雙螺桿擠出機(jī)減速箱設(shè)計(jì)

1、雙螺桿擠出機(jī)減速箱設(shè)計(jì)雙螺桿擠生機(jī)減速箱設(shè)計(jì)廣東輕工職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)題目：雙螺桿擠生機(jī)減速箱設(shè)計(jì)系：輕化工程系專業(yè)：塑料加工裝備與控制 班級(jí)：姓名：指導(dǎo)教師：完成時(shí)間：2016-4-26廣東輕工職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書 論文題目：雙螺桿擠生機(jī)減速箱的設(shè)計(jì)論文摘要：雙螺桿擠生機(jī)由于擠生物量好和產(chǎn)量高等優(yōu)點(diǎn)，得到了廣 泛的運(yùn)用和發(fā)展，隨之也對(duì)雙螺桿擠生機(jī)本身的結(jié)構(gòu)、質(zhì)量 提由了更高的要求。雙螺桿擠生機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)是雙螺桿擠生機(jī)的關(guān)鍵之一，然而減速箱在傳動(dòng)系統(tǒng)中尤為重要。本文重點(diǎn)介紹了對(duì)雙螺桿擠生機(jī)減速箱的總體設(shè)計(jì)，傳動(dòng) 零件的設(shè)計(jì)（齒輪設(shè)計(jì)、傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)），減速箱的潤(rùn)滑和密封進(jìn)行了討論，為雙螺桿擠

2、生機(jī)廠在未來的發(fā)展中提高其質(zhì) 量，滿足客戶的要求。傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)在減速箱中及其重要，本文詳細(xì)的介紹了如何設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸以及齒輪，如何判斷其合格性，還有如何設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)，驗(yàn)算其強(qiáng)度以及壽命等等關(guān)鍵詞：減速箱；減速部分和扭矩分配部分布置形式；齒輪強(qiáng)度；軸 的強(qiáng)度；軸承核定動(dòng)載荷；潤(rùn)滑和密封。指導(dǎo)老師：喻慧文論文完成計(jì)劃進(jìn)度：2016年3月5日2016年3月12日完成減速箱設(shè)計(jì)提綱還 有修改；2016年3月13日2016年3月20日完成前言和 第一章雙螺桿擠生機(jī)減速箱的初步設(shè)計(jì)；2016年3月21日2016年3月25日完成第二章傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)的初步設(shè) 計(jì)；2016年3月26日2016年4月5日完成第三

3、章傳動(dòng)零 件設(shè)計(jì)的初步設(shè)計(jì)；2016年4月6日2016年4月10日完成第四章減速箱的潤(rùn)滑與密封； 2016年4月11日2016年 4月15日完成設(shè)計(jì)小結(jié)，致謝，參考文獻(xiàn)；2016年4月15日2016年4月19日完成設(shè)計(jì)的修改；2016年4月20日發(fā)畢業(yè)設(shè)計(jì)的初稿給畢業(yè)指導(dǎo)老師查閱；2016年4月22日2016年4月26日最終根據(jù)指導(dǎo)老師查閱后進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)的 最后修改并上傳系統(tǒng)。期限：2016-04-26 16:23:00參考資料及其說明：1秦宗慧，謝林生，祁紅志.塑料成型機(jī)械.北京：化學(xué)工業(yè)由版社，2012.8 2王軍主編.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì).北京：科學(xué)生版社，2013 3北京化工大學(xué)與華南

4、理工大學(xué)合編.塑料機(jī)械設(shè)計(jì).第二版.北京：中國(guó)輕工業(yè)由版社，1995 4耿孝正主編.雙螺桿擠生機(jī)及其 應(yīng)用.北京：中國(guó)輕工業(yè)由版社，2003.1 5劉鴻文編.材料力學(xué)（上、下 冊(cè)）.第三版.北京：高等教育由版社，1995 6大連理工大學(xué)工程畫教研室編.機(jī)械制圖.第五版.北京：高等教育生版社,1992.4 7鐘毅芳、吳昌林、唐增寶主編 . 機(jī)械設(shè)計(jì).第二版.華中科技大學(xué)生版社，2001 8呂柏源.擠由 成型與制品應(yīng)用.化學(xué)工業(yè)由版社,2002年4月第一版9 張麗葉.擠由成型.化學(xué)工業(yè)由版社,2002年7月第一版10 美L.P.B.M詹森著，耿孝正譯.雙螺桿擠生.北京：中國(guó)輕工業(yè)由版社，1987

5、11濮良貴、紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(jì). 第六版.北京：高等教育由版社，1997 12朱復(fù)華編.螺桿設(shè)計(jì)及其理論基 礎(chǔ).北京：中國(guó)輕工業(yè)由版社，1984 13鄭文緯、吳克堅(jiān)主編.機(jī)械原理. 第七版.北京：高等教育由版社，1997.7 14王伯平主編.互換性與測(cè)量技 術(shù)基礎(chǔ).北京：機(jī)械工業(yè)由版社，2002.2應(yīng)完成的項(xiàng)目：1）雙螺桿擠生機(jī)減速箱：減速箱的概述；減速箱設(shè)計(jì)思路；減速箱的研究進(jìn)展。2）傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)：驅(qū)動(dòng)電機(jī)選型；減速箱設(shè)計(jì)（減速部分和扭矩分配部分減在 傳動(dòng)箱中的布置形式、減速部分和扭矩分配部分的方案設(shè) 計(jì)）。3）傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)：齒輪的設(shè)計(jì)；傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)；止推軸承組的設(shè)計(jì)。4）減速箱的

6、潤(rùn)滑與密封：減速箱的潤(rùn)滑（齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑、軸承的潤(rùn)滑）；減速箱的密封（伸生處的密封、軸承室內(nèi)側(cè)的密封、其他部位的密 封）。目錄1前言1 2雙螺桿擠生機(jī)減速箱1 2.1概述1 2.2減 速箱設(shè)計(jì)思路1 2.3減速箱的研究進(jìn)展1 3傳動(dòng)裝置的總體 設(shè)計(jì)2 3.1主驅(qū)動(dòng)電機(jī)選型 2 3.2減速箱的設(shè)計(jì)2 3.2.1減速 部分和扭矩分配部分減在傳動(dòng)箱中的布置形式2 3.2.2減速部分和扭矩分配部分的方案設(shè)計(jì)3 4傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 6 4.1齒輪的設(shè)計(jì)6 4.2傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)14 4.3止推軸承組的設(shè)計(jì) 21 5減速箱的潤(rùn)滑與密封 21 5.1減速箱的潤(rùn)滑21 5.1.1齒輪傳 動(dòng)的潤(rùn)滑21 5.1.2軸承

7、的潤(rùn)滑22 5.2減速箱的密封 22 5.2.1 伸生處的密封23 5.2.2軸承室內(nèi)側(cè)的密封 23 6結(jié)束語(yǔ)23致 明f 24參考文獻(xiàn)25論文題目：雙螺桿擠生機(jī)減速箱設(shè)計(jì)學(xué)生：黎世星指導(dǎo)教師：喻慧文教學(xué)單位：輕化工程系 摘 要 雙螺桿擠生機(jī)由于擠生物量好和產(chǎn)量高 等優(yōu)點(diǎn)，得到了廣泛的運(yùn)用和發(fā)展，隨之也對(duì)雙螺桿擠由機(jī) 本身的結(jié)構(gòu)、質(zhì)量提由了更高的要求。雙螺桿擠生機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)是雙螺桿擠生機(jī)的關(guān)鍵之一，然而 減速箱在傳動(dòng)系統(tǒng)中尤為重要。本文重點(diǎn)介紹了對(duì)雙螺桿擠生機(jī)減速箱的總體設(shè)計(jì)，傳動(dòng) 零件的設(shè)計(jì)（齒輪設(shè)計(jì)、傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)） ，減速箱的潤(rùn)滑和密 封進(jìn)行了討論，為雙螺桿擠生機(jī)廠在未來的發(fā)展中提高其質(zhì) 量，

8、滿足客戶的要求。傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)在減速箱中極其重要，本文詳細(xì)的介紹 了如何設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸以及齒輪，如何判斷其合格性，還有如何 設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)，驗(yàn)算其強(qiáng)度以及壽命等等。關(guān)鍵詞：減速箱；減速部分和扭矩分配部分布置形式；齒輪強(qiáng)度；軸 的強(qiáng)度；軸承核定動(dòng)載荷；潤(rùn)滑和密封。V 1前言 生活中，塑料制品隨處可見，而且隨著經(jīng)濟(jì)的 發(fā)展，塑料制品的應(yīng)用也越來越廣泛，對(duì)塑料生產(chǎn)設(shè)備的需 求也越來越多，要求越來越高。在各種各樣的塑料生產(chǎn)線中，擠由生產(chǎn)線為塑料生產(chǎn)線中 的一種，有著不可替代的地位。雙螺桿擠生機(jī)以其高效、高速、大扭矩高精度而備受廣大 塑料生產(chǎn)家的青睞，但是雙螺桿擠生機(jī)由于其主機(jī)雙螺桿中 心距相對(duì)較小，而要求傳遞

9、功率較大，同時(shí)又要求有能夠承 受軸向機(jī)頭壓力的裝置等，這就對(duì)減速箱的設(shè)計(jì)有特別的要 求，減速箱作為動(dòng)力的傳動(dòng)裝置，其優(yōu)劣直接影響塑料產(chǎn)品 的質(zhì)量以及整個(gè)機(jī)組生產(chǎn)線的效率和可靠性。本文將敘述雙螺桿擠生機(jī)減速箱的設(shè)計(jì)，重點(diǎn)敘述傳動(dòng)裝 置的總體設(shè)計(jì)，傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)，以及減速箱的潤(rùn)滑和密封。2雙螺桿擠生機(jī)減速箱 2.1概述 雙螺桿擠生機(jī)的傳動(dòng) 系統(tǒng)主要由驅(qū)動(dòng)電機(jī)（聯(lián)軸器）、齒輪箱（包括扭矩分配部 分和減速部分）等組成。減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng) 或齒輪蝸桿傳動(dòng)所組成的獨(dú)立部件，常用在動(dòng)力機(jī)與工作機(jī) 之間作為減速的傳動(dòng)裝置；在少數(shù)場(chǎng)合下也用作增速的傳動(dòng) 裝置，這時(shí)就稱為增速器。減

10、速器由于結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運(yùn)動(dòng)準(zhǔn)確可靠、使 用維護(hù)簡(jiǎn)單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用很廣。2.2減速箱設(shè)計(jì)思路 雙螺桿擠生機(jī)的減速箱，由于要求 為雙曲軸、高速旋轉(zhuǎn)，輸由軸中心距為定值且較小，同時(shí)要 求齒輪承載能力高。因此，必須進(jìn)行逆向設(shè)計(jì)，既從雙輸曲軸開始，先考慮結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，之后整體減速比、齒輪強(qiáng)度、軸承壽命等因素。假設(shè)設(shè)計(jì)要求為：減速箱的輸入功率 55kW,輸入轉(zhuǎn)速1500r/ min,輸生轉(zhuǎn)速500r/ min,螺桿中心距60mm。2.3減速箱的研究進(jìn)展 近年來，減速器的結(jié)構(gòu)有些新的 變化。為了和沿用己久、國(guó)內(nèi)日前還在普遍使用的減速器有所區(qū) 別，這里分列了兩節(jié)，并稱之為傳統(tǒng)型減速器

11、結(jié)構(gòu)和新型減 速器結(jié)構(gòu)。和傳統(tǒng)的減速器相比，新型減速器結(jié)構(gòu)上的改進(jìn)，既可簡(jiǎn) 化結(jié)構(gòu)，減少零件數(shù)日，同時(shí)又改善了制造工藝性。但設(shè)計(jì)時(shí)要注意裝配的工藝性，要提高莫些裝配零件的制 造精度。3傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)3.1主驅(qū)動(dòng)電機(jī)選型 常用的電機(jī)有直流電機(jī)、交流變頻調(diào)速電機(jī)、滑差電機(jī)、整流子電機(jī)等。其中以直流電機(jī)和交流變頻調(diào)速電機(jī)用的最多。變頻調(diào)速電機(jī)由一個(gè)靜態(tài)變頻器來控制，所用電機(jī)多為專 用變頻電機(jī)，也可用標(biāo)準(zhǔn)三相異步電機(jī)替代。變頻器質(zhì)量對(duì)變頻調(diào)速系統(tǒng)的工作性能和運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性有重要影響。V/f控制性通用變頻器控制的交流電動(dòng)機(jī)通過減速機(jī)構(gòu)驅(qū) 動(dòng)擠由機(jī)，存在基頻以下輸生轉(zhuǎn)矩和效率都下降，電動(dòng)機(jī)功 率偏大等缺點(diǎn)

12、。直流電機(jī)系統(tǒng)：可實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速，且調(diào)速范圍寬，啟動(dòng)較平穩(wěn)。采用直流電機(jī)驅(qū)動(dòng)時(shí)，通過改變電樞電壓時(shí)間可得到恒扭矩調(diào)速，改變激勵(lì)電壓時(shí)間可得到恒功率調(diào)速。本設(shè)計(jì)選用功率為55KW的直流電動(dòng)機(jī)已可以滿足需要， 所以本設(shè)計(jì)中所采用的主驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Z4-180-41 ,功率為55KW,額定電壓為 380V,轉(zhuǎn)速為1500r/ min,采用三 相全控橋雙閉環(huán)無級(jí)調(diào)速。3.2減速箱的設(shè)計(jì) 雙螺桿擠生機(jī)的傳動(dòng)箱由兩大部分即 減速部分和扭矩分配部分組成。這兩部分的功能雖有不同，但它們緊密聯(lián)系，有時(shí)還相互 制約。傳動(dòng)箱設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括三方面，即減速部分和扭矩分 配部分在傳動(dòng)箱中的布置形式、減速部分和扭矩分配

13、部分的 方案設(shè)計(jì)及傳動(dòng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。3.2.1 減速部分和扭矩分配部分減在傳動(dòng)箱中的布置形式 雙螺桿擠生機(jī)的傳動(dòng)箱由兩大部分即減速部分和扭矩分配 部分組成。根據(jù)目前流行的結(jié)構(gòu)看，其設(shè)計(jì)布置大致有兩種方案,種是將減速部和扭矩分配部分很明顯的分開，即所謂的分離 式；另一種是將二者合在一起。下面重點(diǎn)討論雙螺桿擠生機(jī)傳動(dòng)箱減速部分和扭矩分配 部分的典型布置形式。(1)兩箱傳動(dòng) 圖1.1為減速部分和扭矩分配部分分離的 傳動(dòng)箱。如圖所示，右邊是減速部分，左邊是扭矩分配部分，各自 獨(dú)立成體系，中間用連接套(花鍵)連接起來。這種布置方式有可能采用標(biāo)準(zhǔn)減速器，簡(jiǎn)化了扭矩分配部 分的設(shè)計(jì)制造工作量，但占用空間較大。(

14、2)單箱傳動(dòng) 圖1.2為減速部分和扭矩分配部分合在一 起的傳動(dòng)箱。其優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)緊湊，占地面積小，齒輪受力?。豢商岣啐X輪的承載能 力，齒輪接觸強(qiáng)度及彎曲強(qiáng)度的安全系數(shù)增大；保證雙螺桿 機(jī)受力均勻；采用兩箱合一立體結(jié)構(gòu)，雖然由于結(jié)構(gòu)限制了 設(shè)計(jì)與加工難度，但是由于采用整箱設(shè)計(jì)，可以將兩止推軸 承盡量靠近，使兩軸所受扭轉(zhuǎn)、撓度變形基本一致。圖1.1減速部分和扭矩分配部分分離圖1.2減速部分和扭矩分配部分合在一起3.2.2減速部分和扭矩分配部分的方案設(shè)計(jì) (1)內(nèi)齒輪傳動(dòng) 內(nèi)齒輪傳動(dòng)既可用于同向旋轉(zhuǎn) 雙螺桿擠生機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)如圖1.3 (a),也可用于異向旋轉(zhuǎn)雙螺桿擠生機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)如圖1.3 (b)o

15、內(nèi)齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)緊湊嚙合齒輪對(duì)的重疊系數(shù)大，相對(duì)承載能力高；如果 設(shè)計(jì)合理，制造精度達(dá)到要求，能較好地保證倆跟螺桿同步 運(yùn)行。(a)(b)圖1.3內(nèi)齒輪傳動(dòng)(2)雙嚙合齒輪傳動(dòng) 雙嚙合齒輪傳動(dòng)是指由一個(gè)齒輪同時(shí)帶動(dòng)兩個(gè)齒輪或由兩個(gè) 齒輪同時(shí)帶動(dòng)一個(gè)齒輪。如果傳遞的總扭矩不變，若采用雙嚙合齒輪傳動(dòng)，則各對(duì) 嚙合齒輪傳遞的扭矩為單嚙合齒輪傳遞扭矩的一半，因而同 時(shí)與兩個(gè)齒輪嚙合的那個(gè)齒輪上每對(duì)嚙合齒所受的圓周力 可減少一半，徑向力可部分抵消如圖1.4 (a)或全部抵消如圖 1.4 (b)o這樣就可使齒輪、軸、軸承的受力大大減小。(a) (b)圖1.4雙嚙合齒輪傳動(dòng)(3)傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力

16、參數(shù) 圖1.5傳動(dòng)示意圖 在本設(shè)計(jì)中，選用分離式，因螺 桿的轉(zhuǎn)速范圍為40400r/min ,而電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為1500r/min ,所以要求傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比為：i=1500/144 = 10.4. 1) 傳動(dòng)比的分配 傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比 i=10.4 ;由傳動(dòng)系統(tǒng)方案知i12=1 ; 按表3-1查取V帶 傳動(dòng)的傳動(dòng)比iv=i23=2-4則V帶傳動(dòng)比取為i23=3 ;由計(jì)算可得兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比i E=i34i45=3.5;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：i34

17、=2.13低速級(jí)傳動(dòng)比i45= =1.64傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)傳動(dòng)比分別為：i12=1 ;i23=3; i34=2.13;i45=1.64; 2） 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下：1 軸（電動(dòng)機(jī)軸）n1= nm =1500r/min ;P1=Pr=55 kw;T1=9550=348.3N m； 3 軸（減速器高速軸）n3=500r/min ;P3=P1 n 13 =5 X0.94=51.7 kw ; T3=9550 =987.47N m-；4 軸（減 速器中 間軸） n4=234.7 r/min ; P4=P3n 34 =51.7 私9603=49.64 kw ;

18、T4=9550 =2020.16 N m； 5 軸（減 速箱低速軸） n5=144 r/min ; P5=P4n 45 =49.64 私9603=47.67kw ; T5= 9550=3183.5N m； 4 傳動(dòng)零 件的設(shè)計(jì)4.1齒輪的設(shè)計(jì) 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇（1）齒寬系數(shù) d的選擇 對(duì)于外嚙合齒輪傳動(dòng)：（1.1）式中，a為齒寬系數(shù)，計(jì)算時(shí)可先選定a后，再用式（1.1）計(jì)算由相應(yīng)的 Odo 受力分析 在直齒圓柱齒輪傳動(dòng)中，作用于齒面上的法向載荷Fn仍垂直于齒面。如圖3-67所示為一對(duì)直齒圓柱齒輪，若略去齒面間的摩Ft擦力，F(xiàn)n可分解為兩個(gè)相互垂直的分力：沿半徑方向的徑向力Fr和切于分度圓

19、上的圓周力各力的方向如圖 367所示； 各力的大 ?。?.2） 式中，T1為主動(dòng)齒輪傳遞的名義轉(zhuǎn)矩（N-mm）; di 為主動(dòng)齒輪的分度圓直徑（mm）; a一分度圓壓力角，對(duì)標(biāo)準(zhǔn)直齒輪，an = 20;° P1 - 為主動(dòng)輪傳遞的功率（ KW ） ; n1一為主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速（r/mm）;計(jì)算載荷 由式（1.2）計(jì)算的Ft和Fn等均是作 用在輪齒上的名義載荷。在實(shí)際工作中，還應(yīng)考慮下列因素的影響：由于原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的振動(dòng)和沖擊，輪齒嚙合過程中產(chǎn)生的 動(dòng)載荷；由于制造安裝誤差或受載后齒輪產(chǎn)生的彈性變形以 及軸、軸承、箱體的變形等原因，使的載荷沿齒寬方向分布 不均、同時(shí)嚙合的各輪齒間載荷分

20、布不均等。為此，應(yīng)將名義載荷乘以載荷系數(shù)，修正為計(jì)算載荷，進(jìn) 行齒輪的強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，按計(jì)算載荷進(jìn)行計(jì)算。（1.3）其中，（1.4） 式中，K為載荷系數(shù)；KA為使用系數(shù)；Kv為動(dòng)載系數(shù)；KB為齒向載荷分布系數(shù)；Ka為齒間載荷分布系數(shù)。1）使用系數(shù)KA其值可查表317得到。2）動(dòng)載系數(shù) Kv直齒圓柱齒輪彳專動(dòng),可取 K v =1.05 1.4；斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，因傳動(dòng)平穩(wěn)，可取 K v=1.021.2。齒輪精度底、轉(zhuǎn)速高時(shí)取大值；反之，取小值。3）齒向載荷分布系數(shù)KB當(dāng)兩輪之一為軟齒面時(shí)，取KB =11.2;當(dāng)兩輪均為硬齒面時(shí)，取KB =1.11.35;當(dāng)寬徑比較小、齒輪在兩支承中間對(duì)稱布置、軸的剛

21、性大時(shí)，取 小值反之取大值。4）齒間載荷分布系數(shù)Ka直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，可取Ka =11.2;斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)， 齒輪精度高于 7級(jí)，Ka =1- 1.2,齒輪精度低于7級(jí)，Ka =1.2- 1.4;當(dāng)齒輪制造精度低、 硬齒面時(shí)，取大值；當(dāng)精度高、軟齒面時(shí)，取小值。輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算為了防止輪齒折斷，輪齒的彎曲條件為 （1.5）式中，bF為齒根彎曲應(yīng)力（MPa） ; bFp許用彎曲疲勞應(yīng)力（MPa）。計(jì)算F時(shí)，首先要確定齒根危險(xiǎn)截面，其次要確定作用 在齒輪上的載荷作用點(diǎn)。齒根危險(xiǎn)截面：將輪齒視為懸臂梁，作與齒輪對(duì)稱中線成300角并與齒根過渡曲線相切的切線，通過兩切點(diǎn)作平行于齒輪軸線的截面， 此

22、截面即為齒根危險(xiǎn)截面。載荷作用點(diǎn)：嚙合過程中，輪齒上的載荷作用點(diǎn)是變化的，應(yīng)將其中使齒 根產(chǎn)生最大彎矩者作為計(jì)算時(shí)的作用點(diǎn)。輪齒在雙齒對(duì)嚙合區(qū)中 E點(diǎn)（圖39【7】）嚙合時(shí)，力臂最大，但此時(shí)有兩對(duì)共同承擔(dān)載荷， 齒根所受彎矩不是最大;輪齒在單齒對(duì)嚙合區(qū)上界點(diǎn)D嚙合時(shí)，力臂雖較前者小，但僅一對(duì)齒輪承擔(dān)總載荷，因此，齒根所受彎矩最大，應(yīng)以該 點(diǎn)作為計(jì)算時(shí)的載荷作用點(diǎn)。但由于按此點(diǎn)計(jì)算較為復(fù)雜，為簡(jiǎn)化起見，一般可將齒頂 作為載荷的作用點(diǎn)，并引入重合度系數(shù) Ye,將力作用于齒頂 時(shí)產(chǎn)生的齒根應(yīng)力折算為力作用于單齒對(duì)嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí) 產(chǎn)生的齒根應(yīng)力。圖312 71所示，略去齒面間的摩擦力，將 Fn移至輪

23、齒的對(duì)稱線上，并分解為切向分力Fncosa Fa和徑向分力Fnsin q Fa且向分力使齒根產(chǎn)生彎曲應(yīng)力和剪應(yīng)力，徑向分力使齒根 產(chǎn)生壓應(yīng)力。由于剪應(yīng)力和壓應(yīng)力比彎曲應(yīng)力小得多，且齒根彎曲疲勞 裂紋首先發(fā)生在拉伸側(cè)，故齒根彎曲疲勞強(qiáng)度效核時(shí)應(yīng)按危 險(xiǎn)截面拉伸側(cè)的彎曲應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算。其彎曲應(yīng)力為 （MPa）（1.6）式中，hF為彎曲力臂；SF為危險(xiǎn)截面厚度；b為齒寬；a F物載荷作用角。令 （1.7）考慮齒根應(yīng)力集中和危險(xiǎn)截面上的壓應(yīng)力和剪應(yīng)力的影響，引入應(yīng)力修正系數(shù) YSa,計(jì)入重 合度系數(shù)Ye后，得輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 （MPa）（1.8）式（1.8）所示得彎曲疲勞強(qiáng)度條件，還可寫成（1.9

24、）的形式設(shè)計(jì)時(shí)，用此式可以計(jì)算由齒輪的模數(shù)。即 （mm） （1.9） 式中，°F協(xié)許用彎曲疲勞應(yīng)力（MPa）。YFa為載荷作用于齒頂時(shí)的齒行系數(shù) ；重合度系數(shù) Y 是 將力的作用點(diǎn)由齒頂轉(zhuǎn)移到單齒對(duì)嚙合區(qū)上界點(diǎn)的系數(shù)。當(dāng)£ a齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算為了防止齒面由現(xiàn)疲勞點(diǎn)蝕，齒面接觸疲勞條件為 （1.10）式中，bH為接觸應(yīng)力（MPa）; > HP為許用接觸應(yīng)力（MPa）。一對(duì)漸開線圓柱齒輪在 C點(diǎn)嚙合時(shí)（圖310 （a） 71）, 其齒面接觸狀況可近似認(rèn)為與以p1 p 2為半徑的兩圓柱體的接觸應(yīng)力> H可近似地用下式進(jìn)行計(jì)算：（MPa）（1.11）輪齒在嚙合過程中

25、，齒廓接觸點(diǎn)是不斷變 化的，因此，齒廓的曲率半徑也將隨著嚙合位置的不同而變 化（圖 3-10 （b） 71）o對(duì)于重合度11時(shí)，嚙合過程中，將會(huì)有幾對(duì)齒同時(shí)參與 嚙合，單位接觸線長(zhǎng)度可取為：L=b/Z £ 2Z £為重合度系數(shù)，是用以考慮因重合度增加，接 觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低的影響系數(shù)。對(duì)于直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，一般可取Ze= 0.850.92,齒數(shù)多時(shí)，&木Ze取小值；反之，取大值。將式（1.11）中的Fn改為輪齒上的計(jì)算載荷Fnc（Fnc=KFn）。考慮齒數(shù)比并將 p 1 p2和L值代入式（1.11）,簡(jiǎn)化后得 （MPa） （1.13）式中，稱為節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，

26、考慮節(jié)點(diǎn)齒廓形狀對(duì)接觸應(yīng)力得影響，其值可在圖3-11 71中查得;稱為材料系數(shù)（），可由表32 71查得。于是，直齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為 （1.14）式中，。HP為許用接觸疲勞應(yīng)力（MPa）。令齒寬系數(shù)，將代入上式，得齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件的 令一表達(dá)形式：（mm） （1.15） 式（1.14）和式（1.15）適用于標(biāo)準(zhǔn)和變位直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。設(shè)計(jì)時(shí)，用式（1.15）可計(jì)算由齒輪的分度圓直徑?！笆?hào)用于外嚙合，號(hào)用于內(nèi)嚙合，在該設(shè)計(jì)中選-'”號(hào)。提高齒輪接觸疲勞強(qiáng)度的主要措施：加大齒輪直徑d或中心矩a、適當(dāng)增大齒寬b、采用正角度變 位齒輪傳動(dòng)和提高齒輪精度等級(jí)，均可減小齒面接

27、觸應(yīng)力； 改善齒輪材料和熱處理方式（提高齒面硬度），可以提高許用接觸應(yīng)力bHP值。具體計(jì)算選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）考慮到本設(shè)計(jì)中分配箱所要傳遞的功率較大，故兩嚙合齒輪都選用硬齒 面。由表337選得大、小齒輪的材料均為40Cr,并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為 4855HRC。2）選取精度等級(jí)。因采用表面淬火，輪齒的變形不大，不需磨削，故初選 7級(jí)精度（GB10095 88）。3） 選取兩齒輪的齒數(shù) Z1=26, Z2=78。 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1.15）試算，即 mm 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值a、因?yàn)槭请妱?dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作機(jī)載荷平穩(wěn)，查表317,可取KA=1 ;因齒輪速度不高，取 K v=

28、1.05;又因?qū)ΨQ布置，軸的剛性大，取KB =1.1, Ka =1.4,貝U K=KAKvK Ka =1.62 b 、由圖311 7選取區(qū)域系數(shù) ZH =2.450 。C、由圖 10265查得 £ a 1 = £ a86 =0貝U £ a = £ a 1 + £ a 2 =1.72 。d、計(jì)算齒輪傳遞 的轉(zhuǎn)矩 T1 = 95.5 X05>P1/n1 =95.5 105 X55>90%/144 = 3.31 1 «5 N mm （設(shè)減速箱的總效 率為90%） e、由表367選取齒寬系數(shù) d =1.0。f、由表327查得材料的

29、彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 ;重合度系數(shù)Z£ =0.8g、由圖3167按小齒輪齒面硬度為286MPa,大齒輪齒面硬度為240MPa,查得的接觸疲勞強(qiáng)度極限bHlim1=660,6 Hlim2 = 600MPa ;查圖 3177,得 a Fliml =230,a Hlim2 =220MPa。h、由式3137計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N,確定壽命系數(shù)ZN , YN （注：本設(shè)計(jì)擠生機(jī)的分配箱按工作壽命為15年，每年工作 300天，一班制來進(jìn)行計(jì)算）：N=60nat式中，n為齒輪轉(zhuǎn)速（r/min ） ; a為齒輪每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)， 輪齒同側(cè)齒面嚙合次數(shù)；t為齒輪總工作時(shí)間（h）o貝U 有 N1 = N

30、2 =60nat = 60X144 M X（1 >8 M00 M5）= 3.1 108 i、由圖 3187查得 ZN1=ZN2=1.2;查圖 3197 得，YN1=YN2=1 j、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 由表347取 SHlim=1 , SFlim=1.4。由式（3117）得 由式（3127）得2） 計(jì)算 試算 小齒輪分度圓直徑 d1 ,由計(jì)算公式得 計(jì)算齒寬b及模 數(shù)mn按表377,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m n=3.25mm ,則 圓整后 ?。篴=88mm。修正其它值：取 b2=88mm,b1=b2+（5 10）=（88+6）mm=94mm。 計(jì)算圓周速度 3）驗(yàn)算輪齒彎曲強(qiáng)度條件。按式（3-17

31、7）驗(yàn)算輪齒的彎曲強(qiáng)度條件。計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)：查圖 3147,得 YFa1=2.56, YFa2=2.24;查圖 3157,得 YSa1=1.62, YSa1=1.77。取=0.7 YB =0.99計(jì)算彎曲應(yīng)力：4.2傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)1、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的目的是 合理地定曲軸的幾何形狀和尺寸。由于影響軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的因素很多，故軸不可能有標(biāo)準(zhǔn)的結(jié) 構(gòu)形式。一般的講，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)在滿足規(guī)定的功能要求和設(shè)計(jì)約 束的前提下，其設(shè)計(jì)方案有較大的靈活性，即軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 具有多方案性。通常，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)應(yīng)力求受力合理，有利于提高軸的工 作能力，有利于節(jié)約材料和減輕重量；應(yīng)力求軸上零件的定 位和固定可靠，并有利

32、于裝拆、調(diào)整。2、軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 軸的計(jì)算通常都是在初步完成結(jié) 構(gòu)設(shè)計(jì)后進(jìn)行校核計(jì)算，計(jì)算準(zhǔn)則是滿足軸的強(qiáng)度或剛度要 求，必要時(shí)還應(yīng)校核軸的振動(dòng)穩(wěn)定性。進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力 情況，采取相應(yīng)的計(jì)算方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力。對(duì)于僅僅（或主要）承受扭矩的軸（傳動(dòng)軸），應(yīng)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算；對(duì)于只承受彎矩的軸（心軸），應(yīng)按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算；對(duì)于既承受彎矩又承受扭矩的軸（轉(zhuǎn)軸），應(yīng)按彎扭全盛強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算，需要時(shí)還應(yīng)按疲勞強(qiáng)度條件 進(jìn)行精確校核。止匕外，對(duì)于瞬時(shí)過載很大或應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性較為嚴(yán)重的 軸，還應(yīng)按峰尖載荷校核其靜強(qiáng)度，以免產(chǎn)生過量的塑性變 形。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條

33、件計(jì)算這種方法是只按軸所受的扭矩來計(jì)算軸的強(qiáng)度；如果還受有不大的彎矩時(shí)，則用降低許用 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的辦法予以考慮。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度約束條件為：MPa (1.16)式中，pT-ffl轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa ; T -軸所傳遞的扭矩，N ?mm； WT 一軸的抗扭截面模量，mm3,見附表 687; n一軸的轉(zhuǎn)速，r/min ; P一軸所傳遞的功 率，KW; d一計(jì)算截面處軸的直徑，mm； pT年用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa,見表637O對(duì)于實(shí)心軸，將上式代入(1.20),可得軸的直徑約束條件： (1.17)式中，C取決于軸材料的許用扭轉(zhuǎn) 應(yīng)力系數(shù)，其值可查表 1.1。當(dāng)彎矩相對(duì)轉(zhuǎn)矩很小時(shí)，C取小值，球較大值；反之，C取

34、大值，r用較小值。表1.1幾種軸的材料的 pT口 C值 軸的材料 Q235 1Cr18Ni9Ti 35 45 40Cr,35SiMn, 2Cr13,20CrMnTi 20T 1212 25 20 30 30 40 40 52 C 160 135 148 125 135 118 118107 10798應(yīng)用式(1.17)求生d值：其中，因?yàn)樵?本設(shè)計(jì)中，軸的材料為40Cr,所以取C=100，有此計(jì)算的d值一 般作為軸最細(xì)處的直徑。此外，也可采用經(jīng)驗(yàn)公式來估算軸的直徑。如在一般減速器中，高速輸入軸的直徑可按與其相連的電 機(jī)軸的直徑 D估算,d=(0.81.2)D;各級(jí)低速軸的軸徑可按同 級(jí)齒輪中心

35、距 a估算,d=(0.30.4)a。綜上所述，取軸的直徑為75mm。 按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算對(duì)于同時(shí)承受彎矩和轉(zhuǎn)矩的軸,可根據(jù)彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算。計(jì)算時(shí)，先根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)所確定的軸幾何和軸上零件的位 置，畫曲軸的受力簡(jiǎn)圖，然后，繪制彎矩圖、扭矩圖，再按第三 強(qiáng)度理論條件建立軸的彎矩合成強(qiáng)度約束條件： (1.18)考慮到彎矩 M所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和轉(zhuǎn) 矩T所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)力的性質(zhì)不同，對(duì)上式中的轉(zhuǎn)矩 T乘以折合系數(shù)出則強(qiáng)度約束條件的一般公式為 (1.19)式中，稱為當(dāng)量彎矩；。為根據(jù)轉(zhuǎn)矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)。轉(zhuǎn)矩不變時(shí)，。若轉(zhuǎn)矩的變化規(guī)律不清楚，一般按脈動(dòng)循壞處理。(-1b、 > 0b b

36、+1b分別對(duì)為對(duì)稱循壞、脈動(dòng)循壞及靜應(yīng)力狀態(tài)下的許用應(yīng)力，見表647W為軸的抗彎截面模量（mm3）,見附表687。此軸，式（1.19）也可寫成軸徑的約束條件：軸上有鍵槽或過盈配合時(shí)，為了補(bǔ)償軸的削弱，按上式計(jì)算的軸徑d應(yīng)增大，一個(gè)鍵槽增大 4%5%,兩個(gè)鍵槽增大7% 10%。通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸、軸零件的位置、 以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎 矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強(qiáng)度條件對(duì)軸進(jìn) 行強(qiáng)度校核計(jì)算。一般的軸都用這種方法進(jìn)行校核。1）軸上的受力分析軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計(jì)算時(shí)，應(yīng)將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取 為載荷分布段的中

37、點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)作置于較鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸 承的類型和布置方式有關(guān)。在作計(jì)算簡(jiǎn)圖時(shí)，應(yīng)先求生軸上受力零件的載荷（若為 空間力系，應(yīng)把空間力分解為圓周力和徑向力，然后把它們 全部轉(zhuǎn)化到軸上），如圖（1.6a ）所示。軸傳遞的轉(zhuǎn)矩由上可知，；由式（1.2）可求得：齒輪的圓周力：齒輪的徑向力：2）計(jì)算作用于軸上的支反力將上敘的力分解為水平分力和垂直分力，然后求由各支承處的水平反力RH和垂直反力RV :水平面內(nèi)支反力 垂直面內(nèi)支反力 如圖（圖1.6b ）所示。3）計(jì)算軸的彎矩，并畫彎、轉(zhuǎn)矩圖根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，分別按水平面和垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎

38、矩，并按計(jì)算結(jié)果分 別作由水平面上的彎矩 MH圖（圖1.6d ）和垂直面上的彎 矩MV圖（圖1.6c）,然后再按下式計(jì)算總彎矩并作轉(zhuǎn)矩圖（圖 1.5e）: （1.20） 4）計(jì)算并畫當(dāng)量彎矩圖 轉(zhuǎn) 矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算，取a =0.6則 式中a是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應(yīng)力的循環(huán)特性差異的系數(shù)。因?yàn)橥ǔＳ蓮澗厮a(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對(duì)稱循環(huán)的變應(yīng)力， 而扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)則常常不是對(duì)稱循環(huán)的變應(yīng)力，故 在求計(jì)算彎矩時(shí)，必須計(jì)及這種循環(huán)特性差異的影響。即當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)，取a- 0；3扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取a0；6若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力亦為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，則取a=1在本設(shè)計(jì)中，取 口

39、=0.6再按 計(jì)算，并畫當(dāng)量彎矩圖（圖1.6f ）。圖1.6軸的受力分布圖5）校核軸的強(qiáng)度般而言，軸的強(qiáng)度是否滿足只需對(duì)危險(xiǎn)截面校核即可，而軸的危險(xiǎn)截面多發(fā)生在當(dāng)量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和當(dāng)量彎矩圖可知，a- a截面處彎矩最大，且截面尺寸也非最大，屬于危險(xiǎn)截面，按第三強(qiáng)度理論，計(jì) 算彎曲應(yīng)力，公式為：MPa （1.21） 式中，W 一軸的抗彎截面系數(shù)， mm3;（-1 一軸的許用彎曲應(yīng)力。在本設(shè)計(jì)中，取a-a截面為危險(xiǎn)截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（1.2）求得：又已知L1 =110 mm, L3 = 542 mm,由此求得：在公式（1.17）中：由此得：6）按安全系數(shù)進(jìn)行校核 a、