【文章內(nèi)容簡介】 280M6額定功率： 55KW同步轉(zhuǎn)速： 1000r/min帶傳動比i： 一天運轉(zhuǎn)時間： 24小時 確定計算功率查表有計算功率為： （31） 選取窄V帶的帶型根據(jù)和小帶輪轉(zhuǎn)速 n確定用窄V帶帶型。由于窄V帶能承受較大的預(yù)緊力，故根據(jù)《機械設(shè)計》第七版圖89選用SPB型窄V帶。由《機械設(shè)計》表83和表87取主動輪基準直徑為=224mm則 選取標準值：=710mm 驗算V帶的速度由公式 （32）帶速在5—35m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 確定V帶基準長度和中心距 根據(jù)公式 （33）有即初取a0=1000mm由公式 （34）取基準長度帶長mm計算實際中心距a （35） 帶輪包角α （36） 則主動輪上的包角合適。 計算V帶根數(shù) （37）根據(jù)，查《機械設(shè)計》第七版表85c和表85d 得：=， =根據(jù)，查《機械設(shè)計》第七版表88，得：根據(jù)=3550mm，查表82，得：=則將上述數(shù)據(jù)代入可得，取整值 Z=9根 帶輪的設(shè)計 計算預(yù)緊力由公式 （38）查表84得q= 應(yīng)使帶的實際初拉力大于。對于新安裝的V帶。 作用在軸上的壓軸力 （39） 帶輪寬度 （310）， 帶輪用鑄造的方法制造，選用鋼材 HT=100. 齒輪傳動的設(shè)計 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）一般抽油機齒輪傳動采用雙圓弧齒輪傳動；（2）選用齒輪精度等級為887JB402185；（3）選擇齒輪材料 小齒輪材料：，調(diào)質(zhì)。 大齒輪材料：，調(diào)質(zhì)。 用硬度下限值查《抽油機》（石油工業(yè)出版社）圖512和圖518，取調(diào)質(zhì)合金鋼區(qū)域圖的中間值得疲勞極限 小齒輪 大齒輪 初步確定主要傳動嚙合參數(shù) ⑴ 高速級（人字形齒輪）已知=， 初選則暫取則半齒寬上的軸向重合度為 （311） =在推薦范圍內(nèi)，故取=，=按《抽油機》接觸疲勞強度設(shè)計式（511）初定模數(shù)： （312）對分流式布置的人字形齒輪，按單側(cè)斜齒傳遞一半扭矩計算，取小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩為 （313）其中 [T]為輸出軸轉(zhuǎn)矩，i為減速器總傳動比，為減速箱總傳動效率。查《抽油機》圖57，=，=（非對稱布置，軸剛性?。┤?，暫取=按齒輪Ⅲ組精度為7級，取=由《抽油機》圖58，當=，時，查得 =由《抽油機》表54得=由《抽油機》圖59，按u=，查得=由《抽油機》圖510，按，查得=。暫取=1，=1，=1取則 （314） （315） =取第一系列標準模數(shù)，=5mm初定主要傳動參數(shù)：取中心距A=300mm則=176。=33176。33′取b=65mm（單側(cè)齒寬）（2）低速級（人字齒輪）低速級傳動比初選，則則取整為=95，則暫取 在推薦范圍內(nèi)，故取=，=由《抽油機》圖57按=，查得（非對稱布置，軸剛性小）由《抽油機》圖59,按u==由《抽油機》圖510，按查得=由《抽油機》圖58，按=，查得=代入接觸強度設(shè)計式初定模數(shù)： =，取標準模數(shù)=6mm初定主要傳動參數(shù)：中心距取整得 A=420mm=176。=26176。46′則取b=97mm（半人字齒寬） 校核齒根彎曲疲勞強度（高速級） 按《抽油機》校核式（513）計算齒根彎曲疲勞應(yīng)力 （316）實際總傳動比考慮到兩側(cè)齒輪對中性的加工誤差，故在校核計算時，即小齒輪轉(zhuǎn)速 由《抽油機》圖56,7級精度，得由《抽油機》圖57，按非對稱布置，軸剛性小查得（軟齒面）實際重合度由和β=176。 從《抽油機》圖58查得取由《抽油機》圖59，按u=，查得由《抽油機》表54查得由《抽油機》圖510查得 按由圖515查得 未修端，由圖516查得由于抽油機齒輪減速器，其應(yīng)力循環(huán)次數(shù)比齒根彎曲疲勞循環(huán)基數(shù)，故取。由《抽油機》表520，查得——彎曲強度的最小安全系數(shù)，取值范圍為，要求一般可靠度時取下限值，高可靠度時取上限值。 從校核計算可知，小齒輪彎曲強度比大齒輪低，但兩者都超過了高可靠度安全系數(shù)，彎曲強度儲備有富裕。 校核齒面接觸疲勞強度（高速級） 用校核式（520）計算齒面疲勞應(yīng)力： （317）前面已選定及等系數(shù)。由算得由及，從圖《抽油機》511查得，則 =由《抽油機》圖513，采用200號極壓工業(yè)齒輪油潤滑，當，查得 由《抽油機》圖514，按，查得則安全。由計算可知，小齒輪的接觸疲勞強度比大齒輪高。 承載能力計算（高速級）（1） 由許用接觸應(yīng)力決定承載能力 取 （318） 則換算到輸出軸的承載能力為（2）由許用彎曲應(yīng)力決定的承載能力 取 （319） 則換算到輸出軸的承載能力為 低速級齒輪疲勞強度校核計算過程從略，僅給出結(jié)果。（1）齒面接觸疲勞強度校核 安全。（2）齒根彎曲疲勞強度校核安全。 主要參數(shù)幾何尺寸計算 表31 齒輪幾何參數(shù)匯總表名稱高速級低速級 計算式齒數(shù)Z, 模數(shù)mmmm當量模數(shù)螺旋角ββ=33176。33′β=26176。46′傳動比ii=i=分度圓直徑d中心距AA=300mmA=421mm齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬 軸的設(shè)計 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，按照扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即。初算軸徑時，若最小軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸段強度的影響。對直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大7%。對直徑d100mm的軸，有一個鍵槽，軸徑增大5%~7%；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大10%~15%。 Ⅰ軸的設(shè)計及相關(guān)鍵的設(shè)計（1）高速軸的材料選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度241~286HBS。 查《機械設(shè)計》（第七版）表153得由公式可得因為高速軸為外伸軸，且最小軸徑處需要安裝帶輪，需開一鍵槽，則取由此依次設(shè)計Ⅰ軸的軸徑（由帶輪端向箱體內(nèi)）為60mm—70mm—80mm—齒輪軸—80mm—70mm。（2）裝帶輪的輪轂設(shè)計 取轂長為=（3）軸上鍵的設(shè)計查《機械零件手冊》取鍵長L=100mm，采用圓頭普通平鍵A型，并得鍵的尺寸為bh=1811mm，軸槽深度mm，輪轂深度mm 由于齒輪軸的直徑與齒輪的分度圓直徑相差不大，所以將齒輪與軸做成一體，稱之為齒輪軸。 Ⅱ軸的設(shè)計及相關(guān)鍵的設(shè)計（1）Ⅱ軸材料選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度241~286HBS查《機械設(shè)計》（第七版）表153得由公式，可得因為中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，故取標準值則Ⅱ軸軸徑依次為90mm—95mm—100mm—130mm—96mm—90mm。（2）齒輪輪轂設(shè)計齒輪2的輪轂長度，齒輪3的輪轂長度為（3）軸上鍵的設(shè)計兩鍵的型號均選用A型圓頭平鍵，查《機械零件手冊》可得，鍵的尺寸均為bh=2816mm安裝齒輪2的鍵長可選用 安裝齒輪3的鍵長可選用其它參數(shù)分別為：齒輪輪轂上輪槽深度均為mm，軸上鍵槽的深度均為mm。 Ⅲ軸的設(shè)計及相關(guān)鍵的設(shè)計（1）Ⅲ軸材料選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度241~286HBS查查《機械設(shè)計》（第七版）表153得由公式，可得因為Ⅲ軸為外伸軸，且最小軸徑處安裝聯(lián)軸器，開有鍵槽，取則軸徑依次為125mm—135mm—140mm—150mm—170mm—145mm—140mm。（2）軸上鍵的設(shè)計 為了使所選用的軸頸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為。 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱扭矩的條件，查《機械設(shè)計手冊》選用“彈性柱銷齒式聯(lián)軸器ZL11型”，其公稱扭矩為，孔徑范圍為d=120~130mm。 由于半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度為L=212mm，故取鍵長；型號選用A型圓頭平鍵，其尺寸為bh=3218mm，軸上鍵槽的深度為mm。根據(jù)齒輪輪轂寬度選取，軸與齒輪相聯(lián)接的鍵長為，型號選用A型圓頭平鍵，其尺寸為bh=3620mm，齒輪輪轂上輪槽深度為mm，軸上鍵槽的深度為mm。 軸的校核現(xiàn)僅需精確校核輸出軸，詳細過程如下： 求低速級大齒輪上的力已知大齒輪分度圓直徑為而圓周力 徑向力因為采用人字形齒輪，則不受軸向力，即 求軸上載荷首先根據(jù)軸