二級展開式直齒圓柱齒輪減速器設計

1、二級展開式直齒圓柱齒輪減速器設計摘要本設計講述了帶式運輸機的傳動裝置一一二級圓柱齒輪減速器的設計過程。 首先進行了傳動方案的評述，選擇齒輪減速器作為傳動裝置，然后進行減速器的 設計計算（包括選擇電動機、設計齒輪傳動、軸的結構設計、選擇井驗算滾動軸 承、選擇并驗算聯(lián)軸器、校核平鍵聯(lián)接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式九部分 內容）。運用CAXA2018軟件進行齒輪減速器的二維平面設計，完成齒輪減速器 的二維平面零件圖和裝配圖的繪制。本次設計綜合運用機械設計、機械制圖、機 械制造基礎、幾何精度、理論力學、材料力學、機械原理等知識，進行結構設計， 并完成帶式輸送機傳動裝置中減速器裝配圖、零件圖設計。關鍵

2、詞：減速器，結構設計，齒輪，軸承，聯(lián)軸器目錄第一章緒論1-第二章課題題目及主要技術參數(shù)說明2-1 .1課題題目2-2 .2主要技術參數(shù)說明2-3 . 3傳動系統(tǒng)工作條件2-2.4傳動系統(tǒng)方案的選擇2-第三章減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算3-4 . 1減速器結構3-4.2 電動機選擇3-4.3 傳動比分配4-4.4 動力運動參數(shù)計算5-4.5 v帶的設計計算6-3. 6帶輪結構設計8-第四章齒輪的設計計算H-1.1 高速級齒輪傳動的設計計算11-1.2 低速級齒輪傳動的設計計算17-第五章軸的設計計算23-5. 1輸入軸的設計23-5.1 中間軸的設計28-5.2 輸出軸的設計33-第六章軸承

3、、鍵和聯(lián)軸器的選擇38-6. 1軸承的選擇及校核38-6. 1.1輸入軸的軸承計算及校核38-6. 1.2中間入軸的軸承計算及校核38-6. 1. 3輸出軸的軸承計算及校核39-6.2 鍵的選擇計算及校核40-6.2.1 2. 1輸入軸鍵選擇與校核40-6.2.2 中間入軸鍵選擇與校核40-6.2.3 輸出軸鍵選擇與校核40-6.3 聯(lián)軸器的選擇41-第七章減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算42-7.1潤滑的選擇確定42-7. 2密封形式43-7. 3減速器附件的選擇確定43-第八章總結參考文獻-7.4箱體主要結構尺寸計算49-51- -52-第一章緒論本論文主要內容是

4、進行一級圓柱直齒輪的設計計算，在設計計算中運用到 了機械設計基礎、機械制圖、工程力學、公差與互換性等多門課程 知識，并運用AUTOCAD、CAXA等軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜 合實踐環(huán)節(jié)，也是一次全面的、規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，使我們在眾 多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程 和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能 力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握 了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設

5、計思想，培養(yǎng)獨立、全面、 科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料 的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方面的能力。（4）加強了我們對Ofiice軟件中Word、PPT功能的認識和運用。第二章課題題目及主要技術參數(shù)說明2.1 課題題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有二級展開式圓柱齒輪 減速器及v帶傳動。2.2 主要技術參數(shù)說明輸送帶的最大有效拉力F=3200N,輸送帶的工作速度V=1.0m/s,輸送機滾筒 直徑D=400 miiio2.3 傳動系統(tǒng)工作條件帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載起動，工作載荷較平

6、穩(wěn)；兩 班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為3年，中批量生產； 三相交流電源的電壓為380/220V。2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇帶傳動+二級展開式齒輪減速器電動機2T帶傳動3-二級屐開式雕減 速器4-半聯(lián)軸器圖2. 4帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡第三章減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算3. 1減速器結構本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。3.2 電動機選擇圓周速度V：-1.0nVs工作機的功率Pw：% = 1000Fx V 3200 X 1.0=3.2Kw 1000傳動方案總效率Ta=n iip%132rl4rl5=0.96 X 0.994 X 0.972 X 0.99 X 0.

7、96=0.825qi為V帶的效率,n2為軸承的效率,中為齒輪嚙合傳動的效率，中為聯(lián)軸器的效率，中為工作裝置的效率。電動機所需工作功率為:Pw 3.2Pd = = 3.88KWTa 0.825工作機的轉速為:60 X 1000V 60 X 1000 X 1.0/n = 47.8r/minn X400經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比ii=27,二級圓柱直齒 輪減速器傳動比i2=840,則總傳動比合理范圍為ia=16160,電動機轉速的可選 范圍為nd = iaXn = (16X160)X47.8 = 764.87648i/min0綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減

8、速器的傳動比，選定型號為YU2M-4的 三相異步電動機,額定功率為4KW,滿載轉速iim=1440r/min,同步轉速1500r/miiio 電動機主要外形尺寸:5AC/?An1117 1 RA L。AB.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寸HLXHDAXBKDXEFXG112mm400X265190X14012mm28X608X243.3 傳動比分配(1)總傳動比:由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比 為:nm 1440=KT= 30.13n 47.8(2)分配傳動裝置傳動比:= i。x i式中i04分別為帶傳動和減速器的傳動比。

9、為使V帶傳動外廓尺寸不致過大, 初步取io=2,則減速器傳動比為:ia 30.13i = = = 15.06io 2取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 713i = 71.3 x 15.06 = 4.42則低速級的傳動比為：i 15.06：- = , 一 = 3.413.4 動力運動參數(shù)計算輸入軸中間軸輸出軸工作機軸功率P/KW3.723.573.433.36轉矩N*m4934209.29685.71671.72轉速 N(r/mm)720162.947.7747.77傳動比】4.423.41效率力0.95040.95070.95070.9703(1)各軸轉速：輸入軸：nj =出過

10、=72Or/min】o 2中間軸：隊=? = = 162.9r/min】124,42輸出軸：nni = % =等=47.77r/min 1233.41工作機軸：njv = nni = 47.77r/min(2)各軸輸入功率：輸入軸：R = Pd X % = 3.88 X 0.96 = 3.72Kw中間軸：Ri = Pi X 取 X m=3.72 X 0.99 x 0.97 = 3.57Kw輸出軸：Ku = Ph x r)2 x r)3 = 3.57 x 0.99 x 0.97 = 3.43Kw工作機軸：Kv = Phi xt12 xt4 = 3.43 x 0.99 x 0.99 = 3.36K

11、w則各軸的輸出功率:輸入軸：耳=Pi x n 2 = 3.72 x 0.99 = 3.68Kw中間軸：珀=pn x n2 = 3.57 x 0.99 = 3.53Kw輸出軸：珀I = Pm x n 2 = 3.43 x 0.99 = 3.4Kw工作機軸：K= Piv x n 2 = 3.36 x 0.99 = 3.33Kw各軸輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩：Td = 9550 X包=9550 x = 25.73NmQnm1440輸入軸：n= 9550 X *=9550 X -= 49.34Nm ni720中間軸：Tn = 9550 X 包=9550 X = 209.29Nm nji162.9輸出軸

12、：Tttt = 9550 X 型=9550 X -= 685.71NmIII nin47.77工作機軸：Try = 9550 X = 9550 X - = 671.72NmIV nIV47.77各軸輸出轉矩為：輸入軸：Tj = T x n 2 = 49.34 x 0.99 = 48.85Nm中間軸： = Tn x n 2 = 209.29 x 0.99 = 207.2Nm輸出軸：Td = Tin x n2 = 685.71 x 0.99 = 678.85Nm工作機軸：格=Tiv x n 2 = 671.72 x 0.99 = 665Nm3. 5 V帶的設計計算1 .確定計算功率Pea由表查得工

13、作情況系數(shù)Ka= 1.1，故Pea = KAPd = 1.1 X 3.88 = 4.27KW2 .選擇V帶的帶型根據(jù)Pea、Um由圖選用A型©3 .確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v查表得Ka = 0.98,查表得Kl = 0.96,于是Pr = (po + A P0)K-Kl = (1.06 + 0.17) X 0.98 X 0.96 = 1.16Kw2）計算V帶的根數(shù)z4.27L16= 3.689取4根。7 .計算單根V帶的初拉力F0由表查得A型帶的單位長度質量q = 0.105kg/m,所以(2.5 - Ka)Pca 嗓(2.5 - 0.98) X 4.27嗓Fo = 500

14、X -+ qv2 = 500 X + 0.105 X 6.782Kazv 10.98 X 4x 6.78=126.93N169.7= 1011.27N8 .計算壓軸力FpFp = 2zFq sin = 2 x 4 x 126.93 x sin9.主要設計結論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準直徑ddl90mm大帶輪基準直徑dd2180mmV帶中心距a501mm帶基準長度Ld1430mm小帶輪包角a 1169. 7°帶速6. 78m/s單根V帶初拉力F0126. 93N壓軸力Fp1011.27N3. 6帶輪結構設計L小帶輪的結構設計1）小帶輪的結構圖2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)

15、據(jù)尺寸取值內孔直徑d電動機軸直徑DD = 28mm28mm分度圓直徑ddl90mmdaddl+2ha90+2X2. 7595. 5mmdl(1.82)d(1.8 2)X2856mmB(z-1) Xe+2Xf(4-1) X 15+2X963mmL(1.52)B(L52)X6394mm2 .大帶輪的結構設計1）大帶輪的結構圖2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內孔直徑d輸入軸最小直徑D = 20nini20nini分度圓直徑dd2180mindaddl+2ha180+2X2,75185.5ninidl(1.8-2)d(1.8 2)X2040nlmB(z-l)Xe+2Xf(4-l)

16、X 15+2X963niniL(1.5-2)d(1.5 2)X2040nini第四章齒輪的設計計算4.1高速級齒輪傳動的設計計算1 .選精度等級、材料及齒數(shù)(1)材料選擇：采用硬齒面，選擇選小齒輪材料為40Cr調質后表面淬火，齒面硬度范圍48-55HRC,大齒輪材料為45鋼調質后表面淬火,齒面硬度范圍40-50HRC。2 2) 一般工作機器，選用8級精度。(3)選小齒輪齒數(shù)Zi = 24,大齒輪齒數(shù)Z? = 24X4.42= 106.08,取Z?= 107。(4)壓力角a = 20°。2.按齒根彎曲疲勞強度設計(1)由式試算齒輪模數(shù)，即11aal = arccosZ1cosa-7 =

17、 arccosa + 2h Jaa2 = arccosZ2cosaZ2 + 2h；.=arccosrl06.08 x cos20°i=22,716°106.08+ 2 X 11)確定公式中的各參數(shù)值。試選教荷系數(shù)Krt= 1.3o計算小齒輪傳遞的轉矩2 Pi23.72T = 9.55 x 103 = 9.55 x 103 X - = 49.34Nm1%720選取齒寬系數(shù)“d=l。計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y.。端面壓力角:r24 x cos20°i-=29.85° ,24 + 2 X 1 .端面重合度:£a = Zx(tanaal - tan

18、a ) + Z2(tanaa2 - tana ) 乙11=±24 x (tan29.85° - tan°) + 107 x (tan22.716° - tan°) 2n=1.732重合度系數(shù)：0.750.75Yg = 0.25 + =0.25 + - = 0.683£a1.732由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)YFal = 2.63YFa2 = 2.17Ysal = 1.59Ysa2=1.83計算齒根彎曲疲勞許用應力可查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為QFiimi = 600 MPa、0Hlm2 = 450 MPao 計算應力

19、循環(huán)次數(shù)：N = GOynJh = 60 X 1 x 720 x (2 X 8 x 300 x 8) = 1.66 x 109Ni1.66 X 109 <42=3.75 x 108由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni = 0.84、Kfn? = 0.86取安全系數(shù)S=L4,得*KFNl°FlimlS0.84 X 600= 360MPaOF?=KFN2OFlim2S =0.86 X 450= 276.43MPHYFalYsalSiWa2與22.63 X 1.59 3602.17 X 1.83276.43=0.0116=0.0144因為大齒輪的需大于小齒輪，所以取Yf%時YFa2Ysa

20、2即2】=0.01442）試算齒輪模數(shù)mt >3 2KTM YFaYSa _ 3 2 X 1000 X 1.3 X 49.34 X 0.683X 0.0144Ysal = 1.59Ysa2=1.83=1.299mm（2）調整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度Vdi = n】tZi = 1.299 x 24 = 31.176mmJi dm n X 31.176 X 720v =60 X 100060 X 1000=1.17m/ s齒寬bb = Qjdi = 1 x 31.176 = 31.176mm齒高h及寬高比b/hh = (2h； + c")n1t = (2xl

21、 + 0.25) x 1.299 = 2.923mmb 31.176=10.67h 2.9232）計算實際載荷系數(shù)Kf由表查得使用系數(shù)Ka=1。根據(jù)v= 1.17 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)Kv= L08。齒輪的圓周力2Tl 2 X 1000 x 49.34=- =c %= 3165.255Ndx31.176Ka%1 x 3165.255/ =101.53N/mm> 100 N/mm 31.176查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.21.505,結由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，Khp 合 b/h= 10.67 查圖，得 Kfp = 1.142o則載荷系數(shù)

22、為:Kf = KAKvKFaKFp = 1 X 1.08 X 1.2 X 1.142 = 1.48 3）可得按實際教荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)Q kf2 11.48 Lm = mt x3 = 1.299 x3 - = 1.356mm qi<Ftyl 1.3模數(shù)取為標準值m = 2 nmio3.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑dx = mZi = 2 x 24 = 48mmd2 = mZ2 = 2 x 107 = 214mm（2）計算中心距 di + d2 48 + 214 a = - = 131mm22（3）計算齒輪寬度b =（pddi = 1 x 48 = 48mm 取 b? = 48、b

23、i = 53。4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件_ 2KT1YFaYSaYe “（pdm3Z?1）確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye 廠0.75 廠。75 Ye = 0.25 + =0.25 + - = 0.683 8%1.732由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)YFai = 2.63 YFa2 = 2.17計算實際載荷系數(shù)Kf 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù) KhP= 1.453,結合 b/h= 10.67 查圖得 Kfp= 1.423則教荷系數(shù)為K = KAKvKFaKFp = 1 x l.lx 1.2 x 1.423 = 1.878計算

24、齒根彎曲疲勞許用應力of查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為OFiimi = 500 MPa、aFhm2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni = 0.84、Kfn2 = 0.86取安全系數(shù)S=L4,得KFN1animi 0.84 X 500。山=一直一 =300MPar - Kpjq2Flim2 0.86 X 380aF2=1-=233.43MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核2KT1YFalYSalYt21 z 3m d2 X 1000 X 1.878 X 49.34 X 2.63 X 1.59 X 0.6831 x 23 X 242=114.865MPa < o F22

25、KT1YFa2YSa2Ye21 Z 3m d小2 X 1000 X 1.878 X 49.34 X 2.17 X 1.83 X 0.6831 x 23 x 242=109.08MPa < o F2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設計結論齒數(shù)Zi = 24、Z? = 107,模數(shù)m = 2 mm,壓力角a = 20° ,中心距 a = 131 mm, 齒寬 bi = 53 mm、b? = 48 mm。齒輪參數(shù)總結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)z24107齒寬b53mm48mm分度圓直徑d48mm214mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.

26、 250. 25齒頂高hamXha2mm2mm齒根高hfmX (ha+c)2. 5mm2. 5mm全齒高hha+hf4. 5mm4. 5mm齒頂圓直徑dad+2 X ha52mm218mm齒根圓直徑dfd-2 X hf43mm209mm4.2低速級齒輪傳動的設計計算L選精度等級、材料及齒數(shù)#（1）材料選擇：山表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS,大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBSo（2） 一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z3 = 25,大齒輪齒數(shù)Z4 = 25X3.41 = 85.25,取Z4= 86。（4）壓力角a = 20°。

27、2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即3 2KT2u+ 1/ZEZHZea* AEkt）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矩 p3 57T2 = 9.55 x 103 = 9.55 x 103 X - = 209.29Nm2n2162.9選取齒寬系數(shù)“d=l。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/M西計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)乙。端面壓力角:aal = arccosZ3coscX=arccos25 x cos20°=29.54。z3 + 2hJ125 + 2 x 1aa2 =

28、arccosZ4cosa=arccos86 x cos20°=23.319°Lz4 + 2hJ86 + 2 X 1 端面重合度:sa = -z3 (tanctai - tana ) + Z4 (tanaa2 tana )= -25x (tan29.54° - tan20°) + 86 x (tan23.319° - tan20°) 2tt=1.725重合度系數(shù):=0.871計算接觸疲勞許用應力oh 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為OHhmi = 600Mpa、CHHm? = 550 MPao計算應力循環(huán)次數(shù):& = 60

29、n2jLh = 60 x 162.9 xlx8x2x8x 300 = 3.75 x 108Ni1233.75 x 1083.41=1.1 x 108查取接觸疲勞壽命系數(shù):Khni = 0.9、Khn2 = 0.92o取失效概率為1%,安全系數(shù)S=l,得： QHlimlKHNl 600 X 0.9°H J =:=540MpaJJL1 QHlim2KHN2 550 X 0.92°H2=:=506MpaoJL取oh1和oh2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即Ch】= 506MPa2）試算小齒輪分度圓直徑/ 23 2KT2u+ 1/ZEZHZ 3 2 X 1000 X 1

30、.3 X 209.29 3.41 + 1 /189.8 X 2.5 X 0.871J1* 3.41 * 506=77.721mm（2）調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)準備n x d3tx n260 X 1000圓周速度v=0.66m/ sn X 77.721 X 162.960 X 1000齒寬bb =(Pdd3t = 1 x 77.721 = 77.721mm2）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 = 0.66 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)Kv= 1.050齒輪的圓周力2T22 X 1000 X 209.29Ka%一三一1 X 5385.67477.

31、72177.721=5385.674N=69.29N/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，Khp= 1.462o由此，得到實際載荷系數(shù)K = KAKvKHaKHp = 1 X 1.05 X 1.2 X 1.462 = 1.8421.842=87.295mm1.33）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d? = d3t x，I = 77.721 x3及相應的齒輪模數(shù)d3 87.295m = = = 3.492mmZ3 25模數(shù)取為標準值m = 3 nmio3 .幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d3 = mZ3

32、 = 3 x 25 = 75mmd4 = mZ4 = 3 x 86 = 258mm（2）計算中心距dg +（!475 + 258a = - = 166.5mm22（3）計算齒輪寬度b = q）dd3 = 1 x 75 = 75mm取 b4 = 75、bs = 80o4 .校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件2KT2YFaYSaYeQf - <pdm3Z31）確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye0.750.75Ye = 0.25 + =0.25 + = 0.6851.725由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)YFal=2.61 YFa2 = 2.23Ysai = 1

33、.6 Ysa2 = 1.79計算實際載荷系數(shù)Kf由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù) Khb = 1.462,結合 b/h= 11.11 查圖得 Kfb = 1.432則栽荷系數(shù)為K = KAKvKFaKFp = 1 X 1.05 X 1.2 X 1.432 = 1.804計算齒根彎曲疲勞許用應力of查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為QFiimi = 500 MPa、0Hlm2 = 380 MPao由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni = 0.86、Kfn2 = 0.89取安全系數(shù)S=l.4,得KfNlFliml 0.86 X 500aF1 = J = = 307.14MPa。JL

34、4- Kpjq2Flim2 089 X 380O =&N2 _m2 = _ =241.57MPaS1.42）齒根彎曲疲勞強度校核_ 2KT2YFalYSalYe _ 2 X 1000 X 1.804 X 209.29 X 2.61 X 1.6 X 0.685° F1 一<|）m3Z2 一 1 x 33 x 252d 6=128.004MPa < o FJ_ 2KT2YFa2YSa2Ye _ 2 x 1000 x 1.804 x 209.29 x 2.23 x 1.79 x 0.685“ F2 一 （|）m3Z2-1 X 33 X 252d §=122.3

35、54MPa < o F2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設計結論齒數(shù) Z3 = 25、Z4 = 86,模數(shù) m = 3 mm,壓力角a = 20",中心距 a = 166.5 nun,齒寬 bi = 80 mm、b2 = 75 nmio齒輪參數(shù)總結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)z2586齒寬b80mm75mm分度圓直徑d75mm258mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0. 250. 25齒頂高hamXha3mm3mm齒根高hfmX (ha+c)3. 75mm3. 75mm全齒高hha+hf6. 75mm6. 75mm齒頂圓直徑dad+2

36、 X ha81mm264mm齒根圓直徑dfd-2 X hf67. 5mm250. 5mm第五章軸的設計計算5. 1輸入軸的設計1 .輸入軸上的功率P1、轉速ni和轉矩TiP1 = 3.72KW m = 720 r/miii Ti = 49.34 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：di = 48 nun則:2TlV2 X 1000 X 49.3448=2055.8NFr = Ft x tana = 2055.8 x tan20° = 747.8N3 .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，調質處理，根據(jù)表，取3.7277 = 19

37、.4mm 720Ao = 112,得:dmin = A。X，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?。篸i2 = 20mm4 .軸的結構設計圖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，1-11軸段右端需制出一軸肩，故取II二III段的直徑du = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =30 mm。大帶輪寬度B = 63 mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸 2的端面上，故I-H段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取In = 61 mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸

38、承。參 照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm,由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6206,其尺 寸為dXDXT = 30X62X 16 mm,故d34 = d78 = 30 mm,取擋油環(huán)的寬度為15, 則 134 = 178 = 16+15 = 31 mm。軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度 h = 3 imn,因此，取 d45 = d67 = 36 nun :3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一 體而成為齒輪軸。所以卜6 = B = 53 mm, ds6 = di = 48 nun4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與

39、大帶輪右端面有一定 距離，取卜3 = 50 nmio5）取齒輪距箱體內壁之距離 =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，應距箱體內壁 一段距離s,取s = 8mm,已知低速小齒輪的寬度b3 = 80 mm,則145 =bs+c+A +s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 nun167 = +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)6206型軸承查手冊得T= 16 mm帶輪中點距左支點距離Li = 63/2+50+16/2 = 89.

40、5 nun齒寬中點距左支點距離L2 = 53/2+31+101-16/2 = 150.5 mm齒寬中點距右支點距離L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 nunV帶壓軸力Fp= 1011.27 N 2）計算軸的支反力:水平面支反力（見圖b）：fnhi =FNH2 =L2 + L3 FtL22055.8 x 58.5=：=575.4N150.5 + 58.52055.8 x 150.5=1480.4N150.5 + 58.5垂直面支反力（見圖d）：Fnvi =FJ? - Fp(Li + L2 + L3)L12 + L3747.8 x 58.5 - 1011.27 X (89.5 +

41、 150.5 + 58.5)Fnv2 =150.5 + 58.5FrL2 + FpL 747.8 X 150.5 + 1011.27 X 89.5=-1235N150.5 + 58.5=-1235N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:Mh = FNH1L2 = 575.4 x 150.5 = 86598Nmm截面A處的垂直彎矩:Mvo = FpLi = 1011.27 X 89.5 = 90509Nmm截面C處的垂直彎矩:My】Fjqy1L2 = -1235 x 150.5 = - 185868NnimMy2 = FnvzL? = 971.5 x 58.5 = 56833Nmm分

42、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:Mi = JM 言+ M加86S 982 + -185 8 682 = 2 0 5 0 5 2NmmM2 =865982 + S68332 = 103582Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（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（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4）,取a = 0.6,則有：Mca _ VM? + («T1)2 "w'= w=18.7MPaV2050522 +

43、(0.6 X 49.34 X 1000)2=0.1 X 483< a.J = 60MPa故設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:5.2中間軸的設計1 .求中間軸上的功率P?、轉速1”和轉矩T?P2 = 3.57KW n2 = 162.9 r/min T2 = 209.29 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:出=214 nim則:2T2石2 X 1000 X 209.29=1956NFrl = Ftl x tana = 1956 x tan20° = 711.5N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:ds

44、 = 75 nun則:2T2石2 X 1000 X 209.2975=5581.1NFr2 = Ft2 x tana = 5581.1 x tan20° = 2030.2N3 .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，調質處理，根據(jù)表，取:Ao =107,得:=107 X3 n2dmin = A。X?3.57向=29.9mm4 .軸的結構設計圖L12 L23 一 5一 £45 一 L565 .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出2和d56, 因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照

45、工作要求并根據(jù)41m = 29.9 nun,由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6207,其尺寸為dXDXT = 35X72X 17 mm,故 dn = d56 = 35 mm。2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑山5 = 40 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 = 48 mm,為了可靠的 壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 = 46 mm。齒輪的左端采用軸肩定 位，軸肩高度h = （23）R,由軸徑也5 = 40 inin查表，得R = 1.6 mm,故取h = 4 mm, 則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 nuiio軸環(huán)寬度bN 1.4h,取13

46、4 = 14.5 mm。3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定 位軸肩高度h = 3.5 mm,因此，取山3 = 40 mm。4）考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 80 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸 段應略短于輪轂寬度，故取123 = 78 mm。5）取齒輪距箱體內壁之距離A =16 mm,高速小齒輪和低速小齒輪之間的 距離c= 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁 一段距離s,取s = 8mm,已知滾動軸承寬度T= 17 mm,則112 = T+ +s+2 =

47、 17+16+8+2 = 43 mm156 = T2T+s+ A +2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 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)6207型軸承查手冊得T= 17 nun高速大齒輪齒寬中點距右支點距離Li = （48/2-2+45.5-17/2）nmi = 59 nun中間軸兩齒輪齒寬中點距離L? = （48/2+14.5+80/2）nmi = 78.5 mm低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = （80/2-2+43-17/2）imn = 72.5 nmi2）計算軸的支反力：水平面支反力(見圖b)

48、：Ftl(L2 + L3) + Ft2L3 1956 x (78.5 + 72.5) + 5581.1 x 72.5FnH1 = _Lx + L2 + L3 =59 + 78.5+ 72.5=3333.3NFNH2 =4203.8NFtik + Ft2(Li + L2) _ 1956 X 59 + 5581.1 X (59 + 78.5)Lx + L2 + L359 + 78.5 + 72.5垂直面支反力（見圖d）：FNV1 =Frl(L2 + L3) - Fr2L3 711.5 X (78.5 + 72.5) - 2030.2 X 72.5L + 12 + Lg59 + 78.5 + 72.

49、5=-189.3NFnv2 =FrlLi - Fr2(Li + L2) 711.5 X 59 - 2030.2 X (59 + 78.5)Lj + L2 + L359 + 78.5 + 72.5=-1129.4N<= 60MPa33）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面B、C處的水平彎矩:MHi = FnhiL = 3333.3 x 59 = 196665NmmMh2 = FNH2L3 = 4203.8 X 72.5 = 304776Nmm截面B、C處的垂直彎矩:MVi = FnviL = -189.3 x59 = -11169NmmMV2 = FNv2L3 = -1129.4 x 72.5

50、= -81882Nmm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:Mi = Jm看i + M： = V1966652 +-111692 = 196982NmmM2 = M 金 + M?2 = V3047762 + -818822 = 315584Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（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矩的截面（即危險截面B）的強度。必要 時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式2一 =36.5MPa(14-4),取a = 0.6,則有:Mca yjMl + (aT2)2V196

51、9822 + (0.6 X 209.29 X 1000)0.1 X 403=而故設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35.3輸出軸的設計1,求輸出軸上的功率P3、轉速1】3和轉矩T3P3 = 3.43KW ns = 47.77 r/min Ts = 685.71 Nm2 .求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為：出=258 nim2X 1000 X 685.71=5315.6NFr = Ft x tana = 5315.6 x tan20° = 1933.7N3 .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，調質處理，根據(jù)表

52、，取:Ao= 112,于是得dmin=A（）x3 1- = 112 X=46.6mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dm,為了使所選的軸直徑由2與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KAT3,查表，考慮轉矩變化很小，故取Ka =1.3,Ka = KaT3 = 1.3 X 685.71 = 891.4Nm按照計算轉矩Tea應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T4323-2002或手冊，選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取di2 = 50 mm,半聯(lián)軸 器與軸配合的轂孔長度為84 mm.4 .軸的結構設計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑由3 = 5