對輥機主傳動系統(tǒng)設(shè)計,對輥機主傳動系統(tǒng)設(shè)計,對于,機主,傳動系統(tǒng),設(shè)計 黃河科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 第37 頁 單位代碼 0 2 學(xué) 號 080105044 分 類 號 TH6 密 級 畢業(yè)設(shè)計說明書 對輥機主傳動系統(tǒng)設(shè)計 院（系）名稱 工學(xué)院機械系 專業(yè)名稱 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 2012年 5 月 15 日 對輥機主傳動系統(tǒng)設(shè)計 摘要 對輥機是一種重要的機械生產(chǎn)設(shè)備。它廣泛應(yīng)用于電力、水泥、建材、冶金等工作生產(chǎn)領(lǐng)域，主要進行材料成型壓制和各種中等硬度的物料粉碎上。 主傳動系統(tǒng)設(shè)計是對輥機設(shè)計中非常重要的組成部分， 本文主要介紹了對輥機的一些基本概況，簡述了對輥機的工作原理，本文詳細介紹了主傳動系統(tǒng)的設(shè)計過程，主傳動系統(tǒng)主要包括電動機、傳動系統(tǒng)、主軸部件三部分組成，本次設(shè)計的減速器為二級圓錐—圓柱齒輪傳動，齒輪傳動具有傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、壽命長，傳動比準確等優(yōu)點。 本次設(shè)計通過分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型結(jié)構(gòu)，結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進而設(shè)計并編寫技術(shù)文件，完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計和方法的目的，通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)機械手冊，設(shè)計標準和資料的方法達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高設(shè)計能力的目的。 關(guān)鍵詞：主傳動系統(tǒng)，對輥機，減速器，齒輪傳動 Main Drive System Design Of The Roll Crusher Design Abstract Roll machine is an important mechanical production equipment, which is widely used in varies fields of industrial production, such as electricity, cement, building materials , metallurgy and so on , usually ,it is used in the material forming to suppress and the materials crushing of medium hardness. Main drive system design is very important part of the roll machine design, The article describes some basic overview of the machine ,works on the structure of the roller machine, and the paper describes the main drive system design process, the main drive system including electric motor, drive system, spindle assembly. The design of the reducer two tapered cylindrical gear transmission ,the main drive system uses a gear drive ,gear drive with high transmission efficiency, compact reliable, long life and drive than accurate . The design through the analysis of some of the typical structure of comparative mechanical , combine with the structural design, then design and preparation of technical documents to complete the design of the main system drive, and to study design and methods, through design, related machinery and manual ability to consult, design criteria and information to the accumulation of design knowledge and design skills to improve the purpose of the design capacity. Key words: Main drive system, Roll mechine, Reducer, Gear drive 目錄 1 緒論 1 1.1 畢業(yè)設(shè)計的目的 1 1.2課題研究的背景 1 1.3對輥機的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.4 本次設(shè)計的具體要求 2 2 傳動裝置整體設(shè)計 3 2.1 本次設(shè)計的結(jié)構(gòu)方案 3 2.2 選擇電動機 4 2.3傳動裝置的總傳動比及其分配 4 2.3.1 計算總傳動比 4 2.3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5 2.4 減速器的選用設(shè)計計算 6 3 傳動零件的設(shè)計計算 8 3.1圓錐齒輪的設(shè)計計算 8 3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 8 3.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計 8 3.1.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 10 3.1.4 幾何尺寸計算 11 3.2 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計 12 3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 12 3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計 10 3.2.3 按齒根歪曲強度設(shè)計 11 3.2.4 幾何尺寸計算...........……………….……………………………..16 3.3大齒輪的設(shè)計 17 3.3.1 設(shè)定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 17 3.3.2 按齒面接觸強度設(shè)計 17 3.3.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 19 3.3.4 幾何尺寸計算 20 4 軸的設(shè)計 21 4.1軸的材料選擇和最小直徑估算 21 4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 21 4.2.1 高速軸的設(shè)計 21 4.2.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 22 4.2.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 23 5 軸的校核 24 5.1 軸的力學(xué)模型的建立 24 5.1.1軸上力的作用點位置和支撐跨距的確定 24 5.1.2繪制軸的力學(xué)模型圖 24 5.2 計算 25 5.2.1計算軸上的作用力 25 5.2.2 計算支反力 25 5.2.3繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 26 5.2.4 彎扭合成強度校核 27 5.2.5 安全系數(shù)法疲勞強度校核 27 6 鍵的選擇與校核 30 7 滾動軸承和聯(lián)軸器的選擇 31 8 密封與潤滑以及箱體附件的設(shè)計 33 結(jié)語 34 致謝 35 參考文獻 36 1緒論 1.1 畢業(yè)設(shè)計的目的 畢業(yè)設(shè)計的目的是將學(xué)生在大學(xué)中所學(xué)到的專業(yè)理論知識和技能進行綜合運用；提高畢業(yè)生分析問題、解決問題的能力；對即將走向工作崗位的我們是非常必要的；為從事實際生產(chǎn)和科學(xué)研究的做好準備。 同時，通過畢業(yè)設(shè)計加深對專業(yè)知識的理解，學(xué)習(xí)設(shè)計機械設(shè)備的一般方法和步驟，做到熟練掌握設(shè)計的基本技能，如計算、計算機繪圖和學(xué)會查閱設(shè)計資料、手冊、牢記書寫標準和規(guī)范。 1.2課題研究的背景 伴隨著中國加入WTO和經(jīng)濟全球化，中國正在成為世界制造業(yè)的中心。中國現(xiàn)在是在逐步地融入世界，成為世界經(jīng)濟大循環(huán)鏈條的一個重要組成部分。這對我國機械制造業(yè)來說，既是機遇又是挑戰(zhàn)，在機遇方面，隨著中國在世界范圍內(nèi)的市場開拓，越來越多的中國公司開始走向世界，參與世界范圍內(nèi)的市場競爭和利益分配，但也存在著挑戰(zhàn)，由于我國機械制造業(yè)在擁有自主知識產(chǎn)權(quán)的核心技術(shù)方面存在著不足，因此在與其他國家的競爭中常常處于劣勢，這已嚴重制約了我國機械制造業(yè)的發(fā)展。 現(xiàn)在，國家已經(jīng)認識到了這一問題，因此，發(fā)出了要建設(shè)創(chuàng)新型國家的號召。并采取了一系列的政策、措施鼓勵技術(shù)創(chuàng)新，促進國家的技術(shù)進步，在機械制造業(yè)方面更是如此。二十一世紀機械制造業(yè)的發(fā)展方向是高精度、高自動化，而主傳動系統(tǒng)的發(fā)展對高精度機械產(chǎn)品的作用是十分重大的?？梢赃@么說，沒有高精度和穩(wěn)定的主傳動系統(tǒng)就 沒有高精度的機械產(chǎn)品。 在破碎機行業(yè)，對輥機械是一種應(yīng)用十分廣泛而又十分重要的產(chǎn)品。為了不斷增大其應(yīng)用范圍，常常需要將其主傳動系統(tǒng)進行優(yōu)化改進，提高穩(wěn)定性和精度[2]。 1.3對輥機的發(fā)展現(xiàn)狀 在質(zhì)量方面，由于對輥破碎機是機械中較為復(fù)雜的機械，它包羅了機、電、氣、光和其它技術(shù)于一體，而口前國內(nèi)破碎機制造廠無論是產(chǎn)品的最初設(shè)計水平，還是后來的加工與裝配水平，都與國外同行有著十幾年的差距，無法生產(chǎn)出真正有競爭力的產(chǎn)品。 在適應(yīng)性方面，國產(chǎn)對輥破碎機的功能比較單一，適應(yīng)面也比較窄，對待裝對輥破碎機的形狀與休積等均有較嚴格的規(guī)定，一般只適用一二種破碎機，而國內(nèi)同一些破碎機生產(chǎn)企業(yè)所生產(chǎn)的破碎機規(guī)格各不相同，產(chǎn)量也不同，這就給相關(guān)工作帶來一定的困難。而國外破碎機生產(chǎn)廠商特別注重這方面的問題，他們所生產(chǎn)的設(shè)備功能更加靈活多變，適用范圍也更廣。 在運行可靠性方面，進口自動也要高出國產(chǎn)一截，部分國產(chǎn)對輥破碎機的故障率較高。因此，許多破碎機生產(chǎn)企業(yè)不得不購買多臺國產(chǎn)自動，以防因維修機器而影響正常生產(chǎn)[1]。 在工作效率方面，由于國產(chǎn)破碎機的運行速度大多在中低檔水平，且自動化程度一般，其生產(chǎn)效率自然不如以生產(chǎn)高檔產(chǎn)品著稱的國外同類產(chǎn)品，這樣就等于無形中增加了企業(yè)的成本，降低了企業(yè)的利潤，造成了極大的浪費。總之，目前國產(chǎn)破碎機存在著適應(yīng)物種類單一、紙盒尺寸的變化范圍小、生產(chǎn)速度普遍停留在中低速水平等不完善之處。 1.4 本次設(shè)計的具體要求 本次設(shè)計采用兩級錐齒-圓柱齒輪減速器，為了保證圓錐齒輪尺寸不致過大，將錐齒傳動分布于高速級，直接用聯(lián)軸器聯(lián)接進行驅(qū)動。而經(jīng)過減速器減速之后仍用聯(lián)軸器將輸出傳遞給另一級減速裝置——齒圈減速裝置，進而得到輥子轉(zhuǎn)動所需要的轉(zhuǎn)速。 2 傳動裝置整體設(shè)計 原始數(shù)據(jù)：本次設(shè)計要求輥子轉(zhuǎn)速為19.4r/min；對輥機得到的輸入功率為60kw；輥子直徑為400mm。 工作條件：減速器設(shè)計為工作年限為10年（每年按300天計算）；工作班制為兩班制；工作環(huán)境為有灰塵，比較臟亂；載荷為中等震動；生產(chǎn)批量為中批。 2.1 本次設(shè)計的結(jié)構(gòu)方案 先進行減速器的設(shè)定，根據(jù)電機的轉(zhuǎn)速和減速器的輸出轉(zhuǎn)速計算總傳動比，然后進行傳動比的分配；再計算各軸的動力參數(shù)；高速級齒輪的設(shè)計；低速級齒輪的設(shè)計；為保證動力的傳遞要選擇聯(lián)軸器；軸承的選擇和軸的設(shè)計；為了使減速器更好的工作和延長使用，要為減速器進行適當?shù)臐櫥蛔詈蟾鶕?jù)各數(shù)據(jù)和要求確定箱體尺寸。 由于本設(shè)計中減速器采用二級齒輪傳動,有以下幾種情況：兩級圓柱齒輪減速器；兩級圓錐—圓柱齒輪減速器；兩級蝸桿減速器以及兩級行星輪減速器等 由本設(shè)計題目所知傳動機構(gòu)類型為：二級圓錐--圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。 本傳動機構(gòu)的特點是：用于有兩軸垂直相交的傳動中，圓錐齒輪傳動位于高速級上，以使圓錐齒輪尺寸不致于太大，設(shè)計制造復(fù)雜，但此傳動經(jīng)多年使用論證，技術(shù)上處于成熟，因此本次設(shè)計選用此傳動。 主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖如圖2.1所示。 圖2.1 2.2 選擇電動機 電動機的選擇包括電動機的種類、結(jié)構(gòu)形式、額定轉(zhuǎn)速和額定功率。 1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇 根據(jù)動力源和工作狀況，選用Y系列三相異步電動機。 2、 電動機功率的選擇 （1）工作機所需功率Pw： Pw＝60kW。 （2）為了計算電動機所需功率Pd，需確定傳動裝置的總效率η。設(shè)個效率 分別是：η1（8級閉式圓柱齒輪傳動）η2（齒形聯(lián)軸器）η3（滾動軸承）η4（齒圈傳動）η5（錐齒傳動）。經(jīng)機械設(shè)計手冊查得 η1=0.97，η2=0.99，η3=0.98，η4=0.95，η5=0.96；則設(shè)計傳動裝置的總效率為：η＝η1η2η3η4η5=0.816。 電動機所需功率：Pd＝Pw/η=60/0.816kw=73.529kw。 由此根據(jù)手冊選取電動機的額定功率為75kw。 3、 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 已知工作機轉(zhuǎn)速為nw=19.4r/min，總傳動比為i=nm/nw，其中nm是電動機滿載時的轉(zhuǎn)速。為了能合理的分配傳動比，使傳動裝置機構(gòu)緊湊， 選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或者3000 r/min的電動機都顯得不夠合理，所以出選同步轉(zhuǎn)1500r/min的電動機。 4、電動機型號的確定 由表查出電動機型號為Y280S-4,其額定功率為75kW，滿載轉(zhuǎn)速1480r/min?；痉项}目所需的要求。 2.3傳動裝置的總傳動比及其分配 2.3.1 計算總傳動比 由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為： i＝nm/nw =1480 r/min /19.4 r/min =76.289 考慮到圓錐齒輪尺寸不宜過大和僅有潤滑的問題，初步選取i1=3.812，i2=4.221，則i3=4.741。 2.3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 電機軸： Pm= 73.529W nm=1480r/min 高速軸： 中間軸： 低速軸： 開式齒輪小齒輪軸IV： 工作軸： 根據(jù)以上數(shù)據(jù)可以列出下表3.1。 表 3.1 軸名 參數(shù) 電動機軸 軸 軸 軸 IV軸 工作軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) 1480 1480 388.278 91.987 91.987 19.402 功率P（kW） 73.529 72.794 68.484 65.101 63.161 60.003 轉(zhuǎn)矩T（） 474.461 469.718 1684.417 46758.722 6557.313 29534.514 傳動比i 1.0 3.812 4.221 1 4.741 2.4 減速器的選用設(shè)計計算 1、減速器的分類 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿足各種工作機械的需要。減速器的種類很多，按照傳動形式不同可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星減速器；按照傳動的級數(shù)可分為單級和多級減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式，分流式和同軸式減速器。 2、減速器的類型及傳動比分配 減速器的類型如表2.1至2.4所示。 表2.1 圓柱齒輪減速器 名稱 單級圓柱齒輪減速器 兩級圓柱齒輪減速器 三級圓柱齒輪減速器 傳動比 i810 i=860 i=40400 表2.2 圓錐齒輪減速器 名稱 單級圓錐齒輪減速器 兩級圓錐—圓柱齒輪減速器 三級圓錐—圓柱齒輪減速器 傳動比 i810 i=840 i=2575 表2.3 蝸桿減速器 名稱 單級蝸桿減速器 兩級蝸桿減速器 兩級蝸桿—齒輪減速器 傳動比 i=1080 i=433600 i=1548 表 2.4 行星齒輪減速器 名稱 單級NGW 兩級NGW 傳動比 i=2.812.5 i=14160 3、減速器選定 選擇減速器傳動比時，根據(jù)傳動裝置傳動比，結(jié)合了減速器的效率、質(zhì)量、制造等綜合比較，選取二級圓錐—圓柱齒輪減速器。 3傳動零件的設(shè)計計算 3.1圓錐齒輪的設(shè)計計算 3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1、選用圓錐齒輪傳動。 2、輥式破碎機為一般工作機器，故精度等級選用8級精度，齒形角，節(jié)點區(qū) 域系數(shù)，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。 3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝24x3.812=91.488，取整Z2=92。 3.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計 按設(shè)計公式進行試算，即 1 、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）試選Kt＝1.5。 （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T1=469.718N.m=4.69718x105N.mm。 （3）錐齒輪尺寬系數(shù)選取φR＝1 /3。 （4）由《機械設(shè)計》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8。 （5）由《機械設(shè)計》 圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝550Mpa。 （6） 由《機械設(shè)計》式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1＝60n1jLh＝60×1480×1×（2×8×300×10）＝4.262×109 ； N2＝N1/3.812＝1.118×109。 （7） 由《機械設(shè)計》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。 （8） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機械設(shè)計》式（10－12）得 [σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝0.90×600MPa＝540MPa [σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝0.95×550MPa＝522.5MPa 2、 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t。 = =137.914mm （2） 計算圓周速度v。 v=π.d1t.n1 =3.14x137.914x1480/60x1000 =10.682m/s （3） 計算齒寬b。 b=ΦR.R R=d1. 所以b=90.586mm （4）計算齒寬與齒高之比b/h。 mt=d1t/Z1=137.914/24=5.746mm 齒高h=2.25mt=2.25x5.746=12.929mm 則b/h=90.586/12.929=7.006 （5） 計算載荷系數(shù)K。 由《機械設(shè)計》表10—2取KA=1.50； 直齒輪，KHα=KFα=1.0； 根據(jù)v=10.682m/s,8級精度，由《機械設(shè)計》圖10—8查得動載系數(shù) KV=1.37； 由表10—9查得Khβbe=1.25 KHβ=KFβ=1.5 Khβbe=1.25×1.5 =1.875； 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =1.50×1.37×1×1.875 =3.853 （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機械設(shè)計》（10—10a）得 d1=d1t. = 188.876mm （7） 計算模數(shù)m。 m = d1/Z1=188.876/24=7.870mm 3.1.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式 1、 確定計算參數(shù) （1）由《機械設(shè)計》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1=500Mpa ；σFE2=380Mpa。 （2）由《機械設(shè)計》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85 ；KFN2=0.88。 （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 [σF1]= σFE1. KFN1/S=303.57Mpa [σF2]= σFE2. KFN2/S=238.86MPa （4）計算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.37×1.0×1.875=3.853 （5）查取齒形系數(shù)。 由《機械設(shè)計》表10－5查得YFa1=2.618； YFa2=2.182。 （6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由《機械設(shè)計》表10－5查得YSa1=1.594；YSa2=1.782。 （7） 計算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。 YSa1.YSa1/[σF1]=2.62X1.59/303.57=0.01372 YFa2.YSa2/[σF2]=2.18X1.78/238.86=0.01622 大齒輪的數(shù)值大。 2、 設(shè)計計算 = =6.068mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)6.163并就近圓整為標準值m=6.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=188.876mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=188.876/6.529 Z2=29ｘ3.812＝110.548，取Z2=111。 3.1.4 幾何尺寸計算 1、計算分度圓直徑 d1=m.Z1=29x6.5=188.5mm d2=m.Z2=111x6.5=721.5mm 2、計算分錐角 =arctan(Z1/Z2)=14.642 =90-=75.358 3、其他尺寸 ha=ha*.m=6.5mm hf=(ha*+c*).m=7.8mm da1=d1+2hacos=201.078mm da2=d2+2hacos=724.786mm df1= d1-2hfcos=173.407mm df2= d2-2hfcos=717.567mm R=m=372.859mm =arctanhf/ R=1.198 a1=1+=15.840 a2=1-=13.444 f1=2+=76.556 f2=2-=74.160 分度圓齒厚S=m/2=10.205mm 當量齒數(shù)Zv1=Z1/cos=29.973 Zv2=Z2/cos=439.119 B=1/3R=1/3x372.859=124.286mm。 3.2 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計 3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1、選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2、輥式破碎機為一般工作機器，故精度等級選用8級精度。 3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為190HBS，二者材料硬度差為45HBS。 4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝21，大齒輪齒數(shù)Z2＝21x4.221=88.6，取整Z2=89。 5、初選螺旋角=14。 3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計 按設(shè)計公式進行試算，即 1 、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1） 試選Kt＝1.6。 （2）由《機械設(shè)計》圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。 （3）由《機械設(shè)計》圖10－26查得 =0.76，=0.865， =+=1.625。 （4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=1684.417N.m=1.684417x106N.mm （5）由《機械設(shè)計》表10－7查得尺寬系數(shù) φd＝1。 （6）由《機械設(shè)計》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8(Mpa)。 （7）由《機械設(shè)計》圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1＝550MPa；圖10－21c大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2＝390 Mpa。 （8）由《機械設(shè)計》式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1＝60n1jLh＝60×388.278×1×（2×8×300×10）＝1.118×109 ； N2＝N1/4.221＝2.649×108。 （9）由《機械設(shè)計》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)。 KHN1＝1.00；KHN2＝1.08。 （10） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機械設(shè)計》式（10－12）得 [σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝1.00×550MPa＝550MPa [σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝1.08×390MPa＝421.2Mpa [σH]= [σH]1+[σH]2/2=485.6 Mpa 2、 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t 。 = =154.811mm （2） 計算圓周速度v 。 v=π.d1t.n1 =3.14x154.811x388.27860x1000 =3.146m/s （3） 計算齒寬b及模數(shù)mnt。 b=Φd. d1t=154.811mm mnt=d1tcos14o/Z1=7.153mm （4）計算齒寬與齒高之比b/h。 齒高h=2.25mnt=2.25x7.153=16.094mm 則b/h=/154.811/16.094=9.619 （5）計算縱向重合度。 =0.318x1x21xtan14o =1.665 （6）計算載荷系數(shù)K。 由《機械設(shè)計》表10—2取 KA=1.50； 由《機械設(shè)計》表10—3查得 KHα=KFα=1.4 ； 根據(jù)v=3.146m/s,8級精度，由《機械設(shè)計》圖10—8查得動載系數(shù) KV=1.17； 由表10—4查得8級精度，調(diào)制小齒輪相對支承非對稱布置時 KHβ=1.486； 根據(jù)b/h=9.619，KHβ=1.486由《機械設(shè)計》圖10—13查得KFβ=1.41； 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =1.50×1.17×1.4×1.486 =3.651 （7） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機械設(shè)計》（10—10a）得 d1=d1t. = 203.813mm （8） 計算模數(shù)m。 mn = d1.cosβ／Z1=203.813xcos14o／21=9.417mm 3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式 1、 確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.17×1.4×1.41=3.464 （2）根據(jù)縱向重合度等于1.665； 從《機械設(shè)計》圖10—28中查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.88。 （3）計算當量齒數(shù)。 Zv1=Z1／cos3β=21／cos314=22.99 Zv2=Z2／cos3β=89／cos314=97.43 （4）查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。 由《機械設(shè)計》表10－5查得YFa1=2.665 YFa2=2.179 YSa1=1.578 YSa2=1.791 （5）由《機械設(shè)計》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)。 KFN1=0.91 KFN2=0.92 （6）由《機械設(shè)計》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500Mpa； 由《機械設(shè)計》圖10—20b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380Mpa。 （7）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σF1]= σFE1. KFN1/S=247Mpa [σF2]= σFE2. KFN2/S=213.57MPa （8）計算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。 YSa1.YSa1/[σF1]=2.665X1.578／247=0.01702 YFa2.YSa2/[σF2]=2.179X1.791／213.57=0.01827 大齒輪的數(shù)值大。 2、 設(shè)計計算 = =6.269mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)6.269mm并就近圓整為標準值m=7mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=203.813mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1cosβ/m=28.25 取29齒 Z2=29ｘ4.221＝122.409，取Z2=122。 3.2.4 幾何尺寸計算 1、計算中心距 a==(29+122)x7／2cos14o=544.679mm 取為545mm。 2、按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arctan=14o8’5” 因β值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 3、分度圓直徑 d1= Z1.mn/ cosβ=209.338mm d2= Z2.mn/ cosβ=880.662mm。 4、計算齒輪寬度 b=.d1=209.338mm 圓整后取為210mm B2=210mm B1=215mm。 5、齒頂高，齒根高的計算 ha=ha*.mn=7mm ； hf= （ha*+c*）=8.75mm。 6、 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于500mm，故以選用輪輻式為宜。 3.3大齒輪的設(shè)計 3.3.1 設(shè)定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1、選用內(nèi)齒圓柱齒輪傳動。 2、精度等級選用8級精度。 3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝23，大齒輪齒數(shù)Z2＝23x4.741=109.043，取整Z2=109。 3.3.2 按齒面接觸強度設(shè)計 按設(shè)計公式進行試算，即 1 、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 （1） 試選Kt＝1.3。 （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=6557.313N.m=6.557313X106N.mm （3） 齒圈尺寬系數(shù)選取φd＝1。 （4）由《機械設(shè)計》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa。 （5）由《機械設(shè)計》圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝550Mpa。 （6） 由《機械設(shè)計》式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1＝60n1jLh＝60×91.987×1×（2×8×300×10）＝2.649×108 N2＝N1/4.741＝5.588×107 （7） 由《機械設(shè)計》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝1.08；KHN2＝1.17。 （8） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機械設(shè)計》式（10－12）得 [σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝1.08×600MPa＝648MPa [σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝1.17×550MPa＝643.5MPa 2、 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t。 = =223.825mm （2） 計算圓周速度v。 v=π.d1t.n1／60x1000 =3.14x223.825x91.987／60x1000 =1.007m/s （3） 計算齒寬b。 b=Φd. d1t =1x223.825=223.825mm （4）計算齒寬與齒高之比b/h。 mt=d1t/Z1=223.825/23=9.732mm 齒高h=2.25mt=2.25x9.732=21.897mm 則b/h=223.825/21.897=10.222 （5） 計算載荷系數(shù)K。 由《機械設(shè)計》表10—2取KA=1.50； 直齒輪，KHα=KFα=1.0； 根據(jù)v=1.007m/s,8級精度，由《機械設(shè)計》圖10—8查得動載系 KV=1.11； 由表10—4查得8級精度，調(diào)制小齒輪懸臂支承布置時 KHβ= 2.605； 根據(jù)b/h=10.222，KHβ=2.605由《機械設(shè)計》圖10—13查得KFβ=2.225； 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβKHβ =1.50×1.11×1×2.605 =4.337 （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機械設(shè)計》（10—10a）得 d1=d1t. =334.444mm （7） 計算模數(shù)m。 m = d1/Z1=334.444/23=14.541mm 3.3.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式 1、 確定計算參數(shù) （1）由《機械設(shè)計》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1=500Mpa； σFE2=380Mpa。 （2）由《機械設(shè)計》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.94； KFN2=0.97。 （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， [σF1]= σFE1. KFN1/S=335.714Mpa [σF2]= σFE2. KFN2/S=263.286MPa （4）計算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.11×1.0×2.225=3.705 （5）查取齒形系數(shù)。 由《機械設(shè)計》表10－5查得YFa1=2.76； YFa2=2.173。 （6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由《機械設(shè)計》表10－5查得YSa1=1.56； YSa2=1.797。 （7） 計算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。 YSa1.YSa1/[σF1]=2.76X1.56/335.714=0.012825 YFa2.YSa2/[σF2]=2.06X1.97/238.86=0.01483 大齒輪的數(shù)值大。 2、 設(shè)計計算 = =11.778mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)11.778mm并就近圓整為標準值m=12mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=334.444mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=334.444/12=27.870 取為28 Z2=28ｘ4.741＝132.784，取Z2=133。 3.3.4 幾何尺寸計算 1、計算分度圓直徑 d1=Z1.m=28x12=336mm d2=Z2.m=133x12=1596mm 2、計算中心距 a= d2 -d1/ 2=630mm 3、計算齒輪寬度 b=.d1=336mm B1=330mm B2=336mm 齒頂高，齒根高的計算 ha=ha*.mn=12mm ； hf= （ha*+c*）=15mm。 da=d+2ha=1620mm df= d1-2hf=1566mm 4、 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以齒圈為例，采用腹板式。 4 軸的設(shè)計 4.1軸的材料選擇和最小直徑估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即dmin=A0。初算軸徑時，若最小直徑段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%--7%，兩個鍵槽時，d增大10%--15%。A0 引用《機械設(shè)計》表15—3確定：高速軸A01=126,中間軸A02=120，低速軸A03=112。 中間軸的軸徑：d2min=A02=67.297mm，取為70mm。 低速軸的軸徑：d2min=（1+7%）A03 =1.07 x 99.809=106.796mm，取為110mm 4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.2.1 高速軸的設(shè)計 高速軸的軸徑：d1min=（1+7%）A01=1.07 x 126 x =49.396mm，取為50mm。 高速軸的裝配方案如圖4.2所示。 如圖 4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如圖4.3所示。 如圖 4.3 1、各軸段的直徑的確定 d11：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，根據(jù)所選用的聯(lián)軸器，取d11=60mm。 d12：h。h=0.07x60+(1~2)=5.2~6.2 取h=5.5，則d12=60+2x5.5=71mm d13：滾動軸承處軸段，滾動軸承選用32315，其尺寸 dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d13=75mm。 d14：過渡軸段，取d14=85mm。 d15：滾動軸承處軸段，d15=d13=55mm。 d16：安裝小錐齒輪出軸段，d15=50mm。 2、各軸段長度的確定 l11：根據(jù)聯(lián)軸器的選擇可知，半聯(lián)軸器轂空的長度l=112，則l11=80 l12：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系確定l12=80mm。 l13：由滾動軸承確定l13=55mm。 l14：由箱體結(jié)構(gòu)，裝配關(guān)系等確定l14=115mm。 l15：由滾動軸承，擋油環(huán)等確定l15=85mm。 l16：由小錐齒輪結(jié)構(gòu)確定l16=110mm。 4.2.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、各軸段的直徑的確定 d21：最小直徑，滾動軸承處軸段，滾動軸承選用32315，其尺寸 dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d21=75mm。 d22：密封處軸段，取d22=90mm。 d23：安裝低速級小齒輪軸段，取d23=100mm。 d24：軸環(huán)，取d24=120mm。 d25：安裝大錐齒輪出軸段，d25=105mm。 d26：密封處軸段，取d26=90mm。 d27：滾動軸承處軸段，d26=d21=75mm。 2、各軸段長度的確定 l21：由滾動軸承確定l21=55mm。 l22：由擋油環(huán)，裝配關(guān)系確定l22=66mm。 l23：由低速級小齒輪寬度決定l23=209mm。 l24：軸環(huán)，l24=20mm。 l25：由大錐齒輪結(jié)構(gòu)確定l25=110mm。 l26：由擋油環(huán)，裝配關(guān)系確定l26=71mm。 l27：由滾動軸承確定l26=55mm 4.2.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、各軸段的直徑的確定 d31：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，根據(jù)所選用的聯(lián)軸器，取d31=110mm。 d32：密封處軸段，由h=0.07x110+(1~2)=8.7~9.7 取d32=120mm。 d33：滾動軸承處軸段，滾動軸承選用30326，其尺寸 dxDxTxB=130mmx280mmx73mmx58mm， 取d33=130mm。 d34：過渡軸段，取d34=150mm。 d35：軸環(huán)，取d35=180mm。 d36：安裝小大斜齒輪處軸段，d36=145mm。 d37：滾動軸承處軸段，d37=d33=130mm。 2、各軸段長度的確定 l31：由聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)尺寸決定l31=213mm。 l32：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系確定l32=108mm。 l33：由滾動軸承 ，擋油環(huán)等確定l33=128mm。 l34：由裝配關(guān)系等確定l34=89mm。 l35：軸環(huán)，l35=30mm。 l36：由大斜齒輪結(jié)構(gòu)確定l36=204mm。 l37：由滾動軸承，擋油環(huán)等確定l37=114mm。 3、以上三軸細這里只以中間軸為例進行校核。 5 軸的校核 5.1 軸的力學(xué)模型的建立 5.1.1軸上力的作用點位置和支撐跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的32315軸承，從計算可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離a=43.25mm，故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸。支點跨距L=500mm（實際499.5mm）；低速級小齒輪的力作用點C到左支點A距離L=179mm(實際179.25mm)；兩齒輪的力作用點之間的距離L2=186mm（實際185.5mm）；高速級大齒輪的力作用點D到右支點B距離L3=135mm（實際134.75mm）。 5.1.2繪制軸的力學(xué)模型圖 圖5.1 軸的校核各圖 5.2 計算 5.2.1計算軸上的作用力 齒輪2：Ft===5980.494N F=Fa1= Ft tansin=5980.494.tan20.sin14.642=550.229N F=Fr1= Ft tancos=5980.494.tan20.cos14.642=2106.031N 齒輪3：Ft3==2x1684417 /209.338=16092.280N F=Ft3=16092.280.tan20 /cos14o8’5”=6039.973N Fa3=Ft3=4052.434N 5.2.2 計算支反力 1、垂直面支反力（XZ平面） 由繞支點B的力矩和=0，得： F =-1274974.320N.mm FRAV= -1274974.32 /(L1+L2+L3)=－2549.949N，方向向下。 同理，由繞支點A的力矩和=0，得： F =-1469896.630N.mm FRBV= -1469896.630/(L1+L2+L3)=-2939.793N，方向也向下。 由軸上的合力0，校核： FRBV+ FRAV+Fr2-Fr3=0，計算無誤。 2、水平面支反力（XY平面） 由繞支點B的力矩和=0，得： F =5972988.570 N.mm FRAH= 5972988.570/(L1+L2+L3)=11945.977N，方向向下。 同理，由繞支點A的力矩和=0,得： F =4355338.110 N.mm FRBH= 4355338.110/(L1+L2+L3)=8710.677N，方向向下。 由軸上的合力0，校核： Ft2+Ft3 - FRAH -FRBH =0，計算無誤。 3、A點總支反力FRA==12215.097N B點總支反力FRB==9193.381N 5.2.3繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 1、垂直面內(nèi)的彎矩圖參看圖5.1。 C處彎矩：M=－FRAVｘL1=-2549.949X179=-456440.871 N.mm M=－FRAVｘL1－Fa3ｘd/2=-880605.085 N.mm D處彎矩：M=－FRBVｘL3+Fa2ｘd2/2=231461.221 N.mm M=－FRBVｘL3=-396872.055 N.mm 2、水平面內(nèi)的彎矩圖參看圖5.1。 C處彎矩:：MCH=－FRAHｘL1=-2138329.883 N.mm D處彎矩：MDH=－FRBHｘL3=-1175941.860 N.mm 3、合成彎矩圖，參看圖5.1。 C處：M==21.865X10 N.mm M=23.125X10 N.mm D處：.M==11.985X10 N.mm M=12.411 X10 N.mm 4、轉(zhuǎn)矩圖，參看圖5.1。 T2=T=1684417 N.mm 5、當量彎矩，參看圖5.1。 因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)0.6 則1010650.200 N.mm。 C處：21.865X10 N.mm =25.237 X10 N.mm D處：=15.677 X10 N.mm 12.411 X10 N.mm 5.2.4 彎扭合成強度校核 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。 =25.237Mpa 根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15－1查得 因60 Mpa，<，故強度足夠。 5.2.5 安全系數(shù)法疲勞強度校核 對一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅使用彎扭合成強度校核即可，而不必進行安全系數(shù)法校核，本處運用安全系數(shù)校核法進行校核。 1、判定校核的危險截面 對照彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強度，應(yīng)力集中方面分析，C截面是危險截面需對C截面進行校核。 2、軸的材料的機械性能 根據(jù)選定的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15－1查得： . 640Mpa ， =275 Mpa， 155 Mpa ， 0.2 ， 0.50.2x0.5=0.1。 3、C截面上的應(yīng)力 因C截面上有一鍵槽，所以抗彎截面系數(shù) W= =98125-11340 =86785 mm3 抗扭截面系數(shù)WT=184910mm3 彎曲應(yīng)力幅=29.080 Mpa，彎曲平均應(yīng)力 0。 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅=4.555Mpa， 平均切應(yīng)力4.555Mpa。4、影響系數(shù) C截面受有鍵槽和與齒輪的過盈配合的共同影響，但鍵槽的影響比過盈配合的影響小，所以只需考慮過盈配合的綜合影響系數(shù)。由機械設(shè)計表3－8用插值法求出：3.736，取2.989，軸按磨削加工，由機械設(shè)計圖3-4求出表面質(zhì)量系數(shù)：0.92 故得縱合影響系數(shù)： 3.736+-1=3.823， 2.989+-1=3.076。 5、疲勞強度校核 所以軸在C截面的安全系數(shù)為： =2.474 10.714 2.411 取許用安全系數(shù)S=1.8，故> S，所以C截面強度足夠。 6 鍵的選擇與校核 這里只以中間軸上的鍵為例。由中間軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：高速級大齒輪處鍵1為bｘh－L=28 mmｘ16 mm－90 mm（t=10mm，r=0.5mm），標記：鍵28ｘ90 GB/T1096-1979；低速級小齒輪處鍵2