機械設(shè)計減速箱課程設(shè)計.doc

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1、減速器設(shè)計說明書 系 別： 專業(yè)班級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄一 設(shè)計任務(wù)書11.1設(shè)計題目11.2設(shè)計步驟1二 傳動裝置總體設(shè)計方案12.1傳動方案12.2該方案的優(yōu)缺點1三 選擇電動機23.1電動機類型的選擇23.2確定傳動裝置的效率23.3選擇電動機容量23.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3四 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)44.1電動機輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3中間軸的參數(shù)44.4低速軸的參數(shù)54.5工作機的參數(shù)5五 普通V帶設(shè)計計算5六 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算96.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)96.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計96.3

2、確定傳動尺寸126.4校核齒根彎曲疲勞強度126.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸146.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)14七 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算157.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)157.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計167.3確定傳動尺寸187.4校核齒根彎曲疲勞強度197.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸217.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)21八 軸的設(shè)計228.1高速軸設(shè)計計算228.2中間軸設(shè)計計算288.3低速軸設(shè)計計算34九 滾動軸承壽命校核409.1高速軸上的軸承校核409.2中間軸上的軸承校核419.3低速軸上的軸承校核42十 鍵聯(lián)接設(shè)計計算4310.1高速軸與大帶輪鍵連接校核4310

3、.2高速軸與小齒輪鍵連接校核4410.3中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核4410.4中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核4410.5低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核4410.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核45十一 聯(lián)軸器的選擇4511.1低速軸上聯(lián)軸器45十二 減速器的密封與潤滑4512.1減速器的密封4512.2齒輪的潤滑4612.3軸承的潤滑46十三 減速器附件4613.1油面指示器4613.2通氣器4613.3放油塞4713.4窺視孔蓋4713.5定位銷4813.6起蓋螺釘48十四 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸48十五 設(shè)計小結(jié)49參考文獻49一 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目 同軸式二級斜齒圓柱減速器，扭矩T=

4、900Nm，速度v=0.75m/s，直徑D=300mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：15年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.傳動軸的設(shè)計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計 10.聯(lián)軸器設(shè)計 11.潤滑密封設(shè)計 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計二 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為同軸式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺

5、點 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 同軸式二級圓柱齒輪減速器長度方向尺寸較小，但軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差，兩極大齒輪直徑接近，有利于沁油潤滑。軸線可以水平，上下或鉛垂布置。三 選擇電動機3.1電動機類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.99 V帶的效率：v=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機的效率：

6、w=0.96a=12432vw=0.8423.3選擇電動機容量 工作機所需功率為Pw=Twnw9550=4.5kW 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=4.50.842=5.34kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010000.75300=47.77rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：24，同軸式二級齒輪減速器傳動比范圍為：840，因此理論傳動比范圍為：16160。可選擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(16160)47.77=764-7643r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW

7、，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 電機主要外形尺寸圖3-1 電動機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HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比

8、為：ia=nmnw=96047.77=20.096 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2 高速級傳動比i1=iaiv=3.17 則低速級的傳動比為i2=3.17 減速器總傳動比ib=i1i2=10.0489四 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)P0=5.34kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500005.34960=53121.88Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0v=5.340.96=5.13kWn=n0i0=9602=480rpmT=9550000Pn=95500005.13480=102065.63Nmm4.3中間軸的參數(shù)P=P

9、23=5.130.990.98=4.98kWn=ni1=4803.17=151.42rpmT=9550000Pn=95500004.98151.42=314086.65Nmm4.4低速軸的參數(shù)P=P23=4.980.990.98=4.83kWn=ni2=151.423.17=47.77rpmT=9550000Pn=95500004.8347.77=965595.56Nmm4.5工作機的參數(shù)P=P122w=4.830.990.990.990.96=4.5kWn=n=47.77rpmT=9550000Pn=95500004.547.77=899623.19Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱

10、轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機軸9605.3453121.88高速軸4805.13102065.63中間軸151.424.98314086.65低速軸47.774.83965595.56工作機47.774.5899623.19五 普通V帶設(shè)計計算 1.確定計算功率Pca 由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故 Pca=KAP=1.15.34=5.874kW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=100mm。 2）驗算帶速v。

11、按式（8-13）驗算帶的速度v=dd1n601000=100960601000=5.02ms-1 因為5m/sv30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=idd1=2100=200mm 根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=200mm。 4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長Ld度 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=450mm。 由式（8-22）計算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2450+2100+200+200-100244501377mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1430mm。 按式（8-23）計

12、算實際中心距a。aa0+Ld-Ld02=450+1430-13772476mm 按式（8-24）,中心距的變化范圍為455-519mm。 5.驗算小帶輪的包角a1180-dd2-dd157.3a180-200-10057.3476=167.96120 6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1=100mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.96kW。 根據(jù)n1=960r/min，i=2和A型帶，查表8-5得P0=0.112kW。 查表8-6得K=0.972，表8-2得KL=0.96，于是 Pr=P0+P0KKL=0.96+0.1120.9720.96=1kW 2

13、）計算帶的根數(shù)zz=PcaPr=5.87415.87 取6根。 7.計算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9725.8740.97265.02+0.1055.022=155.93N 8.計算壓軸力FpFp=2zF0sin12=26155.93sin167.962=1860.84N 9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因為小帶輪dd1=100 小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd+2ha=100+2

14、2.75=105.5mmB=z-1e+2f=6-115+29=93mm L=2.0dB（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=93mm圖5-1 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大帶輪的軸孔直徑d=28mm 因為大帶輪dd2=200mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。 因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.028=56mmda=dd+2ha=200+22.75=205.5mmB=z-1e+2f=6-115+29=93mmC=0.25B=0.2593=23.25mmL=56mm圖5-2 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 10.主要設(shè)計結(jié)論 選用A型普通V帶6根，基準(zhǔn)長度1430mm。帶輪基準(zhǔn)直徑d

15、d1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455519mm。單根帶初拉力F0=155.93N。帶型AV帶中心距476mm小帶輪基準(zhǔn)直徑100mm包角167.96大帶輪基準(zhǔn)直徑200mm帶長1430mm帶的根數(shù)6初拉力155.93N帶速5.02m/s壓軸力1860.84N六 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20，初選螺旋角=13。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS (4)選小齒輪

16、齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=273.17=86。6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551064.98151.42=314086.65Nmm 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）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483

17、at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos27cos20.48327+21cos13=29.107at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos86cos20.48386+21cos13=23.649=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=27tan29.107-tan20.483+86tan23.649-tan20.4832=1.668=dz1tan=127tan13=1.984Z=4-31-+=4-1.66831-1.984+1.9841.668=0.652 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13=0.987 計算

18、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）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=60151.4211630015=6.541108NL2=NL1u=6.5411083.17=2.064108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.06，KHN2=1.13 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.066001=636MPaH2=KHN2Hlim2S=1.135501=621.5MPa 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=621.5MPa

19、2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.3314086.6518627+186272.46189.80.6520.987621.52=63.087mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=d1tn601000=63.087151.42601000=0.5 齒寬bb=dd1t=163.087=63.087mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=0.5m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=2314086.6563.087=9957.254

20、NK_AF_t/b=19957.254/63.087=158N|mm100Nmm 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級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.422 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.011.21.422=1.723 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=63.08731.7231.3=69.298mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=69.298cos1327=2.501mm，取mn=3mm。6.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2mn2co

21、s=173.96mm，圓整為174mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.059 =13332 (3)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=327cos13.059=83.15mmd2=mnz2cos=386cos13.059=264.85mm (4)計算齒寬 b=dd1=83.15mm 取B1=90mm B2=85mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=85 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=z1cos3=2

22、7cos313.059=29.208 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=86cos313.059=93.033 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.57，YFa2=2.208 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.776 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.059=20.487b=arctantancost=arctantan13.059cos20.487=12.259v=cos2b=1.668cos212.259=1.747Y=0.25+0.75v=

23、0.679=dz1tan=127tan13.059=1.993 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY=1-120=1-1.99313.059120=0.783 2)圓周速度v=d1n601000=83.15151.42601000=0.66ms-1 3)寬高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=906.75=13.333 根據(jù)v=0.66m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.013 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=1.428，結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13，得KF=1

24、.08。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0131.11.08=1.203 由圖10-24c查得小齒輪和大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=0.91，KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.915001.25=364MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.25=279.68MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.203314086.652.571.60.6790.785cos

25、213.059133272=79.852 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.203314086.652.2081.7760.6790.785cos213.059133272=76.151 MPa F2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，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=d1n601000=83.15151.42601000=0.66ms 選用7級精度是合適的6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.7

26、5mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=89.15mm da2=d2+2ha=270.85mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=75.65mm df2=d2-2hf=257.35mm 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13332右13332齒數(shù)z2786齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d83.15264.85齒頂圓直徑da89.15270.85齒根圓直徑df75

27、.65257.35齒寬B9085中心距a174174圖6-1 低速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖七 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算7.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20，初選螺旋角=13。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=273.17=86。7.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1)確定公式中的

28、各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551065.13480=102065.63Nmm 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）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos27cos20.48327+21cos13=29.107at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos86cos20.

29、48386+21cos13=23.649=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=27tan29.107-tan20.483+86tan23.649-tan20.4832=1.668=dz1tan=127tan13=1.984Z=4-31-+=4-1.66831-1.984+1.9841.668=0.652 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13=0.987 計算接觸疲勞許用應(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）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=604801163001

30、5=2.074109NL2=NL1u=2.0741093.17=6.541108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.98，KHN2=1.06 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.986001=588MPaH2=KHN2Hlim2S=1.065501=583MPa 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=583MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.3102065.6318627+186272.46189.80.6520.9875832=45.261mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算

31、實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=d1tn601000=45.261480601000=1.137 齒寬bb=dd1t=145.261=45.261mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=1.137m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.022 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=2102065.6345.261=4510.092NK_AF_t/b=14510.092/45.261=100N|mm100Nmm 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級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.418

32、 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0221.41.418=2.029 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=45.26132.0291.3=52.501mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=52.501cos1327=1.895mm，取mn=3mm。7.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距 為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計算。即a=174mm。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z1=27則，Z2=ui=85.59圓整為Z2=86 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2m

33、n2a=13.059 =13332 (3)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=327cos13.059=83.15mmd2=mnz2cos=386cos13.059=264.85mm (4)計算齒寬 b=dd1=83.15mm 取B1=90mm B2=85mm7.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=85 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=z1cos3=27cos313.059=29.208 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=86cos313.

34、059=93.033 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.57，YFa2=2.208 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.776 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.059=20.487b=arctantancost=arctantan13.059cos20.487=12.259v=cos2b=1.668cos212.259=1.747Y=0.25+0.75v=0.679=dz1tan=127tan13.059=1.993 由式（10-19），可得計算彎

35、曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY=1-120=1-1.99313.059120=0.783 2)圓周速度v=d1n601000=83.15480601000=2.09ms-1 3)寬高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=906.75=13.333 根據(jù)v=2.09m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.04 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=1.428，結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13，得KF=1.08。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.041.11.08=1.236 由圖10-24c

36、查得小齒輪和大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=0.91 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.913801.25=276.64MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.236102065.632.571.60.6790.785cos213.059133272=26.661 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z1

37、2=21.236102065.632.2081.7760.6790.785cos213.059133272=25.425 MPa F2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，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=d1n601000=83.15480601000=2.09ms 選用7級精度是合適的7.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=89.15mm da2=d2+2ha=270.

38、85mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=75.65mm df2=d2-2hf=257.35mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號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13332右13332齒數(shù)z2786齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d83.15264.85齒頂圓直徑da89.15270.85齒根圓直徑df75.65257.35齒寬B9085中心距a174174圖7-1 高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖八 軸的設(shè)計8.1高速軸設(shè)計計

39、算 (1)已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=480r/min；功率P=5.13kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=102065.63Nmm (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)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11235.13480=24.67mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0524.67=25.9mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28 (4)確定各段軸的直徑和長度圖8-1 高速軸示意圖 1

40、)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=28mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=54mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，鍵長L=40mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時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 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為dDB = 357217mm，故d34 = d67 = 35 mm。 3)采用分體式齒輪，該段安裝齒輪，l45略短于齒輪寬度，則l45=88mm。軸肩h34=2.5mm，則d45=40mm。軸肩h45=4，則d56=48mm。

41、 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帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -10 = 66 mm 5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，擋油環(huán)寬度s1=20mm，則l34=B+1+2=17+10+10+2= 39 mml56=5 mml67=B+1-l56=17+10+10-5= 32 mm 至此，

42、已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑283335404835長度54663988532 (5)軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2Td1=2102065.6383.15=2454.976N 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tancos=2454.976tan20cos13.059=917.26N 高速級小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1tan=2454.976tan13.059=569N 根據(jù)7207AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=21mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離 l1=L12+L2+a=542+66+21=114mm

43、軸承壓力中心到齒輪中點距離 l2=L3+L42-a=39+882-21=62mm齒輪中點到軸承壓力中心距離 l3=L42+L5+L6-a=882+5+32-21=60mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān) 帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Q=1860.84N 在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1860.84N 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1l2-Ql1-Fa1d12l2+l3=917.26

44、62-1860.84114-56983.15262+60= -1079N 軸承B處水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1860.84+917.26-1079=3857N 在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=2454.9766262+60= 1248N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=2454.9766062+60= 1207N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-10792+12482=1649.77N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=38572+12072=4041.45N 繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩：

45、MAH=0Nmm 截面B在水平面上彎矩：MBH=Ql1=1860.84114=212136Nmm 截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBHl2-Fa1d12=385762-56983.152=262790Nmm 截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAHl3=-107960=-64740Nmm 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=RAVl3=124860=74880Nmm 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

46、 截面B處合成彎矩：MB=212136Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV2=2627902+748802=273250Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV2=-647402+748802=98986Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm g.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=102065.63Nmm 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=2121362+0.6102065.632=220798Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左2+T2=2732502+0.6102065.632=280028Nmm 截面

47、C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右=98986Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.6102065.632=61239Nmm圖8-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=44.59MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=8.13MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=45.64MPa 查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限B=650M

48、Pa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca-1b，所以強度滿足要求。8.2中間軸設(shè)計計算 (1)已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=151.42r/min；功率P=4.98kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=314086.65Nmm (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)強度概略計算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。dA03Pn=11534.98151.42=36.85mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm (4)確定各段軸的直徑和長度圖8

49、-3 中間軸示意圖 1)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時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 = 36.85 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7208AC，其尺寸為dDB = 408018mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 45 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 = 85 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 = 83 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 =

50、 45 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 55 mm。取l34 = 92.5 mm。 3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。 4)考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 90 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 88 mm，d23=45mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =85mm，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=83mm，d45=45mm。 5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 m

51、m，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 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12345直徑4045554540長度408892.58342.5 (5)軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2Td2=2314086.65264.85=2371.808N 高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tancos=2371.808tan20cos13

52、.059=886.186N 高速級大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2tan=2371.808tan13.059=550N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2Td3=2314086.6583.15=7554.7N 低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3tancos=7554.7tan20cos13.059=2822.687N 低速級小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3tan=7554.7tan13.059=1752N 根據(jù)7208AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=23mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離 l1=L1+L22-a=40+882-23=61mm低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離 l2=b2+b32+L3=85+902+92.5=180mm高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離 l3=L5+L42-a=42.5+832-23=61mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3l1+Fr2l1+l2+Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=2822.68761+886.18661+180+550264.852-175283.15261+180+61= 1277N 軸承B在水平面內(nèi)支反力