二級(jí)圓柱斜齒齒輪設(shè)計(jì)

1、機(jī) 械 設(shè)計(jì)熱處理車(chē)間傳送設(shè)備的展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器17起止日期:2011年12 月 26 日至 2011年1 月課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)2011-2012學(xué)年第一學(xué)期班級(jí)機(jī)械工程學(xué)院材料成型專(zhuān)業(yè)課程名稱(chēng)：機(jī)械 設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目：熱處理車(chē)間傳送設(shè)備的展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器內(nèi) 容 及 任 務(wù)一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)：卷筒直徑D（ mm）: 350運(yùn)輸帶速度 V（m/s）: 0.85運(yùn)輸帶所需扭矩 T （N - m）: 390工作條件：二班制，使用年限10年（其中軸承壽命為3年以上），連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)， 工作時(shí)有輕微振動(dòng)。二、設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)；傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和

2、密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)；設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。三、每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)：（1）減速機(jī)裝配圖1張；（2）零件工作圖23張；（3）設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份（60008000字）。進(jìn) 度 安 排起止日期工作內(nèi)容12.26-12.27傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)12.27-12.28傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；12.29-1.7減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書(shū)1.8交圖紙并答辯主 要 參 考 資 料:1濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版M.北京：高等教育出版社，2005.:2楊光.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（第二版）M.北京：高等教育出版社，2009.相關(guān)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)、設(shè)計(jì)手冊(cè)等指導(dǎo)老師（簽字）：201

3、1年11 月 8 日完成期限：自 2011年12月26日 至2012年1月8日系（教研室）主任（簽字）第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)第二章傳動(dòng)方案的分析及擬定 第三章原動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型 3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量 3.2.1工作機(jī)所需的有效功率3.2.2電動(dòng)機(jī)的輸出功率 . 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算. 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比. 分配傳動(dòng)比各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算各軸輸入功率計(jì)算 各軸輸入扭矩計(jì)算 各軸運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)表.3.3第四章4.14.24.34.44.54.6錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)

4、誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。第五章/ 厶、 :第六早V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.齒輪設(shè)計(jì)錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。第七章軸的設(shè)計(jì)第八章第九章鍵的校核滾動(dòng)軸承的壽命校核.-22-錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽。（其傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)設(shè)計(jì)熱處理車(chē)間傳送設(shè)備的展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器 圖如下圖1.1所示），用于傳送清洗零件，雙班制工作，工作時(shí)有輕微震動(dòng)，使 用壽命為10年（其中軸承壽命為3年以上），其原始數(shù)據(jù)如下：J-j帶iThJ匸芻圖1.1雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器1-電動(dòng)

5、機(jī)；2-帶傳動(dòng)；3-減速器；4-聯(lián)軸器；5-卷筒；6-運(yùn)輸帶 運(yùn)輸帶所需扭矩：TN.m 運(yùn)輸帶速度：vn?s; 卷筒直徑：Dmm2傳動(dòng)方案的擬定2.1傳動(dòng)裝置的組成:常見(jiàn)的傳動(dòng)有齒輪傳動(dòng)、帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)等，其各自特點(diǎn)如下：1、帶傳動(dòng)傳動(dòng)平穩(wěn)性好，有一定的緩沖、吸振能力，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低廉，傳動(dòng)中心 距大，但不能保證正確的傳動(dòng)比，傳動(dòng)效率較低。適于傳動(dòng)平穩(wěn)、傳動(dòng)比要求不 高、中小功率的遠(yuǎn)距離傳動(dòng)。2、鏈傳動(dòng)能獲得準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比，對(duì)軸的壓力小，可在高溫、油污、潮濕等惡劣環(huán) 境下工作，但有多邊形效應(yīng)，產(chǎn)生沖擊、振動(dòng)，平穩(wěn)性較差。適于低速、工況惡 劣，不宜采用帶和齒輪的場(chǎng)所。3、蝸桿傳動(dòng)結(jié)

6、構(gòu)緊驟、傳動(dòng)比大，傳遞平穩(wěn)、噪聲小，可以自鎖，但傳動(dòng)效率低。適于 要求結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)比大，功率不大或手動(dòng)的機(jī)械中。4、齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊，傳遞平穩(wěn)無(wú)噪聲，傳動(dòng)效率高，傳動(dòng)比恒定，可適于大、中、小 功率等各種場(chǎng)所，應(yīng)用范圍較廣。2.2確定傳動(dòng)方案：根據(jù)題目要求選擇傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、 減速器、工作機(jī)組成，電動(dòng)機(jī)和減速 器之間用帶傳動(dòng)連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪 。3原動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型：按按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件，選用一般丫型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量:321工作機(jī)所需的有效功率:由 9550 X得:,其中=46.41 r/min 所

7、以：1.90KW式中：一工作機(jī)所需的有效功率運(yùn)輸帶所需扭矩322電動(dòng)機(jī)的輸出功率:=0.99 XX 0.95 X 0.92 0.736常用機(jī)械傳動(dòng)形式和軸承效率的概略值傳動(dòng)裝置總效率其中：根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表4-4傳動(dòng)裝置總功率=0.99聯(lián)軸器效率（齒式），圓柱齒輪（8級(jí)精度）傳動(dòng)效率，=0.97一對(duì)滾動(dòng)軸承效率，=0.98 平帶帶傳動(dòng)效率，=0.95故: 2.582 Kw因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)的功率稍大于 Pd即可，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-53所示丫系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)，可選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率=3Kw3.3電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速:根據(jù)文獻(xiàn)【3】表3-4得按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)比i=24, 級(jí)斜

8、齒圓柱齒輪傳動(dòng)比i=840。則總傳動(dòng)比i 16160已知工作機(jī)轉(zhuǎn)速n=46.41r/min 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為=i X n= （16 160 ）X 46.41=742.56 7425.6r/min 根據(jù)和查文獻(xiàn)【2】表8-53得，可選取Y100L2-4型號(hào)的電動(dòng)機(jī)，其數(shù)據(jù)列于下表 3-1 :表3-1電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速/（r/mi n）堵載轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩3Y100L2-4314202.22.2（將各軸從高速級(jí)到低速級(jí)依次編號(hào)為I軸、n軸、m軸、w軸）4.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比:一 1420/46.41 "30.60式中：一總傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速（r/m

9、in ）4.2分配傳動(dòng)比:帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比取為,=3，貝U減速器總傳動(dòng)比為=10.20則雙極斜齒圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比i3.64低速級(jí)傳動(dòng)比i3為 i=2.804.3各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算:n I =473.33nmn n =130.0446.414.4各軸輸入功率計(jì)算:Pd2.582 0.922.375PnPi2.3750.98"2.258PmPn2.2580.982.146PivPm= 2.1460.982.0824.5各軸輸入扭矩計(jì)算:Ti=9550Pi / n I=9550X2.375 / 473.33=47.918Tn=9550Pn / n n=9550X2.258 / 130

10、.04=165.825Tm=9550Pm / n m=9550X2.146 / 46.41=441.592Tv=9550Pv / n v=9550X2.082 / 46.41=428.4234.6各軸運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)表:表4-4各軸運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)轉(zhuǎn)速 n/(r/mi n)功率P/kw扭矩T/()I473.332.37547.918n130.042.258165.825m46.412.146441.592v46.412.082428.4235. V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1確定計(jì)算功率:以知：=2.582kw , =1420r/min根據(jù)文獻(xiàn)【11表8-7工作情況系數(shù) 可查表得知：=1.3所以：=

11、1.3 X 2.582=3.357kw5.2選擇V帶的帶型:根據(jù)計(jì)算功率和小帶輪轉(zhuǎn)速為1420，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖8-11普通V帶選型圖 可知：該V帶選用A帶。5.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速:1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)V帶的帶型，參考文獻(xiàn)【1】表8-6和表8-8確定小輪的基準(zhǔn)直徑, 應(yīng)使三（）min。小帶輪直徑選為=100mm2）計(jì)算大輪基準(zhǔn)直徑=(1-0.02)=3X 100X (1-0.02)=294mm圓整取=315mm ,誤差小于5%,是允許的。3）驗(yàn)算帶速V根據(jù)，計(jì)算帶的速度。帶速不宜過(guò)低或者過(guò)高，一般應(yīng)使v=5 25m/s，最高不超過(guò) 30m/s。m/s所以帶的速度合適。5.4

12、確定中心距a,并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度:1）初定中心距:中心距依據(jù)：0.7 （）三三2 （） 初選定：=1.5 () =1.5 X( 100+315) =622.5mm2）計(jì)算帶的相應(yīng)的帶長(zhǎng):根據(jù)文獻(xiàn)【1】表8-2及選取,3) 計(jì)算中心距a及其變動(dòng)范圍:傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似為5. 驗(yàn)算小帶輪上的包角:所以主動(dòng)腳的包角合適。6. 計(jì)算V帶的根數(shù):(1)、=100mm =1420r/min , A帶，根據(jù)文獻(xiàn)【2】查表8-4a單根普通V帶的基本額定功率可知：(2)、根據(jù)文獻(xiàn)【2】查表8-4b單根普通V帶額定功率的增量,(3)、因，依文獻(xiàn)【2】查表8-5包角修正系數(shù)(4)、因，查表8-2 V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度

13、系列及長(zhǎng)度系數(shù)由上可知:取z=3符合。7. 確定帶的初拉力（預(yù)緊力）8. 計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力:其中：為小帶輪的包角。9. V帶傳動(dòng)的主要參數(shù)整理及列表:帶型A帶輪基準(zhǔn)直徑（mm=100=315傳動(dòng)比3基準(zhǔn)長(zhǎng)度（mm2000中心距（mm622.5根數(shù)3初拉力(N128.38壓軸力(N759.177表5-9主要數(shù)據(jù)列表6、齒輪設(shè)計(jì)6.1、齒輪設(shè)計(jì)(1,2齒輪的設(shè)計(jì))：1、齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù):(1 )、依照傳動(dòng)方案，本設(shè)計(jì)選用二級(jí)展開(kāi)式斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。(2) 、運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器， 運(yùn)轉(zhuǎn)速度不高，依文獻(xiàn)【1】查表10-8,選用8級(jí)精度。(3) 、材料選擇：小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì)

14、)，齒面硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45鋼(調(diào)質(zhì))硬質(zhì)為 240HBS,二者材料硬度差為 40HBS(4) 、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：乙 24 ；90。大齒輪齒數(shù)：Z2 24 3.64 87.36，取 z(5)、選取螺旋角，初選螺旋角14。即:2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算,2K tT1 u 1 ( ZhZe )u '1 )、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：由文獻(xiàn)【1】查表可知取載荷Kt 1.4由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) ZH2.45。由圖10-26查得 10.765,0.893,則121.658。(4)(5)表10-7選取寬系數(shù) d 1小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩4T14.791

15、8 10 m(6、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) Ze 189.8MPa'2600MPa ;大(7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限ZHlm1齒輪額接觸疲勞強(qiáng)度極限Zh lim2550MPa。9300 10)1.36 10(8、由式：N 60njLh計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60njLh 60 473.33 1 (16N21.36 100.374 1093.64(9)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN10.93; Khn 2 0.96 。(10)計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1 %，安全系數(shù)s=1,由式KN lim 得S 得r 1 KHN 1 lim1h

16、10.93 600MPa558MPar 1 KHN 2 lim2H 20.96 550MPa528MPa(6) 許用接觸應(yīng)力2)、計(jì)算h543MPa2(1卜試算小齒輪分度圓直徑dit，由計(jì)算公式得dit42 1.4 4.7918 104 佟(2.45 189.8)2mm 42.29mm3.645431 1.658(2、計(jì)算圓周速度。41小60 100042.29 473.33m/s 1.047m/s60 1000(3)、計(jì)算齒寬bob d.d1t 1 42.29mm42.29mmI*(4、計(jì)算齒寬與齒高之比一oh模數(shù)mntd 1t cos 42.29 cos14，一mm 1.71mmZi24齒

17、高h(yuǎn) 2.25mnt2.25 1.71mm3.85mm18b 空 10.98h 3.85(5)、計(jì)算縱向重合度。0.318 d z, tan0.318 1 24tan14 1.903(6)、計(jì)算載荷系數(shù)Ko已知使用系數(shù)Ka 1,根據(jù)1.047m/s，8級(jí)精度，有圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv1.1 ;由表10-4查得Kh 1.45 ;由圖10-13 查得 Kf1.4 ；由表10-3查得KhKf1.4 o所以載荷系數(shù)KaKvKh Kh1 1.1 1.451.42.233(7)、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得K 42.29a d1t厚mmV 1.449.41mm(8 )、計(jì)算模數(shù)mn

18、omnd1cos49.41 cos14 c cc mm 2.00mm243、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)有公式:mn豐KTY cos2YFaYSa2dZ1f1 )、確定計(jì)算參數(shù)(1)、計(jì)算載荷系數(shù)。KaKvKfKh1 1.1 1.4 1.4 2.156(2)、根據(jù)縱向重合度1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y0.88。(3、計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。Zv13cos24cos31426.27(4)、查取齒形系數(shù)。由表10-5查得YFa1(5)、查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得Z2j cos32.57;YFa21.6%90cos31498.612.181.79(6)由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極

19、限FE1500MPa ;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2 380MPa ；(7)、由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn 10.82，K fn 2 0.88;(8、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1.5,有公式得:22f1KFN1 FE1s0.82 500 MPa 273.33MPa1.5f2KFN2 FE2s0.88 38°MPa 222.93MPa1.5(9)、計(jì)算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較。fYFalYsalf12.57 偵 0.015273.33YFa2Y3a2F 2迅衛(wèi)9 0.0175222.93大齒輪的數(shù)值更大。2 )、設(shè)計(jì)計(jì)算rnin3# 2.156

20、4.7918 104 0.88 (cos14)2 0.0175mm 1.46mm1 242 1.658對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(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)算為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度需按照接的法面模數(shù)，所以取mn 2.0mm即可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1 49.41mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取 Z124,則 Z2uz,d1 cos49.41 cos1423.96mn3.64 2487.36Z290。4、幾何尺寸計(jì)算(1、計(jì)算中心距(Zi Z2)mn2cos(2490)117.53mm將中心距取整118mm。(2 )、由計(jì)算得的中心距修正螺旋角arccoB

21、 Z2)mn2a(24 90) 2' ”arccos 14 57 362 11824因?yàn)榈闹蹈淖儾淮螅詤?shù)、Zh等不必修正。(3 )、計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑:diZimn24 2(4 )、計(jì)算齒輪寬度coscos14 57 3649.69mmd2Z2mncos90 2cos14 57 36"186.34mmd d11 49.69mm49.69mm進(jìn)行取整 B250 mm; B1 55mm。6.2、齒輪設(shè)計(jì)(3,4齒輪的設(shè)計(jì))：1、齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù):(1)、依照傳動(dòng)方案，本設(shè)計(jì)選用二級(jí)展開(kāi)式斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。(2 )、運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，運(yùn)轉(zhuǎn)速度不高，依

22、文獻(xiàn)【1】查表10-8,選用8級(jí)精度。(3)、材料選擇：小齒輪材料為 40Cr (調(diào)質(zhì))，齒面硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45鋼(調(diào)質(zhì))硬質(zhì)為 240HBS,二者材料硬度差為 40HBS(4)、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：Z3 20 ；大齒輪齒數(shù)：Z4 20 2.8 56。(5)、選取螺旋角，初選螺旋角14。即:2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算,2K tT2葉1 )、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：由文獻(xiàn)【1】查表可知取載荷Kt 1.4由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) ZH2.45 。由圖10-26查得 10.745,20.845,則21.59。25表10-7選取寬系數(shù)d 1小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)

23、矩T 2 1.65825 105m(6)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE 189.8 MP"2Z H lim3 600MPa ；大(7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限齒輪額接觸疲勞強(qiáng)度極限ZH lim4550MPa。(8)由式：N 60njLh計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3 60njLh 60 130.04 1 (16300 10)3.75108N4 丄四 1.34 1082.8(9)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 30.91; KhN4 0.92。(10)計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1 %，安全系數(shù)s=1,由式KN lim 得S 得r 1 KH

24、N3 lim3h3廠0.91 600MPa546M Par 1 K HN 4 lim4H 40.92 550MPa506MPahh3h42MPa 526MPa22)、計(jì)算(1卜試算小齒輪分度圓直徑d3t，由計(jì)算公式得d3t1.593(2 4 匸65825 105 蘭 e45 189.8)2mm 67.66mm2.852627(2 )、計(jì)算圓周速度dsn360 100067.66 130.04m/s 0.460m/s60 1000模數(shù)齒高計(jì)算齒寬bob3d .d3t 1 67.66mm 67.66mm計(jì)算齒寬與齒高之比 b3 oh3d 3t cos 67.66 cos14mnt mm 3.28m

25、mZs20h32.25mnt2.25 3.28mm7.38mm需 9.17(5)、計(jì)算縱向重合度。0.318 dZ3tan0.318 1 20 tan14 1.59(6)、計(jì)算載荷系數(shù)Ko已知使用系數(shù)KA 1，根據(jù)30.471m/s , 8級(jí)精度，有圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv1.05 ；由表10-4查得Kh 1.45 ；由圖10-13 查得 Kf 1.4 ；由表10-3 查得 Kh Kf1.4 o所以載荷系數(shù)K KaKvKh Kh 1 1.05 1.45 1.42.131529(7)、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得d3d3t67.66 mm 77.84mm(8)、計(jì)算模數(shù)mn

26、。mnd3cos77.84 COS14 c c mm 3.78mm3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)有公式:1 )、確定計(jì)算參數(shù)(1、計(jì)算載荷系數(shù)。(2)、根據(jù)縱向重合度(3、計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。(4)、查取齒形系數(shù)。由表10-5查得Z3mnKaKvKf1.59YFa3(5)、查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得20beY cos232dZ3YFaYSaTT?Kh，從圖Z3Zv33cosZv4 -Z3cos2.72 ；YFa41.57;Ysa41 1.05 1.4 1.42.05810-28查得螺旋角影響系數(shù)Y爭(zhēng) 21.91cos314尋 61.36cos3142.281.730.88。(6)由圖10-20C查得

27、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe3 500MPa ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極31限FE4380M Pa ；(7 )、由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN30.88 , Kfn4 0.89;(8 )、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)1.5,有公式得:F 30.88500S1.5KFN4 FE40.89 380,S11.5YFaYsa并加以比較。fYFa3YSa32.72 1.57f3293.33YFa4YSa42.28 1.73(9)、計(jì)算大、小齒輪的KFN3 FE3f4f4293.33M Pa225.47M Pa0.0150.0175225.47大齒輪的數(shù)值更大。2 )、設(shè)計(jì)計(jì)算2 2.058

28、 1.65825 105 O.88 (cos14)2 0.0175mm 2.50mm1 202 1.59對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(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)，所以取mn 2.5mm即可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。為了同時(shí)滿(mǎn)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d3 77.84mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有d3 cosZ377.84 COS14 30.20mn2.54、幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距41(Z3 Z4)mn2cos因?yàn)榈闹蹈淖儾淮螅詤?shù)、K、Zh等不必修正。(3 )、計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑:d3Z3mn cos30 2.5cos14 12'

29、4677.40mm(4 )、計(jì)算齒輪寬度進(jìn)行取整B480mm; B3d4ZEnCOS85mmdd384 2.5cos14 12'46"1 77.40mm216.72mm77.40mm(30 84) 2.5mm 146.91mm2 cos14將中心距取整147mm。由計(jì)算得的中心距修正螺旋角arccosZ arccos©。84)5 1412462a2 1477軸的設(shè)計(jì)7.1低速軸(軸m)已知軸m的功率=2.146KW =46.41r/min , =441.592N.m=441592N.mm齒輪齒寬B=80mm 齒數(shù)=84,=7.1.1求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪

30、的分度圓直徑為圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖 7-1 (a)所示。FNH?f.c)7-1NV27.1.2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。根據(jù)文獻(xiàn)【1】表15-3查得，于是得軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的的直徑，需開(kāi)鍵槽，故將最小軸徑增加5%,為44.4801mm由文獻(xiàn)【3】表16-4取標(biāo)準(zhǔn)直徑48mm7.1.3選取聯(lián)軸器查文獻(xiàn)【1】表14-1，考慮工作平穩(wěn)，故取1.3，則 由文獻(xiàn)【3】表16-4選用HL3型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為 1250N.m半聯(lián) 軸器的孔徑=48mm故取=48mm半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mn半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔 長(zhǎng)。7.1.5軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)

31、 擬定軸上零件的裝配方案 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖7-2所示.(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-n軸段右端需制出一軸肩，故取n - K的直徑=55mm左端用軸擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=58mm半聯(lián)=82mm軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面 上，故I -n段的長(zhǎng)度應(yīng)比略小一些，現(xiàn)取2）初選軸承。因軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸 承。參照工作要求并根據(jù)=55mm由文獻(xiàn)【3】表15-3選用單列圓錐滾子軸承30211, 其尺寸為,故=55mm而=22.75mm右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向

32、定位。由手冊(cè)上查得30211型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm因此，取=76mm。3）考慮到拆卸方便，軸段W - V的直徑應(yīng)比m - W的直徑大，取=59mm齒輪 的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 80mm為了使套筒 端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取4） 軸段V - W為一軸環(huán)，右側(cè)定位軸承，由文獻(xiàn)【3】表15-3得，軸環(huán)處軸 肩高度h=，因此，取=68mm軸環(huán)寬度b1.4h，取=10mm5）軸承端蓋總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù) 軸承端蓋的拆卸及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外面與半聯(lián)軸器右端 面間的距離1=30，故取=

33、50mm6）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為 a=16mm斜齒圓柱齒輪之間相距c=20mm（參 考附圖）?？紤]到箱體的制造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段 距離s，取s=8mm已知滾動(dòng)軸承寬度 T=22.75mm貝U至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 =76mm由文獻(xiàn)【1】表6-1 查得平鍵截面=鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm同時(shí)為了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， 半聯(lián)軸器與軸的連接，選用 平鍵為，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(guò)渡配合來(lái)保證 的，此處選軸的直徑

34、尺寸公差為 k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考文獻(xiàn)【1】表15-2，取軸左端倒角為，右端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn) 圖 7-2。7.1.6求軸上的載荷（1）畫(huà)受力簡(jiǎn)圖如圖7-1所示，將軸上的作用力分解為垂直面受力和水平面受力， 分別求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力，對(duì)于零件作用于軸上的分布載 荷或轉(zhuǎn)矩（因軸上零件如齒輪、聯(lián)軸器等都有寬度）可當(dāng)作集中力作用于軸上零 件的寬度中心，對(duì)于支反力的位置，隨軸承類(lèi)型和布置方式不同而異，對(duì)于30211 型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)【3】表15-3可查得，a21mm因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸 的支承跨距。（2）計(jì)算作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力：由，得化

35、簡(jiǎn)得同理可得，垂直面內(nèi)支反力:(1)計(jì)算軸的彎矩，并畫(huà)彎、扭矩圖分別作出垂直面的彎矩圖、水平面上的彎矩圖及軸所受扭矩，如圖7-1 (b)、 (C)、(d)、(e)所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C是軸的危險(xiǎn)截面，現(xiàn)計(jì)算截 面C處的、及：水平面內(nèi)同理可得，垂直面內(nèi)計(jì)算總彎矩:扭矩:7.1.7按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度一般而言，軸的強(qiáng)度是否滿(mǎn)足要求只需對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核即可，而軸的危險(xiǎn)截面多發(fā)生在軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)。根據(jù)文獻(xiàn)【1】式15-5及表中的數(shù)據(jù)，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，去， 軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【

36、1】表15-1查得。因此， 故安全。7.1.8精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1)判斷危險(xiǎn)截面截面A,n,m, B只受扭矩的作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的 應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但是由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度較為寬裕 確定的，所以截面A,n,m, B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看， 截面W, V處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力 集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面 C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中 的影響相近，但是截面V不受扭矩的作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。 截面C處雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。截面W顯然更不必校核。又因鍵槽的

37、應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小， 因而該軸只需校核截面W兩側(cè)即可。(2)截面W左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面W左側(cè)的彎矩M為截面W上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭矩應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【1】表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【1】附表3-2查取。 因，經(jīng)插值后可查得又由文獻(xiàn)【1】附圖3-1查得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)【1】式附3-4為由文獻(xiàn)【1】附圖3-2得彎曲尺寸系數(shù)，附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，及則按文獻(xiàn)【1】式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)【1】3-1節(jié)及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù)于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按文獻(xiàn)【1】式15-615-8則得故可知其安全。(3)截面W右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面W右側(cè)的彎矩M為 截面W上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭矩應(yīng)力過(guò)盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】附表3-8用插值法求出，并且，于是得軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，及則按文獻(xiàn)【1】式