《機(jī)械設(shè)計(jì)減速箱課程設(shè)計(jì).doc》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)減速箱課程設(shè)計(jì).doc（54頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、減速器設(shè)計(jì)說明書 系 別： 專業(yè)班級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄一 設(shè)計(jì)任務(wù)書11.1設(shè)計(jì)題目11.2設(shè)計(jì)步驟1二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案12.1傳動(dòng)方案12.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)1三 選擇電動(dòng)機(jī)23.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇23.2確定傳動(dòng)裝置的效率23.3選擇電動(dòng)機(jī)容量23.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3四 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)44.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3中間軸的參數(shù)44.4低速軸的參數(shù)54.5工作機(jī)的參數(shù)5五 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算5六 減速器低速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算96.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)96.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)96.3

2、確定傳動(dòng)尺寸126.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度126.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸146.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)14七 減速器高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算157.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)157.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)167.3確定傳動(dòng)尺寸187.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度197.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸217.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)21八 軸的設(shè)計(jì)228.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算228.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算288.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算34九 滾動(dòng)軸承壽命校核409.1高速軸上的軸承校核409.2中間軸上的軸承校核419.3低速軸上的軸承校核42十 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算4310.1高速軸與大帶輪鍵連接校核4310

3、.2高速軸與小齒輪鍵連接校核4410.3中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核4410.4中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核4410.5低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核4410.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核45十一 聯(lián)軸器的選擇4511.1低速軸上聯(lián)軸器45十二 減速器的密封與潤滑4512.1減速器的密封4512.2齒輪的潤滑4612.3軸承的潤滑46十三 減速器附件4613.1油面指示器4613.2通氣器4613.3放油塞4713.4窺視孔蓋4713.5定位銷4813.6起蓋螺釘48十四 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸48十五 設(shè)計(jì)小結(jié)49參考文獻(xiàn)49一 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 同軸式二級斜齒圓柱減速器，扭矩T=

4、900Nm，速度v=0.75m/s，直徑D=300mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：15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(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.電動(dòng)機(jī)的選擇 3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)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)二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為同軸式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺

5、點(diǎn) 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)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。 同軸式二級圓柱齒輪減速器長度方向尺寸較小，但軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差，兩極大齒輪直徑接近，有利于沁油潤滑。軸線可以水平，上下或鉛垂布置。三 選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率：2=0.99 V帶的效率：v=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機(jī)的效率：

6、w=0.96a=12432vw=0.8423.3選擇電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=Twnw9550=4.5kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=4.50.842=5.34kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010000.75300=47.77rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：24，同軸式二級齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：840，因此理論傳動(dòng)比范圍為：16160。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(16160)47.77=764-7643r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號為：Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=5.5kW

7、，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 電機(jī)主要外形尺寸圖3-1 電動(dòng)機(jī)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HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 （1）總傳動(dòng)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比

8、為：ia=nmnw=96047.77=20.096 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2 高速級傳動(dòng)比i1=iaiv=3.17 則低速級的傳動(dòng)比為i2=3.17 減速器總傳動(dòng)比ib=i1i2=10.0489四 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)P0=5.34kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500005.34960=53121.88Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0v=5.340.96=5.13kWn=n0i0=9602=480rpmT=9550000Pn=95500005.13480=102065.63Nmm4.3中間軸的參數(shù)P=P

9、23=5.130.990.98=4.98kWn=ni1=4803.17=151.42rpmT=9550000Pn=95500004.98151.42=314086.65Nmm4.4低速軸的參數(shù)P=P23=4.980.990.98=4.83kWn=ni2=151.423.17=47.77rpmT=9550000Pn=95500004.8347.77=965595.56Nmm4.5工作機(jī)的參數(shù)P=P122w=4.830.990.990.990.96=4.5kWn=n=47.77rpmT=9550000Pn=95500004.547.77=899623.19Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱

10、轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸9605.3453121.88高速軸4805.13102065.63中間軸151.424.98314086.65低速軸47.774.83965595.56工作機(jī)47.774.5899623.19五 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 1.確定計(jì)算功率Pca 由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故 Pca=KAP=1.15.34=5.874kW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=100mm。 2）驗(yàn)算帶速v。

11、按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度v=dd1n601000=100960601000=5.02ms-1 因?yàn)?m/sv30m/s，故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=idd1=2100=200mm 根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=200mm。 4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長Ld度 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=450mm。 由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2450+2100+200+200-100244501377mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1430mm。 按式（8-23）計(jì)

12、算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=450+1430-13772476mm 按式（8-24）,中心距的變化范圍為455-519mm。 5.驗(yàn)算小帶輪的包角a1180-dd2-dd157.3a180-200-10057.3476=167.96120 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=100mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.96kW。 根據(jù)n1=960r/min，i=2和A型帶，查表8-5得P0=0.112kW。 查表8-6得K=0.972，表8-2得KL=0.96，于是 Pr=P0+P0KKL=0.96+0.1120.9720.96=1kW 2

13、）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=5.87415.87 取6根。 7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9725.8740.97265.02+0.1055.022=155.93N 8.計(jì)算壓軸力FpFp=2zF0sin12=26155.93sin167.962=1860.84N 9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因?yàn)樾л哾d1=100 小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。 因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd+2ha=100+2

14、2.75=105.5mmB=z-1e+2f=6-115+29=93mm L=2.0dB（帶輪為實(shí)心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=93mm圖5-1 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 大帶輪的軸孔直徑d=28mm 因?yàn)榇髱л哾d2=200mm 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=2.028=56mmda=dd+2ha=200+22.75=205.5mmB=z-1e+2f=6-115+29=93mmC=0.25B=0.2593=23.25mmL=56mm圖5-2 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 10.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 選用A型普通V帶6根，基準(zhǔn)長度1430mm。帶輪基準(zhǔn)直徑d

15、d1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455519mm。單根帶初拉力F0=155.93N。帶型AV帶中心距476mm小帶輪基準(zhǔn)直徑100mm包角167.96大帶輪基準(zhǔn)直徑200mm帶長1430mm帶的根數(shù)6初拉力155.93N帶速5.02m/s壓軸力1860.84N六 減速器低速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20，初選螺旋角=13。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS (4)選小齒輪

16、齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=273.17=86。6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551064.98151.42=314086.65Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483

17、at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos27cos20.48327+21cos13=29.107at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos86cos20.48386+21cos13=23.649=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=27tan29.107-tan20.483+86tan23.649-tan20.4832=1.668=dz1tan=127tan13=1.984Z=4-31-+=4-1.66831-1.984+1.9841.668=0.652 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13=0.987 計(jì)算

18、接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=60151.4211630015=6.541108NL2=NL1u=6.5411083.17=2.064108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.06，KHN2=1.13 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.066001=636MPaH2=KHN2Hlim2S=1.135501=621.5MPa 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=621.5MPa

19、2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.3314086.6518627+186272.46189.80.6520.987621.52=63.087mm (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=63.087151.42601000=0.5 齒寬bb=dd1t=163.087=63.087mm 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=0.5m/s、7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.01 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=2314086.6563.087=9957.254

20、NK_AF_t/b=19957.254/63.087=158N|mm100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.422 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.011.21.422=1.723 3)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=63.08731.7231.3=69.298mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=69.298cos1327=2.501mm，取mn=3mm。6.3確定傳動(dòng)尺寸 (1)計(jì)算中心距a=z1+z2mn2co

21、s=173.96mm，圓整為174mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.059 =13332 (3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=327cos13.059=83.15mmd2=mnz2cos=386cos13.059=264.85mm (4)計(jì)算齒寬 b=dd1=83.15mm 取B1=90mm B2=85mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=85 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=2

22、7cos313.059=29.208 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=86cos313.059=93.033 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.57，YFa2=2.208 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.776 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.059=20.487b=arctantancost=arctantan13.059cos20.487=12.259v=cos2b=1.668cos212.259=1.747Y=0.25+0.75v=

23、0.679=dz1tan=127tan13.059=1.993 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-120=1-1.99313.059120=0.783 2)圓周速度v=d1n601000=83.15151.42601000=0.66ms-1 3)寬高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=906.75=13.333 根據(jù)v=0.66m/s，7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.013 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.428，結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13，得KF=1

24、.08。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0131.11.08=1.203 由圖10-24c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10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.91，KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.915001.25=364MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.25=279.68MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.203314086.652.571.60.6790.785cos

25、213.059133272=79.852 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.203314086.652.2081.7760.6790.785cos213.059133272=76.151 MPa F2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 4)齒輪的圓周速度v=d1n601000=83.15151.42601000=0.66ms 選用7級精度是合適的6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.7

26、5mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=89.15mm da2=d2+2ha=270.85mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=75.65mm df2=d2-2hf=257.35mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33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13332右13332齒數(shù)z2786齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d83.15264.85齒頂圓直徑da89.15270.85齒根圓直徑df75

27、.65257.35齒寬B9085中心距a174174圖6-1 低速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖七 減速器高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20，初選螺旋角=13。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=273.17=86。7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1)確定公式中的

28、各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551065.13480=102065.63Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos27cos20.48327+21cos13=29.107at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos86cos20.

29、48386+21cos13=23.649=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=27tan29.107-tan20.483+86tan23.649-tan20.4832=1.668=dz1tan=127tan13=1.984Z=4-31-+=4-1.66831-1.984+1.9841.668=0.652 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13=0.987 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=604801163001

30、5=2.074109NL2=NL1u=2.0741093.17=6.541108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.98，KHN2=1.06 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.986001=588MPaH2=KHN2Hlim2S=1.065501=583MPa 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=583MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.3102065.6318627+186272.46189.80.6520.9875832=45.261mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計(jì)算

31、實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=d1tn601000=45.261480601000=1.137 齒寬bb=dd1t=145.261=45.261mm 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=1.137m/s、7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.022 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=2102065.6345.261=4510.092NK_AF_t/b=14510.092/45.261=100N|mm100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.418

32、 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0221.41.418=2.029 3)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=45.26132.0291.3=52.501mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=52.501cos1327=1.895mm，取mn=3mm。7.3確定傳動(dòng)尺寸 (1)計(jì)算中心距 為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計(jì)算。即a=174mm。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z1=27則，Z2=ui=85.59圓整為Z2=86 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2m

33、n2a=13.059 =13332 (3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=327cos13.059=83.15mmd2=mnz2cos=386cos13.059=264.85mm (4)計(jì)算齒寬 b=dd1=83.15mm 取B1=90mm B2=85mm7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=85 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=27cos313.059=29.208 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=86cos313.

34、059=93.033 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.57，YFa2=2.208 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.776 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.059=20.487b=arctantancost=arctantan13.059cos20.487=12.259v=cos2b=1.668cos212.259=1.747Y=0.25+0.75v=0.679=dz1tan=127tan13.059=1.993 由式（10-19），可得計(jì)算彎

35、曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-120=1-1.99313.059120=0.783 2)圓周速度v=d1n601000=83.15480601000=2.09ms-1 3)寬高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=906.75=13.333 根據(jù)v=2.09m/s，7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.04 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.428，結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13，得KF=1.08。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.041.11.08=1.236 由圖10-24c

36、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10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.91 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.913801.25=276.64MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.236102065.632.571.60.6790.785cos213.059133272=26.661 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z1

37、2=21.236102065.632.2081.7760.6790.785cos213.059133272=25.425 MPa F2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 4)齒輪的圓周速度v=d1n601000=83.15480601000=2.09ms 選用7級精度是合適的7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=89.15mm da2=d2+2ha=270.

38、85mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=75.65mm df2=d2-2hf=257.35mm 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)mn33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13332右13332齒數(shù)z2786齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d83.15264.85齒頂圓直徑da89.15270.85齒根圓直徑df75.65257.35齒寬B9085中心距a174174圖7-1 高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖八 軸的設(shè)計(jì)8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)

39、算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=480r/min；功率P=5.13kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=102065.63Nmm (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 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11235.13480=24.67mm 由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0524.67=25.9mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28 (4)確定各段軸的直徑和長度圖8-1 高速軸示意圖 1

40、)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=28mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=54mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，鍵長L=40mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為dDB = 357217mm，故d34 = d67 = 35 mm。 3)采用分體式齒輪，該段安裝齒輪，l45略短于齒輪寬度，則l45=88mm。軸肩h34=2.5mm，則d45=40mm。軸肩h45=4，則d56=48mm。

41、 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -10 = 66 mm 5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，擋油環(huán)寬度s1=20mm，則l34=B+1+2=17+10+10+2= 39 mml56=5 mml67=B+1-l56=17+10+10-5= 32 mm 至此，

42、已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑283335404835長度54663988532 (5)軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2Td1=2102065.6383.15=2454.976N 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tancos=2454.976tan20cos13.059=917.26N 高速級小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1tan=2454.976tan13.059=569N 根據(jù)7207AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=21mm第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離 l1=L12+L2+a=542+66+21=114mm

43、軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離 l2=L3+L42-a=39+882-21=62mm齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離 l3=L42+L5+L6-a=882+5+32-21=60mm 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(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。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) 帶傳動(dòng)壓軸力（屬于徑向力）Q=1860.84N 在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=1860.84N 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1l2-Ql1-Fa1d12l2+l3=917.26

44、62-1860.84114-56983.15262+60= -1079N 軸承B處水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1860.84+917.26-1079=3857N 在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=2454.9766262+60= 1248N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=2454.9766062+60= 1207N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-10792+12482=1649.77N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=38572+12072=4041.45N 繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩：

45、MAH=0Nmm 截面B在水平面上彎矩：MBH=Ql1=1860.84114=212136Nmm 截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBHl2-Fa1d12=385762-56983.152=262790Nmm 截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAHl3=-107960=-64740Nmm 截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm 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=RAVl3=124860=74880Nmm 截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm 繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm

46、 截面B處合成彎矩：MB=212136Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV2=2627902+748802=273250Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV2=-647402+748802=98986Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm g.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=102065.63Nmm h.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=2121362+0.6102065.632=220798Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左2+T2=2732502+0.6102065.632=280028Nmm 截面

47、C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右=98986Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.6102065.632=61239Nmm圖8-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強(qiáng)度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=44.59MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=8.13MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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=45.64MPa 查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=650M

48、Pa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。8.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=151.42r/min；功率P=4.98kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=314086.65Nmm (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 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。dA03Pn=11534.98151.42=36.85mm 由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm (4)確定各段軸的直徑和長度圖8

49、-3 中間軸示意圖 1)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 36.85 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7208AC，其尺寸為dDB = 408018mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 45 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2 = 85 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 83 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 =

50、 45 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 55 mm。取l34 = 92.5 mm。 3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。 4)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 90 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 88 mm，d23=45mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =85mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=83mm，d45=45mm。 5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 m

51、m，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l12=B+1+2=18+10+10+2= 40 mml56=B+2+2=18+10+12.5+2= 42.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑4045554540長度408892.58342.5 (5)軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2Td2=2314086.65264.85=2371.808N 高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tancos=2371.808tan20cos13

52、.059=886.186N 高速級大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2tan=2371.808tan13.059=550N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2Td3=2314086.6583.15=7554.7N 低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3tancos=7554.7tan20cos13.059=2822.687N 低速級小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3tan=7554.7tan13.059=1752N 根據(jù)7208AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=23mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點(diǎn)距離 l1=L1+L22-a=40+882-23=61mm低速級小齒輪中點(diǎn)到高速級大齒輪中點(diǎn)距離 l2=b2+b32+L3=85+902+92.5=180mm高速級大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離 l3=L5+L42-a=42.5+832-23=61mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3l1+Fr2l1+l2+Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=2822.68761+886.18661+180+550264.852-175283.15261+180+61= 1277N 軸承B在水平面內(nèi)支反力