機械設(shè)計課程設(shè)計-展開式二級直齒圓柱齒輪減速器T=1400 V=0.5 D=330

1、機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計任務(wù)書.4第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.5第三部分 電動機的選擇.5 3.1 電動機的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).7第五部分 V帶的設(shè)計.9 5.1 V帶的設(shè)計與計算.9 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計.11第六部分 齒輪傳動的設(shè)計.13 6.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算.13 6.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算.19第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計.25 7.

2、1 輸入軸的設(shè)計.25 7.2 中間軸的設(shè)計.30 7.3 輸出軸的設(shè)計.35第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.41 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.41 8.2 中間軸鍵選擇與校核.41 8.3 輸出軸鍵選擇與校核.41第九部分 軸承的選擇及校核計算.42 9.1 輸入軸的軸承計算與校核.42 9.2 中間軸的軸承計算與校核.43 9.3 輸出軸的軸承計算與校核.43第十部分 聯(lián)軸器的選擇.44第十一部分 減速器的潤滑和密封.45 11.1 減速器的潤滑.45 11.2 減速器的密封.46第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.47設(shè)計小結(jié).49參考文獻(xiàn).50第一部分 設(shè)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)

3、設(shè)計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 1400Nm，V = 0.5m/s，D = 330mm，設(shè)計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 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. 設(shè)計V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案一. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。2.

4、特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級。選擇V帶傳動和展開式二級直齒圓柱齒輪減速器。二. 計算傳動裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇圓周速度v:v=0.5m/s工作機的功率pw:pw= 4.24 KW電動機所需工作功率為:pd= 5

5、.14 KW工作機的轉(zhuǎn)速為:n = 29 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=540，則總傳動比合理范圍為ia=10160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (10×160)×29 = 2904640r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺

6、寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm38×8010×333.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=960/29=33.1（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i 式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為:i=ia/i0=33.1/2.5=13.24取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12

7、 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.19第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm/i0 = 960/2.5 = 384 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 384/4.15 = 92.53 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 92.53/3.19 = 29.01 r/min工作機軸：nIV = nIII = 29.01 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pd×h1 = 5.14×0.96 = 4.93 KW中間軸：PII = PI×h2×h3 = 4.93×0.

8、99×0.97 = 4.73 KW輸出軸：PIII = PII×h2×h3 = 4.73×0.99×0.97 = 4.54 KW工作機軸：PIV = PIII×h2×h4 = 4.54×0.99×0.99 = 4.45 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 4.88 KW中間軸：PII' = PII×0.99 = 4.68 KW中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 4.49 KW工作機軸：PIV' = PIV

9、×0.99 = 4.41 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Td×i0×h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 51.13 Nm 所以：輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 51.13×2.5×0.96 = 122.71 Nm中間軸：TII = TI×i12×h2×h3 = 122.71×4.15×0.99×0.97 = 489.03 Nm輸出軸：TIII = TII×i23×h2×h3 = 489.03×3.19&

10、#215;0.99×0.97 = 1498.07 Nm工作機軸：TIV = TIII×h2×h4 = 1498.07×0.99×0.99 = 1468.26 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI' = TI×0.99 = 121.48 Nm中間軸：TII' = TII×0.99 = 484.14 Nm輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 1483.09 Nm工作機軸：TIV' = TIV×0.99 = 1453.58 Nm第五部分 V帶的設(shè)計5.1 V帶的設(shè)計與計算1.

11、確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×5.14 kW = 5.65 kW2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用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，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 112 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度5.63 m/s 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 = i0dd1 = 2.5×112 = 280 mm 根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 =

12、 280 mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0 1630 mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld = 1600 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1600 - 1630)/2 mm 485 mm 按課本公式，中心距變化范圍為461 533 mm。5.驗算小帶輪上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（280 - 112)×57.3°/4

13、85 160.2°> 120°6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min，查表得P0 = 1.16 kW。 根據(jù)nm = 960 r/min，i0 = 2.5和A型帶，查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.16 + 0.11)×0.95×0.99 kW = 1.19 kW 2）計算V帶的根數(shù)zz = Pca/Pr = 5.65/1.19 = 4.75 取5根。7.計算單根V帶的初

14、拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0 = = = 167.07 N8.計算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×5×167.07×sin(160.2/2) = 1645.62 N9.主要設(shè)計結(jié)論帶型A型根數(shù)5根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1112mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2280mmV帶中心距a485mm帶基準(zhǔn)長度Ld1600mm小帶輪包角1160.2°帶速5.63m/s單根V帶初拉力F0167.07N壓軸力Fp1645.62N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計算

15、代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動機軸直徑DD = 38mm38mm分度圓直徑dd1112mmdadd1+2ha112+2×2.75117.5mmd1(1.82)d(1.82)×3876mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.52)d(1.52)×3876mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 28mm28mm分度圓直徑dd1280mmdadd1+2ha280+2×2.75285.5m

16、md1(1.82)d(1.82)×2856mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.52)d(1.52)×2856mm第六部分 齒輪傳動的設(shè)計6.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = 24×4.15 = 99.6，取z2= 101。（4）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲

17、勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 122.71 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos24×cos20°/(24+2×1) = 29.85°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos101×cos20°/

18、(101+2×1) = 22.864°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24×(tan29.85°-tan20°)+101×(tan22.864°-tan20°)/2 = 1.729重合度系數(shù)：Ze = = = 0.87計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×384×1

19、5;10×300×2×8 = 1.11×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.11×109/4.15 = 2.66×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 528 MPasH2 = = = 500.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 500.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 64.581 mm（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)

20、據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 1.3 m/s齒寬bb = = = 64.581 mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.3 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×122.71/64.581 = 3800.189 NKAFt1/b = 1×3800.189/64.581 = 58.84 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.458。由此，得到實際載荷

21、系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1×1.08×1.2×1.458 = 1.893）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 64.581× = 73.161 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 73.161/24 = 3.048 mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）由式試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt = 1.3。計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.729 = .684由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由圖查得齒形系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2

22、= 2.17由圖查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 236.14 MPa = = .0138 = = .0168因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 = = .01682）試算模數(shù) = 1.853 mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vd1 = mntz1 = 1.853×2

23、4 = 44.472 mmv = = = .89 m/s齒寬bb = = = 44.472 mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh = (2han*+cn*)mnt = (2×1+0.25)×1.853 = 4.169 mmb/h = 44.472/4.169 = 10.672）計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v = .89 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.05。由Ft1 = 2T1/d1 = 2×1000×122.71/44.472 = 5518.529 NKAFt1/b = 1×5518.529/44.472 = 124.09 N/mm >

24、; 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.1。由表用插值法查得KHb = 1.17，結(jié)合b/h = 10.67查圖，得KFb = 1.14。則載荷系數(shù)為：KF = KAKVKFaKFb = 1×1.05×1.1×1.14 = 1.3173）可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn = = = 1.861 mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.861mm并就近圓整為

25、標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 = 73.161 mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1 = d1/m = 73.161/2 = 36.58。 取Z1 = 37，則大齒輪齒數(shù)Z2 = uZ1 = 4.15×37 = 153.55，取Z2 = 154，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1 = z1m = 37×2 = 74 mmd2 = z2m = 154×2 = 308 mm（2）計算中心距a = (d1+d2)/2 = (7

26、4+308)/2 = 191 mm（3）計算齒輪寬度b = dd1 = 1×74 = 74 mm取b2 = 74、b1 = 79。5.接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式中各參數(shù)。T1 = 122.71Nm,d = 1,d1 = 74 mm,u = 4.15,ZE = 189.8 MPa1/2各項數(shù)值同前。重復(fù)前述計算過程，重新計算KH = 1.893,ZH = 2.5,Z = 0.857。將它們代入下式中，得到：sH = = = 484.657 MPasH 齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。（2）齒根彎曲疲勞

27、強度校核 按前述類似做法，先計算式中各參數(shù)。T1 = 122.71Nm,d = 1,m = 2 mm,Z1 = 37各項數(shù)值同前。重復(fù)前述計算過程，重新計算KF = 1.855,YFa1 = 2.43,YSa1 = 1.66,YFa2 = 2.16,YSa2 = 1.84,Y = 0.667。將它們代入下式中，得到：sF1 = = = 111.841 MPa sF1sF2 = = = 110.194 MPa sF2 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。5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 37、z2 = 154，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，

28、中心距a = 191 mm，齒寬b1 = 79 mm、b2 = 74 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z37154齒寬b79mm74mm分度圓直徑d74mm308mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha78mm312mm齒根圓直徑dfd-2×hf69mm303mm6.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為4

29、0Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 38，大齒輪齒數(shù)z4 = 38×3.19 = 79，取z4= 121。（4）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 489.03 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角

30、：aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos38×cos20°/(38+2×1) = 29.54°aa2 = arccosz4cosa/(z4+2ha*) = arccos121×cos20°/(121+2×1) = 23.585°端面重合度：ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 38×(tan29.54°-tan20°)+121×(tan23.585°-tan20°)/2 = 1

31、.719重合度系數(shù)：Ze = = = 0.872計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×92.53×1×10×300×2×8 = 2.66×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 2.66×108/3.19 = 8.35×107查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.91、KHN2 = 0.93。取失效概率為1%,安全

32、系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 546 MPasH2 = = = 511.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 511.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 103.003 mm（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vv = = = 0.5 m/s齒寬bb = = = 103.003 mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.5 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×489.03

33、/103.003 = 9495.452 NKAFt3/b = 1×9495.452/103.003 = 92.19 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.47。由此，得到實際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.2×1.47 = 1.7993）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3 = = 103.003× = 114.783 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d3/z3 = 114.783/38 = 4.591 m

34、m3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）由式試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt = 1.3。計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.719 = .686由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由圖查得齒形系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.24由圖查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.77由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.87、KFN2 = 0.89取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 =

35、= = 310.71 MPasF2 = = = 241.57 MPa = = .0134 = = .0164因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 = = .01642）試算模數(shù) = 2.839 mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vd3 = mntz3 = 2.839×25 = 70.975 mmv = = = .34 m/s齒寬bb = = = 70.975 mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh = (2han*+cn*)mnt = (2×1+0.25)×2.839 = 6.388 mmb/h = 70.975/6.388 = 11.112）計算實際載

36、荷系數(shù)KF根據(jù)v = .34 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.02。由FT2 = 2T2/d3 = 2×1000×489.03/70.975 = 13780.345 NKAFT2/b = 1×13780.345/70.975 = 194.16 N/mm > 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.1。由表用插值法查得KHb = 1.171，結(jié)合b/h = 11.11查圖，得KFb = 1.141。則載荷系數(shù)為：KF = KAKVKFaKFb = 1×1.02×1.1×1.141 = 1.283）可得

37、按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn = = = 1.861 mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.861mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3 = 114.783 mm，算出小齒輪齒數(shù)Z3 = d3/m = 114.783/3 = 38.26。 取Z3 = 38，則大齒輪齒數(shù)Z4 = uZ3 = 3.19×38 = 121.22，取Z4 = 121，Z3與Z4互

38、為質(zhì)數(shù)。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d3 = z3m = 38×3 = 114 mmd4 = z4m = 121×3 = 363 mm（2）計算中心距a = (d3+d4)/2 = (114+363)/2 = 238.5 mm（3）計算齒輪寬度b = dd3 = 1×114 = 114 mm取b2 = 114、b1 = 119。5.接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式中各參數(shù)。T2 = 489.03Nm,d =

39、 1,d3 = 114 mm,u = 3.19,ZE = 189.8 MPa1/2各項數(shù)值同前。重復(fù)前述計算過程，重新計算KH = 1.857,ZH = 2.5,Z = 0.858。將它們代入下式中，得到：sH = = = 508.483 MPasH 齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。（2）齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式中各參數(shù)。T2 = 489.03Nm,d = 1,m = 3 mm,Z3 = 38各項數(shù)值同前。重復(fù)前述計算過程，重新計算KF = 1.819,YFa1 = 2.42,YSa1 = 1.67,YFa2 = 2.17,YSa2 = 1.

40、83,Y = 0.669。將它們代入下式中，得到：sF1 = = = 123.374 MPa sF1sF2 = = = 121.228 MPa sF2 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。5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 38、z2 = 121，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 238.5 mm，齒寬b1 = 119 mm、b2 = 114 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z38121齒寬b119mm114mm分度圓直徑d114mm363mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙

41、系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha120mm369mm齒根圓直徑dfd-2×hf106.5mm355.5mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計7.1 輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 4.93 KW n1 = 384 r/min T1 = 122.71 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 74 mm 則:Ft = = = 3316.5 NFr = Ft

42、×tana = 3316.5×tan20° = 1206.4 N3.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)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 26.2 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 28 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 33 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D

43、= 38 mm。大帶輪寬度B = 78 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 76 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5

44、mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 79 mm，d56 = d1 = 74 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 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s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 119 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 119+12+16+8-15 =

45、 140 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (78/2+50+17/2)mm = 97.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (79/2+32+140-17/2)mm = 203 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (79/2+9+32-17/2)mm = 72 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 868.3 NFNH2 = = = 2448.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1

46、= = = -1913.2 NFNV2 = = = 1474 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 868.3×203 Nmm = 176265 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 1645.62×97.5 Nmm = 160448 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1913.2×203 Nmm = -388380 NmmMV2 = FNV2L3 = 1474×72 Nmm = 106128 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1

47、= = 426507 NmmM2 = = 205749 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 10.7 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 中間軸的設(shè)計1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 4.73 KW n2 = 92.53 r/

48、min T2 = 489.03 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 308 mm 則:Ft1 = = = 3175.5 NFr1 = Ft1×tana = 3175.5×tan20°= 1155.2 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 114 mm 則:Ft2 = = = 8579.5 NFr2 = Ft2×tana = 8579.5×tan20°= 3121 N3.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)處理，根據(jù)表，?。篈0 = 107，得:dmin =

49、A0× = 107× = 39.7 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 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,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 39.7 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×T = 40×80×18 mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI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B = 74 mm，為了

50、可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 72 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 53 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 45 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)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B = 119 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l2

51、3 = 117 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 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s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 18 mm，則l12 = T+s+2 = 18+16+8+2 = 44 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 = 46.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6208深溝球軸承查手冊得T = 18 mm 高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (74 - 2)/2 +

52、46.5-18/2 mm = 73.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (74/2+14.5+119/2)mm = 111 mm 低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (119 - 2)/2+44-18/2)mm = 93.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 5221.5 NFNH2 = = = 6533.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -199.9 NFNV2 = = = -1765.9 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 5221.5×73.5 Nmm = 383780 NmmMH2 = FNH2L3 = 6533.5×93.5 Nmm = 610882 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -199.9×73.5 Nmm = -14693 NmmMV2 = FNV2L3 = -1765.9×93.5 Nmm = -165112 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 384061 NmmM2 = = 632802 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度