二級圓柱斜齒輪減速器計(jì)算說明書

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目: 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置班 級: 設(shè) 計(jì) 者: 指導(dǎo)教師: 完成日期: 31目錄課程任務(wù)說明書3一、電動(dòng)機(jī)的選擇41.1電動(dòng)機(jī)類型選擇41.2電動(dòng)機(jī)容量選擇41.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速41.4傳動(dòng)比的分配41.5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4二、齒輪設(shè)計(jì)42.1高速級52.2低速級10三、軸的設(shè)計(jì)143.1高速軸143.2中速軸163.3低速軸17四、中速軸的校核184.1齒輪受力分析184.2中速軸的各參數(shù)194.3繪制受力簡圖194.4水平面H受力分析 194.5鉛錘面V的受力分析 204.6中速軸所受的扭矩圖214.7合成彎矩224.8按彎扭合成應(yīng)力校核軸

2、的強(qiáng)度 22五、滾動(dòng)軸承的選擇及其基本額定壽命的計(jì)算225.1求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2225.2求兩軸承計(jì)算軸向力Fa1和Fa2225.3求兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2235.4驗(yàn)算軸承的壽命23六、鍵的選擇和鍵的連接強(qiáng)度計(jì)算246.1鍵的選擇246.2鍵連接強(qiáng)度的校核24七、聯(lián)軸器的選擇247.1高速軸聯(lián)軸器242.1低速軸聯(lián)軸器24八、齒輪及軸承潤滑方法、潤滑劑牌號及裝油量248.1齒輪潤滑248.2軸承潤滑25九、密封方式的選擇259.1減速器的密封259.2密封類型的選擇25十、密封方式的選擇2510.1疾速器的機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸2510.2減速器附件26參考文獻(xiàn)27【機(jī)械設(shè)計(jì)】

3、課程設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)題目帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)者專業(yè): 姓名： 題目數(shù)據(jù)工作機(jī)輸入功率(kW)2.3工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速(rpm)631 電動(dòng)機(jī) 2 聯(lián)軸器 3 減速器 4 帶式輸送機(jī)(工作機(jī))工作條件1、連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)；2、載荷較平穩(wěn)；3、兩班制；4、結(jié)構(gòu)緊湊；5、工作壽命5年。設(shè)計(jì)內(nèi)容1、 減速器裝配圖1張(0號圖)；2、零件圖23張；3、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書1份。設(shè)計(jì)期限答辯日期指導(dǎo)教師設(shè)計(jì)成績（表x.x如表9.1來自參考文獻(xiàn)1、表x-x、式（x-x）、式x-x、圖x-x如表10-1來自參考文獻(xiàn)2）一、電動(dòng)機(jī)的選擇1.1電動(dòng)機(jī)類型選擇： Y系列三廂籠型異步電動(dòng)機(jī)（全封自扇冷式）。1.2 電動(dòng)機(jī)容量選擇：

4、電動(dòng)機(jī)所需工作功率Pd=P式中P為工作機(jī)的輸入功率，為組成傳動(dòng)裝置和工作機(jī)的各部分運(yùn)動(dòng)副或傳動(dòng)副的效率乘積。設(shè)1、2、3分別為聯(lián)軸器、滾動(dòng)軸承、齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率。查表9.1得：1=0.99、2=0.99、3=0.97。=0.992×0.993×0.972=0.895則： Pd=P=2.30.895kw=2.57kw選取電動(dòng)機(jī)額定功率為3kw。1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速為已n=63r/min,展開式減速器的傳動(dòng)比為840，即電動(dòng)機(jī)的實(shí)際轉(zhuǎn)速為nd=5042520r/min。綜合考慮傳動(dòng)裝置的機(jī)構(gòu)緊湊，選同步轉(zhuǎn)速為750r/min的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速

5、，查表14.1選定型號為Y132SM-8。其主要性能如下：電動(dòng)機(jī)型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動(dòng)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132SM-837102.02.01.4傳動(dòng)比的分配： 總傳動(dòng)比i=nmn=71063=11.27，考慮潤滑條件、為使兩級大齒輪直徑相近i1= 1.4i2。故：i1=1.4i=1.4×11.27=3.97i2=ii1=11.273.97=2.841.5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)：各州轉(zhuǎn)速：1軸：n1=nm=710r/min2軸：n2=n1i1=7103.97r/min=178.84r/min3軸：n3=n2i2=178.842.84r/min=

6、62.97r/min各軸的輸入功率：1軸：P1=Pd1=2.57×0.99kw=2.544kw2軸：P2=P123=2.544×0.99×0.97kw= 2.44kw3軸：P3=P223=2.44×0.99×0.97kw=2.34kw卷筒軸：P4=P31=2.34×0.99kw=2.32kw各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9.55×106×Pdnm=9.55×106×2.57710N.mm=34568.31N.mm1軸：T1=Td1=34568.31×0.99N.mm=3422

7、2.63N.mm2軸：T2=T123i1=34222.63×0.99×0.97×3.97N.mm=130470N.mm3軸：T3=T223i2=130470×0.99×0.97×2.84N.mm=355824.66N.mm卷筒軸：T4=T31=355824.66×0.99N.mm=352266N.mm整理列表軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(N.mm)轉(zhuǎn)速/(N.mm)傳動(dòng)比i效率電機(jī)軸2.573.46×10471010.991軸2.5443.42×1047103.970.96032軸2.441.3×1

8、05178.842.840.96033軸2.343.56×10562.9710.99卷筒軸2.323.52×10562.97二、齒輪設(shè)計(jì)21高速級：選精度等級、材料及齒數(shù)1)依照傳動(dòng)方案，本設(shè)計(jì)選用二級斜齒輪傳動(dòng)。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角n=20°,齒頂高系數(shù)ha*=1,頂隙系數(shù)c*=0.25。2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)速不高，查表16.1選用8級精度。3)由表10-1，小齒輪選用40cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。4)初選小齒輪齒數(shù)Z1=19，大齒輪Z2=i1Z1=3.97 ×19=75.43,取Z2

9、=76，Z1與Z2互質(zhì)。5)初選螺旋角=14°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：dt32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2a. 確定公式中的各參數(shù)值：i試選載荷系數(shù)KHt=1.3ii.由圖10-20差得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433，表10-5查得材料彈性影響系數(shù)Z=189.6Mpa12,表10-7取d=1。iii由式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度重合系數(shù)Z。t=arctantann/cos=arctan(tan20°/cos14°)=20.562°at1=arccosZ1cost/(Z1+2ha*cos=arccos19&

10、#215;cos20.562°/(19+2×1×cos14°)=31.840°at2=arccosZ2cost/(Z2+2ha*cos=arccos76×cos20.562°/(76+2×1×cos14°)=24.079°=Z1tanat1-tant'+Z2tanat2-tant'/2=19tan31.840°-tan20.562°+76(tan24.079°-tan20.562°)/2=1.611=dZ1tan=1×1

11、9×tan14°/=1.508Z=4-3(1-)+=4-1.6113×1-1.508+1.5081.611=0.729iv由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14°=0.985v.計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力H由圖10-25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)：N1=60n1jLh=60×710×1×2×8×300×5=1.022×109N2=N1u=1.022×109/(76/19

12、)=2.556×108由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90、KHN2=0.93,取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得：H1=KHN1Hlim1S=0.90×6001Mpa=540MpaH2=KHN2Hlim2S=0.93×5501Mpa=511.5Mpa取H1和H2中的較小者為該齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力，即H=H2=511.5Mpab. 試算小齒輪分度圓直徑：d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×3.42×1041×7619+17619×2.433

13、5;189.8×0.729×0.985511.52mm=36.014mm2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑a.計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備：i圓周速度VV=d1tn160×1000=×36.014×71060×1000m/s=1.339m/sii.齒寬bb=dd1t=1×36.014mm=36.014mmb計(jì)算實(shí)載荷系數(shù)KAi.由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。ii.根據(jù)V=1.339m/s，8級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.07。iii.齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×3.42×104/36.0

14、14N=1.899×103N,KAFt1/b=1×1.899×103/36.014N/mm=52.736N/mm<100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4。iv由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KH=1.4445則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=1×1.07×1.4×1.445=2.16463)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=36.014×32.16461.3mm=42.686mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cosZ1=42.

15、686×cos14°/19mm=2.1799mm按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：1) 由式（10-20）試算齒模數(shù)，即mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYsaFa. 確定公式中的各參數(shù)值。i試選載荷系數(shù)KFt=1.3。 ii由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合系數(shù)Y。b=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.140°v=/cos2b=1.611/cos213.140°=1.699Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.699=0.691iii.由式（10-19）可得計(jì)

16、算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y。Y=1-120°=1-1.50814°120°=0.824iv.計(jì)算YFaYsaF。由當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1/cos3=19/cos314°=20.799Zv2=Z2/cos3=76/cos314°=83.196查圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.78,YFa2=2.23由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.55,Ysa2=1.77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查得彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.84、KFN2=0.90

17、,取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.855×5001.4Mpa=303.57MpaF2=KFN2Flim2S=0.88×3801.4Mpa=244.28MpaYFa1Ysa1F1=2.78×1.55303.57=0.01419YFa2Ysa2F2=2.23×1.77244.28=0.01615因?yàn)榇簖X輪的YFaYsaF大于小齒輪，所以YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.01615b.試算齒輪模數(shù)mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYsaF=32×1.3×3.42×

18、104×0.691×0.824×cos214°1×192×0.01615mm=1.287mm2) 調(diào)整齒輪模數(shù)a. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。i.圓周速度Vd1=mntZ1cos=1.287×19cos14°mm=25.204mmV=d1n160×1000=×25.204×71060×1000m/s=0.9369m/sii.尺寬bb=dd1=1×25.204mm=25.204mmiii.齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh=2ha*+c*mnt=2×1+0.25&#

19、215;1.287=2.895mmb/h=25.204/2.895=8.7037b. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。i根據(jù)V=0.9639m/s,8級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.02iiFt1=2T1/d1t=2×3.42×104/25.204N=2.713×103N,KAFt1/b=1×2.713×103/25.204N/mm=107.67N/mm>100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4。iii.由表10-4用插值法得KH=1.445,結(jié)合b/h=8.7037，查圖10-13，得KF=1.31。則載荷系數(shù)為KF=

20、KAKVKFKF=1×1.02×1.4×1.31=1.871c. 由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.287×31.92571.3mm=1.453mm對比計(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)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取mn=1.5mm，為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=42.686mm 來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即Z1=d1cos/mn=42.686×cos14°/1.5=27.6。取Z1=28，則Z2=uZ1

21、=3.97×28=111.16,取Z2=111，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。(4)幾何尺寸計(jì)算1)計(jì)算中心矩a=Z1mn2cos=28+111×1.52×cos14°mm=107.44mm將中心矩圓整為108mm2)按圓整后的中心矩修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(28+111)×1.52×108=15.142°3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=28×1.5cos15.142°mm=43.511mmd2=Z2mncos=111×1.5cos15.142

22、76;mm=172.488mm4)計(jì)算齒輪寬度b=dd1=1×43.511mm=43.511mm 取b1=50mm、b2=44mm。(5)主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)Z1=28,Z2=111,模數(shù)m=1.5mm，壓力角=20°，螺旋角=15.142°，變位系數(shù)x1=x2=0,中心矩a=108mm,齒寬b1=50mm、b2=44mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。按8級精度設(shè)計(jì)。22低速級：選精度等級、材料及齒數(shù)1)依照傳動(dòng)方案，本設(shè)計(jì)選用二級斜齒輪傳動(dòng)。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角n=20°,齒頂高系數(shù)ha*=1,頂隙系數(shù)c*=0.25。2)運(yùn)輸機(jī)為一

23、般工作機(jī)器，運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)速不高，查表16.1選用8級精度。3)由表10-1，小齒輪選用40cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。4)初選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪Z2=i2Z1=2.84 ×24=68.16,取Z2=69，Z1與Z2互質(zhì)。5)初選螺旋角=14°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：dt32KHtT2du+1u(ZHZEZZH)2c. 確定公式中的各參數(shù)值：i試選載荷系數(shù)KHt=1.3ii.由圖10-20差得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433，表10-5查得材料彈性影響系數(shù)Z=189.6Mpa12,

24、表10-7取d=1。iii由式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度重合系數(shù)Z。t=arctantann/cos=arctan(tan20°/cos14°)=20.562°at1=arccosZ1cost/(Z1+2ha*cos=arccos24×cos20.562°/(24+2×1×cos14°)=29.974°at2=arccosZ2cost/(Z2+2ha*cos=arccos69×cos20.562°/(69+2×1×cos14°)=24.400°=

25、Z1tanat1-tant'+Z2tanat2-tant'/2=24tan29.974°-tan20.562°+69(tan24.400°-tan20.562°)/2=1.632=dZ1tan=1×24×tan14°/=1.905Z=4-3(1-)+=4-1.6323×1-1.905+1.9051.632=0.673iv由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14°=0.985v.計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力H由圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa,

26、 Hlim2=550Mpa由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n2jLh=60×178.84×1×2×8×300×5=2.57×108N2=N1u=2.57×108/(69/24)=8.939×107由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.93、KHN2=0.95,取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得：H1=KHN1Hlim1S=0.93×6001Mpa=558MpaH2=KHN2Hlim2S=0.95×5501Mpa=522.2Mpa取H1和H2中

27、的較小者為該齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力，即H=H2=522.2Mpad. 試算小齒輪分度圓直徑：d1t32KHtT2du+1uZHZEZZH2=32×1.3×1051×2.84+12.84×2.433×189.8×0.673×0.985511.6122mm=53.95mm2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑a.計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備：i圓周速度VV=d1tn260×1000=×53.95×178.8460×1000m/s=0.505m/sii.齒寬bb=dd1t=1×53.95mm

28、=53.95mmb計(jì)算實(shí)載荷系數(shù)KAi.由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。ii.根據(jù)V=0.505m/s，8級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.03。iii.齒輪的圓周力Ft1=2T2/d1t=2×1.3×105/53.95N=4819.277N,KAFt1/b=1×4819.277/53.95N/mm=89.33N/mm<100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4。iv由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KH=1.4545則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=1×1.03×1.4×

29、1.4545=2.0973)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=53.95×32.0971.3mm=63.2717mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cosZ1=63.2717×cos14°/24mm=2.558mm按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：3) 由式（10-20）試算齒模數(shù)，即mnt32KFtT2YYcos2dZ12YFaYsaFb. 確定公式中的各參數(shù)值。i試選載荷系數(shù)KFt=1.3。 ii由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合系數(shù)Y。b=arctantancost=arctantan14°cos20.56

30、2°=13.140°v=/cos2b=1.632/cos213.140°=1.733Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.733=0.682iii.由式（10-19）可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y。Y=1-120°=1-1.90514°120°=0.778iv.計(jì)算YFaYsaF。由當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1/cos3=24/cos314°=26.27Zv2=Z2/cos3=69/cos314°=75.533查圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.62,YFa2=2.23由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y

31、sa1=1.6,Ysa2=1.77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查得彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.91、KFN2=0.98,取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.91×5001.4Mpa=325MpaF2=KFN2Flim2S=0.98×3801.4Mpa=266MpaYFa1Ysa1F1=2.62×1.6325=0.012898YFa2Ysa2F2=2.23×1.77266=0.014419因?yàn)榇簖X輪的YFaYsaF大于小

32、齒輪，所以YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.014419b.試算齒輪模數(shù)mnt32KFtT2YYcos2dZ12YFaYsaF=32×1.3×1.3×105×0.682×0.778×cos214°1×242×0.014419mm=1.6168mm4) 調(diào)整齒輪模數(shù)d. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。i.圓周速度Vd1=mntZ1cos=1.6168×24cos14°mm=39.992mmV=d1n160×1000=×39.992×178.8460&

33、#215;1000m/s=0.37448m/sii.尺寬bb=dd1=1×39.992mm=39.992mmiii.齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh=2ha*+c*mnt=2×1+0.25×1.6168=3.6378mmb/h=39.992/3.6378=10.993e. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。i根據(jù)V=0.9639m/s,8級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.00iiFt1=2T2/d1t=2×1.3×105/39.992N=6.5013×103N,KAFt1/b=1×6.5013×103/39.992N/mm=16

34、2.565N/mm>100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4。iii.由表10-4用插值法得KH=1.450,結(jié)合b/h=10.993，查圖10-13，得KF=1.36。則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1×1×1.4×1.36=1.904f. 由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.6168×31.9041.3mm=1.8361mm對比計(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)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取mn=2mm，為了同時(shí)滿足接觸疲

35、勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=63.2717mm 來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即Z1=d1cos/mn=63.2717×cos14°/2=30.696。取Z1=31，則Z2=uZ1=2.84×31=88.04,取Z2=88，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。(4)幾何尺寸計(jì)算1)計(jì)算中心矩a=Z1mn2cos=31+88×22×cos14°mm=122.643mm將中心矩圓整為122mm2)按圓整后的中心矩修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(31+88)×22×122=12.732°3

36、)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=31×2cos12.732°mm=63.562mmd2=Z2mncos=88×2cos12.732°mm=180.436mm4)計(jì)算齒輪寬度b=dd1=1×63.562mm=63.562mm 取b1=70mm、b2=64mm。(5)主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)Z1=31,Z2=88,模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，螺旋角=12.732°，變位系數(shù)x1=x2=0,中心矩a=122 mm，b1=70mm、b2=64mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。按8級精度設(shè)計(jì)。齒

37、輪的主要參數(shù)高速級低速級齒數(shù)281113188中心距108122法面模數(shù)1.52.0螺旋角15.142°12.732°法面壓力角20°20°齒寬b50447064分度圓直徑43.511172.48863.562180.436齒頂圓直徑46.511175.48867.562184.436齒根圓直徑39.761168.73858.562175.436三、軸的設(shè)計(jì)3.1高速軸(1)材料選擇查表15-1，選用45鋼（調(diào)質(zhì)）(2)確定最小直徑dmindminA03P1n1查表15-3，A0=112，由上面結(jié)論P(yáng)1=2.544kw,n1=710r/min,dmin1

38、12×32.544710mm=17.138mm考慮該軸有一鍵槽，將計(jì)算結(jié)果加5%，dmin=17.138×1+5%mm=17.65mm(3)選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動(dòng)裝置的工作條件擬選用LH型彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為Tca=KATd,查表14-1取KA=1.5，由Td=3.46×104N.mm,得Tca=1.5×3.46×104N.mm=5.19×104N.mm根據(jù)Tca=5.19×104N.mm=51.9N.m查表13.1選定LH3型聯(lián)軸器，其T=630N.m>Tca,軸孔直徑d(30-42)mm可滿足電動(dòng)機(jī)的軸徑

39、要求(取半聯(lián)軸器的孔徑為d=30mm)。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）確定減速器高速軸外伸處直徑(與聯(lián)軸器配合處)dmin=30mm取d1-2=30mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm2）為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1-2段的長度比L1略短一些，現(xiàn)取l1-2=58mm。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，查表15-2得R=1.2mm,則軸間高h(yuǎn)=23R=(2.43.6)mm，且為滿足氈圈裝配需求，取h=2.5mm,故2-3段直徑d2-3=35mm。3）初步選擇滾動(dòng)軸承根據(jù)d2-3=35mm，且軸承能承受一定的軸向力，選擇7207C號軸承，其d×D×B

40、=35mm×72mm×17mm,(da)min=42mm。確定d6-7=35mm,l6-7=17mm。4）根據(jù)軸承旁連接螺栓d1，與地腳螺釘df的c1=26mm、c2=20mm，以及壁厚=8mm得內(nèi)機(jī)壁至軸承座斷面距離l2=c1+c2+58mm=26+20+8+58mm=5962mm,取l2=60mm。5）.軸承端蓋與調(diào)整墊片厚度e=10mm,根據(jù)軸承端蓋便于拆裝的要求，取2-3段軸肩距軸承端蓋x2=10mm, 軸承旁擋油板寬度3=10mm，則l2-3=l2-3+x2=60-10+10+10mm=70mm6）取d3-4=45mm(滿足安裝軸承與氈圈要求)。7）小齒輪矩齒內(nèi)機(jī)

41、壁距離2=8mm,取中間軸兩齒輪軸向間距4=7mm，中速軸上兩齒輪寬度分別為b2h=44mm, b1l=70mm。得出，l3-4=3+2+b1l+4-(b1h-b2h)/2=10+8+70+7-(50-44)/2=92mm8）軸段4-5加工齒輪軸，為方便加工，取d4-5=48mm，l4-5=b1h=50mm9) 取d5-6=45mm(滿足安裝軸承與氈圈要求)。l5-6=+3=8+10mm=18mm10)整理如下：軸段1-22-33-44-55-66-7直徑d/mm303545484530長度l/mm5870925018173.2中速軸(1)材料選擇查表15-1，選用45鋼（調(diào)質(zhì)）(2)確定最小

42、直徑dmindminA03P2n2查表15-3，A0=112，由上面結(jié)論P(yáng)2=2.44kw,n2=178.84r/min,dmin112×32.44178.84mm=26.762mm考慮該軸有一鍵槽，將計(jì)算結(jié)果加5%，dmin=26.762×1+5%mm=28.1001mm 但不應(yīng)小于高速軸安裝軸承處直徑35mm,(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1)選擇7208C號軸承，其d×D×B=40mm×80mm×18mm,(da)min= 47mm。則安裝軸承處d1-2=40mm。2)軸承與高速軸大齒輪左端之間采用套筒定位。已知b2h=44mm,為了保證

43、套筒斷面可靠地壓緊齒輪，取l1-2=B+3+2+(b1h-b2h)/2+2mm=18+10+8+(50-44)/2+2mm=41mm3)取d2-3=44mm, l2-3=b2h-2mm=44-2mm=42mm。4)大齒輪右端采用軸肩定位，查表15-2得R=1.2mm,則軸間高h(yuǎn)=23R=(2.43.6)mm，取h=2.5mm，則d3-4=49mm,取軸環(huán)寬度b=4=7mm1.5h=1.5×2.5mm=3.75mm，即l3-4=7mm5)由于低速級小齒輪b1l=70mm,齒頂圓dal=67.562mm。取d4-5=68mm, l4-5=70mm。6）軸承左端采用軸肩定位，且為滿足氈圈裝

44、配要求，取d5-6=55mm,l5-6=2+3=8+10mm=18mm。7)d6-7=d=40mm,l6-7=B=18mm8)整理數(shù)據(jù)如下：軸段1-22-33-44-55-66-7直徑d/mm404449685540長度l/mm412377018183.3低速軸(1)材料選擇查表15-1，選用45鋼（調(diào)質(zhì)）(2)確定最小直徑dmindminA03P3n3查表15-3，A0=112，由上面結(jié)論P(yáng)3=2.34kw,n3=63r/min,dmin112×32.3463mm=37.368mm考慮該軸有一鍵槽，將計(jì)算結(jié)果加5%，dmin=37.368×1+5%mm=39.2364mm

45、(3)選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為Tca=KAT3,查表14-1取KA=1.5，由T3=3.56×105N.mm,得Tca=1.5×3.56×105N.mm=534N.m查表13.6選定LH3型聯(lián)軸器，其T=650N.m>Tca,軸孔直徑d(30-42)mm， (取半聯(lián)軸器的孔徑為d=40mm)。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）確定減速器高速軸外伸處直徑(與聯(lián)軸器配合處)dmin=40mm取d1-2=40mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm2）為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1-2段的長度比L1略短一些，現(xiàn)取l1-2=82mm。為了滿足

46、半聯(lián)軸器的軸向定位要求，查表15-2得R=1.2mm,則軸間高h(yuǎn)=23R=(2.43.6)mm，且為滿足氈圈裝配需求，取h=2.5mm,故2-3段直徑d2-3=45mm。3）初步選擇滾動(dòng)軸承根據(jù)d2-3=45mm，且軸承能承受一定的軸向力，選擇7209C號軸承，其d×D×B=45mm×85mm×19mm,(da)min=52mm。l2-3=x2+e+l2-3=10+10+60-10mm=70mm4）5-6軸段安裝軸承，則d5-6=45mm,軸承左端與大齒輪右端通過套筒定位，又低速級大齒輪b2l=64mm, 為了保證套筒斷面可靠地壓緊齒輪,得l5-6=B+

47、3+(b1l-b2l)/2+2+2=10+19+(70-64)/2+8+2=42mm5)取d4-5=49mm低速級大齒輪b2l=64mm,則l4-5=b2l-2mm=64-2mm=62mm 6) 大齒輪左端采用軸肩定位，查表15-2得R=1.2mm,則軸間高h(yuǎn)=23R=(2.43.6)mm，取h=3mm，則d3-4=55mm,取軸環(huán)寬度b=4+(b1l-b2l)/2+b2h+(b1h-b2h)/2+2+3=7+(70-64)/2+44+(50-44)/2+8+10mm=75mm1.5h=1.5×2.5mm=3.75mm，即l3-4=75mm 7)整理數(shù)據(jù)如下：軸段1-22-33-44

48、-55-6直徑d/mm4045554945長度l/mm8270756242四、中速軸的校核4.1齒輪受力分析 4.2中速軸的各參數(shù)： T2=1.3×105N.mm,n2=178.84r/min,P2=2.44kw。4.3中速軸上各力： 大齒輪d2=172.488mm,=15.142°t2=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos15.142°)=20.6595°Ft2=2T2/d2=2×1.3×105/172.488N=1507.351236NFr2=Ft2tant2=1507.351236

49、15;tan20.6595°N=568.363NFa2=Ft2tan=1507.351236×tan15.142°N=407.9002N 小齒輪d3=63.562mm,=12.732°t3=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos12.732°)=20.4628°Ft3=2T2/d3=2×1.3×105/63.562N=4090.4943NFr3=Ft3tant3=4090.4943×tan20.4628°N=1526.347NFa3=Ft3tan=4090

50、.493×tan12.732°N=924.233N4.3繪制受力簡圖軸承采用正裝方式，查表12.2得軸承受力的作用點(diǎn)偏離中心位置a-B/2=17-18/2mm=8mm。4.4水平面H的受力分析MA=Ft2lAB+Ft3lAC+FNH2lAD=0即，1507.351×44+4090.494×108+FNH2×162=0得，F(xiàn)NH2=-3136.400NFy=Ft2+Ft3+FNH1+FNH2=0即，1507.651+4090.494-3136.400+FNH1=0得，F(xiàn)NH1=-2461.445N由以上數(shù)據(jù)計(jì)算可得剪力圖與彎矩圖：4.5鉛垂面V的

51、受力分析M1=Fa2d22=407.9002×172.4882×10-3=35.179N.mM2=Fa3d32=924.233×63.5622×10-3=29.373N.mMA=-Fr2lAB+M1+M2+Fr3lAC+FNV2lAD=0即，-568.363×44×10-3+35.179+29.373+1526.347×108×10-3+FNV2×162×10-3=0得，F(xiàn)NV2=-1261.663NFy=FNV1-Fr2+Fr3+FNV2=0即，F(xiàn)NV1-568.636+1526.347-12

52、61.663=0得，F(xiàn)NV1=303.679N由以上數(shù)據(jù)計(jì)算可得剪力圖與彎矩圖：4.6中速軸所受扭矩圖： 4.7合成彎矩：M1=MH12+MV12=108.3032+13.3612N.m=109.124N.mM2=MH12+MV22=108.3032+21.8182N.m=110.4784N.mM3=MH22+MV32=169.3652+38.7192N.m=173.734N.mM4=MH22+MV42=169.3652+68.30922N.m=182.540N.m4.8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通過以上數(shù)據(jù)判斷C為危險(xiǎn)截面，根據(jù)式(15-5)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取

53、=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：ca=M42+(T2)2W=1825402+(0.6×1.3×105)2403/32Mpa=31.017Mpa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得-1=60Mpa,因此ca<-1，故安全。五、滾動(dòng)軸承的選擇及其基本額定壽命的計(jì)算 由上，已選擇角接觸球軸承，7207C，7208C,7209C。現(xiàn)對中間軸軸承7208C進(jìn)行壽命計(jì)算： 5.1求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2 由以上軸的校核可知： Fr1=FNH12+FNV12=(-2461.445)2+(303.679)2N=2480.107N Fr2=FNH22+FNV22=(

54、-3136.340)2+(-1261.663)2N=3380.595N 5.2求兩軸承計(jì)算軸向力Fa1和Fa2 對于70000C型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr,其中e 為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由FaC0的大小來確定，但現(xiàn)軸承軸向力Fa未知，故先取e=0.4，因此可估算： Fd1=0.4Fr1=0.4×2480.107N=992.0428N; Fd2=0.4Fr2=0.4×3380.595N=1352.238N因?yàn)镕ae=Fa3-Fa2=924.233-407.900N=516.33N水平向右 Fd1+Fae=992.0428+516.33N=1508

55、.373N>Fd2，所以Fa1=Fd1=922.0428NFa2=Fd1+Fae=992.0428+516.33N=1508.373N查表12.2得C=36.8KN,C0=25.8KN。因此，F(xiàn)a1C0=922.042825800=0.0357838，F(xiàn)a2C0=1508.37325800=0.058464。由表13-5用插值法計(jì)算得，e1=0.4070177,e2=0.43048再計(jì)算:Fd1=e1Fr1=0.4070177×2480.107N=1009.447N Fd2=e2Fr2=0.43048×3380.595N=1455.279NFa1=Fd1=1009.4

56、47N; Fa2=Fd1+Fae=1009.447+516.33N=1525.777NFa1C0=1009.44725800=0.0391258，F(xiàn)a2C0=1525.77725800=0.0591386兩次計(jì)算的FaC0值相差不大，因此確定e1=0.4070177,e2=0.43048，F(xiàn)a1=1009.447N，F(xiàn)a2=1525.777N。5.3求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2因?yàn)?，F(xiàn)a1Fr1=1009.4472480.107=0.4070175<e1；Fa2Fr2=1525.7773380.595=0.495286>e2由表13-5分別進(jìn)行查表或插值計(jì)算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷

57、系數(shù)為： X1=1,Y1=0, X2=0.44,Y2=1.302748 運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊，查表13-6,fd=(1.01.2)得fd=1.1。則P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=1.1×1×2480.107+0×1009.447N=2728.1177NP2=fdX2Fr2+Y2Fa2=1.1×0.44×3380.595+1.302748×1525.777N=3822.681209N5.4驗(yàn)算軸承的壽命因?yàn)镻1<P2,所以按P2的大小驗(yàn)算Lh=10660n(ftCP)對于球軸承=3，查表13-4得ft=1。Lh=10660n2(f

58、tCP)3=10660×178.84(368003822.681209)3=83142.54216h=17.323年>5年所以所選軸承滿足工作要求，具體參數(shù)如下：軸承型號系列基本尺寸安裝尺寸d/mmD/mmB/mmda/mm7207C357217427208C408018477209C45851952六、鍵的選擇和鍵的連接強(qiáng)度計(jì)算6.1鍵的選擇鍵是標(biāo)準(zhǔn)件，通常用于聯(lián)接軸和軸上的零件，起到周向固定的作用并傳遞轉(zhuǎn)矩。有些類型的鍵還可以實(shí)現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向移動(dòng)。根據(jù)所設(shè)計(jì)的要求。此次設(shè)計(jì)采用普通A型平鍵聯(lián)接。查表11.27得具體參數(shù)如下：鍵名b×h×L18×7×50212×8×36312&