機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-V帶傳動(dòng)二級(jí)圓柱斜齒輪減速器

機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)二級(jí)圓柱斜齒輪減速器題目題號(hào)： 帶傳動(dòng)二級(jí)圓柱斜齒輪減速器學(xué)院：機(jī)電工程學(xué)院專業(yè)班級(jí)：機(jī)械10班3學(xué)生姓名：高石磊霍亞?wèn)|牛彥文指導(dǎo)教師：王銀彪成績(jī)：優(yōu)秀1日年21日一 課程設(shè)計(jì)書(shū)二 設(shè)計(jì)要求三 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)設(shè)計(jì)帶和帶輪6.齒輪的設(shè)計(jì)滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)10潤(rùn).滑密封設(shè)計(jì)聯(lián)軸器1設(shè)1計(jì).設(shè)計(jì)小結(jié)參考資料課程設(shè)計(jì)書(shū)設(shè)計(jì)課題:設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為0.9包6括（其支承軸承效率的損失）,減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年（30天0/年）,兩班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5車間有三相交流電壓表鼓輪直徑mm傳送帶速度（m）傳送帶主動(dòng)軸所需扭矩（N?m）設(shè)計(jì)要求減速器裝配圖一張。繪制軸、齒輪零件圖各一張3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。三減設(shè)計(jì)步驟1減傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2減電動(dòng)機(jī)的選擇3減確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4減計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)設(shè)計(jì)帶和帶輪傳.動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案:1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：圖一:（傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開(kāi)式）。傳動(dòng)裝置的總效率nan=”"3”2””= x0.983x0.952x x= ；a12 3 45n為帶的效率1n為軸承的效率，2n為齒輪的效率，3n為聯(lián)軸器的效率，4n為鼓輪傳動(dòng)的效率（齒輪為；級(jí)精度，油脂潤(rùn)滑.因是薄壁防護(hù)罩,采用開(kāi)式5效率計(jì)算）。.電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動(dòng)機(jī)。交流電動(dòng)機(jī)分異步、同步電動(dòng)機(jī)，異步電動(dòng)機(jī)又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動(dòng)機(jī)應(yīng)用最多，目前應(yīng)用較 廣的系列自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)， 電壓為0其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、起動(dòng)性能好，工作可靠、價(jià)格低廉、維護(hù)方便，適用于不易燃、不易爆、無(wú)腐蝕性氣體、無(wú)特殊要求的場(chǎng)合，如運(yùn)輸機(jī)、機(jī)床、農(nóng)機(jī)、風(fēng)機(jī)、輕工機(jī)械等。確定電動(dòng)機(jī)的功率電動(dòng)機(jī)功率選擇直接影響到電動(dòng)機(jī)工作性能和經(jīng)濟(jì)性能的好壞：若所選電動(dòng)機(jī)的功率小于工作要求，則不能保證工作機(jī)正常工作；若功率過(guò)大，則電動(dòng)機(jī)不能滿載運(yùn)行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費(fèi)。帶式輸送機(jī)所需的功率Pw由中公式（ ）得：P=FV/1000=2000x0.9/1000=1.8kWw設(shè)計(jì)題目給定：輸送帶拉力F（N）=2000N輸送帶速度2.計(jì)算電動(dòng)機(jī)的輸出功率Pd根據(jù)文獻(xiàn)［1（］《機(jī)械零件設(shè)計(jì)指導(dǎo)》關(guān)陽(yáng)等編遼寧科學(xué)技術(shù)出版）表2—2確定個(gè)部分效率如下：彈性聯(lián)軸器：n=0.99（個(gè)）1滾動(dòng)軸承（每對(duì)）：n=0.99（共四對(duì)，三對(duì)減速器軸承，一對(duì)滾筒軸承）2圓柱齒輪傳動(dòng)：n=0.97（精度級(jí)）3

傳動(dòng)滾筒效率：n=0.964帶傳動(dòng)效率：n=0.96帶得電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)間的總效率n=n?n4?n2?n=0.99乂0.994乂0.972乂o.96=0.85912 3帶卷筒的效率n=0.96w電動(dòng)機(jī)的輸出功率：=3.76KWFV_ 2000電動(dòng)機(jī)的輸出功率：=3.76KW1000nn-1000x0.96x0.859確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速同一類型、相同額定功率的電動(dòng)機(jī)低速的級(jí)數(shù)多，外部尺寸及重量較大，價(jià)格較高，但可使傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及尺寸減少；高速電動(dòng)機(jī)則與其相反，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)綜合考慮各方面因素，選取適當(dāng)?shù)碾妱?dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。三相異步電動(dòng)機(jī)常用的同步轉(zhuǎn)速有3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/min，常選用1500r/min或1000r/min的電動(dòng)機(jī)。

計(jì)算滾筒的轉(zhuǎn)速〃w由公式n=1000*60V計(jì)算滾筒轉(zhuǎn)速n：w 兀D w工作機(jī)的轉(zhuǎn)速：1000*60V1000*60*1.55工作機(jī)的轉(zhuǎn)速：n= = =105.7r/minw 兀D 280K設(shè)計(jì)題目給定：滾筒直徑輸送帶速度確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由參考文獻(xiàn)［2（］機(jī)械設(shè)計(jì)）中表18—1可知兩級(jí)圓柱齒輪減速器推薦傳動(dòng)比范圍為i=8~60，由參考文獻(xiàn) 帶傳動(dòng)比范圍為i=2~4，所以總傳動(dòng)比合理范圍為i=16~240，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍是：總n=（16~240）x105.7r/min=1691.2~25368r/mind符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有由參考文獻(xiàn) 中表一查得：方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速表一中，綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量以及總傳動(dòng)比，即選定號(hào)方案，電動(dòng)機(jī)型號(hào)為其主要參數(shù)如下：

表2-電1動(dòng)機(jī)相關(guān)參數(shù)型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速計(jì)算輸出功率軸伸長(zhǎng)中心高軸頸鍵槽寬表2-帶2式輸送機(jī)相關(guān)參數(shù)皮帶速度皮帶拉力滾筒直徑工作條件每天時(shí)間設(shè)計(jì)壽命轉(zhuǎn)速功率平穩(wěn)連續(xù)小時(shí)年.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配由選定電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速〃和工作機(jī)主動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速〃可得傳動(dòng)裝置的總傳mw動(dòng)比》=n/n對(duì)于多級(jí)傳動(dòng)i=(i?i?i……i)計(jì)算出總傳動(dòng)比后，應(yīng)合理地分配mw 123 n各級(jí)傳動(dòng)比，限制傳動(dòng)件的圓周速度以減少動(dòng)載荷。計(jì)算總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速n=2890"min和工作機(jī)主動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速mn=105.7r/min可得：w總傳動(dòng)比2890二2890二27.34105.7合理分配各級(jí)傳動(dòng)比由參考文獻(xiàn)中表一，取帶傳動(dòng)比i=2,i=27.34,帶則兩級(jí)減速器傳動(dòng)比=13.67i_=13.67TOC\o"1-5"\h\zi 2-帶由于減速箱是展開(kāi)布置，所以i=(1.3?1.5)i,取高速級(jí)傳動(dòng)比i=1.35i,1 2 12由i=i?i=1.35i2得減12 2低速級(jí)傳動(dòng)比為丁 ;1367=? =1 =318T1.35飛1.35從而高速級(jí)傳動(dòng)比為i=1.35i=1.35x3.18=4.29從而高速級(jí)傳動(dòng)比為12表2-傳3動(dòng)比分配總傳動(dòng)比電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速電機(jī)高速軸高速軸中間軸中間軸低速軸滾筒轉(zhuǎn)速i=27.34in“12123.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)為進(jìn)行傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算，應(yīng)首先推算出各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，一般按由電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)之間運(yùn)動(dòng)傳遞的路線推算各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。0軸（電機(jī)軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=4kWmn=2890r/minm4T=9550P/n=9550x =13.22N?mm mm 2890I軸（高速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=PF=P?n=4X0.96=3.84KWIm01m帶n=n/i=1445r/min1 m帶T=T?iF=13.22x2x0.96=25.38N?mm帶01II軸（中間軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=P-n=PFF=3.84X0.99x0.97=3.69KWIII12I2 31445n=n/i= =336.83r/minii4.29T=T-i-n=25.38x4.29x0.99x0.97=104.56N?mTOC\o"1-5"\h\zI1 12III軸（低速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=P-n =P-n-n=3.69x0.99x0.97=3.54KWII23II2 3n=n/i=336.83=105.92r/min3 22 3.18T=T?i-n=104.56x3.18x0.99x0.97=319.30N?mIIIII2 23W軸（滾筒軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=P-n-n=3.54X0.99x0.99=3.47KWIVIII1 2n=n=105.92r/min43= -n-n=xx= ?III1 2各項(xiàng)指標(biāo)誤差均介于?之間。各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)見(jiàn)表4表2-各4軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸名功率轉(zhuǎn)矩（ ）轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比效率”電機(jī)軸I軸II軸m軸滾筒軸確定帶傳動(dòng)的主要參數(shù)及尺寸帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容選擇合理的傳動(dòng)參數(shù)；確定帶的型號(hào)、長(zhǎng)度、根數(shù)、傳動(dòng)中心距、安裝要求、對(duì)軸的作用力及帶的材料、結(jié)構(gòu)和尺寸等。.設(shè)計(jì)依據(jù)傳動(dòng)的用途及工作情況；對(duì)外廓尺寸及傳動(dòng)位置的要求；原動(dòng)機(jī)種類和所需的傳動(dòng)功率；主動(dòng)輪和從動(dòng)輪的轉(zhuǎn)速等。.注意問(wèn)題帶傳動(dòng)中各有關(guān)尺寸的協(xié)調(diào)，如小帶輪直徑選定后要檢查它與電動(dòng)機(jī)中心高是否協(xié)調(diào)；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協(xié)調(diào)。小帶輪孔徑要與所選電動(dòng)機(jī)軸徑一致；大帶輪的孔徑應(yīng)注意與帶輪直徑尺寸相協(xié)調(diào)，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時(shí)還應(yīng)注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段的最小軸徑。帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1、確定計(jì)算功率由中表 查得工作情況系數(shù)K=1.1A由中公式：1=KPcaAmP=KP=1.1x4=4.4kWcaAm2選擇帶的帶型根據(jù)P=4.4kW及n=2890r/min由中圖選用型ca m3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速^d①初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1由［2中］表8-和6表8-，8取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d=250mmd1②驗(yàn)算帶速^按［2中］公式8-1驗(yàn)3算帶的速度

兀dnv= di 60X10003.14兀dnv= di 60X100060x1000因?yàn)?m/s<v<25m/s故帶速合適。根據(jù)［2中］公式計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2d=id=2根據(jù)［2中］公式計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2d=id=2x250=500mmd2 d1由中表取d=500mmd24確定帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度L0d①根據(jù)中公式20.7（d+d）<a<2（d+d）d1 d2 0 d1d2初定中心距a=1200mm0②由中公式 計(jì)算所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度兀rrQ-d）2L=2a+d+d +—d2 di—d0 02d1d2 4a0=2x1200+-x（250+500）+^500-250=3591.12m2 4X1200由中表 選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L=4000mmd③計(jì)算實(shí)際中心距a由［2中］公式8-2計(jì)3算l-1 ,…=a+-d—d0-=1200+0 23591.12-40002氏996mm、驗(yàn)算小帶輪上的包角a1根據(jù)［2中］公式8-2計(jì)5算：a氏180°-(d根據(jù)［2中］公式8-2計(jì)5算：a氏180°-(d-d)5731=180?！?500—250)x573-^165.62°>90。1 d2 d1a 9966計(jì)算帶的根數(shù)①計(jì)算單根帶的額定功率pr由d=250mm和n=2890r/min查中表d1 m得P=3.62kw0根據(jù)n=2890r/min、i=2.0和型帶查m中］表得八P=0.35kw

0查中表得K=0.96，查中表

a=1.02于是由［2中］公式P KPZ=~C~=t A\ PP+AP)KKr0 0aLP=(P+AP)KK=(3.62+0.35)x0.96x1.02=3.89kWr0 0aL②計(jì)算帶的根數(shù)4.4386=1.14取2根、計(jì)算單根帶的初拉力的最小值（F）0min根據(jù)［2中］公式(F)0min(2.5-(F)0min=500 a-e+qv2Kzv

a0.96x2x5.23=500x"，5-0.96)x4.4+0.30x5.232=3450.96x2x5.23其中由中表得型帶q=0.30kg/m應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F＞（F）。0 0min、計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值由中］公式壓軸力的最小值由中］公式8-2得8：F）=F）=2z（F）pmin0minsin幺=2x2x345.60xsin165.62°=1371.53N2 2、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)查中表得大、小帶輪總寬度：B=2x25.5+2x25.5=102mm型帶傳動(dòng)相關(guān)數(shù)據(jù)見(jiàn)表表 型帶傳動(dòng)相關(guān)數(shù)據(jù)計(jì)算功率P（、cdkw傳動(dòng)比帶速帶型根數(shù)單根初拉力（）壓軸力（）小帶輪直徑大帶輪直徑中心距基準(zhǔn)長(zhǎng)度（）帶輪寬度小帶輪包角0.齒輪的設(shè)計(jì)選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)按照已經(jīng)選定的傳動(dòng)方案，高速級(jí)齒輪選擇如下：.齒輪類型選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)中］表.齒輪精度等級(jí)帶式輸送機(jī)為一般機(jī)器速度不高，按照中］表選擇級(jí)精度（ ）材料由中表 選擇：兩者材料硬度差為小齒輪 調(diào)質(zhì)硬度大齒輪 鋼調(diào)質(zhì)硬度試選擇小齒輪齒數(shù)z=221大齒輪齒數(shù)z=i?Z=5.17x22=113.7421 1齒數(shù)比按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1.確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值①試選載荷系數(shù)k=1.3t②小齒輪轉(zhuǎn)矩= 5X一= 4③由文獻(xiàn)中表 查得材料彈性影響系數(shù)z=189.8MPa2E④齒寬系數(shù)：由文獻(xiàn)中表一知齒寬系數(shù)。=1d⑤由文獻(xiàn)中圖 按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限:o=570MPaoHlim1=530MPaHlim1⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)XXX8XX9= XX3109 =X⑦由文獻(xiàn)中圖 取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.93K=0.97HN1 HN2⑧計(jì)算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為 安全系數(shù)由文獻(xiàn)［2中］式10-120］=KHN1 Hliml=0.93x570=530MPaHiSIc]-KHN2 Hlim2=0.97x530-514.1MPaH2S2.計(jì)算KTu土1由式d>2.32?3 i?-4——?11 弧u①試算小齒輪分度圓直徑d11KTu土1d>2.32?31?1 11 \9udd1(Z?[e'H2、211. ；1.3x3.84x1044.104+1(189.8丫-2.32x3i x x 3 1 4.104 1514.1)-47.280mm②計(jì)算圓周速度③計(jì)算齒寬 -9? -xb④計(jì)算齒寬與齒高比bh⑤計(jì)算載荷系數(shù)據(jù)- 級(jí)精度。由圖 查動(dòng)載荷系數(shù) -直齒輪K=K=1Ha Fa由文獻(xiàn)中表 查得使用系數(shù)K=1A由文獻(xiàn)［2中］表10-4用插入法查得級(jí)精度、小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí)K廠1.452由一二在文獻(xiàn)［2由一二在文獻(xiàn)［2中］查圖得K=1.42Fp故載荷系數(shù)K=KKKK=121.132121.452=1.641AvHaHp⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻(xiàn)中］式得⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻(xiàn)中］式得0⑦計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由文獻(xiàn)【1由文獻(xiàn)【1】中式-彎5曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式,12KTYYm>o- u際珅31巾Z2丁」d1F確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值①由文獻(xiàn)中圖 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限O =500MPaFE1大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限o=380MPaFE2②由文獻(xiàn)中圖 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.86K=0.90FN1 FN2

③計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由中式「]Ko 0.86x500匕」=—fnifei= =307.14MPaf1S 1.4「」Ko0.90x380O」=—fn2fe2= =244.29MPaF2S 1.4④計(jì)算載荷系數(shù)K=KKKK=1x1.13x1x1.42=1.605AvFaFP查取齒形系數(shù)由中表查得Y=2.80Y=2.218Fa1 Fa2查取應(yīng)力校正系數(shù)由中表查得Y=1.55Y=1.772Sa1 Sa2計(jì)算大小齒輪的Y?YF1Y?YF12.80x1.55307.14=0.014132.218x1.772244.292.218x1.772244.2912KTYYm，巾E飛

dd1F1x202=0.01609大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算；2x1.605x3.84x104. x0.01609=1.71mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積有就7近-圓8整7就7近-圓8整7為標(biāo)準(zhǔn)值m=2，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=50.10mm,1算出小齒輪的齒數(shù)d50.10z=—= x251m2大齒輪的齒數(shù)z=4.104義25=102.6取z=10522實(shí)際傳動(dòng)比：i=105=4.225424104傳動(dòng)比誤差：Ai=」 -4x100%=2.34%<5%允許4.104高速級(jí)齒輪幾何尺寸計(jì)算①分度圓直徑d=z?m=25x2=50mmd=z-m=105x2=210mm11 2 2②中心是巨a=+21°=130mm2③齒輪寬度b=。d=50mm 取B=55mmB=50mmd1 1 2表3-1高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪0大齒輪低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)⑴選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)⑵傳動(dòng)速度不高，選擇級(jí)精度（⑵傳動(dòng)速度不高，選擇級(jí)精度（⑶材料選擇小齒輪 調(diào)質(zhì)硬度大齒輪 調(diào)質(zhì)硬度⑷選擇小齒輪齒數(shù)z⑶材料選擇小齒輪 調(diào)質(zhì)硬度大齒輪 調(diào)質(zhì)硬度⑷選擇小齒輪齒數(shù)z=25 大齒輪齒數(shù) =34按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)KTu土1d>2.32?3 3?———?31 \如u.確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)k=1.3

t小齒輪傳遞的扭矩小齒輪傳遞的扭矩由中表 查得材料彈性影響系數(shù)z=由中表 查得材料彈性影響系數(shù)z=189.8MPa2E由中表選取齒寬系數(shù)。=1

d由中圖 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限o=570MPaHlim3大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限o =530MPaHlim4中式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)X)-X一中圖取接觸疲勞壽命系數(shù)kHN3=0.97kHN大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限o =530MPaHlim4中式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)X)-X一中圖取接觸疲勞壽命系數(shù)kHN3=0.97kHN4=0.99⑧計(jì)算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為安全系數(shù)由中式0]=Khn3力Iim3=0.97X570=552.9MPaH3S0]=。J0Iim4=0.99X530=524.7MPaH4S計(jì)算①計(jì)算小齒輪分度圓直徑d，代入0]31 H2KTu土1d>2.32?3 3?- 31j1巾ud 2=2.32x311.3x1.52x105 3.04+1(189.8)X X3.042=75.51mm②計(jì)算圓周速度③計(jì)算寬度④計(jì)算齒寬與齒高比n模數(shù) =——二 =3齒高 = = 5 4t——h計(jì)算載荷系數(shù)據(jù)V414.47m/s 級(jí)精度。由 中圖 查動(dòng)載荷系數(shù)K=1.30v直齒輪K=K=1。由中表 查得使用系數(shù)K41。Ha Fa A由［2中］表10-用4插入法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí)K41.486HPb由—411.1K41.486查中圖得341.42h HP FP故載荷系數(shù)K4KKKK4151.305151.486=1.932AVHaHP得0按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由［2得0一一K d4d.,——484.063mm3 313KYt⑦計(jì)算模數(shù)m414等43.363mm3

按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由中式 彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式m>3］斗YY3巾Z2bJ\d1F確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值①由中圖 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b =500MPa；大FE3齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b =380MPa②由［2中］圖取②由［2中］圖取1彎8曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90K=0.93

FN3 FN4③計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由中式「]Kb 0.90x500b」=_FN3__FE3.= =321.43MPaF3S 1.4「」Kb 0.92x380b」=_fn4_FE4= =249.71MPaF4S 1.4④計(jì)算載荷系數(shù) K=KKKK=1x1.30x1x1.42=1.846AVFaFP⑤查取齒形系數(shù)由［2中］表由［2中］表10-查5得Y=2.62Fa3Y=2.23Fa4⑥查取應(yīng)力校正系數(shù)由［2中］表由［2中］表10-查5得Y=1.59Sa3Y=1.76Sa4計(jì)算大小齒輪的YbYF?Y2.62x1.59321.43―」Sa3= =0.01296321.43F3

Y?Y?Y-^4—]Sa4F42.23x上76:0.01572249.71大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算m,I2KTYF^Ya

dYd1 F；2x1.846x1.52x1061x252, x0.015721x252根據(jù)中表一就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm計(jì)算小齒輪齒數(shù)Z計(jì)算小齒輪齒數(shù)Z=3d 84.063m2.5計(jì)算大齒輪齒數(shù)Z=3.04x3421024102實(shí)際傳動(dòng)比：i=——=3.03430430傳動(dòng)比誤差：Ai= x100%=0.013%<5%允許3.04低速級(jí)齒輪幾何尺寸計(jì)算①分度圓直徑d=Z,m=34x2.5=85mmd=Z-m=102x2.5=255mm33②中心距a②中心距a285+255=170mm2③齒輪寬度b=。d=1x85=85mmB=90mm B=85mmd3 3 4表3-低2速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬

小齒輪0大齒輪傳動(dòng)軸和滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料輸入軸材料選定為 ，鍛件，調(diào)質(zhì)。2、求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù),計(jì)算作用在輸入軸的齒輪上的力：TOC\o"1-5"\h\z輸入軸的功率 =I輸入軸的轉(zhuǎn)速=1輸入軸的轉(zhuǎn)矩= ^I圓周力：=—=2 =0 -1中］表徑向力：= ^ 。= 0中］表3初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為 ，調(diào)制處理，根據(jù)—3取=0I 1P I= ??——= 03 =3 \II初步設(shè)計(jì)輸入軸的結(jié)構(gòu)根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長(zhǎng)度①已知軸最小直徑為 二 m由于是高速軸，顯然最小直徑處將min裝大帶輪，故應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)系列值=m為了與外連接件以軸肩定位，故取A段直徑為d=23mm。B②初選滾動(dòng)軸承。因該傳動(dòng)方案沒(méi)有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點(diǎn)各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)d=23mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球B軸承 （參考文獻(xiàn)）］其尺寸為dxDxB=25x47x12，為防止箱內(nèi)潤(rùn)滑油飛濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側(cè)安裝擋油板，根據(jù)需要應(yīng)分別在兩個(gè)擋油板的一端制出一軸肩，故：d=d=d=30mm。DEFTOC\o"1-5"\h\z③由于軸承厚度為 m根據(jù)中圖 擋油板總寬度為 故l=l=25.5mm，根據(jù)箱座壁厚，取且齒輪的右端面與箱內(nèi)壁的距離A2>8，CG 1則取A2=15mm，根據(jù)中圖.而擋油板內(nèi)測(cè)與箱體內(nèi)壁取 ，故l=13.5-3.5=10mm。根據(jù)參考文獻(xiàn)表知中間軸的兩齒輪間的距離FA1=10~15，估取A1=10mm，且中間軸的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離為A2=13.5mm，因B=90mm，B=50mm，B=l=55mm3 2 1E故l=10+90+13.5—3.5-@-，0）=107.5mm。D2④設(shè)計(jì)軸承端蓋的總寬度為 （由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定），根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為 ，故l=60mm。根據(jù)根據(jù)帶輪寬度可確定l=60mmBA初步設(shè)計(jì)輸出軸的結(jié)構(gòu).輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d，為了使所選的軸直徑g與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=KT查表,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取K=1.5,則：caA1 A= =x ? = ?caAIII.初選聯(lián)軸按照計(jì)算T應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件查標(biāo)準(zhǔn) 選用型號(hào)ca為的 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為710N?m。半聯(lián)軸器的孔徑d-45mm故取d-45mm半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=80mm。ff軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長(zhǎng)度①根據(jù)已確定的d-45，由于段軸長(zhǎng)與半聯(lián)軸器的軸轂長(zhǎng)相同，為了使f聯(lián)軸器以軸肩定位，故取段直徑為d-52mm。e②初選滾動(dòng)軸承。因該傳動(dòng)方案沒(méi)有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點(diǎn)各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)de-52m，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承60（1參1考文獻(xiàn)［3），］其尺寸為dxDxB-55x90x18,根據(jù)需要在擋油板的一端制出一軸肩，故d-65mm。c③由于軸承長(zhǎng)度為 ，擋油板總寬為 故/=34mm，根據(jù)兩齒輪中d心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁為 ，而擋油板內(nèi)測(cè)與箱體內(nèi)壁取 ，另外為了使大齒輪更好的固定，則令軸端面在大齒輪空內(nèi)，距離取m綜上累加得出l-49mm,l-80mm。根據(jù)高速軸的尺寸和低速軸的部ab分尺寸可以算出l=72.5mmc④設(shè)計(jì)軸承端蓋的總寬度為 （由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為 ，故l=67mm。e5.按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度（1）根.據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖：計(jì)算危險(xiǎn)截面處的Mh）和M現(xiàn)將計(jì)算出的截面相關(guān)數(shù)據(jù)列于下表。載荷水平面垂直面支反力F=1223.5N,F=2248.2NNH1 NH2F=445.3N,F=818.3NNV1 NV2彎矩M=179856N?mmHM=65464N-mmV總彎矩M=J1798562+654642=180344.8N?mm扭矩T:442645N.mmiii校核.軸的強(qiáng)度按彎矩合成強(qiáng)度條件，校核危險(xiǎn)點(diǎn)即截面圓周表面處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

為靜應(yīng)力，取a=0.6，由中表 查得，軸彎曲疲勞極限卜］=60MPa-1.J；M2+Q.T)

o=\.J；M2+Q.T)

o=\ HI—ca W結(jié)論：強(qiáng)度足夠。、 二14.86MPa<lo「二60MPa0.1x603 -1軸的設(shè)計(jì)——中速軸的設(shè)計(jì)i中速軸的功率=II中速軸的轉(zhuǎn)速n2中速軸的轉(zhuǎn)矩TI2、初步確定軸的最小徑因?yàn)橹虚g軸最小徑與滾動(dòng)軸承配合，故同時(shí)選取滾動(dòng)軸承，根據(jù)軸的最小徑初步選取型號(hào)為的深溝球軸承，其尺寸為dxDxB=30x62x16。根據(jù)前兩個(gè)軸的尺寸，不難得出中速軸的尺寸，故其各部分計(jì)算省略。x0軸承的選擇軸系部件包括傳動(dòng)件、軸和軸承組合。輸入軸軸承1.軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷P=89.5N；軸承轉(zhuǎn)速= ；軸承的預(yù)期壽命1L=8x300x9=21600hh2.軸承型號(hào)的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值xx二■3 =X3 \ 3按照表 選擇C=10000N的軸承驗(yàn)算600軸5承；=34897>21600106 「=34897>21600 -x 60x715I873)因此軸承600合5格。輸出軸軸承1.軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷 P=2871N；

軸承承受的轉(zhuǎn)速軸承的預(yù)期壽命L=8x300x9=21600hh2.軸承型號(hào)的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值xx二■3 =x1 3 3按照表選擇C=30200N的軸承驗(yàn)算601軸1承；106 106 (30200^3 x 60x57.3(2871)=3.39x105>21600因此軸承601合1格。中間軸軸承.軸承類型的選擇由于中間軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷P軸承承受的徑向載荷P=2501.28N；軸承的預(yù)期壽命軸承承受的轉(zhuǎn)速軸承的預(yù)期壽命L=8x300x9=21600h

h.軸承型號(hào)的選擇

求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值I XX= ?3 = XI 1 1按照表選擇C=19500N的軸承驗(yàn)算620軸6承；106(C, -60n(P)106(C, -60n(P)=45308>21600 x- 60X174.212501.28)因此軸承620合6格。8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸d=60mm，由 中表選擇bxh=6x6。鍵長(zhǎng)根據(jù)皮帶輪寬度 選取鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)②校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由[2中]表6-2查得許用及壓應(yīng)力LL100~120MPa取平均值LL110MPa。鍵的工作長(zhǎng)度ppl=L—b=50—6=42mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=0.5x6=3mm由 [2]中 式 6-1得L=，X=2 8_二<L1強(qiáng)度足夠。? ? XX鍵bXhXL=6X6x502、輸出軸鍵連接⑴輸出軸與齒輪4的鍵連接①選擇鍵連接的類型與尺寸一般8級(jí)以上的精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（型）。據(jù)d=80mm，由中表查得鍵的剖面尺寸為b=18mm，高度h=11mm。由輪轂寬度B=85mm及鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)L=70mm。②校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由［2中］表6-查2得許用及壓應(yīng)力LL100~120MPa取平均值LL110MPa。鍵的工作長(zhǎng)度ppl=L—b=70—18=52mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=0.5x11=5.5mm由 ［2］中 式 6-1得L=?山x_2 x__= <L1強(qiáng)度足夠。? . xx鍵bxhxL=18x11x70⑵輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接據(jù)輸出軸傳遞的扭矩T應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。查國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)III選用 型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為T=710N?m。半聯(lián)軸器孔徑nd=45mm。選擇鍵連接的類型及尺寸據(jù)輸出軸軸端直徑d=45mm,聯(lián)軸器型軸孔d=45mm,軸孔長(zhǎng)度1L=80mm選取型普通平鍵bxhxL=14x9x70校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由［2中］表6-2查得許用及壓應(yīng)力鍵的工作長(zhǎng)度L]=100?120MPa取平均值L]=110MPa鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70-14=56mml=L-b=70-14=56mm,由 中 式 得。二一_二一2-= 」1強(qiáng)度足夠。鍵bxhxL=14x9x70、中間軸的鍵連接⑴中間軸與齒輪的鍵連接①選擇鍵連接的類型與尺寸一般級(jí)以上的精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（型）。據(jù)d=35mm，由中表查得鍵的剖面尺寸為b=10mm，高度h=8mm。由輪轂寬度B=50mm及鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)L=40mm。②校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由中表 查得許用及壓應(yīng)力TOC\o"1-5"\h\zLL100?120MPa取平均值LL110MPa。鍵的工作長(zhǎng)度p pl=L-b=40-10=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=0.5x8=4mm由 中 式 得L=.x=2 6—= <L1強(qiáng)度足夠。. . xx鍵bxhxL=10x8x40（）、中間軸與齒輪的鍵連接依據(jù)中間軸與