螺旋輸送機傳動裝置設(shè)計11

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計 算說明書 題 目 螺旋輸送機傳動裝置 葉曉平 卓耀彬 指導(dǎo)教師 院 班 學(xué) 姓 系 級 號 名 機電建工學(xué)院 機自 081 08105010137 王海波 完成時間 目錄一、機械傳動裝置的總體設(shè)計. 1.1 1.1.1 螺旋輸送機傳動裝置簡圖 1.1.2， 1.1.2，原始數(shù)據(jù) 1.1.3， 1.1.3，工作條件與技術(shù)要求 1.2.4 1.2.4，設(shè)計任務(wù)量 二、電動機的選擇. 電動機的選擇 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 計算總傳動比及分配各級的傳動比 及分配各級的傳動比 3.1 計算總傳動比 3.2 分配傳動裝置各級傳動比 四、計算各軸的功率，轉(zhuǎn)數(shù)及轉(zhuǎn)矩 計算各軸的

2、功率，轉(zhuǎn)數(shù)及轉(zhuǎn)矩 4.1 已知條件 4.2 電動機軸的功率 P ，轉(zhuǎn)速 n 及轉(zhuǎn)矩 T 4.3 軸的功率 P ，轉(zhuǎn)速 n 及轉(zhuǎn)矩 T 4.4 軸的功率 P ，轉(zhuǎn)速 n 及轉(zhuǎn)矩 T 4.5 軸的功率 P ，轉(zhuǎn)速 n 及轉(zhuǎn)矩 T 五、齒輪的設(shè)計計算 5.1 齒輪傳動設(shè)計準(zhǔn)則 5.2 直齒 1、2 齒輪的設(shè)計 5.3 直齒 3、4 齒輪的設(shè)計 六、軸的設(shè)計計算 軸的設(shè)計計算 6.1 軸的尺寸設(shè)計及滾動軸承的選擇 6.2 軸的強度校核 七、鍵聯(lián)接的選擇及計算 鍵聯(lián)接的選擇及計算 八、聯(lián)軸器的選擇. 聯(lián)軸器的選擇 九、減速器箱體的設(shè)計. 減速器箱體的設(shè)計 十、潤滑及密封設(shè)計 潤滑及密封設(shè)計 十一、減速器

3、的維護和保養(yǎng) 十一、減速器的維護和保養(yǎng) 十二、附錄（零件及裝配圖） 附錄（零件及裝配圖） 計 算 及 說 明 結(jié) 果 一、機械傳動裝置的總體設(shè)計 1.1.1 螺旋輸送機傳動裝置簡圖 圖 1.1 螺旋輸送機傳動裝置簡圖 1.1.2，原始數(shù)據(jù)螺旋軸上的功率 螺旋筒軸上的轉(zhuǎn)速 0.7kW P = 0.7kW n=11.5 r/min n=11.5 1.1.3，工作條件與技術(shù)要求 . .3，輸送機轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%；工作情況：三班制， 輸送機轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%；工作情況：三班制，單向連續(xù)運 載荷較平穩(wěn)；工作年限： 工作環(huán)境：室外，灰塵較大， 轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；工作年限：10 年；

4、工作環(huán)境：室外，灰塵較大， 環(huán)境最高溫度 40；動力來源：電力，三相交流，電壓 380V；檢 40 動力來源：電力， 三相交流， 380V； 修間隔期：三年一大修，兩年一中修，半年一小修； 修間隔期：三年一大修，兩年一中修，半年一小修；制造條件及生 產(chǎn)批量：一般機械廠制造，單價生產(chǎn)。 產(chǎn)批量：一般機械廠制造，單價生產(chǎn)。 1.2.4，設(shè)計任務(wù)量 減速器裝配圖一張（ A1） 減速器裝配圖一張（A0 或 A1）;零件工作圖 2 張 二、電動機的選擇 (1) 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式生產(chǎn)單位一般用三相交流電源，如無特殊要求(如在較大范圍 生產(chǎn)單位一般用三相交流電源， 如無特殊要求( 內(nèi)平穩(wěn)地調(diào)速，經(jīng)

5、常起動和反轉(zhuǎn)等) 內(nèi)平穩(wěn)地調(diào)速，經(jīng)常起動和反轉(zhuǎn)等)，通常都采用三相交流異步電 動機。 動機。 我國已制訂統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)的 Y 系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠 籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無 籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無 特殊要求的機械，如金屬切削機床、風(fēng)機、輸送機、攪拌機、 特殊要求的機械，如金屬切削機床、風(fēng)機、輸送機、攪拌機、農(nóng)業(yè) 機械和食品機械等。 系列電動機還具有較好的起動性能， 機械和食品機械等。由于 Y 系列電動機還具有較好的起動性能，因 此也適用于某些對起動轉(zhuǎn)矩有較高要求的機械(如壓縮機等) 在經(jīng) 此也適用于某些對起動轉(zhuǎn)矩有較高要

6、求的機械(如壓縮機等)。 常起動， 制動和反轉(zhuǎn)的場合， 要求電動機轉(zhuǎn)動慣量小和過載能力大， 常起動， 制動和反轉(zhuǎn)的場合， 要求電動機轉(zhuǎn)動慣量小和過載能力大， 型三相異步電動機。 此時宜選用起重及冶金用的 YZ 型或 YZR 型三相異步電動機。 三相交流異步電動機根據(jù)其額定功率( 三相交流異步電動機根據(jù)其額定功率(指連續(xù)運轉(zhuǎn)下電機發(fā) 熱不超過許可溫升的最大功率，其數(shù)值標(biāo)在電動機銘牌上) 熱不超過許可溫升的最大功率，其數(shù)值標(biāo)在電動機銘牌上)和滿載 轉(zhuǎn)速(指負(fù)荷相當(dāng)于額定功率時的電動機轉(zhuǎn)速，當(dāng)負(fù)荷減小時， 轉(zhuǎn)速(指負(fù)荷相當(dāng)于額定功率時的電動機轉(zhuǎn)速，當(dāng)負(fù)荷減小時，電 機實際轉(zhuǎn)速略有升高， 但不會超過同

7、步轉(zhuǎn)速磁場轉(zhuǎn)速)的不同， 磁場轉(zhuǎn)速 機實際轉(zhuǎn)速略有升高， 但不會超過同步轉(zhuǎn)速磁場轉(zhuǎn)速)的不同， 具有系列型號。為適應(yīng)不同的安裝需要， 具有系列型號。為適應(yīng)不同的安裝需要，同一類型的電動機結(jié)構(gòu)又 制成若干種安裝形式。各型號電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)(如額定功率、 制成若干種安裝形式。各型號電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)(如額定功率、滿 載轉(zhuǎn)速、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩與額定轉(zhuǎn)矩之比、最大轉(zhuǎn)矩與額定轉(zhuǎn)矩之比等) 載轉(zhuǎn)速、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩與額定轉(zhuǎn)矩之比、最大轉(zhuǎn)矩與額定轉(zhuǎn)矩之比等)、 外形及安裝尺寸可查閱產(chǎn)品目錄或有關(guān)機械設(shè)計手冊 機械設(shè)計手冊。 外形及安裝尺寸可查閱產(chǎn)品目錄或有關(guān)機械設(shè)計手冊。 按已知的工作要求和條件， 選用 Y 型全封閉籠型三相

8、異步電 按已知的工作要求和條件， 動機。 動機。 (2) 選擇電動機的功率工作機所需的電動機輸出功率為 FV P工作輸出 = = P螺旋 1000 彈性聯(lián)軸器的傳動效率 彈性聯(lián)軸器的傳動效率 聯(lián)軸器 =0.99 圓柱齒輪的傳動效率 圓柱齒輪的傳動效率 齒輪 =0.97 滾動軸承的傳動效率 滾動軸承的傳動效率 滾動軸承 =0.99 錐齒輪的傳動效率 錐齒輪的傳動效率 錐齒 =0.95 螺旋筒的傳動效率 螺旋筒的傳動效率 螺旋筒 =0.96 電動機至運輸帶之間總效率 2 4 總 = 聯(lián)軸器 齒輪 滾動軸承錐齒螺旋筒 總 =0.816 P 電動機輸入 = 0.99 * 0.97 2 * 0.99 4

9、 * 0.95 * 0.96 =0.816 =0.816 P 0.7 = 工作輸出 = = 0.86kw 總 0.816 P 電動機輸入 0.86 kw = (3) 初選為同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 的電動機 P 電動機輸入 P 電動機額定 根據(jù) 機械設(shè)計課程設(shè)計 表 16-1 ， 選擇電動機型號為 機械設(shè)計 課程設(shè)計 16選擇 電動機型號為 kw， 910r/min Y90L-6,其額定功率為 1.1kw，滿載轉(zhuǎn)數(shù)為 910r/min 90L-6,其額定功率為 1.1kw 即 P 電動機額定 = 1.1kW n電動機額定 = 910 r/min P 電動機額定 = 1.1kW n電動機額

10、定 = 910r/min 三、計算總的傳送比及分配各級的傳動比 3.1 計算總傳動比總傳動比 i總 = n電動額定 910 = i1.2i 3.4i 5.6 = = 79.13 n 工作機 11.5 i總 = 79.13 3.2 分配傳動裝置各級傳動比考慮兩級齒輪潤油問題，兩級齒輪應(yīng)有相近的浸油深度，所以高速 考慮兩級齒輪潤油問題，兩級齒輪應(yīng)有相近的浸油深度， i i i i 級齒輪傳動比 1.2 與低速級齒輪傳動比 3.4 的比值取 1.3， 1.2 =1.3 3.4 ， 即 i 取 5.6 =4.5; if =79.13/4.5=17.58 ; i1.2 = 1.3if =4.78； =4

11、.78； i3.4 = if / i1.2 = 3 .68 表 3-1 i1.2 i5.6 =4.5 =4.78 i3.4 3.68 = 齒輪傳動 圓柱 單級 傳動比 最大值 8 5 常用值 3 5 2 3 圓錐 四、計算各軸的功率，轉(zhuǎn)數(shù)及轉(zhuǎn)矩 4.1 已知條件 P 電動機額定 = 1.1kW n電動機額定 = 910 r/min P = 1.1kW 電動機額定 n電動機額定 = 910 r/min 4.2 電動機軸的功率 P ，轉(zhuǎn)速 n 及轉(zhuǎn)矩 T P0 = P 電動機額定 = 1 .1 kw n 0 = n電動機額定 = 910 r/min P0 = P 電動機額定 = 1.1 kw n

12、0 = n電動機額定 = 910 r/min T0 = 9.55 *10 6 P0 = 11544 n0 T0 = 9.55 *106 P0 = 11544 N·mm n0 N·mm 4.3 軸的功率 P ，轉(zhuǎn)速 n 及轉(zhuǎn)矩 T P = P0 聯(lián)軸器 = 1.1 * 0.99 = 1.089 kw n = n 0 = 910 r/min P T = 9.55 *10 6 = 11429 N·mm n kw n = n 0 = 910 r/min T = 11429 P = 1.05 n = 190.4 r/min P = 1.089 4.4 軸的功率 P ，轉(zhuǎn)速

13、n 及轉(zhuǎn)矩 T P = P1.2 軸承 = 1.089 * 0.97 * 0.99 = 1.05 kw n 910 = = 190.4 r/min i1.2 4.78 P T = 9.55 *106 = 52665 N·mm n n = N·m T = 52665 mm N· 4.5 軸的功率 P ，轉(zhuǎn)速 n 及轉(zhuǎn)矩 T P = P 3.4 軸承 = 1.05 * 0.97 * 0.99 = 1.008 kw P = 1.008 kw n = 51.73 r/min T = N·mm n 190.4 = = 51.73 r/min i 3.4 3.68

14、P T = 9.55 *106 = 186089 N·mm n n = 186089 五、齒輪的設(shè)計計算齒輪傳動設(shè)計準(zhǔn)則 4.1 齒輪傳動設(shè)計準(zhǔn)則齒輪傳動是靠輪齒的嚙合來傳遞運動和動力的， 齒輪傳動是靠輪齒的嚙合來傳遞運動和動力的，齒輪失效是 齒輪常見的失效形式。由于傳動裝置有開式、閉式， 齒輪常見的失效形式。由于傳動裝置有開式、閉式，齒面硬度有軟 齒面（硬度350HBS） 硬齒面（硬度350HBS） 、硬齒面 ，齒輪轉(zhuǎn)速有高與 齒面（硬度350HBS） 硬齒面（硬度350HBS） 齒輪轉(zhuǎn)速有高與 、 ， 低，載荷有輕與重之分，所以實際應(yīng)用中常會出現(xiàn)各種不同的失效 載荷有輕與重之分，

15、 形式。分析研究試銷形式有助于建立齒輪設(shè)計的準(zhǔn)則， 形式。分析研究試銷形式有助于建立齒輪設(shè)計的準(zhǔn)則，提出防止和 減輕失效的措施。 減輕失效的措施。 設(shè)計齒輪傳動時應(yīng)根據(jù)齒輪傳動的工作條件、失效情況等， 設(shè)計齒輪傳動時應(yīng)根據(jù)齒輪傳動的工作條件、 失效情況等， 合理地確定設(shè)計準(zhǔn)則，以保證齒輪傳動有足夠的承載能力。 合理地確定設(shè)計準(zhǔn)則，以保證齒輪傳動有足夠的承載能力。工作條 件、齒輪的材料不同，輪齒的失效形式就不同，設(shè)計準(zhǔn)則、設(shè)計方 齒輪的材料不同，輪齒的失效形式就不同，設(shè)計準(zhǔn)則、 法也不同。 法也不同。 對于閉式軟齒面齒輪傳動，齒面點蝕是主要的失效形式， 對于閉式軟齒面齒輪傳動，齒面點蝕是主要的失

16、效形式，應(yīng) 齒面齒輪傳動 先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計計算， 先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計計算 ， 確定齒輪的主要參數(shù)和尺 寸，然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。 然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。 閉式硬齒面齒輪傳動常因齒根折斷而失效， 閉式硬齒面齒輪傳動常因齒根折斷而失效，故通常先按齒根 彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的模數(shù)和其他尺寸， 彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的模數(shù)和其他尺寸，然后再 按接觸疲勞強度校核齒面的接觸強度。 按接觸疲勞強度校核齒面的接觸強度。 對于開式齒輪傳動中的齒輪，齒面磨損為其主要失效形式， 對于開式齒輪傳動中的齒輪，齒面磨損為其主要失效形式，

17、故通常按照齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的模數(shù)， 故通常按照齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的模數(shù)，考 慮齒輪的模數(shù)，考慮磨損因素， 10%20%， 慮齒輪的模數(shù)，考慮磨損因素，再將模數(shù)增大 10%20%，而無需 校核接觸強度。 校核接觸強度。 4.2 直齒 1、2 齒輪的設(shè)計 (一)根據(jù)已知條件選擇材料 根據(jù)已知條件選擇材料 已知條件 1， P = P = 1.089 kw 2， n1 = n = 910 r/min n2 = n = 190.4 r/min 三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn) 運轉(zhuǎn)， 3，工作條件：使用壽命 10 年，三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，中 工作條件： 等沖擊。 等沖擊。

18、 （二）選擇齒輪材料及精度等級。 選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 大齒輪選用 45 鋼正火 精度等級： 精度等級：7 級 HB1=25 硬度 HB1=250HBS HB1=210 210HBS 硬度 HB1=210HBS Ra3.26.3 齒面粗超度 Ra3.26.3m (三)按齒輪接觸疲勞強度設(shè)計 按齒輪接觸疲勞強度設(shè)計 轉(zhuǎn)矩 T1 = T = 11429 N·mm ； T2 = T = 52665 N·mm 材料彈性影響 影響系數(shù) （四）載荷系數(shù) K t 和材料彈性影響系數(shù) Z E 由下表 4-1 試選載荷系數(shù) K t =1.4 表 4-1 載荷系數(shù)

19、K 原動機 工作機械 載荷特性 電動機 燃機 均勻加料的運 輸機和加料機、輕 型卷揚機、 發(fā)電機、 機床輔助傳動 不均勻加料的 運輸機和加料機、 中等沖擊 重型卷揚機、球磨 機、機床主傳動 沖床、鉆床、 大的沖擊 破碎機、挖掘機 查機械設(shè)計表 10-6 得材料的彈性影響系數(shù) Z E = 189.8MP1 / 2 機械設(shè)計 10（五）齒寬系數(shù) 1.61.8 1.92.1 2.22.4 1.21.6 1.61.8 1.82.0 均勻、輕微 11.2 沖擊 1.21.6 1.61.8 燃機 多缸內(nèi) 單缸內(nèi) ?d 因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面， 因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又

20、為軟齒面，查表 4 -2 得 ， ? d = 1 表 4-2 齒寬系數(shù) 齒 齒輪相對于軸 軟齒面 （ 承的位置 350HBS） 對稱布置 不對稱布置 懸臂布置 0.81.4 0.61.2 0.30.4 350HBS） 0.40.9 0.30.6 0.20.25 硬齒面（ 面 硬 度 (六)許用接觸疲勞許用應(yīng)力 H 許用接觸疲勞許用應(yīng)力 疲勞許用 10由 機 械 設(shè) 計 圖 10-21 查 得 ， H lim 1 = 650 MPa H lim 2 = 580 MPa N1 = 60njLh = 60 × 910 × 1× (10 × 365 ×

21、 8) = 1.57 ×109 N2 = N1 1.57 × 109 = = 3.33 ×108 i1.2 4.78 查課本機械設(shè)計圖 10-19 得， K HN 1 = 0.90 ， K HN 2 = 0.94 課本機械設(shè)計 10安全系數(shù) S H = 1 H 1 = K HN 1 H lim1 = 0.90 × 650 = 585 MPa SH 1 H 2 = K HN 2 H lim 2 = 0.94 × 580 = 545 MPa SH 1 =25,則大齒輪齒數(shù) （七）選小齒輪齒數(shù) Z1=25,則大齒輪齒數(shù) Z2=25*4.78=120

22、1.試算小齒輪分度圓直徑 d 取較小值； 1.試算小齒輪分度圓直徑 1t ，代入其中 H 取較小值； d1t 2.323 1.4 × 11429 × (4.78 + 1) 189.8 2 K tT1 (u + 1) Z E 2 ( ) = 2.323 ( ) = 30 1× 4.78 545 ?d u H 30.83mm 30.83mm 2.計算圓周速度 2.計算圓周速度 V d1t n1 圓周速度 v= 60×1000 = 1.47m/s v=1.47m/s 3.查課本機械設(shè)計 103.查課本機械設(shè)計圖 10-8 得動載系數(shù) K V =1.1 直齒輪

23、K H = K F = 1 10查課本表 10-2 得使用系數(shù) K A = 1 10- 得小齒輪相對于軸承非對稱布置時， 查課本表 10-4 得小齒輪相對于軸承非對稱布置時， K H = 1.45 查機械設(shè)計圖 10-13 得 K F =1.45 機械設(shè)計 10得，載荷系數(shù) K= K V K A K H K H =1.595 4.按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑( 4.按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑(選 K t =1.4) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d1 = d1t 3 K K t = 30.83× 1.595 1.4 = 32.199 3 5 計算模數(shù) m=

24、d1 z1 = 32.199 25 = 1.288 (八)按齒根彎曲疲勞強度校核設(shè)計 按齒根彎曲疲勞強度校核設(shè)計 m3 由式： 由式：（1）確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù) 2 KT1 d ( YFaYSa ) F z2 1 1. 查 機 械 設(shè) 計 圖 10-20c 得 ， 小 齒 輪 彎 曲 疲 勞 強 度 極 限 10 F lim 1 = 440 ；大齒輪彎曲疲勞強度極限 F lim 2 = 420 2.查 機械設(shè)計 102.查機械設(shè)計圖 10-18 得，彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 1 = 0.93 ； K FN 2 = 0.89 3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 S=1.4， 取彎

25、曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 F 1 = K F 2 = K FN 1 F lim 1 S = = 0.93×440 1.4 = 292.29 MPa = 267.0MPa FN 2 F lim 2 S 0.89×420 1.4 4.計算載荷系數(shù) 4.計算載荷系數(shù) K K = K A KV K F K F = 1× 1.1×1×1.35 = 1.485 5.查齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 5.查齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 機械設(shè)計 10查機械設(shè)計表 10-5 得，YFa1 = 2.62 ，YFa 2 = 2.18 ，Ysa1 = 1.59 ， Ysa

26、2 = 1.79 6.計算齒輪的 6.計算齒輪的 F YFaYSa YFa 1YSa 1 F 1 = = 2.62×1.59 292.29 2.18×1.79 267 = 0.01425 = 0.01461 YFa 2YSa 2 F 2 大齒輪的數(shù)值較大 ） （2）設(shè)計計算 由計算公式得： 由計算公式得： m3 2×1.485×11429 1×25 2 × 0.01461 = 0.9258 對比計算結(jié)果， 對比計算結(jié)果，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承 m=1 載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，

27、 載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，所以取由彎曲 疲 勞 強 度 算 得 的 m=0.9258 ， 并 取 圓 整 為 標(biāo) 準(zhǔn) 值 m=1 ， 前 面 計 算 得 d1 =32.199mm d1 =32.199mm,得小齒輪的齒數(shù) 得小齒輪的齒數(shù) 32.199 1 則,大齒輪齒數(shù) z 2 = 4.78 × 32 = 153 大齒輪齒數(shù) （九）幾何尺寸計算 * 齒頂高： 齒頂高： ha = ha ? m = 1 × 1 = 1mm z1 = d1 m = = 32 z1 = 32 z 2 = 153 * 齒根高： 齒根高： h f = ( ha + c *

28、 ) m = (1 + 0.25) × 1 = 1.25mm 全齒高： 全齒高： h = ha + h f = 1 + 1.25 = 2.25 mm 頂隙： 頂隙： c = c * ? m = 0.25 × 1 = 0.25 mm 分度圓直徑 d1 = 32mm d 2 = 153mm 分度圓直徑： 分度圓直徑： d1 = mz1 = 1× 32 = 32 mm d 2 = mz 2 = 1× 153 = 153mm 基圓直徑： 基圓直徑： d b1 = d1cos 20 = 32 × 0.940 = 30.08 mm d b 2 = d 2

29、cos 20 = 153 × 0.940 = 143 .82 mm 齒頂圓直徑： 齒頂圓直徑： d a1 = d1 + 2 ha = 32 + 2 × 1 = 34 mm d a2 = d 2 + 2 ha = 153 + 2 × 1 = 155 mm 齒根圓直徑： 齒根圓直徑： d f1 = d1 ? 2 h f = 32 ? 2 × 1.25 = 29 .5mm d f 2 = d 2 ? 2 h f = 153 ? 2 × 1.25 = 150 .5mm 齒距： 齒距： p = m = 3.14 × 1 = 3.14 mm 齒厚

30、： 齒厚： p m = = 1.57 mm 2 2 p m 齒槽寬： = 1.57 mm 齒槽寬： e = = 2 2 1 1 標(biāo)準(zhǔn)中心距： 標(biāo)準(zhǔn)中心距： a = ( d1 + d 2 ) = × (32 + 153) = 92 .5mm 2 2 s= 中心距 a=92.5 B2 = 32 mm, B1 = 37 mm 齒寬： 齒寬： b = d1 = 1× 32 = 32mm 取 B2 = 32mm, B1 = 37 mm 4.3 直齒 3、4 齒輪的設(shè)計 (一)根據(jù)已知條件選擇材料 根據(jù)已知條件選擇材料 已知條件 1， P = P = 1.05 kw 2， n3 = n

31、 = 190.4 r/min n4 = n = 51.73 r/min 三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn) 運轉(zhuǎn)， 3，工作條件：使用壽命 10 年，三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)， 工作條件： 中等沖擊。 中等沖擊。 齒輪材料及精度等級。 （二） 齒輪材料及精度等級。 小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 大齒輪選用 45 鋼正火 精度等級： 精度等級：7 級 HB1=25 硬度 HB1=250HBS HB1=24 硬度 HB1=240HBS Ra3.26.3 齒面粗超度 Ra3.26.3m (三)按齒輪接觸疲勞強度設(shè)計 轉(zhuǎn)矩 T3 = T = 52665 N·mm ； T4 = T = 186089 N·

32、mm 材料彈性影響 影響系數(shù) （四）載荷系數(shù) K t 和材料彈性影響系數(shù) Z E 選載荷系數(shù) K t =1.4, 10查 機 械 設(shè) 計 表 10-6 得 材 料 的 彈 性 影 響 系 數(shù) Z E = 189.8MP 1 / 2 ? (五)齒寬系數(shù) d 因二級齒輪傳動為非對稱布置， 而齒輪齒面又為軟齒面 齒面又為軟齒面， 因二級齒輪傳動為非對稱布置 ， 而齒輪 齒面又為軟齒面 ， ? d = 1 (六)許用接觸應(yīng)力 H 10由 機 械 設(shè) 計 圖 10-21 查 得 ， H lim 3 = 650 MPa H lim 4 = 580 MPa N 3 = 60njLh = 60 ×

33、190.4 × 1× (10 × 365 × 8) = 3.33 *108 N4 = N 3 3.33 ×108 = = 9 × 107 i3.4 3.68 查機械設(shè)計圖 10-19 得， K HN 3 = 0.9 ， K HN 4 = 0.94 機械設(shè)計 10安全系數(shù) S H = 1 1 H 4 = K HN 4 H lim 4 = 0.94 * 580 = 545 MPa SH 1 （七）選小齒輪齒數(shù) Z3=25 則大齒輪齒數(shù) Z4=25*3.68=92 取較小值； 1.試算小齒輪分度圓的直徑 d 1.試算小齒輪分度圓的直徑 3t

34、 ，代入其中 H 取較小值； H 3 = K HN 3 H lim 3 = 0.90 * 650 = 585 MPa SH d 3t 2.323 KT3 (u + 1) Z E 2 1.4 × 52665(3.68 + 1) 189.8 2 ( ) = 2.323 ( ) = 52 ?d u H 1× 3.68 545 mm 2.計算圓周速度 2.計算圓周速度 v d 3 t n3 ×52.17×190.4 V= 60*1000 = =0.52m/s 60000 3.計算載荷系數(shù) 3.計算載荷系數(shù) v=0.52m/s， 級精度，由課本機械設(shè)計 10根據(jù)

35、v=0.52m/s，8 級精度，由課本機械設(shè)計圖 10-8 查得 動載荷系 K v = 1.05 圓柱直齒輪， 圓柱直齒輪， K H = K F = 1 10查課本表 10-2 得使用系數(shù) K A = 1 10- 得小齒輪相對于軸承非對稱布置時， 查表課本 10-4 得小齒輪相對于軸承非對稱布置時， K H = 1.42 查機械設(shè)計圖 10-13 得 K F = 1.45 機械設(shè)計 10得，載荷系數(shù) K= K V K A K H K H =1.491 4.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 4.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d 3 = d 3t 3 K Kt =52.17 3 1

36、.491 1.4 53.27（ 1.4） = 53.27（ K t 取 1.4） m= d3 z3 = 2.13 （八）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 m3 由式： 由式：（1）確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù) 2 KT1 d ( YFaYSa ) F z2 1 101. 查 機 械 設(shè) 計 圖 10-20c 得 ， 小 齒 輪 彎 曲 疲 勞 強 度 極 限 F lim 3 = 440 ；大齒輪彎曲疲勞強度極限 F lim 4 = 420 2.查 機械設(shè)計 102.查機械設(shè)計圖 10-18 得，彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 3 = 0.94 ； K FN 4 = 0.92 3.計算彎曲疲勞許

37、用應(yīng)力 3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查表 4-6 得彎曲疲勞安全系數(shù) S F = 1.4 F 3 = K HN 3 F lim 3 0.94 × 440 = = 295.4 MPa SF 1 .4 F 4 = K HN 4 F lim 4 SF = 0.92 × 420 = 276 MPa 1 .4 4.計算載荷系數(shù) 4.計算載荷系數(shù) K K = K A KV K F K F = 1× 1.05 ×1× 1.34 = 1.407 5.查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 5.查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) YFa 3 = 2.62 , YFa 4 = 2.18

38、 YSa 3 = 1.59 , YSa 4 = 1.79 6.計算兩齒輪的 6.計算兩齒輪的 F 并比較 YFa 3YSa 3 2.62×1.59 F 3 295.4 YFa 4YSa 4 2.18×1.79 F 4 276 YFaYFa = = 0.01410 = = 0.014138 取大齒輪數(shù)據(jù) (2)設(shè)計計算 設(shè)計計算 2×1.407×52665 1× 252 對比計算結(jié)果，由于齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承 載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)， 載能力，而齒面接觸疲勞強度

39、的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，所以取由彎曲 疲 勞 強 度 算 得 的 m=1.496 ， 并 取 圓 整 為 標(biāo) 準(zhǔn) 值 m=1.5 ， 前 面 計 算 得 m=1.5 d1 =53.27mm,得小齒輪的齒數(shù) 得小齒輪的齒數(shù) d3 d1 =53.27mm 53.27 m3 × 0.014138 = 1.496 得 3 z = m = 1.5 = 35 z3 = 35 z 4 = 129 則大齒輪齒數(shù) z 4 = 36 × i34 = 35 × 3.68 = 129 * 齒頂高： 齒頂高： ha = ha ? m = 1 × 1.5 = 1.5mm * 齒

40、根高： 齒根高： h f = ( ha + c * ) m = (1 + 0.25) × 1.5 = 1.875 mm 全齒高： 全齒高： h = ha + h f = 1.5 + 1.875 = 3.375 mm 頂隙： 頂隙： c = c * ? m = 0.25 × 1.5 = 0.375 mm 分度圓直徑 分度圓直徑： 分度圓直徑： d 3 = mz 3 = 1.5 × 35 = 52 .5mm d 4 = mz 4 = 1.5 × 129 = 193 .5mm 基圓直徑： 基圓直徑： d b3 = d 3cos 20 = 52.5 ×

41、 0.940 = 49.35mm d3 = 52.5mm d 4 = 193.5mm d b 4 = d 4 cos 20 = 193.5 × 0.940 = 181 .89 mm 齒頂圓直徑： 齒頂圓直徑： d a3 = d 3 + 2 ha = 52 .5 + 2 × 1.5 = 55 .5mm d a4 = d 4 + 2 ha = 193 .5 + 2 × 1.5 = 196 .5mm 齒根圓直徑： 齒根圓直徑： d f 3 = d 3 ? 2 h f = 52 .5 ? 2 × 1.875 = 48 .75 mm d f 4 = d 4 ? 2

42、 h f = 193 .5 ? 2 × 1.875 = 189 .75mm 齒距： 齒距： p = m = 3.14 × 1.5 = 4.71mm p m = = 2.355 mm 2 2 p m 齒槽寬： = 2.355 mm 齒槽寬： e = = 2 2 1 1 標(biāo)準(zhǔn)中心距： 標(biāo)準(zhǔn)中心距： a = ( d 3 + d 4 ) = × (52 .5 + 193 .5) = 123 mm 2 2 齒厚： 齒厚： s = 中心距 a=123 齒 輪 寬 度 ： b = d d 3 = 1× 52.5 = 52.5mm B4 = 53mm, B3 = 58m

43、m 圓 整 后 取 B4 = 53mm, B3 = 58mm 六、軸的設(shè)計計算 6.1 軸選 45 鋼，調(diào)質(zhì) d min A0 ? 3 P n =126.中間軸 =120， 由機械設(shè)計表 15-3 確定 高速軸 A01=126.中間軸 A02=120， 機械設(shè)計 15低速軸 A03=112 高速軸： 高速軸： d1min A0 ? 3 有聯(lián)軸器 d=14 中間軸： 中間軸： d 2 min A0 ? 3 P =21.2mm n P =13.38mm n 因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承， 因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標(biāo)準(zhǔn)值 d2min=25mm 低速軸： 低速軸： d 3 min A0

44、? 3 P =32.3mm n d11=14mm d12=20mm d13=25mm 1）高速軸 各軸直徑 最小直徑，安裝聯(lián)軸器， d11:最小直徑，安裝聯(lián)軸器，d11=d1min=14mm 密封處軸段， h=（ 0.07-0.1） +2h， d12: 密封處軸段 ， 定位高度 h= （ 0.07-0.1 ） d11 ,d21=d11+2h ， 所以 =14+2*0.1*14=16.8,該處與密封圈標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封） 該處與密封圈標(biāo)準(zhǔn) d12=14+2*0.1*14=16.8,該處與密封圈標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封）取 d12=20mm d13 ： 滾 動 軸 承 處 軸 段 ， d13=25mm ， 滾

45、動 軸 承 選 6205 其 尺 寸 為 d*D*B=25*52*15 d14=28 d15=d13 L11=20mm 過渡軸段， d14：過渡軸段，由于各級齒輪傳動的線速度 d14=28 d15：d15=d13 各軸長度 L11：由聯(lián)軸器的谷孔寬確定 L11=20mm 由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定， l12：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，L12=60mm 由滾動軸承，檔油盤： L13：由滾動軸承，檔油盤：l13=30mm =32mm， L14：由高速小 B1=32mm，確定 L14=30mm 由裝配關(guān)系確定， L15：由裝配關(guān)系確定，l14=68mm 由滾動軸承，檔油盤： L

46、16：由滾動軸承，檔油盤：L16=30mm 2）中間軸 各軸直徑 最小直徑，滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承的內(nèi)徑孔一致查 d21:最小直徑，滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承的內(nèi)徑孔一致查機械 設(shè)計課程設(shè)計 12=35mm， 設(shè)計課程設(shè)計表 12-1 取 d21=35mm，滾動軸承選 6207 其尺寸為 d*D*B=35*72*17 高速級大齒輪軸段， d22:高速級大齒輪軸段，d22=38mm 軸承，根據(jù)齒輪的軸向定位要求， d23：軸承，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，d23=45mm 低速小齒輪軸段， d24：低速小齒輪軸段，d24=d22=38mm d25：d25=d21=35mm 各軸長度 由滾動軸承，檔油

47、盤， l21：由滾動軸承，檔油盤，l21=25mm 確定， L22：由高速級大齒輪的轂孔寬度 B2=32 確定，所以 L22=30mm L23：l23=10mm 確定， l24：由低速級小齒輪的轂孔寬度 B3=58 確定，所以 l24=56mm l25：由滾動軸承擋油盤及裝配關(guān)系確定 l25=34.5mm 3）低速軸 各軸直徑 d31: 滾 動 軸 承 段 取 d31=55mm, 滾 動 軸 承 選 6211 其 尺 寸 為 d*D*B=55*100*21 低速級大齒輪軸段， d32:低速級大齒輪軸段，d23=65mm, d33：過度軸段 d33=75mm d34：滾動軸承段 d34=d31

48、密封處軸段， d35：密封處軸段，根據(jù)定位要求以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)取 d35=50mm 聯(lián)軸器段， d36：聯(lián)軸器段，d36=45mm 各軸長度 l31：由滾動軸承擋油盤及裝配關(guān)系確定 l31=37mm l32：由低速級大齒輪的轂孔寬度 B4=53 確定取 l32=51mm l33：過度軸段 l33=44.5mm l34：由滾動軸承擋油盤及裝配關(guān)系確定 l34=32.5mm 由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定， l35：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，l35=33mm 與錐齒輪配合， 機械設(shè)計課程設(shè)計 l36：與錐齒輪配合，查機械設(shè)計課程設(shè)計取 l36=50mm L12=60mm l13=

49、30mm L14=30mm L16=30mm d21=35mm d22=38mm d23=45mm d24=d22=38mm d25=d21=35mm l21=25mm l22=30mm l24=56mm l25=34.5mm d31=55mm d32=65mm d33=75mm d34=d31 d35=50mm d36=45mm l31=37mm l32=51mm l33=44.5mm l34=32.5mm l35=33mm l36=50mm 6.2 軸的校核高速軸的校核： 高速軸的校核： 由同軸分流式，每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸、 由同軸分流式，每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一

50、半，輸入軸、 輸出軸只承受扭矩，中間軸只受全部載荷的一半： 輸出軸只承受扭矩，中間軸只受全部載荷的一半：高速軸受力圖如圖 由于齒輪上所受的力大小相等，方向相反，故軸不受彎矩， 由于齒輪上所受的力大小相等，方向相反，故軸不受彎矩，只受轉(zhuǎn) 齒輪上所受的力大小相等 矩作用。 矩作用。 15由機械設(shè)計教材第 370 頁表 15-3 得 機械設(shè)計 T = 25 45MP ，取 T =35MP 由于軸上所受的扭矩相同， 由于軸上所受的扭矩相同，故軸直徑最小的一段為危險截面 故危險截面的直徑 d=14mm 由于只受扭矩作用，故按扭轉(zhuǎn)強度計算。 由于只受扭矩作用，故按扭轉(zhuǎn)強度計算。 P = P0 聯(lián)軸器 =

51、1.1 * 0.99 = 1.089 kw n = n 0 = 910 r/min T=T/WT=（9550000*p/n)/0.2d3=20.8MP<= T （ 故符合強度要求 中間軸 P = P1.2 軸承 = 1.089 * 0.97 * 0.99 = 1.045 kw n 910 = = 190.38 r/min i1.2 4.78 P T = 9550 *103 = 52420 N·mm n 中間級大齒輪的分度圓直徑 d 2 = mz 2 = 1× 153 = 153mm 小齒輪的分度圓直徑： 小齒輪的分度圓直徑： d 3 = mz 3 = 1.5 

52、5; 35 = 52 .5mm n = 而作用在大齒輪上的圓周力 Ft2=T2/d2=52420/153=342.6N 向力： 徑向力：Fr2=Ft2*tan a=342.6*tan 20=124.7N 而作用在小齒輪上的圓周力 Ft3=T2/d3=52420/52.5=1000.4N 徑向力： 徑向力：Fr3=Fr3*tan a=1000.4*tan20=364.1N 求垂直面的支反力： 求垂直面的支反力： Fr4=(Fr3(L1+L2)+Fr2*L1)/(L1+L2+L3)=303.8N =124.7+364.1Fr1=Fr2+Fr3-Fr4=124.7+364.1-303.8=184.9

53、8N 計算垂直彎矩： 計算垂直彎矩： 184.98*53=Mr=-Fr1*L1=-184.98*53=-9804N*mm 303.8*41=Mr=-Fr4*L3=-303.8*41=-12455.8N*mm 求水平面的支承力 Ft4=(Ft3(L1+L2)+Ft2*L1)/(L1+L2+L3)=805N*mm =364.1+1000.4Ft1=Ft2+Ft3-Ft4=364.1+1000.4-805=559.5 計算水平彎矩 559.5*53=Mt=-Ft1*L1=-559.5*53=-29655.3N*mm 805*41=Mt=-Ft4*L3=-805*41=-33005N*mm 求水平面的

54、支承力 總彎矩： 總彎矩： Mr1 = 3 Mr12 + Mr1 2 = 16707 .3 Mr 2 = 3 Mr13 + Mr13 = 25607 .6 P = 52420 N·mm n 其軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩、 其軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩如圖所示 T = 9550 *103 a） 力學(xué)模型圖 b） V 面力學(xué)模型圖 c） V 面彎矩圖 d） H 面力學(xué)模型圖 e） H 面彎矩圖 f） 合成彎矩圖 g） 轉(zhuǎn)矩圖 抗彎扭合成力校核軸的強度 進行校核時， 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和最大轉(zhuǎn)矩的截面 的強度。由軸單向旋轉(zhuǎn)， （即危險截面 C）的強度。由軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈

55、動循環(huán) 變應(yīng)力， =0.6， 變應(yīng)力，取 =0.6， 軸的當(dāng)量力矩為： 軸的當(dāng)量力矩為： M e = M a2 + ( T ) 2 = 25.882 + (0.6 × 48.304)2 = 38.856 N .m 軸的計算應(yīng)力 軸的計算應(yīng)力： 3 ca=M/0.1df =13.04MPa<60MPa 故符合強度要求 低速級軸的校核: 低速級軸的校核: 由同軸分流式，每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸、 由同軸分流式，每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸、 輸出軸只承受扭矩，中間軸只受全部載荷的一半： 輸出軸只承受扭矩，中間軸只受全部載荷的一半： 高速軸受力圖如圖所示

56、由于齒輪上所受的力大小相等，方向相反，故軸不受彎矩， 由于齒輪上所受的力大小相等，方向相反，故軸不受彎矩，只受轉(zhuǎn) 矩作用 輸 出 軸 上 的 功 率 P = P 3.4 軸承 = 1.046 * 0.97 * 0.99 = 1.004 kw TI = 9550 *103 PI = 185166 N·mm n I 由于軸上所受的扭矩相同， 由于軸上所受的扭矩相同，故軸直徑最小的一段為危險截面 故危險截面的直徑 d=35mm 由于只受扭矩作用，故按扭轉(zhuǎn)強度計算。 由于只受扭矩作用，故按扭轉(zhuǎn)強度計算。 受扭矩作用 P = P 3.4 軸承 = 1.046 * 0.97 * 0.99 = 1

57、.003 kw n = n 190.4 = = 51.74 r/min i 3.4 3.68 T=T/WT=（9550000*p/n)/0.2d3=21.59MP< T （ 故軸的強度滿足要求 七、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算 6.1 鍵的設(shè)計和計算 (1)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 (1)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 一般 8 級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 對于低速軸（ 對于低速軸（軸） 聯(lián)軸器處 d1 = 45 mm ，與齒輪配合處軸徑 d 2 = 65mm 查機械設(shè)計課程設(shè)計表 10-1 取： 機械設(shè)計課程設(shè)計 10b1 =

58、14 mm b2 = 18 mm h1 = 9 mm h2 = 11mm L1 = 40 mm L2 = 45mm (2)校核鍵聯(lián)接的強度 (2)校核鍵聯(lián)接的強度 查機械設(shè)計表 6-3 得 機械設(shè)計 工作長度 p =110MPa l1 = L1 ? b1 = 40 ? 7 = 33mm l 2 = L2 ? b2 = 45 ? 18 = 27 mm (3)鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 (3)鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K1 = 0.5h1 = 16.5mm K 2 = 0.5h2 = 13.5mm 由式（ 由式（6-1）得： 2 × 9.55 × 1.008 / 51.73 

59、5; 1000 4T × 10 3 = 15.19 p1 = 1 = (16.5 × 33 × 45) / 1000 k 1l1 d 1 p p2 = 4T2 × 10 3 2 × 9.55 × 1.008 / 51.73 × 1000 = = 15.7 K 2l2 d 2 (13.5 × 27 × 65) / 1000 p 低速軸 鍵 1 ： 14 × 9 ×40 18× 鍵 2：18×11 ×45 兩者都合適 取鍵標(biāo)記為： 取鍵標(biāo)記為： 14×

60、; GB/T1096鍵 1：14×9×40 A GB/T1096-2003 18×11× GB/T1096鍵 2：18×11×45 A GB/T1096-12003 平鍵聯(lián)接尺寸（ GB1096-1979） 平鍵聯(lián)接尺寸（摘自 GB1096-1979） 軸 公稱尺 鍵 公稱 寬度 b 鍵槽 深度 寸d 尺寸 b× h 極限偏差 公 稱 較松聯(lián) 接 尺 寸 b 一般聯(lián)接 較 緊 聯(lián) 接 軸 轂 H 9 D10 軸 N9 軸t 轂 t1 轂 JS 9 軸 轂 P9 公 稱 尺 寸 3. 5 極 公 極 限 稱 限 偏 尺 偏 差 寸 差 +0 .1 0 2 . 8 3 . 3 3 . 3 3 . 3 3 +0 .2 0 . 8 4 . 3