二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)報(bào)告

1、專業(yè)資料目錄1. 設(shè)計(jì)任務(wù) 22. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定 23. 電動(dòng)機(jī)的選擇 33.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類型 33.2傳動(dòng)比的分配 83.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 84. 減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 144.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 144.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 265. 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì) 315.1軸的設(shè)計(jì) 315.2鍵的選擇與校核 415.3軸承的的選擇與壽命校核 436. 箱體的設(shè)計(jì) 466.1箱體附件 466.2鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表 487. 潤(rùn)滑和密封 497.1潤(rùn)滑方式選擇 497.2密圭寸方式選擇 49參考資料目錄 49學(xué)習(xí)資料WORD

2、格式可編輯計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1. 設(shè)計(jì)任務(wù)1.1設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，工作時(shí)有輕微沖擊，輸送帶允許速度誤差土4%二班制，使用期限12年(每年工作日300天)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年，小批 量牛產(chǎn)。1.2原始數(shù)據(jù)滾筒圓周力：F_900N輸送帶帶速：v=2.4(4%)m/s滾筒直徑：450 mm1.3工作條件二班制，空載起動(dòng)，有輕微沖擊，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年；三相交流電源， 電壓為380/220V。2. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示：專業(yè)技術(shù)分享JL結(jié)果I-電動(dòng)乙或聯(lián)鈾春* 3-二級(jí)齒輪耳速器* 5-落胃* 6-眷送芾帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1通過(guò)聯(lián)軸器2

3、將動(dòng)力傳入兩級(jí)齒輪減速計(jì)算及說(shuō)明器3,再經(jīng)聯(lián)軸器4將動(dòng)力傳至輸送機(jī)滾筒5帶動(dòng)輸送帶6工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中采 用兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)為斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)為直齒圓柱 齒輪傳動(dòng)，高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。 展開(kāi)式減速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱，因此要求軸有較大的剛 度。3. 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類型按設(shè)計(jì)要求及工作條件，選用丫系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電壓380V。3.1.1選擇電動(dòng)機(jī)的容量根據(jù)已知條件計(jì)算，工作機(jī)所需要的有效功率Pw =Fv1000900 2.41000一二 2.16kW設(shè)：n 4w輸送機(jī)滾筒軸至

4、輸送帶間的傳動(dòng)效率;n c聯(lián)軸器效率，n c=0.99版社）表3 1）;n g閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率,n b滾動(dòng)軸承（一對(duì)球軸承）（見(jiàn)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出 n g=0.98 （同上）;,n b=0.99 （同上）;Fw=2.16kWn cy輸送機(jī)滾筒效率，n cy =0.96 （同上）。 估算傳動(dòng)裝置的總效率n _ n n n n n011223344 -,式中 01 二。= 0.9912 二 b g =0.99 0.98 =0.970223 二 b g =0.99 0.98 =0.970234 9 b c =0.99 0.99 =0.98014w = b cy =0.99 0.96

5、 = 0.9504傳動(dòng)系統(tǒng)效率01 12 23 34 4 廠 0.99 0.97020.9702 0.9801 0.9504 0.8680工作機(jī)所需要電動(dòng)機(jī)功率P 二匕二 2.16 二 2.4884kW0.8680計(jì)算及說(shuō)明傳動(dòng)總效 率n=0.8680Pr=2.4884kW結(jié)果選擇電動(dòng)機(jī)谷量時(shí)應(yīng)保證電動(dòng)機(jī)的額疋功率 Pm等于或大于工作機(jī)所需的電P=3kW動(dòng)機(jī)動(dòng)率Pr。因工作時(shí)存在輕微沖擊，電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm要大于Pr。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）表32所列丫系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足選 P-Pr條件的電動(dòng)機(jī)額定功率 f應(yīng)取為3kW3.1.2確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由已知條件

6、計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速nv2.4 漢 60101 Qir / minn、M -一3 - ioi.9lr / min咒 d3.14江4500、.nm傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比丨一nw由機(jī)械設(shè)計(jì)（高等教育出版社）表18 1查得，展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器推薦傳動(dòng)比范圍為i=860，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nm = inw = （8 60）如01.91 = 815.28 6114.6r / min由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）表32可以查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)如下表：萬(wàn)案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/mi n）總傳動(dòng)比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-6

7、39609.42通過(guò)對(duì)以上方案比較可以看出：方案1選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最咼、尺寸最小、重量最低、價(jià)格最低，總傳動(dòng)比為 28.26。但總傳動(dòng)比最大，傳動(dòng)系統(tǒng)（減速器）尺寸大，成本提咼。方案2選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速中等、質(zhì)量較輕、價(jià)格較低，總傳動(dòng)比為14.13。傳動(dòng)系統(tǒng)（減速器）尺寸適中。方案3選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最低、質(zhì)量最重、價(jià)格高，總傳動(dòng)比為 9.42。對(duì)于展開(kāi)式兩級(jí)減速器（i=860 ）綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、電動(dòng)機(jī)質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案2比較合理。Y100L2-4Y100L2-4型二相異步電動(dòng)機(jī)的額疋功率 P*3kw,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。由機(jī)械設(shè)計(jì)課型程

8、設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）表3 3電動(dòng)機(jī)的安裝及外型尺寸（單位 mm如下：ABCDE F G HK AB AC AD HD BB L電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)1601406328+0.0096082410012205205180245170380-0.004速n =1440r/mi n總傳動(dòng)比i=14.13計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果查得電動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)基本參數(shù)如下：中心高H =100mm,軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑 D = 28(_Z4) mm，軸伸出部分長(zhǎng)度E二60mm。3.2傳動(dòng)比的分配帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比i=14.13由傳動(dòng)系統(tǒng)方案可知6 = ：34 = 1因此，兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比14.13i01

9、i 34為便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑，當(dāng)兩級(jí)齒輪的配對(duì)材料相同、齒 面硬度HBSC 350,、齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高 速級(jí)傳動(dòng)比i121.3二1.3 28.26 4.286低速級(jí)傳動(dòng)比23i124.286傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比分別為01 - 1 12 - 4.286 i23= 3.297 i34=13.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算取電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為1軸、中速軸為2軸、低速軸3軸，帶式輸送機(jī)滾筒軸為4軸。各軸的轉(zhuǎn)速如下= 1440r / minn01440n 一 - 1440r / mini011n11440/ -n2 -一- 336r / min

10、i124.286i12 = 4.286 3.297計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果i23n3i34102 / min3.297J02r/min1計(jì)算出各軸的輸入功率P0 = R 二 2.4884kWR =趴廣 2.48847.99= 2.4635kWP2 = R% = 2.4635 0.9702= 2.3901kWP3 = P2 23 二 2.3901 0.9702 二 2.3189kWR4 =因34 = 2.31897.980仁 2.2728kW計(jì)算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩R2.4884T0 =9550 0 = 9550 ： 16.50N mn1440T =心001 T6.50X7.99=16.34N mE =Ti1

11、2 = 16.347.2867.9702= 67.95N mT3 =$23 23 = 67.95 3.297 0.9702 = 217.36N mT4 =T3i34 34 = 217.36 1 0.980 V 213.03N m運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如下表格所示軸號(hào)電動(dòng)機(jī)兩級(jí)圓柱齒輪減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速 n(r/mi n)14401440336102102功率R( KW2.48842.46352.39012.31892.2728轉(zhuǎn)矩t( n? m16.5016.3467.95217.36213.03兩軸聯(lián)接、傳動(dòng)件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動(dòng)比i14.2863.2971傳動(dòng)效率n

12、0.990.97020.97020.9801（注：除了電動(dòng)機(jī)軸的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩外，其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩。）計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果4. 減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1、初選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1) 材料及熱處理：選擇小齒輪材料 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240HBS(2) 齒輪精度：7級(jí)(3) 初選小齒輪齒數(shù)zl=24,大齒輪齒數(shù)z2=103(4) 初選螺旋角B =14(5) 壓力角a =202、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1).由機(jī)械設(shè)計(jì).(高等教育出版社 第九版)式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即d1tu +

13、1 - ZhZeZZpu、 X 3 2KhE確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)禺=1.0由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)Zb。Z 一： =、cos ：二、cos14 二 0.985計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：9.55106P9.55 106 2.46351440= 1.634 104N mm:=20;由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Zh二2.433。由表10-7選取齒寬系數(shù)d 1。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa1/2。由式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) J8 =arctan(tann /cosE) =arctan(ta20”cos14) =20.562o(at1 =

14、arccosZ1COStt/(z)+2lhncos0) =arccos24cos20.56i/(24+2漢化 cos14) =29.974 o(at2 =arccos2costt/(z2 +2lhncos0) =arccos103cos20.56i/(103*2 江 cos14) = 23.223 ea 斗z(tagt1-tang) +z2(taga2-tanat)/2兀=24%ta n29.974-ta n20.562) +1O3(tan23.22*ta n20.562)/2 兀=1.655邛=6dz tanB/兀=1%24dz!1 )確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt =1.310-1

15、9)，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y；:b =arctan(tan : cos： t) =arctan(tan14：cos20.562)= 13.140 ，二；：./cos2 r =1.655/cos213.14 =1.728Y；=0.25 0.75/ ；：v =0.25 0.75/1.728 =0.684(10-19)由式由式可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 丫 :P14Y： =11 -1.905 20，120=0.7784 =34.107 mm計(jì)算YFaYsa6由當(dāng)量齒數(shù)YFa1 =2.62、YFa2二 Z/cos=24/cos314 =26.27 亠心占-一亠3 一3 ，查圖10-1

16、7得齒形系數(shù)zv2 二 Z2CO53 ： =103/ cos314 =112.75-2.18。Zv1由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)丫諭=1.6、Ysa2 =1.81。由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限-FIim1 =500MPa ;大齒輪的彎 曲強(qiáng)度極限Fm2 = 380 MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 =0.85、Kfn2 =0.88 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-14）f 1K FN 1 f Iim1S0.855001.4=304MPaf 2K FN 2 F lim 2S0.883801.4-239MPa年 W04MPa年2 =239MPa設(shè)計(jì)及說(shuō)

17、明結(jié)果60 1000mn =mnt3= 0.858 3 1.988mm = 1.037mm1.3FtYFa1Y；a12 62x1 6Fa1 sa10.0138匕 f 1304YFa2a22.18 1.810.0165lcF239因?yàn)榇簖X輪的丫FaYs：大于小齒輪，所以取. F 1YFaYsa YFa2Ysa2KTT7T.1652）試算模數(shù)1 2423咨墜空內(nèi) 3匡亙更邁6竺邑!石爲(wèi)命0.85mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)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vd = gt乙=0.858 24mm = 20.592mm二卯 二 20.592 14401 1m/ s = 1.553m/s60 1000

18、齒寬bb =：九4 =1 20.592mm = 20.592mm寬咼比b/ h oh =(2hae )% =(2 1 0.25) 0.858mm = 1.931mmb/h =20.592/1.931 =10.662)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kf 根據(jù)v=1.553m/s , 7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù) 心=1.03。 由 已=2/6=2 1.634 104/20.592 N =1.587 103NKAFT1/b=1 1.587 103/20.592N/mm=77.1N/mm ：100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)Kf-. =1.4 o由表10-4用插值法查得 心，1.413,結(jié)合b/h

19、=10.66查圖10-13可得K =1.32 o貝 U載荷系數(shù)為 Kf 二KaKvKf：Kf 一： =1 1.03 1.4 1.32 =1.9883）由式（10-13）,可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)Kf由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)m=1.037mm并從標(biāo)準(zhǔn)中就近取 mn =1.5mm；而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能 力，僅與齒輪直徑有關(guān)，取按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑ch = 34.107 mm來(lái)計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即 Z1 Feos 1 /mn =34.107 cos14：/1.5 =22.06計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果質(zhì)數(shù)。103取Z-）

20、 = 22則大齒輪的齒數(shù) z2 = UZ|22 = 94.42，取z2 = 95 ,兩齒輪齒數(shù)互為244.幾何尺寸計(jì)算(1) 計(jì)算中心距(Z1+Z2)mn (22 95) 1.5 a=r=90.44mm2cosP 2=600=522MPaS1礙2 =紐昌皿=0=495MpaS1取Wh和耳】2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即巧=叭2= 495MPa2) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑。OH =495MPa2&玉 u+1 咕率3|21.06.7933l0,79Q4)12.5189.873du 虬】丿 V1(79/24) l495 丿=49E73mm計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載

21、荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度V。兀*巧兀 x 49.873沃 336,v - f 2_- 0.877m/s6000060 燈000齒寬b。b = dHt = 1 漢 49.837 = 49.837 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kjp查得使用系數(shù)A=1o根據(jù)v=0.877m/s、7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù) 忑=1.0。齒輪的圓周力Ft1=2T； /d1t =2 x 6.79329x 104 /49.873N =2.724 x 103 NKAFt1/b=1x2.724x103/49.873N/mm=54.625v100N/mm查得齒間載荷分配系數(shù)ct=1.2 o用表10-4插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)

22、支承非對(duì)稱分布時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)心円.420。其載何系數(shù)為Kh uKaKvKhoKhP =1江1.0 匯1.2X1.420 =1.7043）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑,3(Khc C 311 704 c “dd1J=49.87 = 59.569mmd =59.569mmYV 1.0及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d1/z1 =49.873/24 mm=2.078mm3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）試算齒輪模數(shù)，即mnt制dZ2（殲）1）確定公式中的各參數(shù)值。試選KFt =1.3。由式（10-5 ）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)丫&0.750.75Y皆=0.25+ =0.25+=0.688%1.7

23、14YFaY計(jì)算0由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1 =2.62 YFa2 =2.18由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) =1.55 Y；a2=1.76由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim1 -500MPa ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限佃2 =380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)J -0.85、Kfn2 0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果F1OF】2YFa1Ysa1K fn 1 of |血0.85 漢 500N -F- 303.57MPaSKFN2 F lim 2S2.62 1.550.0134303.571.4=088 380 =238.86MPa1.4

24、“ 2=303.57MFa/38.86M PaY 2Ys225 1.76 =0.0!66bF 2238.86YFaYsa因?yàn)榇簖X輪的Lf丨大于小齒輪，所以取=0.0166mt-Sa J/2)試算模數(shù)41 24223 6793 10.6880.0166 =1.519 mm(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。= 1.519 24mm = 36.456mm圓周速度= mtuid1 n2v160 1000兀漢 36.456 漢 336, cc ,m/ s 二 0.641m/ s60 1000齒寬bb/h寬咼比b -：冷6 =1 36.456mm = 36.456mmOh=(2ha c

25、)叫=(2 1 0.25) 1.519mm = 3.418mm b/h =36.456/3.418=10.672) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) Kf根據(jù)v=0.641m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù) Kv=1.07。由 Ft2=2T2/d1=2 6.793 104 /36.456N = 3.727 103N3KAFT1/b=1 3.727 10 /36.456 N / mm = 102.23N / mm 100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù) K =1.0。由表10-4用插值法查得 心2=1.417,結(jié)合b/h =10.67查圖10-13可得Kf，1.34。 則載荷系數(shù)為 心二KaKvK

26、f：Kf1 1.07 1.0 1.34 =1.4343) 由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m = “=1.519漢 fjmm = 1.569mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.569mm并近計(jì)算及說(shuō)明圓取整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2mm按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑di=49.873mm，算出小齒輪齒數(shù) z1=d1/m=49.873/2=24.937 。取N =25則大齒輪的齒數(shù) z2 =u乙

27、=3.297 25 =82.4，取z2 -82 ,兩齒輪齒數(shù)互為 質(zhì)數(shù)。乙I和二互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4. 幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算分度圓直徑d1 =Zj m=25 2=50d2=Z2m=82 2=164(2)計(jì)算中心距a=(d! +d2)/2=(50+164)/2=107 mm(3)計(jì)算齒輪寬度b -:dd1 =1 50 二 50mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計(jì)齒寬b的節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(510) mm 即b =b+(510)mm=50+(510) mm=5560 mm取d =58mm

28、,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即d =50mm5. 圓整中心距后的強(qiáng)度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計(jì)和制造。為此，可以通過(guò)調(diào)整傳動(dòng)比、 改變齒數(shù)或變位法進(jìn)行圓整。將中心距圓整為a = 110mm。在圓整之后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。(1) 計(jì)算變位系數(shù)和1) 計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。二=arccos(acos-：i)/a = arccos(107 cos20 )/110=23.927Z7=Z| +z2 =25+82=107x T=x1+x2=(inv： -inv )z/(2tan - )=(inv2

29、3.927 -inv20 ) 107/(2 tan20 )=1.65 y =(： 一 ：)/m =(110-107)/2 =1.5= x、-y =1.65 -1.5 = 0.15從圖10-21b可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強(qiáng)度，但重合度有所下降。2 )分配變位系數(shù)X1,X2結(jié)果m=2mm乙=25z2 =82d1 = 50mmd2 = 164 mmb = 58 mm b2 = 50mma =110mm由圖10-21b可知，坐標(biāo)點(diǎn)(z/2,x = /2) =(53.5,0.825)位于L17和L16之間。按這兩條線做射線，再?gòu)臋M坐標(biāo)的N,Z2處做垂直線，與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是N =0.724

30、冷=0.85(。為=0.724 x2 =0.8503 )齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核2KHtT2ZhZeZ2.45 189.8 0.642 2.01 6.793 104 (25 82) 1 VV59.43325+82= 485MPa : ；H滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。4) 齒根彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果小齒輪2KFtT2YFaYSaYc 2 漢 2.07疋 6.793燈 04 漢 2.5燈.56匯 0.68C F1 2 3 屋一23d 乙 m1x29 x2=124MPa 曰砰, 大齒輪2KFtT2YFaYsaYf 2 x 2.07 x 6.793x 1 4 x 2.18x 1.79x 0.68F 2

31、=彳 ”2dz m1x29 X2=117MPa h=6mm軸端倒角為6mm鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為 30mm同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性, 故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m&4)確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為 C1，各軸肩處圓角半徑為R1.0 o五、求軸上載荷(1 )畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖在確軸承的支點(diǎn)位置時(shí)， 從手冊(cè)中查得7205AC型角接觸球軸承軸承 d = 25 , ： = 16.4mm。 因此，作為簡(jiǎn)支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：L =108.6mm - 39.

32、6mm =148.2mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所C1各軸肩處圓 角半徑為R1示O(1)計(jì)算支反力F NV=Fa =240.9NMaFaD 18695 39.85mm=3724.98NmmFNH 222 FtLa820.28 39.6 _ 1L2 L3148.2 FtL2820.28 108.6NN =219.18N148.2=601.1NFNH1F NV1Ma W724.98 306.21 39.6 n=106.96N148.2F NV 2F丄2 -MaL230621 108-3724.98N =199.25N148.2(2 )計(jì)算彎矩Mh-FNH1L2= 219.18

33、108.6N mm = 23802.95N *mmM V1-Fnv 丄2= 106.96 108.6N mm = 11615.86N mmMV2 二 MV1 - Ma =(11615.86-3724.98)N mm = 7890.88N mm(3) 計(jì)算總彎矩M1Mh2 MV12 八 23802.9& 11615.862N mm = 26486.01N mmM2 = MH2 MV22 二 23802.952 7890.882N mm = 25076.81N *mm(4)計(jì)算扭矩TT訂6340N -mm現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的M H、M V及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =219.18NFnh2 =601.1NFnv1 =106.96NFnv2 =199.25N彎矩MM H =23802.95N *mmM v1 =11615.86 N *mmMV2 =7890.88N *m總彎矩M1 =26486.01N *mmM2 =25076.81N *mm扭矩TT =16340N *mm結(jié)果計(jì)算及說(shuō)明六、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。由上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取:=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力二d3