北航機(jī)械課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書

1、北京航空航天大學(xué)（）機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì)單位：_學(xué)院111班_設(shè)計(jì)者：_大腿_學(xué)號：_XXXXXXX_指導(dǎo)教師：_計(jì)算過程計(jì)算結(jié)果一、 帶式運(yùn)輸機(jī)兩級閉式齒輪傳動裝置總體方案設(shè)計(jì)1、 設(shè)計(jì)要求1） 設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置。2） 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，運(yùn)輸允許誤差為5%。3） 使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作。2、 原始技術(shù)數(shù)據(jù)1） 展開式二級齒輪減速器，見下圖2） 設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)工作機(jī)軸輸入轉(zhuǎn)矩T=700N·m，運(yùn)輸帶工作速度1.1m/s，卷筒直徑D=350mm。二、 電動機(jī)的計(jì)算選擇1） 工作機(jī)所需功率Pw=T

2、5;nw/9550 kW=T×60×v/(×D×9550) kW=(700 N·m×60×1.1m/s)/(×0.35m×9550) kW=4.40 kW2） 傳動裝置總效率帶傳動hv=0.96，兩級齒輪傳動hg=0.96四對滾動軸承hb=0.99聯(lián)軸器hl=0.99滾筒ht=0.96總效率h=hv×hg2×hb4×hl=0.96×0.96×0.96×0.99×0.99×0.99×0.99×0.99

3、5;0.96=0.813） 實(shí)際所需功率Pd=Pw/h=4.40/0.81=5.43kW4） 電動機(jī)確定工作機(jī)轉(zhuǎn)速為nw=60v/D=60×1.1m/s /（×0.35m） =60 r/min帶傳動傳動比id=2 4，兩級齒輪傳動比為ig=8 40,電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍是n=（16160）×60 r/min=9609600r/min選擇型號為Y132S-4三相異步電動機(jī)，額定功率5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，符合要求。三、 傳動比的分配總傳動比為it=1440/60=24V帶傳動i01=2.5，減速器傳動比為i=24/2.5=9.6第一級齒輪i12=1.4i=

4、3.67，第二級齒輪i23=2.62四、 各級傳動運(yùn)動和動力參數(shù)1) 原動機(jī)軸輸出功率Pout=5.43kW轉(zhuǎn)速no=1440 r/min輸出轉(zhuǎn)矩Tout=Pout×9550/n1=5.43×9550/1440 =36.1N·m2) 減速器高速軸輸入功率Pi1=Pout×hv=5.43×0.96=5.22 kW轉(zhuǎn)速n1=no/io1=1440/2.5=576 r/min輸入轉(zhuǎn)矩Ti1=Tout=36.1 N·m輸出功率Po1=Pi1×hb=5.22×0.99=5.17 kW輸出轉(zhuǎn)矩To1=Po1×9550

5、/n2=5.17×9550/576 =85.7N·m3) 減速器中間軸輸入功率Pi2=Po1×hg=5.17×0.96=4.96 kW轉(zhuǎn)速n2=n1/i12=576/3.666=157 r/min輸入轉(zhuǎn)矩Ti2=To1=85.7 N·m輸出功率Po2=Pi2×hb=4.96×0.99=4.91 kW輸出轉(zhuǎn)矩To2=Po2×9550/n2=4.91×9550/157 =298.7N·m4) 減速器低速軸輸入功率Pi3=Po2×hg=4.91×0.96=4.71 kW轉(zhuǎn)速n3=n

6、2/i23=157/2.619=60 r/min輸入轉(zhuǎn)矩Ti3=To2=298.7 N·m輸出功率Po3=Pi3×hb=4.71×0.99=4.66 kW輸出轉(zhuǎn)矩To3=Po2×9550/n3=4.66×9550/60 =741.7N·m5) 滾筒軸輸入功率Pi4=Po3×hl=4.66×0.99=4.63 kW轉(zhuǎn)速n4=n3=60 r/min輸入轉(zhuǎn)矩Ti4=To3=741.7 N·m輸出功率Po4=Pi3×hb×ht =4.63×0.99×096=4.40 kW輸

7、出轉(zhuǎn)矩To4=Po3×9550/n4=4.40×9550/60 =700.3N·m6) 數(shù)據(jù)列表軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/N·m轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸5.4336.11440高速軸5.225.1736.185.7576中間軸4.964.9185.7298.7157低速軸4.714.66298.7741.760卷筒軸4.634.40741.7700.360五、 V帶傳動的設(shè)計(jì)1） 確定計(jì)算功率Pc=KAP,KA=1.1Pc=1.1×5.5=6.05kW2） 選擇帶型由Pc及n1=1440r/min選取A型帶，小帶輪直徑為dd1=801

8、00mm.3） 確定帶輪直徑和帶速選取小帶輪直徑：A型帶，n1=1440r/min,取dd1=90mm.大帶輪直徑為dd2=n1n2×dd1(1)=1440/576×90×(1-0.01)=222.75mm取dd2=220mm.小帶輪帶速為v=dd1n160×1000=×90×144060×1000=6.79m/s.滿足速度5m/sv25m/s要求.4） 計(jì)算帶傳動中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld由式（4-24）0.55（dd1+dd2）a02(dd1+dd2)可得170.5a0620mm，取a0=500mm.計(jì)算帶的初步基準(zhǔn)長度

9、Ld，由Ld=2a0+0.5(dd1+dd2)+(dd2dd1)2/4a0Ld=2×500+0.5(90+220)+(22090)2/(4×500)mm =1495.40mm查表得Ld=1600mm求實(shí)際中心距a. aa0+0.5(LdLd)=(500+0.5(1600-1495.40)mm =552.3mm取a=552mm.5） 計(jì)算小帶輪包角11=180° 2180° dd2 dd1a×57.3° =180° 22090552×57.3°=166.51°> 120°滿足要求.

10、6） 確定帶的根數(shù)由表4-3可知，基本額定功率P0=1.07kW傳動比i=2.5,基本耳釘功率增量P0=0.17kW，由表4-9可知，包角系數(shù)k=0.97；由表4-2可知，長度系數(shù)kL=0.99；帶的根數(shù)z= PcP = Pc(P0+P)kkL= 5.5(1.07+0.17)×0.97×0.99=4.62取z=5根。7） 確定帶的初拉力F0F0=500 Pcvz( 2.5k 1)+lv2，其中l(wèi)=0.1F0=500× 5.56.79×5×( 2.50.971)+ 0.1×6.792 =132.38N8） 計(jì)算傳動帶在軸上的作用力FQF

11、Q=2zF0sin1 2=(2×5×160×sin166.51° 2)N = 1314.64N則壓軸力FQ=1315N六、 減速器齒輪設(shè)計(jì)1、 第一對齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算1） 選擇材料和精度等級主動輪轉(zhuǎn)速n1=576r/min，轉(zhuǎn)速不高，批量較小，小齒輪選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=241286，平均取為260HB，大齒輪選用45#鋼，HB=229286，調(diào)質(zhì)處理，硬度平均取240HB。同側(cè)齒面精度等級取9級精度。2） 初步估算小齒輪直徑d1采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步估算小齒輪分度圓直徑d1。高速軸輸出轉(zhuǎn)矩T1=85.7 N·m由表

12、B-1查得Ad=756, K=1.5，由表2-14查得d=1.2.由圖2-24查得接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=710MPa, Hlim2=580MPa,則HP10.9Hlim1=0.9×710=639MPaHP20.9Hlim2=0.9×580=522MPad1Ad·3u+1u·KTHP2d =(756×33.67+13.67·1.5×85.75222×1.2)mm =60.17 mm初取d1=65mm3） 確定基本參數(shù)校核圓周速度v和精度等級v=d1·n160×1000 = (×65

13、×57660×1000)m/s=1.96 m/s查表2-1，取9級精度合理。初取z1=32,z2=i12·z1=117.312,取z2=117確定模數(shù)mt=d1/z1=65/32=2.031mm,取mn=2mm確定螺旋角為=arccosmnmt =arccos 22.031 = 10.063°小齒輪直徑d1= mtz1=2.031×32=64.992 mm大齒輪直徑d2=mtz2=2.031×117=237.627 mm初步齒寬為b=d1d=65×1.2 =78mm校核傳動比誤差=11732-3.673.67 =-0.004

14、 < 5%4） 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u±1uHP校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。計(jì)算齒面接觸應(yīng)力節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH，由圖2-18查得ZH=2.42彈性系數(shù)ZE=189.8N/mm2重合度系數(shù)的計(jì)算公式由端面重合度和縱向重合度確定。其中端面重合度為=12z1(tanat1tant)+z2(tanat2tant)由表2-5可得在此處鍵入公式。t=arctan(tanncos)=arctan(tan20°cos10.063°)=20.287°at1=arccosdb1da1=arccos(d1costda1)=

15、arccos(65×cos20.287°65+ 2×2)=27.921°at2=arccosdb2da2=arccos(d2costda2)=arccos(237.627×cos20.287°237.627+ 2×2)=22.716°無變位，端面嚙合角t=t=20.287°,因此端面重合度=1232×(tan27.921°tan20.287°)+ 117×(tan22.716°tan20.287°) =1.72?？v向重合度=b sinmn=(78

16、×sin10.063°)/2=2.168因>1,故Z=1=11.72=0.762螺旋角系數(shù)Z=cos=cos10.063°=0.992使用系數(shù)KA=1.25，動載荷系數(shù)Kv=1.2齒尖載荷分配系數(shù)KH查表2-8。其中Ft=2T1/d1=2×85.7/0.065=2636NKAFtb=1.25×263678=42.244N/mm< 100N/mmcosb=cos cosn/cost=cos10.063°cos20°/ cos20.287°=0.986KH=KF=/cos2b=1.72/0.9862=1.7

17、7齒向載荷分布系數(shù)KH查表2-9。其中：非對稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級9級A=1.17，B=0.16，C=0.61KH=A+B(bd1)2+C·10-3b=1.17+0.16×(7865)2+0.61×10-3×78=1.45齒面接觸應(yīng)力為H=2.42×189.8×0.762×0.992×1.25×1.2×1.45×1.77×263665×783.67+13.67N/mm2=554 N/mm2計(jì)算許用接觸應(yīng)力。由式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXS

18、Hlim計(jì)算需用接觸應(yīng)力。其中，接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)ZNT由圖2-27查得ZNT1=1.04，ZNT2=1.09。總工作時(shí)間為th=10×300×8=24000h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為NL1=60n1th=60×1×576×24000=8.29×108NL2= NL1/i12=8.29×108/3.67=2.26×108齒面工作硬化系數(shù)Zw1= Zw2=1.2HB-1301700=1.2240-1301700=1.14接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)Zx由表2-18查得Zx1=Zx2=1.0.潤滑油膜影響系數(shù)為ZL1= ZL2= ZR1= Z

19、R2= Zv1= Zv2=1接觸最小安全系數(shù)SHlim查表2-17（一般可靠度），取SHlim=1.05。許用接觸應(yīng)力為HP1=710×1.04×1×1×1×1.14×11.05MPa=730MPa HP2=580×1.09×1×1×1×1.14×11.05MPa=686MPa驗(yàn)算：H=554 N/mm2 < HP =627 MPa，接觸疲勞強(qiáng)度合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。5） 確定傳動主要尺寸中心距為a=(d1+d2)/2=(65+237.627)/2=151.314mm

20、圓整取a=152mm.由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精確的螺旋角為=arccos(z1+z2)mn2cos=arccos32+117×22×152=11°247端面模數(shù)為mt=mn/cos=2/cos11°247=2.04027mm小齒輪直徑為d1=(mn/cos)z1=2.04027×32=65.289mm大齒輪直徑為d2=(mn/cos)z2=2.04027×117=238.712mm齒寬b為b=78mm,b1=85mm,b2=78mm小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv1=z1/cos3=32/ cos311°247=34

21、大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv2= z2/cos3=117/ cos311°247=1246） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算由式（2-11）F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYHP校驗(yàn)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力。使用系數(shù)KA、動載荷分布系數(shù)Kv及齒尖載荷分配系數(shù)KF分別為KA=1.25,Kv=1.2,KF=1.74,同接觸疲勞強(qiáng)度校核。齒向載荷分布系數(shù)KF由圖2-9查得。其中b/h=78/(2.25×2)=17.33KF=1.4齒形系數(shù)YF由圖2-20（非變位）查得YFa1=2.55，YFa2=2.26；應(yīng)力修正系數(shù)由圖2-21查得Ysa1=1.63, Ysa2=1.74重

22、合度系數(shù)Y為Y=0.25+0.75/cos2b=0.25+0.751.72/0.9862=0.674螺旋角系數(shù)Y由圖2-22查得Y=0.87齒根彎曲應(yīng)力為F1=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYY=1.25×1.2×1.4×1.74×263685×2×2.55×1.63×0.674×0.87=138 MPaF2=F1Ys2YF2Ys1YF1=138×2.26×1.742.55×1.63=131MPa計(jì)算需用彎曲應(yīng)力。由式（2-17）FP=FlimYSTYNTYVrelT

23、YRrelTYXSFmin計(jì)算許用彎曲應(yīng)力。實(shí)驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限由圖2-30查得Flim1=300MPa, Flim2=270MPa彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)SFmin由表2-17查得SFmin=1.25彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)Yx由圖2-33查得Yx1=1,Yx2=1彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)YNT，由圖2-32（應(yīng)力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強(qiáng)度校核）查得YNT1=0.88, YNT2=0.92。應(yīng)力修正系數(shù)YST1=2, YST2=2相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為YVrelT1= YVrelT2=YRrelT1= YRrelT2=1許用齒根應(yīng)力FP1=300×2×0.88×1

24、15;1×11.25= 422 MPaFP2=270×2×0.92×1×1×11.25=397 MPa彎曲疲勞強(qiáng)度的校核：F1=138 N/mm2<FP1F2=131 N/mm2<FP27） 靜強(qiáng)度校核因傳動無嚴(yán)重過載，故不需要作靜強(qiáng)度校核8） 主要參數(shù)匯總法面模數(shù)mn=2mm,螺旋角=12°2256，小齒輪右旋，大齒輪左旋齒數(shù)z1=32,z2=117分度圓壓力角=20°小齒輪直徑d1=65.289mm,大齒輪直徑d2=238.712mm齒寬b1=85mm,b2=78mm中心距a=152mm齒頂高h(yuǎn)a=

25、2mm，齒根高h(yuǎn)f=2.5mm2、 第二對齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算1） 選擇材料和精度等級主動輪轉(zhuǎn)速n2=157r/min，轉(zhuǎn)速不高，批量較小，小齒輪選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=241286，平均取為260HB，大齒輪選用45#鋼，HB=229286，調(diào)質(zhì)處理，硬度平均取240HB。同側(cè)齒面精度等級取9級精度。2） 初步估算小齒輪直徑d1采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步估算小齒輪分度圓直徑d1。中間軸輸出轉(zhuǎn)矩T1=298.7 N·m由表B-1查得Ad=756, K=1.5，由表2-14查得d=1.16.由圖2-24查得接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=710MPa, Hlim2=580

26、MPa,則HP10.9Hlim1=0.9×710=639MPaHP20.9Hlim2=0.9×580=522MPad1Ad·3u+1u·KTHP2d =(756×32.62+12.62·1.5×298.75222×1.16)mm= 94.58mm初取d1=95mm3） 確定基本參數(shù)校核圓周速度v和精度等級v=d1·n160×1000 = (×95×15760×1000)m/s= 0.78m/s查表2-1，取9級精度合理。初取z1=31,z2=i23·z1=

27、2.62×31=81.189,取z2=81確定模數(shù)mt= d1/z1=95/31=3.065mm取mn=3mm確定螺旋角為=arccosmnmt =arccos 33.065 = 11.321°小齒輪直徑d1= mtz1= 3.065 ×31=95.015mm大齒輪直徑d2=mtz2= 3.065×81=248.265mm初步齒寬為b=d1d=95×1.16 =110mm校核傳動比誤差=8131-2.622.62 = -0.0027< 5%4） 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u±1u

28、HP校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。計(jì)算齒面接觸應(yīng)力節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH，由圖2-18查得ZH=2.43彈性系數(shù)ZE=189.8N/mm2重合度系數(shù)的計(jì)算公式由端面重合度和縱向重合度確定。其中端面重合度為=12z1(tanat1tant)+z2(tanat2tant)由表2-5可得在此處鍵入公式。t=arctan(tanncos)=arctan(tan20°cos11.321°)=20.365°at1=arccosdb1da1=arccos(d1costda1)=arccos(31×cos20.365°95+ 2×3)=28.138°at

29、2=arccosdb2da2=arccos(d2costda2)=arccos(248.265×cos30.265°248.265+ 2×3)=23.741°無變位，端面嚙合角t=t=20.365°,因此端面重合度=1231×(tan28.138°tan20.265°)+ 81×(tan23.741°tan20.365°) =1.64.縱向重合度=b sinmn=110×sin11.321°×3=2.23 > 1因>1,故Z=1=11.64=0

30、.73螺旋角系數(shù)Z=cos=cos11.321°=0.93使用系數(shù)KA=1.25，動載荷系數(shù)Kv=1.2齒尖載荷分配系數(shù)KH查表2-8。其中Ft=2T1/d1=2×298.7/0.095=6238NKAFtb=1.25×6238110=70.9N/mm<100 N/mmcosb=cos cosn/cost=cos11.321°cos20°/ cos20.365°=0.932KH=KF=/cos2b=1.64/0.9322=1.84齒向載荷分布系數(shù)KH查表2-9。其中：非對稱支承，調(diào)直齒輪精度等級9級A=1.17，B=0.16，C

31、=0.61KH=A+B(bd1)2+C·10-3b=1.17+0.16(11095) 2+0.61×0.001×110=1.45齒面接觸應(yīng)力為H=2.43×189.8×0.73×0.93×1.25×1.2×1.84×6238×623895×1102.62+12.62=569 N/mm2計(jì)算許用接觸應(yīng)力。由式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim計(jì)算需用接觸應(yīng)力。其中，接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)ZNT由圖2-27查得ZNT1=1.07，ZNT2=1.20?？偣ぷ鲿r(shí)

32、間為th=10×300×8=24000h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為NL1=60n1th=60×1×157×24000=2.36×108NL2= NL1/i23=2.36×108/2.62=3.64×107齒面工作硬化系數(shù)Zw1= Zw2=1.2HB-1301700=1.2240-1301700=1.14接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)Zx由表2-18查得Zx1=Zx2=1.0.潤滑油膜影響系數(shù)為ZL1= ZL2= ZR1= ZR2= Zv1= Zv2=1接觸最小安全系數(shù)SHlim查表2-17（一般可靠度），取SHlim=1.05。許用接觸應(yīng)力

33、為HP1=710×1.07×1×1×1×1.14×11.05MPa=824MPaHP2=580×1.2×1×1×1×1.14×11.05MPa=755MPa驗(yàn)算：H=569N/mm2<HP2 =755MPa，接觸疲勞強(qiáng)度合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。5） 確定傳動主要尺寸中心距為a=(d1+d2)/2=(95+248.265)/2=171.64mm圓整取a=172mm.由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精確的螺旋角為=arccos(z1+z2)mn2a=arccos3

34、1+81×32×172=12°2256端面模數(shù)為mt=mn/cos=3/cos12°2256=3.071mm小齒輪直徑為d1=(mn/cos)z1=3.071×31=95.214mm大齒輪直徑為d2=(mn/cos)z2=3.071×81=248.751mm齒寬b為b=110mm,b1=114mm,b2=110mm小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv1=z1/cos3=31/( cos12°2256)3=33大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv2= z2/cos3=81/( cos12°2256)3=866） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算由式（2-11）

35、F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYHP校驗(yàn)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力。使用系數(shù)KA、動載荷分布系數(shù)Kv及齒尖在和分配系數(shù)KF分別為KA=1.25,Kv=1.2,KF=1.77,同接觸疲勞強(qiáng)度校核。齒向載荷分布系數(shù)KF由圖2-9查得。其中b/h=114/(2.5×3)=16.39KF=1.5齒形系數(shù)YF由圖2-20（非變位）查得YF1=2.51，YF2=2.23；應(yīng)力修正系數(shù)由圖2-21查得Ysa1=1.64, Ysa2=1.75重合度系數(shù)Y為Y=0.25+0.75/cos2b=0.25+0.751.64/0.93220.658螺旋角系數(shù)Y由圖2-22查得Y=0.8

36、7齒根彎曲應(yīng)力為F1=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYY=1.25×1.2×1.77×1.5×6238114×3×2.51×1.64×0.658×0.87=171MPaF2=F1Ys2YF2Ys1YF1=171×2.23×1.752.51×1.64=162MPa計(jì)算需用彎曲應(yīng)力。由式（2-17）FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin計(jì)算許用彎曲應(yīng)力。實(shí)驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限由圖2-30查得Flim1=300MPa, Flim2=270MPa

37、彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)SFmin由表2-17查得SFmin=1.25彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)Yx由圖2-33查得Yx1=1,Yx2=1彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)YNT，由圖2-32（應(yīng)力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強(qiáng)度校核）查得YNT1=0.89, YNT2=0.93。應(yīng)力修正系數(shù)YST1=2, YST2=2相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為YVrelT1= YVrelT2=YRrelT1= YRrelT2=1許用齒根應(yīng)力FP1=300×2×0.89×1×1×11.25=427MPaFP2=270×2×0.93×1×1×11.

38、25=401MPa彎曲疲勞強(qiáng)度的校核：F1=171N/mm2<FP1F2=162N/mm2<FP27） 靜強(qiáng)度校核因傳動無嚴(yán)重過載，故不需要作靜強(qiáng)度校核8） 主要參數(shù)匯總法面模數(shù)mn=3mm,螺旋角=12°2256，小齒輪左旋，大齒輪右旋齒數(shù)z1=31,z2=81分度圓壓力角=20°小齒輪直徑d1=95.214mm,大齒輪直徑d2=248.751mm齒寬b1=114mm,b2=110mm中心距a=172mm齒頂高h(yuǎn)a=3mm，齒根高h(yuǎn)f=3.75mm七、 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1） 選擇材料和熱處理選用45#鋼，正火處理，硬度HB=1702172）

39、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑查表1-3取C=112，由式dC3P1n1=11235.22576= 23.35mm取軸徑d=35mm3） 初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)初選輕系列深溝球軸承6308，軸承尺寸為外徑D=90mm,寬度B=23mm。初步結(jié)構(gòu)如下圖所示4） 軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩和齒輪軸的齒輪部分的作用力，受力分析如下A、 輸入軸轉(zhuǎn)矩為Ti1=9.55×106×P/n =9.55×106×5.22÷576=85.7N·mB、 齒輪圓周力為Ft1= 2Ti1d1 =2×85.765 =2637NC、 齒輪徑向力為Fr1=Ftt

40、anncos=2637tan20°cos11°247=979ND、 齒輪軸向力為Fa1=Ft1tan=2637×tan11°247=532N5） 計(jì)算軸承支點(diǎn)的支反力A、垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FBV=Ft1×74/(74+198)=2637×74/(74+198)=717NFAV=Ft1 FBV=2637- 717=1920NMVC=FBV×198=717×198=141966N·mm其受力圖和彎矩圖如下圖所示B、水平面（XZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAH= Fa1×32.

41、5+FQ×85Fr1×198)/(74+198)=(532×32.5+1315×85 979×198)/(74+198)=238N (向上)FBH= Fr1+FQ+ FAH = 979+1315 238=2056NMHC= FQ×85=1315×85=111775N·mmMHC= FAH×74=238×74=17612 N·mmMHC= MHC Fa1×32.5=17612532×32.5=34902 N·mm其受力圖和彎矩圖如下圖所示6） 計(jì)算并繪制合成

42、彎矩圖Mc=MV2+MH2Mc1=MVC2+M'HC2=(141966)2+(17612)2=143054 N·mmMc2=MVC2+M''HC2=(141966)2+(34902)2=146193 N·mmMc3=0+MHC2=0+(111775)2=111775 N·mm繪制合成彎矩圖7） 計(jì)算并繪制轉(zhuǎn)矩圖上文已經(jīng)計(jì)算出T=85700N·mm8） 計(jì)算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取=-1b0b.由表1-2查得b=700MPa,由表1-4查得-1b=65MPa, 0b=110MPa,則=65/110=0.58由公式Me=

43、Mc22+(T)2Mec=(146913)2+(0.58×85700)2 =155094N·mm繪制合成彎矩圖如下圖所示按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由表1-4查得許用應(yīng)力為-1b=65MPa,。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危險(xiǎn)界面處的彎曲應(yīng)力為b=MeCWC=1550940.1×503 =12MPa<-1b=65MPa安全2、 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1） 選擇材料和熱處理選用45#鋼，正火處理，硬度HB=1702172） 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑查表1-3取C=112，由式dC3P2n2=11234.96157=35.41 mm取軸徑d=40mm3）

44、初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)初選輕系列深溝球軸承6308，軸承尺寸為外徑D=90mm,寬度B=23mm。初步結(jié)構(gòu)如下圖所示4） 軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩和齒輪軸的齒輪部分的作用力，受力分析如下A、 輸入軸轉(zhuǎn)矩為To2=9.55×106×P/n =9.55×106×4.91÷157=298.7N·mB、 齒輪圓周力為Ft2= Ft1=2637NFt3= 2To2d3 =2×298.70.095 =6288NC、 齒輪徑向力為Fr2= Fr1=979NFr3=Fttanncos=6288tan20°cos12

45、6;2256=2343ND、 齒輪軸向力為Fa2=Fa1=532NFa3=Ft3tan=6288×tan12°2256=1380N5） 計(jì)算軸承支點(diǎn)的支反力A、 垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAV=Ft2×106+70.5+Ft3×70.5)/(88.5+106+70.5)=2637×106+70.5+6288×70.5)/(88.5+106+70.5)= 3249NFBV=Ft2+ Ft3 FAV=2637+62883249=5676NMVC1=FAV×88.5=3249×88.5=287536N&#

46、183;mmMVC2=FBV×70.5=5676×88.5=502326N·mm其受力圖和彎矩圖如下圖所示B、水平面（XZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAH= (Fa2×119+Fa3×47.5 +Fr2×(88.5+106)Fr3×70.5)/(88.5+106+70.5)=(532×119+1380×47.5 +979×(88.5+106)2343×70.5)/(88.5+106+70.5)=581N FBH= Fr3+ FAH Fr2 = 979+5812343= 783N（向上

47、）MHC1= FAH×88.5=581×88.5=51418N·mmMHC1= FAH×88.5Fa2×119=581×88.5532×119=11890 N·mmMHC2= FBH×70.5=783×70.5=55201 N·mmMHC2= FBH×70.5+ Fa3×47.5=55201+1380×47.5=10349N·mm其受力圖和彎矩圖如下圖所示6） 計(jì)算并繪制合成彎矩圖Me=Mv2+MH2Me1=Mvc12+MHc12=2875362

48、+514182=292097N·mmMe2=Mvc22+MHc22=(502326)2+(55201)2=505349 N·mm7） 計(jì)算并繪制轉(zhuǎn)矩圖前文已計(jì)算出轉(zhuǎn)矩為To2=9.55×106×P/n =9.55×106×4.91÷157=298.7N·m8） 計(jì)算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取=-1b0b.由表1-2查得b=700MPa,由表1-4查得-1b=65MPa, 0b=110MPa,則=65/110=0.58由公式Me=Me22+(T)2=(505349)2+(0.58

49、15;298700)2=534220 N·mm繪制合成彎矩圖如下圖所示按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由表1-4查得許用應(yīng)力為-1b=65MPa,。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危險(xiǎn)截面處的彎曲應(yīng)力為b=MeCWC=5342200.1×453 =58MPa<-1b= 65MPa安全3、 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1） 選擇材料和熱處理選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=2412862） 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑查表1-3取C=100，由式dC3P33=10034.7160= 42.82mm取軸徑d=45mm3） 初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)初選輕系列深溝球軸承6210，軸承尺寸為外徑D

50、=90mm,內(nèi)徑d=50mm， 寬度B=20mm。初步結(jié)構(gòu)如下圖所示4） 軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩和齒輪軸的齒輪部分的作用力，受力分析如下A、 輸入軸轉(zhuǎn)矩為To3=9.55×106×P/n =9.55×106×4.71÷60=741.7N·mB、 齒輪圓周力為Ft4= Ft3=6288NC、 齒輪徑向力為Fr4= Fr3=2343ND、 齒輪軸向力為Fa4=Fa3=1380N5） 計(jì)算軸承支點(diǎn)的支反力A、垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAV=Ft4×80/(80+176)=6288×80/(

51、80+176)=1965NFBV=Ft4 FAV=6288- 1965=4323NMVC=FAV×176=1965×176=345840N·mm其受力圖和彎矩圖如下圖所示B、水平面（XZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAH= (Fa4×124+ Fr4×80)/(176+80)=(1380×124+2343×80)/( 176+80)=1400N FBH= Fr4 FAH =2343 1400=943NMHC= FAH×176=1400×176=246400N·mmMHC= FBH×80

52、=943×80=75440 N·mm其受力圖和彎矩圖如下圖所示6） 計(jì)算并繪制合成彎矩圖Mc=MV2+MH2Mc1=MVC2+MHC2=(345840)2+(246400)2=424639 N·mmMc2=MVC2+M'HC2=(345840)2+(75440)2=353972 N·mm繪制合成彎矩圖7） 計(jì)算并繪制轉(zhuǎn)矩圖上文已經(jīng)計(jì)算出T=741700N·mm9） 計(jì)算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取=-1b0b.由表1-4查得b=800MPa,由表1-4查得-1b=75MPa, 0b=130MPa,則=75/130=0.58由公

53、式Me=Mc22+(T)2Mec=(424639)2+(0.58×741700)2 =604465N·mm繪制合成彎矩圖如下圖所示按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由表1-4查得許用應(yīng)力為-1b=75MPa,。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危險(xiǎn)截面處的彎曲應(yīng)力為b=MeCWC=6044650.1×603 =28MPa<-1b=75MPa安全八、 滾動軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算1、 高速軸的軸承設(shè)計(jì)1） 壽命計(jì)算高速軸的軸承型號為6308，基本額定動載荷為Cr=40800N，基本額定靜載荷為C0r=24000N,脂潤滑極限轉(zhuǎn)速為7000r/min，油潤滑極限轉(zhuǎn)速

54、為9000r/min。齒輪線速度v=dn60×1000=×65×57660×1000=1.96m/s<3 m/s，故選用脂潤滑。受力分析齒輪軸向力為Fa1=532N，每個(gè)軸承所受軸向力為Fa=532/2=266N軸承徑向支反力：YZ方向：FAV=1920N ，F(xiàn)BV=717NXZ方向：FAH=238N，F(xiàn)BH=2056NFr1=FAV2+FAH2=19202+2382=1935NFr2=FBV2+FBH2=7172+20562=2177N靜強(qiáng)度校核徑向當(dāng)量靜載荷P0r=0.6Fr+0.5Fa=0.6FB+0.5Fa1=0.6×2177+0

55、.5×266=1439N或P0r=Fr=2177N取安全系數(shù)S0=3,則S0P0r=3×2177=6531NC0r=24000N安全計(jì)算當(dāng)量動載荷計(jì)算公式P=fd(XFr+YFa)軸承1 的當(dāng)量動載荷是P1=fd(X1Fr1+Y1Fa1)對于深溝球軸承Fa/C0r=266/24000=0.011,查表取e=0.18.Fa1/Fr1=266/1935=0.14<e，故取X1=1,Y1=0。沖擊載荷系數(shù)fd=1.2。當(dāng)量動載荷為P1=1.2×(1×1935+0×266)=2322N軸承2 的當(dāng)量動載荷是P2=fd(X2Fr2+Y2Fa2)對于

56、深溝球軸承Fa/C0r=266/24000=0.011,查表取e=0.18.Fa2/Fr2=266/2177=0.12<e，故取X1=1,Y1=0。沖擊載荷系數(shù)fd=1.2。當(dāng)量動載荷為P2=1.2×(1×2177+0×266)=2612N故當(dāng)量動載荷是P=maxP1,P2=2612N軸承壽命Lh=10660n(CP)，對于球軸承=3Lh=10660×576(408002612)3=110278h > th=24000h，6308軸承能滿足要求2） 極限轉(zhuǎn)速計(jì)算極限轉(zhuǎn)速計(jì)算公式為 n=f1f2nlim由P/C=2612/40800=0.064

57、,查得載荷變化系數(shù)f1=1，載荷分布系數(shù) f2=1,所以n=1×1×7000=7000r/min > 576 r/min,滿足要求2、 中間軸的軸承設(shè)計(jì)1） 壽命計(jì)算中間軸的軸承型號為6308，基本額定動載荷為Cr=40800N，基本額定靜載荷為C0r=24000N,脂潤滑極限轉(zhuǎn)速為7000r/min，油潤滑極限轉(zhuǎn)速為9000r/min。齒輪線速度v=dn60×1000=×119×15760×1000=0.98m/s<3 m/s，故選用脂潤滑。受力分析齒輪軸向力為Fa=|Fa2Fa3|=|1380532|=848N，每個(gè)軸

58、承所受軸向力為Fa=848/2=424N軸承徑向支反力：YZ方向：FAV=3249N，F(xiàn)BV=5676NXZ方向：FAH=581N，F(xiàn)BH=783NFr1=FAV2+FAH2=32492+5812=3301NFr2=FBV2+FBH2=56762+7832=5730N靜強(qiáng)度校核徑向當(dāng)量靜載荷P0r=0.6Fr+0.5Fa=0.6FB+0.5Fa1=0.6×5730+0.5×424=3650N或P0r=Fr=424N取安全系數(shù)S0=3,則S0P0r=3×3650=10950NC0r=24000N安全計(jì)算當(dāng)量動載荷計(jì)算公式P=fd(XFr+YFa)軸承1 的當(dāng)量動載荷

59、是P1=fd(X1Fr1+Y1Fa1)對于深溝球軸承Fa/C0r=424/24000=0.018,查表取e=0.20.Fa1/Fr1=424/3301=0.13<e，故取X1=1,Y1=0。沖擊載荷系數(shù)fd=1.2。當(dāng)量動載荷為P1=1.2×(1×3301+0×424)=3961N軸承2 的當(dāng)量動載荷是P2=fd(X2Fr2+Y2Fa2)對于深溝球軸承Fa/C0r=424/24000=0.011,查表取e=0.20.Fa2/Fr2=424/5676=0.07<e，故取X1=1,Y1=0。沖擊載荷系數(shù)fd=1.1。當(dāng)量動載荷為P2=1.1×(1

60、×5676+0×424)=6243N故當(dāng)量動載荷是P=maxP1,P2=6243N軸承壽命Lh=10660n(CP)，對于球軸承=3Lh=10660×157(408006243)3=36631h > th=24000h，6308軸承能滿足要求2） 極限轉(zhuǎn)速計(jì)算極限轉(zhuǎn)速計(jì)算公式為 n=f1f2nlim由P/C=6423/40800=0.15,查得載荷變化系數(shù)f1=0.86，載荷分布系數(shù) f2=1,所以n=0.86×1×7000=6020r/min > 157 r/min,滿足要求3、 低速軸的軸承設(shè)計(jì)1） 壽命計(jì)算中間軸的軸承型號為6210，基本額定動載荷為Cr=35000N，基本額定靜載荷為C0r=23200N,脂潤滑極限轉(zhuǎn)速為6700r/min，油潤滑極限轉(zhuǎn)速為8500r/min。齒輪線速度v=dn60×1000=×124×6060×1000=0.39m/s<3 m/s，故選用脂潤滑。受力分析齒輪軸向力為Fa=Fa4=1380=1380N，每個(gè)軸承所受軸向力為Fa=1380/2=690N軸承徑向支反力：YZ方向：FAV=1