多級減速器畢業(yè)設(shè)計

1、一：多級減速器的工作原理及結(jié)構(gòu)組成工作原理:單級減速器就是一個主動椎齒輪（俗稱角齒） ，和一個從動傘齒輪（俗稱盆角 齒），主動椎齒輪連接 傳動軸，順時針旋轉(zhuǎn)，從動傘齒輪貼在其右側(cè)，嚙合點向下轉(zhuǎn)動，與車 輪前進方向一致。由于主動 錐齒輪直徑小，從動傘齒輪直徑大，達到減速的功能。雙級減速器多了一個中間過渡齒輪，主動椎齒輪左側(cè)與中間齒輪的傘齒部分嚙合，傘齒輪同 軸有一個小直徑的直齒輪，直齒輪與從動齒輪嚙合。這樣中間齒輪向后轉(zhuǎn)，從動齒輪向前轉(zhuǎn) 動。中間有兩級減速過程。雙級減速由于使車橋體積增大，過去主要用在發(fā)動機功率偏低的車輛匹配上，現(xiàn)在主要用于低速高扭矩的工程機械方面。在雙級式主減速器中，若第二級減

2、速在車輪附近進行，實際上構(gòu)成兩個車輪處的獨立部件， 則稱為輪邊減速器。這樣作的好處是可以減小半軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，有利于減小半軸的尺寸和質(zhì)量。輪邊減速器可以是 行星齒輪 式的，也可以由一對圓柱齒輪副構(gòu)成。當采用圓柱齒輪副 進行輪邊減速時可以通過調(diào)節(jié)兩齒輪的相互位置，改變車輪軸線與半軸之間的上下位置關(guān)系。 這種車橋稱為門式車橋，常用于對車橋高低位置有特殊要求的汽車。按主減速器傳動比檔數(shù)分，可分為單速式和雙速式兩種。目前，國產(chǎn)汽車基本都采用了傳動比固定的單速式主減速器。在雙速式主減速器上，設(shè)有供選擇的兩個傳動比，這種主減速器 實際上又起到了副變速器的作用。二結(jié)構(gòu)組成1、齒輪、軸及軸承組合小齒輪與軸制成

3、一體，稱齒輪軸，這種結(jié)構(gòu)用于齒輪直徑與軸的直徑相關(guān)不大的情況下， 如果軸的直徑為 d,齒輪齒根圓的直徑為 df,則當df-d <67mn時，應采用這種結(jié)構(gòu)。而當 df-d > 67mn時，采用齒輪與軸分開為兩個零件的結(jié)構(gòu)，如低速軸與大齒輪。此時齒輪與軸 的周向固定平鍵聯(lián)接，軸上零件利用軸肩、軸套和軸承蓋作軸向固定。兩軸均采用了深溝球 軸承。這種組合，用于承受徑向載荷和不大的軸向載荷的情況。當軸向載荷較大時，應采用角接觸球軸承、圓錐滾子軸承或深溝球 軸承與推力軸承的組合結(jié)構(gòu)。軸承是利用齒輪旋轉(zhuǎn)時濺起的稀油，進行潤滑。箱座中油池的 潤滑油，被旋轉(zhuǎn)的齒輪濺起飛濺到箱蓋的內(nèi)壁上，沿內(nèi)壁流到

4、分箱面坡口后，通過導油槽流 入軸承。當浸油齒輪圓周速度uw2m/s時，應采用潤滑脂潤滑軸承，為避免可能濺起的稀油沖掉潤滑脂，可采用擋油環(huán)將其分開。為防止?jié)櫥土魇Ш屯饨缁覊m進入箱內(nèi)，在軸承端蓋和外伸軸之間裝有密封元件。2、箱體箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。箱體通常用灰鑄鐵制造，對于重載或有沖擊載荷的減速器也可以采用鑄鋼箱體。單體生 產(chǎn)的減速器，為了簡化工藝、降低成本，可采用鋼板焊接的箱體。灰鑄鐵具有很好的鑄造性能和減振性能。為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體制成沿 軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱體用螺栓聯(lián)接成一體。軸承座的聯(lián)接螺栓應盡量靠近軸承 座孔，

5、而軸承座旁的凸臺，應具有足夠的承托面，以便放置聯(lián)接螺栓，并保證旋緊螺栓時需 要的扳手空間。為保證箱體具有足夠的剛度，在軸承孔附近加支撐肋。為保證減速器安置在 基礎(chǔ)上的穩(wěn)定性并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積，箱體底座一般不采用完整的平 面。3、減速器附件為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的 重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查 油面 高度、加工及拆裝檢修時箱蓋 與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計。1) 檢查孔為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設(shè)置 檢查孔。檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部能直接觀察到

6、齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘 固定在箱蓋上。2) 通氣器減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能 自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏， 通常在 箱體 頂部裝設(shè)通氣器。3) 軸承蓋為固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸 承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中 裝有密封裝置。凸緣式軸承蓋的優(yōu)點是拆裝、調(diào)整軸承方便，但和嵌入式軸承蓋相比，零件 數(shù)目較多，尺寸較大，外觀不平整。4) 定位銷為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精

7、加工軸承 孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上，對稱箱體 應呈對稱 布置 ，以免錯裝。5) 油面指示器檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體 便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器。6) 放油螺塞換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設(shè)放油孔， 平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈。7) 啟箱螺釘為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出 2個螺孔,旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱

8、螺釘便可將上箱蓋頂起。小型減速器也可 不設(shè)啟箱螺釘，啟蓋時用起子撬開箱蓋，啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕壜?lián)接螺栓?；痉诸?1、減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設(shè)計、制造和使 用特點各不相同。 20 世紀 70-80 年代，世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展，且與新技術(shù)革命 的發(fā)展緊密結(jié)合。其主要類型：齒輪減速器；蝸桿減速器； 齒輪 蝸桿減速器；行星齒輪減 速器。2、一般的減速器有斜齒輪減速器 ( 包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等 等 ) 、行星齒輪減速器、 擺線針輪減速器、 蝸輪蝸桿減速器、 行星摩擦式機械無級變速機等等。1) 圓柱齒輪減速器單級、二級、二級以上

9、二級。布置形式：展開式、分流式、同軸式。2) 圓錐齒輪減速器用于輸入軸和輸出軸位置成相交的場合。3) 蝸桿減速器主要用于傳動比 i>10 的場合，傳動比較大時結(jié)構(gòu)緊湊。其缺點是效率低。目前廣泛應用阿 基米德 蝸桿 減速器。4) 齒輪蝸桿減速器若齒輪傳動在高速級，則結(jié)構(gòu)緊湊；若蝸桿傳動在高速級，則效率較高。5) 行星齒輪減速器傳動效率高，傳動比范圍廣，傳動功率 12W50000KW體積和重量小。3、常見減速器的種類1) 蝸輪蝸桿減速器的主要特點是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸 不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。2) 諧波減速器

10、的 諧波 傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、 精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉(zhuǎn)速不能太高。3) 行星減速器其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭 矩可以做的很大。但價格略貴。減速器 : 簡言之，一般機器的功率在設(shè)計并制造出來后，其額 定功率就不在改變，這時，速度越大，則扭矩 (或扭力 )越小；速度越小，則扭力越大。三 . 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案 :1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 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

11、動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將 V 帶設(shè)置在高速級其傳動方案如下：圖一:（傳動裝置總體設(shè)計圖）初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如：傳動裝置總體設(shè)計圖所示 選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率a32123432=0.96X 0.98 X 0.95 X 0.97X 0.96= 0.759;!為V帶的效率，！為第一對軸承的效率，3為第二對軸承的效率，4為第三對軸承的效率，5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 7級精度，油脂潤滑 因是薄壁防護罩，采用開式效率計算）。2. 電動機的選擇電動機所需工作功率為：P = P>/ n = 1900X 1.3/1000X 0.759

12、= 3.25kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n= 1000 60v =82.76r/min, D經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i- = 24,二級圓柱斜齒輪I減速器傳動比N = 840，Il|ia則總傳動比合理范圍為i二=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n = r X n=（16160）X 82.76= 1324.1613241.6r/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, 選定型號為丫112M 4的三相異步電動機，額定功率為 4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速nm 1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。I1.'述茹ht

13、9;方案電動機型號額定功率Pedkw電動機轉(zhuǎn)速%in電動機重量N參考 價格 元傳動裝置的傳動比同步 轉(zhuǎn)速滿載 轉(zhuǎn)速總傳動比V 帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底腳安裝尺寸A X B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D X E裝鍵部位尺寸 F X GD132515X 345X 315216 X1781236 X 8010 X 413. 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 = nhn= 1440/82.76= 17.

14、40(2) 分配傳動裝置傳動比ia = i 0 X i式中i°,h分別為帶傳動和減速器的傳動比。ia/i。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io = 2.3,則減速器傳動比為i=17.40/2.3= 7.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為 h = 3.24，則i2 = i/i, = 2.334. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1) 各軸轉(zhuǎn)速n = n m/i0 = 1440/2.3= 626.09r/mi nnn = ni /i, = 626.09/3.24= 193.24r/minn皿=nn / i2 = 193.24/2.33=82.93 r/minn = n =82.93

15、r/min(2) 各軸輸入功率Pi = pd X 1 = 3.25X 0.96= 3.12kWPn = pi X nX 3 = 3.12 X 0.98X 0.95= 2.90kWPm = Pn X nX 3 = 2.97X 0.98X 0.95= 2.70kWPjv = Pm X nX n=2.77X 0.98X 0.97= 2.57kW則各軸的輸出功率：R = Pi X 0.98=3.06 kWPn = Pn X 0.98=2.84 kWPm = Pm X 0.98=2.65 kWPv = Pv X 0.98=2.52 kW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1 =Td X i0 X 1 N mPd電動機

16、軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td =9550 - =9550X 3.25/1440=21.55 N -nm所以：Ti = Td X i0 X 1 =21.55X 2.3X 0.96=47.58 N mTn = Ti X i1 X 1 X 2=47.58X 3.24X 0.98X 0.95=143.53 N m-Tm = Tn X i2 X 2 X 3 =143.53X 2.33X 0.98X 0.95=311.35N mTv =Tm X 3 X 4=311.35X 0.95 X 0.97=286.91 N m輸出轉(zhuǎn)矩：Ti = Ti X 0.98=46.63 N mTn = Tn X 0.98=140.66

17、 N mTm = Tm X 0.98=305.12 N -mTv = Tv X 0.98=281.17 N m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.935. 設(shè)計V帶和帶輪確定計算功率查課本Pi78表9-9得：KA 1.2巳kA P 1.2 4 4.8,式中-為工作情況系數(shù)，p為傳遞的額定功率,既電機的額定功

18、率.選擇帶型號根據(jù) 巳 4.8，kA 1.3,查課本P152表8-8和P153表8-9選用帶型為A型帶. 選取帶輪基準直徑dd1,dd2查課本P145表8-3和P153表8-7得小帶輪基準直徑dd1 90mm ,則大帶輪基準 直徑dd2 io dd1 2.3 90 207mm,式中E為帶傳動的滑動率，通常?。?1% 2%）,查課本 R53表 8-7 后取 dd2 224mm。驗算帶速vV ddm90_1400 7.17m/s 35m/s 在 525m/s 范圍內(nèi)，V60 1000 60 1000帶充分發(fā)揮 確定中心距a和帶的基準長度：由于'.'/- 1'5,所以初步選取

19、中心距 a :a。 1.5(ddi dd2)1.5(90 224) 471，初定中心距 a。 471mm，所以帶長, (dd2 ddl)2Ld = 2ao -(ddl dd2) 1444.76 mm.查課本表 8-2 選取基準長度24a0Ld 1400mm得實際中心距47144.76/2448.62mmLd Lda a°2取 a 450mm驗算小帶輪包角11 180一如 180 162.94，包角合適。a確定v帶根數(shù)z因 dd1 90mm，帶速 v 6.79m/s，傳動比 i°2.3,查課本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內(nèi)插值法得 p。10.7. p

20、°0.17 .查課本P142表8-2得Kl=0.96.查課本P154表8-8,并由內(nèi)插值法得K =0.96由P54公式8-22得Z Pca(P0P0) k ki故選Z=5根帶。4.8(1.070.17) 0.96 0.964.20計算預緊力F°查課本P145表8-4可得q0.1kg/m,故:單根普通V帶張緊后的初拉力為F0L C C39/ 2 .5蟲 2500(1) qvzv k48 500(空 1)0.1 7.172158.80N5 7.170.96 計算作用在軸上的壓軸力Fp利用P155公式8-24可得:Fp2z F0s in2 5 158.80.162.94 sin1

21、570.43N6. 齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜 齒輪（1）齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取 小齒齒數(shù)Zy=24高速級大齒輪選用 45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS Z 2 =i X乙=3.24 X 24=77.76 取乙=78. 齒輪精度按GB/T10095- 1998，選擇7級，齒根噴丸強化。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計確定各參數(shù)的值： 試選Kt =1.6查課本P215圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)Z H =2.

22、433由課本 F214 圖 10-2610.7820.82貝 U 0.780.821.6 由課本P202公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N1 =60nJ s =60 X 626.09 X 1 X（ 2X 8X 300X 8） =1.4425 X 109hN2= =4.45 X 108h #（3.25 為齒數(shù)比，即 3.25=玉）Z1 查課本 P203 10-19 圖得：K 1 =0.93 K 2 =0.96 齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用P202公式10-12得:HXoax 550=511.5 MPa45o=432 MPa許用接觸應力h( hi h2)/2(511.543

23、2) / 2471.75MPa 查課本由P198表10-6得：ZE =189.8MPa由 P201 表 10-7 得:d =1T=95.5 x 105 x p1 / 門耳厶占 x 105 x 3.19/626.09=4.86 x 104 N.m3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d1t3 J2KE u 1 ZhZp 2d1t ,() dU H ：2 1.6 4.86 1041 1.64.24 (2.433 189.8)23.25 471.7549.53mm 計算圓周速度d1t n160 10003.14 49.53 626.091/s60 1000 計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb= d d1t

24、=49.53mm計算摸數(shù)叫初選螺旋角 =14d1t cos乙49.53 cos14242.00mmmnt =齒高 h=2.25 mnt =2.25 x 2.00=4.50 mm% = 49.呀5 =11.01計算縱向重合度=0.318 d 1 ta n 0.318 1 24 tan14 =1.903 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1根據(jù)v 1.62m/s,7級精度,查課本由P192表10-8得動載系數(shù)Kv=1.07,查課本由P194表10-4得Kh的計算公式：Kh =1.120.18(1 0.6 d2) d2 +0.23 X 10 3 X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23

25、 X 10 3 X 49.53=1.42查課本由P195表10-13得：K F =1.35查課本由P193表10-3得：K h =Kf =1.2故載荷系數(shù)：K = a K Kh K h =1X 1.07X 1.2X 1.42=1.82 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑3d1=d1t . K/Kt =49.53X/竺=51.73mm1.6 計算模數(shù)mnd1 cosmn 5173 cos14 2.09mm244.齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式3min >12KT1Y cos2,(f)dZ21 aYfYs確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=48.6kN -m確定齒數(shù)z因為是硬

26、齒面，故取 z = 24, z二=匚 zi = 3.24X 24= 77.76傳動比誤差 i = u = z； / z = 78/24= 3.25 i 0.032% 三 5%,允許 計算當量齒數(shù)z = z】/cos = 24/ cos314 = 26.27z: = z：/cos= 78/ cos314 = 85.43 初選齒寬系數(shù)T-按對稱布置，由表查得-=1 初選螺旋角初定螺旋角-=14" 載荷系數(shù)KK = K衛(wèi) K K兀 K- =1 X 1.07X 1.2X 1.35= 1.73 查取齒形系數(shù)丫兗和應力校正系數(shù)丫比查課本由P197表10-5得：齒形系數(shù)丫兀=2.592 丫比=2.

27、211應力校正系數(shù) 丫也=1.596 丫比=1.774 重合度系數(shù)丫 ：匸11端面重合度近似為 J =X() cos =1.88 3.2X( 1/24Z1 Z2+ 1/78) X cos14 = 1.655:=arctg (tg /cos - ) = arctg (tg20 /cos14 ) = 20.64690A二耳心兇胡皿礙)=14.07609因為 J = j /cos；，則重合度系數(shù)為 Y = 0.25+0.75 cos，：八 =0.673 螺旋角系數(shù)丫広軸向重合度二八廣6= 49.53 sin142.09o-=1.825,1 "= 0.78計算大小齒輪的Yf FsTT安全系數(shù)

28、由表查得SF = 1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數(shù) N1 = 60nkt = 60X 271.47X 1X 8X 300X 2X 8= 6.255X810gg大齒輪應力循環(huán)次數(shù) N2 = N1/u = 6.255X 10 /3.24= 1.9305X 10'查課本由P204表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 FF1 500MPa大齒輪 FF2 380MPa查課本由P|97表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)：Kfn1 =0.86 K FN2=0.93取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4K FN1 FF1f1= S -0.86 500307.141.4K FN2

29、FF2S0.93 380252.431.4菲化1f1Yf2Fs2F 22.592 1.596307.142.211 1.774252.43大齒輪的數(shù)值大.選用.設(shè)計計算 計算模數(shù)30.013470.015542 1.73 4.86 1040.78 cos2 14 0.015542mm 1.26mm1 242 1.655對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)叫大于由齒根彎曲疲勞強度mn計算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取 叫=2mmE為了同時滿足 接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=51.73 mm來計算應有的齒數(shù).于是由：51.73 cos

30、14廿Z1=25.097 取 z1=25mn那么 z 2 =3.24 X 25=81幾何尺寸計算計算中心距a=(Z1 z2)mn =(2)2 =109.25 mm 2cos 2 cos14將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角(12)mn(25 81) 2 一=arccosarccos14.0122 109.25因 值改變不多，故參數(shù)，k , Zh等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d宀cos25 2=51.53 mmcos14.0181 2=166.97 mmd2=cos計算齒輪寬度B= d1151.53mm51.53mm圓整的B2 50Bi 55(二)低速級齒輪傳動的設(shè)計計算

31、 材料：低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪齒齒數(shù)Z1 =30速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS z280HBS 取小=2.33 X 30=69.9圓整取z2=70.齒輪精度按GB/T10095- 1998,選擇7級，齒根噴丸強化。按齒面接觸強度設(shè)計1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選Kt =1.6 查課本由P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.45 試選12°,查課本由P214圖10-26查得1=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71應力循環(huán)次數(shù)N1 =60X n2 X j X Ln=60X 193.24 X 1X (2 X 8X 300X

32、 8)=4.45 X 108N2 = N14.45 101.91 X108i 2.33由課本P203圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K hn1 =0.94K hn 2 = 0.97查課本由 氐7圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa , 大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 550MPa 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力H 1 =KhN1 H lim 1 = 0.94 600564 MPah2 = KhN2 Hlim2 =0.98X 550/仁517MPaShH lim 1H lim 2 )查課本由P|98表10-6查材料的彈性影響系

33、數(shù) Ze =189.8MPa選取齒寬系數(shù)d 1T=95.5 X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X 2.90/193.24=14.33 X 104 N.md1t2Kt u 1(ZhZe)23'2 1.6 14.33 104 3.332.45 189.8 22.33(540.5)1 1.71=65.71 mm2.計算圓周速度d1t n260 10006571 1930.665m/s60 10003.計算齒寬b= dd1t =1 X 65.71=65.71mm4.計算齒寬與齒高之比模數(shù)mnt =d1t cos乙6571 cos12 2.142mm30齒高 h=2.25X m

34、t =2.25 X 2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.462 仁 12.035. 計算縱向重合度0.318 dz1 tan0.318 30 tan 12 2.0286. 計算載荷系數(shù)KKh =1.12+0.18(1+0.6 .2) +0.23X 10 3 X b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10 3 X 65.71=1.4231 使用系數(shù)K A=1同高速齒輪的設(shè)計，查表選取各數(shù)值Kv=1.04 Kf =1.35 Kh =Kf =1.2故載荷系數(shù)K = KaKvKh Kh =1X 1.04X 1.2X 1.4231=1.7767. 按實際載荷系數(shù)校正所算

35、的分度圓直徑3«' K K；1 776c d1 =d1t吋七=65.71 X72.91mm1.3計算模數(shù)mnd1 cos729c°s122 3772mmZ1303.按齒根彎曲強度設(shè)計2KT1Y cos2YfYsm >2dZ2i f確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩【=143.3 kN -m(2) 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 z = 30, z = i X z = 2.33X 30 = 69.9 傳動比誤差 i = u= z： / zi = 69.9/30= 2.33 i 0.032% 蘭 5%,允許(3) 初選齒寬系數(shù)：- 按對稱布置，由表查得

36、- = 1(4) 初選螺旋角 初定螺旋角 =12a(5) 載荷系數(shù)KK = K蓋 K K K=1X 1.04 X 1.2X 1.35= 1.6848(6) 當量齒數(shù)zi = z：/cos= 30/ cos312 = 32.056z'=z：/cos = 70/ cos312 = 74.797由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)丫三和應力修正系數(shù)丫工Yf 12.491,Yf 22.232Ys 11.636,Ys 2 1.751(7) 螺旋角系數(shù)丫 軸向重合度！ =2.03Y - = 1】廠 I = 0.797(8)計算大小齒輪的Yf Fsf查課本由P204圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極

37、限FE1 500 MPafE2 380MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 =0.90K fn2=0.93 S=1.4321.43MPaKFN1 FE1 °.9°500f 1 =K FN 2 FF 2F 20.93 3801.4252.43MPa計算大小齒輪的宵，并加以比較YFalF Salfi2.491 1.636321.430.01268YFa2 F Sa22.232 1.751252.430.01548mn1.5472mm72.91Z1=cos12=27.77取 z1=30mn大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算 計算模數(shù)z2 =2.33

38、X 30=69.9 取 z2 =70 初算主要尺寸計算中心距 a= 臼 ! = (3° 70) 352 1.6848 1.433 100.797 cos 12 0.01548J2mm1 301.71對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 叫大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取g =3mn但為了 同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 =72.91 mm來計算應有的齒數(shù). =102.234 mm 2 cos 2 cos12將中心距圓整為103 mm修正螺旋角=arccos(3070) 2arccos 2

39、10313.86因值改變不多，故參數(shù),k , Zh等不必修正分度圓直徑. zgn 30 2 宀“ d 1=61.34 mmcos cos 12. z?mn 70 2d2 =143.12 mmcos cos 12計算齒輪寬度b dd11 72.9172.91mm圓整后取 B1 75mm B280 mm低速級大齒輪如上圖:V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.332.各軸轉(zhuǎn)速n巧(r/mi n)%(r/mi n)(r/mi n)n(r/mi n)626.09193.2482.9382.933.各軸輸入功率P馬(kw)% (kw)吃(kw)Piv (kw)3.12

40、2.902.702.574.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T兀(kN m)Tv(kN m)(kN m)(kN m)47.58143.53311.35286.915.帶輪主要參數(shù)小輪直徑"1(mm)大輪直徑(mm)中心距a (mm)基準長度(mm)帶的根數(shù)z90224471140057. 傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1.傳動軸承的設(shè)計.求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速na，轉(zhuǎn)矩T3P3=2.70KWn 3=82.93r/mi nT3=311.35N. m.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=143.21 mm2 311.35143.21 104348.16NFr= Fttan ncos4348.1

41、6tan 20ocos13.86°1630.06NFa = Fttan =4348.16X 0.246734=1072.84N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示：.初步確定軸的最小直徑先按課本15-2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)課本F361 表 15 3 取 Ao 112dmin 代335.763mm:n3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑di 口,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本P343表14 1,選取Ka 1.5Tca KaT31.5 311.35467.0275N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機

42、械設(shè)計手冊22 112選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 d1 40mm,故取di 口 40mm半聯(lián)軸器的長度L 112mm半聯(lián)軸器 與軸配合的轂孔長度為L1 84mm.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，1 - U軸段右端需要制出一軸肩, 故取U -川的直徑dn皿47mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直 徑D 50mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上，故I - U的長度應比 略短一些,現(xiàn)取I 口 82mm初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列角

43、接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù)dn皿47mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選 取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7010C型.dDBd2D2軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2.從動軸的設(shè)計對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的d D B 50mm 80mm 16mm,故d 皿 iv d 皿 i® 50mm ;而 1 皿麵 16mm .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由手冊上查

44、得7010C型軸承定位軸肩高度 h 0.07d,取h 3.5mm,因此 v 57 mm, 取安裝齒輪處的軸段d刑町58mm ;齒輪的右端與左軸承之間米用套筒定位已知齒輪 轂的寬度為75mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂 寬度,故取l刑町72mm.齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高3.5,取dv 65mm.軸環(huán)寬度b 1.4h ,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離I 30mm ,故取l 口皿50mm.l皿呱Ts a (7572)(16 8 163) mm

45、 43mm 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離 c=20mm.考慮到 箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已 知滾動軸承寬度 T=16mm,高速齒輪輪轂長L=50mm,則L s c1 IV v1 v wa 1皿V(50 8 20 16 24 8)mm 62mm至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度5求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時，查機械設(shè)計手冊20-149表20.6-7.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此，做為簡支梁的軸的支承跨距L2 L3114.8mm 60.8mm175.6m

46、mF NH1L3L2L3Ft4348.16 6081506N175.6FNH 2114 84348.162843N175.6F NV1FaDFr L3ar2L2L3809NF NV 2F rFnV21630 809821NM V1172888.8NmmF NV1L2809 114.892873.2N mmM V2 Fnv2 L3821 60.849916.8N mmM1； MH1728892 928732 196255N mmM 2179951 N mm傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖I；1U.0M472jc從動軸）（中間軸）主動軸）從動軸的載荷分析圖LaMa=FaD/2Me)TpHH2F九Fnvib)c

47、)DTmTTTlTrr6.按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度根據(jù)_ M2( T3)2ca =rT-1962552(1 311.35)20.1 2746510.82前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表 15-1 得,=60MP aca 1此軸合理安全7 精確校核軸的疲勞強度.判斷危險截面 截面A, n,川,b只受扭矩作用。所以 a n m b無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面切和處過盈配合引起的應力集中最嚴重 ，從受載來看, 截面c上的應力最大.截面切的應力集中的影響和截面的相近，但是截面切不受 扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大，但是應力 集中不大,而

48、且這里的直徑最大，故C截面也不必做強度校核，截面W和V顯然更加 不必要做強度校核.由第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小， 因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可.截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1 d3= 0.1503 =12500抗扭系數(shù)wT =0.2d 3 =0.2 503 =25 0 00截面的右側(cè)的彎矩 M為 M M“608 16144609N mm60.8截面W上的扭矩T3為T3 = 311.35N m截面上的彎曲應力M 144609b W 12500截面上的扭轉(zhuǎn)應力_ T3 _311350 T =Wt11.57MPa12.45MPa25000軸的材料為45鋼。由課本

49、P355表15-1調(diào)質(zhì)處理。查得：b 640MPa275MPaT 1155MPa因-200.04d 5058501.16經(jīng)插入后得2.0T =1.31軸性系數(shù)為q 0.82q =0.85K =1+q (1)=1.82K =1+q ( t-1 ) =1.26所以 0.670.820.92綜合系數(shù)為： K =2.8K =1.62碳鋼的特性系數(shù)0.10.2取0.10.050.1取 0.05安全系數(shù)Sca25.13a am13.71t mk aS S截面W右側(cè)10.5 >S=1.5抗彎系數(shù)W=0.1 d3= 0.1所以它是安全的503=12500抗扭系數(shù)wT =0.2d 3 =0.2 503 =

50、25 0 00截面W左側(cè)的彎矩 M為 M=133560截面W上的扭矩T3為T3 =295截面上的彎曲應力b 133560 10.68W 12500截面上的扭轉(zhuǎn)應力T =互=29493011.80 K =12.8Wt25000K1K =1 1 1.62所以 0.670.82綜合系數(shù)為：0.92K =2.8 K =1.62碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2 取 0.1安全系數(shù)Sca0.05- 0.1取 0.05S =125 130KaaZU 0mS1kat m13.71S _ SS10.5 >S=1.5ca Js2 S2所以它是安全的8鍵的設(shè)計和計算 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵 根據(jù) d 2=55 d 3=65查表6-1?。?鍵寬b 2=16 h 2=10L2 =363 =20 h 3=12L3 =50 校和鍵聯(lián)接的強度查表 6-2 得p=110MPa工作長度l2 L2 b2 36-16=20丨3 L3 b3