r/min ≤ n = 6300 r/min 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。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時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30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h = 6.75 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為 H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177 cSt。 2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于低速大齒輪圓周速度v = 0.92 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在