機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)報(bào)告書

1、40/40機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì) 日期： 目錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc445589018 第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書 PAGEREF _Toc445589018 h 3 HYPERLINK l _Toc445589019 1.1設(shè)計(jì)題目 PAGEREF _Toc445589019 h 3 HYPERLINK l _Toc445589020 1.2設(shè)計(jì)步驟 PAGEREF _Toc445589020 h 3 HYPERLINK l _Toc445589021 第二章傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案 PAGEREF _Toc445589021 h 3 HYPERLINK l _T

2、oc445589022 2.1傳動方案 PAGEREF _Toc445589022 h 3 HYPERLINK l _Toc445589023 2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) PAGEREF _Toc445589023 h 3 HYPERLINK l _Toc445589024 第三章電動機(jī)的選擇 PAGEREF _Toc445589024 h 4 HYPERLINK l _Toc445589025 3.1選擇電動機(jī)類型 PAGEREF _Toc445589025 h 4 HYPERLINK l _Toc445589026 3.2確定傳動裝置的效率 PAGEREF _Toc445589026 h 4 H

3、YPERLINK l _Toc445589027 3.3選擇電動機(jī)的容量 PAGEREF _Toc445589027 h 4 HYPERLINK l _Toc445589028 3.4確定電動機(jī)參數(shù) PAGEREF _Toc445589028 h 4 HYPERLINK l _Toc445589029 3.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 PAGEREF _Toc445589029 h 5 HYPERLINK l _Toc445589030 第四章計(jì)算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) PAGEREF _Toc445589030 h 6 HYPERLINK l _Toc445589031 4.1電

4、動機(jī)輸出參數(shù) PAGEREF _Toc445589031 h 6 HYPERLINK l _Toc445589032 4.2高速軸的參數(shù) PAGEREF _Toc445589032 h 6 HYPERLINK l _Toc445589033 4.3低速軸的參數(shù) PAGEREF _Toc445589033 h 6 HYPERLINK l _Toc445589034 4.4工作機(jī)軸的參數(shù) PAGEREF _Toc445589034 h 7 HYPERLINK l _Toc445589035 第五章普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc445589035 h 8 HYPERLINK l _Toc

5、445589036 第六章開式圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc445589036 h 11 HYPERLINK l _Toc445589037 6.1選精度等級、材料與齒數(shù) PAGEREF _Toc445589037 h 11 HYPERLINK l _Toc445589038 6.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc445589038 h 12 HYPERLINK l _Toc445589039 6.3確定傳動尺寸 PAGEREF _Toc445589039 h 13 HYPERLINK l _Toc445589040 6.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 PAGEREF

6、_Toc445589040 h 14 HYPERLINK l _Toc445589041 6.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸 PAGEREF _Toc445589041 h 15 HYPERLINK l _Toc445589042 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) PAGEREF _Toc445589042 h 15 HYPERLINK l _Toc445589043 第七章減速器齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc445589043 h 15 HYPERLINK l _Toc445589044 7.1選精度等級、材料與齒數(shù) PAGEREF _Toc445589044 h 15 HYPERLIN

7、K l _Toc445589045 7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc445589045 h 16 HYPERLINK l _Toc445589046 7.3確定傳動尺寸 PAGEREF _Toc445589046 h 18 HYPERLINK l _Toc445589047 7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 PAGEREF _Toc445589047 h 18 HYPERLINK l _Toc445589048 7.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸 PAGEREF _Toc445589048 h 19 HYPERLINK l _Toc445589049 7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)

8、PAGEREF _Toc445589049 h 20 HYPERLINK l _Toc445589050 第八章軸的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc445589050 h 20 HYPERLINK l _Toc445589051 8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc445589051 h 20 HYPERLINK l _Toc445589052 8.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc445589052 h 27 HYPERLINK l _Toc445589053 第九章滾動軸承壽命校核 PAGEREF _Toc445589053 h 33 HYPERLINK l _Toc445

9、589054 9.1高速軸上的軸承校核 PAGEREF _Toc445589054 h 33 HYPERLINK l _Toc445589055 9.2低速軸上的軸承校核 PAGEREF _Toc445589055 h 34 HYPERLINK l _Toc445589056 第十章鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc445589056 h 35 HYPERLINK l _Toc445589057 10.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 PAGEREF _Toc445589057 h 35 HYPERLINK l _Toc445589058 10.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 PAGEREF _T

10、oc445589058 h 35 HYPERLINK l _Toc445589059 10.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 PAGEREF _Toc445589059 h 36 HYPERLINK l _Toc445589060 第十一章聯(lián)軸器的選擇 PAGEREF _Toc445589060 h 36 HYPERLINK l _Toc445589061 11.1高速軸上聯(lián)軸器 PAGEREF _Toc445589061 h 36 HYPERLINK l _Toc445589062 11.2低速軸上聯(lián)軸器 PAGEREF _Toc445589062 h 36 HYPERLINK l _Toc445

11、589063 第十二章減速器的密封與潤滑 PAGEREF _Toc445589063 h 37 HYPERLINK l _Toc445589064 12.1減速器的密封 PAGEREF _Toc445589064 h 37 HYPERLINK l _Toc445589065 12.2齒輪的潤滑 PAGEREF _Toc445589065 h 37 HYPERLINK l _Toc445589066 12.3軸承的潤滑 PAGEREF _Toc445589066 h 37 HYPERLINK l _Toc445589067 第十三章減速器附件設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc445589067 h

12、38 HYPERLINK l _Toc445589068 13.1油面指示器 PAGEREF _Toc445589068 h 38 HYPERLINK l _Toc445589069 13.2通氣器 PAGEREF _Toc445589069 h 38 HYPERLINK l _Toc445589070 13.3放油孔與放油螺塞 PAGEREF _Toc445589070 h 38 HYPERLINK l _Toc445589071 13.4窺視孔和視孔蓋 PAGEREF _Toc445589071 h 39 HYPERLINK l _Toc445589072 13.5定位銷 PAGEREF

13、_Toc445589072 h 39 HYPERLINK l _Toc445589073 13.6啟蓋螺釘 PAGEREF _Toc445589073 h 39 HYPERLINK l _Toc445589074 13.7螺栓與螺釘 PAGEREF _Toc445589074 h 39 HYPERLINK l _Toc445589075 第十四章減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 PAGEREF _Toc445589075 h 40 HYPERLINK l _Toc445589076 第十五章設(shè)計(jì)小結(jié) PAGEREF _Toc445589076 h 41 HYPERLINK l _Toc445589077

14、 第十六章參考文獻(xiàn) PAGEREF _Toc445589077 h 41第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 一級斜齒圓柱減速器，拉力F=2300N，速度v=1m/s，直徑D=320mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：5年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.電動機(jī)的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器部傳動設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動軸的設(shè)計(jì) 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤滑密封設(shè)計(jì) 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二章 傳

15、動裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，后置外傳動為開式圓柱齒輪傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。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帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機(jī)部分為 Y系列三相交流異步電動機(jī) 開式齒輪傳動優(yōu)點(diǎn)：1.圓周速度和功率圍廣;2.效率較高；3.傳動比穩(wěn)定；4.壽命長；5.工作可靠性高；缺點(diǎn)：1.要

16、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。第三章 電動機(jī)的選擇3.1選擇電動機(jī)類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的傳動效率：3=0.98 普通V帶的傳動效率：4=0.96 開式圓柱齒輪傳動效率：5=0.96 工作機(jī)效率：w=0.97 故傳動裝置的總效率a=1223345w=0.8323.3選擇電動機(jī)的容量 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=230011000=2.3kW3.4確定電動機(jī)參數(shù) 電動機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa

17、=2.30.832=2.76kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=60100013.14320=59.71rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比圍，V帶傳動比圍為：2-4一級圓柱齒輪減速器傳動比圍為：3-5開式圓柱齒輪傳動比圍：2-5因此理論傳動比圍為：12-100?？蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速圍為nd=ianw=(12-100)59.71=717-5971r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動比等因素，選定電機(jī)型號為：Y100L2-4的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。方案電動機(jī)型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)

18、速（r/min）1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880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HLHDABKDEFG1003802451601401228608243.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計(jì)算 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=143059.71=23.949（2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2.5 取開式圓柱齒輪傳動比：ic=3 減速器傳動比為i1=ia

19、ivic=3.19第四章 計(jì)算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機(jī)輸出參數(shù)功率：P0=Pd=2.76kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=1430rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551062.761430=18432.17Nmm4.2高速軸的參數(shù)功率：P1=P014=2.760.990.96=2.62kW轉(zhuǎn)速：n1=n0iv=14302.5=572rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551062.62572=43743.01Nmm4.3低速軸的參數(shù)功率：P2=P123=2.620.990.98=2.54kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=5723.19=179.31rpm扭矩：T2=9.551

20、06P2n2=9.551062.54179.31=135279.68Nmm4.4工作機(jī)軸的參數(shù)功率：Pw=P2w1224=2.540.970.990.990.990.96=2.29kW轉(zhuǎn)速：nw=n2ic=179.313=59.77rpm扭矩：Tw=9.55106Pwnw=2.2959.77=365894.26Nmm 運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸2.7618432.1714302.50.95軸2.622.5943743.0143305.57995723.190.97軸2.542.51135279.68

21、133926.8832179.3130.92工作機(jī)軸2.292.27365894.26362698.6859.77第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算1.已知條件和設(shè)計(jì)容 設(shè)計(jì)普通V帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=2.76kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1430r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動傳動比i=2.5；設(shè)計(jì)的容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力與作用在軸上之力的大小和方向。2.設(shè)計(jì)計(jì)算步驟（1）確定計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故 Pca=KAP=1.22.76=3.312kW（2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。3.確定帶輪的

22、基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=75mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度v=dd1n601000=751430601000=5.61ms 因?yàn)?m/sv30m/s，故帶速合適。 取帶的滑動率=0.02 （3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=idd11-=2.5751-0.02=183.75mm 根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=180mm。（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長Ld度 根據(jù)式，初定中心距a0=200mm。 由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2200+275+180+18

23、0-7524200814mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=790mm。 按式計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=200+790-8142188mm 按式,中心距的變化圍為176-212mm。（5）驗(yàn)算小帶輪的包角a1180-dd2-dd157.3a180-180-7557.3188=148120（6）計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=1430r/min,查表得P0=1.06kW。 根據(jù)n1=1430r/min，i=2.5和A型帶，查表得P0=0.168kW。 查表的K=0.916，表得KL=0.85，于是 Pr=P0+P0KKL=1.06+0.168

24、0.9160.85=0.956kW2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=3.3120.9563.46 取4根。（6）計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9163.3120.91645.61+0.1055.612=130.92N（7）計(jì)算壓軸力FpFp=2zF0sin12=24130.92sin1482=1006.79N帶型A中心距188mm小帶輪基準(zhǔn)直徑75mm包角148大帶輪基準(zhǔn)直徑180mm帶長790mm帶的根數(shù)4初拉力130.92N帶速5.61m/s壓軸力1006.79N4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

25、（1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪的軸孔直徑d=28mm因?yàn)樾л哾d1=75300mm因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.028=56mmda=dd1+2ha=75+22.75=80mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5mmL=2.0d=2.028=56mm（2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=20mm因?yàn)榇髱л哾d2=180mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.020=40mmda=dd1+2ha=180+22.75=186mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5m

26、mL=2.0d=2.020=40mm第六章 開式圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選精度等級、材料與齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=203=61。實(shí)際傳動比i=3.05（3）壓力角=20。6.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即mt32KFtTYdz12YFaYSaF1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt=1.3計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.25+0.751.67=0.699計(jì)算YFaYSa/FYFa1=2.8，YFa

27、2=2.272YSa1=1.55，YSa2=1.736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由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.89，KFN2=0.984取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.895001.4=317.857MPaF2=KFN2Flim2S=0.9843801.4=267.086MPaYFa1YSa1F1=0.01365YFa2YSa2F2=0.01477兩者取較大值，所以YFaYSaF=0.014772）試算齒輪模數(shù)mt32KFtTYdz12YFaYSaF=321.3135279.680.699

28、0.82020.01477=2.247mm（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=mtz1=2.24720=44.94mmv=d1tn601000=44.94179.31601000=0.422齒寬bb=dd1=0.844.94=35.952mm齒高h(yuǎn)與齒寬比b/hh=2han*+cn*mt=5.056mmbh=35.9525.056=7.1112）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查圖得動載系數(shù)Kv=1.058查表得齒間載荷分配系數(shù)：KF=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.379查表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.074 實(shí)際載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=1.251.05

29、81.41.074=1.9893）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mt3KFKFt=2.24731.9891.3=2.589mm，取m=4mm。4）計(jì)算分度圓直徑d1=mz1=420=80mm6.3確定傳動尺寸（1）計(jì)算中心距a=z1+z2m2=162mm，圓整為162mm （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=204=80mmd2=z2m=614=244mm （3）計(jì)算齒寬b=dd1=64mm 取B1=70mm B2=65mm6.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為端面重合度為：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2120+161cos0=1.67軸向重

30、合度為：=0.318dz1tan=0查得重合度系數(shù)Z=0.881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：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=60179.311163005=2.582108NL2=NL1u=2.5821083=8.607107由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.995，KHN2=0.998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=KHN1Hlim1S=0.9956001=597MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9985501=549MPaH=2KHTdd13u+1uZHZEZ=46

31、8.77MPaH=549MPa故接觸強(qiáng)度足夠。6.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=4mm hf=mhan*+cn*=5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=9mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=88mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=252mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=70mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=234mm 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

32、號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn44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齒數(shù)z2061齒頂高h(yuǎn)a44齒根高h(yuǎn)f55分度圓直徑d80244齒頂圓直徑da88252齒根圓直徑df70234齒寬B7065中心距a162162第七章 減速器齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算7.1選精度等級、材料與齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=233.19=73。實(shí)際傳動比i=3.174（3）初選螺旋角=13。（4）壓力角=20。7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試

33、算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551062.62572=43743.01Nmm查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa重合度端面重合度為：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2123+173cos13=1.65軸向重合度為：=0.318dz1tan=0.318123tan13=1.69查得重合度系數(shù)Z=0.696查得螺旋角系數(shù)Z=0.987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

34、疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=605721163005=8.237108NL2=NL1u=8.2371083.19=2.582108由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.984，KHN2=0.995取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9846001=590MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9955501=547MPa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=547MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.343743.0113.1

35、9+13.192.46189.80.6960.9875472=37.172mm（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=d1tn601000=37.172572601000=1.113齒寬bb=dd1t=137.172=37.172mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1.25查圖得動載系數(shù)Kv=1.072齒輪的圓周力。Ft=2Td1=243743.0137.172=2354NKAFtb=1.25235437.172=79Nmm100Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.433 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHKH

36、=1.251.0721.41.433=2.6883）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=37.17232.6881.3=47.356mm4）確定模數(shù)mn=d1cosz1=47.356cos1323=2.006mm，取mn=2.5mm。7.3確定傳動尺寸 （1）計(jì)算中心距a=z1+z2mn2cos=123.16mm，圓整為123mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=12.6868=124112 （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=58.939mmd2=z2mncos=187.067mm （4）計(jì)算齒寬 b=dd1=58.94mm

37、 取B1=65mm B2=60mm7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KTbmnd1YFaYSaYYcos2F1） K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=60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=23cos312.6868=24.77大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=73cos312.6868=78.619查表得：YFa1=2.6，YFa2=2.22YSa1=1.59，YSa2=1.771查圖得重合度系數(shù)Y=0.684查圖得螺旋角系數(shù)Y=0.817查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2

38、=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.807，KFN2=0.89取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1Flim1S=0.8075001.4=288.214MPaF2=KFN2Flim2S=0.893801.4=241.571MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1YYcos2=40.092MPaF1=288.214MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=38.13MPaF2=241.571MPa故彎曲強(qiáng)度足夠。7.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=

39、ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=63.939mm da2=d2+2ha=192.067mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=52.689mm df2=d2-2hf=180.817mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn2.52.5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124112右124112齒數(shù)z2373齒頂高h(yuǎn)a2.52.5齒根高h(yuǎn)f3.1253.125分度圓直徑d5

40、8.939187.067齒頂圓直徑da63.939192.067齒根圓直徑df52.689180.817齒寬B6560中心距a123123第八章 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)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=572r/min；功率P=2.62kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=43743.01Nmm（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280HBS，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 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11232.62572=18.6mm由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增

41、大5%dmin=1+0.0518.6=19.53mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為20mm故取dmin=20（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，bh=66mm(GB/T 1096-2003)，長L=40mm；定位軸肩直徑為25mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長度。 外傳動件到軸承透蓋端面距離K=20mm 軸承端蓋厚度e=10mm 調(diào)整墊片厚度t=2mm 箱體壁到軸承端面距離=10mm各軸段直徑的確定

42、 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的孔徑，d1=20mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=25mm d3：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=30mm，選取軸承型號為角接觸軸承7206AC d4：軸肩段，選擇d4=35mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 d6：過渡軸段，要求與d4軸段一樣，故選取d6=d4=35mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段一樣，故選取d7=d3=30mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=5

43、4mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=63mm。 L3：由滾動軸承寬度以與軸承端面到箱體壁距離確定，選取L3=28mm。 L4：根據(jù)齒輪端面到箱體壁距離確定，取L4=8mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=65mm。 L6：根據(jù)齒輪端面到箱體壁距離確定，取L6=8mm。 L7：由滾動軸承寬度以與軸承端面到箱體壁距離確定，選取L7=28mm。軸段1234567直徑(mm)2025303563.9393530長度(mm)546328865828（5）軸的受力分析a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以與水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分

44、度圓直徑）齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑）Ft1=2T1d1=243743.0158.939=1484N齒輪1所受的徑向力Fr1=Ft1tancos=1484tan20cos12.6868=553N齒輪1所受的軸向力Fa1=Ft1tan=1484tan12.6868=334N第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=98mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=60.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=60.5mmc.計(jì)算作用在軸上的支座反力水平面 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起

45、。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)在水平面軸承A處水平支承力：RAH=Fr1Lb-Fa1d12Lb+Lc=55360.5-33458.939260.5+60.5= 195N軸承B處水平支承力：RBH=Fr1-RAH=553-195=358N在垂直面軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=148460.560.5+60.5= 742N軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=148460.560.5+60.5= 742N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=1952+7422=767.2N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+R

46、BV2=3582+7422=823.85Nd.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=0Nmm截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBHLb-Fa1d12=35860.5-33458.9392=11816Nmm截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAHLc=19560.5=11798Nmm截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmme.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：MCV=RAVLc=74260.5=44891Nmm截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmmf.繪制合成彎矩圖

47、截面A處合成彎矩：MA=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=0Nmm截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV2=118162+448912=46420Nmm截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV2=117982+448912=46415Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmmg.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=43305.58Nmmh.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+T2=02+0.643305.582=25983Nmm截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左2+T2=464202+0.643305.582=53197Nmm截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=

48、MC右46415Nmm截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.643305.582=25983Nmmf.按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為W=d332=4207.11mm3抗扭截面系數(shù)為WT=d316=8414.22mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=12.64MPa剪切應(yīng)力為=TWT=5.2MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=14.1MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e-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)動學(xué)和動

49、力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=179.31r/min；功率P=2.54kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=135279.68Nmm（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)算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA03Pn=11232.54179.31=27.1mm由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.0727.1=29mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為30mm故取dmin=30（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸

50、上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，bh=149mm(GB/T 1096-2003)，長L=45mm；定位軸肩直徑為35mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的孔徑，d1=30mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=35mm d3：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=40mm，選取軸承型號為角接觸軸承72

51、08AC d4：齒輪處軸段，選取直徑d4=45mm。 d5：軸肩，故選取d5=55mm。 d6：滾動軸承軸段，要求與d3軸段一樣，故選取d6=d3=40mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=80mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=61mm。 L3：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體壁距離確定，選取L3=42.5mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和齒輪的寬度確定，選取L4=58mm。 L5：過渡軸段，選取L5=8mm。 L6：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體壁距離確定，選取L6=32.5mm。軸段123456直徑(mm)303540455540長度(mm)

52、806142.558832.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以與水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑）Ft2=2T2d2=2135279.68187.067=1446N齒輪2所受的徑向力Fr2=Ft2tancos=1446tan20cos12.6868=539N齒輪2所受的軸向力Fa2=Ft2tan=1446tan12.6868=326Nc.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離La=60.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lb=62.5mm，軸承中點(diǎn)到第一段軸中點(diǎn)距離Lc=62.5mmd.支反力

53、軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLa+Fad2La+Lb=53960.5+326187.067260.5+62.5= 513NRBH=Fr-RAH=-539-513=26N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=144660.560.5+62.5= 711NRBV=FtLbLa+Lb=144662.560.5+62.5= 735N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=5132+7112=876.75N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=262+7352=735.46Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截

54、面A處所受彎矩：MAH=0Nmm在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RBHLa=2660.5=1573Nmm在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm在垂直面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：MCV右=RAVLa=71160.5=43016Nmm在垂直面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：MCV左=RBVLa-Fad2=73560.5-326187.0672=13976Nmm在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A處合

55、成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=0Nmm截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH2+MCV左2=15732+139762=14064Nmm截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH2+MCV右2=15732+430162=43045Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmmg.繪制扭矩圖T=133926.88Nmmh.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6133926.882=80356Nmm截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左=14064Nmm截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右2+T2=4304

56、52+0.6133926.882=91159Nmm截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6133926.882=80356Nmmh.校核軸的強(qiáng)度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=d332=8941.64mm3抗扭截面系數(shù)為WT=d316=17883.28mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=10.19MPa剪切應(yīng)力為=TWT=7.56MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=13.64MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b

57、=60MPa，e0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=22kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=24000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=1952+7422=767.2NFr2=RBH2+RBV2=3582+7422=823.85NFd1=0.68Fr1=0.68767.2=521.7NFd2=0.68Fr2=0.68823.85=560.22N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=894.22NFa2=Fd2=560.22NFa1Fr1=1.166Fa2Fr2=0.6

58、8查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41767.2+0.87894.22=1092.52NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=0.41823.85+0.87560.22=825.17N取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660nftCrfpPr3=137686h24000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.2低速軸上的軸承校核軸承型號徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)7208AC40801835.2根據(jù)前面的計(jì)算，選用7208AC角接觸球軸承，徑d=40mm，

59、外徑D=80mm，寬度B=18mm當(dāng)Fa/Fr0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=35.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=24000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=5132+7112=876.75NFr2=RBH2+RBV2=262+7352=735.46NFd1=0.68Fr1=0.68876.75=596.19NFd2=0.68Fr2=0.68735.46=500.11N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=826.11NFa2=Fd2=500.11NFa1Fr1=0.942Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，