帶式輸送機(jī)減速器

1、東海科學(xué)技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計(jì)成果說(shuō)明書題 目：帶式輸送機(jī)的減速器院 系：工程系學(xué)生姓名：專 業(yè)：機(jī)械制造及其自動(dòng)化班 級(jí)：15機(jī)械1班指導(dǎo)教師：郝鴻雁起止日期：201712.12-2018.1.3東?？茖W(xué)技術(shù)學(xué)院教學(xué)科研部浙江海洋大學(xué)東?？茖W(xué)技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計(jì)成績(jī)考核表 2017 2018 學(xué)年 第 一 學(xué)期系（院、部） 工程系 班級(jí) 15機(jī)械一班 專業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 學(xué)生姓名(學(xué) 號(hào)) 課程設(shè)計(jì)名 稱機(jī)械設(shè)計(jì)題 目帶式輸送機(jī)的減速器指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)指導(dǎo)教師簽名： 年 月 日答辯評(píng)語(yǔ)及成績(jī)?cè)u(píng)定答辯小組教師簽名： 年 月 日目錄設(shè)計(jì)任務(wù)書51.1設(shè)計(jì)題目51.2設(shè)計(jì)步驟5二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案5

2、2.1傳動(dòng)方案52.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)5三 選擇電動(dòng)機(jī)63.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇63.2確定傳動(dòng)裝置的效率63.3選擇電動(dòng)機(jī)容量63.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比7四 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)84.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)84.2高速軸的參數(shù)84.3低速軸的參數(shù)84.4工作機(jī)的參數(shù)8五 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算95.1.確定計(jì)算功率Pca95.2.選擇V帶的帶型95.3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速v95.4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度105.5.驗(yàn)算小帶輪的包角a105.6.計(jì)算帶的根數(shù)z105.7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0105.8.計(jì)算壓軸力Fp115.9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)115.10.主

3、要設(shè)計(jì)結(jié)論12六 開式圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算126.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)126.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)136.3確定傳動(dòng)尺寸156.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度156.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸176.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)17七 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算187.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)187.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)187.3確定傳動(dòng)尺寸217.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度217.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸24八 軸的設(shè)計(jì)258.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算258.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算30九 滾動(dòng)軸承壽命校核379.1高速軸上的軸承校核379.2低速軸上的軸承校核38十 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算391

4、0.1高速軸與大帶輪鍵連接校核3910.2低速軸與大齒輪鍵連接校核3910.3低速軸與開式圓柱齒輪鍵連接校核40十一 減速器的密封與潤(rùn)滑4011.1減速器的密封4011.2齒輪的潤(rùn)滑4011.3軸承的潤(rùn)滑40十二 減速器附件4112.1油面指示器4112.2通氣器4112.3放油塞4112.4窺視孔蓋4112.5定位銷42十三 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸4242設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目一級(jí)斜齒圓柱減速器，運(yùn)輸帶拉力F=5500N，運(yùn)輸帶速度v=0.7m/s，卷筒直徑D=480mm，每天工作小時(shí)數(shù)：10小時(shí)，工作年限（壽命）：6年，每年工作天數(shù)：240天，配備有三相交流電源，

5、電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)步驟 1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.電動(dòng)機(jī)的選擇 3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 6.開式圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 8.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 9.滾動(dòng)軸承校核 10.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 11.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 12.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)13.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，后置外傳動(dòng)為開式圓柱齒輪傳動(dòng)，減速器為一級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大

6、，可以采用V 帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果高，大幅降低了成本。一級(jí)圓柱齒輪減速器中齒輪相對(duì)于軸承為對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對(duì)稱分布的減速器來(lái)講，軸的剛性相對(duì)較小。原動(dòng)機(jī)部分為 Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)開式齒輪傳動(dòng)優(yōu)點(diǎn)：1.圓周速度和功率范圍廣;2.效率較高；3.傳動(dòng)比穩(wěn)定；4.壽命長(zhǎng)；5.工作可靠性高；缺點(diǎn)：1.要求較高的制造和安裝精度，成本較高；2.不適宜遠(yuǎn)距離兩軸之間傳動(dòng)。三 選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率查表得： 滾動(dòng)軸承的效率：2=0.

7、99 V帶的效率：v=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.97 開式圓柱齒輪的效率：o=0.96 工作機(jī)的效率：w=0.97 3.3選擇電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為：Pw=F×V1000=5500×0.71000=3.85kW電動(dòng)機(jī)所需最小名義功率: P0=Pwa=3.850.841=4.578kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率: Pd=1.4×4.578=6.41kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.7×480=27.87rpm經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：24，開式

8、圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為：25，一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為：35，因此理論傳動(dòng)比范圍為：12100?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(12100)×27.87=334-2787r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y160M-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.515001440

9、4Y132S2-27.530002900電機(jī)主要外形尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160605×385254×21014.542×11012×373.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=97027.87=34.804（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2取開式圓柱齒輪傳動(dòng)比：ic=5減速器傳動(dòng)比為：i1=iaivic=3.48

10、設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果四 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)P0=6.41kWn0=nm=970rpmT0=9550000×P0n0=9550000×6.41970=63108.76Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0×v=6.41×0.96=6.15kWn=n0i0=9702=485rpmT=9550000×Pn=9550000×6.15485=121097.94Nmm4.3低速軸的參數(shù)P=P×2×3=6.15×0.99×0.97=5.91kWn=ni1=4853.48=139.

11、37rpmT=9550000×Pn=9550000×5.91139.37=404968.79Nmm4.4工作機(jī)的參數(shù)P=P×o×2×2×w=5.91×0.96×0.99×0.99×0.97=5.39kW設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果n=ni2=139.375=27.87rpmT=9550000×Pn=9550000×5.3927.87=1846950.13Nmm各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表：軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸9706.4163108.7

12、6高速軸4856.15121097.94低速軸139.375.91404968.79工作機(jī)27.875.391846950.13五 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.確定計(jì)算功率Pca 由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故 Pca=KA×P=1.1×6.41=7.051kW5.2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用B型。5.3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=125mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度v=×dd1×n60×1000=

13、15;125×97060×1000=6.35ms-1因?yàn)?m/sv30m/s，故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=i×dd1=2×125=250mm 根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=250mm。設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果5.4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=560mm。由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×560+2×125+250+250-1252

14、4×5601716mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1760mm。按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=560+1760-17162582mm 按式（8-24）,中心距的變化范圍為556-635mm。5.5.驗(yàn)算小帶輪的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-250-125×57.3°582=167.69°>120°5.6.計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=125mm和n1=970r/min,查表8-4得P0=1.66kW。根據(jù)n1=970r/m

15、in，i=2和B型帶，查表8-5得P0=0.306kW。查表8-6得K=0.971，表8-2得KL=0.94，于是 Pr=P0+P0×K×KL=1.66+0.306×0.971×0.94=1.794kW 2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=7.0511.7943.93 取4根。5.7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.17kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=500×2.5-0.971×7.0510.971×4

16、15;6.35+0.17×6.352=225.42N設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果5.8.計(jì)算壓軸力FpFp=2×z×F0×sin12=2×4×225.42×sin167.69°2=1792.96N5.9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小帶輪的軸孔直徑d=42mm 因?yàn)樾л哾d1=125 小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。 因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×42=84mmda=dd+2×ha=125+2×3.5=132mmB=z-1×e+2×f=4-1

17、×19+2×11.5=80mmL=2.0×dB（帶輪為實(shí)心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=84mm圖5-1 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 大帶輪的軸孔直徑d=28mm 因?yàn)榇髱л哾d2=250mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。 因此大帶輪尺寸如下：設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果d1=2.0×d=2.0×28=56mmda=dd+2×ha=250+2×3.5=257mmB=z-1×e+2×f=4-1×19+2×11.5=80mmC=0.25×B=0.25×80

18、=20mmL=2.0×d=2.0×28=56mm圖5-2 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖5.10.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 選用B型普通V帶4根，基準(zhǔn)長(zhǎng)度1760mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=125mm，dd2=250mm，中心距控制在a=556635mm。單根帶初拉力F0=225.42N。帶型BV帶中心距582mm小帶輪基準(zhǔn)直徑125mm包角167.69°大帶輪基準(zhǔn)直徑250mm帶長(zhǎng)1760mm帶的根數(shù)4初拉力225.42N帶速6.35m/s壓軸力1792.96N六 開式圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20

19、6;。 (2)參考表10-6選用8級(jí)精度。設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪20Cr（滲碳淬火），齒面硬度為5862HRC，大齒輪20Cr（滲碳淬火），齒面硬度為5862HRC (4)選小齒輪齒數(shù)z1=25，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=25×5=126。6.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1)由式（10-7）試算模數(shù)，即mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF 1)確定公式中的各參數(shù)值。 試選KFt=1.3 由式（10-5）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.

20、25+0.751.744=0.68 計(jì)算YFa×YSa/F 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.62，YFa2=2.084 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.59，YSa2=1.928 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=620MPa、Flim2=620MPa 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.919，KFN2=0.97 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×Flim1S=0.919×6201.25=455.82MPaF2=KFN2×Flim2S=0.97

21、5;6201.25=481.12MPa設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果YFa1×YSa1F1=0.00914YFa2×YSa2F2=0.00835兩者取較大值，所以YFa×YSaF=0.009142)試算齒輪模數(shù)mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×404968.79×0.680.8×252×0.00914=2.357mm (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度d1=mt×z1=2.357×

22、25=58.925mmv=×d1×n60×1000=×58.925×139.3760×1000=0.43 齒寬bb=d×d1=0.8×58.925=47.14mm 齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=2×han*+cn*×mnt=5.303mmbh=47.145.303=8.889 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF 根據(jù)v=0.43m/s，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.059.查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=2.058，結(jié)合b/h=8.889查圖10-13，得

23、KF=1.169。 則載荷系數(shù)為設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.059×1.2×1.169=1.857 3)由式（10-13），按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mt×3KFKFt=2.357×31.8571.3=2.654mm 取m=3.5mm4)計(jì)算分度圓直徑d1=m×z1=3.5×25=87.5mm6.3確定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算中心距a=z1+z2×m2=264.25mm，圓整為264mm (2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m

24、=25×3.5=87.5mmd2=z2×m=126×3.5=441mm (3)計(jì)算齒寬b=d×d1=70mm 取B1=75mm B2=70mm6.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為H=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z 1)KH、T、d和d1同前 由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa 由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果a1=arccosz1×cosz1+2×han*=arcco

25、s25×cos20°25+2×1=29.531°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos126×cos20°126+2×1=22.33°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=25×tan29.531-tan20°+126×tan22.33-tan20°2=1.744Z=4-3=4-1.7443=0.867計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hli

26、m1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×139.37×1×10×240×6=1.204×108NL2=NL1u=1.204×1085=2.408×107 由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=1.147，KHN2=1.277 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力H1=KHN1×Hlim1S=1.147×11001=1261.7MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.277×11

27、001=1404.7MPaH=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z=978.86MPa<H=1261.7MPa 2)齒輪的圓周速度設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果v=×d1×n60×1000=×87.5×139.3760×1000=0.64ms選用8級(jí)精度是合適的6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=3.5mm hf=m×han*+cn*=4.375mm h=ha+hf=m×2han

28、*+cn*=7.875mm 2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=94.5mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=448mm 3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=78.75mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=432.25mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn3.53.5法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.

29、01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齒數(shù)z25126齒頂高h(yuǎn)a3.53.5齒根高h(yuǎn)f4.3754.375分度圓直徑d87.5441齒頂圓直徑da94.5448齒根圓直徑df78.75432.25齒寬B7570中心距a264264設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果七 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20°，初選螺旋角=13°。 (2)參考表10-6選用8級(jí)精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)

30、質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS(4)選小齒輪齒數(shù)z1=31，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=31×3.48=108。7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×6.15485=121097.94Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1

31、由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.483°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos31×cos20.48331+2×1×cos13=28.192°設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos

32、108×cos20.483108+2×1×cos13=23.049°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=31×tan28.192°-tan20.483°+108×tan23.049°-tan20.4832=1.694=d×z1×tan=1×31×tan13°=2.278Z=4-3×1-+=4-1.6943×1-2.278+2.2781.694=0.602由公式可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=c

33、os13°=0.987 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60×n×j×Lh=60×485×1×10×240×6=4.19×108NL2=NL1u=4.19×1083.48=1.204×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.097，KHN2=1.147 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1

34、S=1.097×6001=658.2MPa設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果H2=KHN2×Hlim2S=1.147×5501=630.85MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=630.85MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×121097.941×10831+110831×2.46×189.8×0.602×0.987630.852=42.7

35、97mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v=×d1t×n60×1000=×42.797×48560×1000=1.086 齒寬bb=d×d1t=1×42.797=42.797mm 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25 根據(jù)v=1.086m/s、8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.029 齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×121097.9442.797=5659.179NKA×Ftb=1.25×565

36、9.17942.797=165Nmm>100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4 由表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.343設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.029×1.4×1.343=2.418 3)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×3KHKHt=42.797×32.4181.3=52.632mm 4)確定模數(shù)mn=d1×cosz1=52.

37、632×cos13°31=1.654mm，取mn=2mm。7.3確定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算中心距a=z1+z2×mn2×cos=142.66mm，圓整為143mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=13.5906° =13°35'26" (3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mn×z1cos=2×31cos13.5906=63.786mmd2=mn×z2cos=2×108cos13.5906=222.222mm (4)計(jì)算齒寬 b=

38、d×d1=63.79mm 取B1=70mm B2=65mm7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果F=2×K×T×YFa×YSa×Y×Y×cos2d×m3×z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=65齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=31cos313.5906°=33.757 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=108cos313.5906°=117.605由圖10-17查得齒形系數(shù)

39、YFa1=2.506，YFa2=2.148 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.63，YSa2=1.822 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yt'=arctantanncos=arctantan20°cos13.5906°=20.529°b=arctantan×cost'=arctantan13.5906°×cos20.529°=12.757°v=cos2b=1.688cos212.757°=1.775Y=0.25+0.75v=0.6

40、73設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果=d×z1×tan=1×31×tan13.5906°=2.386 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-×120°=1-2.386×13.5906120°=0.732)圓周速度v=×d1×n60×1000=×63.786×48560×1000=1.62ms-1 3)寬高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×2=4.5mmbh=704.5=15

41、.556根據(jù)v=1.62m/s，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.044 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.352，結(jié)合b/h=70/4.5=15.556查圖10-13，得KF=1.067。 則載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.044×1.2×1.067=1.671 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.915，KFN2=0.919 取彎曲疲勞安

42、全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×Flim1S=0.915×5001.25=366MPa設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果F2=KFN2×Flim2S=0.919×3801.25=279.38MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2×K×T×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2d×m3×z12=2×1.671×121097.94×2.506×1.63×0.673×0.753×cos213.

43、59061×23×312=102.953 MPa <F1F2=2×K×T×YFa2×YSa2×Y×Y×cos2d×m3×z12=2×1.671×121097.94×2.148×1.822×0.673×0.753×cos213.59061×23×312=98.64 MPa <F2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)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。4)齒輪的圓周速度v=×d1

44、×n60×1000=×63.786×48560×1000=1.62ms 選用8級(jí)精度是合適的7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=67.79mm da2=d2+2×ha=226.22mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果 df1=d1-2×hf=58.79mm

45、 df2=d2-2×hf=217.22mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左13°35'26"右13°35'26"齒數(shù)z31108齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d63.786222.222齒頂圓直徑da67.79226.22齒根圓直徑df58.79217.22齒寬B7065中心距a143143八 軸的設(shè)計(jì)8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)

46、學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果轉(zhuǎn)速n=485r/min；功率P=6.15kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=121097.94Nmm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×36.15485=26.12mm 由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×26.12=27.43mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28 (4)確定各軸段的直徑

47、和長(zhǎng)度。圖8-1 高速軸示意圖1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=28mm，l12長(zhǎng)度略小于大帶輪輪轂長(zhǎng)度L，取l12=54mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h = 8×7mm(GB/T 1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=40mm。2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為12，則l34 = l78 = 17+1

48、2= 29 mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7207AC型軸承的定位軸肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 70 mm，d56 = 67.79 mm4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=27，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 27 - 17 -10 = 65 mm設(shè)

49、計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，擋油環(huán)寬度s1=12mm，則l45=l67=+1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段1234567直徑2833354067.794035長(zhǎng)度546529870829(5)軸的受力分析小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2×Td1=2×121097.9463.786=3797.007N 小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tancos=3797.007

50、5;tan20°cos13.5906°=1421.809N 小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1×tan=3797.007×tan13.5906°=918N第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=113mm，軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離l2=51mm，齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=51mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)帶傳動(dòng)壓軸力（屬于徑向力）Q=1792.9

51、6N在水平面內(nèi)高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=1792.96N軸承A處水平支承力：RAH=Fr1×l2-Q×l1-Fa1×d12l2+l3=1421.809×51-1792.96×113-918×63.786251+51= -988N軸承B處水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1792.96+1421.809-988=4203N在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1×l2l2+l3=3797.007×5151+51= 1899N軸承B處垂直支承力：設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果RBV=Ft1×

52、l3l2+l3=3797.007×5151+51= 1899N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-9882+18992=2140.64N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=42032+18992=4612.09N繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上彎矩：MBH=Q×l1=1792.96×113=202604Nmm截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBH×l2-Fa1×d12=4203×51-918×63.7862=243631Nmm 截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MC

53、H右=RAH×l3=-988×51=-50388Nmm 截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm 繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上彎矩：設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果MCH左=RBH×l2-Fa1×d12=4203×51-918×63.7862=243631Nmm 截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAH×l3=-988×51=-50388Nmm 截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm 繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面上彎矩：MAV=0

54、Nmm 截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上彎矩：MCV=RAV×l3=1899×51=96849Nmm 截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm 繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=202604Nmm截面C左側(cè)合成彎矩：設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果(6)校核軸的強(qiáng)度因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=43.32MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=9.64MPa按彎

55、扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=44.84MPa 查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=750MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。8.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=139.37r/min；功率P=5.91kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=404968.79Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由

56、于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA0×3Pn=112×35.91139.37=39.06mm 由于最小軸段直徑安裝開式圓柱齒輪，其截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%設(shè) 計(jì) 及 說(shuō) 明結(jié) 果dmin=1+0.07×39.06=41.79mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為42mm故取dmin=42(4)確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。圖8-3 低速軸示意圖1)查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d1=42mm，取L1=112mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 12×8mm(GB T 1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=100mm。2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸

57、承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 47 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7210AC，其尺寸為d×D×B = 50×90×20mm，故d34 = d67 = 50 mm。3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 53 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 65 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l45 = 63 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 53 mm故取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 63 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 7 mm。4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與開式圓柱齒輪端面有一定距離K=27，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+