鑄工車間砂型運(yùn)輸設(shè)備設(shè)計(jì)-機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)

滁州學(xué)院本科畢業(yè)論文機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)2016/2017學(xué)年第二學(xué)期指導(dǎo)老師：王崢2015級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 學(xué)號(hào)： 2015211425 頂 姓名： 張恒 頂 2017-05目錄1 課程設(shè)計(jì)題目1.1 內(nèi)容1.2 目標(biāo)1.3 任務(wù)陳述1.4設(shè)計(jì)的關(guān)鍵2 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)方案的確定2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇2.3 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配2.4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 減速器外傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1.1v帶設(shè)計(jì)3.2 減速器內(nèi)傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1、2輪的設(shè)計(jì)） 3.2.2齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（3、4輪的設(shè)計(jì)）4 鍵連接的選擇及校核計(jì)算 4.1輸入軸鍵選擇及校核 4.2中間軸鍵選擇及校核 4.3輸出軸鍵選擇及校核5 軸承選擇及校核計(jì)算 5.1輸入軸的軸承計(jì)算及校核 5.2中間軸的軸承計(jì)算及校核 5.3輸出軸的軸承計(jì)算及校核6 聯(lián)軸器選擇7 減速器的潤(rùn)滑及密封 7.1減速器的潤(rùn)滑 7.2減速器的密封8減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸1、 課程設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)鑄工車間的砂型運(yùn)輸設(shè)備。該傳送設(shè)備的傳動(dòng)系統(tǒng)由電動(dòng)機(jī)、減速器和輸送帶組成。每日 兩 班制工作，工作期限為10年。已知條件：輸送帶帶輪直徑d= 300 mm，輸送帶運(yùn)行速度v= 0.69 m/s，輸送帶軸所需拉力F= 6000 N。1.1內(nèi)容1.設(shè)計(jì)二級(jí)圓柱齒輪減速器，計(jì)算帶傳動(dòng)的主要性能參數(shù)。2.繪制齒輪減速器的裝配圖一張；繪制低速軸上的齒輪的傳動(dòng)件的工作圖一張；繪制從動(dòng)軸的零件工作圖；繪制減速器箱體的零件工作圖一張。3.寫出設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份。1.2 目標(biāo)（1） 通過(guò)課程設(shè)計(jì)實(shí)踐，樹(shù)立正確的設(shè)計(jì)思想，增強(qiáng)創(chuàng)新意識(shí)，培養(yǎng)綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他先修課程的理論與實(shí)際知識(shí)去分析和解決機(jī)械設(shè)計(jì)問(wèn)題的能力。（2） 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的一般規(guī)律。（3）通過(guò)制定設(shè)計(jì)方案，合理選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和零件類型，正確計(jì)算零件工作能力，確定尺寸和掌握機(jī)械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護(hù)要求，之后進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，達(dá)到了解和掌握機(jī)械零件，機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)過(guò)程和方法。（4）學(xué)習(xí)進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計(jì)算，繪圖，查閱設(shè)計(jì)資料和手冊(cè)，運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等。1.3 任務(wù)陳述1、繪制傳動(dòng)裝置裝配圖一張（A0/A1）；2、繪制傳動(dòng)裝置中軸、齒輪零件圖各一張(A3)；3、編制設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。（字?jǐn)?shù)在8000字左右）1.4設(shè)計(jì)的關(guān)鍵設(shè)計(jì)的重中之重在于二級(jí)展開(kāi)式圓柱斜齒輪減速器的設(shè)計(jì)，需要通過(guò)計(jì)算減速器內(nèi)部各種零件的性能參數(shù)使其達(dá)到規(guī)定的強(qiáng)度、剛度要求進(jìn)而對(duì)減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)。其主要步驟如下：第一步選擇原動(dòng)機(jī)第二步分配傳動(dòng)比計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速，力矩第三步齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算第四步軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算第五步聯(lián)軸器的選擇與設(shè)計(jì)第六步軸承的選擇與校核第七步潤(rùn)滑方式選擇第八步其它附件如端蓋油標(biāo)等各種附件的選擇第九步減速器箱體的設(shè)計(jì)2 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)方案的確定（1）根據(jù)工作要求和工作環(huán)境，選擇展開(kāi)式二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)方案。此方案工作可靠、傳遞效率高、使用維護(hù)方便、環(huán)境適用性好。（2）為了保護(hù)電動(dòng)機(jī)，其輸出端選用帶式傳動(dòng)，這樣一旦減速器出現(xiàn)故障停機(jī)，皮帶可以打滑，保證電動(dòng)機(jī)的安全。（3）由于帶傳動(dòng)的承載能力較低，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)結(jié)構(gòu)尺寸較大，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖吸震，因此，應(yīng)將其布置在高速的一端。（4）直齒圓柱齒輪相對(duì)于帶傳動(dòng)有一定的沖擊，所以放在傳動(dòng)裝置的速度低的一端。 故該機(jī)器包括原傳動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置、工作機(jī)三部分組成，而且結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱、強(qiáng)度和剛性號(hào)，便于操作和維修。2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇2.2.1電動(dòng)機(jī)的類型 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動(dòng)機(jī)。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2.2.2電動(dòng)機(jī)的功率式中：為工作機(jī)的阻力，；為工作機(jī)的線速度，m/s；為工作機(jī)的效率，帶式傳動(dòng)機(jī)可取=0.96其中：=6000N，=0.69m/s，=0.96得2、電動(dòng)機(jī)的輸出功率為電動(dòng)機(jī)至滾筒軸的傳動(dòng)裝置總效率。 工作機(jī)實(shí)際需要的電動(dòng)機(jī)的輸出功率。 工作機(jī)所需的輸入功率且傳動(dòng)裝置的總效率公式為：式中，為傳動(dòng)系統(tǒng)中各級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、軸承以及聯(lián)軸器的效率。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第三章表3-1可知帶傳動(dòng)效率：0.96每對(duì)軸承的傳動(dòng)效率：0.99圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：0.98聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率：0.99卷筒的傳動(dòng)效率：0.96由簡(jiǎn)圖可知共有三對(duì)軸承，兩對(duì)齒輪，一個(gè)聯(lián)軸器，兩種傳送帶。所以傳動(dòng)裝置的總效率為：=0.853、電動(dòng)機(jī)所需功率為：因載荷平穩(wěn) ，電動(dòng)機(jī)額定功率只需略大于即可，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表17-7選取電動(dòng)機(jī)額定功率= 。2.2.3電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表3-2得展開(kāi)式減速器的傳動(dòng)比為：=925V帶的傳動(dòng)比為：=24得總推薦傳動(dòng)比為：18100所以電動(dòng)機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速的范圍為：791.084395r/min查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)常用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范表17-7可知符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。但是電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為791.084395r/min，且3000r/min的電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速過(guò)高。故選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機(jī)。型號(hào)為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速。2.3 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配1、總傳動(dòng)比為:其中是電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，是電動(dòng)機(jī)的工作轉(zhuǎn)速。2、分配傳動(dòng)比為使傳動(dòng)裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選V帶傳動(dòng)比：；則減速器的傳動(dòng)比為：；考慮兩級(jí)齒輪潤(rùn)滑問(wèn)題，兩級(jí)大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。應(yīng)使兩級(jí)的大齒輪具有相似的直徑（低速級(jí)大齒輪的直徑應(yīng)略大一些，使高速級(jí)大齒輪的齒頂圓與低速軸之間有適量的間隙）。設(shè)高速級(jí)的傳動(dòng)比，低速級(jí)的傳動(dòng)比為，對(duì)于二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器：取=3.75，則低級(jí)傳動(dòng)比為：；2.4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算2.4.1各軸的轉(zhuǎn)速：電機(jī)軸：=1440r/min1軸: ；2軸: ；3軸: ；滾筒軸: 2.4.2各軸的輸入功率：電機(jī)軸：=1軸: ；2軸: ；3軸: ；卷筒軸: 2.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸: ；1軸: ；2軸: ；3軸: ；滾筒軸: 2.4.4整理列表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速電機(jī)軸5.536.48144015.28105.0548025.1238212834.971079.743.96滾筒軸4.87105843.963 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 減速器外傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1.1 V帶設(shè)計(jì)3.1.1.1 原始數(shù)據(jù)電動(dòng)機(jī)功率 kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 r/minV帶理論傳動(dòng)比3.1.1.2設(shè)計(jì)計(jì)算確定計(jì)算功率根據(jù)兩班制工作，空載啟動(dòng)，連續(xù)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷穩(wěn)定，工作期限10年。表8-8 查得工作系數(shù)KA=1.23.1.1.3 選擇V帶的帶型根據(jù)、由圖8-11選用A型。3.1.1.4 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v1） 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=80mm2） 驗(yàn)算帶速按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度因?yàn)?，故帶速合適3.1.1.5 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為mm3.1.1.6 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度1） 根據(jù)式（8-20），初定中心距2） 由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。3） 按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距 由式（8-24）可得中心距的變化范圍為338.25mm394.5mm。3.1.1.7驗(yàn)算小帶輪上的包角3.1.18計(jì)算帶的根數(shù)z1） 計(jì)算單根V帶的額定功率。由，查表8-4得根據(jù)，i=3和A型帶，查表8-5得查表8-6得，查表8-2得，于是2） 計(jì)算V帶的根數(shù)z。 取10根。3.1.1.9 計(jì)算單根V帶的初拉力由表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以=97.82N3.1.1.10 計(jì)算壓軸力3.1.1.11 主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型帶輪基準(zhǔn)直徑(mm)傳動(dòng)比基準(zhǔn)長(zhǎng)度(mm)A31250中心距（mm）根數(shù)初拉力(N)壓軸力(N)6631097.821901.183.1.1.12 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1、帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）2、帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準(zhǔn)直徑有關(guān)。小帶輪接電動(dòng)機(jī)，較小，所以采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)帶輪。3.2 減速器內(nèi)傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1、2輪的設(shè)計(jì)）1. 選精度等級(jí)、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(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 22，大齒輪齒數(shù)z2 = 223.75 = 82.5，取z2= 83。（4）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（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。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 105.05 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos22cos20/(22+21) = 30.537aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos87cos20/(87+21) = 23.284端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 22(tan30.537-tan20)+83(tan23.284-tan20)/2 = 1.71重合度系數(shù)：Ze = = = 0.874計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)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(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 6048011030028 = 1.38109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38109/3.75 = 3.69108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 528 MPasH2 = = = 500.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 500.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 66.44mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 1.667m/s齒寬bb = = 1*66.44 = 66.44mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.67 m/s、8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.02。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 21000105.05/66.44 = 3162.252NKAFt1/b = 13162.252/66.44 = 47.60 N/mm 100 N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.457。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 11.021.21.457 = 1.7833）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 66.44 = 68.89mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 68.89/22 = 3.13 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1 = z1m = 223 = 66 mmd2 = z2m = 833 = 249 mm（2）計(jì)算中心距a = (d1+d2)/2 = (66+249)/2 = 157.5 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 166 = 66 mm4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ = 0.25+0.75/1.71 = 0.689由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.79計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)表10-4用插值法查得KHb = 1.426，結(jié)合b/h = 9.78查圖10-13得KFb = 1.427則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.121.21.427 = 1.918計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)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sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 236.14 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 74.863 MPa sF1sF2 = = = 70.31 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 22、z2 = 87，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20，中心距a = 163.5 mm，齒寬b1 = 71 mm、b2 = 66 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2283齒寬b71mm66mm分度圓直徑d66mm249mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha72mm251mm齒根圓直徑dfd-2hf58.5mm241.5mm3.2.2齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（3、4輪的設(shè)計(jì)）1.選精度等級(jí)、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(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 23，大齒輪齒數(shù)z4 = 232.912= 66.976，取z4= 67。（4）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（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。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 382N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos23cos20/(23+21) = 30.181aa2 = arccosz4cosa/(z4+2ha*) = arccos67cos20/(67+21) = 23.998端面重合度：ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 23(tan30.181-tan20)+70(tan23.998-tan20)/2 = 1.701重合度系數(shù)：Ze = = = 0.875計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)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(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 6012821030018 = 3.69*108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 3.69108/2.912= 1.266*108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.91、KHN2 = 0.93。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 546 MPasH2 = = = 511.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 511.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 102.676mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 0.688 m/s齒寬bb = =1102.676 = 102.676mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.688m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 0.78。齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 21000382/102.676= 7440.88 NKAFt3/b = 17440.88/102.676 = 72.47 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.469。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 10.781.21.469 = 1.3753）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3 = = 102.676 = 97.618 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d3/z3 = 97.618/23 = 4.244mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 4 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d3 = z3m = 234 = 92 mmd4 = z4m = 674 = 268 mm（2）計(jì)算中心距a = (d3+d4)/2 = (92+268)/2 = 180 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd3 = 192 = 92 mm取b4 = 92、b3 = 97。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = F1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea= 0.25+0.75/1.701 = 0.691由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.25YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.76計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)aKFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.469，結(jié)合b/h = 10.22查圖得KFb = 1.439= 1.439則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb= 11.051.21.439 = 1.813計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力F查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.87、KFN2 = 0.89取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 385.29 MPasF2 = = = 394.14 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 103.401 MPa sF1sF2 = = = 96.814 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 23、z2 = 67，模數(shù)m = 4 mm，壓力角a = 20，中心距a = 180 mm，齒寬b1 = 97 mm、b2 = 92 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m4mm4mm齒數(shù)z2367齒寬b97mm92mm分度圓直徑d92mm268mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha4mm4mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)5mm5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf9mm9mm齒頂圓直徑dad+2ha100mm276mm齒根圓直徑dfd-2hf82mm258mm3.3 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 5.28 KW n1 = 480r/min T1 = 105.05Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 66 mm 則:Ft = = = 3183.33 NFr = Fttana = 3183.33tan20 = 1158.64N3.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 = 112 = 24.91mm 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 = 26mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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 = 30 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 35 mm。大帶輪寬度B = 78 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(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 76 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為dDT = 357217 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 71 mm，d56 = d1 = 66 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 = 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(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)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 = 97 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 97+12+16+8-15 = 118 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊(cè)得T = 17 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (78/2+50+17/2)mm = 97.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (71/2+32+118-17/2)mm = 177 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (71/2+9+32-17/2)mm = 68 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 732.5 NFNH2 = = = 1906.6 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -1614.6 NFNV2 = = = 1229 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 732.5177 Nmm = 129652 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 1345.5897.5 Nmm = 131194 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1614.6177 Nmm = -285784 NmmMV2 = FNV2L3 = 122968 Nmm = 83572 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 = = 313819 NmmM2 = = 154253 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：3.4 中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 6.31 KW n2 = 182.28 r/min T2 = 330.35 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 261 mm 則:Ft1 = = = 2531.4 NFr1 = Ft1tana = 2531.4tan20= 920.8 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 92 mm 則:Ft2 = = = 7181.5 NFr2 = Ft2tana = 7181.5tan20= 2612.4 N3.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 = 34.9 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 34.9 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為dDT = 357217 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 = 66 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 64 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)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b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)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(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開(kāi)設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 97 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 95 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 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(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T = 17 mm，則l12 = T+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mml56 = T2T+s+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(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊(cè)得T = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L1 = (66 - 2)/2 + 45.5-17/2 mm = 69 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (66/2+14.5+97/2)mm = 96 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L3 = (97 - 2)/2+43-17/2)mm = 82 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 4208.4 NFNH2 = = = 5504.5 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -203.7 NFNV2 = = = -1487.9 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 4208.469 Nmm = 290380 NmmMH2 = FNH2L3 = 5504.582 Nmm = 451369 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -203.769 Nmm = -14055 NmmMV2 = FNV2L3 = -1487.982 Nmm = -122008 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 = = 290720 NmmM2 = = 467568 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 55 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：3.5 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 6.06 KW n3 = 59.96 r/min T3 = 964.39 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 280 mm 則:Ft = = = 6888.5 NFr = Fttana = 6888.5tan20= 2505.8 N3.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 = 52.2 mm 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(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)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 = 1.3964.39 = 1253.7 Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT10型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為63 mm故取d12 = 63 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為107 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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 = 68 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 73 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 107 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(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 105 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 68 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6214，其尺寸為dDT = 70mm125mm24mm，故d34 = d78 = 70 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 24+15 = 39 mm 左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6214型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 79 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 75 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 = 92 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67 = 90 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 75 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 87 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，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 = 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(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 24 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 66 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 66+12+5+2.5+16+8-12-15 = 82.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6214深溝球軸承查手冊(cè)得T= 24 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (92/2+12+82.5+39-24/2)mm = 167.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (92/2-2+52.5-24/2)mm = 84.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 2309.8 NFNH2 = = = 4578.7 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 840.2 NFNV2 = = = 1665.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2309.8167.5 Nmm = 386892 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 840.2167.5 Nmm = 140734 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：M = = 411693 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.7 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：4 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算4.1 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：bhl = 8mm7mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-8 = 62 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2576225120/1000 = 325.5 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。4.2 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：bhl = 12mm8mm50mm，接觸長(zhǎng)度:l = 50-12 = 38 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2583840120/1000 = 364.8 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)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：bhl = 12mm8mm90mm，接觸長(zhǎng)度:l = 90-12 = 78 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2587840120/1000 = 748.8 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。4.3 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：bhl = 20mm12mm80mm，接觸長(zhǎng)度:l = 80-20 = 60 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25126075120/1000 = 1620 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)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：bhl = 18mm11mm100mm，接觸長(zhǎng)度:l = 100-18 = 82 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25118263120/1000 = 1704.8 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。5 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 1018300 = 24000 h5.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1960+0 = 960 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 960 = 9716 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 4.34105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。5.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 12612.4+0 = 2612.4 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 2612.4 = 16727 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 8.5104Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。5.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 12505.8+0 = 2505.8 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 2505.8 = 11075 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6214軸承，Cr = 60.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.97106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。6 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T3