螺旋輸送機傳動裝置設計11

1、機械設計課程設計計 算說明書 題 目 螺旋輸送機傳動裝置 葉曉平 卓耀彬 指導教師 院 班 學 姓 系 級 號 名 機電建工學院 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，工作條件與技術要求 1.2.4 1.2.4，設計任務量 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、齒輪的設計計算 5.1 齒輪傳動設計準則 5.2 直齒 1、2 齒輪的設計 5.3 直齒 3、4 齒輪的設計 六、軸的設計計算 軸的設計計算 6.1 軸的尺寸設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、減速器箱體的設計. 減速器箱體的設計 十、潤滑及密封設計 潤滑及密封設計 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，設計任務量 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)一標準的 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、風機、輸送機、攪拌機、 特殊要求的機械，如金屬切削機床、風機、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)值標在電動機銘牌上)和滿載 轉(zhuǎn)速(指負荷相當于額定功率時的電動機轉(zhuǎn)速，當負荷減小時， 轉(zhuǎn)速(指負荷相當于額定功率時的電動機轉(zhuǎn)速，當負荷減小時，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。為適應不同的安裝需要， 具有系列型號。為適應不同的安裝需要，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)品目錄或有關機械設計手冊 機械設計手冊。 外形及安裝尺寸可查閱產(chǎn)品目錄或有關機械設計手冊。 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) 機械設計課程設計 表 16-1 ， 選擇電動機型號為 機械設計 課程設計 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、齒輪的設計計算齒輪傳動設計準則 4.1 齒輪傳動設計準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計的準則， 形式。分析研究試銷形式有助于建立齒輪設計的準則，提出防止和 減輕失效的措施。 減輕失效的措施。 設計齒輪傳動時應根據(jù)齒輪傳動的工作條件、失效情況等， 設計齒輪傳動時應根據(jù)齒輪傳動的工作條件、 失效情況等， 合理地確定設計準則，以保證齒輪傳動有足夠的承載能力。 合理地確定設計準則，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，設計準則、設計方 齒輪的材料不同，輪齒的失效形式就不同，設計準則、 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 齒面齒輪傳動 先按齒面接觸疲勞強度進行設計計算， 先按齒面接觸疲勞強度進行設計計算 ， 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計 按齒輪接觸疲勞強度設計 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 查機械設計表 10-6 得材料的彈性影響系數(shù) Z E = 189.8MP1 / 2 機械設計 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力 H 許用接觸疲勞許用應力 疲勞許用 10由 機 械 設 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 查課本機械設計圖 10-19 得， K HN 1 = 0.90 ， K HN 2 = 0.94 課本機械設計 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.查課本機械設計 103.查課本機械設計圖 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 查機械設計圖 10-13 得 K F =1.45 機械設計 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計 按齒根彎曲疲勞強度校核設計 m3 由式： 由式：（1）確定有關系數(shù)與參數(shù) 2 KT1 d ( YFaYSa ) F z2 1 1. 查 機 械 設 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 機械設計 102.查機械設計圖 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力 3.計算彎曲疲勞許用應力 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)和應力校正系數(shù) 5.查齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 機械設計 10查機械設計表 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，

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，所以取由彎曲 疲 勞 強 度 算 得 的 m=0.9258 ， 并 取 圓 整 為 標 準 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 標準中心距： 標準中心距： 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 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)許用接觸應力 H 10由 機 械 設 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 查機械設計圖 10-19 得， K HN 3 = 0.9 ， K HN 4 = 0.94 機械設計 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，由課本機械設計 10根據(jù)

35、v=0.52m/s，8 級精度，由課本機械設計圖 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 查機械設計圖 10-13 得 K F = 1.45 機械設計 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計 按齒根彎曲疲勞強度設計 m3 由式： 由式：（1）確定有關系數(shù)與參數(shù) 2 KT1 d ( YFaYSa ) F z2 1 101. 查 機 械 設 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 機械設計 102.查機械設計圖 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、用應力 3.計算彎曲疲勞許用應力 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)和應力校正系數(shù) 5.查取齒形系數(shù)和應力校正系數(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)設計計算 設計計算 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， 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，所以取由彎曲 疲 勞 強 度 算 得 的 m=1.496 ， 并 取 圓 整 為 標 準 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 標準中心距： 標準中心距： 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， 由機械設計表 15-3 確定 高速軸 A01=126.中間軸 A02=120， 機械設計 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，取為標準值 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,該處與密封圈標準（氈圈密封） 該處與密封圈標準 d12=14+2*0.1*14=16.8,該處與密封圈標準（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，裝配關系等確定， l12：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關系等確定，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 由裝配關系確定， L15：由裝配關系確定，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，應與軸承的內(nèi)徑孔一致查 d21:最小直徑，滾動軸承處軸段，應與軸承的內(nèi)徑孔一致查機械 設計課程設計 12=35mm， 設計課程設計表 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準取 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系確定 l34=32.5mm 由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關系等確定， l35：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關系等確定，l35=33mm 與錐齒輪配合， 機械設計課程設計 l36：與錐齒輪配合，查機械設計課程設計取 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由機械設計教材第 370 頁表 15-3 得 機械設計 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 其軸的力學模型及轉(zhuǎn)矩、 其軸的力學模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩如圖所示 T = 9550 *103 a） 力學模型圖 b） V 面力學模型圖 c） V 面彎矩圖 d） H 面力學模型圖 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)切應力為脈

55、動循環(huán) 變應力， =0.6， 變應力，取 =0.6， 軸的當量力矩為： 軸的當量力矩為： M e = M a2 + ( T ) 2 = 25.882 + (0.6 × 48.304)2 = 38.856 N .m 軸的計算應力 軸的計算應力： 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 查機械設計課程設計表 10-1 ?。?機械設計課程設計 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 查機械設計表 6-3 得 機械設計 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 取鍵標記為： 取鍵標記為： 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