盤磨機(jī)傳動裝置的設(shè)計說明

1、機(jī)械與汽車工程學(xué)院課程設(shè)計成果說明書報告論文盤磨機(jī)傳動裝置的設(shè)計說明盤磨機(jī)傳動裝置成果（說明書，報告，論文）課題名稱機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計院系機(jī)械學(xué)院專業(yè)機(jī)電一體化姓名金豪東學(xué)號201531027指導(dǎo)教師吳衛(wèi)峰時間2017年2月13日至2017年2月26日完成時間2017年3月11日機(jī)械與汽車工程學(xué)院機(jī)械與汽車工程學(xué)院課程設(shè)計成果說明書報告論文摘要:在本次設(shè)計中，我設(shè)計了盤磨機(jī)的傳動裝置，先進(jìn)行了傳動方案的選取，通過選定的傳動方案進(jìn)行了一系列傳動零件的選擇和設(shè)計。電動機(jī)、聯(lián)軸器、鍵和軸承的選擇主要通過查表并結(jié)合與其他零件的配合和題目要求選擇，然后進(jìn)行運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算。在齒輪的設(shè)計中詳細(xì)介

2、紹了齒輪材料的選擇及許用應(yīng)力的確定、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算確定齒輪參數(shù)及主要尺寸。其后對軸進(jìn)行了設(shè)計，確定了各階梯軸的尺寸，對軸、軸承、鍵、聯(lián)軸器等進(jìn)行校核。最后對減速器的外形進(jìn)行了設(shè)計。應(yīng)用Solidworks軟件的建模技術(shù)，實現(xiàn)了減速器的三維造型及主要零件的建模，完成了整機(jī)的3D建模，為傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了有價值的參數(shù)依據(jù)。關(guān)鍵詞：盤磨機(jī)傳動裝置錐齒輪solidworks機(jī)械與汽車工程學(xué)院課程設(shè)計成果說明書報告論文1 引言0.1.1 盤磨機(jī)的課題研究背景0.1.2 .盤磨機(jī)的課題研究意義0.2設(shè)計任務(wù)書2.1.1 設(shè)計任務(wù)2.1.2 系統(tǒng)的傳動原理圖1.1.3 系統(tǒng)總體方案的比較與

3、設(shè)計13 電動機(jī)的詵擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算.33.1 電動機(jī)類型的洗搽3.3.2 電動機(jī)功率詵擇3.3.3 確岸電動機(jī)轉(zhuǎn)諫3.3.4 確定電動機(jī)型號4.3.5 計算總傳動比及分配各級的傳動比43.6 傳動參數(shù)的計算4.4 傳動零件的設(shè)計計算5.4.1 錐齒輪的設(shè)計和計算54.2 高速級斜齒輪的設(shè)計和計算8.4.3 低速級斜齒輪的設(shè)計和計算135軸的設(shè)計計算.185.1 高速軸的設(shè)計計算185.2 中間軸的設(shè)計計算245.3 低速軸的設(shè)計計算296鍵連接的選擇和計算346.1 高速軸上的鍵的設(shè)計與校核346.2 中間軸上的鍵的設(shè)計與校核346.3 低速軸上的鍵的設(shè)計與校核347滾動軸承

4、的詵擇和計算357.1 計算高速軸的軸承357.2 計算中間軸的軸承357.3 計算低諫軸的軸承368聯(lián)軸器的詵擇.379 箱體設(shè)計379.1 箱體尺寸379.2 減速器附件設(shè)3810 潤滑和密封設(shè)計39參考文獻(xiàn)49機(jī)械與汽車工程學(xué)院課程設(shè)計成果說明書報告論文1引言1.1 盤磨機(jī)的課題研究背景盤磨機(jī)中最重要的部件就是齒輪減速器，齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛的使用著，是一種不可缺少的機(jī)械傳動裝置。圓柱齒輪減速器是最常用的機(jī)械傳動機(jī)構(gòu)之一，具有傳遞功率大，制造簡單，維修方便，使用壽命長等許多優(yōu)點，是通用的機(jī)械部件，被廣泛應(yīng)用于冶金，礦山，建筑，物料搬運等行業(yè)。國外的減速器起步比較早，以德國、丹麥

5、和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長但其傳動形式仍以定軸傳動為主，體積和重量問題也未解決好.國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動，蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題.另外，材料品質(zhì)和工藝水平還有許多弱點，特別是大型減速器問題更突出，使用壽命不長.當(dāng)今世界各國減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢是向六高，二低，二化方向發(fā)展。六高即高承載能力，高齒面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲，低成本；二化即標(biāo)準(zhǔn)化，多樣化。技術(shù)發(fā)展中最引人注目的是硬齒面技術(shù)，功率分支技術(shù)和模塊化設(shè)計技術(shù)。硬齒面技術(shù)到20世界80年代在國

6、外日趨成熟.采用優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪，精度高，綜合承載能力為中硬齒面調(diào)質(zhì)齒輪的4倍，為軟齒面齒輪的5-6倍，一個中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為軟齒面齒輪減速器的三分之一左右。1.2 盤磨機(jī)的課題研究意義研究盤磨機(jī)的實質(zhì)就是研究減速器，減速器中齒輪傳動具有傳動比準(zhǔn)確，可用的傳動比、圓周速度和傳遞功率范圍都很大，以及傳動效率高，使用壽命長，瞬時傳動比為常數(shù)，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠等一系列優(yōu)點。因此，齒輪及傳動裝置是機(jī)械工業(yè)中一大類重要的基礎(chǔ)件。齒輪的設(shè)計是組織該類機(jī)械產(chǎn)品生產(chǎn)的依據(jù)和頭道工序，因而是決定該產(chǎn)品技術(shù)性能和經(jīng)濟(jì)效益的重要環(huán)節(jié)，然而齒輪傳動在使用上也受某些條件的限制，

7、如齒輪制造需專用機(jī)床和設(shè)備，成本較高（特別是高精度齒輪），震動和噪聲較大（精度低的齒輪），使用和維護(hù)的要求高等。雖然存在這些局限性，考慮周到，齒輪傳動總不失為一種最可靠、最經(jīng)濟(jì)、用的最多的傳動形式。因此，對減速器的齒輪傳動進(jìn)行研究具有重大的現(xiàn)實意義。2設(shè)計任務(wù)書2.1設(shè)計任務(wù)(1)設(shè)計一盤磨機(jī)傳動裝置;(2)已知技術(shù)參數(shù)和條件。技術(shù)參數(shù)如下表2-1所示表2-1盤磨機(jī)的技術(shù)參數(shù)主軸的轉(zhuǎn)速45錐齒輪傳動比3.5電機(jī)功率5.5kW電機(jī)轉(zhuǎn)速1500r/min每日工作時數(shù)8h傳動工作年限82.2 系統(tǒng)的傳動原理圖方案圖如下：143圖2-1傳動原理圖1-電動機(jī)；2、5-聯(lián)軸器；3-圓柱斜齒輪減速器；4-碾

8、輪;6錐齒輪傳動；7主軸2.3 系統(tǒng)總體方案的比較與設(shè)計圖2-2帶式傳動方案圖2-3聯(lián)軸器傳動方案3電動機(jī)的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算3.1 電動機(jī)類型的選擇Y系列三相異步電動機(jī)（工作要求：連續(xù)工作機(jī)器）3.2 電動機(jī)功率選擇P=3.5Kw3.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速1500r/min3.4 確定電動機(jī)型號綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量，因此選定電動機(jī)型號為Y132S-4額定功率為5.5Kw,滿載轉(zhuǎn)速1500r/min。3.5 計算總傳動比及分配各級的傳動比高速級的傳動比此低速級傳動比i2,錐齒輪傳動比i3,減速箱傳動比i?？倐鲃颖龋篿'=nw/nm=1500/5,5=27.2

9、7錐齒輪傳動比：i3=3.5減速器傳動比：i'=i/i3=27.27/3.5=7.8高速級傳動比：ii=，1.3i'=3.18低速級傳動比：i2=ii/1.3=2.453.6 傳動參數(shù)的計算3.6.1 各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)高速軸一的轉(zhuǎn)速：n1=nm=1500r/min中間軸二的轉(zhuǎn)速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min低速軸三白轉(zhuǎn)速：n3=n2/i2=471.70/2.45=192.53r/min主軸7的轉(zhuǎn)速：n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min3.6.2 各軸的輸入功率P(KW)高速軸一的輸入功率：P1=Pmxnc=5.5

10、x0.99=5.44KW中間軸二的輸入功率：P2=P1xn1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW低速軸三的/&入功率：P3=P2xn2ng=5.28xn2ng=5.12KW主軸7的轉(zhuǎn)速：P7=P3xngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW其中Pm電動機(jī)的額定功率為；c為聯(lián)軸器的效率，c=0.99；g為一對軸承的效率，g=0.99;1為高速級齒輪傳動的效率，產(chǎn)0.98;2為低速級齒輪傳動的效率，2=0.98;g為錐齒輪傳動的效率，g=0.9703.6.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(Nmm)高速軸一的輸入轉(zhuǎn)矩：T1=9.55x105xP1/n1=34.6N-m

11、中間軸二的輸入轉(zhuǎn)矩：T2=9.55x105xP2/n2=118.3N-m低速軸三的輸入轉(zhuǎn)矩：T3=9.55x105xP3/n3=309.2N-m主軸6的輸入轉(zhuǎn)矩：T7=9.55x105xP7/n7=1032.3N-m4傳動零件的設(shè)計計算4.1 錐齒輪的設(shè)計和計算4.1.1 選定圓錐齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1按照傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動交角=900。2由于直齒圓錐齒輪的小齒輪轉(zhuǎn)速不高，初選7級精度。3材料選擇由直齒錐齒輪加工多為直齒，不宜采用硬齒面，小齒輪選用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度取280HBS,大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度240HBs4取小齒輪齒數(shù)為Z124,則Z2=2

12、4x3.51=84.24取84。4.1.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計d1Ze按機(jī)械設(shè)計式10-26試算，即2KT12R10.5Ru確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.6。2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Ti9.55 106 3.7389.97一一一 一 53.96 10 N mm3）選取齒寬系數(shù)r=0.3。14）由機(jī)械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze189.8MPao5）由機(jī)械設(shè)計圖10-21d按齒面強(qiáng)度查得小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Him1740MPa,Him2580MPa。6)由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n3jLh6089.971(2836510)3.151

13、08N2N13.1510881 1.0510i17)由機(jī)械設(shè)計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.96,KHN28)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01,安全系數(shù)S=1,0.98。由機(jī)械設(shè)計H 2HLim1 K HN1SHLim 2 K HN 2S9) utan 2式10-12得:7400.96710.4MPa15800.98568.4MPa110）許用接觸力:hH 1 H 2710.4568.4Mpa639.4Mpa2計算1）試算d12.9232Zeh2R(10.5r)2u2Q23 6黑1.63.96105Redu212128.82=203.682確定大端模數(shù)取2Reme e22

14、Z1 Z22 203.68242 7225.37 ,取 m=6mm確定錐距ReRe=me22Z22-.242722227.68mm22分度圓直徑：d1=maZ1=6x24=144mmd2=maZ2=6x84=504mm分度圓錐角：,Z2,72一2 arctanarctan71.57Zi243 9029071.57°18.43°齒寬b:bRRe0.3227.6868.304mm最大齒寬為d70mm,小齒輪寬b175mm當(dāng)量齒數(shù)ZvZ124Zvi725.30cos1cos18.43Zv2Z72;227.74cos2cos71.574.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由機(jī)械設(shè)計式10-2

15、4#彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為4KT13RZ1210.5Ru21YFaYSa1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選K=1.6,由機(jī)械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim小620MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim大450MPa2）計算當(dāng)量齒數(shù)Z124Zvi.25.30cos1cos18.43Zv2Z72-7227.74cos2cos71.573)查取齒形系數(shù)由機(jī)械設(shè)計表10-5查得YFai2.618;YFa22.104）查取應(yīng)力校正系數(shù)由機(jī)械設(shè)計表10-5查得丫41.590;Ysa21.8685）由機(jī)械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn10.89,Kfn20.916）計算彎曲疲勞許

16、用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式得H1KFN1FE10.89 6201.4394.14MPaH2KFN2 FE2S0.91 4501.4292.5MPa7）計算大、小齒輪的并加以比較YFa1YSa1F12.618 1.590394.140.01056MPaYFa2YSa2F22.10 1.868292.50.01341MPa大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算mn4KT1YFaYSaRZ1210.5Ru21F4.42mm41.63960000.013410.3242(10.50.3)23214.2 高速級斜齒輪的設(shè)計和計算4.2.1 選精度等級，材料及齒數(shù)1齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不

17、大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr,大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS,大齒輪硬度為240HBs2齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。3考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Zi=24，則Z2=244.56=109.44,取Z2=110。4選取螺旋角。初選螺旋角14o4.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計公式；2KtZHZE2u1:dahudit試算1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)Kt=1.6。(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩2.63 104N mm9.55106P195.51063.96n11440(3)由機(jī)械設(shè)計表10-7選

18、取齒寬系數(shù)d11(4)由機(jī)械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze189.8MPa2(5)由機(jī)械設(shè)計圖10-21d按齒面強(qiáng)度查大小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Him1740MPa,Him2580MPa。(6)由機(jī)械設(shè)計式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。一一一一一一_一_一一一9N160n1jLh6014401(2836510)5.0510N2Ni1_ 95.05 104.56_ 91.11 100.91(7)由機(jī)械設(shè)計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni0.89,Khn2(8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01,安全系數(shù)S=1由機(jī)械設(shè)計式10-12得：HLim1KHN17400.8965

19、8.6MpaS1Hl2HLm2KHN25800.91527.8MPa2.433。a2 0.89,則 a a1 a2 1.67。(9)由機(jī)械設(shè)計圖10-3睦取區(qū)域系數(shù)Zh(10)由機(jī)械設(shè)計圖10-26查彳#a10.78,(11)許用接觸力：H1H2658.6527.8H-Mpa593.2Mpa222計算(1)試算22KtT1ZHZEu1d1tJdaHU33.39mm21.62.63104(2.433189.8)25.56111.67593.24.56(2)圓周速度Vdm/6010002.52m/s(3)齒寬bdd1t33.39mm模數(shù)mntd1tcos/z133.39cos14/241.35mm

20、h2.25mnt2.251.353.04mmb/h10.98(4)計算縱向重合度0.318dZ1tan0.318124tan141.903(5)計算載荷系數(shù)K根據(jù)V=2.76m/s,7級精度，由機(jī)械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.10,KhKf1.4;由機(jī)械設(shè)計表10-2查得使用系數(shù)Ka=1.25;由機(jī)械設(shè)計表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，Kh1.41。查機(jī)械設(shè)計圖10-13得Kf1.34;故載荷系數(shù)：KKaKvKhKh1.251.101.41.412.73(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由機(jī)械設(shè)計式10-10時12.732didit(K/Kt)333.3

21、9()339.90mm1.6(7)計算模數(shù)mnmndicos/z11.61mm4.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由機(jī)械設(shè)計式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為22KT1YcosYFaYsamn2,dZ1aF1定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)計算載荷系數(shù)KKKAKvKFaKF1.251.101.41.342.58(2)根據(jù)縱向重合度1.903,從機(jī)械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y0.88(3)計算當(dāng)量齒數(shù)Zv126.27cosZv2120.41cos(4)查取齒形系數(shù)由機(jī)械設(shè)計表10-5查得YFa12.592,YFa22.164(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)由機(jī)械設(shè)計表10-5查得YSa11.596,YSa21

22、.806(6)由機(jī)械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe1 620MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2450MPa(7)由機(jī)械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系Kfni0.83,Kfn20.86(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由機(jī)械設(shè)計式10-12HLim1KHN17400.89h1658.6MPaS1HLim2KHN25800.91h2527.8MPaS1(9)計算大、小齒輪的YFaYSa/F并加以比較YYhi2.5921.596/367.570.01125MPa-1Fa1Sa1HJlYY/h22.1641.806/233.430.01414MPaFa2

23、Sa2大齒輪的數(shù)值大。2設(shè)計計算mn1.18mm22.582.631040.88cos14:;30.01414,12421.67對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取mn=2mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=39.90mm,算出小齒輪齒數(shù)Z1d1cos/mn19.3520z24.562091.2913幾何尺寸計算高速級齒輪傳動的幾何尺寸如表4-1所示表4-1高速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn2法面壓

24、力n20角螺旋角13.17分度圓直徑di41.08d2186.91齒頂圓直徑dai=di2hamn=41.08212da2=d22hamn=186.9121245.08190.91齒根圓直徑df1=d12hfmn=41.0821.252df2=d22hfmn=186.9121.25236.08181.91中心距Z1Z221872114.40a2cos2cos13.17齒寬B1bB2B15mm45504齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)大齒輪2的結(jié)構(gòu)和后續(xù)設(shè)計出的軸孔直徑計算如表4-2所示表4-2大齒輪2的結(jié)構(gòu)代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式結(jié)果/mm輪轂處直徑D1D11.6d54.4輪轂軸

25、向長LL(1.21.5)d47.6倒角尺寸nn0.5mn1齒根圓處厚度2.5mn5腹板最大直徑5D0da10mn170.91孔板分布圓直徑D2D20.5(DoD1)112.66孔板直徑d1d10.25(DoD1)29.13腹板厚CC0.3b2154.3 低速級斜齒輪的設(shè)計和計算4.3.1 選精度等級，材料及齒數(shù)1齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr,大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS,大齒輪硬度為240HBS。齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕?？紤]傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取乙=24，

26、則Z2243.5184.24,取Z284。選取螺旋角。初選螺旋角14°。4.3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計2KtTi zhzed1t 3由設(shè)計公式h試算1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)Kt=1.6。(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T29.55 106P2n29.55 106 3.84315.791.16 105N mm(3)由機(jī)械設(shè)計課本表10-7選取齒寬系數(shù)d1o1(4)由機(jī)械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze189.8MPa葭(5)由機(jī)械設(shè)計圖10-21d按齒面強(qiáng)度查小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:Him1740MPa,Him2580MPa(6)由機(jī)械設(shè)計式10-13計算應(yīng)

27、力循環(huán)次數(shù)。NiN260nljLh 60 315.792 8 365 10_ 91.11 10Ni1_ 91.11 103.513.2 108(7)由機(jī)械設(shè)計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni0.92,Khn20.97o(8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01,安全系數(shù)S=1.由機(jī)械設(shè)計式10-12得H1廿1迪詈.Pah2HLim2KHN2即0.97562.6MPaS1(9)由機(jī)械設(shè)計圖10-3斑取區(qū)域系數(shù)zH2.433o(10)由機(jī)械設(shè)計圖10-26查彳#a10.78,a20.86，則aa1a21.64。(11)許用接觸力hH:h2680.82562.6Mpa621.7Mpa2計

28、算(1)試算dlt2ZhZe u 1h3 2 1.6 1.16 105,11 1.64(2.433 189.8)2621.74.513.5154.34mm(2)圓周速度Vditn2/6010000.898m/s(3)齒寬bdlt54.34mmdmntdltcos/Zi54.348s14/242.16mmh2.25mnt2.252.16mm4.86mmb/h11.18(4)計算縱向重合度0.318dZitan0.318124tan141.903(5)計算載荷系數(shù)K根據(jù)V=0.898m/s,7級精度，由機(jī)械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.03,KHaKFa1.4;由機(jī)械設(shè)計表10-2查得使用系

29、數(shù)Ka1.25;由機(jī)械設(shè)計10-4查得精度等級為7級，小齒輪相對支承非對稱布置時，Kh1.421；查機(jī)械設(shè)計圖10-13得載荷系數(shù)：KKaKvKhKh1.251.031.41.4212.56(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由機(jī)械設(shè)計式10-10時1d1dlt(K/Kt)363.56mm(7)計算模數(shù)mnmnd1cos/zi2.57mm4.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由機(jī)械設(shè)計式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為22KTiYcosYFaYSamn32d乙f1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)由機(jī)械設(shè)計圖10-20C查得：小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1620Mpa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 2

30、450Mpa(2)由機(jī)械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Khni0.86,Khn20.90;(3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由機(jī)械設(shè)計式10-12得：F1Ffn1fe1S0.866201.4380.86MpaF2FFN2FE2s0.904501.4289.29Mpa(4)計算載荷系數(shù)KK=KaKvKfKf1.251.031.41.352.43(5)根據(jù)縱向重合度1.903,從機(jī)械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y0.88(6)計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1-z26.27cosZv2Nf-91.95cos(7)查取齒形系數(shù)由機(jī)械設(shè)計表10-5查得YFa12.592,YFa22.

31、20(8)查取應(yīng)力校正系數(shù)由機(jī)械設(shè)計表10-5查得Ysa11.596,Ysa21.78(9)計算大、小齒輪的YFaYsa/f并加以比較_-1YFa1Ysa1/f12.5921.596/380.860.01086Mpa_-1YFa2Ysa2/f22.201.78/289.290.01354Mpa大齒輪的數(shù)值大。2設(shè)計計算mn 30.01354 1.88mm22.43116000：cos14：212421.64對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)mn的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即

32、模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取mn=2.5mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑di63.56mm,算出小齒輪齒數(shù)Zid1cos/mn24.67,取Z225Z2iZi87.75,取Z2883幾何尺寸計算低速級齒輪傳動白幾何尺寸如表4-3所示表4-3低速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn2.5法面壓力角n20螺旋角14.66分度圓直徑di69.49d2244.51齒頂圓直徑daldl+2hamn=69.49+212.5daldl+2hamn=227.40+212.569.60232.40齒根圓直徑dfi=di2hfn=69.4021.252.5df2=d22hfmn=227.4021

33、.252.558.35221.15中心距z1z227952.5a2cos2cos14.66145.57齒寬B1bB245mm65704齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)大齒輪2的結(jié)構(gòu)和后續(xù)設(shè)計出的軸孔直徑計算如表4-4所示表4-4大齒輪2的結(jié)構(gòu)代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式結(jié)果/mm輪轂處直徑D1Di1.6d83.2輪轂軸向長LL(1.21.5)d78倒角尺寸nn0.5mn1.25齒根圓處厚度2.5mn6.25腹板最大直徑DoDoda10mn207.4孔板分布圓直徑D2D20.5(DoDi)145.3孔板直徑d1d10.25(DoDi)31.05腹板厚CC0.3b2215軸的設(shè)計計算5.

34、1 高速軸的設(shè)計計算5.1.1 求高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：PP13.96Kw,nn11440r/min,6P63.964T19.55106-9.551062.63104Nmmn114405.1.2 初步確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計式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)機(jī)械設(shè)計表15-3,取A0=112得d min3.963-144015.69mm5.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如圖5-1所示圖5-1軸的設(shè)計示意圖2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d-為了使所選的軸

35、直徑dlT與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TcaKaT1=1.32.631043.419104Nmm。按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用GY3型聯(lián)軸器，dw24mm,左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L138mm。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，故取I-II段的長度應(yīng)比Li略短一些，現(xiàn)取Li-n=36mm。(2)初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根據(jù)dn_m24mm,選軸承型號6305,其尺寸dXDXB=25mmX62mmx17mm,故dw汗d皿皿25mm。根據(jù)耳機(jī)減速器的圖紙

36、取L.1VLv_川1781224mmo左端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，取d-v30mmo(3)因為高速軸上的小齒輪的尺寸較小，故通常設(shè)計成齒輪軸。(4)軸承端蓋的總寬度取為16mm。取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的距離為30mm,則L.w46mm。(5)取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=10mm,已知滾動軸承的寬度B=15mm,低速級小齒輪輪轂長L=70mm,由二級減速器的圖紙可得LIVV1070102.51.586mm3軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-由表11.27查得平鍵截面bxh=6mmX6mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為22mm,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來

37、保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6o4確定軸上的圓角和倒角尺寸根據(jù)設(shè)計要求，取軸端倒角為1x455-2(a)所示5軸的校核(1)繪軸的受力圖，見圖(2)計算軸上的作用力：441.082.63101280Ntantan9A01iainiai20齒輪1FrFtn12800478Ncoscos13.17FaFttan1280tan13.17°300N(3)計算支反力垂直面支反力(XZ平面)，見圖5-2(b)繞支點B的力矩和Mbz0,得d1Raz(Fr123Fa；)/(12347)41.08(478123300-)/170382N同理，Maz0Rbz(Fr47Fad1)/170(478 4

38、7 30041.082)/17096N校核：ZRazFrRbz964783820計算無誤水平平面(XY平面)，見圖5-2(c)同樣，繞支點B的力矩和Mby0,得RayFt123/1701280123/170926N同理，May0RbyFt47/170128047/170354N校核：YRayRbyF92635412800計算無誤(4)轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖，見圖5-2(b)Mez左Rbz1239612311808NmmC處彎矩：CZBZMCZ右Raz473824717954Nmm水平面彎矩圖，見圖5-2(c)C處彎矩：MCYRby123(354)12343542Nmm(5)合成彎矩圖

39、，見圖5-2(d)C處：MC左Jm2cz左M2cyJ118082(43542)245115NmmMC右Jm2cz右M2cyJ179542(43542)247098Nmm(6)轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖，見圖5-2(e)T12.63104Nmm(7)計算當(dāng)量轉(zhuǎn)矩、繪彎矩圖，見圖5-2(f)應(yīng)力校正系數(shù)：a化/0b55/950.58T10.582.6310415254NmmD處:'MC左'MC右、MC左不）451151525447624NmmMx45115Nmm(8)校核軸徑C剖面：dc3MC左0.11b347624:0.15520.53mm36mm強(qiáng)度足夠5.2 中間軸的設(shè)計計算5.2.1 中

40、間軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：PP23.84Kw,nn2315.79r/min,_6P63.845T29.551069.551061.16105Nmmn2315.795.2.2 確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計式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)機(jī)械設(shè)計表15-3,取A0=112。得5.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如圖5-3所示圖5-3軸的設(shè)計示意圖2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。(1)由于dmin25.76mm,軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑d=30mm取安裝軸承處(該軸直徑最小處)軸徑d=30mm,則d.d30m

41、m0(2)初步選擇滾動軸承。根據(jù)要求選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)diu30mm,選軸承型號為6206,其尺寸為dxDxB=30mmx62mmx16mm?？紤]到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6mm。(3)取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段II-III和IV-V的直徑dn-mdiv-v34mm)兩端齒輪與軸承之間米用擋油板定位。已知大齒輪輪轂的寬度為45mm,小齒輪的輪轂寬度為70mm。為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故分別取L.w67mm,L-v42mm。兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,軸環(huán)處的直徑d1V40mmo軸環(huán)寬度取1皿1V10mm。(4)由

42、二級減速器的內(nèi)部軸上的裝配可得Lt1610102236mmLv-vi1610102236mm3軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按du皿和dwv分別由機(jī)械設(shè)計課設(shè)計指導(dǎo)書表11.27查得平鍵截面bxh=10mmx8mm,長度分別為63mm,36mm,配合為業(yè)n6同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6o4確定軸上的圓角和倒角尺寸根據(jù)設(shè)計要求，取軸端倒角為2X45。5軸的校核(1)繪軸的受力圖，見圖5-4(a)(2)計算軸上的作用力:Ft22T2d25c 1.16 10521796N6

43、4.6齒輪2： Fr2tan nFt21796cosFa2Ft3齒輪3： Fr3Ft2 tan七2 datanFt31796tan20ocos14.66otan14.66o676N470NFa3_51.16 105 1241N186.911241cos 3Ft3 tan 31241tan 20ocos13.17otan13.17o464N290N(3)計算支反力垂直面支反力(XZ平面)，見圖5-4(b)繞支點B的力矩和Mbz0,得RazFr2(64.539)(676 103.547062 NFa2曳Fa3與Fr339/1552264.6186.9129046439)/15522同理，MAZ0R

44、bzFr3(51.564.5)Fa2gFa35F351.5/15564.6186.91(464116470290-67651.5)/155150N校核：ZRazFr3Fr2Rbz624646761500計算無誤水平平面(XY平面)，見圖5-4(c)同樣，繞支點B的力矩和Mby0,得RayFt2(64.539)Ft339/155(1796103.5124139)/1551512N同理，May0RbyFt3(51.564.5)Ft251.5/155(1241116179651.5)/1551525N校核：YRayRbyFt2Ft315121525179612410計算無誤(4)轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平

45、面內(nèi)的彎矩圖，見圖5-4(b)MCZ左Raz51.56251.53193NmmC處彎矩：MCZ右raz51.5Fa2d2/2319347064.6/218374NmmD處彎矩:Mdz 右Rbz 395850 N mm水平面彎矩圖，見圖5-4 (c)C處彎矩：McyRay 51.51512 51.577868 N mmD處彎矩：Mdy Rby 39 1525 39 59475N mm(5)合成彎矩圖，見圖5-4 (d)3MC左 JM 2cz左M2cy，31932778682 77933N mmMC右 JM 2cz右M2CY5/18374 2 77868 2 80006N mmD處：MD左 Jm2

46、dz左M2dyJ( 21252)2 594752 63158N mmMD右 7M2DZ* M2DY 58502 59475259762N mm(6)轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖，見圖5-4 (e)T2 1.16 105N mm(7)計算當(dāng)量轉(zhuǎn)矩、繪彎矩圖，見圖5-4 (f)應(yīng)力校正系數(shù)：a 化/ 0b 55/95 0.58T20.58 1.16 105 67280 N mmC處：-' - M C左 M C左 77933N mmM C右Jm 2c右( T2)2J800062672802 92280 N mmD處：M D左Jm2d左(T2)2J631582 672802 92280N mm-' -

47、 M D；& M D；& 59762N mm(8)校核軸徑M c右 ° 104535C 剖面：dc 3 26.69mm 34mm,0.1化, 0.1 55強(qiáng)度足夠Mdz左Rbz39Fa3d3/221252N m91/2D剖面：dd3MD左39228025.6mm34mm0.1ib.0.155強(qiáng)度足夠。圖5-4軸的校核圖5.3 低速軸的設(shè)計計算5.3.1 求低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：PP33.73Kw,nn389.97r/min,6Pq63735T39.55109.5510-3,9610Nmmn389.975.3.2 初步確定

48、軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計式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)表15-3,取Ao=112,得d min1123： 3.73, 89.9738.76 mm5.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如圖5-5所示()vnVI圖5-5軸的設(shè)計示意圖2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dz-no為了使所選的軸直徑dzn與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊，選用GY6剛性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為900Nm。半聯(lián)軸

49、器與軸配合的轂孔長度L184mm)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，故取I-II段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取Liii80mmo為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段左端需制出一軸肩，故取H-m段的直徑diiiii48mm,右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。(2)初步選擇滾動軸承。根據(jù)設(shè)計要求選則深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)diiiii48mm,選軸承型號6210,其尺寸為dXDXB=50mmx90mmX20mm,故dwwdvivii50mm。(3)取安裝齒輪處的軸段V-VI的直徑dvVI52mm0齒輪的的左端與左端軸承之間采用擋油板和套筒定位。已知齒輪

50、轂的寬度為65mm,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Lvvi62mm0齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,則IV-V處的直徑divv62mm0軸環(huán)寬度b1.4h,取LVVI4510102162mm。(4)考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6mm。已知滾動軸承寬度B=20mm,并根據(jù)中間軸的部分尺寸，得Lvivii20102335mmL1111V2010233mm(5)取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30mm,端蓋厚20mm,則Lii“I50mm。3軸上零件的周向定位齒輪，聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表11.27查得平鍵截面bxh=16

51、mmx10mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為56mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為??；同樣，聯(lián)軸器與軸n6的連接，選用平鍵為12mmx8mmx70mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6o4確定軸上的圓角和倒角尺寸根據(jù)設(shè)計要求，取軸端倒角為2X45。5軸的校核(1)繪軸的受力圖，見圖5-6(a)(2)計算軸上的作用力：齒輪3_53483Nl2T3C3.96105Ft2d3227.4oFrtanntan20Ft-3483o1310Ncoscos14.66FaFt tan3483 tan14.66o 911N(3)計算支反力垂直面支反力(XZ平面)，見圖5-6 (b)繞支點B的力矩和M bz 0 ,得d,RAZ (Fr 48.5 Fa j)/(48.5 109.5)(1310 48.5 911