機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器(17-A)

1、齊齊哈爾大學(xué)普通高等教育 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 題目題號(hào)： 兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器（17-A） 學(xué) 院： 機(jī)電工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)： 機(jī)電123 學(xué)生姓名： 王聰 指導(dǎo)教師： 張紅霞 成 績： 2014 年 12 月 23 日目 錄機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書.1一、緒論3二、傳動(dòng)方案的擬定及說明.4三、電動(dòng)機(jī)的選擇.4四、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).6五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì).7六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.24七、軸承的選用及壽命校核.33八、鍵的選用及壽命校核.37九、箱體及附件的設(shè)計(jì).38十、潤滑油的選擇與計(jì)算.41十一、附件的設(shè)計(jì)與選擇.42參考資料目錄 齊齊哈爾大學(xué)機(jī)械電子工程專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書

2、學(xué)生姓名：王聰 班級(jí)：機(jī)電123 學(xué)號(hào)：2012113060 一 設(shè)計(jì)題目：?jiǎn)渭?jí)圓柱齒輪減速器（13-A）給定數(shù)據(jù)及要求1-電動(dòng)機(jī) 2-帶傳動(dòng) 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-鼓輪 6-傳送帶已知條件：鼓輪直徑300mm，傳送帶運(yùn)行速度0.63m/s，傳送帶主動(dòng)軸所需轉(zhuǎn)矩700N.m；兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷輕微沖擊；工作年限8年；兩班制；小批量生產(chǎn)。 二 應(yīng)完成的工作1. 減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）；2. 零件工作圖2張（從動(dòng)軸、齒輪等）；3. 設(shè)計(jì)說明書1份。指導(dǎo)教師：發(fā)題日期2014年12 月 8日機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)成績?cè)u(píng)閱表題目評(píng)分項(xiàng)目分值評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)評(píng)價(jià)等級(jí)得分A級(jí)（系數(shù)1.0）C級(jí)

3、（系數(shù)為0.6）選題合理性題目新穎性10課題符合本專業(yè)的培養(yǎng)要求，新穎、有創(chuàng)新基本符合，新穎性一般內(nèi)容和方案技術(shù)先進(jìn)性10設(shè)計(jì)內(nèi)容符合本學(xué)科理論與實(shí)踐發(fā)展趨勢(shì)，科學(xué)性強(qiáng)。方案確定合理，技術(shù)方法正確有一定的科學(xué)性。方案及技術(shù)一般文字與圖紙質(zhì)量20設(shè)計(jì)說明書結(jié)構(gòu)完整，層次清楚，語言流暢。設(shè)計(jì)圖紙質(zhì)量高，錯(cuò)誤較少。設(shè)計(jì)說明書結(jié)構(gòu)一般，層次較清楚，無重大語法錯(cuò)誤。圖紙質(zhì)量一般，有較多錯(cuò)誤獨(dú)立工作及創(chuàng)造性20完全獨(dú)立工作，有一定創(chuàng)造性獨(dú)立工作及創(chuàng)造性一般工作態(tài)度20遵守紀(jì)律，工作認(rèn)真，勤奮好學(xué)。工作態(tài)度一般。答辯情況20介紹、發(fā)言準(zhǔn)確、清晰，回答問題正確，介紹、發(fā)言情況一般，回答問題有較多錯(cuò)誤。評(píng)價(jià)總分

4、總體評(píng)價(jià) 50一、緒論1. 選題的意義及目的 減速器在原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)或執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，減速機(jī)是一種相對(duì)精密的機(jī)械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。按照傳動(dòng)級(jí)數(shù)不同可分為單級(jí)和多級(jí)減速機(jī)；按照齒廠輪形狀可分為圓柱齒輪減速機(jī)、圓錐齒輪減速機(jī)和圓錐圓柱齒引輪減速機(jī)；按照傳動(dòng)的布置形式又可分為展開式、分流式和同進(jìn)軸式減速機(jī)。減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)、齒輪-蝸桿傳動(dòng)所組成的獨(dú)立部件，常用作原動(dòng)件與工作機(jī)之間的減速傳動(dòng)裝置 。在原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)或執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用極為廣泛。2. 本課題在國內(nèi)外的發(fā)展?fàn)顩r減速機(jī)是國民經(jīng)濟(jì)

5、諸多領(lǐng)域的機(jī)械傳動(dòng)裝置，行業(yè)涉及的產(chǎn)品類別包括了各類齒輪減速機(jī)、行星齒輪減速機(jī)及蝸桿減速機(jī)，也包括了各種專用傳動(dòng)裝置，如增速裝置、調(diào)速裝置、以及包括柔性傳動(dòng)裝置在內(nèi)的各類復(fù)合傳動(dòng)裝置等。產(chǎn)品服務(wù)領(lǐng)域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、電力、工程機(jī)械及石化等行業(yè)。我國減速機(jī)行業(yè)發(fā)展歷史已有近40年，在國民經(jīng)濟(jì)及國防工業(yè)的各個(gè)領(lǐng)域，減速機(jī)產(chǎn)品都有著廣泛的應(yīng)用。食品輕工、電力機(jī)械、建筑機(jī)械、冶金機(jī)械、水泥機(jī)械、環(huán)保機(jī)械、電子電器、筑路機(jī)械、水利機(jī)械、化工機(jī)械、礦山機(jī)械、輸送機(jī)械、建材機(jī)械、橡膠機(jī)械、石油機(jī)械等行業(yè)領(lǐng)域?qū)p速機(jī)產(chǎn)品都有旺盛的需求。潛力巨大的市場(chǎng)催生了激烈的行業(yè)競(jìng)爭(zhēng)，在殘酷的市場(chǎng)爭(zhēng)奪

6、中，減速機(jī)行業(yè)企業(yè)必須加快淘汰落后產(chǎn)能，大力發(fā)展高效節(jié)能產(chǎn)品，充分利用國家節(jié)能產(chǎn)品惠民工程政策機(jī)遇，加大產(chǎn)品更新力度，調(diào)整產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，關(guān)注國家產(chǎn)業(yè)政策，以應(yīng)對(duì)復(fù)雜多變的經(jīng)濟(jì)環(huán)境，保持良好發(fā)展勢(shì)頭。二.傳動(dòng)方案的分析和擬定兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)裝置方案如圖所示。1-電動(dòng)機(jī) 2-帶傳動(dòng) 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-鼓輪 6-傳送帶三.電動(dòng)機(jī)的選擇。 1選擇電動(dòng)機(jī)的類型 根據(jù)工作要求和工作條件選用Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異電動(dòng)機(jī)。 2選擇電動(dòng)機(jī)的容量 工作機(jī)有效頻率為 Pw=Fv/1000=4667×0.63/1000KW=2.94KW 由表取，v帶傳動(dòng)效率帶=0.96，一對(duì)

7、軸承效率軸承=0.99，斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)效率齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，則電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率為 總=帶軸承4齒輪2聯(lián)=0.96×0.994×0.972×0.99=0.859 PO=PW/總=2.94/0.859Kw=3.42Kw根據(jù)表，選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為Pm=4kw 3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 nw=1000×60×0.63v/×300r/min=40.13r/min所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍 no=nwi =40.13×（16160）r/min=642.16421r/min符合這一要求的電動(dòng)

8、機(jī)同步轉(zhuǎn)速1000 r/min，1500r/min，3000r/min考慮3000r/min的電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速太高，而1000r/min的電動(dòng)機(jī)的體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)進(jìn)行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min,其型號(hào)為Y112M-4 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 1確定總傳動(dòng)比 i i總=nm/nw=1440/40.13=35.88 2分配各級(jí)傳動(dòng)比 根據(jù)傳動(dòng)比范圍，取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i帶=2.5 i總=io×i=2.5×14.35=35.88 高速級(jí)傳動(dòng)比為 i1=1.4）i=1.4×14.354.4

9、取i1=4.4 低速級(jí)傳動(dòng)比為 i2=i總/i1=35.88/4.4=3.26 取i2=3.26四、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1各軸轉(zhuǎn)速 no=nm=1440r/min n1=n0/i帶=1440/2.5r/min=576r/min n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/min n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/min nw=n3=40.15r/min 2各軸輸入功率 P1=PO1=3.42×0.96kw=3.28kw P2= P123= =3.28×0.99×0.97kw=3.15kw P3= P223= =

10、3.15×0.99×0.97kw=3.02kw PW= P321= =3.02×0.99×0.99kw=2.96kw 3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T0=9550×(PO/n0)=9550×(3.42/1440)N·m=22.68 N·m T1=9550×(P1/n1)= 9550×(3.28/576)N·m=54.38 N·m T2=9550×(P2/n2)= 9550×(3.15/130.9)N·m=229.81 N·m T3=9550×

11、;(P3/n3)= 9550×(3.02/40.15)N·m=718.33 N·m TW=9550×(PW/nW)= 9550×(2.96/40.15)N·m=704.06 N·m五.傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 1減速器外傳動(dòng)零件設(shè)計(jì) 確定設(shè)計(jì)功率 由表8-8，查得工作情況系數(shù)KA=1.2，則 Pd=KA×P0 Pd=1.2×3.42kw=4.1kw 選擇帶型 n0=1440r/min, Pd=4.1kw,由圖8-11選擇A型帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑和驗(yàn)算的速度根據(jù)表選小帶輪直徑為dd1=100mm, V帶=dd1n0

12、/60×1000m/s=7.54m/s<vmax=25m/s 計(jì)算大輪基準(zhǔn)直徑大帶輪的直徑為dd2=i帶dd1=2.5×100mm=250mm 確定中心距和V帶長度根據(jù)式子（8-20）0.7（dd1dd2）<a0<2（dd1dd2）,初步確定中心距，即 0.7×（100250）mm=245mm<a0<2×（100250）mm=700mm 為使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值，a0=350mm V帶計(jì)算基準(zhǔn)長度為 Ld'2a0/2（dd1dd2）（dd1dd2）2/4 a0=2×350/2（100250）（100250）2

13、/4×350mm=1265.57mm 由表8-2選V帶基準(zhǔn)長度Ld=1250mm,則實(shí)際中心距為 a=a0+（Ld表-Ld算）/2=350mm+(1250-1265.57)2mm=342.21mm 計(jì)算小帶輪包角 a1=180o（dd1dd2）/a×57.3o=154.88o>120o 計(jì)算的帶根數(shù)z 由dd1和n1查表8-4查取單根V帶所能傳遞的功率 P0=1.3 kw,由n1，i和A帶查表8-5功率增量 P0=0.134 kw由表8-2查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93， Pr=（Po+Po）KaKL=（1.3+0.134）×0.935&

14、#215;0.93=1.257 Z=Pca/Pr=4.1/1.257=3.262則帶的根數(shù)取四根 計(jì)算初拉力由表8-3查得v帶質(zhì)量q=0.1kg/m,則初拉力為 F0=qvd 2+500pca（2.5-Ka）/Kazu =500×4.1/4×7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1×7.542N=119.45N 計(jì)算作用在軸上的壓力 Fp=2z F0sina/2=2×4×119.45N×sin154.88o/2=932.72N 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）小帶輪結(jié)構(gòu)采用腹板式，查得電動(dòng)機(jī)軸徑D0=28，查得 e=15±0

15、.3mm,f=1021mm 輪轂寬:L帶輪=（1.52）D0=（1.52）×28mm=4256mm 其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定 輪轂寬:B帶輪=（z1）e2f=(41)×15mm2×10mm=65mm （2）大帶輪結(jié)構(gòu) 采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪轂寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)同步進(jìn)行。 減速器內(nèi)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì) 選擇材料、熱處理和公差等級(jí)（高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)） 考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表10-1得齒面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236

16、HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之間。選用8級(jí)精度，初選Z1=23，則Z2=uZ1=4.4×23=101.2,取Z2=101初選螺旋角=12o 壓力角取20°. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)） 因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為（小輪分度圓直徑） dlt2KhtT1/d×(u1)/u×(ZEZHZ/H)1/3 1因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kht=1.11.8,初選Kht=1.4 2由圖10-20，查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.46

17、3由式（10-21）計(jì)算解除疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)ZE=30.260 =23.163° =0.775 4由式（10-23）可得螺旋角系數(shù) =0.978 試算小齒輪分度圓直徑 d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/32×1.4×54380/1.1×(4.41)/4.4×(189.8×2.46×0.775×0.99/445)1/3mm=47.93mm 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1圓周速度為 V=d1tn1/60×1000=×47.93×576/60×

18、;1000m/s=1.45m/s, 齒寬 b=dd1=1.1×47.93mm=47.93mm 2計(jì)算載荷系數(shù)Kh 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.0，因v=1.44m/s,和8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.13, 齒輪的圓周力 Ftl=2T1/dlt=2×54380/47.93=2269.14N KaFtl/b=1×2269.14/65.29=34.75N/mm<100N/mm由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2 由表10-4用插值法查得8級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11，則載荷系數(shù)為 KH=KAKVK

19、K=1.0×1.13×1.11×1.2=1.505由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t（K/Kt）1/347.93×（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn= d1cos/Z1=49.1mm×cos12o/23=2.09mm 按表8-23，取mn=2.5mm按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-7）試算模數(shù)，即 確定公式中的參數(shù)值 1試選用Kft=1.3 2由式（10-18）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) 3由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 4計(jì)算 由當(dāng)量齒數(shù)為 ZV1

20、=Z1/(cos)3=23/(cos12o)3=24.6 ZV2=Z2/(cos)3=101/(cos12o)3=107.9 得齒形系數(shù)YF1=2.61，YF2=2.22，由圖10-18查得YS1=1.59，YS2=1.81 取=0.030 試算齒輪模數(shù) =2.093 調(diào)整齒輪模數(shù) d1= mnZ1/cos=2.5×23/ cos12°mm=58.785mm V=d1tn1/60×1000=×58.785×576/60×1000m/s=1.77m/s 齒寬 b=dd1=1.1×59.355mm=65.29mm 齒高h(yuǎn)及寬高比

21、 h=(2ha*c*)mn=(20.25)×2.5mm=5.625mm計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kf 1根據(jù)v=1.44m/s,由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.13 2根據(jù) ，查得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2 3查表查得，結(jié)合b/h查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11則載荷系數(shù)為 K=KAKVKK=1.0×1.07×1.11×1.2=1.43 由式（10-13）可按實(shí)際再和系數(shù)算得的齒輪模數(shù) m1=m1t（K/Kt）1/3=2.5×（1.505/1.4）1/3mm=2.56mm堆積計(jì)算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法

22、面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從變標(biāo)準(zhǔn)取近值mn=2.5mm，為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按照接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=59.355mm來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1cos/mn=48.53mm×cos12o/2.523幾何尺寸計(jì)算1中心距為 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2.5×(23101)mm/(2×cos12o)=158.46mm考慮到模數(shù)從2.56減小圓整到2.5mm，為此中心距取160mm2則螺旋角為 =arccos mn(Z1Z2)/2a1= arcos2.5×(23101)mm/(2×160)=14.362o3

23、計(jì)算小，大齒輪的分度圓直徑 d1= mnZ1/cos=2.5×23/ cos14.362omm=59.355mm d2= mnZ2/cos=2.5×101/ cos14.362omm=260.545mm4齒寬 b=dd1=1.1×59.355mm=65.29mm 取b2=66mmb1=b(510)mm,取b1=75mm圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪福德中心距在圓整之后，一些參數(shù)均發(fā)生了變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度以明確齒輪的工作能力。 1齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按之前類似做法，先計(jì)算10-22的參數(shù)T1=54380N/mm，d=1，d1=59.355mm，等帶入式子 滿足齒面

24、接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算條件 2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核按之前類似做法，先計(jì)算10-17中的參數(shù)帶入 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足需求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于齒輪 主要設(shè)計(jì)理論螺旋角 =14.362o齒數(shù) z1=23 z2=101中心距 a=160mm齒寬 b1=75mm b2=66mm端面模數(shù) mt=mn/cos=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齒頂高 ha= ha*mn=1×2.5mm=2.5mm齒根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×2.5mm=3.125mm全齒高 h= ha hf=2.5mm3.125mm=5.625mm頂隙 c=c8mn

25、=0.25×2.5mm=0.625mm齒頂圓直徑為 da1=d12ha=59.355mm2×2.5mm=61.355mm da2=d22ha=260.645mm2×2.5mm=265.645mm齒根圓直徑為 df1=d12hf=59.355mm2×3.125mm=53.105mm df2=d22hf=260.645mm2×3.125mm=254.395m 減速器內(nèi)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì) 選擇材料、熱處理和公差等級(jí)（低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)） 考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表10-1得齒面硬度HBW

26、1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之間。選用8級(jí)精度，)初選Z3=25，則Z4=uZ3=3.26×25=81.5,取Z4=82初選螺旋角=11o 壓力角取20°. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)） 因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為（小輪分度圓直徑） dlt2KhtT1/d×(u1)/u×(ZEZHZ/H)1/3 1因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kht=1.11.8,初

27、選Kht=1.4 2由圖10-20，查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.465 3由式（10-21）計(jì)算解除疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)ZE=30.103 =23.018° =0.775 4由式（10-23）可得螺旋角系數(shù) =0.991 試算小齒輪分度圓直徑 d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/32×1.4×229810/1.1×(3.261)/3.26×(189.8×2.46×0.77×0.991/468)1/3mm=76.615mm 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1圓周速度為 v=d3tn2/6

28、0×1000=×76.615×130.9/(60×1000)m/s=0.52m/s 齒寬 b=dd1=1.1×76.615mm=76.615mm 2計(jì)算載荷系數(shù)Kh 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.0，因v=0.52m/s,和8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.07, 齒輪的圓周力 Ftl=2T1/dlt=2×229810/76.6156000N KaFtl/b=1×6000/76.615=78.31N/mm<100N/mm由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2 由表10-4用插值法查得8級(jí)精度，小齒輪

29、相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11，則載荷系數(shù)為 KH=KAKVKK=1.0×1.07×1.11×1.2=1.43由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d=d1t（Kh/Kt）1/376.615×（1.43/1.4）1/3mm=76.77mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn= d3cos/Z3=76.615mm×cos11o/25=3.01mm 取mn=3.5mm按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-7）試算模數(shù)，即 確定公式中的參數(shù)值 1試選用Kft=1.3 2由式（10-18）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) 3由式（

30、10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 4計(jì)算 由當(dāng)量齒數(shù)為 ZV3=Z3/(cos)3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos)3=82/(cos9.76o)3=85.7 得齒形系數(shù)YF1=2.6，YF2=2.25，由圖10-18查得YS1=1.59，YS2=1.79 取=0.030 試算齒輪模數(shù) =3.03 調(diào)整齒輪模數(shù) d3= mnZ3/cos=3.5×25/ cos11omm=76.77mm V=d3tn2/（60×1000）=×76.77×130.9/（60×1000）m/s=0.53m/s 齒寬 b=

31、dd1=1.1×76.77mm=88.785mm 齒高h(yuǎn)及寬高比 h=(2ha*c*)mn=(20.25)×3.5mm=7.875mm計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kf 1根據(jù)v=0.53m/s,由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.13 2根據(jù)，查得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2 3查表查得，結(jié)合b/h查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.12則載荷系數(shù)為 K=KAKVKK=1.0×1.13×1.12×1.2=1.518 由式（10-13）可按實(shí)際再和系數(shù)算得的齒輪模數(shù) m1=m1t（K/Kt）1/3=3.5×（1.518/1.4）1/3mm=3.684mm堆積

32、計(jì)算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從變標(biāo)準(zhǔn)取近值mn=3.5mm，為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按照接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=76.77mm來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1cos/mn=76.77mm×cos11o/3.525幾何尺寸計(jì)算1中心距為 a= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×cos11o)=190.75mm考慮到模數(shù)從3.58減小圓整到3.5mm，為此中心距取190mm2則螺旋角為 =arccos mn(Z3Z4)/2a2= arcos3.5&#

33、215;(2582)mm/(2×190)=9.76o計(jì)算小，大齒輪的分度圓直徑 d3= mnZ3/cos=3.5×25/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cos=3.5×82/ cos9.76omm=291.215mm4齒寬 b=dd3=1.1×88.785mm=97.66mm，取b4=98mm b3=b(510)mm,取b3=105mm 圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪福德中心距在圓整之后，一些參數(shù)均發(fā)生了變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度以明確齒輪的工作能力。 1齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按之前類似做法，先計(jì)算10-22的參數(shù)T1=229810N

34、/mm，d=1.1，d3=88.785mm，等帶入式子 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算條件 2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核按之前類似做法，先計(jì)算10-17中的參數(shù)帶入 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足需求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于齒輪 端面模數(shù) mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm 齒頂高 ha= ha*mn=1×3.5mm=3.5mm 齒根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×3.5mm=4.375mm 全齒高 h= ha hf=3.5mm4.375mm=7.875mm 頂隙 c=c8mn=0.25×3.5mm=0.875mm 齒頂圓

35、直徑為 da3=d32ha=88.785mm2×3.5mm=95.785mm da4=d42ha=291.215mm2×3.5mm=298.215mm 齒根圓直徑為 df3=d32hf=88.785mm2×4.375mm=80.035mm df4=d42hf=291.215mm2×4.375mm=282.465mm 斜齒圓柱齒輪上作用力的計(jì)算高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力 1已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=54380N·mm,轉(zhuǎn)速n1=576r/min,高速級(jí)齒輪的螺旋角=14.362o,小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑d1=59.355mm

36、2齒輪1的作用力 圓周力為 Ft1=2T1/d1=2×54380/59.355N=1832.4N其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力為 Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4×tan20o/cos14.362oN=688.4N其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動(dòng)中心軸向力為 Fa1= Ft1tan=1832.4×tan14.362oN=469.2N其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20o×cos14.362o)

37、N= 2012.9N 3齒輪2的作用力 從動(dòng)齒輪2各個(gè)力與主動(dòng)齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力 1已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=229810N·mm,轉(zhuǎn)速n2=130.9r/min,低速級(jí)齒輪的螺旋角=9.76o。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(jí)的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑d3=88.785mm 2齒輪3的作用力 圓周力為 Ft3=2T2/d3=2×229810/88.785N=5176.8N其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力為 Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8×tan20o/c

38、os9.76oN=1911。9N其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪3的轉(zhuǎn)動(dòng)中心軸向力為 Fa3= Ft3tan=5176.8×tan9.76oN=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(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20o×cos9.76o)N=5589.9N 3齒輪4的作用力 從動(dòng)齒輪4各個(gè)力與主動(dòng)齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、求輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T P=3.02KW,n=40.15r/min T=718.33

39、 N·m 2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半d=291.215mm Ft= Fr= Fa=Ft圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖4-8b所示3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表15-3，取較小值A(chǔ)o=106,則得 dmin=Ao(P3/n3)1/3=106×(3.02/40.15) 1/3mm=44.75mm，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KAT3，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=

40、1.5，則 TC=KAT3=1.5×718330N·mm=1077495 N·mm查機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)表17-4，HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要求，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·m，聯(lián)軸器的孔徑為d=48mm，、聯(lián)軸器長度L=112，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。1、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案（見圖4-4） 1為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，1軸段右端需制出一軸肩，故取2段的 直徑d2=55，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D=60mm聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1段的長度應(yīng)

41、比略短些，現(xiàn)取。 2初步軸承。 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)d2=55mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)表15-7中初步選取0基本游隙組，6段軸承為7212C，3段為7211c其尺寸為d=60mm,外徑D=110mm,寬度B=22mm，d3=d7=60mm，而L7=49.5mm。左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位 3取安裝齒輪處的軸段d5=77.57mm，齒輪的右端與右端之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為80mm，故取L4=81.5mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為d5=77.57mm。軸環(huán)寬度。L5=10mm 4軸承端蓋的總寬度為

42、50.6mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離L=13.5mm，故取 L2=74.1mm 5箱體一小圓錐齒輪中心線為對(duì)稱軸，則取L3=37mm L6=96mm-（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d5由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表6-1查得平鍵b×h=18mm×11mm截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表6-1查得平鍵截面同樣，b×h=14mm×9mm，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配

43、合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為5、 求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FR1H=728.1NR1V=3503.2NR2H=1183.8NR2V=1673.6N彎矩MMaH=53.95N·mMbH=18.36N·mMaV=26.51N·m總彎矩M1=5395.22(-259587.1)2N·mm=26.51N·mM2=183607.42(-259587.1)2N·mm=31.79N·m扭矩TT1=71.83 N·m6、按彎扭合成

44、應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表15-1查得，故安全。7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面b-b剖面7右側(cè)受應(yīng)力最大（2）b-b剖面右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=d35/32-bt(d5-t)/2d5=×623/32mm3-18×7×(62-7)2/(2×62) mm3=20312mm3抗扭截面系數(shù) WT=d35/16- bt(d5-t)/2d5=×623/16mm3-18×7×(62-7)2/(2×

45、62) mm3=43698 mm3b-b剖面右側(cè)彎矩M為b-b剖面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力 b=Ma/W=317957.8/20312MPa=15.7MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =T3/WT=718330/43698MPa=16.4MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得B=650MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得 又由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機(jī)械設(shè)計(jì)（第就版）附圖3-4得表面質(zhì) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即

46、，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù)計(jì)算安全系數(shù)值 故可知安全。 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、求輸出軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1=3.28KW,n1=576r/min T1=54.38 N·m2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑d1=59.355mm Ft= Fr= Fa=Ft圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖4-5所示3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表15-3，取較小值A(chǔ)o=120,則得 dmin=Ao(P1/n1)1/3=120×(3.28/576)1/3mm=21.43mm2、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)

47、計(jì)擬定軸上零件的裝配方案（見圖4-4）1）2段的 直徑d2=35，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D=35mm 聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=50mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取 。2） 初步軸承。 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)d2=35mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)表15-7軸承內(nèi)徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑da=47mm,外圈定位直徑Da=73mm,，其尺寸為，d3=35mm d7=40mm，而l3=33mm左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基

48、礎(chǔ)）課程 3）表15-7查得軸承的內(nèi)圈定位軸肩直徑da=47mm,外圈定位直徑Da=73mm,，因此取d4=48mm；軸設(shè)計(jì)成齒輪軸，已知齒輪輪轂的寬度為82mm，故取L6=。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為d5=53.1。軸環(huán)寬度，取L6=7mm。 4）軸承端蓋的總寬度為46.5mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離L=28mm，故取 L2=75.5mm 5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對(duì)稱軸，則取L4=118mm，L7=33mm。（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d6由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表6

49、-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為6、 求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FR1H=1225.8NR1V=477.8NR2H=-941.5NR2V=1354.6N彎矩MMaH=-70.88N·mMbH=m=-10.95N·mMaV=81.94N·m 總彎矩M1=(-56961.4)2(-81942.7)2N

50、3;mm=99.79N·mM2=109592.3202N·mm=10.95N·m扭矩TT1=54.380N·m中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 已知條件 中間軸傳遞的功率P2=3.15KW,轉(zhuǎn)速n2=130.9r/min,齒輪分度圓直徑d2=260.645mm,d3=88.785mm,齒輪寬度b2=66mm,b3=105mm 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 初算軸徑 查表得c=106135,考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值c=110,則 dmin=c(P2/n2)1/3=110

51、15;(3.15/130.9)1/3mm=31.76mm 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖4-1 （1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(shè)計(jì) （2）軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計(jì) 該軸段上安裝軸承，其設(shè)計(jì)應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)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(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7207C,經(jīng)過驗(yàn)算，軸承7207C的壽命不滿足減速器的預(yù)期壽命要求，則改變直徑系列，取7210C進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，由表11-9得軸承內(nèi)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Da=83m