二級平行軸減速器

機械設計課程設計說明書設計題目：二級平行軸減速器機械系 10 專升本指導老師： 設計者：兩級展開式（平行軸）圓柱齒輪減速器的設計說明書例如：設計熱處理車間零件清洗用設備。該傳送設備的動力由電動機經減速器裝 置后傳至傳送帶。每日兩班制工作，工作期限為8年。熱處理車間零件清洗用設備。該傳送設備的動力由電動機經減速器裝置后傳至傳 送帶。每日兩班制工作，工作期限為 8年。已知條件：輸送帶帶輪直徑 d=300mm,輸送帶運行速度v=0.63m/s,輸送帶軸所 需轉矩T=700N.m.一、傳動裝置的總體設計1.1傳動方案的確定 兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動裝置方案如圖所示。1-電動機 2-帶傳動 3-減速器4-聯(lián)軸器 5-輸送帶帶輪 6-輸送帶1.2電動機的選擇計算項目計算及說明計算結果1.選擇電根據用途選用丫系列-一般用途的全封閉自冷式三相異電動機的類 型動機。2.選擇電輸送帶所需的拉力為F=4667N動機的功 率輸送帶所需動率為F=2T/d=2X 700/0.3N 4667NPw=Fv/1000=4667XPw=2.94KW0.63/1000KW=2.94KW由表取，v帶傳動效率 n帶=0.96 , 一對軸承效率 n軸承 =0.99，斜齒圓柱齒輪傳動效率 n齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率 n聯(lián)=0.99，則電動機到工作機間的總效率為42耳總=n帶n軸承 n齒輪 n聯(lián)=0.96 Xn 總=0.859420.99 X 0.97 X 0.99=0.859Po=P/ n 總=2.94/0.859Kw=3.42KwPo=3.42Kw根據表，選取電動機的額定功率為 Rd_4kwPed=4kw3.確定電 動機的轉 速輸送帶帶輪的工作轉速為nw=1000X 60 X 0.63v/ n X 300r/mi n=40.13r/mi n查表，v帶傳動的傳動比i帶=24,兩級減速器傳動比 i=840,貝U總傳動比范圍為i總勻帶i齒=（24）X（ 840）=16160電動機的轉速范圍為no=nwi =40.13 X（ 16160）r/mi n=642.1 6421r/mi n由表可知，符合這一要求的電動機同步轉速1000 r/min ,1500r/min和3000r/min,考慮3000r/min的電動機的轉速 太高，而1000r/min的電動機的體積大且貴，故選用轉速 為1500r/min的電動機進行試算，其滿載轉速為 1440r/min，其滿載轉速為1440r/min,其型號為 Y112M-4n w=40.13r/mi nN=1440r/mi n1.3傳動比的計算及分配 各級傳動比的計算及分配計算項目計算及說明計算結果1.總傳動i 總=門mnw=1440/40.13=35.88i 總=35.88比2.分配傳根據傳動比范圍，取帶傳動的傳動比i帶=2.5，則減速器動傳動比為比i=i總/i 帶=35.88/2.5=14.35i=14.35高速級傳動比為i1=V( 1.3 1.4 ) i= V( 1.3 1.4 ) X 14.35=4.32 4.48取 i 1=4.4i 1=4.4低速級傳動比為i2=i/i 1=14.35/4.4=3.26i 2=3.261.4傳動裝置的運動、動力參數計算見表計算項目計算及說明計算結果1.各軸轉1no=nm=1440r/mi nn =1440r/mi n速n1=no/i 帶=1440/2.5r/min=576n1=576 r/minr/mi nn2=ni 1=576/4.4r/mi n=130.9n 2=130.9 r/minr/mi nn3=rb/i 2=130.9/3.26r/min=40n 3=40.15r/mi n.15r/mi nn=na=40.15r/minn w=40.15r/mi n2各軸功P1=FOn 0-1=FOn 帶=3.42 X 0.96kwP1=3.28kw率=3.28kwP2= Pin 1-2=0.99 x 0.97kw=3.15kwP3= P2 n 2-3=0.99 x 0.97kw=3.02KWPw P3 n 3-w=0.99 x 0.99kw=2.96kwP1 n 軸承 n 齒=3.28 xP2 n 軸承 n 齒=3.15 xR=3.15kwPs=3.02KWPw=2.96kwP3 n軸承n聯(lián)=3.02x3.各軸轉T0=9550x(Pdn 0)=9550xTo=22.68 N m矩(3.42/1440)N m=22.68 N mT1=9550x(P/n 1)=9550x=54.38 N m(3.28/576) N m=54.38 N mT2=9550x(P2/n 2)=9550xT2=229.81 N m(3.15/130.9) N m=229.81 N mT3=9550x(Pa/n 3)=9550xTs=718.33 N m(3.02/40.15) N m=718.33 N mTw=9550x(Pdn v)=9550xTw=704.06 N m(2.96/40.15) N m=704.06 N m二、傳動件的設計計算2.1減速器外傳動件的設計減速器外傳動件只有帶傳動，故只需對帶傳動進行設計。帶傳動的設計見下計算項目計算及說明計算結果1.確定設計 功率Pd=Kx P0由表8-6，查得工作情況系數Kx=1.2，貝UPd=1.2 x 3.42kw=4.1kwPd=4.1kw2.選擇帶型no=1440r/min, P d=4.1kw,由圖選擇 A型帶:選擇A型V帶3.確定帶輪 的基準直徑根據表8-7，選小帶輪直徑為dd1=100mm則大帶輪的直徑為dd2=i 帶 dd1=2.5 x 100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.驗算的速 度V帶=n dd1no/60 x 1000m/s=7.54m/s<Vma>=25m/s帶速符合要 求5.確定中心 距和V帶長度根據 0.7 (dd1 + dd2)<ac<2 (dd + dd2),初步確定中心距，即 0.7 x( 100+ 250) mm=245mm)<2x( 100+ 250) mm=700mm 為使結構緊湊，取偏低值，a=350mmV帶計算基準長度為 2 Ld Q 2a+ n /2 (dd1+ dd2) + (dd1 dd2) /4ao=2 x 350 + n /2( 100 + 250) + ( 100 250) 2/4 x350mm=1265.57mm由表8- 8選V帶基準長度Ld=1250mml貝實際中心距為a= ao+ (Ld Ld) /2=350mn+ (1250-1265.57)/2mm=342.21mmao=350mmLd=1250mm a=342.21mm6.計算小帶 輪包角a 1=180o( dd1 dd2)/a x 57.3=154.88o>12Ca1=154.88>120合格7.確定V帶根 數V帶根數可用下式計算：Z= P d/( P 0 + Po)KaKL由表8-9查取單根V帶所能傳遞的功率Po=1.3 kw,功率增量 F0=Kbni(1-1/K i)o由表 8-10 查得 &=0.7725 X 10-，由表 8-11 查得 K=1.137，貝U F=0.7725X 10-3 X 1440 ( 1-1/1.137 ) kw=0.134 kw由表8-12查得Ka=0.935 ,由表8-8查得K=0.93 ,則帶的根數為Z=k d/(p 0+4 P。)KaK=4.1/(1.3+0.134) X 0.935 X 0.93=3.29 取四根Z=48.計算初拉 力由表8-13查得v帶質量m=0.1kg/m,則初拉力為2F 0=500pd/zu 帶(2.5-Ka/Ka) +mv=500X 4.1/4 X 7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1X27.54 N=119.45NF0=119.45N9.計算作用 在軸上的壓 力Q=2z Fsi na/2=2 X 4X 119.45NX sin 154.88 oo/2=932.72NQ=932.72N10.帶輪結構 設計(1) 小帶輪結構采用實心式，由表8-14查得電動機軸徑D0=28, 由表8-15查得e=15 0.3mm,f=10 + 2 1mm輪轂寬：L 帶輪=(1.5 2) D0= (1.5 2)X 28mm=4咎56mm其最終寬度結合安裝帶輪的軸段確定輪轂寬:B 帶輪=(z 1) e+ 2f=(4 1) X 15m葉 2X 10mm=65mm(2) 大帶輪結構 采用孔板式結構，輪轂寬可與小帶輪相同， 輪轂寬可與軸的結構設計同步進行2.2減速器內傳動的設計計算咼速級斜齒圓柱齒輪的設計計算見表。計算項目計算及說明計算結果1.選擇材料、 熱處理和公 差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW217255HBWV HB如162217HBW平均硬度 HBW=236HB， HBW=190HBW. HBW/ HBW=46 HBV，在 3050 HBW之間。選 用8級精度45鋼小齒輪調質處 理大齒輪正火處 理8級精度2.初步計算 傳動的主要 尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其 設計公式為d 1 三2KT/ 9 dX (u + 1)/u X (ZeZHZc Zb/ S h) : 1/3(1) 小齒輪傳遞轉矩為=543802 mm(2) 因v值未知，K值不能確定，可初步選載荷系數K-1.11.8, 初選K=1.4(3) 由表8-18，取齒寬系數9 d=1.1(4) 由表8-19，查得彈性系數 Ze=189.8 VMPa初選螺旋角B =12,由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數Zh=2.46(6) 齒數比 u=i 1=4.4(7) 初選 Z1=23,則 Z2=uZ1=4.4 X 23=101.2,取 Z2=101，則端面重 合度為乙=23 乙=101& a=1.88 - 3.2(1/Z 1 + 1/ Z 2)cos B =1.88 - 3.2(1/23 + 1/ 101)cos12 =1.67軸向重合度為 p =0.318 9 d Z1tan B =0.318 x 1.1 x23x tan 12o=1.71 由圖8-3查得重合度系數乙=0.775(8) 由圖11-2查得螺旋角系數Zb =0.99(9) 許用接觸應力可用下式計算S 尸 Z N Z Hlim/S H由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為Z Hlim1=580MPa, ZHlim2=390MPa小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數分別為N 1=60n1aLh=60X 576x 1.0 x 2x 8x 250x 8=1.106 x 10998N 2= N1/i 1=1.106 x 10/4.4=2.51 x 10由圖8-5查得壽命系數Zn=1.0, Zn=1.14,由表8-20取安全系數 S=1.0，則小齒輪的許用接觸應力 Z H1= Zn1 Z Hlim1/Sh=1.0 x 580MPa/1=580MPa大齒輪的許用接觸應力 Z h2= Z n2 Z Hlim2/S h=1.14 x 390MPa/1=445MPa取Z H=445MPa初算小齒輪的分度圓直徑d1t,得d1t 三2KT/ 9 d x (u + 1)/u x (ZeZhZc Zb/ Z h)"32x 1.4 x 54380/1.1 x (4.4 + 1)/4.4 x (189.8 x 2.46 x0.775 x 0.99/445)1/3mm=47.93mmZ h=580MPcZ h2=445MPcZ H=445MPad1t = 47.93mm3.確定傳動 尺寸(1) 計算載荷系數由表8-21查得使用系數Ka=1.0 ,因 v= n d1tm/60 x 1000= n x 47.93 x 576/60 x 1000m/s=1.44m/s, 由圖8-6查得動載荷系數Kv=1.13,由圖8-7查得齒向載荷分配 系數Kb =1.11，由表8-22查得齒間載荷分配系數 Ka=1.2，則載 荷系數為K=K aK/KX =1.0 x 1.13 x 1.11 x 1.2=1.505(2) 對d1t進行修正K與K有較大差異，故需對由K計算出的d1t 進行修正，即d 1=d1t (K/Kt) 1/3 三 47.93 x( 1.505/1.4 ) 1/3mm=49.1mm(3) 確定模數mm n= d 1cos B /Z 1=49.1mnx cos12o/23=2.09mm按表 8-23，取 m=2.5mm(4) 計算傳動尺寸中心距為a 1= m(Z1 + Z)/2cos B =2.5 x (23 + 101)mm/(2 x cos12)=158.46mm圓整，取a=160mm則螺旋角為B =arccos m n(Z1 + Z2)/2a 1= arcos2.5 x (23 + 101)mm/(2x 160)=14.362 o因B與初選值相差較大，故對與 B有關的參數進行修正，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數Zh=2.43，則端面重合度為& a=1.88 - 3.2(1/ Z 1+ 1/ Z 2)cos B =1.88 - 3.2(1/ 23 + 1/ 101)cos14.362=1.66K=1.505軸向重合度為 p =0.318 9 d Zitan B =0.318 x 1.1 x23x tan 14.362 o=2.06 由圖8-3查得重合度系數 乙=0.775,由圖11-2查得螺旋角系數 Zb =0.985d 1t 三2KT/ 9 dX (u + 1)/u x (ZeZHZc乙/ Z h)1/32 X 1.505 X 54380/1.1 X (4.4 + 1)/4.4 X (189.8 X 2.43 X 0.775 X 0.985/445)1/3mm=48.53mm精確計算圓周速度為V=n d1t n/60 X 1000= n X 48.53 X 576/60 X1000m/s=1.46m/s,由圖8-6查得動載荷系數Kv=1.13, K值不變m n= d 1cos B /Z1=48.53mnX cos14.362 o/23=2.04mm 按表8-23，取m=2.5mm則咼速級的中心距為a 1= m(Z1 + Z2)/2cos B =2.5 X (23 + 101)mm/(2 X cos14.362 o)=160mmd1t = 48.53mmm=2.5mma1=160mm則螺旋角修正為|B =arccos m n(Z1 + Z)/2a= arcos2.5 X (23 + 101)mm/(2 X 160)=14.362 o 修正完畢，故d1= mnZ/cos B =2.5 X 23/ cos14.362 omm=59.355mmd2= mnZVcos B =2.5 X 101/ cos14.362 mm=260.545mmb= dd1=1.1 X 59.355mm=65.29mm 取 b=66mm b 1=b+ (5 10)mm取 b=75mmB =14.362。 d1=59.355mmd2=65.29mmb2=66mmb1=75mm4.校核齒根 彎曲疲勞強 度齒根彎曲疲勞強度條件為Z F=2KT/bmnd1 X YfYsYYb 三Z f(1) K、m 和 d1 同前(2) 齒寬 b= b2=66mm(3) 齒形系數Yf和應力修正系數。當量齒數為Zv1=Z1/(cos B )3=23/(cos14.362 o)3=25.3Zv2=Z/(cos B )3=101/(cos14.362 o)3=111.1由圖 8-8 查得 論=2.61 ,W=2.22，由圖 8-9 查得 Ys1=1.59 ,Ys2=1.81(4) 由圖8-10查得重合度系數丫=0.71(5) 由圖11-3查得螺旋角系數Yb =0.87(6) 許用彎曲應力【Z 】F=Yn Z FLim/S F由圖8-4f、b查得彎曲疲 勞極限 應力為Z FLim1=215MPa, Z FLim2=170MPa由圖8-11查得壽命系數 Yn1= Yn2=1,由表8-20查得 安全系數Sf=1.25，故【Z 】F1 =Yn1Z FLim1/SF=1X 215/1.25MPa=172MPs 【Z 】f2 =YN2 Z FLim2/S f=1 X 170/1.25MPa=136MPc Z F1=2KT/bmnd1 X Y1Ys1Y Yb =2X 1.505 X 54380/ ( 66 X 2.5 X 59.355) X 2.61 X 1.59 X 0.71 X 0.87MPa=42.8MPer Z F1 Z F2= Z f1Yf1Ys1/Yf2Ys2=42.8 X 2.22 X 1.81/(2.61 X 1.59)MPa < Z F2滿足齒根彎曲 疲勞強度5.計算齒輪 傳動其他幾 何尺寸端面模數 mt=m/cos B =2.5/cos14.362 omm=2.58065mm 齒頂咼 h a= ham=1x 2.5mm=2.5mm齒根高 h f= (h a + c )mn=(1 + 0.25) x 2.5mm=3.125mm 全齒高 h= h a+ hf=2.5mm 3.125mm=5.625mm 頂隙 c=c m=0.25 x 2.5mm=0.625mm齒頂圓直徑為dai=di+ 2ha=59.355mn+ 2 x 2.5mm=61.355mmda2=ck+ 2ha=260.645mn+ 2 x 2.5mm=265.645mm齒根圓直徑為dfi =di 2hf=59.355mm- 2x 3.125mm=53.105mmdf2=d2 2hf=260.645mn 2x 3.125mm=254.395mmm=2.58065mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm c=0.625mmdai=61.355mm da2=265.645mmdfi=53.105mm df2=254.395mm低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算見表。計算項目計算及說明計算結果1.選擇材料、 熱處理和公 差等級大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理， 由表 8-17 得齒面硬度 HBV=217255HBWV HBW=162217HBW.平均硬度 HBW=236, HBW=190. HBW HBW=46 HBWV在 30 50 HBW之間。選用8級精度45鋼小齒輪調質處理 大齒輪正火處理 8級精度2.初步計算 傳動的主要 尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為d 3 三2KT3/ 9 dX (u + 1)/u X (ZeZhZZb/ Z h)1/3 小齒輪傳遞轉矩為 Ta=229810N- mm(2)因v值未知，匕值不能確定，可初步選載荷系數K=1.11.8,初選K=1.4 由表8-18，取齒寬系數9 d=1.1 由表8-19，查得彈性系數Ze=189.8 VMPa初選螺旋角B =11,由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數Zh=2.465(6)齒數比 u=i 2=3.26 初選 Z3=25,則 Z4=uZ=3.26 X 25=81.5,取 Z4=82，則端面重 合度為 a=1.88 3.2(1/ Z 3 + 1/ Z 4)cos B =1.88 3.2(1/ 25 + 1/ 82)cos11 =1.68軸向重合度為o b =0.318 9 d Zatan B =0.318 x 1.1 x 23x tan 11 =1.70 由圖8-3查得重合度系數乙=0.775(8) 由圖11-2查得螺旋角系數Zb=0.99(9) 許用接觸應力可用下式計算Z H= Z N Z Hlim/S H由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為Z Hiim3=580MPa, ZHlim4=390MPa小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數分別為N 3=60n2aL.=60x 130.9 x 1.0 x 2x 8x 250x 8=2.513 x 108 N 4= Ns/i 2=2.513 x 108/3.26=7.71 x 107乙=23 乙=101由圖8-5查得壽命系數 Zn3=1.14, Z n4=1.14,由表8-20取安全 系數Sh=1.0，則小齒輪的許用接觸應力 Z h3= Z N3 Z Hiim3/S h=1.14 x 580MPa/1=661.2MPaS H3=661.2MPa大齒輪的許用接觸應力 Z h3= Zn4Z Hiim4/Sh=1.2 x 390MPa/1=468MPa取Z H=445MPa初算小齒輪的分度圓直徑d1t,得d1t 三2KT/ 9 dX (u + 1)/u x (ZeZHZcZb/ Z h)1/32X 1.4 X 54380/1.1 X (4.4 + 1)/4.4 X (189.8 X 2.46 X1/30.775 X 0.99/445)mm=47.93mmS H4=468MPa S H=468MPa D = 76.615mm3.確定傳動 尺寸(1) 計算載荷系數由表8-21查得使用系數K=1.0 ,因 v= n d3t n2/60 X 1000= n X 76.615 X 130.9/(60 X 1000)m/s=0.52m/s,由圖8-6查得動載荷系數 K=1.07,由圖8- 7查得齒向載荷分配系數 氐=1.11 ,由表8-22查得齒間載荷 分配系數Ka=1.2，則載荷系數為K=K aK/Kp Ka=1.0 X 1.07 X 1.11 X 1.2=1.43(2) 確定模數m ,因K與K差異不大，不需對由K計算出的 dat進行修正，即m n= d acos p /Z 3=76.615mnX cos11 o/25=3.01mm按表 8-23，取 m=3.5mm(3) 計算傳動尺寸中心距為a 2= m(Za + Z4)/2cos p =3.5 X (25 + 82)mm/(2 Xcos11o)=190.75mm圓整，取a2=190mm則螺旋角為P =arccos m n(Za + 乙)/2a 2= arcos3.5 X (25 + 82)mm/(2 X 190)=9.76 因P與初選值相差較大，故對與P有關的參數進行修正，由圖9- 2查得節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.46，則端面重合度為& a=1.88 - 3.2(1/ Z 3+ 1/ Z 4)cos P =1.88 - 3.2(1/ 25 + 1/ 82)cos9.76。二侮軸向重合度為 p =0.318 9 d Zatan P =0.318 X 1.1 X 25X tan9.76 o=1.50 由圖8-3查得重合度系數 乙=0.77,由圖11-2查得螺旋角系 數 Zp=0.9911/ad at三2KT3/ 9 dX (u + 1)/u X (ZeZhZcZp/ S h):2 X 1.43 X 229810/1.1 X (3.26 + 1)/3.26 X (189.8 X2.46 X 0.77 X 0.991/468) : 1/3mm=76.77mm因 V=n datnJ (60X 1000) =n X 76.77 X 130.9/ (60X 1000) m/s=0.53m/s,由圖8-6查得動載荷系數 K/=1.07, K值不變m n= d acos P /Za=76.77mnX cos9.76 o/25=3.03mm按表8-23，取m=3.5mm則中心距為a 2= m(Za + 乙)/2cosP =3.5 X (25 + 82)mm/(2 Xocos9.76 )=190mmK=1.43d1t = 76.77mmm=3.5mma1=190mm則螺旋角修正為P =arccos m n(Za + 乙)/2a= arcos3.5 X (25 + 82)mm/(2P =9.76oX 190)=9.76 修正完畢，故d3=88.785mm d4=291.215mm b4=98mm b3=105mmd 3= mn乙/cos B =3.5 X 25/ cos9.76 mm=88.785mmd 4= mnZMcos B =3.5 X 82/ cos9.76 omm=291.215mm b= dd3=1.1 X 88.785mm=97.66mm取 b4=98mm b 3=b+ (5 10)mm取 b3=105mm4.校核齒根齒根彎曲疲勞強度條件為彎曲疲勞強Z F=2KT/bmnd3X WYYeYb 三Z f度(4) K、T3、m和 d3 同前(5) 齒寬 b= b 3=98mm(6)齒形系數Y3和應力修止糸數 Yso當里齒數為Zv3=Z7(cos B ) 3=25/(cos9.76 o) 3=26.1Zv4=Z7(cos B ) 3=82/(cos9.76 o) 3=85.7由圖8-8查得Yf3=2.6 , *4=2.25，由圖 8-9 查得 Ys3=1.59 ,Ys4=1.79(4) 由圖8-10查得重合度系數Ye =0.701(5) 由圖11-3查得螺旋角系數Yb=0.92(6) 許用彎曲應力【Z 】F=Yn Z FLim/S F由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應力為Z FLim3=215MPa,ZFLim4=170MPa由圖8-11查得壽命系數 Yn3= Yn4=1,由表8-20查得安全系數Sf=1.25，故滿足齒根彎曲?！綵】F3=Yn3ZFLim3/S F=1X勞強度215/1.25MPa=172MPa【Z】F4=Yn4ZFLim4/S F=1X170/1.25MPa=136MPaZ F3=2KT/bmnd3 X YF3Ys3Ye Yb =2X 1.43 X 229810/ ( 98 X 3.5X88.785) X 2.6 X 1.59 X 0.705 X 0.92MPa=57.87MP<a Z f3 Z F4= Z f3Yf4Ys4/Yf3Ys3=57.87 X 2.25 X 1.79/(2.6 1.59)MPa=56.38MPa< Z f4X5.計算齒輪端面模數 mt=m/cos B =3.5/cos9.76 omm=3.55140mmm=3.55140mm傳動其他幾齒頂咼 h a=*h a m=1 X 3.5mm=3.5mmha=3.5mm何尺寸齒根高 h f=(h a* + c*)mn=(1 + 0.25) X 3.5mm=4.375mmhf=4.375mm全齒高 h= ha+ h f=3.5mm+ 4.375mm=7.875mmh=7.875mm頂隙 c=c齒頂圓直徑為Qm=0.25 X 3.5mm=0.875mmc=0.875mmda3=d3+ 2ha=88.785mn+ 2 X 3.5mm=95.785mmda3=95.785mmda4=d4+ 2ha=291.215mn+ 2X 3.5mm=298.215mmda4=298.215mm齒根圓直徑為df3=d3 2hf=88.785mm- 2 X 4.375mm=80.035mmdf3=80.035mmdf4=d4 2hf=291.215mn 2X 4.375mm=282.465mmdf4=282.465mm三、斜齒圓柱齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設計和校核、鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校 核提供數據，其計算見表。計算項目計算及說明計算結果1.高速級齒 輪傳動的作 用力(1 )已知條件 高速軸傳遞的轉矩 Ti=54380N mm轉速 ni=576r/min,高速級齒輪的螺旋角B =14.362,小齒輪左旋，大 齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑 d1=59.355mm(2)齒輪1的作用力圓周力為Ft1=2T1/d 1=2 X 54380/59.355N=1832.4N其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為Fr1=Ft1 ta nan/cosB=1832.4Xtan20o/cos14.362 oN=688.4N其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心軸向力為Fa1= Ft1tan B =1832.4 X tan 14.362 N=469.2N其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四Ft1=1832.4NFr1=688.4NFa1=469.2N指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向 法向力為Fm=1/cosa ncos B =1832.4/(cos20 X cos14.362 o)N=2012.9N(3)齒輪2的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用方向相反Fm=2012.9N2低速級齒 輪傳動的作 用力(1 )已知條件中間軸傳遞的轉矩T2=229810N mm轉速n2=130.9r/min,低速級齒輪的螺旋角B =9.76。為使齒輪3的 軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右 旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑 da=88.785mm齒輪3的作用力圓周力為Ft3=2T7d 3=2X 229810/88.785N=5176.8N其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為Fra=Ftatanan/cos B =5176.8 Xtan20/cos9.76 N=1911。9N其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心軸向力為Fa3= Ftatan B =5176.8 X tan9.76 N=890.5N其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向 法向力為Fn3=F3/cosa ncosB=5176.8/(cos20 Xcos9.76 o)N=5589.9N(3)齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應 的力大小相等，作用方向相反Ft3=5176.8N Fr3 = 1911。9 NFa3=890.5NFn3=5589.9N四、軸的設計計算4.1中間軸的設計計算 中間軸的設計計算見下表計算項目計算及說明1.已知條件中間軸傳遞的功率 R=3.15KW轉速n2=130.9r/min,齒輪分度 圓直徑 d2=260.645mm,d=88.785mm,齒 輪寬度 b2=66mm,b=105mm2.選擇軸的 材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由 表8-26選用的材料45鋼，調質處理45鋼，調質處理3.初算軸徑查表9-8得c=106135,考慮軸端不承受轉矩，只承受少量 的彎矩，故取較小值c=110,則dmin=c(P2/n2)1/3=110X (3.15/130.9) 1/3mm=31.76mmdmin=31.76mm4.結構設計軸的結構構想如下圖4-1(1) 軸承部件的結構設計軸不長，故軸承采用兩端固定方式，然后，按軸上零件的安裝順序，從dmin開始設計(2) 軸承的選擇與軸段及軸段的設計該軸段上安裝 軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪有 軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段、上安裝 軸承，其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。暫取軸 承為7207C,經過驗算，軸承7207C的壽命不滿足減速器的預 期壽命要求，則改變直徑系列，取 7210C進行設計計算，由 表11-9得軸承內徑d=50mm外徑D=90mm寬度B=20mm定位 軸肩直徑da=57mm外徑定位直徑B=83mm對軸的力作用點與 外圈大端面的距離aa=19.4mm故 d1=50mm通常一根軸上的兩 個軸承取相同型號，則 ds=50mm(3)軸段和軸段的設計軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2,為便于齒輪的安裝，d2和d4應分別 略大于d1和d5，可初疋d2=d4=52mm齒輪2輪轂寬度范圍為(1.21.5 ) d2=62.478mm取其輪 轂寬度與齒輪寬度b2=66mm相等，左端米用軸肩定位，右端 米用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，米用實心式，取 其輪轂寬度與齒輪寬度ba=105mm目等，其右端米用軸肩定位， 左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸端 和軸端的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故L2=102mmL4=64mm(4)軸端該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高 度范圍為(0.070.1 ) d2=3.645.2mm,取其咼度為h=5mm, 故 da=62mm齒輪3左端面與箱體內壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內 壁距離均取為 1=10mm齒輪2與齒輪3的距離初定為 3=10mm則箱體內壁之間的距離為Bx=2A 1+ 3 + ba + ( +b2)/2=(2 X 10 + 10 + 105+ (75 + 66)/2)mm=205.5mm,取 A 3=10.5mm則箱體內壁距離為 B=206mm齒輪2的右端面與箱 體內壁的距離A 2= A 1+( b1 b2)/2=10 + (75 66)/2mm=14.5mm,則軸段 的長度為Ls= A 3=10.5mmd1=50mmds=50mmd2=d4=52mml_2=102mmL4=64mmds=62mmEX=206mm3=10.5mm(5)軸段及軸段的長度該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油漸 入軸承座，軸承內端面距箱體內壁的距離取為 =12m m中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為L i=B+ + 1 + 3mm=(2併 12+ 10+ 3)mm=45mm軸段的長度為L 5=B+ + 2+ 2mm=(2+ 12+ 14.5 + 2)mm=48.5mm(6)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大 端面的距離a3=19.4mm則由圖4-1可得軸的支點及受力點距 離為l 1=L1+ b3/2 a3 3mm=(4+ 105/2 19.4 3)mm=75.1mml 2=L3+ (b2+ b3)/2=10.5 + (66 + 105)/2=96mml 3=Lg+ bJ2 a3 3mm=(48.5+ 66/2 19.4 2)mm=60.1mnL1=45mml_5=48.5mm11=75.1mm12=96mm13=60.1mm15.鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分 別為鍵 16X 100GB/T1096-1990和鍵 16X 63GB/T1096-19906.軸的受力 分析(1) 畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖4-2b所示(2) 計算支撐反力 在水平面上為RlH=Fr2| 3 Fr3(| 2+ | 3) Fa2d2/2 Fa3d3/2/( I1+ l 2+ | 3)Rh=-1547.4N=688.4 X 60.1 1911.9 X (96 + 60.1) 890.5 X 88.785/2469.2 X 260.645/2/( 75.1+ 96+ 60.1)N=-1547.4NH= Fr2 Rh Fr3=688.4N + 1547.4N 1911.9N=323.9N 式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為R1V=F t3 (l 2+ l 3) + Ft2l 3】/( l1 + l 2+ l 3)=5176.8 X (96 + 60.1) + 1832.4 X 60.1/( 75.1+ 96 +60.1)=3971.6NRv= Fta + Ft2 Rv =5176.8N + 1832.4N 3971.6N=3037.6N 軸承1的總支撐反力為R1=V R1H2+ Rv2=V 1547.42+ 3971.6 2N=4262.4N軸承2的總支撐反力為R=V Rh2+ R>v2=V 323.92+ 3037.62N=3054.8N 畫彎矩圖 彎矩圖如圖4-2c、d和e所示 在水平面上，a-a剖面圖左側為Mh=RhI 1=-1547.4 X 75.1N mm=-116209.7N- mm a-a剖面圖右側為M aH= MaH+ Fa3da/2=-116209.7N mr+ 890.5 X 88.785/2N mm=-76678.2N mmb-b剖面圖右側為M3=323.9 X 60.1N mm=19466N mmMh= Mbh Fa2d2/2=19466.4N mr 469.2 X 260.645/2N mm=-41680.9N mm在垂直平面上為Mv=RvI 1=3971.6 X 75.1N mm=298267.2N mmMv=Rvl 3=3037.6 X 60.1N mm=182559.8N mmF2h=323.9NRv=3971.6NFk=3037.6NR=4262.4NF2=3054.8N合成彎矩，在a-a剖面左側為Ma=VMaH+ Mav=2116209.72+ 298267.22N mm=320106.3N mm a-a剖面右側為M a=VM 2aH+ Mav=276678.22+ 298267.22N mm=307965.7N mmb-b剖面左側為Ml=VMbH+ Mibv=V41680.92 + 182559.82N- mm=187257.5N mm b-b剖面右側為M b=VM 2bH+ Mbv=V 19466.42+ 182559.8務 mm=183594.7N mm 畫轉矩圖 轉矩圖如圖4-2f所示，T>229810 N - mmM=320106.3N mmMa=307965.7N -mmMb=187257.5N - mmMb=183594.7N -mm T2=229810 N mm7.校核軸的 強度雖然a-a剖面左側彎矩大，但a-a剖面右側除作用有彎矩外 還作用有轉矩，故a-a剖面兩側均有可能為危險剖面，故分 別計算a- a剖面的抗彎截面系數為32332Wn d 2/32 bt(d 2-1) /2d 2= n X 52 /32mm 16X 6(52 6)33/2 X 52mn=11843.8mm抗扭截面系數為3233W= n d2/16 bt(d 2 t) /2d 2= n X 52/16mm 16 X 6(52 6)2/2 X 52mii=25641.1mrha-a剖面左側彎曲應力為Z b=M/W=320106.3/11843.8MPa=27.0MPaa-a剖面右側彎曲應力為Z b=M a/W=307965.7/11843.8MPa=26.0MPa扭剪應力為n =T2/WT=229810/25641.1MPa=9.0MPa按彎矩合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩 按脈動循環(huán)處理，故取折合系數 a =0.6，則當量應力為Z e=V Z b + 4( a n ) =v26.0 + 4 X (0.6 X 9.0) MPa=28.2MPaZ e > Z b,故a-a剖面右側為危險截面由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限Z B=650MPa由表 8-32查得軸的許用彎曲應力【Z -ib】=60MPa, Z e< Z旳， 強度滿足要求軸的強度滿足要求8.校核鍵連 接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為Z p=4T7d 4hl=4 X 229810/52 X 10X (63 16)MPa=37.6MPa 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-33查得【Z】p=125 150MPa, Z p<【Z】p,強度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度要求也足夠鍵連接的強度要 求也足夠9.校核軸承 壽命(1 )計算軸承的軸向力由表11-9 查7210C=42800N,C=32000N.由表 9-10 查得 7210C軸承內部軸 向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為S1=0.4R1=0.4 X 4262.4N=1705.0NS2=0.4R2=0.4 X 3054.8N=1221.9N外部軸向力 A=F3 Fa2=890.5N 469.2N=421.3N,各軸向力方 向如圖4-3所示S2+ A=1221.9N+ 421.3N=1643.2N v Si則兩軸承的軸向力分別為Fai=S=1705.0NFa2=S A=1705.0N 421.3N=1283.7N因Ri> R, Fai> Fa2,故只需校核軸承1的壽命(2 )計算軸承1的當量動載荷由Fal/0=1705.0/32000=0.053 ,查得 11-9 得 e=0.43,因 Fai/ Ri=1705.0/4262.4=0.4 < e,故 X=1, Y=0,則當量動載荷為P=XR 1+ YRf1 X 4262.4N + 0X 1705.0N=4262.4N 校核軸承壽命 軸承在100oC以下工作，查表 8-34得 fT=1.對于減速器，查得8-35得載荷系數fP=1.5 軸承1的壽命為L h=106/(60n 2)f /(f pP) 3=106/(60 X 130.9)1X42800/(1.5 X 4262.4) 3h=38195h減速器預期壽命為L h=2X 8X 250X 8h=32000hLh> L h,故軸承壽命足夠軸承壽命滿足要求4.2高速軸的設計計算 咼速軸的設計計算見下表計算項目計算及說明1.已知條件高速軸傳遞的功率 R=3.28KW轉速n1=576r/min，小齒輪分 度圓直徑d1=59.355mm,齒輪寬度b1=75mm.2.選擇軸的 材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由 表8-26選用的材料45鋼，調質處理45鋼，調質處理3.初算軸徑查表9-8得c=106135,考慮軸端即承受轉矩，又承受彎矩， 故取較小值c=120,則dmin=c(P1/n 1)1/3=120X (3.28/576) 1/3mm=21.43mm軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%軸端最細處直徑為d 1 > 21.43mm+ 21.43 X (0.03 0.05)mm=22.07 22.5mm取 dmin=23mmdmin=23mm4.結構設計軸的結構構想如圖4-4(1) 軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承 米用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處 開始設計(2) 軸段 軸段上安裝帶輪，此段軸的設計應與帶輪 輪轂軸孔的設計同步進行。根據第三步初算的結果，考慮到 如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預期 壽命的要求，初定軸段的軸徑 d1=30mm帶輪輪轂的寬度為(1.5 2.0 ) d1= (1.5 2.0 )X 30mm=45nr60mm結合帶輪 結構L帶輪=4256mm取帶輪輪轂的寬度L帶輪=50mm軸段 的長度略小于