二级斜齿输入联轴器输出链轮F=20000V=1D=44010X1

机械设计减速器设计说明书系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目录第一部分设计任务书..............................................4第二部分传动装置总体设计方案.....................................5第三部分电动机的选择............................................53.1电动机的选择............................................53.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6第四部分计算传动装置的运动和动力参数.............................7第五部分齿轮传动的设计..........................................85.1高速级齿轮传动的设计计算.................................95.2低速级齿轮传动的设计计算................................16第六部分链传动和链轮的设计.....................................23第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................247.1输入轴的设计...........................................247.2中间轴的设计...........................................297.3输出轴的设计...........................................35第八部分键联接的选择及校核计算..................................428.1输入轴键选择与校核......................................428.2中间轴键选择与校核......................................428.3输出轴键选择与校核......................................42第九部分轴承的选择及校核计算....................................439.1输入轴的轴承计算与校核...................................439.2中间轴的轴承计算与校核...................................449.3输出轴的轴承计算与校核...................................44第十部分联轴器的选择............................................45第十一部分减速器的润滑和密封.....................................4611.1减速器的润滑............................................4611.2减速器的密封............................................47第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸............................47设计小结.........................................................49参考文献.........................................................50第一部分设计任务书一、初始数据设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=20000N，V=1m/s，D=440mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：1班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二.设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.齿轮的设计6.链传动和链轮的设计7.轴的设计8.滚动轴承和传动轴的设计9.键联接设计10.箱体结构设计11.润滑密封设计12.联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、链传动和工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-链传动-工作机。二.计算传动装置总效率a=0.99×0.994×0.972×0.96×0.96=0.8251为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮传动的效率,4为链传动的效率，5为工作装置的效率。第三部分电动机的选择3.1电动机的选择圆周速度v:v=1m/s工作机的功率pw:pw=eq\f(F×V,1000)=\f(20000×1,1000)=20KW电动机所需工作功率为:pd=eq\f(p\s(,w),ηa)=\f(20,0.825)=24.24KW执行机构的曲柄转速为:n=eq\f(60×1000V,π×D)=\f(60×1000×1,π×440)=43.4r/min经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比范围为i0=2~6，二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~240，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(16×240)×43.4=694.4~10416r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y200L-4的三相异步电动机，额定功率为30KW,满载转速nm=1470r/min，同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G200mm775×475318×30519mm55×11016×493.2确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=1470/43.4=33.87（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中i0,i1分别为链传动和减速器的传动比。为使链传动外廓尺寸不致过大，选取i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=33.87/2.5=13.5取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=eq\r(1.3i)=\r(1.3×13.5)=4.19则低速级的传动比为:i23=eq\f(i,i12)=\f(13.5,4.19)=3.22第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI=nm=1470=1470r/min中间轴：nII=nI/i12=1470/4.19=350.84r/min输出轴：nIII=nII/i23=350.84/3.22=108.96r/min小链轮轴：nIV=nIII=108.96r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd×=24.24×0.99=24KW中间轴：PII=PI×=24×0.99×0.97=23.05KW输出轴：PIII=PII×=23.05×0.99×0.97=22.13KW小链轮轴：PIV=PIII×=22.13×0.99=21.91KW则各轴的输出功率：输入轴：PI'=PI×0.99=23.76KW中间轴：PII'=PII×0.99=22.82KW中间轴：PIII'=PIII×0.99=21.91KW小链轮轴：PIV'=PIV×0.99=21.69KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Td×电动机轴的输出转矩:Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=eq9550×\f(24.24,1470)=157.48Nm所以：输入轴：TI=Td×=157.48×0.99=155.91Nm中间轴：TII=TI×i12××=155.91×4.19×0.99×0.97=627.33Nm输出轴：TIII=TII×i23××=627.33×3.22×0.99×0.97=1939.81Nm小链轮轴：TIV=TIII×输出转矩为：输入轴：TI'=TI×0.99=154.35Nm中间轴：TII'=TII×0.99=621.06Nm输出轴：TIII'=TIII×0.99=1920.41Nm小链轮轴：TIV'=TIV×0.99=1901.21Nm第五部分齿轮传动的设计5.1高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=23×4.19=96.37，取z2=96。（4）初选螺旋角=13°。（5）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T1=155.91N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.45。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos13°)=20.482°at1=arccos[z1cost/(z1+2han*cos)]=arccos[23×cos20.482°/(23+2×1×cos13°)]=30.285°at2=arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]=arccos[96×cos20.482°/(96+2×1×cos13°)]=23.347°端面重合度：=[z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π=[23×(tan30.285°-tan20.482°)+96×(tan23.347°-tan20.482°)]/2π=1.658轴向重合度：=φdz1tan/π=1×23×tan(13°)/π=1.69重合度系数：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(4-1.658,3)\b(1-1.69)+\f(1.69,1.658))⑦由式可得螺旋角系数Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos13)=0.987⑧计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×1470×1×10×300×1×8=2.12×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=2.12×109/4.19=5.05×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87、KHN2=0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.87×600,1)=522MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.9×550,1)=495MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=495MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.3×155.91×1000,1)×\f(4.19+1,4.19)×\b(\f(2.45×189.8×0.693×0.987,495))\s(\s(\s(2))))=59.184mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×71.513×1470,60×1000)=4.55m/s②齿宽bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×59.184=59.184mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1.25。②根据v=4.55m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.18。③齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×155.91/59.184=5268.654NKAFt1/b=1.25×5268.654/59.184=111.28N/mm>100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.456。则载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.25×1.18×1.4×1.456=3.0073）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=59.184×eq\r(3,\f(3.007,1.3))=78.271mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/z1=78.271×cos13°/23=3.316mm模数取为标准值m=3mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=eq\f(\b(z1+z2)mn,2cosβ)=eq\f(\b(23+96)×3,2×cos13°)=183.19mm中心距圆整为a=185mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=eqarccos\f(\b(z1+z2)mn,2a)=eqarccos\f(\b(23+96)×3,2×185)=15.241°即：=15°14′28″（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=eq\f(z\s(,1)m\s(,n),cosβ)=eq\f(23×3,cos15.241°)=71.513mmd2=eq\f(z\s(,2)m\s(,n),cosβ)=eq\f(96×3,cos15.241°)=298.488mm（4）计算齿轮宽度b=d×d1=1×71.513=71.513mm取b2=72mm、b1=77mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）确定公式中各参数值①计算当量齿数ZV1=Z1/cos3=23/cos315.241°=25.605ZV2=Z2/cos3=96/cos315.241°=106.874②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan15.241°×cos20.482°)=14.319°当量齿轮重合度：v=/cos2b=1.658/cos214.319°=1.766轴面重合度：=φdz1tan/π=1×23×tan15.241°/π=1.995重合度系数：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.766=0.675③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-eq\f(β,120)=1-1.995×eq\f(15.241,120)=0.747④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.61YFa2=2.17YSa1=1.61YSa2=1.83⑤计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KF=1.4根据KH=1.456，结合b/h=10.67查图得KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.25×1.18×1.4×1.426=2.945⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83、KFN2=0.85取安全系数S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.83×500,1.4)=296.43MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.85×380,1.4)=230.71MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.945×155.91×2.61×1.61×0.675×0.747cos\s(\s(2))15.241°,1×3\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=126.821MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.945×155.91×2.17×1.83×0.675×0.747cos\s(\s(2))15.241°,1×3\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=119.85MPa≤[F]2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数z1=23、z2=96，模数m=3mm，压力角=20°，螺旋角=15.241°=15°14′28″，中心距a=185mm，齿宽b1=77mm、b2=72mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2396螺旋角β左15°14′28″右15°14′28″齿宽b77mm72mm分度圆直径d71.513mm298.488mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha3mm3mm齿根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2×ha77.513mm304.488mm齿根圆直径dfd-2×hf64.013mm290.988mm5.2低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数z4=24×3.22=77.28，取z4=77。（4）初选螺旋角=13°。（5）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T2=627.33N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.45。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos13°)=20.482°at1=arccos[z3cost/(z3+2han*cos)]=arccos[24×cos20.482°/(24+2×1×cos13°)]=29.963°at2=arccos[z4cost/(z4+2han*cos)]=arccos[77×cos20.482°/(77+2×1×cos13°)]=23.988°端面重合度：=[z3(tanat1-tant)+z4(tanat2-tant)]/2π=[24×(tan29.963°-tan20.482°)+77×(tan23.988°-tan20.482°)]/2π=1.65轴向重合度：=φdz3tan/π=1×24×tan(13°)/π=1.764重合度系数：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(4-1.65,3)\b(1-1.764)+\f(1.764,1.65))⑦由式可得螺旋角系数Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos13)=0.987⑧计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3=60nkth=60×350.84×1×10×300×1×8=5.05×108大齿轮应力循环次数：N4=60nkth=N1/u=5.05×108/3.22=1.57×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.9、KHN2=0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.9×600,1)=540MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.92×550,1)=506MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=506MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.3×627.33×1000,1)×\f(3.22+1,3.22)×\b(\f(2.45×189.8×0.686×0.987,506))\s(\s(\s(2))))=93.888mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,2),60×1000)=eq\f(π×111.683×350.84,60×1000)=1.72m/s②齿宽bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×93.888=93.888mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1.25。②根据v=1.72m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.1。③齿轮的圆周力Ft1=2T2/d1t=2×1000×627.33/93.888=13363.369NKAFt1/b=1.25×13363.369/93.888=177.92N/mm>100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.468。则载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.25×1.1×1.4×1.468=2.8263）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=93.888×eq\r(3,\f(2.826,1.3))=121.624mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/z3=121.624×cos13°/24=4.938mm模数取为标准值m=4.5mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=eq\f(\b(z3+z4)mn,2cosβ)=eq\f(\b(24+77)×4.5,2×cos13°)=233.221mm中心距圆整为a=235mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=eqarccos\f(\b(z3+z4)mn,2a)=eqarccos\f(\b(24+77)×4.5,2×235)=14.763°即：=14°45′47″（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=eq\f(z\s(,3)m\s(,n),cosβ)=eq\f(24×4.5,cos14.763°)=111.683mmd2=eq\f(z\s(,4)m\s(,n),cosβ)=eq\f(77×4.5,cos14.763°)=358.317mm（4）计算齿轮宽度b=φd×d1=1×111.683=111.683mm取b2=112mm、b1=117mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[F]1）确定公式中各参数值①计算当量齿数ZV3=Z3/cos3=24/cos314.763°=26.54ZV4=Z4/cos3=77/cos314.763°=85.15②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan14.763°×cos20.482°)=13.868°当量齿轮重合度：v=/cos2b=1.65/cos213.868°=1.75轴面重合度：=φdz3tan/π=1×24×tan14.763°/π=2.013重合度系数：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.75=0.679③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-eq\f(β,120)=1-2.013×eq\f(14.763,120)=0.752④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.58YFa2=2.23YSa1=1.62YSa2=1.79⑤计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KF=1.4根据KH=1.468，结合b/h=11.06查图得KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.25×1.1×1.4×1.438=2.768⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.88取安全系数S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.85×500,1.4)=303.57MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.88×380,1.4)=238.86MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×2.768×627.33×2.58×1.62×0.679×0.752cos\s(\s(2))14.763°,1×4.5\s(\s(3))×24\s(\s(2)))=132.046MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×2.768×627.33×2.23×1.79×0.679×0.752cos\s(\s(2))14.763°,1×4.5\s(\s(3))×24\s(\s(2)))=126.11MPa≤[F]2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数z3=24、z4=77，模数m=4.5mm，压力角=20°，螺旋角=14.763°=14°45′47″，中心距a=235mm，齿宽b3=117mm、b4=112mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m4.5mm4.5mm齿数z2477螺旋角β左14°45′47″右14°45′47″齿宽b117mm112mm分度圆直径d111.683mm358.317mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha4.5mm4.5mm齿根高hfm×(ha+c)5.625mm5.625mm全齿高hha+hf10.125mm10.125mm齿顶圆直径dad+2×ha120.683mm367.317mm齿根圆直径dfd-2×hf100.433mm347.067mm第六部分链传动和链轮的设计1.选择链轮齿数取小链轮齿轮z1=21，大链轮的齿数为z2=iz1=2.5×21=52.5≈52。2.确定计算功率由表查得工况系数KA=1，由图查得主动链轮齿数系数KZ=1.22，单排链，则计算功率为Pca=KAKZP=1×1.22×21.91=26.73Kw3.选择链条型号和节距根据Pca=26.73Kw，n4=108.96r/min，查图可选24A。查表链条节距为p=38.1mm。4.计算链节数和中心距初选中心距a0=(30~50)p=(30~50)×38.1=1143~1905mm。取a0=1550mm。相应的链长节数为Lp0=eq2\f(a\s(,0),p)+\f(z\s(,1)+z\s(,2),2)+\b(\f(z\s(,2)-z\s(,1),2π))\s(\s(2))\f(p,a\s(,0))=eq2×\f(1550,38.1)+\f(21+52,2)+\b(\f(52-21,2π))\s(\s(2))\f(38.1,1550)=118.46取链长节数Lp=118。查表，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24814，则链传动的最大中心距为amax=f1p[2Lp-(z1+z2)]=0.24814×38.1×[2×118-(21+52)]=1541mm5.计算链速v，确定润滑方式v=n4z1p/(60×1000)=108.96×21×38.1/(60×1000)=1.45m/s由v=1.45m/s和链号24A，查图可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6.计算压轴力Fp有效圆周力为：Fe=1000P/v=1000×21.91/1.45=15110N链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为：Fp≈KFpFe=1.15×15110=17376N7.主要设计结论链条型号24A；链轮齿数z1=21，z2=52；链节数Lp=118，中心距a=1550mm。第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=24KWn1=1470r/minT1=155.91Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1=71.513mm则:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×155.91×1000,71.513)=4360.3NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=4360.3×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos15.241\s(\s(\s(0))))=1644.8NFa=Fttan=4360.3×tan15.2410=1187.4N3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×eq\r(3,\f(24,1470))=28.4mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取KA=1.5，则:Tca=KAT1=1.5×155.91=233.9Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT6型联轴器。半联轴器的孔径为32mm故取d12=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=37mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=58mm。2）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，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d23=37mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7208C，其尺寸为d×D×T=40×80×18mm，故d34=d78=40mm，取挡油环的宽度为15，则l34=l78=18+15=33mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7208C型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=47mm。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=B=77mm，d56=d1=71.513mm4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知低速小齿轮的宽度b3=117mm，则l45=b3+c+Δ+s-15=117+12+16+8-15=138mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据7208C轴承查手册得a=17mm齿宽中点距左支点距离L2=77/2+33+138-17=192.5mm齿宽中点距右支点距离L3=77/2+9+33-17=63.5mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(4360.3×63.5,192.5+63.5)=1081.6NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(4360.3×192.5,192.5+63.5)=3278.7N垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(FrL3+Fad1/2,L2+L3)=eq\f(1644.8×63.5+1187.4×71.513/2,192.5+63.5)=573.8NFNV2=eq\f(Fad1/2-FrL2,L2+L3)=eq\f(1187.4×71.513/2-1644.8×192.5,192.5+63.5)=-1071N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=1081.6×192.5Nmm=208208Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=573.8×192.5Nmm=110456NmmMV2=FNV2L3=-1071×63.5Nmm=-68008Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=235693NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=219033Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(235693\s(2)+\b(0.6×155.91×1000)\s(2)),0.1×71.513\s(3))MPa=6.9MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=23.05KWn2=350.84r/minT2=627.33Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2=298.488mm则:Ft1=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×627.33×1000,298.488)=4203.4NFr1=Ft1×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=4203.4×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos15.241\s(\s(\s(0))))=1585.6NFa1=Ft1tan=4203.4×tan15.2410=1144.7N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=111.683mm则:Ft2=eq\f(2T\s(,2),d\s(,3))=eq\f(2×627.33×1000,111.683)=11234.1NFr2=Ft2×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=11234.1×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos14.763\s(\s(\s(0))))=4228.3NFa2=Ft2tan=11234.1×tan14.7630=2958.8N3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取：A0=107，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=107×eq\r(3,\f(23.05,350.84))=43.2mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据dmin=43.2mm由轴承产品目录中选取角接触球轴承7209C，其尺寸为d×D×T=45×85×19mm，故d12=d56=45mm。2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45=50mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B=72mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=70mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=50mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴环处的直径d34=58mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=14.5mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7209C型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d23=50mm。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B=117mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=115mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=19mm，则l12=T+Δ+s+2=19+16+8+2=45mml67=T2T+s+Δ+2.5+2=19+8+16+2.5+2=47.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据7209C轴承查手册得a=11.5mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1=72/2-2+45-11.5=67.5mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=72/2+14.5+117/2=109mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3=(117/2+47.5+-11.5)mm=94.5mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=eq\f(Ft1(L2+L3)+Ft2L3,L1+L2+L3)=eq\f(4203.4×(109+94.5)+11234.1×94.5,67.5+109+94.5)=7073.9NFNH2=eq\f(Ft1L1+Ft2(L1+L2),L1+L2+L3)=eq\f(4203.4×67.5+11234.1×(67.5+109),67.5+109+94.5)=8363.6N垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2,L1+L2+L3)=eq\f(1585.6×(109+94.5)+1144.7×298.488/2-4228.3×94.5+2958.8×111.683/2,67.5+109+94.5)=956.3NFNV2=eq\f(Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2,L1+L2+L3)=eq\f(1585.6×67.5-1144.7×298.488/2-4228.3×(67.5+109)-2958.8×111.683/2,67.5+109+94.5)=-3599N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1=FNH1L1=7073.9×67.5Nmm=477488NmmMH2=FNH2L3=8363.6×94.5Nmm=790360Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L1=956.3×67.5Nmm=64550NmmMV2=FNV2L3=-3599×94.5Nmm=-340106Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1=eq\r(M\s(2,H1)+M\s(2,V1))=481831NmmM2=eq\r(M\s(2,H2)+M\s(2,V2))=860431Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT2)\s(2)),W)=eq\f(\r(481831\s(2)+\b(0.6×627.33×1000)\s(2)),0.1×50\s(3))MPa=48.9MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.3输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=22.13KWn3=108.96r/minT3=1939.81Nm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=358.317mm则:Ft=eq\f(2T\s(,3),d\s(,4))=eq\f(2×1939.81×1000,358.317)=10827.3NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=10827.3×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos14.763\s(\s(\s(0))))=4075.2NFa=Fttan=10827.3×tan14.7630=2851.7N3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,3),n\s(,3)))=112×eq\r(3,\f(22.13,108.96))=65.8mm输出轴的最小直径是安装小链轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12=69mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足小链轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=74mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=79mm，现取l12=40mm。2）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，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d23=74mm，由轴承产品目录中选取角接触球轴承7215C，其尺寸为d×D×T=75mm×130mm×25mm，故d34=d78=75mm，取挡油环的宽度为15，则l34=25+15=40mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7215C型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=84mm。3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67=80mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B=112mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=110mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=80mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d56=92mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=12mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=25mm高速大齿轮轮毂宽度B2=72mm，则l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=72+12+5+2.5+16+8-12-15=88.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=25+8+16+2.5+2=53.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据7208C轴承查手册得a=26.4mm小链轮中点距左支点距离L1=40/2+50+26.4=96.4mm齿宽中点距左支点距离L2=112/2+40+88.5+12-26.4=170.1mm齿宽中点距右支点距离L3=112/2-2+53.5-26.4=81.1mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(10827.3×81.1,170.1+81.1)=3495.6NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(10827.3×170.1,170.1+81.1)=7331.7N垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(FrL3+Fad4/2-Fp(L1+L2+L3),L2+L3)=eq\f(4075.2×81.1+2851.7×358.317/2-17376×(96.4+170.1+81.1),170.1+81.1)=-20694.6NFNV2=eq\f(FrL2-Fad4/2+FpL1,L2+L3)=eq\f(4075.2×170.1-2851.7×358.317/2+17376×96.4,170.1+81.1)=7393.8N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=3495.6×170.1Nmm=594602Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0=FpL1=17376×96.4Nmm=1675046Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=-20694.6×170.1Nmm=-3520151NmmMV2=FNV2L3=7393.8×81.1Nmm=599637Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=3570016NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=844462Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(3570016\s(2)+\b(0.6×1939.81×1000)\s(2)),0.1×80\s(3))MPa=73.3MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分键联接的选择及校核计算8.1输入轴键选择与校核校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接触长度:l'=50-10=40mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×40×32×120/1000=307.2NmT≥T1，故键满足强度要求。8.2中间轴键选择与校核1）中间轴与高速大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×63mm，接触长度:l'=63-14=49mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×9×49×50×120/1000=661.5NmT≥T2，故键满足强度要求。2）中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×110mm，接触长度:l'=110-14=96mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×9×96×50×120/1000=1296NmT≥T2，故键满足强度要求。8.3输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=22mm×14mm×100mm，接触长度:l'=100-22=78mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×14×78×80×120/1000=2620.8NmT≥T3，故键满足强度要求。2）输出轴与小链轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=20mm×12mm×36mm，接触长度:l'=36-20=16mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×12×16×69×120/1000=397.4NmT≥T3，故键满足强度要求。第九部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=10×1×8×300=24000h9.1输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×1644.8+0×1187.4=1644.8N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=1644.8×eq\r(3,\f(60×1470,10\s(\s(6)))×24000)=21119N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:7208C轴承，Cr=26.8KN，由课本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×1470)\b(\f(26.8×1000,1644.8))\s(\s(3))=4.9×104≥Lh所以轴承预期寿命足够。9.2中间轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×4228.3+0×2958.8=4228.3N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=4228.3×eq\r(3,\f(60×350.84,10\s(\s(6)))×24000)=33676N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:7209C轴承，Cr=18.2KN，由课本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×350.84)\b(\f(18.2×1000,4228.3))\s(\s(3))=3.79×103≥Lh所以轴承预期寿命足够。9.3输出轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0