帶式輸送機(jī)的圓柱斜齒輪二級(jí)減速器

1、東海科學(xué)技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計(jì)成果說明書題 目：帶式輸送機(jī)的圓柱斜齒輪二級(jí)減速器院 系：東海科學(xué)技術(shù)學(xué)院學(xué)生姓名：專 業(yè)：機(jī)械制造及其自動(dòng)化班 級(jí)：C15機(jī)械一班指導(dǎo)教師：起止日期：201712.12-2018.1.3東海科學(xué)技術(shù)學(xué)院教學(xué)科研部浙江海洋大學(xué)東海科學(xué)技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計(jì)成果說明書規(guī)范要求課程設(shè)計(jì)說明書是課程設(shè)計(jì)主要成果之一，一般在20003000字。1說明書基本格式版面要求：打印時(shí)正文采用5號(hào)宋體，A4紙，頁邊距上、下、左、右均為2cm，行間距采用固定值20磅，頁碼底部居中。文中標(biāo)題采用4號(hào)宋體加粗。2說明書結(jié)構(gòu)及要求（1）封面（2）課程設(shè)計(jì)成績評(píng)定表（3）任務(wù)書(指導(dǎo)教師下發(fā))（4）摘要

2、摘要要求對(duì)內(nèi)容進(jìn)行簡短的陳述，一般不超過300字。關(guān)鍵詞應(yīng)為反映主題內(nèi)容的學(xué)術(shù)詞匯，一般為3-5個(gè)，且應(yīng)在摘要中出現(xiàn)。（5）目錄要求層次清晰，給出標(biāo)題及頁次。最后一項(xiàng)為參考文獻(xiàn)。（6）正文正文應(yīng)按照目錄所確定的順序依次撰寫，要求論述清楚、簡練、通順，插圖清晰整潔。文中圖、表及公式應(yīng)規(guī)范地繪制和書寫。（7）參考文獻(xiàn)目 錄一 設(shè)計(jì)任務(wù)書錯(cuò)誤！未定義書簽。1.1設(shè)計(jì)題目51.2設(shè)計(jì)步驟5二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案52.1傳動(dòng)方案52.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)5三 選擇電動(dòng)機(jī)73.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇73.2確定傳動(dòng)裝置的效率73.3選擇電動(dòng)機(jī)容量73.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比8四 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)

3、和動(dòng)力學(xué)參數(shù)14.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)14.2高速軸的參數(shù)14.3中間軸的參數(shù)14.4低速軸的參數(shù)14.5工作機(jī)的參數(shù)1五 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算15.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)15.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)15.3確定傳動(dòng)尺寸15.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度15.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸15.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)1六 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算16.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)16.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)16.3確定傳動(dòng)尺寸16.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度16.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸16.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)1七 軸的設(shè)計(jì)17.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算17.2中間軸設(shè)計(jì)

4、計(jì)算17.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1八 滾動(dòng)軸承壽命校核18.1高速軸上的軸承校核18.2中間軸上的軸承校核18.3低速軸上的軸承校核1九 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算19.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核19.2中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核19.3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核19.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核19.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核1十 聯(lián)軸器的選擇110.1高速軸上聯(lián)軸器110.2低速軸上聯(lián)軸器1十一 減速器的密封與潤滑111.1減速器的密封111.2齒輪的潤滑111.3軸承的潤滑1十二 減速器附件112.1油面指示器112.2通氣器112.3六角螺塞112.4窺視孔蓋112.5定位銷112.6啟蓋螺

5、釘1十三 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸1十四 設(shè)計(jì)小結(jié)1參考文獻(xiàn)1設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 展開式二級(jí)斜齒圓柱減速器，拉力F=4500N，速度v=1.4m/s，直徑D=450mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：250天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2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.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 7.滾動(dòng)軸承校核 8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 10.潤滑密封設(shè)計(jì) 11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案

6、傳動(dòng)方案已給定，減速器為展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器由于齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。三 選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機(jī)的效率：w=0.97a=12×24×32×w=0.8773.3選擇電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=F×V1000=4500×1.41000

7、=6.3kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=6.30.877=7.18kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.4×450=59.45rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，展開式二級(jí)齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：840，因此理論傳動(dòng)比范圍為：840?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(840)×59.45=476-2378r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y160M-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)

8、速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900 電機(jī)主要外形尺寸圖3-1 電動(dòng)機(jī)中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160605×385254×21014.542×11012×373.4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)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)

9、速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=97059.45=16.316 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 高速級(jí)傳動(dòng)比i1=1.35×ia=4.69 則低速級(jí)的傳動(dòng)比i2=3.48 減速器總傳動(dòng)比ib=i1×i2=16.3212四 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)P0=7.18kWn0=nm=970rpmT0=9550000×P0n0=9550000×7.18970=70689.69Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0×1=7.18×0.99=7.11kWn=n0=970rpmT=955000

10、0×Pn=9550000×7.11970=70000.52Nmm4.3中間軸的參數(shù)P=P×2×3=7.11×0.99×0.98=6.9kWn=ni1=9704.69=206.82rpmT=9550000×Pn=9550000×6.9206.82=318610.39Nmm4.4低速軸的參數(shù)P=P×2×3=6.9×0.99×0.98=6.69kWn=ni2=206.823.48=59.43rpmT=9550000×Pn=9550000×6.6959.43=10

11、75037.86Nmm4.5工作機(jī)的參數(shù)P=P×1×2×2×w=6.69×0.99×0.99×0.99×0.97=6.3kWn=n=59.43rpmT=9550000×Pn=9550000×6.359.43=1012367.49Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸9707.1870689.69高速軸9707.1170000.52中間軸206.826.9318610.39低速軸59.436.691075037.86工作機(jī)59.436.

12、31012367.49五 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20°，初選螺旋角=13°。 (2)參考表10-6選用7級(jí)精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=27×4.69=127。5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×KHt×Td×

13、;u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×7.11970=70000.52Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.483°at1=arccosz1×

14、;costz1+2×han*×cos=arccos27×cos20.48327+2×1×cos13=29.107°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos127×cos20.483127+2×1×cos13=22.688°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=27×tan29.107°-tan20.483°+127×tan22.688°-

15、tan20.4832=1.687=d×z1×tan=1×27×tan13°=1.984Z=4-3×1-+=4-1.6873×1-1.984+1.9841.687=0.646 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13°=0.987 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60×n×j×Lh=60×970×1×16

16、5;250×10=2.328×109NL2=NL1u=2.328×1094.69=4.964×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.978，KHN2=1.084 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.978×6001=586.8MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.084×5501=596.2MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=586.8MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u

17、15;ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×70000.521×12727+112727×2.46×189.8×0.646×0.987586.82=38.447mm (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v=×d1t×n60×1000=×38.447×97060×1000=1.952 齒寬bb=d×d1t=1×38.447=38.447mm 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得

18、使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=1.952m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.037 齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×70000.5238.447=3641.403NKA×Ftb=1×3641.40338.447=95Nmm<100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.419 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KA×KV×KH×KH=1×1.037×1.4×1.419=2.06

19、 3)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=38.447×32.061.3=44.823mm 4)確定模數(shù)mn=d1×cosz1=44.823×cos13°27=1.618mm，取mn=2mm。5.3確定傳動(dòng)尺寸 (1)計(jì)算中心距a=z1+z2×mn2×cos=158.05mm，圓整為158mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=12.9265° =12°55'35" (3)計(jì)算小、大齒輪的分

20、度圓直徑d1=mn×z1cos=2×27cos12.9265=55.404mmd2=mn×z2cos=2×127cos12.9265=260.604mm (4)計(jì)算齒寬 b=d×d1=55.4mm 取B1=65mm B2=60mm5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2×K×T×YFa×YSa×Y×Y×cos2d×m3×z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=60 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為： 小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z

21、v1=z1cos3=27cos312.9265°=29.161 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=127cos312.9265°=137.166 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.57，YFa2=2.078 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.938 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yt'=arctantanncos=arctantan20°cos12.9265°=20.477°b=arctantan×cost'=arctantan12

22、.9265°×cos20.477°=12.135°v=cos2b=1.688cos212.135°=1.766Y=0.25+0.75v=0.675=d×z1×tan=1×27×tan12.9265°=1.973 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-×120°=1-1.973×12.9265120°=0.787 2)圓周速度v=×d1×n60×1000=×55.404×97060&#

23、215;1000=2.81ms-1 3)寬高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×2=4.5mmbh=654.5=14.444 根據(jù)v=2.81m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.053 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.423，結(jié)合b/h=65/4.5=14.444查圖10-13，得KF=1.079。 則載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.053×1.1×1.079=1.25 由圖10-24c查得小齒輪和大

24、齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.914 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×Flim1S=0.88×5001.25=352MPaF2=KFN2×Flim2S=0.914×3801.25=277.86MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2×K×T×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2d×m3×z12=2×1.25

25、15;70000.52×2.57×1.6×0.675×0.785×cos212.92651×23×272=62.109 MPa <F1F2=2×K×T×YFa2×YSa2×Y×Y×cos2d×m3×z12=2×1.25×70000.52×2.078×1.938×0.675×0.785×cos212.92651×23×272=60.828 MP

26、a <F2 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。 4)齒輪的圓周速度v=×d1×n60×1000=×55.404×97060×1000=2.81ms 選用7級(jí)精度是合適的5.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=59.4mm da2=d2+2×ha

27、=264.6mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=50.4mm df2=d2-2×hf=255.6mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左12°55'35"右12°55'35"齒數(shù)z27127齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d55.404260.604齒頂圓直徑da59.4264.6齒根圓直徑df50.4255.

28、6齒寬B6560中心距a158158圖5-1 高速級(jí)大齒輪結(jié)構(gòu)圖六 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20°，初選螺旋角=13°。 (2)參考表10-6選用7級(jí)精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=28，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=28×3.48=97。6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32&#

29、215;KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×6.9206.82=318610.39Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.483

30、°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos28×cos20.48328+2×1×cos13=28.858°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos97×cos20.48397+2×1×cos13=23.317°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=28×tan28.858°-tan20.483°+97&#

31、215;tan23.317°-tan20.4832=1.678=d×z1×tan=1×28×tan13°=2.058Z=4-3×1-+=4-1.6783×1-2.058+2.0581.678=0.638 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13°=0.987 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60×n×j×Lh=60×20

32、6.82×1×16×250×10=4.964×108NL2=NL1u=4.964×1083.48=1.426×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.084，KHN2=1.143 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=1.084×6001=650.4MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.143×5501=628.65MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=628.65MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32×

33、;KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×318610.391×9728+19728×2.46×189.8×0.638×0.987628.652=61.558mmv=×d1t×n60×1000=×61.558×206.8260×1000=0.666 齒寬bb=d×d1t=1×61.558=61.558mm 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1

34、根據(jù)v=0.666m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.013 齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×318610.3961.558=10351.551NKA×Ftb=1×10351.55161.558=168Nmm>100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.422 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KA×KV×KH×KH=1×1.013×1.2×1.422=1.729 3)由

35、式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=61.558×31.7291.3=67.697mm 4)確定模數(shù)mn=d1×cosz1=67.697×cos13°28=2.356mm，取mn=3mm。6.3確定傳動(dòng)尺寸 (1)計(jì)算中心距a=z1+z2×mn2×cos=192.43mm，圓整為192mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=12.4356° =12°26'8" (3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑

36、d1=mn×z1cos=3×28cos12.4356=86.018mmd2=mn×z2cos=3×97cos12.4356=297.991mm (4)計(jì)算齒寬 b=d×d1=86.02mm 取B1=95mm B2=90mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2×K×T×YFa×YSa×Y×Y×cos2d×m3×z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=90 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為： 小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=z

37、1cos3=28cos312.4356°=30.067 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=97cos312.4356°=104.161 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.55，YFa2=2.186 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.61，YSa2=1.787 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yt'=arctantanncos=arctantan20°cos12.4356°=20.441°b=arctantan×cost'=arctantan12.435

38、6°×cos20.441°=11.675°v=cos2b=1.684cos211.675°=1.756Y=0.25+0.75v=0.677=d×z1×tan=1×28×tan12.4356°=1.965 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-×120°=1-1.965×12.4356120°=0.796 2)圓周速度v=×d1×n60×1000=×86.018×206.8260

39、15;1000=0.93ms-1 3)寬高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×3=6.75mmbh=956.75=14.074 根據(jù)v=0.93m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.018 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.43，結(jié)合b/h=95/6.75=14.074查圖10-13，得KF=1.08。 則載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.018×1.1×1.08=1.209 由圖10-24c查得小齒輪和大

40、齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.914，KFN2=0.919 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×Flim1S=0.914×5001.25=365.6MPaF2=KFN2×Flim2S=0.919×3801.25=279.38MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2×K×T×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2d×m3×z12=2×1.2

41、09×318610.39×2.55×1.61×0.677×0.777×cos212.43561×33×282=74.953 MPa <F1F2=2×K×T×YFa2×YSa2×Y×Y×cos2d×m3×z12=2×1.209×318610.39×2.186×1.787×0.677×0.777×cos212.43561×33×282=

42、71.318 MPa <F2 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。 4)齒輪的圓周速度v=×d1×n60×1000=×86.018×206.8260×1000=0.93ms 選用7級(jí)精度是合適的6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=92.02mm d

43、a2=d2+2×ha=303.99mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=78.52mm df2=d2-2×hf=290.49mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左12°26'8"右12°26'8"齒數(shù)z2897齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d86.018297.991齒頂圓直徑da92.0230

44、3.99齒根圓直徑df78.52290.49齒寬B9590圖6-1 低速級(jí)大齒輪結(jié)構(gòu)圖七 軸的設(shè)計(jì)7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=970r/min；功率P=7.11kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=70000.52Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×37.11970=21.76mm 由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=

45、1+0.05×21.76=22.85mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為24mm故取dmin=24 (4)確定軸的直徑和長度圖7-1 高速軸示意圖 1)輸入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)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T，查表，考慮載荷變動(dòng)微小，故取KA = 1.3，則:Tca=KA×T=91Nm 按照聯(lián)軸器轉(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 T4323-2002或設(shè)計(jì)手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為24mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為52mm。選用普通平鍵，A型鍵

46、，b×h = 8×7mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=40mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 29 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm。 由手冊上查得7207AC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 = 65

47、 mm，d56 = 59.4 mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -10 = 62 mm 5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離3=15mm?？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，取 = 10 mm，低速級(jí)小齒輪寬度b3=95mm，則l34=l78=B+ 2=17+10+2=29

48、mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=95+ 15+ 10-2.5-2=115.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑2429354259.44235長度526229115.565829 (5)軸的受力分析 高速級(jí)小齒輪所受的圓周力（d1為高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2×Td1=2×70000.5255.404=2526.912N 高速級(jí)小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tancos=2526.912×tan20°cos12.9265°=943.634N 高速

49、級(jí)小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1×tan=2526.912×tan12.9265°=580N 第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=109mm，軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離l2=156mm，齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=48.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(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)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) 在水平面內(nèi) 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1×l2-Fa1×d12l2+l3=943.6

50、34×156-580×55.4042156+48.5= 798N 軸承B處水平支承力：RBH=Fr1-RAH=943.634-798=146N 在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1×l2l2+l3=2526.912×156156+48.5= 1928N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1×l3l2+l3=2526.912×48.5156+48.5= 599N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=7982+19282=2086.62N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=1462+5992=616.54

51、N 繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上彎矩：MBH=0Nmm 截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBH×l2-Fa1×d12=146×156-580×55.4042=38843Nmm 截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAH×l3=798×48.5=38703Nmm 截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm 繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上彎矩：MCV=RAV×l3=1928×48.5=93

52、508Nmm 截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm 繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV2=388432+935082=101255Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV2=387032+935082=101201Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm g.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=70000.52Nmm h.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+×T2=02+0.6×70000.522=42000Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩

53、：MVC左=MC左2+×T2=1012552+0.6×70000.522=109620Nmm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右=101201Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+×T2=02+0.6×70000.522=42000Nmm圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強(qiáng)度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×42332=7269.88mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=14539.77mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=15.08MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=4.81M

54、Pa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=16.15MPa 查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=750MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=206.82r/min；功率P=6.9kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=318610.39Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最

55、小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。dA0×3Pn=115×36.9206.82=37.02mm 由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm (4)確定軸的直徑和長度圖7-3 中間軸示意圖 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，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 37.02 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7208AC，其尺寸為d×D×B = 40×80×18mm，故d12 = d56 = 40

56、mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 46 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b2 = 60 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 = 58 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 46 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 56 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 15 mm。 3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。 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b3= 95 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸

57、段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 93 mm，d23=46mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2 =60mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=58mm，d45=46mm。 5)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l12=B+1+2=18+10+10+2= 40 mml56=B+2+2=18+10+12.5+2= 42.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段

58、12345直徑4046564640長度4093155842.5 (5)軸的受力分析 高速級(jí)大齒輪所受的圓周力（d2為高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2×Td2=2×318610.39260.604=2445.169N 高速級(jí)大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2×tancos=2445.169×tan20°cos12.9265°=913.109N 高速級(jí)大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2×tan=2445.169×tan12.9265°=561N 低速級(jí)小齒輪所受的圓周力（d3為低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2×Td3=2×318610.3986.018=7407.993N 低速級(jí)小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3×tancos=7407.993×tan20°cos12.4356°=2761.067N 低速級(jí)小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3×tan=7407.993×tan12.4356°=1634N 軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離l1=63.5mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪