毕业论文终稿-二级圆柱齿轮减速器设计[下载送CAD图纸全套打包资料]

1、xxxxx毕业设计（论文）二级柱齿轮减速器设计系 名:专业班级：学生姓名：学 号：指导教师姓名：指导教师职称：摘要iiiabstractvi第1章绪论11.1研究背景及意义11.2减速器概述11.3圆柱齿轮减速器现状21.4课题任务要求3第2章总体参数计算42.1技术条件42.2电动机的选择5221选择电动机类型52.2.2电动机容量的选择52.2.3电动机转速的选择52.3分配传动比62.3.1总传动比62.3.2分配传动比62.4运动和动力参数计算62.4.1各轴的转速62.4.2各轴的输入功率72.4.3各轴的输入转矩72.4.4整理列表7第3章齿轮传动的设计与校核83高速级齿轮传动的设

2、计83.1.1选精度等级、材料和齿数83.1.2按齿面接触疲劳强度设计83.1.3按齿根弯曲强度设计103.4儿何尺寸计算113.1.5 验算113.2低速级齿轮传动的设计123.2.1选精度等级、材料和齿数123.2.2按齿面接触疲劳强度设计123.2.3按齿根弯曲强度设计143.2.4几何尺寸计算163.2.5 验算163.3链传动的设计16第4章轴及附件的设计与校核194轴的设计与校核194.1输入轴194.1.2屮间轴224.1.3输出轴254.2轴承的选择与校核284.2.1输入轴的轴承284.2.2中间轴的轴承284.2.3输出轴的轴承294.3键的选择与校核304.3.1输入轴的

3、键304.3.2中间轴的键314.3.3输出轴的键314.4减速器附件设计及润滑密封32441减速器附件设计324.4.2润滑与密封324.4.3减速器机体结构尺寸计算33总结35参考文献36致谢37圆柱齿轮减速器，是一种动力传达机构，其利用齿轮的速度转换器，将电机的回 转数减速到所要的冋转数，并得到较大转矩的装置。广泛应用于冶金、矿山、起重、 运输、水泥、建筑、化工、纺织、印染、制药等领域。因此，研究提高其承载能力， 延长其使用寿命，减小其体积和质量等问题，具有重要的经济意义。本课题是对用于 流水线产品的二级圆柱齿轮减速器进行设计。本设计首先，通过对圆柱齿轮减速器结构及原理进行分析，在此分析

4、基础上提出 了其设计方案；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行 了设计与校核；最后，通过autocad制图软件绘制了二级圆柱齿轮减速器装配图及 主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，女口：机械原理、机械设计、材料力学、 公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用 autocad制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词：圆柱齿轮，减速器，轴，设计.21级.材料和齿数11.322岳齿诊计12.3,3祐则鸭碗®谨+14.3.2.4几何尺寸计亘16.325銘氢16.计16.锚用阳钿诰计与枝核19.4.1轴的逝十与師1

5、9.4.1.1 «a5£19.4.12中间絶22.4 125.4.2釉雨沁4?驰核28.422中iw的网28.4.2.329.43健的选痒与妆核,30.4.3.1絲入叱保30.4.32中间躍键31.4.3.331.44凉逮黑阳件设计及iwfi龙为32.4.4.1瑟速88阳件设计.32.心润滑与峦封443禱備kwt结构尺寸计算 ”.总结35.多考文就36,敎像37.1l摘要翻主齿轮減速召 > 爰一种动力传达机构> 利用齿轮的速度共换器将电机的回 黔数减速到所珈回幡，并得到较大转瞬装比广泛应用于冶金、矿山、雄、 运絡水泥"溺、化i、綁只、e除、tg彌找域因

6、th晰提高画载童力， 延长苴便用寿命 > 滅小其溯和趣等问题 > 具傩要的经济倉义本课je是対用于 流水述产品的二胡图柱齿轮減速養进行设计.本设计首先，通过对凰柱齿轮滅庞器结松1及原童的分析 > 在就分析茏昭上摊出 了苴设计方案；对主要技榕数进行了计ji选劉 燃后.对各主要麺件进行 了设计与校孩；星后.遇过autocad制疏件楚制了二级oh齿饱姬彌己e1及 主要琢茄件因.通垃本次设计，巩00了大学孵专业知识j0：加療理 机檢设计、材料力学. 公査与互渎性逮论.机械制5m；拿提了晋通机楓产品的设计方海和挪鴻梗用 autocad制图软件 > 对今后的工作于生活具总极大怠义.

7、关键词：囹柱齿轮 > 减厨，轴"设计. m>目录tmie 眼1.1硏尢育景血义xxxxx业设计（论文卜二级圆柱齿轮减速器设计“系 名,专业册级,学生姓名,21技术条件2 2电动机的透择221选簿22223分配倔比231总传动比232分配传动比6.6.o 6,2运动耐力參数计112a2各i®彌入功巫.2.43各尚入转矩._一7.7,.指导敎师姓名:2.4.4第§童齿紇传动的设计与役核3.1 ®f 级齿轮110，.】 10.3.15想齿根穹睡度设计.3丄4几何尺寸计算3.1$甦算口llfllll-»uil低速轴a3si')e?(

8、a)j|c1一咅：w' 1_j7|1!1mim. ica 庆«minn亘权jitmim"451旦1| mmh*hrhti|t i « t1 1低速级大齿轮a3f i«t»«>itxsh&呼ze1mmifx»»1 ipli1 3订in n i>mxtthmbiftf"mabstractcylindrical gear reducer, a power transmission mechanism gear by the speed converter, the number of

9、 revolutions of the motor will decelerate to the desired number of revolutions, and to give greater torque device. widely used in metallurgy, mining, lifting, transportation, cement, construction, chemical, textile, printing and dyeing, pharmaceutical and other fields. thus, research to improve thei

10、r carrying capacity, prolong its life, reduce the volume and quality and other issues, has important economic significance. the topic is on the secondary cylindrical gear reducer for pipeline product design.the design is first, by performing on the cylindrical gear reducer structure and principle an

11、alysis, the basis of this analysis presented its design; next, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were designed and school nuclear; and finally, through the autocad drawing software to draw the two cylindrical gear reducer assembly drawing

12、and major components fig.through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machin

13、ery products and be able to skillfully use autocad mapping software on the future work of great significance in life.keywords: cylindrical gear, reducer, shafts, design1.1研究背景及意义随着我国科学技术水平的快速提高，圆柱齿轮减速器传动装置的技术得到了很大 的进步，各企业的经济意识越加强烈，对工程的要求也就越来越高。但是由于受到大 型圆柱齿轮减速器关键核心技术、性能、卡考使用寿命低、控制系统差距大等问题的 影响，目前仍然存在着

14、一些问题。当今高速发展的信息技术时代下，我国的科技水平 同样得到了质的提升。作为输送物料的主要设备，生产工艺的发展.靠然要幸高端的 技术进行配合，从而实现生产效率的提高、资源能量的节约，增加我国国际竞争能力, 实现利益最大化。圆柱齿轮减速器被广泛地应用于各类机械产品和装备中，因此，研究提高其承载 能力，延长其使用寿命，减小其体积和质量等问题，具有重要的经济意义。本课题对 某二级圆柱齿轮减速器，以体积最小为目标函数，进行可靠性分析及优化设计的研究, 使学生在机械设计、计算机应用技术等方面受到综合训练，培养学生解决实际工程问 题的能力。12减速器概述(1) 简介减速机在原动机和工作机或执行机构之间

15、起匹配转速和传递转矩的作用，减速机 是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。按照传动级数不同可 分为单级和多级减速机；按照齿厂轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和 圆锥一圆柱齿引轮减速机；按照传动的布置形式乂可分为展开式、分流式和同进轴式 减速机。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮蜗杆传动 所组成的独立部件，常用作原动件与工作机之间的减速传动装置。在原动机和工作 机或执行机构z间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械屮应用极为广泛。圆柱齿轮减速器的齿轮采用渗碳、淬火、磨齿加工，承载能力高、噪声低；主要 用于带式输送机及各种运输机械，也可用于其它通用

16、机械的传动机构中。它具有承载 能力高、寿命长、体积小、效率高、重量轻等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向 布置的传动装置中。圆柱齿轮减速器广泛应用于冶金、矿山、起重、运输、水泥、建 筑、化工、纺织、印染、制药等领域。（2）原理减速机一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机、内燃机或其它高速运转的 动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目 的，普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之 比，就是传动比。（3）分类减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类 繁多，型号各界，不同种类有不同的用途。减速器的种类繁多

17、，按照传动类型可分为 齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级和多级减 速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥一圆柱齿轮减速 器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。3圆柱齿轮减速器现状自20世纪60年代以来，我国先后制订了jb1130-70圆柱齿轮减速器等一批 通用减速器标准，除主机厂自制配套使用外，述形成了一批减速器生产厂。我国现有齿 轮生产企业613家（其中国有与集体所有的大中型企业110家,国有、集体所有的小企 业435家，私有企业48家，三资企业25家）。生产减速器的厂家有数百家,年产通用减速 器75万台左右,年生产

18、总值约250亿元。这些企业和厂家对发展我国的机械产品作岀 了贡献。20世纪60年代的减速器大多数是参照前苏联20世纪4050年代的技术制造的, 后来虽有所发展,但限于当时的设计、工艺及装备条件，其总体水平与国际水平有较大 差距。改革开放以来，我国引进了一批先进的加工装备。通过不断引进、消化和吸收国 外先进技术以及科研攻关,开始掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技 术。材料和热处理质量及齿轮加工精度都有较大的提高，通用圆柱齿轮的制造精度可 从jb17960的89级提高到gb1009588的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在 45级。部分减速器采用硬齿面后,体积和重量明显减小，承载能力、使用

19、寿命、传动 效率有了大幅度的提高,对节能和提高主机的总体水平起到明显的作用。从1988年以来，我国相继制定了 5060种齿轮和蜗杆减速器的标准，研制了许多 新型减速器，这些产品大多数达到了 20世纪80年代的国际水平。目前,我国可设计制 造2800kw的水泥磨减速器、1700mm轧钢机的各种齿轮减速器。各种棒材、线材轧 机用减速器可全部采用硬齿面。但是，我国大多数减速器的水平还不高，老产品不可能 立即被替代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。1 4课题任务要求 在查阅机械设计、优化设计、可靠性工程等方而资料的基础上，确定设计方案; 完成常规方法的设计，得到减速器主要结构数据； 建立目标函数

20、，分析约束条件，完成优化设计的计算，得岀优化后的结构数据, 并绘制减速器总装图； 对比分析性能提升的程度。2. 1技术条件第2章总体参数计算（1）本次设计选定的技术参数如下:1）运输带有效拉力f=2500n；带速v=0.5m/s；滚筒直径dmoomm；2）滚筒效率 = 0.96；3）生产规模中小批量；4）工作环境多尘；5）载荷特性轻振；6）工作期限8年，2班制。（2）传动简图如下：xx-cdr=4500nv"0.5n/sill图21传动简图2. 2电动机的选择2. 2. 1选择电动机类型电动机是标准部件。因为室内工作，运动载荷平稳，所以选择y系列一般用途 的全封闭白扇冷鼠笼型三相异步

21、屯动机。2. 2. 2电动机容量的选择1) 运输机所需要的功率为：p(0 = f 7 = 2500 xo5 = 1.25(kw)其中：f=2500n, v=0. 5m/s, d=400mm 得60 x1000 tv9550 兀d60 x1000 x700 x0.59550 x3.14 x400= j5kw)2) 电动机的输出功率乙为£)=丛伙w)“电动机至滚筒的总传动效率。取联轴器效率|=0.99,圆柱齿轮传动效率“2=0.98,轴承效率“3=0.99,链 传动效率久=0.96,滚筒效率仏=0.96,电动机至滚筒轴的传动装置总效率为:7 =时诟；45 = 0.992 xo.982 x

22、0.994 x0.96x0.96 = 0.8333) 电动机所需功率为：因有轻微震动，电动机额定功率匕只需略大于代即可，查机械设计手册表19-1选取电动机额定功率为2.2kwo2. 2. 3电动机转速的选择、六址心厂外灶、击6xl04v60000x0.5 . .滚筒轴丄作转速：nw =r i min = 23.88r/min 兀d3.14x400展开式二级减速器推荐的传动比为：i = 820链传动推荐的传动比为：2链=24得总推荐传动比为：i = z减i带=16160所以电动机实际转速的推荐值为：n = nj = 382.21910.4r/min符合这一范围的同步转速为750、1000、150

23、0i7min。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速1000r/min的电机，型号 为 y112m-6,满载转速 nm =940r/min ,功率 2.2kwo2. 3分配传动比2. 3. 1总传动比n 940满载转速= 940r/min ,故总传动比为:i = = = 39.36 nw 23-882. 3. 2分配传动比为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，选链传动比： 链=3；i 39.36“ -则减速器的传动比为:= = = 13-12;考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.3,取«=1.3右贝叽

24、l = 7137 = vl.3xl3.12 - 4.1 ； 2；=位=器2 = 3.2；i 4.12. 4运动和动力参数计算2.4.1各轴的转速1轴-nm = 940r / min ；2轴fh-h -94°-229.27r/min z, 4.1229.27.,.3轴n3 =71.65/7 min 4 轴 n4 = n3 = 71.65/7 min ；滚筒轴 =鱼=23.88厂/minz链2.4.2各轴的输入功率1 轴 片=垃 = 1.501 x 0.99 = las6kw ；2 轴 £ =片 “2 仏=1.486x0.98x0.99 = 1.442曲;3 轴 £

25、= £ “2 3 =1.442x0.98x0.99= 1.399hv；4 轴 片=马3 = 1.399x0.99x0.99 = 1.371bu；2. 4. 3各轴的输入转矩空=9550 x =36.112 m n0940'旦= 9550 x 1 48636.11 tv -m n,940'p1 442丄=9550 x = 104 .06 n m n2229.27'p1 399亠=9550 x -=239 .71 n -m n371 .65'p1 371丄=9550 x= 239 .71 n m 电机轴a = 95501 轴t、=95502 轴t2=955

26、03 轴t3=95503 轴t3=95502. 4. 4整理列表n371 .65'轴名功率p/kw转矩t/n-m转速/（厂min）传动比电机轴1.50115.259401轴1.48615.1094012轴1.44260.06229.274.13轴1.399186.4771.653.24轴1.371182.7471.6515轴1.303521.0923.883第3章 齿轮传动的设计与校核3.1高速级齿轮传动的设计3.1.1选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表6.1选择小齿轮材料为40cr （调质），硬度为280hbs,大齿 轮材料为45钢（调质），硬度为240hbso选小齿轮齿数乙=2

27、0大齿轮齿数 z2=/2z, =4.1x20 = 823.1.2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即dlt > 2.32込泌（71）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数（=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩7 =15.1n-m（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数,=0.8（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数ze= 189.8mpal/2（5）由图6.14按齿而硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限<7旳讪=600mpo大齿轮的接触疲劳强度极限（jhlim2 = 550mpa（6）由式6.11计算应力循环次数n、=6qnjlh =60x940x1x（8x300x8x2

28、） = 2.17x10°空込= 5.28x108-4.1（7）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数znx = 0.90 zn2 = 0.94(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1 %,安全系数为s=l,由式10-12得 = as 讪=090 x 600mpa = 540mpaah2= 虫曲 =094 x 550mpc1 = 495mpa s(9)计算试算小齿轮分度圆直径”，代入中的较小值1.3x15.1x105“ “x x()- =3&27加加 0.84495dl » 2.32彳2矶®二60x1000=3.14x38.27x940 = 1 88m/5

29、600000计算圆周速度v计算齿宽bb = (/£/ = 0.8 x 38.27 = 30.6mm计算齿宽与齿高之比b/h模数 fnm - = "27 = 1.914/w72z, 20齿咼h = 2.25mnt = 2.25 xl.914 = 4.3 mmb/2 = 306/431 = 7.11计算载荷系数k根据v = 1.887/1/5, 7级精度，查得动载荷系数kv =1.05假设kaft/b<00n/mm,由表查得5 =5=1.0由于载荷轻微振动，由表5.2查得使用系数ka=.2由表查得心妙=1.283查得 k=1.28故载荷系数 k 二心心心/砂=1.2x1.

30、05x1.0x1.283 = 1.617(10) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得£ = jlz k/kt = 38.27 x vl.617/1.3 =41.15mm(11) 计算模数mm = dj z、=41.15/20 = 2.06mm3.1.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的计算数值由图6.15查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限(jfe2=0mpa由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数zn =0.88 zn2 =0.9计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为s=1.3,由上式得=zm% = °

31、-88x50° = 338.46mpafl s1.3=znse2 = 0.9x380 = 263.08mpds1.3计算载荷系数k = kaki，k 肱 =1.2x1.05x1.0x1.28 = 1.613(2) 查取齿形系数由表6.4查得橋严2.872=2.18(3) 查取应力校正系数由表6.4查得=1-552=1-79(4)计算大小齿轮的% %qf |=2,8x1,55 =0.01282338.46.218x179 =0.01483263.08大齿轮的数据大(5)设计计算m>2x1.613x15xl00.8x202xo.01483 = 1.3 mm对比计算结果，由齿面接触疲

32、劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.31mm,圆整取标准值m = 1.5mm并按接触强度算得的分度圆直径=41.15,72777算出小齿轮齿数乙=%/加= 41.15/1.5 = 27.43 取乙=28大齿轮齿数 z2 =z2z, =4.1x28 = 114.8 取 z2 =1143.1.4几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径dx = 28x 1.5 = 42mmd2 = z2m = 114x1.5 = 171mm(2) 计算中心距a = (d +j2)/2 = (42+ 171)/2 = 106.5/7?(3) 计算齿宽宽度b =(/)ddx =0.

33、8x42 = 33.6mm取 35mmtv亠丁9.05n3. 1.5验算 1.2x719.05kaf(b=24.65 n / mm < 100n / mm合适序号名称符号计算公式及参数选择1齿数z28, 1142模数m1.5mm3分度圆直径dd24齿顶高毎1.5 mm5齿根高1.875mm6全齿高h3.315mm7顶隙c0.375mm8齿顶圆直径45mm,74mm9齿根圆直径38.25mm10中心距a 06.5 mm3. 2低速级齿轮传动的设计3. 2.1选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表6选择小齿轮材料为40cr （调质），硬度为280hbs,大齿 轮材料为45钢（调质），硕度为2

34、40hbso选小齿轮齿数z严18,大齿轮齿数z2=2z| =3.2x20 = 64,取z?=643. 2. 2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即dxt > 2.32何三巨乔v叫凤mi1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数k产1.3（2）计算小齿轮传递的转矩了 =60.06® 加(3) 小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数=0.8(4) 由表6.3查得材料的弹性影响系数z£=189.8a/pa1/2(5) 由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限心呗=600mpg大齿轮的接触疲劳强度极限入恤2 =550mpa(6) 由式6.11计算应力循环

35、次数n、=60njlh =60x 229.27x1x(8x300x8x2) = 5.28x10s= ph65x”(7) 由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数z补-0.87zn2 = 0.9(8) 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1 %,安全系数为s=l,由式10-12得cyh= 0.87 x 600mpa = 522mpaah2=乙2勺1如2 二 0 9x550mpa = 495mpa(9) 计算试算小齿轮分度圆直径d”，代入q/中的较小值dl » 2.32彳1.3x60.06x10084.2x3.2189,8495=6173加加60x100034x61.73 x 229.27

36、一 /=0.74m / s600000计算圆周速度v计算齿宽bb = mg = 0.8x61.73 = 49.3smm计算齿宽与齿高之比b/hcl 49 32模数 =才二盂- = 2.47如齿高h - 2.25m川-2.25 x 2.47 = 5.56mm方" = 49.38/5.56 = 8.88计算载荷系数k根据v = 0.74m/5 , 7级精度，查得动载荷系数kv =1.02假设kaft/b<l00n/mmf由表查得kha=kfa=.o由表5.2查得使用系数ka=1.2由表查得心严1.29查得 =1.26故载荷系数k二心心心/砂=1.2x1.02x1.0x1.29 =

37、1.579（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得£ = dt k/kt = 61.73 x vl.579/1.3 = 65.86/nm（11）计算模数mm = £ iz、= 65.86/20 = 3.3mm3. 2. 3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的计算数值由图6.15查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b阴=500mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限（jfe2=0mpa由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数znl = 0.85 zn2 = 0.88计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为s=1.3,由式10-12得z n0 fes0.85x

38、500""l3二 326.92mpa=乙虫必2 = 0亦380 = 257.2m%几s1.3计算载荷系数k = kakvkfakfp =1.2x1.02x1.0x1.26 = 1.542(2) 查取齿形系数由表6.4查得席=2.91 很2 =2.22(3) 查取应力校正系数由表6.4查得厶严l53%严177(4)计算大小齿轮的fasa =2x53=001362%y航2 _】2弋;了? ”528大齿轮的数据大(5)设计计算xo.01528=2.07mm2x1.542x60.06x100.8x202对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可

39、取有弯曲强度算得的模数2.07mm,于是取标准值m=2.5mmo并按接触强度算得的分度圆直径dx = 65.86mm算出小齿轮齿数z =j, 7 = 65.86/2.5 = 26.34 取乙=27大齿轮齿数 z2 = z2z, =3.2x27 = 86.4 取 z? = 873. 2. 4几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径d-乙加=27x 2.5 = 67.5mmd2 = z27t? = 87 x 2.5 = 211.5mm(2) 计算中心距 a = (d +4)/2 = (67.5 + 217.5)/2 = 142.5加加(3) 计算齿宽宽度b =(f>dd = 0.8x67.5 =

40、54aww取 55mm3. 2. 5验算2x6006067.5= 1779.6n丄= =3&s3n/mm<qqn/mm 合适b55序号名称符号计算公式及参数选择1齿数z27, 872模数m2.5mm3分度圆直径dad24齿顶高包2.5 mm5齿根高hf3a25mm6全齿高h5.625mm7顶隙c0.625mm8齿顶圆直径d a27 2.5 mm,222.5mm9齿根圆直径d/3/461.25mm,211.25mm10中心距a142.5mm3. 3链传动的设计已知主动链轮转速为® =71.65厂/min,选用的传动比为i链=3(1) 链轮齿数：取z, =19则z2=z链可

41、=57（2）设计功率p产 kkap?由机械设计手册表1223查的心=1.2, （=1.3=1.2x1.3x1.371 = 2.14（3）选择链条型号和节距根据匕=24kw及® =71.65厂/min查机械设计课本图9-11,可选20a。查表9-1,链条的节距为/? = 31.75/77/7?（4）确定链条的链节数lp初定中心距aq = （3050）卩=571.5952.5mm，取a0 =30p = 762mm则链节数为:l （=色 + + 上（£）2 =型+ 1z±e +丄（ez!z）= 77 l，p2ci2兀p230/9 2龙圆整为偶数取厶 =76节（5）确定链

42、条长度及中心距l_ 1000 '=76x254 =1.9304. 1000z】+z2)2_8(£iz)2 = 749.3"训2兀中心距减少量aaa = (0.002 0.004)a = 1.5 3mm实际屮心距（6）演算链速a' = a -a = 147mmnxzx p60x1000_ 300x17x25460x1000=2.16m/s与假设速度相符20a滚子链规格和主要参数 （mm）链号节距p滚子直径dl内链节内宽bl销轴直径d2内链板 厚度排据20a31.7519.051&99.5430.1835.76（7）链轮轮廓计算链轮基本参数和主要尺寸1)

43、 基本参数链轮齿数：z, =17配用链条的节距：p = 25amm配用链条的滚子外径d： dx = 15.88/?zm2)分度圆直径d25 4d =二二 138.23m/n 180 z180sm()sin()z173)齿顶圆直径d “da max =d + l25p-£ = 154.1/?/?da min = j + (l-)p- = 145.36mm za nun4)齿根圆直径df -d-dx 122.357/7/775)分度圆弦齿高他a q"“max - 0.625-0.5! +p = 93加加z他 min =0.5(/?-) = 4.76mm(8)链轮材料及热处理材料

44、15、20钢，热处理：渗碳、淬火、回火。第4章轴及附件的设计与校核4. 1轴的设计与校核4.1.1输入轴(1)尺寸与结构设计计算1) 高速轴上的功率p1,转速nl和转矩t1px 1.486a:w, nx - 940/7 min , tx =15an mm2) 初步确定轴的最小直径先按式dnc輕初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根v n据机械设计表11.3,取c = 112,于是得：d nil2x兰竺= 13.05加加1v 940该处开有键槽故轴径加大5%10%,且高速轴的最小直径显然是安装联轴器处 的直径。为了使所选的轴直径仏与联轴器的孔径相适应，故取=16mm；厶=50 m

45、m o3) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(a) 为了满足半联轴器的轴向定位的要求2轴段左端需制出轴眉，轴眉高度轴 肩高度h > 0.07j ,取力= 1.5故取2段的直径j2=19,长度l2 = 47mm o(b) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球 轴承。根据d2=9mm,查机械设计手册选取0基木游隙组，标准精度级的深沟球轴 承6204,故d3=d7= 20mm , l3 =l7 = l5mmf轴承采用轴肩进行轴向定位,轴肩高 度轴肩高度力>0.07,取"2.5,因此，取d4=d6= 25mm o(c) 齿轮处由于齿轮分度圆直

46、径dx = 42m/n ,故采用齿轮轴形式，齿轮宽度b=50mm。另考虑到齿轮端面与箱体间距10mm以及两级齿轮间位置配比，取/4 = hmm , /6 = 6mm。4）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接联轴器的平键截面bxhxl = 6mmx6mmx45mm o（2）强度校核计算1）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=52mm,根据机械设计（轴的设计计算部 分未作说明皆查此书）式（10-14）,贝ij*15100 “621.2"42x10fr = ft tanan = 1621.2x20° = 613.6/vfa =好 tan0 = 613.6xrg20。=

47、 223.37vfp =1615.6n2）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册屮查取 a值。对于6206型深沟球轴承，由手册中查得a=15mmo因此，轴的支撑跨距为 ll=72mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可 以看出截面c是轴的危险截面。先计算出截面c处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力ff网=1143n, fnh2 =1262nb严-2237n, fw2=1516nc截面弯矩mmh = f科h2 x 厶-85185/v mmm# = fnv2 x 厶3 + ma =14555 la-m/

48、7?总弯矩mmax 二=7851852 +1455512 = 1686462加加扭矩t = 15100n mm3) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取a = 0.6,轴的 计算应力：阿+(刃)2j1686462+(0.6x15100)2 -(7=-= -:mpa = 28.61mpa(aw0.1x163已选定轴的材料为45cr,调质处理。由表151查得oj = 70mpa。因此 4<6，故安全。4) 键的选择采用圆头普通平键a型(gb/t 10961979)连接，联接联轴器的平键截面h7bxhxl = 6mmx6mmx45mm ,

49、<yp = 11 ompa o齿轮与轴的配合为 ，滚动轴承与 厂6轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为加6。4. 1.2中间轴1）轴2的转速和功率转矩：p2=1.442kw, n2=229.27n/min, t2=60.06n.m2）求作用在齿轮上的力圆周力:2x60.06x103675（1）求作用在低速级小齿轮上的力= 4.49x1032v径向力：pr3 = ff3 - tan an = 4490x tan 20° = 1634.237v轴向力：你2 = xtanxsin = 4.49x0.36x0.95 = 15525n（2）求作用在高速级大齿轮上的力。因

50、大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力 与主动轮上的力大小相等方向相反。圆周力:為二耳t759.9n径向力：fr2 = ft xtanaxcosj2= 1769.9x0.36x0.31 = 196.9n轴向力：fa? = f x tan ax sin =1769.9x0.36x0.95 = 605.34n3）初步确定轴的最小直径先按式d>c-初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根 v n据机械设计表15-3,取c = 112,于是得：d>c-3p-=112x3/ l442 = 20.67mmn2v 229.27该轴有两处键槽，轴径应增加510%, ii轴的最小直径显然是轴承处轴的直径“i一n 禾口 ix_x，故乙i-n = ix-x = 25mm4）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）初步选择滚动轴承。因轴承不受轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，根据 心 =dlx_x =