V帶式輸送機傳動裝置-展開式直齒輪減速器設計F=3.5KN,V=0.6,D=360含6張CAD圖,輸送,傳動,裝置,展開式,齒輪,減速器,設計,knv,cad 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 3 1.1初始數(shù)據(jù) 3 1.2 設計步驟 3 第二部分 傳動裝置總體設計方案 4 2.1 傳動方案特點 4 2.2 計算傳動裝置總效率 4 第三部分 電動機的選擇 4 3.1 電動機的選擇 4 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 第五部分 V帶的設計 8 5.1 V帶的設計與計算 8 5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設計 11 第六部分 齒輪傳動的設計 13 6.1 高速級齒輪傳動的設計計算 13 6.2 低速級齒輪傳動的設計計算 18 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 24 7.1 輸入軸的設計 24 7.2 中間軸的設計 29 7.3 輸出軸的設計 35 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 40 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 41 8.2 中間軸鍵選擇與校核 41 8.3 輸出軸鍵選擇與校核 41 第九部分 軸承的選擇及校核計算 42 9.1 輸入軸的軸承計算與校核 42 9.2 中間軸的軸承計算與校核 43 9.3 輸出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 44 11.1 減速器的潤滑 44 11.2 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 46 12.1 減速器附件的設計與選取 46 12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 52 設計小結(jié) 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 = 3.5KN，V = 0.6m/s，D = 360mm，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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825 h1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=0.6m/s 工作機的功率Pw: Pw=F×V1000=3500×0.61000=2.1Kw 電動機所需工作功率為: Pd=Pwηa=2.10.825=2.55Kw 工作機的轉(zhuǎn)速為: n=60×1000VπD=60×1000×0.6π×360=31.8r╱min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×31.8 = 508.8~5088r/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(zhuǎn)速nm=1430r/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 100mm 380×245 160×140 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=nmn=143031.8= 44.97 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i0×i 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=44.973=14.99 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為: i12=1.3i=1.3×14.99=4.41 則低速級的傳動比為: i23=ii12=14.994.41=3.4 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=nmi0=14303=476.67r╱min 中間軸： nII=nIi12=476.674.41=108.09r╱min 輸出軸： nIII=nIIi23=108.093.4=31.79r╱min 工作機軸： nIV= nIII=31.79r╱min （2)各軸輸入功率: 輸入軸： PI= Pd×η1=2.55×0.96=2.45Kw 中間軸： PII= PI×η2×η3=2.45×0.99×0.97=2.35Kw 輸出軸： PIII= PII×η2×η3=2.35×0.99×0.97=2.26Kw 工作機軸： PIV= PIII×η2×η4=2.26×0.99×0.99=2.22Kw 則各軸的輸出功率： 輸入軸： PI'= PI×η2=2.45×0.99=2.43Kw 中間軸： PII'= PII×η2=2.35×0.99=2.33Kw 輸出軸： PIII'= PIII×η2=2.26×0.99=2.24Kw 工作機軸： PIV'= PIV×η2=2.22×0.99=2.2Kw (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩： Td=9550×Pdnm=9550×2.551430=17.03Nm 輸入軸： TI=9550×PInI=9550×2.45476.67=49.09Nm 中間軸： TII=9550×PIInII=9550×2.35108.09=207.63Nm 輸出軸： TIII=9550×PIIInIII=9550×2.2631.79=678.92Nm 工作機軸： TIV=9550×PIVnIV=9550×2.2231.79=666.91Nm 各軸輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸： TI'= TI×η2=49.09×0.99=48.6Nm 中間軸： TII'= TII×η2=207.63×0.99=205.55Nm 輸出軸： TIII'= TIII×η2=678.92×0.99=672.13Nm 工作機軸： TIV'= TIV×η2=666.91×0.99=660.24Nm 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=1.2×2.55=3.06Kw 2.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=πdd1nm60×1000=π×75×143060×1000=5.61m╱s 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準直徑 dd2=i0dd1=3×75=225mm 根據(jù)課本查表，取標準值為dd2 = 224 mm。 4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準長度 Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+π275+224+224-7524×500=1481mm 由表選帶的基準長度Ld = 1430 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。 a≈a0+Ld-Ld02=500+1430-14812=474mm 按課本公式，中心距變化范圍為453 ~ 517 mm。 5.驗算小帶輪上的包角a1 α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-224-75×57.3°474=162°>120° 6.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+ΔP0KαKL=0.67+0.17×0.96×0.96=0.77Kw 2）計算V帶的根數(shù)z z=PcaPr=3.060.77=3.97 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(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以 F0=500×2.5-KαPcaKαzv+qv2=500×2.5-0.96×3.060.96×4×5.61+0.105×5.612=112.68N 8.計算壓軸力FP Fp=2zF0 sinα12=2×4×112.68×sin1622=890.24N 9.主要設計結(jié)論 帶型 A型 根數(shù) 4根 小帶輪基準直徑dd1 75mm 大帶輪基準直徑dd2 224mm V帶中心距a 474mm 帶基準長度Ld 1430mm 小帶輪包角α1 162° 帶速 5.61m/s 單根V帶初拉力F0 112.68N 壓軸力Fp 890.24N 5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設計 1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設計 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)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(nèi)孔直徑d 電動機軸直徑D D = 28mm 28mm 分度圓直徑dd1 75mm da dd1+2ha 75+2×2.75 80.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×28 56mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×15+2×9 63mm L (1.5~2)B (1.5~2)×63 94mm 2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設計 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)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(nèi)孔直徑d 輸入軸最小直徑 D = 20mm 20mm 分度圓直徑dd2 224mm da dd1+2ha 224+2×2.75 229.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×20 40mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×15+2×9 63mm L (1.5~2)d (1.5~2)×20 40mm 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(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）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 24，大齒輪齒數(shù)Z2 = 24×4.41 = 105.84，取Z2= 107。 （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 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεσH2 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=9.55×103P1n1=9.55×103×2.45476.67=49.09Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αa1=arccosZ1cosαZ1+2ha*=arccos24×cos20°24+2×1=29.85° αa2=arccosZ2cosαZ2+2ha*=arccos107×cos20°107+2×1=22.716° 端面重合度： εα=12πZ1tanαa1-tanα'+Z2tanαa2-tanα'=12π24×tan29.85°-tan20°+107×tan22.716°-tan20°=1.732 重合度系數(shù)： Zε=4-εα3=4-1.7323=0.869 ⑦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=60×476.67×1×12×3×8×300=2.47×109 N2=N1i12=2.47×1094.41=5.6×108 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: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.871=522MPa σH2=σHlim2KHN2S=550×0.91=495MPa 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 σH=σH2=495MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεσH2=　32×1000×1.3×49.091×4.41+14.41×189.8×2.5×0.8694952=47.717mm （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=π×d1t×n160×1000=π×47.717×476.6760×1000=1.19m╱s ②齒寬b b=φdd1t=1×47.717=47.717mm 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 = 1.19 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T1d1t=2×1000×49.0947.717=2057.548N KAFt1b=1×2057.54847.717=43.12N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。 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。 由此，得到實際載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.453=1.883 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1=d1t×3KKt=47.717×31.8831.3=53.989mm 及相應的齒輪模數(shù) m=d1Z1=53.98924=2.25mm 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=2×24=48mm d2=mZ2=2×107=214mm （2）計算中心距 a=d1+d22=48+2142=131mm （3）計算齒輪寬度 b=φdd1=1×48=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 σF=2KT1YFaYSaYεφdm3Z12 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.732=0.683 ②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83 ③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 = 1.453，結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.423 則載荷系數(shù)為 K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.423=1.844 ④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 σF1=KFN1σFlim1S=0.83×5001.4=296.43MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.85×3801.4=230.71MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=2KT1YFa1YSa1Yεφdm3Z12=2×1000×1.844×49.09×2.63×1.59×0.6831×23×242=112.213MPa≤σF1 σF2=2KT1YFa2YSa2Yεφdm3Z12=2×1000×1.844×49.09×2.17×1.83×0.6831×23×242=106.562MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 主要設計結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 24、Z2 = 107，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 131 mm，齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。 齒輪參數(shù)總結(jié)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 24 107 齒寬b 53mm 48mm 分度圓直徑d 48mm 214mm 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 52mm 218mm 齒根圓直徑df d-2×hf 43mm 209mm 6.2 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(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）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z3 = 25，大齒輪齒數(shù)Z4 = 25×3.4 = 85，取Z4= 84。 （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 d3≥　32KT2φdu+1uZEZHZεσH2 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=9.55×103P2n2=9.55×103×2.35108.09=207.63Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αa1=arccosZ3cosαZ3+2ha*=arccos25×cos20°25+2×1=29.54° αa2=arccosZ4cosαZ4+2ha*=arccos84×cos20°84+2×1=23.391° 端面重合度： εα=12πZ3tanαa1-tanα'+Z4tanαa2-tanα'=12π25×tan29.54°-tan20°+84×tan23.391°-tan20°=1.723 重合度系數(shù)： Zε=4-εα3=4-1.7233=0.871 ⑦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=60×108.09×1×12×3×8×300=5.6×108 N2=N1i23=5.6×1083.4=1.65×108 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: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.91=540MPa σH2=σHlim2KHN2S=550×0.921=506MPa 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 σH=σH2=506MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d3≥　32KT2φdu+1uZEZHZεσH2=　32×1000×1.3×207.631×3.4+13.4×189.8×2.5×0.8715062=77.532mm （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=π×d3t×n260×1000=π×77.532×108.0960×1000=0.44m╱s ②齒寬b b=φdd3t=1×77.532=77.532mm 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 = 0.44 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.02。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T2d3t=2×1000×207.6377.532=5355.982N KAFt1b=1×5355.98277.532=69.08N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。 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 = 1.462。 由此，得到實際載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=1×1.02×1.2×1.462=1.789 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d3=d3t×3KKt=77.532×31.7891.3=86.239mm 及相應的齒輪模數(shù) m=d3Z3=86.23925=3.45mm 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=3×25=75mm d4=mZ4=3×84=252mm （2）計算中心距 a=d3+d42=75+2522=163.5mm （3）計算齒輪寬度 b=φdd3=1×75=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 σF=2KT2YFaYSaYεφdm3Z32 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.723=0.685 ②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.23 YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.77 ③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 = 1.462，結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.432 則載荷系數(shù)為 K=KAKVKFαKFβ=1×1.02×1.2×1.432=1.753 ④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 σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.88×3801.4=238.86MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=2KT2YFa1YSa1Yεφdm3Z32=2×1000×1.753×207.63×2.61×1.6×0.6851×33×252=123.398MPa≤σF1 σF2=2KT2YFa2YSa2Yεφdm3Z32=2×1000×1.753×207.63×2.23×1.77×0.6851×33×252=116.634MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 主要設計結(jié)論 齒數(shù)Z3 = 25、Z4 = 84，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 163.5 mm，齒寬b1 = 80 mm、b2 = 75 mm。 齒輪參數(shù)總結(jié)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 25 84 齒寬b 80mm 75mm 分度圓直徑d 75mm 252mm 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 81mm 258mm 齒根圓直徑df d-2×hf 67.5mm 244.5mm 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(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1 = 2.45 KW n1 = 476.67 r/min T1 = 49.09 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 = 48 mm 則: Ft=2T1d1=2×1000×49.0948=2045.4N Fr=Ft×tanα=2045.4×tan20°=744.1N 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，得： dmin=A0×3P1n1=112 ×32.45476.67=19.3mm 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 = 20 mm 4.軸的結(jié)構(gòu)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 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 30 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 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 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(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。考慮箱體的鑄造誤差，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 = 80 mm，則 l45 = b3+c+Δ+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 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)6206型軸承查手冊得T = 16 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = 63/2+50+16/2 = 89.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 53/2+31+101-16/2 = 150.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 mm V帶壓軸力Fp = 890.24 N 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=2045.4×58.5150.5+58.5=572.5N FNH2=FtL2L2+L3=2045.4×150.5150.5+58.5=1472.9N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3-FpL1+L2+L3L2+L3=744.1×58.5-890.24×89.5+150.5+58.5150.5+58.5=-1063.2N FNV2=FrL2+FpL1L2+L3=744.1×150.5+890.24×89.5150.5+58.5=-1063.2N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=572.5×150.5=86161Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0=FpL1=890.24×89.5=79676Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=-1063.2×150.5=-160012Nmm MV2=FNV2L3=917.1×58.5=53650Nmm 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=861612+-1600122=181735Nmm M2=MH2+MV22=861612+536502=101499Nmm 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： σca=McaW=M12+αT12W=1817352+0.6×49.09×100020.1×483=16.6MPa≤σ-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(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 = 2.35 KW n2 = 108.09 r/min T2 = 207.63 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 = 214 mm 則: Ft1=2T2d2=2×1000×207.63214=1940.5N Fr1=Ft1×tanα=1940.5×tan20°=705.9N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為： d3 = 75 mm 則: Ft2=2T2d3=2×1000×207.6375=5536.8N Fr2=Ft2×tanα=5536.8×tan20°=2014.1N 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=A0×3P2n2=107 ×32.35108.09=29.9mm 4.軸的結(jié)構(gòu)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 = 29.9 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 40 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 = (2~3)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 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6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 40 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(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 = 17 mm，則 l12 = T+Δ+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mm l56 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 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)6207型軸承查手冊得T = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (48/2-2+45.5-17/2)mm = 59 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+43-17/2)mm = 72.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=1940.5×78.5+72.5+5536.8×72.559+78.5+72.5=3306.8N FNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=1940.5×59+5536.8×59+78.559+78.5+72.5=4170.5N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=Fr1L2+L3-Fr2L3L1+L2+L3=705.9×78.5+72.5-2014.1×72.559+78.5+72.5=-187.8N FNV2=Fr1L1-Fr2L1+L2L1+L2+L3=705.9×59-2014.1×59+78.559+78.5+72.5=-1120.4N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面B、C處的水平彎矩： MH1=FNH1L1=3306.8×59=195101Nmm MH2=FNH2L3=4170.5×72.5=302361Nmm 截面B、C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L1=-187.8×59=-11080Nmm MV2=FNV2L3=-1120.4×72.5=-81229Nmm 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=1951012+-110802=195415Nmm M2=MH22+MV22=3023612+-812292=313082Nmm 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： σca=McaW=M12+αT22W=1954152+0.6×207.63×100020.1×403=36.2MPa≤σ-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(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 P3 = 2.26 KW n3 = 31.79 r/min T3 = 678.92 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 = 252 mm 則: Ft=2T3d4=2×1000×678.92252=5388.3N Fr=Ft×tanα=5388.3×tan20°=1960.1N 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=A0×3P3n3=112 ×32.2631.79=46.4mm 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(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT3=1.3×678.92=882.6Nm 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(jié)構(gòu)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d×D×T = 60mm×110mm×22mm，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 = (2~3)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 = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 48 mm，則 l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mm l78 = T+s+Δ+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 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=5388.3×75140+75=1879.6N FNH2=FtL2L2+L3=5388.3×140140+75=3508.7N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3L2+L3=1960.1×75140+75=683.8N FNV2=FrL2L2+L3=1960.1×140140+75=1276.3N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=1879.6×140=263144Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV=FNV1L2=683.8×140=95732Nmm 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=2631442+957322=280017Nmm 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： σca=McaW=M2+αT32W=2800172+0.6×678.92×100020.1×653=18MPa≤σ-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：b×h×l = 6mm×6mm×50mm，接觸長度:l' = 50-6 = 44 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×6×44×20×1201000=158.4Nm 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 = 12mm×8mm×40mm，接觸長度:l' = 40-12 = 28 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×8×28×40×1201000=268.8Nm 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 = 12mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×8×58×40×1201000=556.8Nm 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 = 18mm×11mm×70mm，接觸長度:l' = 70-18 = 52 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×11×52×65×1201000=1115.4Nm T≥T3，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：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'dσF=0.25×9×56×50×1201000=756Nm 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=12×3×8×300=86400h 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=1×744.1+0×0=744.1N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C=P×360n1Lh106=744.1×360×476.67×86400106=10060N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n1CP3=10660×476.6719.5×1000744.13=6.29×105h≥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=1×705.9+0×0=705.9N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C=P×360n2Lh106=705.9×360×108.09×86400106=5820N 3）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=10660n2CP3=10660×108.0925.5×1000705.93=7.27×106h≥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=1×1960.1+0×0=1960.1N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C=P×360n3Lh106=1960.1×360×31.79×86400106=10746N 3）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=10660×31.7947.8×10001960.13=7.6×106h≥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=T3=678.92Nm 由表查得KA = 1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為： Tca=KAT3=1.3×678.92=882.6Nm 2.型號選擇 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，軸孔長度為84 mm。 Tca=882.6Nm≤T=1000Nm n3=31.79r╱min≤n=2850r╱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