兩級展開式圓柱齒輪減速器的設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目：二級平行軸減速器 機械系10專升本指導(dǎo)老師：解繼紅設(shè)計者：楊曉霞 兩級展開式2 / 36（平行軸）圓柱齒輪減速器的設(shè)計說明書 例如：設(shè)計熱處理車間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動力由電動機經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶。每日兩班制工作，工作期限為8年。熱處理車間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動力由電動機經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶。每日兩班制工作，工作期限為8年。 已知條件：輸送帶帶輪直徑d=300mm,輸送帶運行速度v=0.63m/s,輸送帶軸所需轉(zhuǎn)矩T=700N.m.一、傳動裝置的總體設(shè)計 1.1傳動方案的確定兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動裝置方案如圖所示。1-電動機

2、2-帶傳動 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-輸送帶帶輪 6-輸送帶1.2電動機的選擇計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇電動機的類型根據(jù)用途選用Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異電動機。2.選擇電動機的功率輸送帶所需的拉力為 F=2T/d=2×700/0.3N4667N輸送帶所需動率為 Pw=Fv/1000=4667×0.63/1000KW=2.94KW由表取，v帶傳動效率帶=0.96，一對軸承效率軸承=0.99，斜齒圓柱齒輪傳動效率齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，則電動機到工作機間的總效率為 總=帶軸承4齒輪2聯(lián)=0.96×0.994×0.972&#

3、215;0.99=0.859 PO=PW/總F=4667NPw=2.94KW總=0.859PO=3.42Kw2 / 36=2.94/0.859Kw=3.42Kw根據(jù)表，選取電動機的額定功率為Ped=4kwPed=4kw3.確定電動機的轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 nw=1000×60×0.63v/×300r/ min=40.13r/min查表，v帶傳動的傳動比i帶=24，兩級減速器傳動比i=840，則總傳動比范圍為 i總=i帶i齒=（24）×（840）=16160電動機的轉(zhuǎn)速范圍為 no=nwi =40.13×（16160）r/min=642.1

4、6421r/min由表可知，符合這一要求的電動機同步轉(zhuǎn)速1000 r/min，1500r/min和3000r/min,考慮3000r/min的電動機的轉(zhuǎn)速太高，而1000r/min的電動機的體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機進行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min,其型號為Y112M-4 nw=40.13r/minNm=1440r/min1.3傳動比的計算及分配 各級傳動比的計算及分配。計算項目 計算及說明計算結(jié)果1.總傳動比i總=nmnw=1440/40.13=35.88i總=35.882.分配傳動比根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動的傳動比i帶=2.5

5、，則減速器傳動比為 i=i總/i帶=35.88/2.5=14.35高速級傳動比為 i1=（1.31.4）i=（1.31.4）×14.35=4.324.48取i1=4.4低速級傳動比為 i2=i/i1=14.35/4.4=3.26i=14.35i1=4.4i2=3.26 1.4傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算見表。計算項目計算及說明計算結(jié)果1.各軸轉(zhuǎn)速 no=nm=1440r/min n1=no/i帶=1440/2.5r/min=576r/min n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/min n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/minno=1

6、440r/minn1=576 r/minn2=130.9 r/minn3=40.15r/min3 / 36 nw=n3=40.15r/minnw=40.15r/min2各軸功率 P1=PO0-1=PO帶=3.42×0.96kw=3.28kw P2= P11-2= P1軸承齒=3.28×0.99×0.97kw=3.15kw P3= P22-3= P2軸承齒=3.15×0.99×0.97kw=3.02KW PW= P33-W= P3軸承聯(lián)=3.02×0.99×0.99kw=2.96kwP1=3.28kwP2=3.15kwP3=3

7、.02KWPW=2.96kw 3.各軸轉(zhuǎn)矩 T0=9550×(PO/n0)=9550×(3.42/1440)N·m=22.68 N·m T1=9550×(P1/n1)= 9550×(3.28/576) N·m=54.38 N·m T2=9550×(P2/n2)= 9550×(3.15/130.9) N·m=229.81 N·m T3=9550×(P3/n3)= 9550×(3.02/40.15) N·m=718.33 N·m TW=95

8、50×(PW/nW)= 9550×(2.96/40.15) N·m=704.06 N·mT0=22.68 N·mT1=54.38 N·mT2=229.81 N·mT3=718.33 N·mTW=704.06 N·m二、傳動件的設(shè)計計算2.1減速器外傳動件的設(shè)計 減速器外傳動件只有帶傳動，故只需對帶傳動進行設(shè)計。帶傳動的設(shè)計見下表。計算項目計算及說明計算結(jié)果1.確定設(shè)計功率 Pd=KA×P0由表8-6，查得工作情況系數(shù)KA=1.2，則 Pd=1.2×3.42kw=4.1kwPd=4.1k

9、w2.選擇帶型n0=1440r/min, Pd=4.1kw,由圖選擇A型帶 選擇A型V帶3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)表8-7，選小帶輪直徑為dd1=100mm,則大帶輪的直徑為 dd2=i帶dd1=2.5×100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.驗算的速度 V帶=dd1n0/60×1000m/s=7.54m/s<vmax=25m/s帶速符合要求5.確定中心距和V帶長度根據(jù)0.7（dd1dd2）<a0<2（dd1dd2）,初步確定中心距，即0.7×（100250）mm=245mm<a0<2×（100250）

10、mm=700mm為使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值，a0=350mmV帶計算基準(zhǔn)長度為 Ld'2a0/2（dd1dd2）（dd1dd2）2/4 a0=2×350/2（100250）（100250）2/4×350mm=1265.57mm由表8- 8選V帶基準(zhǔn)長度Ld=1250mm,則實際中心距為a0=350mmLd=1250mm4 / 36 a= a0（LdLd'）/2=350mm(1250-1265.57)/2mm=342.21mma=342.21mm6.計算小帶輪包角 a1=180o（dd1dd2）/a×57.3o=154.88o>120oa1= 15

11、4.88o>120o合格7.確定V帶根數(shù)V帶根數(shù)可用下式計算： Z= Pd/( P0P0)KaKL由表8-9查取單根V帶所能傳遞的功率 P0=1.3 kw,功率增量 P0=Kbn1(1-1/Ki)由表8-10查得Kb=0.7725×10-3，由表8-11查得Ki=1.137，則 P=0.7725×10-3×1440（1-1/1.137）kw=0.134 kw由表8-12查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93，則帶的根數(shù)為 Z=kd/(p0+P0) KaK=4.1/(1.3+0.134)×0.935×0.93=3.29取四根Z=

12、48.計算初拉力由表8-13查得v帶質(zhì)量m=0.1kg/m,則初拉力為 F0=500pd/zu帶（2.5-Ka/Ka）+mvd 2 =500×4.1/4×7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1×7.542N=119.45NF0=119.45N9.計算作用在軸上的壓力Q=2z F0sina/2 =2×4×119.45N×sin154.88oo/2=932.72N Q=932.72N10.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）小帶輪結(jié)構(gòu)采用實心式，由表8-14查得電動機軸徑D0=28，由表8-15查得 e=15±0.3mm,f=102

13、1mm 輪轂寬:L帶輪=（1.52）D0=（1.52）×28mm=4256mm 其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定輪轂寬:B帶輪=（z1）e2f=(41)×15mm2×10mm=65mm（2）大帶輪結(jié)構(gòu) 采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪轂寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進行 2.2減速器內(nèi)傳動的設(shè)計計算高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算見表。計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HB

14、W1-=236HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之間。選用8級精度45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。其設(shè)計公式為 d1 2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T1=54380N·mm5 / 36(2)因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.11.8,初選Kt=1.4(3)由表8-18，取齒寬系數(shù)d=1.1(4)由表8-19，查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa(5)初選螺旋

15、角=12o,由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.46(6)齒數(shù)比u=i1=4.4(7)初選Z1=23，則Z2=uZ1=4.4×23=101.2,取Z2=101，則端面重合度為 a=1.883.2(1/ Z11/ Z2)cos=1.883.2(1/ 231/ 101)cos12o=1.67軸向重合度為 =0.318d Z1tan=0.318×1.1×23×tan12o=1.71由圖8-3查得重合度系數(shù)Z=0.775(8)由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z=0.99(9)許用接觸應(yīng)力可用下式計算H= ZNHlim/SH由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為Hlim

16、1=580MPa, Hlim2=390MPa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 N1=60n1aLh=60×576×1.0×2×8×250×8=1.106×109 N2= N1/i1=1.106×109/4.4=2.51×108由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN1=1.0, ZN2=1.14,由表8-20取安全系數(shù)SH=1.0，則小齒輪的許用接觸應(yīng)力Z1=23Z2=101 H1= ZN1Hlim1/SH=1.0×580MPa/1=580MPa大齒輪的許用接觸應(yīng)力 H2= ZN2Hlim2/SH=1.14

17、×390MPa/1=445MPa取H=445MPa，初算小齒輪的分度圓直徑d1t,得d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.4×54380/1.1×(4.41)/4.4×(189.8×2.46×0.775×0.99/445)1/3mm=47.93mmH1=580MPaH2=445MPaH=445MPad1t47.93mm3.確定傳動尺寸(1)計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù)KA=1.0，因v=d1tn1/60×1000=×47.93

18、5;576/60×1000m/s=1.44m/s,由圖8-6查得動載荷系數(shù)KV=1.13, 由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11，由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2，則載荷系數(shù)為 K=KAKVKK=1.0×1.13×1.11×1.2=1.505(2)對d1t進行修正K與Kt有較大差異，故需對由Kt計算出的d1t進行修正，即 d1=d1t（K/Kt）1/347.93×（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm(3)確定模數(shù)mn mn= d1cos/Z1=49.1mm×cos12o/23=2.09mm按表8-23，取mn

19、=2.5mm(4)計算傳動尺寸 中心距為K=1.5056 / 36 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2.5×(23101)mm/(2×cos12o)=158.46mm圓整，取a1=160mm,則螺旋角為 =arccos mn(Z1Z2)/2a1= arcos2.5×(23101)mm/(2×160)=14.362o因與初選值相差較大，故對與有關(guān)的參數(shù)進行修正，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43，則端面重合度為 a=1.883.2(1/ Z11/ Z2)cos=1.883.2(1/ 231/ 101)cos14.362o=1.66軸向重合度為 =

20、0.318d Z1tan=0.318×1.1×23×tan14.362o=2.06由圖8-3查得重合度系數(shù)Z=0.775, 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z=0.985 d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.505×54380/1.1×(4.41)/4.4×(189.8×2.43×0.775×0.985/445)1/3mm=48.53mm精確計算圓周速度為 V=d1tn1/60×1000=×48.53×576/60&#

21、215;1000m/s=1.46m/s,由圖8-6查得動載荷系數(shù)KV=1.13, K值不變 mn= d1cos/Z1=48.53mm×cos14.362o/23=2.04mm按表8-23，取mn=2.5mm,則高速級的中心距為 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2.5×(23101)mm/(2×cos14.362o)=160mmd1t48.53mmmn=2.5mma1=160mm則螺旋角修正為 =arccos mn(Z1Z2)/2a= arcos2.5×(23101)mm/(2×160)=14.362o修正完畢，故 d1= mnZ1/cos=

22、2.5×23/ cos14.362omm=59.355mm d2= mnZ2/cos=2.5×101/ cos14.362omm=260.545mm b=dd1=1.1×59.355mm=65.29mm，取b2=66mm b1=b(510)mm,取b1=75mm=14.362od1=59.355mmd2=65.29mmb2=66mmb1=75mm4.校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為 F=2KT1/bmnd1×YFYSYYF(1) K、T1、mn和d1同前(2) 齒寬b= b2=66mm(3) 齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS。當(dāng)量齒數(shù)為 ZV1=

23、Z1/(cos)3=23/(cos14.362o)3=25.3 ZV2=Z2/(cos)3=101/(cos14.362o)3=111.1由圖8-8查得YF1=2.61，YF2=2.22，由圖8-9查得YS1=1.59，YS2=1.81（4）由圖8-10查得重合度系數(shù)Y=0.71（5）由圖11-3查得螺旋角系數(shù)Y=0.87（6）許用彎曲應(yīng)力7 / 36 【】F=YNFLim/SF由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為FLim1=215MPa, FLim2=170MPa,由圖8-11查得壽命系數(shù)YN1= YN2=1,由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故 【】F1 =YN1FLim1/SF=

24、1×215/1.25MPa=172MPa 【】F2 =YN2FLim2/SF=1×170/1.25MPa=136MPaF1=2KT1/bmnd1×YF1YS1YY=2×1.505×54380/（66×2.5×59.355）×2.61×1.59×0.71×0.87MPa=42.8MPaF1F2=F1YF1YS1/YF2YS2=42.8×2.22×1.81/(2.61×1.59)MPaF2滿足齒根彎曲疲勞強度5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) mt=mn/c

25、os=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齒頂高 ha= ha*mn=1×2.5mm=2.5mm齒根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×2.5mm=3.125mm全齒高 h= ha hf=2.5mm3.125mm=5.625mm頂隙 c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm齒頂圓直徑為 da1=d12ha=59.355mm2×2.5mm=61.355mm da2=d22ha=260.645mm2×2.5mm=265.645mm齒根圓直徑為 df1=d12hf=59.355mm2×3.125mm=5

26、3.105mm df2=d22hf=260.645mm2×3.125mm=254.395mmmt=2.58065mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmc=0.625mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算見表。計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理和公差等級大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190. HBW1- HBW2-=

27、46 HBW，在3050 HBW之間。選用8級精度45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。其設(shè)計公式為 d3 2KT3/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T3=229810N·mm(2)因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.11.8,初選Kt=1.4(3)由表8-18，取齒寬系數(shù)d=1.1(4)由表8-19，查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa(5)初選螺旋角=11o,由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.465(6)齒數(shù)比u=i2=3.26

28、(7)初選Z3=25，則Z4=uZ3=3.26×25=81.5,取Z4=82，則端面重合度為Z3=23Z4=1019 / 36 a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 251/ 82)cos11o=1.68軸向重合度為 =0.318d Z3tan=0.318×1.1×23×tan11o=1.70由圖8-3查得重合度系數(shù)Z=0.775(8)由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z=0.99(9)許用接觸應(yīng)力可用下式計算H= ZNHlim/SH由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為Hlim3=580MPa, Hlim4=390MPa小齒輪

29、與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 N3=60n2aLh=60×130.9×1.0×2×8×250×8=2.513×108 N4= N3/i2=2.513×108/3.26=7.71×107由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN3=1.14, ZN4=1.14,由表8-20取安全系數(shù)SH=1.0，則小齒輪的許用接觸應(yīng)力 H3= ZN3Hlim3/SH=1.14×580MPa/1=661.2MPa大齒輪的許用接觸應(yīng)力 H3= ZN4Hlim4/SH=1.2×390MPa/1=468MPa取H=445MPa

30、，初算小齒輪的分度圓直徑d1t,得d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.4×54380/1.1×(4.41)/4.4×(189.8×2.46×0.775×0.99/445)1/3mm=47.93mmH3=661.2MPaH4=468MPaH=468MPaD3t76.615mm3.確定傳動尺寸(1)計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù)KA=1.0，因v=d3tn2/60×1000=×76.615×130.9/(60×1000)m/s=

31、0.52m/s,由圖8-6查得動載荷系數(shù)KV=1.07, 由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11，由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2，則載荷系數(shù)為 K=KAKVKK=1.0×1.07×1.11×1.2=1.43(2) 確定模數(shù)mn ,因K與Kt差異不大，不需對由Kt計算出的d3t進行修正，即 mn= d3cos/Z3=76.615mm×cos11o/25=3.01mm按表8-23，取mn=3.5mm(3)計算傳動尺寸 中心距為 a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×cos11o)=190.75

32、mm圓整，取a2=190mm,則螺旋角為 =arccos mn(Z3Z4)/2a2= arcos3.5×(2582)mm/(2×190)=9.76o因與初選值相差較大，故對與有關(guān)的參數(shù)進行修正，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.46，則端面重合度為 a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 251/ 82)cos9.76o=1.69K=1.439 / 36軸向重合度為 =0.318d Z3tan=0.318×1.1×25×tan9.76o=1.50由圖8-3查得重合度系數(shù)Z=0.77, 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)

33、Z=0.991 d3t2KT3/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.43×229810/1.1×(3.261)/3.26×(189.8×2.46×0.77×0.991/468)1/3mm=76.77mm因V=d3tn2/（60×1000）=×76.77×130.9/（60×1000）m/s=0.53m/s,由圖8-6查得動載荷系數(shù)KV=1.07, K值不變 mn= d3cos/Z3=76.77mm×cos9.76o/25=3.03mm按表

34、8-23，取mn=3.5mm,則中心距為 a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×cos9.76o)=190mmd1t76.77mmmn=3.5mma1=190mm則螺旋角修正為 =arccos mn(Z3Z4)/2a= arcos3.5×(2582)mm/(2×190)=9.76o修正完畢，故 d3= mnZ3/cos=3.5×25/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cos=3.5×82/ cos9.76omm=291.215mm b=dd3=1.1×88.785mm=

35、97.66mm，取b4=98mm b3=b(510)mm,取b3=105mm=9.76od3=88.785mmd4=291.215mmb4=98mmb3=105mm4.校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為 F=2KT3/bmnd3×YFYSYYF(4) K、T3、mn和d3同前(5) 齒寬b= b3=98mm(6) 齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS。當(dāng)量齒數(shù)為 ZV3=Z3/(cos)3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos)3=82/(cos9.76o)3=85.7由圖8-8查得YF3=2.6，YF4=2.25，由圖8-9查得YS3=1.59，YS4=

36、1.79（4）由圖8-10查得重合度系數(shù)Y=0.701（5）由圖11-3查得螺旋角系數(shù)Y=0.92（6）許用彎曲應(yīng)力 【】F=YNFLim/SF由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為FLim3=215MPa, FLim4=170MPa,由圖8-11查得壽命系數(shù)YN3= YN4=1,由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故 【】F3 =YN3FLim3/SF=1×215/1.25MPa=172MPa 【】F4 =YN4FLim4/SF=1×170/1.25MPa=136MPaF3=2KT3/bmnd3×YF3YS3YY=2×1.43×22981

37、0/（98×3.5×88.785）×2.6×1.59×0.705×0.92MPa=57.87MPaF3滿足齒根彎曲疲勞強度10 / 36F4=F3YF4YS4/YF3YS3=57.87×2.25×1.79/(2.6×1.59)MPa=56.38MPaF45.計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm齒頂高 ha= ha*mn=1×3.5mm=3.5mm齒根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×3.5mm=4.375m

38、m全齒高 h= ha hf=3.5mm4.375mm=7.875mm頂隙 c=c8mn=0.25×3.5mm=0.875mm齒頂圓直徑為 da3=d32ha=88.785mm2×3.5mm=95.785mm da4=d42ha=291.215mm2×3.5mm=298.215mm齒根圓直徑為 df3=d32hf=88.785mm2×4.375mm=80.035mm df4=d42hf=291.215mm2×4.375mm=282.465mmmt=3.55140mmha=3.5mmhf=4.375mmh=7.875mmc=0.875mmda3=9

39、5.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm三、斜齒圓柱齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設(shè)計和校核、鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計算見表。計算項目計算及說明計算結(jié)果1.高速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=54380N·mm,轉(zhuǎn)速n1=576r/min,高速級齒輪的螺旋角=14.362o,小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑d1=59.355mm(2)齒輪1的作用力 圓周力為 Ft1=2T1/d1=2×54380/59.355N=1832.4N其方向與力作用點圓周速度方向相

40、反徑向力為 Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4×tan20o/cos14.362oN=688.4N其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力為 Fa1= Ft1tan=1832.4×tan14.362oN=469.2N其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四Ft1=1832.4NFr1=688.4NFa1=469.2N指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20o×cos14.362o)N= 2012.9N(3)齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相

41、應(yīng)的力大小相等，作用方向相反Fn1=2012.9N 2.低速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=229810N·mm,轉(zhuǎn)速n2=130.9r/min,低速級齒輪的螺旋角=9.76o。為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑d3=88.785mm(2)齒輪3的作用力 圓周力為 Ft3=2T2/d3=2×229810/88.785N=5176.8N其方向與力作用點圓周速度方向相反Ft3=5176.8N11 / 36徑向力為 Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8×tan20o/cos

42、9.76oN=1911。9N其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力為 Fa3= Ft3tan=5176.8×tan9.76oN=890.5N其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20o×cos9.76o)N=5589.9N(3)齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反Fr3=1911。9 NFa3=890.5NFn3=5589.9N四、軸的設(shè)計計算4.1中間軸的設(shè)計計算中間軸的設(shè)計計算見下表計算項目計

43、算及說明1.已知條件中間軸傳遞的功率P2=3.15KW,轉(zhuǎn)速n2=130.9r/min,齒輪分度圓直徑d2=260.645mm,d3=88.785mm,齒輪寬度b2=66mm,b3=105mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)質(zhì)處理3.初算軸徑查表9-8得c=106135,考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值c=110,則 dmin=c(P2/n2)1/3=110×(3.15/130.9)1/3mm=31.76mmdmin=31.76mm4.結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖4-1（1） 軸承部件的結(jié)

44、構(gòu)設(shè)計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式，然后，按軸上零件的安裝順序，從dmin開始設(shè)計（2） 軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計 該軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段、上安裝軸承，其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7207C,經(jīng)過驗算，軸承7207C的壽命不滿足減速器的預(yù)期壽命要求，則改變直徑系列，取7210C進行設(shè)計計算，由表11-9得軸承內(nèi)徑d=50mm,外徑D=90mm,寬度B=20mm，定位軸肩直徑da=57mm,外徑定位直徑Da=83mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=19.4mm,故d1=50mm,通常

45、一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d5=50mm（3） 軸段和軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)分別略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm d1=50mmd5=50mmd2=d4=52mm12 / 36齒輪2輪轂寬度范圍為（1.21.5）d2=62.478mm,取其輪轂寬度與齒輪寬度b2=66mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b3=105mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸端和軸端的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故L2=102mm，L4

46、=64mm(4)軸端 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d2=3.645.2mm,取其高度為h=5mm,故d3=62mm齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為1=10mm,齒輪2與齒輪3的距離初定為3=10mm,則箱體內(nèi)壁之間的距離為BX=213b3(b1b2)/2=(2×1010105(7566)/2)mm=205.5mm,取3=10.5mm,則箱體內(nèi)壁距離為BX=206mm.齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離2=1（b1b2）/2=10(7566)/2mm=14.5mm,則軸段的長度為L3=3=10.5mm(5)軸段及軸段的

47、長度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油漸入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為=12mm,中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為 L1=B13mm=(2012103)mm=45mm軸段的長度為 L5=B22mm=(201214.52)mm=48.5mm（6）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=19.4mm,則由圖4-1可得軸的支點及受力點距離為 l1=L1b3/2a33mm=(45105/219.43)mm=75.1mm l2=L3(b2b3)/2=10.5(66105)/2=96mm l3=L5b2

48、/2a33mm=(48.566/219.42)mm=60.1mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBX=206mmL3=10.5mmL1=45mmL5=48.5mml1=75.1mml2=96mml3=60.1mm5.鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵16×100GB/T1096-1990和鍵16×63GB/T1096-19906.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖4-2b所示（2）計算支撐反力 在水平面上為R1H=Fr2l3Fr3(l2l3)Fa2d2/2Fa3d3/2/( l1l2l3) R1H=-1547.4

49、N =688.4×60.11911.9×(9660.1)890.5×88.785/2469.2×260.645/2/( 75.19660.1)N=-1547.4NR2H= Fr2R1HFr3=688.4N1547.4N1911.9N=323.9N式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為R1V=Ft3(l2l3)Ft2l3/( l1l2l3)R2H=323.9NR1V=3971.6N13 / 36 =5176.8×(9660.1)1832.4×60.1/( 75.19660.1)=3971.6NR2V= Ft3Ft2R1V =5

50、176.8N1832.4N3971.6N=3037.6N軸承1的總支撐反力為R1=R1H2R1V2=1547.423971.62N=4262.4N軸承2的總支撐反力為R2=R2H2R2V2=323.923037.62N=3054.8N(3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖4-2c、d和e所示在水平面上，a-a剖面圖左側(cè)為MaH=R1Hl1=-1547.4×75.1N·mm=-116209.7N·mma-a剖面圖右側(cè)為MaH= MaHFa3d3/2=-116209.7N·mm890.5×88.785/2N·mm =-76678.2N·mm

51、b-b剖面圖右側(cè)為MbH=R2Hl3=323.9×60.1N·mm=19466N·mmMbH= MbhFa2d2/2=19466.4N·mm469.2×260.645/2N·mm =-41680.9N·mm在垂直平面上為MaV=R1Vl1=3971.6×75.1N·mm=298267.2N·mmMbV=R2Vl3=3037.6×60.1N·mm=182559.8N·mm合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為Ma=M2aHM2av=116209.72298267.22N

52、3;mm=320106.3N·mma-a剖面右側(cè)為Ma=M2aHM2av=76678.22298267.22N·mm=307965.7N·mmb-b剖面左側(cè)為Mb=M2bHM2bv=41680.92182559.82N·mm=187257.5N·mmb-b剖面右側(cè)為Mb=M2bHM2bv=19466.42182559.82N·mm=183594.7N·mm(4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖4-2f所示，T2=229810 N·mmR2V=3037.6NR1=4262.4NR2=3054.8NMa=320106.3N·mmMa=307965.7N·mmMb=187257.5N·mmMb=183594.7N·mmT2=229810 N·mm7.校核軸的強度雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險剖面，故分別計算a- a剖面的抗彎截面系數(shù)為W=