機(jī)械設(shè)計大作業(yè)

1、設(shè)計說明書二級斜齒圓柱齒輪減速器軸系設(shè)計 學(xué) 院：機(jī) 械 工 程 學(xué) 院 專 業(yè)：過程裝備與控制工程 班 級：過控2班 姓 名：陳增源 學(xué) 號：201302071403 指導(dǎo)老師：姜少飛 時 間：2016.1.1一 設(shè)計任務(wù)書1 已知條件-42要求-4二 運(yùn)動參數(shù)的確定-41已知條件-42計算過程-5三 齒輪的設(shè)計計算-6低速級大齒輪設(shè)計-61選精度等級、材料及齒數(shù)-62按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計-6（1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值-6（2） 計算-83、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計-9（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值-9（2）計算-10低速級小齒輪設(shè)計-121選精度等級、材料及齒數(shù)-122、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計-12（

2、1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值-13（2）計算-133 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計-14（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值-14（2）計算-14中間軸兩齒輪結(jié)構(gòu)-174、 軸系設(shè)計-171、 求中間軸的轉(zhuǎn)矩-182、 求作用在齒輪上的力-18363、 初步確定軸的最小直徑-184、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計-19（1） 擬定軸上零件的裝配方案 -19（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度-19（3）軸的周向定位-19（4）軸上圓角與倒角尺寸-20（5）求軸上載荷-21（6）扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度-22（7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度-22（8)軸承的校核-24 (9)鍵的校核-24參考文獻(xiàn)-24一、設(shè)計任務(wù)書1、已知條件如圖

3、所示二級斜齒圓柱齒輪減速器，己知中間軸傳遞功率P=40kW，轉(zhuǎn)速n2=200r/min，齒輪2的分度圓直徑d2=688mm，螺旋角212º50，寬度b2=230mm，齒輪3的分度圓直徑d3=170mm，螺旋角310º29，寬度b3=230mm，軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)。2、要求試設(shè)計中間軸系，畫出裝配圖和軸的零件圖二、運(yùn)動參數(shù)的確定1、各運(yùn)動參數(shù)的關(guān)系設(shè)所選電動機(jī)的輸入功率為，轉(zhuǎn)速為列出關(guān)系表如下： 軸參數(shù)IIIIII工作軸轉(zhuǎn)速 功率轉(zhuǎn)矩 ，分別表示、軸和工作軸的轉(zhuǎn)速（r/min），分別表示、軸和工作軸的輸入功率（kW），分別表示、軸和工作軸的扭矩（Nm），分別表示總傳動比，高

4、速級傳動比和低速級傳動比，聯(lián)軸器的效率、圓柱齒輪傳動效率，一對滾動軸承的效率2、計算過程1）兩級齒輪減速器的傳動比范圍為8401令總傳動比 2）常取，令，=4 3）取，1。4）已知為40kw,得軸參數(shù)電機(jī)軸IIIIII工作軸轉(zhuǎn)速120012002005050功率42.241.44038.637.6轉(zhuǎn)矩336.2329.51910.07372.67189.0傳動比1641效率0.980.9650.9650.975三、齒輪的設(shè)計計算設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果A高速級齒輪設(shè)計1、選精度等級、材料及齒數(shù)2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計B低速級齒輪設(shè)計1、選精度等級、材料及齒數(shù)2、按齒面接觸強(qiáng)度

5、設(shè)計3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計C、中間軸兩齒輪結(jié)構(gòu)1）該減速器為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）2）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 試選。2） 計算小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩。3） 由2205頁表10-7選取齒寬系數(shù)。4） 由2201頁表10-6查得材料彈性影響系數(shù)為。5） 由2210頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。6） 初步確定該減速器壽命為10年，每天工作10小時由2206

6、頁式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7） 由2207頁圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由2205頁式10-12得9） 許用接觸應(yīng)力為10） 由2217頁圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 。11） 由2215頁圖10-26查得，則。 （2）計算1） 計算小齒輪分度圓直徑2） 計算圓周速度3） 計算齒寬和模數(shù)4） 計算縱向重合度5） 計算載荷系數(shù)由2193頁表10-2選取使用系數(shù)；根據(jù)，7級精度，由2194頁圖10-8查得；由2197頁表10-4查得；由2198頁圖10-13查得；由2195頁表10-3查得。故載荷系數(shù)為6） 按實際的載荷系數(shù)校

7、正所算得的分度圓直徑，由2204頁式10-10a得7） 計算模數(shù)（1）確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù)2） 根據(jù)縱向重合度，從2217頁圖10-28查得。3） 計算當(dāng)量齒數(shù)4） 查取齒形系數(shù)由2200頁表10-5查得，5） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由2200頁表10-5查得，6） 由2208頁圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限7） 由2206頁圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，8） 計算彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由2205頁式10-18得 9） 計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。（2）計算1） 對此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲

8、勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取。為了能同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取，。2）中心距計算將中心距圓整為。3）修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。4）計算大小齒輪分度圓直徑5）計算齒輪寬度圓整后取，。設(shè)計條件：，1）該減速器為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）2）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)按2218頁公式10-21試算，即：（1）確定參數(shù)1） 試選。2） 計算小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩。3） 由22

9、05頁表10-7選取齒寬系數(shù)。4） 由2201頁表10-6查得材料彈性影響系數(shù)為。5） 由2209頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。6） 由2206頁式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7） 由2207頁圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由2205頁式10-12得9） 許用接觸應(yīng)力為由2217頁圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。10） 由2215頁圖10-26查得，則。（2）計算1） 計算小齒輪分度圓直徑2） 計算圓周速度3） 計算齒寬和模數(shù)4） 計算縱向重合度5） 計算載荷系數(shù)由2193頁表10-2選

10、取使用系數(shù)；根據(jù)，7級精度，由2194頁圖10-8查得；由2197頁表10-4查得；由2198頁圖10-13查得；由2195頁表10-3查得。故載荷系數(shù)為6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2204頁式10-10a得7） 計算模數(shù)按2216頁式10-17計算，即（1）確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù)2） 根據(jù)縱向重合度，從2217頁圖10-28查得。3） 計算當(dāng)量齒數(shù)4） 查取齒形系數(shù)由2200頁表10-5查得，5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由2200頁表10-5查得，6） 由2208頁圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限7） 由2206頁圖10-18查得彎曲疲

11、勞壽命系數(shù)，8） 計算彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由2205頁式10-18得 9） 計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。（2）計算 對此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取。為了能同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取，。將中心距圓整為382mm。因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。圓整后取，。小齒輪：大齒輪：級別 齒寬小齒輪2510.986155大齒輪12612.8951107級精度小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）。u=67級精度小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料

12、為45鋼（調(diào)質(zhì)）。u=4四、軸系設(shè)計 設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果1、求中間軸的轉(zhuǎn)矩2、求作用在齒輪上的力3、初步確定軸的最小直徑4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5、求軸上載荷6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度8、軸承的校核9、鍵的校核已知：功率 轉(zhuǎn)速計算得 已知齒輪參數(shù) ，計算得已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)2370頁表15-3取。根據(jù)2370頁式15-2初步估算軸的最小直徑。（1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 初步選擇滾動軸承。因為軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照軸的最小直徑為，初步選擇為30315，其基本尺寸

13、為故取 小齒輪的右端和大齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，故軸環(huán)處的直徑為。2） 左右兩端軸承與齒輪之間均采用套筒定位。已知小齒輪輪轂的寬度為155mm，大齒輪輪轂的寬度為110mm。為了使套筒可靠地壓在齒輪上，這兩個軸段應(yīng)該略短于輪轂寬度，故取，3） 小齒輪距箱體內(nèi)壁15mm，大齒輪距箱體內(nèi)壁20mm，兩個齒輪之間距離為20mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取為2mm，而 已知軸承寬度，則由結(jié)構(gòu)設(shè)計可得，根據(jù)b>1.4h,取 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸的周向定位兩個齒輪與軸之間的周向定位均采用平鍵連接。按由2106頁表6-1查

14、得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，左邊鍵槽長為120mm，右邊鍵槽長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為滾動軸承的周向定位是靠過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。（4）軸上圓角與倒角尺寸參照2365頁表15-2，取軸端倒角為，圓角半徑視情況而定。畫出軸的受力簡圖，求出各個載荷如下（只表示大?。┹d荷垂直面V水平面H支反力F彎矩M總彎矩，扭矩T進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強(qiáng)度。根據(jù)2373頁式15-5及表-5中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，?。?373頁），軸的計算應(yīng)力為軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，

15、由2362頁表15-1查得。因此，故安全。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面II、V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，但I(xiàn)I、V處不受扭矩，因而II、V處可以不用校核。截面A、III、IV、C和D處受到的載荷和應(yīng)力集中均不如II處，因而也不要校核。而從受載的情況看，截面B上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，因而截面B也不用校核。 1）已知參數(shù) ，（2）確定徑向力（3）確定派生力由手冊3查得30314的e=0.35,Y=1.7（4）確定軸向載荷，則右端軸承被壓緊，所以：（5）確定當(dāng)量動載荷因機(jī)械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。，則X=1,Y=0。，則X=0.4,Y=1.7。,則只需驗證右端軸承。（6）驗算軸承壽命其中，取溫度系數(shù)，基本額定動載荷C=21800