機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 設(shè)計任務(wù)書..............................................4 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.....................................5 第三部分 電動機的選擇............................................5 3.1 電動機的選擇............................................5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................6 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)............................7 第五部分 V帶的設(shè)計..............................................9 5.1 V帶的設(shè)計與計算.........................................9 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計..........................................11 第六部分 齒輪傳動的設(shè)計.........................................13 6.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算................................13 6.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算................................19 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計..........................25 7.1 輸入軸的設(shè)計...........................................25 7.2 中間軸的設(shè)計...........................................30 7.3 輸出軸的設(shè)計...........................................35 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算..................................41 8.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................41 8.2 中間軸鍵選擇與校核......................................41 8.3 輸出軸鍵選擇與校核......................................41 第九部分 軸承的選擇及校核計算....................................42 9.1 輸入軸的軸承計算與校核..................................42 9.2 中間軸的軸承計算與校核...................................43 9.3 輸出軸的軸承計算與校核...................................43 第十部分 聯(lián)軸器的選擇...........................................44 第十一部分 減速器的潤滑和密封....................................45 11.1 減速器的潤滑...........................................45 11.2 減速器的密封...........................................46 第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................47 設(shè)計小結(jié).......................................................49 參考文獻.......................................................50 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 2000Nm，V = 1.3m/s，D = 300mm，設(shè)計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。 二. 設(shè)計步驟 1. 傳動裝置總體設(shè)計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 設(shè)計V帶和帶輪 6. 齒輪的設(shè)計 7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 8. 鍵聯(lián)接設(shè)計 9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 10. 潤滑密封設(shè)計 11. 聯(lián)軸器設(shè)計 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案 一. 傳動方案特點 1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。 3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級。選擇V帶傳動和展開式二級直齒圓柱齒輪減速器。 二. 計算傳動裝置總效率 ha=h1h24h32h4h5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。 第三部分 電動機的選擇 1 電動機的選擇 圓周速度v: v=1.3m/s 工作機的功率pw: pw= 17.33 KW 電動機所需工作功率為: pd= 21.01 KW 工作機的轉(zhuǎn)速為: n = 82.8 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×82.8 = 1324.8~13248r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y180L-4的三相異步電動機，額定功率為22KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1470r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 電動機主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 電動機軸伸出段尺寸 鍵尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 180mm 710×430 279×279 15mm 48×110 14×42.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nm/n=1470/82.8=17.75 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i0×i 式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2，則減速器傳動比為: i=ia/i0=17.75/2=8.88 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為: i12 = 則低速級的傳動比為: i23 = 2.61 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速: 輸入軸：nI = nm/i0 = 1470/2 = 735 r/min 中間軸：nII = nI/i12 = 735/3.4 = 216.18 r/min 輸出軸：nIII = nII/i23 = 216.18/2.61 = 82.83 r/min 工作機軸：nIV = nIII = 82.83 r/min （2)各軸輸入功率: 輸入軸：PI = Pd×h1 = 21.01×0.96 = 20.17 KW 中間軸：PII = PI×h2×h3 = 20.17×0.99×0.97 = 19.37 KW 輸出軸：PIII = PII×h2×h3 = 19.37×0.99×0.97 = 18.6 KW 工作機軸：PIV = PIII×h2×h4 = 18.6×0.99×0.99 = 18.23 KW 則各軸的輸出功率： 輸入軸：PI' = PI×0.99 = 19.97 KW 中間軸：PII' = PII×0.99 = 19.18 KW 中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 18.41 KW 工作機軸：PIV' = PIV×0.99 = 18.05 KW (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 輸入軸：TI = Td×i0×h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩: Td = = 136.49 Nm 所以： 輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 136.49×2×0.96 = 262.06 Nm 中間軸：TII = TI×i12×h2×h3 = 262.06×3.4×0.99×0.97 = 855.63 Nm 輸出軸：TIII = TII×i23×h2×h3 = 855.63×2.61×0.99×0.97 = 2144.54 Nm 工作機軸：TIV = TIII×h2×h4 = 2144.54×0.99×0.99 = 2101.86 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸：TI' = TI×0.99 = 259.44 Nm 中間軸：TII' = TII×0.99 = 847.07 Nm 輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 2123.09 Nm 工作機軸：TIV' = TIV×0.99 = 2080.84 Nm 第五部分 V帶的設(shè)計 5.1 V帶的設(shè)計與計算 1.確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1，故 Pca = KAPd = 1×21.01 kW = 21.01 kW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用C型。 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 200 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度 15.39 m/s 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2 = i0dd1 = 2×200 = 400 mm 根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 400 mm。 4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準(zhǔn)長度 Ld0 ≈ ≈ 1962 mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld = 1950 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。 a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1950 - 1962)/2 mm ≈ 494 mm 按課本公式，中心距變化范圍為465 ~ 552 mm。 5.驗算小帶輪上的包角a1 a1 ≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（400 - 200)×57.3°/494 ≈ 156.8°> 120° 6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 200 mm和nm = 1470 r/min，查表得P0 = 5.87 kW。 根據(jù)nm = 1470 r/min，i0 = 2和C型帶，查表得DP0 = 1.29 kW。 查表得Ka = 0.94，查表得KL = 0.87，于是 Pr = (P0 + DP0)KaKL = (5.87 + 1.29)×0.94×0.87 kW = 5.86 kW 2）計算V帶的根數(shù)z z = Pca/Pr = 21.01/5.86 = 3.59 取4根。 7.計算單根V帶的初拉力F0 由表查得C型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.3 kg/m，所以 F0 = = = 354.26 N 8.計算壓軸力FP FP = 2zF0sin(a1/2) = 2×4×354.26×sin(156.8/2) = 2775.8 N 9.主要設(shè)計結(jié)論 帶型 C型 根數(shù) 4根 小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1 200mm 大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2 400mm V帶中心距a 494mm 帶基準(zhǔn)長度Ld 1950mm 小帶輪包角α1 156.8° 帶速 15.39m/s 單根V帶初拉力F0 354.26N 壓軸力Fp 2775.8N 5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計算 代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內(nèi)孔直徑d 電動機軸直徑D D = 48mm 48mm 分度圓直徑dd1 200mm da dd1+2ha 200+2×4.8 209.6mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×48 96mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×25.5+2×16 108mm L (1.5~2)d (1.5~2)×48 96mm 2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計算 代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內(nèi)孔直徑d 輸入軸最小直徑 D = 35mm 35mm 分度圓直徑dd1 400mm da dd1+2ha 400+2×4.8 409.6mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×35 70mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×25.5+2×16 108mm L (1.5~2)d (1.5~2)×35 70mm 第六部分 齒輪傳動的設(shè)計 6.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1.選精度等級、材料及齒數(shù) （1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 29，大齒輪齒數(shù)z2 = 29×3.4 = 98.6，取z2= 99。 （4）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 = 262.06 N/m ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[29×cos20°/(29+2×1)] = 28.478° aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[99×cos20°/(99+2×1)] = 22.918° 端面重合度： ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π = [29×(tan28.478°-tan20°)+99×(tan22.918°-tan20°)]/2π = 1.75 重合度系數(shù)： Ze = = = 0.866 ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×735×1×10×300×1×8 = 1.06×109 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.06×109/3.4 = 3.11×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]1 = = = 528 MPa [sH]2 = = = 495 MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 [sH] = [sH]2 = 495 MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 84.7 mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①圓周速度v v = = = 3.26 m/s ②齒寬b b = = = 84.7 mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 3.26 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.14。 ③齒輪的圓周力 Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×262.06/84.7 = 6187.957 N KAFt1/b = 1×6187.957/84.7 = 73.06 N/mm < 100 N/mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.465。 由此，得到實際載荷系數(shù) KH = KAKVKHaKHb = 1×1.14×1.2×1.465 = 2.004 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1 = = 84.7× = 97.844 mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn = d1/z1 = 97.844/29 = 3.374 mm 模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2.5 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1 = z1m = 29×2.5 = 72.5 mm d2 = z2m = 99×2.5 = 247.5 mm （2）計算中心距 a = (d1+d2)/2 = (72.5+247.5)/2 = 160 mm （3）計算齒輪寬度 b = φdd1 = 1×72.5 = 72.5 mm 取b2 = 73、b1 = 78。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 sF = ≤ [sF] 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.75 = 0.679 ②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.21 YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.8 ③計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2 根據(jù)KHb = 1.465，結(jié)合b/h = 12.98查圖得KFb = 1.435 則載荷系數(shù)為 KF = KAKvKFaKFb = 1×1.14×1.2×1.435 = 1.963 ④計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[sF] 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.86 取安全系數(shù)S=1.4，得 [sF]1 = = = 303.57 MPa [sF]2 = = = 233.43 MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 sF1 = = = 220.103 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 211.48 MPa ≤ [sF]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 29、z2 = 99，模數(shù)m = 2.5 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 160 mm，齒寬b1 = 78 mm、b2 = 73 mm。 6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算 代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪 模數(shù)m 2.5mm 2.5mm 齒數(shù)z 29 99 齒寬b 78mm 73mm 分度圓直徑d 72.5mm 247.5mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 2.5mm 2.5mm 齒根高hf m×(ha+c) 3.125mm 3.125mm 全齒高h ha+hf 5.625mm 5.625mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 77.5mm 252.5mm 齒根圓直徑df d-2×hf 66.25mm 241.25mm 6.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1.選精度等級、材料及齒數(shù) （1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 31，大齒輪齒數(shù)z4 = 31×2.61 = 80.91，取z4= 81。 （4）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2 = 855.63 N/m ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： aa1 = arccos[z3cosa/(z3+2ha*)] = arccos[31×cos20°/(31+2×1)] = 28.032° aa2 = arccos[z4cosa/(z4+2ha*)] = arccos[81×cos20°/(81+2×1)] = 23.505° 端面重合度： ea = [z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)]/2π = [31×(tan28.032°-tan20°)+81×(tan23.505°-tan20°)]/2π = 1.745 重合度系數(shù)： Ze = = = 0.867 ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×216.18×1×10×300×1×8 = 3.11×108 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 3.11×108/2.61 = 1.19×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.92。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]1 = = = 540 MPa [sH]2 = = = 506 MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 [sH] = [sH]2 = 506 MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 126.701 mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①圓周速度v v = = = 1.43 m/s ②齒寬b b = = = 126.701 mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 1.43 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。 ③齒輪的圓周力 Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×855.63/126.701 = 13506.286 N KAFt3/b = 1×13506.286/126.701 = 106.6 N/mm > 100 N/mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.1。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.478。 由此，得到實際載荷系數(shù) KH = KAKVKHaKHb = 1×1.08×1.1×1.478 = 1.756 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d3 = = 126.701× = 140.058 mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn = d3/z3 = 140.058/31 = 4.518 mm 模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3.5 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d3 = z3m = 31×3.5 = 108.5 mm d4 = z4m = 81×3.5 = 283.5 mm （2）計算中心距 a = (d3+d4)/2 = (108.5+283.5)/2 = 196 mm （3）計算齒輪寬度 b = φdd3 = 1×108.5 = 108.5 mm 取b4 = 109、b3 = 114。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 sF = ≤ [sF] 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.745 = 0.68 ②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) YFa1 = 2.51 YFa2 = 2.23 YSa1 = 1.64 YSa2 = 1.77 ③計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.1 根據(jù)KHb = 1.478，結(jié)合b/h = 13.84查圖得KFb = 1.448 則載荷系數(shù)為 KF = KAKvKFaKFb = 1×1.08×1.1×1.448 = 1.72 ④計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[sF] 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。 由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.86、KFN2 = 0.89 取安全系數(shù)S=1.4，得 [sF]1 = = = 380.86 MPa [sF]2 = = = 394.14 MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 sF1 = = = 199.96 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 191.736 MPa ≤ [sF]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 31、z2 = 81，模數(shù)m = 3.5 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 196 mm，齒寬b1 = 114 mm、b2 = 109 mm。 6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算 代號名稱 計算公式 低速級小齒輪 低速級大齒輪 模數(shù)m 3.5mm 3.5mm 齒數(shù)z 31 81 齒寬b 114mm 109mm 分度圓直徑d 108.5mm 283.5mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 3.5mm 3.5mm 齒根高hf m×(ha+c) 4.375mm 4.375mm 全齒高h ha+hf 7.875mm 7.875mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 115.5mm 290.5mm 齒根圓直徑df d-2×hf 99.75mm 274.75mm 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計 7.1 輸入軸的設(shè)計 1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1 = 20.17 KW n1 = 735 r/min T1 = 262.06 Nm 2.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 = 72.5 mm 則: Ft = = = 7229.2 N Fr = Ft×tana = 7229.2×tan20° = 2629.8 N 3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得： dmin = A0× = 112× = 33.8 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 35 mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 40 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm。大帶輪寬度B = 108 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 106 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，其尺寸為d×D×T = 45×85×19 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 19+15 = 34 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6209型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 78 mm，d56 = d1 = 72.5 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 114 mm，則 l45 = b3+c+Δ+s-15 = 114+12+16+8-15 = 135 mm l67 = Δ+s-15 = 9 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T = 19 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (108/2+50+19/2)mm = 113.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (78/2+34+135-19/2)mm = 198.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (78/2+9+34-19/2)mm = 72.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 1934 N FNH2 = = = 5295.2 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = -3234.8 N FNV2 = = = 3088.8 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 1934×198.5 Nmm = 383899 Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0 = FpL1 = 2775.8×113.5 Nmm = 315053 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L2 = -3234.8×198.5 Nmm = -642108 Nmm MV2 = FNV2L3 = 3088.8×72.5 Nmm = 223938 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1 = = 748118 Nmm M2 = = 444440 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 20.1 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 7.2 中間軸的設(shè)計 1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 = 19.37 KW n2 = 216.18 r/min T2 = 855.63 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為： d2 = 247.5 mm 則: Ft1 = = = 6914.2 N Fr1 = Ft1×tana = 6914.2×tan20°= 2515.2 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為： d3 = 108.5 mm 則: Ft2 = = = 15772 N Fr2 = Ft2×tana = 15772×tan20°= 5737.4 N 3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取：A0 = 107，得: dmin = A0× = 107× = 47.9 mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 47.9 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T = 50×90×20 mm，故d12 = d56 = 50 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 55 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B = 73 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 = 71 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 55 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 67 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 55 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 114 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 = 112 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 20 mm，則 l12 = T+Δ+s+2 = 20+16+8+2 = 46 mm l56 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6210深溝球軸承查手冊得T = 20 mm 高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (73/2-2+48.5-20/2)mm = 73 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (73/2+14.5+114/2)mm = 108 mm 低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (114/2-2+46-20/2)mm = 91 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 10335.2 N FNH2 = = = 12351 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = -79.3 N FNV2 = = = -3142.9 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面B、C處的水平彎矩： MH1 = FNH1L1 = 10335.2×73 Nmm = 754470 Nmm MH2 = FNH2L3 = 12351×91 Nmm = 1123941 Nmm 截面B、C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L1 = -79.3×73 Nmm = -5789 Nmm MV2 = FNV2L3 = -3142.9×91 Nmm = -286004 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面B、C處的合成彎矩： M1 = = 754492 Nmm M2 = = 1159759 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 54.9 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 7.3 輸出軸的設(shè)計 1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 P3 = 18.6 KW n3 = 82.83 r/min T3 = 2144.54 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為: d4 = 283.5 mm 則: Ft = = = 15129 N Fr = Ft×tana = 15129×tan20°= 5503.5 N 3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得 dmin = A0× = 112× = 68.1 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca = KAT3 = 1.3×2144.54 = 2787.9 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT11型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為80 mm故取d12 = 80 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為132 mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 85 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 90 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 132 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 130 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 85 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6218，其尺寸為d×D×T = 90mm×160mm×30mm，故d34 = d78 = 90 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 30+15 = 45 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6218型軸承的定位軸肩高度h = 5 mm，因此，取d45 = 100 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 95 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 109 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l67 = 107 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 95 mm查表，得R = 2.5 mm，故取h = 7 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 109 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 30 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 73 mm，則 l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 73+12+5+2.5+16+8-12-15 = 89.5 mm l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 30+8+16+2.5+2 = 58.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6218深溝球軸承查手冊得T= 30 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (109/2+12+89.5+45-30/2)mm = 186 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (109/2-2+58.5-30/2)mm = 96 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 5150.3 N FNH2 = = = 9978.7 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = 1873.5 N FNV2 = = = 3630 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 5150.3×186 Nmm = 957956 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV = FNV1L2 = 1873.5×186 Nmm = 348471 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M = = 1019368 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 12.9 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×100mm，接觸長度:l' = 100-10 = 90 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×90×35×120/1000 = 756 Nm T≥T1，故鍵滿足強度要求。 8.2 中間軸鍵選擇與校核 1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×63mm，接觸長度:l' = 63-16 = 47 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×10×47×55×120/1000 = 775.5 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×100mm，接觸長度:l' = 100-16 = 84 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×10×84×55×120/1000 = 1386 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 8.3 輸出軸鍵選擇與校核 1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 25mm×14mm×100mm，接觸長度:l' = 100-25 = 75 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×14×75×95×120/1000 = 2992.5 Nm T≥T3，故鍵滿足強度要求。 2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 22mm×14mm×125mm，接觸長度:l' = 125-22 = 103 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×14×103×80×120/1000 = 3460.8 Nm T≥T3，故鍵滿足強度要求。 第九部分 軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命： Lh = 10×1×8×300 = 24000 h 9.1 輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×2629.8+0× = 2629.8 N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C = P = 2629.8× = 26800 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr = 31.5 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 3.9×104≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 9.2 中間軸的軸承計算與校核 1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×5737.4+0× = 5737.4 N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C = P = 5737.4× = 38884 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 1.75×104≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 9.3 輸出軸的軸承計算與校核 1）初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×5503.5+0× = 5503.5 N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C = P = 5503.5× = 27091 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6218軸承，Cr = 95.8 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 1.06×106≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 第十部分