雙圓弧齒輪減速器設(shè)計(jì)

本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 題 目： 抽油機(jī) 用 53 型 雙圓弧齒輪 減速器設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名： xxx 系 別： 機(jī)電工程系 專(zhuān)業(yè)年級(jí)： 2007級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 指導(dǎo)教師： xxx 2011 年 6 月 16 日中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 摘要 本文 在對(duì) 我國(guó) 油田抽油機(jī)用減速器 現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì) 充分調(diào)研的基礎(chǔ)上 ， 完成了對(duì)游梁式抽油機(jī) 53 型雙圓弧齒輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算，其中包括驅(qū)動(dòng)裝置的選擇、總傳動(dòng)比的設(shè)定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配、 各軸動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)和各級(jí)傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算，并結(jié)合設(shè)計(jì)對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了動(dòng)態(tài)校正和強(qiáng)度校核。用 CAXA繪制二維裝配圖 ,Autodesk Inventor 繪制三維圖 ,最終設(shè)計(jì)出符合要求的齒輪減速器 關(guān)鍵字： 雙圓弧齒輪；減速器；強(qiáng)度校核； 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） ABSTRACT This paper expounds the present situation and development of gear reducer trend .Focusing on the beam pumping unit double-arced gear reducer 53 type design calculation, including drives choice total ratio setting and the distribution of transmission ratio at all levels, gear transmission design and various design and calculation of the drive shaft ,and according to the design of the system dynamic correction and strength check. Using CAXA Autodesk Inventor assembly drawing two-dinensionnal drawing drawing three-dimensional graph, finally designed to meet the requirements of gear reducer. key words: Double-arc gears； Reducer； Strength check. 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 目錄 第 1 章 概述 . 1 1.1 減速器研究的目的和意義 . 1 1.2 齒輪減速器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì) . 1 1.3 課題研究的內(nèi)容 . 3 1.4 進(jìn)度安排 . 3 第 2 章 傳動(dòng)方案的擬定 . 5 2.1 傳動(dòng)方案的選擇 . 5 2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 . 7 2.3 總傳動(dòng)比確定及各級(jí)傳動(dòng)比分配 . 9 2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) . 9 第 3 章 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)及計(jì)算 . 11 3.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) . 11 3.2 低速 級(jí) 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) . 18 第 4 章 軸及其輔助零件的設(shè)計(jì)與計(jì)算 . 25 4.1 軸的設(shè)計(jì) . 25 4.2 軸承的選擇與校核 . 33 4.3 鍵連接的選擇與校核計(jì)算 . 35 4.4 減速器附件設(shè)計(jì)及潤(rùn)滑密封 . 37 第 5 章 減速器的二維裝配圖與三維設(shè)計(jì)圖 . 40 第 6 章 結(jié)論 . 48 總 結(jié) . 49 致謝 . 51 參考文獻(xiàn) . 52 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 1 第 1章 概述 1.1 減速器研究的目的和意義 A 通過(guò)設(shè)計(jì)熟悉機(jī)器的具體操作，增強(qiáng)感性認(rèn)識(shí)和社會(huì)適應(yīng)能力，進(jìn)一步鞏固，深化已學(xué)過(guò)的理論知識(shí)，提高綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)發(fā)現(xiàn)問(wèn)題，解決問(wèn)題的能力。 B 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握通用機(jī)械零件，機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)原理和過(guò)程。 C 對(duì)所學(xué)技能的訓(xùn)練，例如：計(jì)算 繪圖，查閱設(shè)計(jì)資料和手冊(cè)，運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等。 D 學(xué)會(huì)運(yùn)用多種手段工具解決問(wèn)題，如：在本 設(shè)計(jì)中可選擇 CAD 等制圖工具。 通過(guò)設(shè)計(jì)，提高分析問(wèn)題解決問(wèn)題的能力。通過(guò)設(shè)計(jì)加深了對(duì)所學(xué)知識(shí)的認(rèn)識(shí)和理解，為進(jìn)一步開(kāi)拓專(zhuān)業(yè)知識(shí)創(chuàng)造條件，鍛煉了動(dòng)手動(dòng)腦的能力，通過(guò)實(shí)踐運(yùn)用鞏固了所學(xué)知識(shí)，加深了解其基本原理。 1.2 齒輪減速器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì) 減速器是用于原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立的傳動(dòng)裝置。用來(lái)降低轉(zhuǎn)速和增大扭矩，以滿(mǎn)足工作的需要。在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用很廣泛。具有品種多，批量小更新?lián)Q代快的特點(diǎn)。圓柱齒輪減速器具有體積小，重量輕，承載能力大，傳動(dòng)平穩(wěn)，效率高，所配電機(jī)范圍廣等特點(diǎn)，可廣泛用于各行業(yè)需要減速的設(shè)備 上。當(dāng)今的減速器正向大功率，大傳動(dòng)比，小體積，高機(jī)械效率以及使用壽命長(zhǎng)的方向發(fā)展。我國(guó)減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢(shì)是向六高 二低，二化方面發(fā)展。六高既高承載能力，高齒面硬度，搞速度，搞精度。高可靠性和高傳動(dòng)效率。二低是低噪聲，低成本；二化是標(biāo)準(zhǔn)化多樣化，在現(xiàn)在機(jī)械中應(yīng)用極為廣泛。 20 世紀(jì) 70 年代末以來(lái)，減速器技術(shù)有了很大發(fā)展。產(chǎn)品發(fā)展的總趨勢(shì)是小型化、高速化、低噪聲和高可靠性；技術(shù)發(fā)展中最引人注目的是硬齒面技術(shù)、功率分支技術(shù)和模塊化設(shè)計(jì)技術(shù)。 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 2 到 80 年代，國(guó)外硬齒面技術(shù)已日趨成熟。采用優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件、滲碳淬 火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于 ISO1328-1975 的 6 級(jí)，綜合承載能力為中硬齒面調(diào)質(zhì)齒輪的3 4 倍，為軟齒面齒輪的 4 5 倍。一個(gè)中等規(guī)格的硬齒面減速器的重量?jī)H為中硬齒面減速器的 1/3 左右，且噪聲低、效率高、可靠性高。 對(duì)通用減速器而言，除普遍采用硬齒面技術(shù)外，模塊化設(shè)計(jì)技術(shù)已成為其發(fā)展的一個(gè)主要方向。它旨在追求高性能的同時(shí)，即可能減少零部件及毛坯的品種規(guī)格和數(shù)量，以便于組織生產(chǎn)，形成批量，降低成本，獲得規(guī)模效益。同時(shí)，利用基本零件，增加產(chǎn)品的型式和花樣，盡可能多地開(kāi)發(fā)使用地變型設(shè)計(jì)或派生系列產(chǎn)品，如由一 個(gè)通用系列派生出多個(gè)專(zhuān)用系列；擺脫了傳統(tǒng)單一有底座實(shí)心軸輸出安裝方式，增添了空心軸輸出的無(wú)底座懸掛式、多方位安裝面等不同型式，擴(kuò)大了使用范圍。 改革開(kāi)放以來(lái)，我國(guó)陸續(xù)引進(jìn)先進(jìn)加工裝備，通過(guò)引進(jìn)、吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)和科研攻關(guān)，開(kāi)始掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的設(shè)計(jì)制造技術(shù)。材料和熱處理質(zhì)量級(jí)齒輪加工精度都有較大提高，通用圓柱齒輪的制造精度可以從 JB179 60 的 8 9級(jí)提高到 GB10095 88 的 6 級(jí)，高速齒輪的制造精度可穩(wěn)定在 4 5 級(jí)。目前我國(guó)已可設(shè)計(jì)制造 2800kW 的水泥磨減速器、 1700mm 軋鋼機(jī)各種 齒輪減速器。各種棒、線(xiàn)材軋機(jī)用減速器已全部采用硬齒面。我國(guó)自行設(shè)計(jì)制造的高速齒輪裝置的功率已達(dá)44000kW，齒輪圓周速度達(dá) 168m/s。 80 年代末至 90 年代初，我國(guó)相繼制訂了近 100 個(gè)齒輪和蝸桿減速器的標(biāo)準(zhǔn)，研制了許多新型減速器，大體上實(shí)現(xiàn)了通用減速器的更新?lián)Q代。許多產(chǎn)品達(dá)到了 80 年代的國(guó)際水平。部分減速器采用硬齒面厚，體積和重量明顯減小，承載能力用壽命、傳動(dòng)效率和可靠性有了大幅度提高，對(duì)節(jié)能和提高主機(jī)的總體水平起到明顯的作用，為發(fā)展我國(guó)的機(jī)械產(chǎn)品做出了貢獻(xiàn)。 進(jìn)入 90 年代中后期，國(guó)外又陸續(xù)推出了更新?lián)Q 代的減速器，不但更突出了模塊化設(shè)計(jì)的杰特點(diǎn)，而且，在承載能力、總體水平，外觀質(zhì)量方面又有明顯提高。研究、開(kāi)發(fā)、推廣成本較低而承載能力又能接近硬齒面的中硬齒面滾齒的新齒形和新結(jié)構(gòu)。國(guó)內(nèi)多年來(lái)使用行之有效的雙圓弧齒輪、三環(huán)減速器和已成功應(yīng)用的點(diǎn)線(xiàn)捏合齒輪等技術(shù)、應(yīng)不斷完善，大力推廣 10。 隨著齒輪的幾何形狀，材質(zhì)和加工過(guò)工藝的改變，使得齒輪不斷發(fā)展。目前，齒中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 3 輪傳動(dòng)仍是各類(lèi)機(jī)械中應(yīng)用最為廣乏的漸 開(kāi)線(xiàn)齒輪傳遞的功率已經(jīng)達(dá)到十幾萬(wàn)馬力，齒輪的圓周速度達(dá) 200m/s,最大直徑可達(dá)數(shù)十米。隨著生產(chǎn)的發(fā)展，對(duì)重在高速 大功率的齒輪提出了更高的要求，而外嚙合的漸開(kāi)線(xiàn)齒輪由于傳動(dòng)是凸齒廓對(duì)凹齒廓，要降低接觸應(yīng)力就必須增大齒面的曲率半徑，勢(shì)必要增大齒輪的直徑，很難達(dá)到體積小的要求。再則漸開(kāi)線(xiàn)齒輪的傳動(dòng)效率不夠高看看，這對(duì)于建構(gòu)緊湊的大功率，高效能傳動(dòng)在散熱問(wèn)題上造成很大的困難。因此雙圓弧齒輪得到應(yīng)用來(lái)降低齒面接觸應(yīng)力，提高傳動(dòng)效率。 1956 年諾維科夫提出了圓弧齒輪。圓弧齒輪沿齒長(zhǎng)方向齒面的相對(duì)曲率半徑很大，在同樣的參數(shù)條件下，當(dāng)齒輪 的螺旋角 35 10 時(shí)，圓弧齒輪的齒面相對(duì)曲率半徑比漸 開(kāi)線(xiàn)斜齒輪大十幾倍到二百多倍。圓弧齒輪齒面由初始的點(diǎn)接觸，到飽和后的線(xiàn)接觸，當(dāng)其受載變形后，又變?yōu)榫植康拿娼佑|。因此，齒面接觸應(yīng)力大幅度地降低，齒面承載能力大為提高。 1.3 課題研究的內(nèi)容 減速器的設(shè)計(jì)包括： （ 1）傳動(dòng)方案的分析和擬定，選擇正確合理的傳動(dòng)方案； （ 2）電動(dòng)機(jī)的選擇，選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形式，確定電動(dòng)機(jī)的容量，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 （ 3）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 -計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速功率以及扭矩； （ 4）傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 -外部傳動(dòng)零件和內(nèi)部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)和計(jì)算； （ 5）軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 及校核，軸承連接件潤(rùn)滑密封的選擇和校核； （ 6）箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算； 1.4 進(jìn)度安排 3月 1號(hào) -3月 18號(hào) 搜集閱讀參考資料，確定傳動(dòng)方案，畫(huà)圖傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖，熟悉制圖軟件，提交開(kāi)題報(bào)告； 3月 19號(hào) -3月 29號(hào) 選擇電動(dòng)機(jī)，進(jìn)行傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算； 4月 1號(hào) -5月 1號(hào) 傳動(dòng)系統(tǒng)中的傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算； 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 4 5月 2號(hào) -5月 10號(hào) 繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖； 5月 11號(hào) -5月 25號(hào) 繪制減速器箱體零件圖、齒輪及軸的零件圖及三維實(shí)體圖； 5月 25號(hào) -6月 15號(hào) 檢查論文，準(zhǔn)備答辯； 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 5 第 2 章 傳動(dòng)方案的擬定 2.1 傳動(dòng)方案的選擇 抽油機(jī)減速器是一種承受重復(fù)交變載荷、長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)的減速裝置。減速器常用的分布方案有展開(kāi)式，同軸式，分流式以及對(duì)稱(chēng)分流式，現(xiàn)分別對(duì)四種方案加以對(duì)比分析。 （ 1） 對(duì)稱(chēng)分流式 （圖 2-1） 圖 2-1傳動(dòng)方案 1示意圖 該方案結(jié)構(gòu)復(fù)雜，由于齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱(chēng)布置，與展開(kāi)式相比載荷沿齒寬分布較均勻，軸承受載較均勻。中間軸危險(xiǎn)截面上的轉(zhuǎn)矩只想當(dāng)于軸所傳遞轉(zhuǎn)矩的一半，使用與變載荷的場(chǎng)合。與分流式相比，輸出軸危險(xiǎn)截面上的轉(zhuǎn)矩是軸所傳遞轉(zhuǎn)矩的一半。 （ 2） 分流式 （圖 2-2） 圖 2-2傳動(dòng)方案 2示意圖 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 6 該方案結(jié)構(gòu)復(fù)雜，由于齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱(chēng)布置，與展開(kāi)式相比載荷沿齒寬分布較均勻，軸承受載較均勻。中間軸危險(xiǎn)截面上的轉(zhuǎn)矩只想當(dāng)于軸所傳遞轉(zhuǎn)矩的一半，使用與變載荷的場(chǎng)合。 （ 3） 展開(kāi)式 （圖 2-3） 圖 2-3 傳動(dòng)方案 3 示意圖 該 方案結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承的位置不固定，因此要求軸有交大的剛度。高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和在載荷作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分互相抵消，以減緩沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。用于載荷比較平衡 的場(chǎng)合。 （ 4） 同軸式 （ 2-4） 圖 2-4 傳動(dòng)方案 4 示意圖 該方案減速器的橫向尺寸較小，兩對(duì)齒輪侵入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長(zhǎng)，剛度差，沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難于充分利用。 抽油機(jī)減速器是一種承受重復(fù)交變載荷、長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)的減速裝置。抽油機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，電動(dòng)機(jī) 1 皮帶 2 將動(dòng)力傳入減速器 3，在輸出端帶動(dòng)曲柄工作。由于抽油機(jī)工作時(shí)的載荷變化大，傳動(dòng)系統(tǒng)中采用兩級(jí)對(duì)稱(chēng)分流式雙圓弧圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)，中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 7 高速級(jí)齒輪相對(duì)于軸承位置對(duì)稱(chēng)，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級(jí)和低速級(jí) 均為人字齒雙圓弧圓柱齒輪傳動(dòng)。通過(guò)比較知選擇傳動(dòng)方案 1 如圖 2-1； 2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 2.2.1 選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型 按已知工作條件和要求，選用 Y 系列一般用途的三相異步電動(dòng)機(jī) 2.2.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量 （ 1）減速器輸出功率wP wP= w6Tn9.55 10出 （2 -1） 由公式（ 2-1）得 wP= 27.749kw 抽油機(jī)輸出轉(zhuǎn)速wn等于抽油機(jī)的沖程 wn=5r/min （ 2） 電動(dòng)機(jī)至減速器之間傳動(dòng)裝置的總效率為 321 2 3 （ 2-2） 1 ， 2 ， 3 分別為皮帶 ，軸承及齒輪傳動(dòng)的效率， 1 2 30 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 7 ； ， ， 由公式（ 2-2）得 3 2 3 21 2 3 0 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 6 = 0 . 8 3 2 7 （ 3） 確定電動(dòng)機(jī)的額定功率edP wd Pp （ 2-3） 電動(dòng)機(jī)的輸出功率dP 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 8 可由公式 （ 2-3） 得到： 3 3 .3dP K W 選定電動(dòng)機(jī)的額定功 率 37edP KW 2.2.3 選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 抽油機(jī)的沖程 5wn r/min 該傳動(dòng)系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動(dòng)，查閱教材表 18-1 推薦傳動(dòng)比為23i ii=8 60，則總傳動(dòng)比可取 8 至 60 之間 則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 1dn =8 wn =8 57.32=458.56r/min 2dn =60 wn =60 57.32=3439.2r/min 可見(jiàn)同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min,1500r/min,3000r/min 的電動(dòng)機(jī)都符合 ,這里初選同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min,1500r/min,3000r/min 的三種電動(dòng)機(jī)進(jìn)行比較 ,由參考文獻(xiàn) 1中表 16-1 查得： 表 2-11 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定 功率 （ KW） 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n/(r/min) 堵 轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn) 矩額 定 轉(zhuǎn) 矩 最 大 轉(zhuǎn) 矩額 定 轉(zhuǎn) 矩 質(zhì)量/kg 同步 轉(zhuǎn)速 滿(mǎn)載 轉(zhuǎn)速 1 Y160M-2 37 3000 2930 2.0 2.2 200 2 Y160M-4 37 1500 1460 2.2 2.2 230 3 Y160L-6 37 1000 970 2.0 2.0 200 4 Y180L-8 37 750 740 1.7 2.0 220 由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量，價(jià)格以及總傳動(dòng)比，即 選定方案 4 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 9 2.3 總傳動(dòng)比確定及各級(jí)傳動(dòng)比分配 2.3.1 計(jì)算總傳動(dòng)比 由參考文獻(xiàn) 1中表 16-1 查得： 滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 740mn r/min 總傳動(dòng)比 /mwi n n=740/5=148 r/min 2.3.2 分配各級(jí)傳動(dòng)比 查閱參考文獻(xiàn) 1機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)中表 2-3 分配各級(jí)傳動(dòng)比； 取高速級(jí)的圓柱齒輪傳動(dòng)比23(1 .2 1 .3 )ii =6.10，則低速級(jí)的圓柱齒輪的傳動(dòng)比為3i4.78 2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)軸為電機(jī)軸 0，減速器高速級(jí)軸為軸 1，中速軸為軸 2 低速級(jí)軸為軸 3，則 0n= 740 r/min 011740 1 4 5 . 7 85 . 0 7 6nn i r/min 1222 3 .8 9nn i r/min 2335nn ir/min 2.4.2 按電動(dòng)機(jī)額定功率edP計(jì)算各軸輸入功率 11 3 3 . 3 0 . 9 6 3 1 . 9 7dP P K W 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 10 2 1 2 3 3 0 . 6 8P P K W 3 2 2 3 2 8 . 3 0P P K W 2.4.3 各軸轉(zhuǎn)矩 9550 PT n （ 2-4） 由公式（ 2-4）得 31113 1 . 9 79 5 5 0 9 5 5 0 2 . 0 9 4 1 01 4 5 . 7 8PT N mn 22 9550 2PT n 30.68/23.89 =12.26 310Nm 33339 5 5 0 9 5 5 0 ( 2 8 . 3 0 / 5 ) 5 3 . 9 1 0PT N mN 將軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)匯總于下表以備查用 ： 表 2-3 各軸動(dòng)力參數(shù) 軸名 功率 P（ kw） 轉(zhuǎn)矩 T（ N.mm） 轉(zhuǎn)速 n（ r/min） 傳動(dòng)比 i 效率 電機(jī)軸 33.30 60.43 10 740 5.0 0.96 輸入軸 31.97 2.10 610 145.78 6.10 0.94 中間軸 30.68 12.26 610 23.89 4.78 0.94 輸出軸 28.30 53.9 610 5.00 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 11 第 3 章 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)及計(jì)算 3.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.1.1 選擇材料、精度及參數(shù) （ 1） 按圖 2-1 所示傳動(dòng)方案，選用圓弧圓柱齒輪傳動(dòng) ； （ 2）抽油機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選 用 7 級(jí)精度 ； （ 3） 材料選擇。選擇 大 小齒輪材料為 45（調(diào)制） ； （ 4） 初選小齒輪齒數(shù)1 18Z ，則大齒輪齒數(shù)2Z6.10 18=109.8 取2 110；Z ； 采用人字齒；暫定 25 ；選取齒寬系數(shù) 0.5d ； 3.1.2 按抗彎曲疲勞強(qiáng)度初步確定齒輪模數(shù) （ 1）抽油機(jī)減速器屬于中等振 動(dòng) 暫取 K=1.7； （ 2）根據(jù)材料種類(lèi)及硬度確定齒輪的疲勞極限 由圖 3-39b1查得 ： 小齒輪 li m 1 525F M P a 由圖 3-39h1查得 ： 大齒輪 li m 2 410F M P a 由圖 3-40b1查得 ：li m 1 860H M P a 由圖 3-40h查得 ：li m 2 700H M P a v 3ZZ=cos （3 -1） -螺旋角 Z-齒數(shù) 由公式（ 3-1）得 ： 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 12 1v1 31ZZ = = 1 8 / 0 . 7 4 4 2 4 . 1 8c o s 查圖 3-35b1 F1Y =2.11 由公式（ 3-1）得 ： 2v2 3ZZ = = 1 1 0 / 0 . 7 4 4 1 4 7 . 7 7c o s3 3 5 b 時(shí)查 圖 F2Y =1.82 查圖 3-36b1 = 1 4 5 . 7 8 / 2 3 . 8 9 6 . 1 0 , 1 . 0 2 3Y 查表 3-141 2.053EY 查表 3-37b1 25Y =0.775 F li m N XFPF m i nYY= n （3 -2） 由公式（ 3-2）得 ： F l i m 1 N 1 X 1F P 1F m i nF l i m 2 N 2 X 2F P 2F m i nYY= = 5 2 5 1 1 / 1 . 6 3 2 8nYY= = 4 1 0 1 1 / 1 . 6 2 5 6nM P aM P a 計(jì)算式應(yīng)取（ 11/F FPY ）（ 22/F FPY ）中之大值代入計(jì)算 12 t a n()22a ZZ （3 -3） -單側(cè)齒寬的縱向重合度 a-齒寬系數(shù) 由公式（ 3-3）得 ： 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 13 12t a n t a n( ) ( 0 . 5 / 2 ) ( 1 8 1 1 0 ) 2 . 3 7 5 ；2 2 6 . 2 82 , 0 . 3 7 5 , K = 0 ；a ZZ 因 齒 端 修 薄 總的縱向重合度 2 = 2 . 3 7 5 2 = 4 . 7 5 人字齒單側(cè)齒寬承擔(dān)二分之一的載荷 3 31T 2 . 1 0 1 0T = = N . m = 1 . 0 5 1 0 N . m22 113 2 . 5 8n1m ( ) ( )2 E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ （3 -4） 由公式（ 3-4）得 113 2 . 5 8n11132 . 5 83nm ( ) ( )21 0 5 0 1 0 1 . 7 2 . 0 5 3 1 . 0 2 3 0 . 7 7 5 1 . 8 3 1()2 2 0 1 8 2 5 64 . 4m = 5E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ 取 3.1.3 確定齒輪傳動(dòng)參數(shù) 122 c o snm z za （ 3-5） 由公式（ 3-5）得 ： 12 4 1 8 1 1 0 3 5 3 . 0 8 4 ；2 c o s 2 c o s 2 5nm z za o 取 a=350mm 12a r c c o s 2nm z za （3 -6） 由公式（ 3-6）得 12 5 1 2 8a r c c o s a r c c o s 2 3 . 8 9 52 7 0 0nm z za 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 14 cos nzmd （3 -7） 由公式（ 3-7）得 11 1 8 5 9 0 / 0 . 9 1 4 3 9 8 . 4 3 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd m m 22 1 1 0 5 5 5 0 / 0 . 9 1 4 3 6 0 1 . 5 5 3c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd m m o sin nmb （3 -8） 由公式（ 3-8）得 2 . 3 7 5 3 . 1 4 1 5 2 9 . 8 4 4 9 2 . 1 1s i n s i n 2 3 . 8 9 5 0 . 4 0 5 0nmb m m o 取 b=100mm 3.1.4 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 查表 3-121，抽油機(jī)工作中等振動(dòng)， 1.5AK ； 60 1000dnv （3 -9） 由公式（ 3-9）得 11 3 . 1 4 1 9 8 . 4 3 6 1 4 5 . 7 8 0 . 7 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 查圖 3-311 vK = 1 . 0 27 級(jí) 精 度 時(shí) ， ； 查圖 3-321，d11b 1 0 0= = = 1 . 0 2 / K = 1 . 1 0d 9 8 . 4 3 6 ms ，； 查表 3-131，按七級(jí)精度，F(xiàn)2K =1.10； 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 15 查圖 3-36b1，u1 4 5 . 7 8u = = 6 . 1 0 Y = 1 . 0 2 32 3 . 8 9 時(shí) ， ； 查圖 3-37b1， = 2 3 . 8 9 5 Y = 0 . 7 6 5 ， ； 查圖 3-35b1，1V1 331 8 1 8Z = 2 3 . 5 6c o s ( 0 . 9 1 4 3 ) 0 . 7 6 4z ； F1Y =2.13 2V2 331 1 0 1 1 0Z = 1 4 3 . 9 8c o s ( 0 . 9 1 4 3 ) 0 . 7 6 4z ； F2Y =1.825 查表 3-141，鍛鋼 -球墨鑄鐵 0 . 1 4EE n dY = 2 . 5 0 3 M P aY = 1 K = 0齒 端 修 薄 ， ， ； 小齒輪的齒根應(yīng)力 10 . 8 6A V 1 2F2 . 8 51T K K K K= ( )2 E u F E n dF nY Y Y Y YK z m （3 -10） AK 使 用 系 數(shù) VK 動(dòng) 載 系 數(shù) 1 EK 載 荷 分 配 系 數(shù) Y 彎 曲 彈 性 系 數(shù) u FY 彎 曲 齒 數(shù) 比 系 數(shù) Y 齒 形 系 數(shù) 由公式（ 3-10）得 10 . 8 6A V 1 2F12 . 8 51T K K K K= ( )2 E u F E n dF nY Y Y Y YK z m 0 . 8 632 . 5 81 0 5 0 1 0 1 . 5 1 . 0 2 1 . 1 0 1 . 1 0 2 . 0 5 3 1 . 0 2 3 0 . 7 6 5 2 . 1 3 1 1 6 4 ；2 3 0 1 8 5 M P a 大齒輪的齒根應(yīng)力 為： 22111 . 8 2 51 6 4 1 4 0 . 52 . 1 3FFF FY M P aY 小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ： 7116 0 6 0 1 4 5 . 7 8 3 6 5 2 4 2 0 1 5 3 1 0N n t 大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ： 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 16 7 7121 5 3 1 0 2 5 . 1 1 06 . 1 0NN u 查圖 3-41a1， 6N 1 N 13 1 0 Y = Y =N ， 1 ； nX3 - 4 2 b 1 m 5 Y = 1查 圖 ， ， ； 安全系數(shù) F limFS= NXFYY （3 -11） 由公式（ 3-11）得 F l i m 1 1 1F11525S = 3 . 2164NXFYY F l i m 1 2 2F22410S = 2 . 9 21 4 0 . 5NXFYY 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度安全。 3.1.5 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 查表 3-131，2 1 . 3 9 ( )HK 按 七 級(jí) 精 度 ； 查表 3-141，鍛鋼 -球墨鑄鐵， 0 . 2 7EZ = 3 1 . 3 4 6 M P a ； 查圖 3-36b1，uu = 6 . 1 0 Z = 1 . 0 4 5， ； 查圖 3-37b1，當(dāng) = 2 3 . 8 9 5 Z = 0 . 5 8 ， ； 查圖 3-38b1得到： V 1 n a 1V 2 n a 2a 1 a 2aZ = 2 3 . 5 6 m = 5 Z = 0 . 9 9 2Z = 1 4 3 . 9 8 m = 5 Z = 0 . 9 6 3Z + ZZ = = 0 . 9 7 8 ；2， ， ；， ， ； 齒面接觸應(yīng)力 ： a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m （3 -12） 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 17 ZE -接觸彈性系數(shù) Zu -接觸齒數(shù)比系數(shù) Z -接觸螺旋角系數(shù) ZA -接觸弧長(zhǎng)系數(shù) 由公式（ 3-12）得 ： a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m 0 . 7 332 . 1 91 0 5 0 1 0 1 . 5 1 . 0 2 1 . 1 0 1 . 3 9 3 1 . 3 4 6 1 . 0 4 5 0 . 5 8 0 . 9 7 82 3 0 1 8 5 4= 1 . 2 5 1 0 0 . 0 3 = 3 7 5 M P a 查圖 3-41b1， 7N 5 1 0 1 ；N， Z 查圖 3-431，采用 320 號(hào)極壓工業(yè)齒輪油 240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ；Lv m m s Z 查圖 3-441， 0 . 7 5 0 . 7 5 1 . 6 9 / 0 . 7 62 3 . 8 9 5 0 . 4 4 3 0gVvv m st g t g ， Z 安全系數(shù) H l i m L VHHZ Z ZS= N （3 -13） ZN -接觸壽命系數(shù) Zl -潤(rùn)滑劑系數(shù) ZV -速度系數(shù) 由公式（ 3-13）得 ： H l i m 1 1 L VH1HZ Z Z 8 6 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 6S = = 1 . 8 9375N H l i m 2 2 L VH2HZ Z Z 7 0 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 6S = = 1 . 5 4375N 齒面接觸疲勞強(qiáng)度安全。 3.1.6 齒輪的幾何尺寸計(jì)算 法向模數(shù)n 1 2m = 5 Z = 1 8 Z = 1 1 0 = . 8 ；mm ， 齒 數(shù) ， ， 螺 旋 角 2 3 9 5 o 由公式得 小齒輪分度圓直徑 ： 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 18 1n1 Zm 1 8 5 9 0d = = = = 9 8 . 4 3 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5 0 . 9 1 4 3 mm o； 小齒輪齒頂圓直徑 ： a 1 1 ad = d + 2 h = 9 8 . 4 3 6 + 2 0 . 9 5 = 1 0 5 . 6 4 6 mm； 小齒輪齒根圓直徑 ： f 1 1d = d 2 h = 9 8 . 4 3 6 2 1 . 1 5 = 8 7 . 4 4 6f mm ； 大齒輪的分度圓直徑 ： 2n2 Zm 1 1 0 5 5 5 0d = = = = 6 0 1 . 6 1 9 m mc o s c o s 2 3 . 8 9 5 0 . 9 1 4 3 o； 大齒輪齒頂圓直徑 ： a 2 2 2d = d + 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 + 2 0 . 9 5 = 6 0 8 . 8 1 9 m m； 大齒輪齒根圓直徑 ： f 2 2d = d 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 2 1 . 1 5 = 5 9 2 . 8 1 9f mm ； 中心矩 12 5 1 8 1 1 0 3502 c o s 2 c o s 2 3 . 8 9 5nm z za m m o； 齒寬 100b mm 3.2 低速機(jī)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.2.1 選擇材料、精度及參數(shù) （ 1） 按圖（ 2-1）所示傳動(dòng)方案，選用人字齒圓柱齒輪傳動(dòng) （ 2） 抽油機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級(jí)精度（ GB10095-88） （ 3） 材料選擇。查圖表（ P191 表 10-1），選擇 大 小齒輪材料為 45 號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)） 。 （ 4） 初選小齒輪齒 數(shù)3 18Z ，則大齒輪齒數(shù)4 6 . 7 8 1 8 8 6 ；Z 取4 86Z ， 采用人字齒 ， 暫定 30 ， 選取齒寬系數(shù) 0.5d； 單側(cè)重合度 由公式（ 3-3）得 ： 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 19 12 0 . 5 3 01 8 8 6 2 . 3 9 2 , = 2 . 4 02 2 2 2 3 . 1 4 1a t g t gZZ o 取 3.2.2 按抗彎曲疲勞強(qiáng)度初步確定齒輪模數(shù) （ 1）抽油機(jī)減速器屬于中等振動(dòng) 暫取 K=1.7； （ 2）根據(jù)材料種類(lèi)及硬度確定齒輪的疲勞極限 由 有參考文獻(xiàn) 1圖 3-39b 查得 小齒輪 li m 1 525F M P a 由圖 3-39h 查得 ： 大齒輪 li m 2 410F M P a 由圖 3-40b 查得 ： li m 1 860H M P a 由圖 3-40h 查得 ： li m 2 700H M P a 由公式（ 3-1）得 ： 當(dāng)3v1 3ZZ = = 1 8 / 0 . 6 4 9 2 7 . 7 3c o s ，F(xiàn)1Y =2.06； 4v2 3ZZ = = 8 6 / 0 . 6 4 9 1 3 2 . 4c o s 時(shí)，F(xiàn)2Y =1.83； 查圖 3-36b 當(dāng) = 2 3 .8 9 / 4 .7 8 5 ， 1.025Y ； 查表 3-14 2.053EY ； 查表 3-37b 當(dāng) 30 o ， Y =0.805； 由公式（ 3-2）得 ： 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 20 F l i m 3 N 3 X 3F P 3F m i nF l i m 4 N 4 X 4F P 4F m i nYY= = 5 2 5 1 1 / 1 . 6 3 2 8nYY= = 4 1 0 1 1 / 1 . 6 2 5 6nM P aM P a 計(jì)算式應(yīng)?。?11/F FPY ）（ 22/F FPY ）中之大值代入計(jì)算 單側(cè)齒寬的縱向重合度 ， 由公式（ 3-3）得 ： 34t a n t a n( ) ( 0 . 5 / 2 ) ( 1 8 8 6 ) 3 . 3 7 5 , 3 , 0 . 3 7 52 2 6 . 2 8K = 0a ZZ 因 齒 端 修 薄 總的縱向重合度 2 = 2 . 3 7 5 2 = 4 . 7 5 ； 人字齒單側(cè)齒寬承擔(dān)二分之一的載荷 故 3 32T 1 2 . 2 6 1 0T = = N m = 6 . 1 3 1 0 N m22 由公式（ 3-4）得 113 2 . 5 8n11132 . 5 83nm ( ) ( )26 1 3 0 1 0 1 . 7 2 . 0 5 3 1 . 0 2 5 0 . 8 0 5 1 . 8 3 1( ) 8 . 32 3 0 1 8 2 5 6m = 8E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ 取 3.2.3 確定齒輪傳動(dòng)參數(shù) 中心距 由公式（ 3-5）得 34 5 1 8 8 6 4 8 0 . 3 7 02 c o s 2 c o s 3 0nm z za 取 a=480mm 由公式（ 3-6）得 34 5 1 0 4a r c c o s a r c c o s 2 9 . 9 2 62 9 6 0nm z za 由公式（ 3-7）得 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 21 33 1 8 8 1 4 4 / 0 . 8 6 6 7 1 6 6 . 1 4 7c o s c o s 2 9 . 9 2 6 4nzmd m m o 44 8 6 8 6 8 8 / 0 . 8 6 6 7 7 9 3 . 8 1 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd m m o 由公式（ 3-8）得 ： 2 . 3 9 3 . 1 4 1 8 6 0 . 0 6 1 2 0 . 3 3 8s i n s i n 2 9 . 9 2 6 0 . 4 9 8 9nmb m m o 取 b=100mm 3.2.4 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 查表 3-12，抽油機(jī)工作中等振動(dòng)， 1.5AK ； 由公式（ 3-9）得 ： 查圖 3-31， 31 3 . 1 4 1 1 6 6 . 1 4 7 0 . 2 0 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s ； 查圖 3-32，當(dāng)d13b 1 2 0= = = 0 . 7 2 2 K = 1 . 0 6d 1 6 6 . 1 4 7 時(shí) ，； vK = 1 . 0 07 級(jí) 精 度 時(shí) ， ； 查表 3-13，按七級(jí)精度，F(xiàn)2K =1.10； 查圖 3-36b，當(dāng)u1 4 5 . 7 8u = = 6 . 1 0 Y = 1 . 0 2 32 3 . 8 9 時(shí) ， ； 查圖 3-37b，當(dāng) = 2 9 . 9 2 6 Y = 0 . 8 0 時(shí) ， ； 由公式（ 3-1）得 ： 查圖 3-35b，當(dāng)3V3 331 8 1 8Z = 2 7 . 6 4 9 ,c o s ( 0 . 8 6 6 ) 0 . 6 5 1z F1Y =2.06； 當(dāng)4V4 338 6 1 1 0Z = 1 3 2 . 1 0 4 ,c o s ( 0 . 8 6 6 ) 0 . 6 5 1z ； F2Y =1.83； 查表 3-14，鍛鋼 -球墨鑄鐵 0 . 1 4EE n dY = 2 . 5 0 3 M P aY = 1 K = 0齒 端 修 薄 ， ， ； 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 22 小齒輪的齒根應(yīng)力 ， 由公式（ 3-10）得 ： 10 . 8 6A V 1 2F32 . 8 51T K K K K= ( )2 E u F E n dF nY Y Y Y YK z m 0 . 8 632 . 5 86 1 3 0 1 0 1 . 5 1 . 0 0 1 . 0 6 1 . 1 0 2 . 0 5 3 1 . 0 2 5 0 . 8 0 2 . 0 6 1 2142 3 0 1 8 8 M P a 大齒輪的齒根應(yīng)力 為 44331 . 8 2 31 6 4 1 9 02 . 0 6FFF FY M P aY 小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ： 7326 0 6 0 2 3 . 8 9 9 3 6 5 2 4 2 0 2 5 1 0N n t 大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ： 7 7342 5 1 0 5 . 3 1 04 . 7 8NN u 查圖 3-41a，當(dāng) 6N 1 N 13 1 0 Y = Y =N 時(shí) ， 1 ； nX3 - 4 2 b m 8 5 Y = 0 . 9 5查 圖 ， 當(dāng) 時(shí) ， ； 安全系數(shù) 由公式（ 3-11）得 ： F l i m 3 1 1F335 2 5 1 0 . 9 5S = 2 . 3 3 ；214NXFYY F l i m 3 2 2F444 1 0 0 . 9 5 1S = 2 . 0 5190NXFYY 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度安全。 3.2.5 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 查表 3-13，2 1 . 3 9 ( )HK 按 七 級(jí) 精 度 ； 查表 3-14，鍛鋼 -球墨鑄鐵， 0 . 2 7EZ = 3 0 . 5 8 4 M P a ； 查圖 3-36b，uu = 4 . 7 8 Z = 1 . 0 5 5當(dāng) 時(shí) ， ； 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 查圖 3-37b，當(dāng) = 2 9 . 9 2 6 Z = 0 . 6 6 時(shí) ， ； 查圖 3-38b，當(dāng) V 1 n a 1V 2 n a 2Z = 2 7 . 6 4 9 m = 8 m m Z = 0 . 9 9 6Z = 1 3 2 . 1 0 4 m = 8 m m Z = 0 . 9 6 2， 時(shí) ， ；， 時(shí) ， ； a 1 a 2aZ + ZZ = = 0 . 9 7 9 ；2 齒面接觸應(yīng)力 ， 由公式（ 3-12）得 a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m 0 . 7 332 . 1 96 1 3 0 1 0 1 . 5 1 . 0 5 1 . 0 6 1 . 3 9 3 0 . 5 8 4 1 . 0 5 5 0 . 6 6 0 . 9 7 9 5842 3 0 1 8 8 M P a 查圖 3-41b， 7N 5 1 0 1 ；N， Z 查圖 3-43，采用 320 號(hào)極壓工業(yè)齒輪油 240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ；Lv m m s Z 查圖 3-44， 0 . 2 0 7 7 0 . 2 0 7 7 0 . 3 6 1 / 0 . 7 7 ；2 9 . 9 2 6 0 . 5 7 6gVvv m st g t g ， Z 安全系數(shù) 由公式（ 3-13）得 H l i m 1 1 L VH1HZ Z Z 8 6 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 7S = = 1 . 3 ；5 4 8 . 5N H l i m 2 2 L VH2HZ Z Z 7 0 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 7S = = 1 . 2 ；5 4 8 . 5N 齒面接觸疲勞強(qiáng)度安全。 3.2.6 齒輪的幾何尺寸計(jì)算 法向模數(shù)n 1 2m = 8 Z = 1 8 Z = 8 6 = 2 9 . 9 2 6， 齒 數(shù) ， ， 螺 旋 角 。o 由公式得 小齒輪分度圓直徑 ： 3n3 Zm 1 8 8 1 4 4d = = = = 1 6 6 . 1 4 7 m m ；c o s c o s 2 3 .9 2 6 0 . 8 6 6 7 o 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 24 小齒輪齒頂圓直徑 ： a 3 3 ad = d + 2 h = 1 6 6 . 1 4 7 + 2 0 . 9 8 = 1 6 6 . 1 4 7 + 1 4 . 4 = 1 8 0 . 5 4 7 mm 小齒輪齒根圓直徑 ： f 3 3d = d 2 h = 1 6 6 . 1 4 7 2 1 . 1 8 = 1 4 8 . 5 4 7 ；f mm 大齒輪的分度圓直徑 ： 4n4 Zm 8 6 5 4 3 0d = = = = 7 9 3 . 8 1 5 m m ；c o s c o s 2 9 . 9 2 6 0 . 8 6 6 7 o 大齒輪齒頂圓直徑 ： a 4 4 2d = d + 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 + 2 0 . 9 8 = 8 0 8 . 2 1 5 m m ； 大齒輪齒根圓直徑 ： f 4 4d = d 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 2 1 . 1 8 = 7 7 6 . 2 1 5 ；f mm 中心矩 34 5 1 8 8 6 4802 c o s 2 c o s 2 9 . 9 2 6nm z za m m o； 齒寬 2 2 1 0 0b m m ； 空刀槽 40 ；l mm 小齒輪 3 采用齒輪軸結(jié)構(gòu) ， 小 齒輪 4 采用孔板式結(jié)構(gòu) ； 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 25 第 4 章 軸及其輔助零件的設(shè)計(jì)與計(jì)算 4.1 軸的設(shè)計(jì) 4.1.1 輸入軸的設(shè)計(jì) （ 1）已知數(shù)據(jù) 如下： 1P=31.97 kw ，1n=145.78r/min ，1T=2100Nm 1 /2TT=1050Nm （ 2）求作用在齒輪 1 上的力 3 4112 c o s 2 1 . 0 5 1 0 c o s 2 3 . 8 9 5 1 . 9 5 1 09 8 . 4 4 6tTFNd 4 311t a n 1 . 9 5 1 0 t a n 2 0 7 . 7 6 1 0c o s 0 . 9 1 4 3tnrF 4311 c o s 1 . 9 5 1 0 0 . 4 4 3 0 8 . 6 4 1 0atF F N 圖 4-1 高速軸齒輪受力圖 （ 3）初步確定軸的最小直徑 30 PdAn （ 4-1） 式中： P-功率 單位（ kw） n-轉(zhuǎn)速 單位（ r/min） 根據(jù)公式（ 4-1） ， 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 26 取 0A =112，得 ,131 m i n1PdAn112 63 2.10 10145.78mm=67.40mm 該軸直徑 d 100mm，有一個(gè)鍵槽，軸頸增大 3% 4%,安全起見(jiàn)，取軸頸增大 5% 則1 m i n 1 m i n1 . 0 5 1 . 0 5 6 7 . 4 0 7 0 . 7 7d d m m ，圓整后取 d1=70mm。 輸入軸的最小直徑是安裝帶輪處的直徑。 （ 4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) a 擬定軸上零件的裝配方案。 經(jīng)分析比較，選用如圖所示的裝配方案。 圖4 -2 高速軸裝配方案 b.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)聯(lián)軸器采用軸肩定位， I-II 段12d=70mm ，由式 h=（ 0.07-0.1） d ，取23d=72mm 。 初步選擇滾動(dòng)軸承。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 . 2)根據(jù)23d=72mm，查 GB276-89 初步取 0 組游隙， 0 級(jí)公差的深溝球 軸承 6015，其尺寸為 d D B=75mm 130mm 25mm ，故3 4 9 1 0 75d d m m 定位軸肩處，取45d=85，4 5 8 9 30l l m m，67 280l mm 3)由指導(dǎo)書(shū)表 4-1 知箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離1L =80mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為 68mm，到帶輪的距離為 80mm，則23 165l mm ，取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為1a=20mm，大齒輪 2 和 2， 與齒輪 3 之間的距離 c=30mm，滾動(dòng)軸中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 27 承 端 面 距 箱 體 內(nèi) 壁1S =10mm則3 4 1 2 5 1 0 2 0 5 5 m ml B S a ；4 5 8 9 30llmm c.軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位采用普通 C 型平鍵連接，按12 70d mm ，1- 2L = 200 m m， 查圖表（ P 表 6-1）選用鍵 b h l=20mm 12mm 100mm 。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位采用過(guò)渡配合來(lái)保證，選用直徑尺寸公差為 m6 d.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 C2，各軸肩處圓角半徑為 R2 4.2.1 中速軸的設(shè)計(jì) （ 1）已知數(shù)據(jù) 如下： 已知2 3 0 .6 3P K W，2 12260T N m，3 2 3 .8 9 / m i nnr （ 2）求作用在齒輪上的力 21ttFF=19KN ，21rrFF0.77KN，21aaFF8KN 23 332 c o s 2 1 2 2 6 0 c o s 2 9 . 9 2 6 1281 6 6 . 1 4 7 1 0tTF K Nd 33 t a n 1 2 8 t a n 2 0 4 6 . 6 5 3 . 5c o s c o s 2 9 . 9 2 6 0 . 8 6tnr FF K N K N 軸上力的方向如下圖 4-3所示 圖 4-3 中間軸受力圖 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 28 （ 3）初步確定軸的最小直徑 根據(jù)式（ 4-1）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取0A=112 ，得 332 m i n3 0 . 6 81 1 2 1 1 2 1 2 52 3 . 8 9pd m mn 該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為2mind=130mm， （ 4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) a.擬定軸上的傳動(dòng)方案 圖4 -4 中間軸的裝配方案 b.確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）根據(jù) 2 m in 130d m m ， 取12 130d mm ，軸承與齒輪 2 之間采用套筒定位，取2 3 5 6 140d d m m，齒輪 2 與齒輪 3 之間用軸肩定位 h=5mm，取3- 4d =150mm，34 30l mm ， 齒輪 3 采用軸肩定位，則45 30d mm ,由于軸環(huán)寬度 b 1.4h 軸 II 設(shè)計(jì) 3 240B mm 2280B B m m 2 -3 = 240m ml ； 2 3 2 3 3 4 2 8 0 3 0 2 4 0 2 3 0 2 1 0 8l B c B l ， 5 - 6 = 8 0 -2 = 7 8 m ml ； 2）初步選擇滾動(dòng)軸承 由于配對(duì)的斜齒輪相當(dāng)于人字齒，軸 II 相對(duì)于機(jī)座固定，則 III 軸應(yīng)兩端游動(dòng)支承，選取外 圈無(wú)擋邊圓柱滾子軸承，初步選取 0 組游隙， 0 級(jí)公差的 N 系列軸承N206，其尺寸為 d D B=130mm 230mm 40mm 。由于軸承內(nèi)圈不受軸向力，軸中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 29 端不受力， 選用凸緣式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為 60mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接 按3-4d =140mm ；2 -3d =80mm；2 80 ；B mm 查圖表（ P 表 6-1）取各鍵的尺寸為 II-III 段： b h L=25mm 14mm 70mm（使用一對(duì)） 滾動(dòng)軸承的周向定位靠過(guò)渡配合來(lái)保證，選公差為 m6 4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 C2， 各軸肩處的圓角半徑為 R2。 4.3.1 低速軸的設(shè)計(jì) （ 1）已知數(shù)據(jù) 如下： 已知3 28.30p kw ， 33 5 3 . 9 1 0 N mT ，3 5n r/min （ 2）求作用在軸上的力 43128ttF F K N 43 5 3 . 5rrF F K N （ 3）初步確定軸的最小直徑 按式（ 4-1）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼調(diào)質(zhì)處理。取0 112A ，于是得 3mind 112 3 2 8 .3 0 1985 mm 。該軸的最小直徑為安裝曲柄的直徑。 則軸的最小直徑3 m in 2 0 0 .d m m （ 4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) a擬定軸上零件的裝配方案。 選取如下圖 4-5 所示的 方案 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 30 圖4 -5 輸出軸裝配方案 b 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）取12 200d mm ，為了滿(mǎn)足曲柄的軸向定位要求，采用軸肩定位，由 h=（ 0.07-0.1）d，取23 220d mm ，曲柄擋圈緊固 2）初步選擇滾動(dòng)軸承 根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用 0 組游隙， 0 級(jí)公差的深溝球軸承 6348，其尺寸為 d D B=240mm 360mm 56mm 故3 - 4 6 - 7d = d 2 4 0 mm 3）軸承采用軸肩定位，取45d 2 7 0mm ，12 300l mm 4）根據(jù)軸頸查圖表（ P 表 15-2，指導(dǎo)書(shū)表 13-21）取安裝齒輪處軸段67 300d mm ，齒輪采用軸肩定位，根據(jù) h=（ 0.07-0.1） d，取 h=10mm，則56d 3 2 0mm ，軸環(huán)寬度b 1.4h=20mm，取56 20l mm 5）已知4 216B mm；取78 270d mm ， 78 164l mm （ S=4mm） 其他同上 6）根據(jù)軸 II，軸 III 的設(shè)計(jì)，取滾動(dòng)軸承與內(nèi)壁之間的距離 3S =10mm，則23l 3 2 2S a B c =100mm 56l 100mm c 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)67 300d mm ，中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 31 67 220l mm ；12 200d mm ；12 300l mm ； 6-7 段： b h L=56mm 32mm 140mm 1-2 段： b h L=45mm 25mm 180m 滾動(dòng)軸承與軸的周向定位靠過(guò)渡配合來(lái)保證，選用直徑尺寸公差為 m6 d 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角尺寸為 C2， 軸上圓角 R2。 （ 5）求軸上的載荷 軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖如下圖（ 4-6）所示，深溝球軸承 6248， 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見(jiàn)下圖）可以看出 Ft 作用處是危險(xiǎn)截面， 將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 ： 表 4-1 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F 12NH NHFF=26.75KN 12NV NVFF=64KN 彎矩 HM=8025N.m VM=21903 .Nm 總彎矩M M =23748 .Nm 扭矩 T 2 6 .5T KN m 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 32 圖4 -6 彎矩及扭矩圖 （ 6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 =0.6，軸的 計(jì)算應(yīng)力 22caMTW （4 -2） 由公式（ 4-2）得 2 2 2232 8 3 4 4 0 . 6 2 6 5 0 0363 . 1 4 0 . 232caMTM P aW 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查教科書(shū) 45 鋼 1=60MPa，因此ca 1 ， 故軸安全 。 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 33 4.2 軸承的選擇與校核 4.2.1 輸入軸軸承的選擇與 校核 （ 1）由 輸入軸的設(shè)計(jì)知，初步選用深溝球軸承 6015，由于受力對(duì)稱(chēng)，只需要計(jì)算一個(gè)。 2211r r tF F F （ 4-3） 其受力由公式（ 4-3）得 rF= 2 2 2 211 7 . 7 6 1 9 . 5 2 0 . 5rtF F K N aF=0， =3 ，轉(zhuǎn)速 n=145.78r/min 已知軸承的預(yù)計(jì)壽命為 hL=8760h （ 2）查軸承的當(dāng)量載荷 查 滾動(dòng)軸承樣本（指導(dǎo)書(shū)表 15-3）知深溝球軸承 6015 的基本額定 動(dòng)載荷 C=66KN，基本額定靜載荷0C=49.5KN （ 3）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P 因?yàn)閍F=0， 徑向載荷系數(shù) X=1， 軸向載荷系數(shù) Y=0， 因工作情況平穩(wěn)，按課本（ P 表 13-6），取pf=1.0 P X F Y Fp r af（ ） （ 4-4） 由公式（ 4-4）得 P X F Y F 1 . 0 1 . 0 2 0 . 5 0 2 0 . 5p r af K N （ ） （ 4）驗(yàn)算軸承壽命 61060hCLnP （ 4-5） 由公式（ 4-5）得 3661 0 1 0 6 6 0 0 06 0 6 0 1 4 5 . 7 8 2 0 5 0 0hhCLLnP 故所選用軸承滿(mǎn)足壽命要求。確定使用深溝球軸承 6015 中國(guó)石油大學(xué)勝利學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 34 4.2.2 中間軸上軸承的校核與計(jì)算 （ 1）計(jì)算軸承所有載荷 由軸 2的設(shè)計(jì)已知，初步選深溝球軸承 6226，由于受力對(duì)稱(chēng)，故只需要校核一個(gè)。其受力由公式（ 4-3）得 rF= 2 2 2 21 8 . 5 4 5 4 8rtF F K N 合 合 aF=0， =10/3， n=23.89r/min （ 2）查軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 （指導(dǎo)書(shū)表 15-5）知 6226的基本額定動(dòng)載荷 C 基本額定靜載荷0C （ 3）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P 因?yàn)?0aF，徑向載荷系數(shù) X=1，軸向載荷系數(shù) Y=0，因工作情況平穩(wěn)， 由公式（ 4-4）得 P=pf（ XrF+YaF） =48KN （ 4）驗(yàn)算軸承壽命 由公式（ 4-5）得 3661 0 1 0 2 7 0 0 06 0 6 0 8 7 . 4 3 7 0 6 . 4 6hCLnP h =73714h hL=72000h 故所選用軸承滿(mǎn)足壽命要求。確定使用深溝球軸承 6226。 4.2.3 輸出軸上的軸承選擇與計(jì)算 （ 1）計(jì)算軸承所受載荷 由輸出軸的設(shè)計(jì)知，初步選用深溝球軸承 6248，由于受力對(duì)稱(chēng)