畢業(yè)論文--基于ProE的二級圓柱齒輪減速器

1、榆林學院本科畢業(yè)設計 題目 作者 院(系) 專業(yè) 指導教師 答辯日期 學生畢業(yè)設計 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器 設計造型 化學與化工學院 過程裝備與控制工程 2012 年 5 月 26 日 摘要 減速器是一種用途十分廣泛且比較典型的機械傳動裝置，在原動機和工作機 或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用。 本設計是一臺二級圓柱齒輪減速器，完成了齒輪設計、軸設計、齒輪及軸強 度校核等計算工作，并且采用 Pro/E 三維造型和裝配，使設計結果得到最直接的體 現(xiàn)。初步建立了一臺減速器的參數(shù)化設計系統(tǒng)，采用此方法實現(xiàn)一臺減速器，可 縮短設計周期，節(jié)約設計成本，提高設計正確性，對提高產(chǎn)品質量

2、具有一定意義。 關鍵詞：減速器；Pro/E；三維造型；模型裝配 ABSTRACT Modeling of Two Cylindrical Gear Reducer Based on Pro/EModeling of Two Cylindrical Gear Reducer Based on Pro/E ABSTRACTABSTRACT The reducer, widely and typically used, is one of mechanical transmission devices. It plays a role in matching speed and transmitti

3、ng torque between the prime mover and working machine or the implementing agency. This paper is about the design of a two-cylinder gear reducer, including the design of gear, the design of shaft and the strength check of them. With three-dimensional modeling and assembly by Pro/E, the results have t

4、he most direct manifestation. By the initial establishment of this parametric design system, the program can devise a reducer, shorting the design cycle, saving design costs, and subjoining the accuracy of it. It is the great significance to improve product quality. Key words:Key words: Reducer; Pro

5、/E; Three-dimensional Modeling; Assembly Modeling III 榆林學院本科畢業(yè)設計 目錄 摘要 .II ABSTRACT.III 1緒論 .1 1.1減速器簡介 .1 1.2計算機輔助設計（CAD）簡介及發(fā)展現(xiàn)狀 .1 1.3本課題研究目的意義 .2 2二級圓柱齒輪減速器設計計算.3 2.1設計參數(shù) .3 2.2傳動方案的分析 .3 2.3電動機的選擇 .3 2.3.1工作機使用功率 Pw.4 2.3.2所需的電動機的功率 Pd .4 2.3.3選擇電動機的額定功率Pd.4 2.3.4選擇電動機轉速 .4 2.3.5總傳動比計算和分配各級傳動比 .

6、5 2.4傳動裝置運動和動力參數(shù)計算.5 2.4.1各軸轉速的計算 .5 2.4.2各軸功率的計算 .6 2.4.3各軸扭矩的計算 .6 2.5齒輪傳動的設計計算 .6 2.5.1高速級齒輪傳動的設計計算 .6 2.5.2低速級齒輪傳動的設計計算 .10 2.6軸的設計計算 .13 2.6.1高速級軸的設計 .13 2.6.2中間軸的設計 .16 2.6.3低速級軸的設計 .17 2.7鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.19 2.7.1輸入軸上鍵的選擇及校核 .19 2.7.2中間軸上鍵的選擇及校核 .19 2.7.3輸出軸上鍵的選擇及校核 .20 2.8箱體結構的設計 .20 基于 Pro/E 的二級

7、圓柱齒輪減速器設計造型 2.8.1箱體初步設計 .20 2.8.2箱體附件設計 .20 2.8.3箱體尺寸表 .21 2.9潤滑密封設計 .22 3基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器的造型及裝配.23 3.1軸承的主要造型過程 .23 3.2軸承端蓋的主要造型過程.23 3.3上箱體的主要造型過程 .24 3.4下箱體的主要造型過程 .24 3.5箱體的裝配過程 .25 4總結 .27 參考文獻 .28 致謝 .29 榆林學院本科畢業(yè)設計 1緒論 1.1減速器簡介 減速器是一種介于原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，主要作用是用來 傳遞動力和增大轉矩，廣泛應用于機械傳動行業(yè)，如礦業(yè)生產(chǎn)

8、、化工設備、汽車制造、 農(nóng)業(yè)生產(chǎn)等領域。而在種類繁多的減速器中，圓柱齒輪減速器是較為普遍使用的傳動 裝置，其設計過程幾乎涉及機械設計各個方面，如幾何參數(shù)設計、結構設計、標準件 選型、強度設計、動力學設計、潤滑與密封設計等。其設計與制造技術的發(fā)展在一定 程度上標志著一個國家的工業(yè)技術水平，不單單是我國，當今國際上各國減速器及齒 輪技術發(fā)展的總趨勢都在向著六高、二低、二化等方面發(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 即標準化、多樣化1-2。 1.2計算機輔助設計（CAD）簡介及發(fā)展現(xiàn)狀 計算機輔助設計(Computer Aided D

9、esign，簡稱 CAD)是指工程技術人員以計算機 為工具進行設計活動的全過程：包括資料檢索、方案構思、分析計算、工程繪圖和編 制技術文件等，是隨著計算機、外圍設備及軟件的發(fā)展而形成的一門綜合性很高的新 技術。該技術產(chǎn)生于上世紀 50 年代后期發(fā)達國家的航空和軍事工業(yè)中，其主要發(fā)展 階段和特點如下： 20 世紀 60 年代，CAD 有交互式二維繪圖和三維線框模型的主要特點。 20 世紀 70 年代，CAD 的主要特點是自由曲線曲面生成算法和表面造型理論。這 期間 CAD 開始實用化，從二維的電路設計發(fā)展到三維的飛機、造船、汽車等設計。 正是曲面造型技術帶來了 CAD 技術的第一次革命。 20

10、世紀 80 年代，CAD 的主要技術特征是實體造型理論和幾何建模方法。實體造 型技術能夠精確表達零件的全部屬性，有助于 CAD、CAM、CAE 的集成，被認為是 新一代 CAD 系統(tǒng)在技術上的突破性進展。 20 世紀 90 年代，參數(shù)化造型理論日趨成熟，形成了基于特征的實體造型技術， 為建立產(chǎn)品的信息模型奠定了基礎，其以 PTC 公司的 Pro/ENGINEER 為代表?？梢?認為，參數(shù)化技術的應用主導了 CAD 發(fā)展史上的第三次技術革命。 可以看出，CAD 正經(jīng)歷著由傳統(tǒng)技術向現(xiàn)代技術的轉變，如今的 CAD 技術己廣 泛應用于電子、機械、建筑、輕紡航空航天、化工、交通、影視、教育等各個領域，

11、 1 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器設計造型 特別是近二十年來，由于計算機硬件性能的不斷提高，CAD 技術有了大規(guī)模的發(fā)展， 己經(jīng)引起了一場工程設計領域的技術革命，并取得了明顯的經(jīng)濟效益和社會效益，從 而也成為衡量一個國家的科學技術現(xiàn)代化和工業(yè)現(xiàn)代化的重要標志之一。 1.3本課題研究目的意義 基于以上背景，本設計是以二級圓柱齒輪減速器為例，主要對各級傳動齒輪、 軸、軸承、鍵、箱體等進行設計計算，然后又對齒輪，軸，鍵等一些重要零件的 強度、剛度、穩(wěn)定性進行了校核。隨后根據(jù)自己算出來的尺寸開始手工畫草圖， 草圖繪制完成后，再利用Pro/E 軟件進行齒輪、軸、軸承、軸承端蓋、箱體等零部 件的

12、三維造型，最終裝配成一臺二級圓柱直齒輪減速器，使設計結果的正確性最 終得到最直接的體現(xiàn)。 采用此方法實現(xiàn)一臺減速器，可縮短設計周期，節(jié)約設計成本，提高設計正 確性。通過完成本設計，可掌握機械設計的一般程序、方法、設計規(guī)律、技術措 施，了解現(xiàn)代CAD 設計方法，為以后的學習和工作積累經(jīng)驗，鍛煉解決問題的能 力，所以本課題的研究具有重要意義3-4。 2 榆林學院本科畢業(yè)設計 2二級圓柱齒輪減速器設計計算 2.1設計參數(shù) 工作機輸入轉矩 T900 N m 輸送帶工作速度 v1.4 m/s 滾筒直徑 D400 mm 每日工作小時數(shù)16h 使用年限8 年 2.2傳動方案的分析 給定的參數(shù)中轉矩小于 15

13、00 N m，帶速小于 5.0 m/s，從而可以看出該機構載 荷較平穩(wěn)，二級圓柱齒輪減速器可以初選展開式結構。由于該傳動速度較低且工 作比較平穩(wěn)，故選用閉式圓柱直齒輪傳動，這樣傳動效率高，結構緊湊，潤滑和 防護也有利于減速器的工作壽命及日常維護5。 傳動方案如下： 圖 2-1 設計傳動簡圖 2.3電動機的選擇 該減速器為一般用途機械，根據(jù)工作和電源條件，選用 Y 系列三相異步電動 3 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器設計造型 機，方法如下： 2.3.1工作機使用功率 Pw Tn w（2-1） 9550 w 式中 T工作機輸入轉矩，N m； Pw= n w 工作機轉軸的轉速，r/min；

14、w 工作機的傳動效率。 從給定參數(shù)中可知圓周速度n w 和滾筒直徑 D Dnw1.4601000 由公式：v=可以求得n w =66.85 r/min 601000400 進而得到 Pw= 90066.85Tn w=6.49 KW 9550 w 95500.97 2.3.2所需的電動機的功率 Pd 由參考文獻 5 表 2-5 選?。?v =0.96（V 帶效率） ；c=0.97（齒輪傳動效率按 7 級精度） ： z =0.99（滾動軸承效率） ；1=0.99（彈性聯(lián)軸器效率） ；傳動滾筒效 率 g 0.96 。 由式= 1 2w 可得到電動機至滾筒的傳動總效率： = v c 2 z 4 1 g

15、=0.960.9720.9940.990.96 =0.82 P6.49 所需電動機的功率P d =w=7.91 KW 0.82 2.3.3選擇電動機的額定功率 Pd 因減速器連續(xù)工作，單向運轉，載荷有輕微沖擊，經(jīng)常滿載，每天兩班制工 作 16h，查 Y 型電動機型號表，取P d =11 KW 2.3.4選擇電動機轉速 工作轉速為n w =66.85 r/min 可取 67 r/min。推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒 輪傳動一級減速器傳動比范圍i齒輪=34。 故電動機轉速的可選范圍為n=i2n w = （916） 66.85=(601.651069.60) r/min， 符合這一范圍的同步轉速有

16、 1000 和 750 4 榆林學院本科畢業(yè)設計 兩種。查得兩種電動機型號其技術參數(shù)及傳動比的比較情況見下表： 表 2-1 電動機型號選擇 方案 1 2 電動機型號 Y180L-8 Y160L-6 額定功率 /KW 11 11 電動機轉速(r/min) 同步轉速 750 1000 滿載轉速 730 970 總傳動比 i 10.92 14.51 重量 /Kg 180 139 綜合考慮電動機、傳動裝置、重量及傳動比，比較上表兩種方案。方案 1 電 動機價格較便宜，但傳動比較小，致使傳動裝置的結構尺寸也較小，不利于日常 維護檢修；方案 2 的電動機和傳動比都比較適中，傳動裝置結構也比較緊湊。因 此選

17、定電動機型號為 Y160L-6，其滿載轉速n 0 =970 r/min。 2.3.5總傳動比計算和分配各級傳動比 （1）傳動系統(tǒng)的總傳動比 n i=0（2-2） n w 將電動機的滿載速n0=970r/min，圓筒軸轉速n w =67r/min 帶代入式（2-2）有： n970 i=0=14.5 n w 67 （2）分配傳動系統(tǒng)各級傳動比 該系統(tǒng)由一級帶傳動和兩級齒輪傳動組成。因為分配傳動比是一項復雜的工 作，往往需要經(jīng)多次改動，現(xiàn)在只做初步設計。對于兩級展開式圓柱齒輪減速器， 當兩級齒輪材質相同，齒寬系數(shù)相等時，為使各級大齒輪浸油深度大致相近，且 低速級大齒輪直徑略大，傳動比可按下分配5，即

18、： i 1 (1.31.5)i 而此時 i=14.5，代入得i 1 =4.344.66.取i 1 =4.5 則i2=14.5/4.5=3.22 2.4傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 2.4.1各軸轉速的計算 電動機軸n=970 r/min n970 軸n =0=970 r/min 1i v 5 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器設計造型 n 970 =215.56 r/min i c1 4.5 215.56n 軸n =66.94 r/min 3.22i c2 軸n = 工作機軸n w =n =66.94 r/min 2.4.2各軸功率的計算 電動機輸出功率P d =11 KW 軸P = P d

19、 01 =P d 1 =7.910.96=7.59 KW 軸P =P 12 =P z c =7.590.990.97=7.29 KW 軸P = P 23 =P z c =7.290.990.97=7.00 KW 工作機軸P W =P 34 =P d 1 g v =6.39 KW 2.4.3各軸扭矩的計算 7.91P d=9550=77.88 Nm 970n 0 7.59P 軸T =9550=9550=74.73 Nm 970n 7.29P 軸T =9550=9550=322.97 Nm 215.56n P 7.00 軸T =9550=9550=998.66 Nm 66.94n 電動機軸T d

20、=9550 工作機軸T w =9550 6.49P w=9550=925.07 Nm 67n w 2.5齒輪傳動的設計計算 2.5.1高速級齒輪傳動的設計計算 （1）材料、熱處理、精度 材料：因傳遞功率不大，轉速不高，材料按參考文獻 5 表 7-1 選取，都采用 45 號鋼。 熱處理：大齒輪正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。小齒輪齒面硬度取 270HBS，大齒輪齒面硬度取 230HBS，兩者相差 40HBS。 精度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用 7 級。 6 榆林學院本科畢業(yè)設計 （2）設計過程 1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 初選小齒輪齒數(shù)Z 1 20。 大齒

21、輪齒數(shù)Z 2 Z 1 i 1 204.5=90 取Z 2 90。 2）由齒面接觸疲勞強度公式有： Z Z Z u 12K tT1（2-3）d 1t 3 EH H u d 確定各參數(shù)的值： a.初選動載系數(shù)K t ：試選K t =1.6 b.傳遞轉矩T 1 即軸轉矩：T 1 =74.73 Nm=74730 Nmm c.查表 2-8-6： d =1.0 d.齒數(shù)比 u：u=i=4.5 e.彈性系數(shù)Z E ：查參考文獻 6 表 2-8-4 得Z E =189.8 f.區(qū)域系數(shù)Z H ：查參考文獻 6 圖 2-8-13 得Z H =2.45 g.重合度系數(shù)Z ：查參考文獻 6(式 2-8-17）：Z

22、其中端面重合度：查參考文獻 6 圖 2-8-12 有 2 4 3 = 1 + 2 =0.75+0.86=1.61 41.61 則：Z=0.89 3 h.許用接觸應力 H ：查參考文獻 6（式 2-8-13） ： H 取接觸疲勞最小安全系數(shù)S Hmin =1.0 由參考文獻 6 圖 2-8-17 按齒面硬度查得： 小齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim1420 MPa(取 MQ 值) 大齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim2550 MPa(取 ML 值) 應力值環(huán)數(shù) N：參考文獻 6（式 2-8-14）：N 60njL h 有 K HNHlim S Hmin N 1=60n1 jL h=609701（283

23、008）=2.2310 9 N 2 =N 1/ i 1 =2.23109/4.5=5.00108 接觸疲勞壽命系數(shù)K HN ：查參考文獻 6 圖 2-8-15 得： K 1 =0.91K 2 =0.94 齒輪的疲勞強度極限 K H 1 =HN1Hlim1=0.91420 MPa =382.2 MPa S K H 2 =HN2Hlim2=0.94550 MPa =517 MPa S 7 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器設計造型 則許用接觸應力： H =( H 1 + H 2 )/2=(382.2+517)/2=499.6 MPa i.代入數(shù)據(jù)求出小齒輪的分度圓直徑d 1t ： 2 d Z

24、EZHZ u12K tT1 1t 3 58.54 mm H u d 從而得： 計算圓周速度 d 1t n 1 601000 2.97 m/s 計算齒寬 b 和模數(shù)m t 計算齒寬 b：b= d d 1t =58.54 mm 計算模數(shù)m d 1t t ：m t = Z 2.93 mm 1 計算齒寬與高之比 b h 齒高 h=2.25m t =2.252.93=6.59 mm b h = 58.54 6.59 =8.88 計算載荷系數(shù) K：由參考文獻 6 式（2-8-2）：KK A K V K K 查表 2-8-1 使用系數(shù)K A =1.10 根據(jù)v 2.97m/s，7 級精度，查參考文獻 6 圖

25、 2-8-7 得 動載系數(shù)K V =1.11 查參考文獻 6 表 2-8-2，7 級，未硬化，得：K =1.0 查表 2-8-3，7 級，非對稱，得：K =1.32 故載荷系數(shù)：KK A K V K K =1.61 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d 1 d 1t 3 K / K t =58.66 mm 計算模數(shù)m m= d 1 z 2.93mm查參考文獻 6 表 1-5-3 取：m 3mm 1 3）由齒根彎曲強度的校核公式： 2KTY 1 FaYsaY F 32 F MPa dm z1 確定各參數(shù)的值： a.動載系數(shù) K：K=1.61 b.傳遞轉矩T 1 即軸轉矩：T 1 =74.73

26、 Nm =74730 Nmm 8 2-4）（ 榆林學院本科畢業(yè)設計 c.查參考文獻 6 表 2-8-6： d =1.0 d.模數(shù)m：m 3mm e.齒數(shù)：Z 120 Z290 f.齒形系數(shù)Y Fa 和應力修正系數(shù)Y sa ： 由參考文獻 6 表 2-8-5 用插值法得： Y Fa1 2.73Y sa1 2.19 Y Fa2 1.57Y sa2 1.79 g.重合度系數(shù)Y ，由參考文獻 6（式 2-8-21）：Y =0.25+0.75/得 Y 1 =1.25Y 2 =1.12 h.計算得： F1 =119.37 MPa F2 =4.83 MPa 取兩者之間較大的，即 F = F1 =119.37

27、 MPa i.許用接觸應力 H ：參考文獻 6（式 2-8-13） ： F 取彎曲疲勞最小安全系數(shù)S Fmin =1.4 由參考文獻 6 圖 2-8-18 按齒面硬度查得： 小齒輪彎曲疲勞強度極限： Flim1 397 MPa(取 MQ 值) 大齒輪彎曲疲勞強度極限： Flim2 512 MPa(取 ML 值) 應力值環(huán)數(shù) N：參考文獻 6（式 2-8-14）：N 60njL h 有 9701（283008）=2.23109N 1 =60n 1 jL h =60 109/4.5=5.00108N 2 = N 1 /i 1 =2.23 彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN ：查參考文獻 6 圖 2-8-16

28、 得： K FNFlim S Fmin K FN1 =1.37K FN2 =1.20 齒輪的疲勞強度極限 K F 1 FN1Flim1=388.49 MPa S Fmin K F 2 FN2Flim2=512 MPa S Fmin 取其中較小值 F 1 =388.49 MPa F =119.37 MPa 即滿足強度要求。 4）幾何尺寸計算 (Z Z 2 )m(20 90)3 a.計算中心距 a=1=165 mm 22 b.計算大小齒輪的分度圓直徑 d 1 =Z 1m 203=60 mm d 2 =Z 2 m 903=270 mm 9 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器設計造型 c.計算齒輪

29、寬度 B=d 1 160mm 60mm 圓整得：B 2 60 B 1 65 2.5.2低速級齒輪傳動的設計計算 （1）材料、熱處理、精度 材料：因傳遞功率不大，轉速不高，材料參考文獻 5 按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼。 熱處理：大齒輪正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。小齒輪齒面硬度取 280HBS，大齒輪齒面硬度取 240HBS，兩者相差 40HBS。 精度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用 7 級。 （2）設計過程 1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核6。 初選小齒輪齒數(shù)Z 1 22。 大齒輪齒數(shù)Z 2 Z 1 i 1 223.22=70.84 取Z 2 72。

30、 2）由齒面接觸疲勞強度公式： Z Z Z u 12K tT1（2-5）d 1t 3 EH H u d 確定各參數(shù)的值： a.初選動載系數(shù)K t ：試選K t =1.6 b.傳遞轉矩T 1 即軸轉矩：T 1 =3.23 Nm =322970 Nmm c.查參考文獻 6 表 2-8-6： d =1.0 d.齒數(shù)比 u：u=i=3.27 e.彈性系數(shù)Z E ：查參考文獻 6 表 2-8-4 得Z E =189.8 f.區(qū)域系數(shù)Z H ：查參考文獻 6 圖 2-8-13 得Z H =2.4 g.重合度系數(shù)Z ：參考文獻 6(式 2-8-17）：Z 其中端面重合度 ：查參考文獻 6 圖 2-8-12

31、有 2 4 3 = 1 + 2 =0.765+0.86=1.625 41.625 則：Z=0.89 3 h.許用接觸應力 H ：參考文獻 6（式 2-8-13） ： H 取接觸疲勞最小安全系數(shù)S Hmin =1.0 K HNHlim S Hmin 10 榆林學院本科畢業(yè)設計 由參考文獻 6 圖 2-8-17 按齒面硬度查得： 小齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim1420 MPa(取 MQ 值) 大齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim2550 MPa(取 ML 值) 應力值環(huán)數(shù) N：參考文獻 6（式 2-8-14）：N 60njL h 有 215.561（283008）=4.97108N 1=60 108

32、/3.22=1.54108N 2 =N 1/ i 2 =4.97 接觸疲勞壽命系數(shù)K HN ：查參考文獻 6 圖 2-8-15 得： K 1 =0.89K 2 =0.92 齒輪的疲勞強度極限 K H 1 =HN1Hlim1=0.89420 MPa =373.8 MPa S K H 2 =HN2Hlim2=0.92550 MPa =506 MPa S 則許用接觸應力： H =( H 1 + H 2 )/2=(373.8+506)/2=439.9 MPa i.代入數(shù)據(jù)求得小齒輪的分度圓直徑 d 1t ： Z Z Z u12K tT1104.65 mmd 1t 3 EH H u d 從而得： 計算圓

33、周速度 d 1t n 11.18 m/s 601000 計算齒寬 b 和模數(shù)m t 計算齒寬 b：b= d d 1t =104.65 mm d 計算模數(shù)m t ：m t = 1t4.76 mm Z 1 b 計算齒寬與高之比 h 齒高 h=2.25m t =2.254.76=10.71 mm b104.65 =9.77 h10.71 計算載荷系數(shù) K：由參考文獻 6（式 2-8-2）：KK A K V K K 查表 2-8-1 使用系數(shù)K A =1.10 根據(jù)v 1.18m/s,7 級精度, 查參考文獻 6 圖 2-8-7 得 動載系數(shù)K V =1.10 查 2-8-2，7 級，未硬化，得：K

34、=1.0 查表 2-8-3，7 級，非對稱，得: K =1.34 11 2 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器設計造型 故載荷系數(shù)：KK A K V K K =1.62 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d 1 d 1t 3 K / K t =105.08 mm 計算模數(shù)m m= d 1 Z 4.78mm 1 查參考文獻 6 表 1-5-3 取標準模數(shù)：m 5mm 3）由齒根彎曲強度的校核公式： 2KTY 1 FaYsaY F 32 F MPa dm z1 確定各參數(shù)的值: a.動載系數(shù)K：K=1.62 b.傳遞轉矩T 1 即軸轉矩：T 1 =3.23 Nm =322970 Nmm c

35、.查參考文獻 6 表 2-8-6： d =1.0 d.模數(shù)m：m 5mm e.齒數(shù):Z 1 22Z272 f.齒形系數(shù)Y Fa 和應力修正系數(shù)Y sa : 由參考文獻 6 表 2-8-5 用插值法得： Y Fa1 2.72Y sa1 2.19 Y Fa2 1.57Y s a 2 1.79 g.重合度系數(shù)Y ，由參考文獻 6（式 2-8-21）：Y =0.25 + 0.75/ 其中端面重合度 ：查圖 2-8-12： 1 =0.765 2 =0.86 有： Y 1 =1.23Y 2 =1.12 h.計算得： F1 =90.85 MPa F2 =7.09 MPa 取兩者之間較大的，即 F = F1

36、=90.85 MPa i.許用接觸應力 K FNFlim H ：參考文獻 6（式 2-8-13） ： F S Fmin 取彎曲疲勞最小安全系數(shù)S Fmin =1.4 由參考文獻 6 圖 2-8-18 按齒面硬度查得： 小齒輪彎曲疲勞強度極限： Flim1 397 MPa(取 MQ 值) 大齒輪彎曲疲勞強度極限： Flim2 512 MPa(取 ML 值) 應力值環(huán)數(shù) N：參考文獻 6 (式 2-8-14)：N 60njL h 有 N 1 =60215.561（283008）=4.97108 N 2 =N 1 /i 2 =4.97108/3.22=1.54108 12 2-6）（ 榆林學院本科畢

37、業(yè)設計 彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN ：查參考文獻 6 圖 2-8-16 得： K FN1 =0.87K FN2 =0.91 齒輪的疲勞強度極限 K FN1 Flim1=246.71 MPa F 1S Fmin K F 2 FN2Flim2=332.8 MPa S Fmin 取其中較小值 F 1 =246.71 MPa F =90.85 MPa 即滿足強度要求。 4）幾何尺寸計算 (Z Z 2 )m(2272)5 a.計算中心距 a=1=235 mm 22 b.計算大.小齒輪的分度圓直徑 d 1 =Z 1m 225=110 mm d 2 =Z 2 m 725=360 mm c.計算齒輪寬度 B=d

38、 1 1110mm110mm 圓整得：B 2 110B 1 115 綜上整理計算結果有： 表 2-2 齒輪設計參數(shù) 級別 高速級 低速級 Z 1 20 22 Z 2 90 72 m 3 5 a 165 235 20 齒寬 B 1 =65 mm,B2=60 mm B 1 =115 mm,B2=110 mm 2.6軸的設計計算 2.6.1高速級軸的設計 （1）由前計算列出軸上各數(shù)據(jù) 表 2-3 軸設計參數(shù) 功率/ KW 7.59 轉矩/ Nmm 74730 轉速（r/min） 970 直徑/ mm 60 壓力角 20 （2）初步確定軸的直徑 先由參考文獻 6 表 2-10-1 選取軸的材料為 45

39、 鋼，調質處理，根據(jù)參考文獻 6 表 2-10-3 初步估算軸的最小直徑，取Ao112。 13 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器設計造型 由d min A o 3 （2-7） 3P7.59 1有：d min A o 3 112 22.24 mm n 1 970 最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d ，取d 23 mm （3）軸結果的設計 1）擬定軸上零件的傳動方案。如圖所示 P 1 n 1 圖 2-2 軸設計方案 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a.軸承端蓋的總寬度為 37 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。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

40、端面與半聯(lián)軸器右端 面間的距離l 23 mm，故取l 60 mm。為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位 要求，-軸段右端需要制出一軸肩，故取-的直徑d 27 mm，左端用軸 端擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑D 30 mm。 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-的長度應比l 略短一些，現(xiàn)取l 45 mm。 b.初步選擇滾動軸承：因軸承受有徑向力的作用，故選用單列角接觸球軸承。 參照工作要求并根據(jù)d 27 mm， 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 GB/T292-2007 的 單列角接觸球軸承7206AC 型，尺寸為 dDB=30 mm62 mm16 mm，故取 d - =30 mm。右端

41、軸承采用軸肩進行軸向定位， 由課程設計手冊查軸承軸肩的高 度 h=2.5 mm，取d - =35 mm。 c.取安裝齒輪處的軸段d - 50 mm， 因小齒輪直徑較小， 故直接把齒輪和軸 做成一起，即l - 65 mm。 d.l 段的右端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位，防止小齒輪的油甩出。取齒輪 距箱體內壁之距離 a=16 mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時， 應距箱體內壁一段距離 s，取 s=8mm，已知滾動軸承寬度 B=16 mm。第根軸上 有兩個齒輪，其中大齒輪齒寬為 60 mm，小齒輪齒寬 115 mm，取l - =6 mm，則 可計算：l -VIII B+S+a-6=（16

42、+8+16-6）mm=34 mm，l IV-V 165 mm。至此，已 初步確定了軸的各端直徑和長度。 3）確定軸上圓角和倒角尺寸 14 榆林學院本科畢業(yè)設計 取軸端倒角為1.045，其他各處的倒圓角為 R=3。 （4）求軸上的載荷 1）求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=60 mm 2T2 7 4 7 3 0 切向力F t 1 2 4 9 1 N d 1 60 徑向力F r F tt a n n = 2 4 9 1toa n 2 0 = 9 0 6. 6 5 N 軸向力F a F t 2491 N 2）根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖： 圖 2-3 軸的強度分析 L 3 55.

43、5 F t 2491 529.7 N L 2 L 3 205.5+55.5 L 2 205.5 F H2 F t 24911961.3 N L 2 L 3 205.5+55.5 垂直支反力F r L 2 F V2 (L 2 L 3 ) F V2 713.86 N 水平支反力F H 1 F V 1 Fr FV 2 1 9 2. 7 9 N 水平彎矩M H F H 1 L 2 1 0 8 8 5 3. 3 5 N 垂直彎矩M V 1 FV 3 9 6 1 8. 3 5 N 1 L 2 15 基于 Pro/E 的二級圓柱齒輪減速器設計造型 M V2 F V2 L 3 39619.23 N 22 M V1 115838.96 Nmm總彎矩M 1 M H 22M 2 M H M V2 115839.26 Nmm 表 2-4軸的校核計算 載荷 支反力 水平面 H垂直面 V F H1 529.7 N F