機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器T=1400 V=0.5 D=330

1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書.4第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.5第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比.6第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).7第五部分 V帶的設(shè)計(jì).9 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.9 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).11第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).13 6.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.13 6.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.19第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).25 7.

2、1 輸入軸的設(shè)計(jì).25 7.2 中間軸的設(shè)計(jì).30 7.3 輸出軸的設(shè)計(jì).35第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.41 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.41 8.2 中間軸鍵選擇與校核.41 8.3 輸出軸鍵選擇與校核.41第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.42 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.42 9.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核.43 9.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.43第十部分 聯(lián)軸器的選擇.44第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封.45 11.1 減速器的潤(rùn)滑.45 11.2 減速器的密封.46第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.47設(shè)計(jì)小結(jié).49參考文獻(xiàn).50第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)

3、設(shè)計(jì)展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 1400Nm，V = 0.5m/s，D = 330mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.

4、特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=0.5m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 4.24 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 5

5、.14 KW工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n = 29 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=540，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=10160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (10×160)×29 = 2904640r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺

6、寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm38×8010×333.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=960/29=33.1（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i 式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=33.1/2.5=13.24取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12

7、 = 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 = 3.19第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm/i0 = 960/2.5 = 384 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 384/4.15 = 92.53 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 92.53/3.19 = 29.01 r/min工作機(jī)軸：nIV = nIII = 29.01 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pd×h1 = 5.14×0.96 = 4.93 KW中間軸：PII = PI×h2×h3 = 4.93×0.

8、99×0.97 = 4.73 KW輸出軸：PIII = PII×h2×h3 = 4.73×0.99×0.97 = 4.54 KW工作機(jī)軸：PIV = PIII×h2×h4 = 4.54×0.99×0.99 = 4.45 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 4.88 KW中間軸：PII' = PII×0.99 = 4.68 KW中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 4.49 KW工作機(jī)軸：PIV' = PIV

9、×0.99 = 4.41 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Td×i0×h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 51.13 Nm 所以：輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 51.13×2.5×0.96 = 122.71 Nm中間軸：TII = TI×i12×h2×h3 = 122.71×4.15×0.99×0.97 = 489.03 Nm輸出軸：TIII = TII×i23×h2×h3 = 489.03×3.19&

10、#215;0.99×0.97 = 1498.07 Nm工作機(jī)軸：TIV = TIII×h2×h4 = 1498.07×0.99×0.99 = 1468.26 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI' = TI×0.99 = 121.48 Nm中間軸：TII' = TII×0.99 = 484.14 Nm輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 1483.09 Nm工作機(jī)軸：TIV' = TIV×0.99 = 1453.58 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.

11、確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×5.14 kW = 5.65 kW2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 112 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度5.63 m/s 因?yàn)? m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 = i0dd1 = 2.5×112 = 280 mm 根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 =

12、 280 mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0 1630 mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld = 1600 mm。 3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1600 - 1630)/2 mm 485 mm 按課本公式，中心距變化范圍為461 533 mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（280 - 112)×57.3°/4

13、85 160.2°> 120°6.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min，查表得P0 = 1.16 kW。 根據(jù)nm = 960 r/min，i0 = 2.5和A型帶，查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.16 + 0.11)×0.95×0.99 kW = 1.19 kW 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz = Pca/Pr = 5.65/1.19 = 4.75 取5根。7.計(jì)算單根V帶的初

14、拉力F0 由表查得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0 = = = 167.07 N8.計(jì)算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×5×167.07×sin(160.2/2) = 1645.62 N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)5根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1112mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2280mmV帶中心距a485mm帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1600mm小帶輪包角1160.2°帶速5.63m/s單根V帶初拉力F0167.07N壓軸力Fp1645.62N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算

15、代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 38mm38mm分度圓直徑dd1112mmdadd1+2ha112+2×2.75117.5mmd1(1.82)d(1.82)×3876mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.52)d(1.52)×3876mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 28mm28mm分度圓直徑dd1280mmdadd1+2ha280+2×2.75285.5m

16、md1(1.82)d(1.82)×2856mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.52)d(1.52)×2856mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算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 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = 24×4.15 = 99.6，取z2= 101。（4）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲

17、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 = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 122.71 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*) = arccos24×cos20°/(24+2×1) = 29.85°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos101×cos20°/

18、(101+2×1) = 22.864°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24×(tan29.85°-tan20°)+101×(tan22.864°-tan20°)/2 = 1.729重合度系數(shù)：Ze = = = 0.87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 = 60×384×1

19、5;10×300×2×8 = 1.11×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.11×109/4.15 = 2.66×108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 = = 64.581 mm（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)

20、據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 1.3 m/s齒寬bb = = = 64.581 mm2）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 = 1.3 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×122.71/64.581 = 3800.189 NKAFt1/b = 1×3800.189/64.581 = 58.84 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 = 1.458。由此，得到實(shí)際載荷

21、系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1×1.08×1.2×1.458 = 1.893）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 64.581× = 73.161 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 73.161/24 = 3.048 mm3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt = 1.3。計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.729 = .684由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由圖查得齒形系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2

22、= 2.17由圖查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根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 MPa = = .0138 = = .0168因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 = = .01682）試算模數(shù) = 1.853 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)備圓周速度vd1 = mntz1 = 1.853×2

23、4 = 44.472 mmv = = = .89 m/s齒寬bb = = = 44.472 mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh = (2han*+cn*)mnt = (2×1+0.25)×1.853 = 4.169 mmb/h = 44.472/4.169 = 10.672）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF根據(jù)v = .89 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.05。由Ft1 = 2T1/d1 = 2×1000×122.71/44.472 = 5518.529 NKAFt1/b = 1×5518.529/44.472 = 124.09 N/mm >

24、; 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.1。由表用插值法查得KHb = 1.17，結(jié)合b/h = 10.67查圖，得KFb = 1.14。則載荷系數(shù)為：KF = KAKVKFaKFb = 1×1.05×1.1×1.14 = 1.3173）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn = = = 1.861 mm 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)1.861mm并就近圓整為

25、標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1 = 73.161 mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1 = d1/m = 73.161/2 = 36.58。 取Z1 = 37，則大齒輪齒數(shù)Z2 = uZ1 = 4.15×37 = 153.55，取Z2 = 154，Z1與Z2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 = z1m = 37×2 = 74 mmd2 = z2m = 154×2 = 308 mm（2）計(jì)算中心距a = (d1+d2)/2 = (7

26、4+308)/2 = 191 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 1×74 = 74 mm取b2 = 74、b1 = 79。5.接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度校核（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 按前述類似做法，先計(jì)算式中各參數(shù)。T1 = 122.71Nm,d = 1,d1 = 74 mm,u = 4.15,ZE = 189.8 MPa1/2各項(xiàng)數(shù)值同前。重復(fù)前述計(jì)算過(guò)程，重新計(jì)算KH = 1.893,ZH = 2.5,Z = 0.857。將它們代入下式中，得到：sH = = = 484.657 MPasH 齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。（2）齒根彎曲疲勞

27、強(qiáng)度校核 按前述類似做法，先計(jì)算式中各參數(shù)。T1 = 122.71Nm,d = 1,m = 2 mm,Z1 = 37各項(xiàng)數(shù)值同前。重復(fù)前述計(jì)算過(guò)程，重新計(jì)算KF = 1.855,YFa1 = 2.43,YSa1 = 1.66,YFa2 = 2.16,YSa2 = 1.84,Y = 0.667。將它們代入下式中，得到：sF1 = = = 111.841 MPa sF1sF2 = = = 110.194 MPa sF2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 37、z2 = 154，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，

28、中心距a = 191 mm，齒寬b1 = 79 mm、b2 = 74 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)m2mm2mm齒數(shù)z37154齒寬b79mm74mm分度圓直徑d74mm308mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha78mm312mm齒根圓直徑dfd-2×hf69mm303mm6.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為4

29、0Cr（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 = 38，大齒輪齒數(shù)z4 = 38×3.19 = 79，取z4= 121。（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 = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 489.03 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

30、：aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos38×cos20°/(38+2×1) = 29.54°aa2 = arccosz4cosa/(z4+2ha*) = arccos121×cos20°/(121+2×1) = 23.585°端面重合度：ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 38×(tan29.54°-tan20°)+121×(tan23.585°-tan20°)/2 = 1

31、.719重合度系數(shù)：Ze = = = 0.872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 = 60×92.53×1×10×300×2×8 = 2.66×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 2.66×108/3.19 = 8.35×107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

32、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 = = 103.003 mm（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 = = = 0.5 m/s齒寬bb = = = 103.003 mm2）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 = 0.5 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×489.03

33、/103.003 = 9495.452 NKAFt3/b = 1×9495.452/103.003 = 92.19 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 = 1.47。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.2×1.47 = 1.7993）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3 = = 103.003× = 114.783 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d3/z3 = 114.783/38 = 4.591 m

34、m3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt = 1.3。計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.719 = .686由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由圖查得齒形系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.24由圖查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.77由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根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 = 0.87、KFN2 = 0.89取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 =

35、= = 310.71 MPasF2 = = = 241.57 MPa = = .0134 = = .0164因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 = = .01642）試算模數(shù) = 2.839 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)備圓周速度vd3 = mntz3 = 2.839×25 = 70.975 mmv = = = .34 m/s齒寬bb = = = 70.975 mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh = (2han*+cn*)mnt = (2×1+0.25)×2.839 = 6.388 mmb/h = 70.975/6.388 = 11.112）計(jì)算實(shí)際載

36、荷系數(shù)KF根據(jù)v = .34 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.02。由FT2 = 2T2/d3 = 2×1000×489.03/70.975 = 13780.345 NKAFT2/b = 1×13780.345/70.975 = 194.16 N/mm > 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.1。由表用插值法查得KHb = 1.171，結(jié)合b/h = 11.11查圖，得KFb = 1.141。則載荷系數(shù)為：KF = KAKVKFaKFb = 1×1.02×1.1×1.141 = 1.283）可得

37、按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn = = = 1.861 mm 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)1.861mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3 = 114.783 mm，算出小齒輪齒數(shù)Z3 = d3/m = 114.783/3 = 38.26。 取Z3 = 38，則大齒輪齒數(shù)Z4 = uZ3 = 3.19×38 = 121.22，取Z4 = 121，Z3與Z4互

38、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d3 = z3m = 38×3 = 114 mmd4 = z4m = 121×3 = 363 mm（2）計(jì)算中心距a = (d3+d4)/2 = (114+363)/2 = 238.5 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd3 = 1×114 = 114 mm取b2 = 114、b1 = 119。5.接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度校核（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 按前述類似做法，先計(jì)算式中各參數(shù)。T2 = 489.03Nm,d =

39、 1,d3 = 114 mm,u = 3.19,ZE = 189.8 MPa1/2各項(xiàng)數(shù)值同前。重復(fù)前述計(jì)算過(guò)程，重新計(jì)算KH = 1.857,ZH = 2.5,Z = 0.858。將它們代入下式中，得到：sH = = = 508.483 MPasH 齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 按前述類似做法，先計(jì)算式中各參數(shù)。T2 = 489.03Nm,d = 1,m = 3 mm,Z3 = 38各項(xiàng)數(shù)值同前。重復(fù)前述計(jì)算過(guò)程，重新計(jì)算KF = 1.819,YFa1 = 2.42,YSa1 = 1.67,YFa2 = 2.17,YSa2 = 1.

40、83,Y = 0.669。將它們代入下式中，得到：sF1 = = = 123.374 MPa sF1sF2 = = = 121.228 MPa sF2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 38、z2 = 121，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 238.5 mm，齒寬b1 = 119 mm、b2 = 114 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)m3mm3mm齒數(shù)z38121齒寬b119mm114mm分度圓直徑d114mm363mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙

41、系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm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+2×ha120mm369mm齒根圓直徑dfd-2×hf106.5mm355.5mm第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 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 = 4.93 KW n1 = 384 r/min T1 = 122.71 Nm2.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 = 74 mm 則:Ft = = = 3316.5 NFr = Ft

42、×tana = 3316.5×tan20° = 1206.4 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，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 26.2 mm 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 = 28 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）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 = 33 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D

43、= 38 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 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 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

44、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 = 79 mm，d56 = d1 = 74 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 = 119 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 119+12+16+8-15 =

45、 140 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 = (79/2+32+140-17/2)mm = 203 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (79/2+9+32-17/2)mm = 72 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 868.3 NFNH2 = = = 2448.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1

46、= = = -1913.2 NFNV2 = = = 1474 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 868.3×203 Nmm = 176265 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 1645.62×97.5 Nmm = 160448 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1913.2×203 Nmm = -388380 NmmMV2 = FNV2L3 = 1474×72 Nmm = 106128 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

47、= = 426507 NmmM2 = = 205749 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 = 10.7 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：7.2 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 = 4.73 KW n2 = 92.53 r/

48、min T2 = 489.03 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 = 308 mm 則:Ft1 = = = 3175.5 NFr1 = Ft1×tana = 3175.5×tan20°= 1155.2 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 114 mm 則:Ft2 = = = 8579.5 NFr2 = Ft2×tana = 8579.5×tan20°= 3121 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 =

49、A0× = 107× = 39.7 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 = 39.7 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×T = 40×80×18 mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 45 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 = 74 mm，為了

50、可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 72 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 53 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6208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 45 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設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 119 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l2

51、3 = 117 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 = 18 mm，則l12 = T+s+2 = 18+16+8+2 = 44 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 = 46.5 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（見圖a）: 根據(jù)6208深溝球軸承查手冊(cè)得T = 18 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L1 = (74 - 2)/2 +

52、46.5-18/2 mm = 73.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (74/2+14.5+119/2)mm = 111 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L3 = (119 - 2)/2+44-18/2)mm = 93.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 5221.5 NFNH2 = = = 6533.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -199.9 NFNV2 = = = -1765.9 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 = 5221.5×73.5 Nmm = 383780 NmmMH2 = FNH2L3 = 6533.5×93.5 Nmm = 610882 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -199.9×73.5 Nmm = -14693 NmmMV2 = FNV2L3 = -1765.9×93.5 Nmm = -165112 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 = = 384061 NmmM2 = = 632802 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