機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)0180噸運(yùn)梁車(chē)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 180 噸運(yùn)梁車(chē)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 目錄 一 設(shè)計(jì)任務(wù) 1 二 設(shè)計(jì)方案分析 2 三 原動(dòng)件的選擇 4 四 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析與動(dòng)力參數(shù)選擇與計(jì)算 5 五 齒輪的設(shè)計(jì)及校核 8 六 軸的設(shè)計(jì)及校核 16 七 軸承的選擇及校核 24 八 花鍵的設(shè)計(jì)及校核 29 九 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 32 十 潤(rùn)滑與密封 33 十一 小結(jié) 34 十二 參考文獻(xiàn) 35 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 2 180t 運(yùn)梁車(chē)減速器設(shè)計(jì) 一、 設(shè)計(jì) 任務(wù) 運(yùn)梁車(chē) 載重量 180T， 車(chē)輛自身質(zhì)量（含拖梁小車(chē)） 約 15T， 合計(jì) 195T， 空載時(shí)行駛速度為 3-4km/h,滿載時(shí)行駛最低速度 0.8-0.9km/h，裝載最大爬坡能力 6%， 根據(jù) 軸線布置需要考慮運(yùn)梁車(chē)通過(guò)的路基和橋涵結(jié)構(gòu)的允許承載能力、與架橋機(jī)相適應(yīng)的車(chē)身型式、以及運(yùn)梁車(chē)的其它用途等多種因素 ，設(shè)計(jì) 載荷分配為前橋 25%，中橋 38.5%,后橋 36.5% 。 運(yùn)梁車(chē)在施工作業(yè)中，運(yùn)行速度低、運(yùn)輸距離 短 ，車(chē)輛在橋面行駛時(shí)要求行駛路線精確，不允許發(fā)生較大偏差而對(duì)橋梁造成損壞 ，整車(chē)運(yùn)行過(guò)程平穩(wěn)。 該車(chē)設(shè)計(jì)使用壽命為十年， 檢修間隔期為四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。 平均每天實(shí) 際工作只有四 個(gè) 小時(shí)左右。 工作環(huán)境：室外常溫，灰塵較大。 運(yùn)梁車(chē)的動(dòng)力和傳動(dòng)系統(tǒng) 是 整車(chē)的核心設(shè)計(jì)部分， 要求 該車(chē)傳動(dòng)路線圖如下所示 ： 萬(wàn)向節(jié) 萬(wàn)向節(jié) 連聯(lián)器減速器 減速器 減速器 變速器發(fā)動(dòng)機(jī)輪胎輪胎最終傳動(dòng)最終傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)橋 驅(qū)動(dòng)橋變速 器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且 當(dāng) 它 為 最低檔為 時(shí)傳動(dòng)比 i 變 =6.4； 減速器 要自行設(shè)計(jì)，是該課題的主要任務(wù)， 采用展開(kāi)式 二 級(jí) 以上 閉式齒輪傳動(dòng)， 允許速度誤差為 5%， 保持中心距 a=300mm., 能夠掛倒檔，以保證運(yùn)梁車(chē)倒車(chē)時(shí)能保持前進(jìn)時(shí)相同的速度，提高工作效率； 減速器 采用單級(jí)開(kāi)式斜齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比 i =2.03， 驅(qū)動(dòng)橋采用東風(fēng) 140，總傳動(dòng)比 i 驅(qū) =38/6=6.33； 輪胎處采用一對(duì)單級(jí)開(kāi)式直齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比 i 胎 =86/14=6.14。 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 傳動(dòng)過(guò)程 允許速度誤差為 5%； 二、 設(shè)計(jì)方案分析 傳動(dòng)方案 1： 減速器 （以下簡(jiǎn)稱減速器）采用展開(kāi)式二級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)， 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在 滿足中心距的條件下 ，由于齒輪和軸的減少，傳動(dòng)效率較高，但 齒輪直徑 大，加工精度不高，而且噪聲較大，大齒輪在經(jīng)濟(jì)方面不理想，加工起來(lái)又 比較困難 ，減速箱的體積比 較大，不利于安裝。 它的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn) 圖如圖 1-1 所示 ： 當(dāng)該減速器掛了倒檔時(shí)當(dāng)該減速器沒(méi)有掛倒檔時(shí)滑移齒輪輸出軸 輸入軸 滑移齒輪輸出軸 轉(zhuǎn)向軸 輸入軸 圖 1-1 傳動(dòng)方案 2： 減速器 采用展開(kāi)式三級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)， 特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、容易制造、使用壽命較長(zhǎng)、維護(hù)方便，裝拆容易， 工作可靠， 。 當(dāng)打倒檔時(shí)，高速級(jí)滑移齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端， 這樣，軸在轉(zhuǎn)矩下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形與軸在彎矩下產(chǎn)生的彎彎曲變形可部分地 相互 抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象 在滿足中 心距的條件下，傳動(dòng)的齒輪的直徑可以取小，這樣可以使傳動(dòng)的傳動(dòng)比 較精確可靠，壽命長(zhǎng)， 結(jié)構(gòu) 緊湊 ，而且滑移齒輪操作方便不費(fèi)力 。 其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖 1-2 所示。 比較起來(lái)，方案 2 的三級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)比較適合運(yùn)梁車(chē) 的減速傳動(dòng)，該機(jī)具有較強(qiáng)的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。 三 、 原動(dòng)件的選擇 發(fā)動(dòng)機(jī)的計(jì)算 ： 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 4 1、 整車(chē)滾動(dòng)阻力 F1（ 平實(shí)路面地 0 . 0 2 5 0 . 0 3 5f ） 1 0 . 0 3 1 9 5 9 . 8 5 7 . 3 9F f N k N 2、 整車(chē)上坡阻力 F2 2 s i n t a n t a n 1 9 1 3 0 . 0 6 1 1 4 . 7 8F G G W k N 3、 總阻力 F3 3 1 2 1 7 2 . 1 7F F F k N 4321輸出軸 轉(zhuǎn)向軸 輸出軸 轉(zhuǎn)向軸 輸入軸 輸入軸 轉(zhuǎn)向軸 滑移齒輪當(dāng)該減速器沒(méi)有跨倒檔時(shí)當(dāng)該減速器跨了倒檔時(shí)圖 1-2 可 跨檔減速器 1 滑移齒輪； 2 軸承 1； 3 齒輪 2； 4 齒輪 3； 5 軸承 3； 6 齒輪 4； 7 軸承 5； 8 軸承 7； 9 軸承 8； 10 輸出齒輪 6； 11 齒輪 5； 12 軸承 6； 13 軸承 4； 14 軸承 2 4、 總阻力矩 T 阻 (輪 胎 半徑 R=530mm) 73 1 7 2 . 1 7 5 3 0 9 . 1 2 5 1 0N m mT F R K N m m 阻 5、 半軸切應(yīng)力 max 7m a x 3 9 . 1 2 5 1 0 / 2 1 6 . 4 6 1 1 0 . 8 70 . 2 0 . 2 1 2 5TTT M P aWd 6、 輪功率 P 轉(zhuǎn) 2 / 6 0 9 1 . 2 5 2 4 . 1 9 6 5 / 6 0 4 0 . 1P T k W 轉(zhuǎn) 阻= 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 7、 發(fā)動(dòng)機(jī)功率 P（總傳動(dòng) 效率為 總 =0.66） / 4 0 . 1 / 0 . 6 6 6 0 . 7 6P P k W 輪 總 8、 附著力 F 附 1913( 7 5 % ) 0 . 5 3 5 8 . 6 82F G k N 附不打滑條件 ： F 附 阻 驅(qū) 動(dòng) 力 F = F 該車(chē)在工作情況下不會(huì)打滑。 發(fā)動(dòng)機(jī)選擇柴油機(jī)， XY4108Q， 功率 P=75kW， n=2800r/min。 四 、 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析與動(dòng)力參數(shù)選擇與計(jì)算 （一） 運(yùn)梁車(chē) 的總傳動(dòng)比和各 傳動(dòng)比 的 分配方案選擇 (1) 總傳動(dòng)比的計(jì)算 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 m in2 8 0 0 /nr發(fā) ， 車(chē)輪的轉(zhuǎn)速 m i n8 5 0 8 5 0 4 . 1 9 6 5 /6 0 6 0 1 . 0 6mmDm 輪， （ 根據(jù)運(yùn)梁車(chē)滿載時(shí)每小時(shí)只走 800-900m，而輪胎的直徑為 1.06m） 總傳動(dòng)比 / 2 8 0 0 / 4 . 1 9 6 5 6 6 7 . 2i n n 總 發(fā) 輪 (2)傳動(dòng)比的分配 變速 器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且當(dāng)它為最低檔為時(shí)傳動(dòng)比 i 變 =6.4； 減速器 傳動(dòng)比 i =2.03，允許速度誤差為 5%； 驅(qū)動(dòng)橋采用東風(fēng) 140，總傳動(dòng)比 i 驅(qū) =38/6=6.33； 輪胎處傳動(dòng)比 i 胎 =86/14=6.14； 則減 速器 的傳動(dòng)比 6 6 7 . 2 1 . 3 26 . 4 2 . 0 3 6 . 3 3 6 . 1 4ii 總變 驅(qū) 輪i i i i（二） 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 (1)各軸的轉(zhuǎn)速 n 發(fā) 動(dòng) 機(jī) 轉(zhuǎn) 速發(fā) 動(dòng) 機(jī) 至 輸 出 軸 的 傳 動(dòng) 比將傳動(dòng)裝置各軸由高速到低速依次定為 軸、 軸、 軸 ; 軸，分別表示為1 2 3 4, , ,n n n n。 減速器分為跨倒檔與不跨檔（見(jiàn)圖 1-2）跨倒檔時(shí)， 通過(guò) 輸入軸的滑動(dòng)齒輪與轉(zhuǎn)向江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 6 軸 右齒輪 嚙 和，在通過(guò) 轉(zhuǎn)向軸 齒輪 3與傳動(dòng)軸 齒輪 4的 嚙 和，在通過(guò)傳動(dòng)軸 的齒輪 5與輸出軸 齒輪 6的 嚙 和，從而傳 動(dòng)動(dòng)力。 由發(fā)動(dòng)機(jī)到輸出，通過(guò)變速器最底檔 (i=6.4),推出 n1=2800/6.4=437.5r/min， 傳到輸入軸 n=437.5r/min, , 傳動(dòng)軸 n=437.5r/min , , 傳動(dòng)軸 n=437.5r/min , 輸出軸 1 4 3 7 . 5 3 3 1 . 4 / m i n1 . 3 2nnri 減不跨倒檔時(shí)，通過(guò)輸入軸 的滑動(dòng)齒輪與轉(zhuǎn)向軸 右齒輪 嚙 和，在通過(guò)傳動(dòng)軸 右齒輪在和輸出軸 齒輪 嚙 和，從而傳 遞 動(dòng)力。 (2)各軸的 效率和 功率 根據(jù)條件已知： 變速箱的 機(jī)械傳動(dòng)效率 0.96 變花鍵聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率 0.995 聯(lián)每對(duì)圓柱齒輪的傳動(dòng)效率 0.98 齒（很好的跑和的 7 級(jí)精度齒輪傳動(dòng)） 每對(duì)滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 0.99 滾萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率 0 . 9 8 ( 3 ) 0 . 9 6 ( 3 ) oo萬(wàn) 萬(wàn)a）各軸的傳動(dòng)效率 第一級(jí)的傳動(dòng)效率1 0 . 9 6 0 . 9 9 5 0 . 9 9 0 . 9 4 5 6 變 聯(lián) 滾第二級(jí)的傳動(dòng)效率2 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 2 齒 滾第三級(jí)的傳動(dòng)效率3 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 2 齒 滾第四級(jí)的傳動(dòng)效率4 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 2 齒 滾b) 各軸的功率 減速器輸入軸 的輸入功率： 1 6 0 . 7 6 0 . 9 6 0 . 9 9 5 0 . 9 9 5 7 . 5p p k W 變 聯(lián) 滾轉(zhuǎn)向軸 的功率： 21 5 7 . 5 0 . 9 8 0 . 9 9 5 5 . 8P P k W 齒 滾轉(zhuǎn)向軸 的功率： 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 32 5 5 . 8 0 . 9 8 0 . 9 9 5 4 . 1p p k W 齒 滾輸出軸 的功率 43 5 4 . 1 0 . 9 8 0 . 9 9 5 2 . 5p p k W 齒 滾（ 3）各軸的轉(zhuǎn)矩 輸入軸 6 6 61115 7 . 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 2 5 5 1 04 3 7 . 5PT N m mn 轉(zhuǎn)向軸 6 6 62225 5 . 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 2 1 8 1 04 3 7 . 5PT N m mn 轉(zhuǎn)向軸 6 6 63335 4 . 19 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 1 8 1 1 04 3 7 . 5PT N m mn 輸出軸 6 6 64445 2 . 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 5 4 5 1 03 2 4 . 6PT N m mn 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 輸出功率 P（ kW） 轉(zhuǎn)速 n(r/min) 轉(zhuǎn)矩 T（ N.mm） 效率 輸入軸 57.5 437.5 61.255 10 0.9456 轉(zhuǎn)向軸 55.8 437.5 61.218 10 0.9702 轉(zhuǎn)向軸 54.1 437.5 61.181 10 0.9702 輸出軸 52.5 324.6 61.545 10 0.9702 五、 齒輪 的 設(shè)計(jì)及校核 （一）、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等 級(jí)和齒數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉(zhuǎn)矩，選擇大小齒輪材料 都 為 20CrMnTi,滲碳處理，硬度為 55 60HRC， 抗拉強(qiáng)度 1079b M Pa ，屈服強(qiáng)度 834s MPa ；精度 7級(jí)。 取滑移齒輪1 23Z ，且由于要滿足中心距達(dá)到 300mm，取齒輪 2、齒輪 3、齒輪 4、齒輪 5的齒數(shù)都為 23，即2345 23Z Z Z Z ，輸出齒輪6 31Z 取模數(shù) m=6, 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 8 實(shí)際傳動(dòng)比6131 1 . 3 4 823Zi Z , 傳動(dòng)比誤差 | | | 1 . 3 2 1 . 3 4 8 |1 0 0 % 1 0 0 % 2 . 1 % 5 %1 . 3 2iii i V， 滿足傳動(dòng)要求 。 實(shí)際輸入軸轉(zhuǎn)速 4 3 7 .5 / m innr 實(shí)際輸出軸轉(zhuǎn)速152 3 2 8 0 0 3 2 4 . 6 / m i n3 1 6 . 4nzzi 發(fā)變（ 二）、 校核齒輪強(qiáng)度 1 滑移齒輪和齒輪 2的設(shè)計(jì)計(jì)算 a)、設(shè)計(jì)參數(shù) 傳遞功率 P=57.5kW 傳遞轉(zhuǎn)矩 T1= 61.255 10 N.mm 齒輪 1轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min 齒輪 2轉(zhuǎn)速 n2=437.5r/min 該嚙合 傳動(dòng)比 i=1.00 原動(dòng)機(jī)載荷特性 :均勻平穩(wěn) ;工作機(jī)載荷特性 :均勻平穩(wěn) 預(yù)定壽命 4 4 3 6 0 5 7 6 0H 時(shí)取 6000 時(shí)（壽命 4 年，每年工作 360 天，每天工作用 4小時(shí)） b)、齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 計(jì)算公式按 3 21114 1 . 6 EHdHZ Z ZKT udu gg 閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移 齒輪 5 采用 非對(duì)稱布置（軸鋼性較大） ， 齒輪 6 也采用 非對(duì)稱布置（軸鋼性較大） 取齒寬系 0.2d ， 齒面嚙合類型 ： 硬齒面 ， 熱處理質(zhì)量級(jí)別 ML 齒輪 1、 2材料及熱處理 20CrMnTi滲碳 齒輪 1、 2硬度取值范圍 HRC=55 60 齒輪 1、 2硬度 HRC=59 齒輪 1、 2接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 Hlim=1500MPa 齒輪 1、 2抗彎疲勞基本值 FE=580MPa 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 9 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-7，查得使用系 數(shù) 1.00AK ， 試取動(dòng)載荷系數(shù) 1.05vK ， 按齒輪在兩軸承中間 非對(duì)稱布置，取齒向載荷分布系數(shù) 1.06K ， 按齒面硬化，直齒輪， 7 級(jí)精度 ， 1/ 1 0 0AtK F b N m m g， 取齒間 載荷分布系數(shù) 1.1K 。 載荷系數(shù) 1 . 0 0 1 . 0 5 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 2 4AVK K K K K 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 2.5hZ 材料的彈性系數(shù) 1 8 9 .8EZ M P a接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) 0.89Z 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) 1.0Z 重合、螺旋角系數(shù) 0 . 8 9 1 . 0 0 . 8 9Z Z Z 齒面接觸許用應(yīng)力 l i mH N WH HZZS 齒輪 1、 2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 812 6 0 6 0 4 3 7 . 5 1 6 0 0 0 1 . 5 7 5 1 0HN N n t 接觸疲勞 壽命系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-11得 （不允許有一定量點(diǎn)蝕） 0 . 0 3 0 6 0 . 0 3 0 67712 85 1 0 5 1 0 0 . 9 6 51 . 5 7 5 1 0NNZZ N 查表得 潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 0.97lvrZ 工作硬化系數(shù) 1.0WZ 最小安全系數(shù) 1.0HS 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx=1.0 齒面接觸許用應(yīng)力： 121 5 0 0 0 . 9 6 5 1 . 0 1 4 4 7 . 51 . 0HHM P a M P a 3 21114 1 . 6 1 3 4EHdHZ Z ZKT ud m mugg 齒寬1 0 . 2 1 3 4 2 6 . 8dbd ，圓整取齒寬 b=30,模數(shù)11134 6 . 3 821tdm z ,取 m=6,由江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 10 此可知大小齒輪直徑 d=138mm。 按計(jì)算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 11 1 3 8 4 3 7 . 5 3 . 1 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 1 3 . 1 6 2 3 0 . 7 3 /1 0 0 1 0 0vZ ms由此可得 動(dòng)載系數(shù) Kv=1.033。 圓周力 61112 2 1 . 2 5 5 1 0 18188138TFNd 11/ 1 1 8 1 8 8 / 3 0 6 0 6 1 0 0AtK F b N m m N m m g由此可知， 原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 1.1K 重新 設(shè)計(jì)后 數(shù)據(jù)如下： 載荷系數(shù) 1 . 0 0 1 . 0 3 3 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 0 4AVK K K K K 齒向載荷分布系數(shù) KH =0.137 綜合變形對(duì)載荷分布的影響 K s=0.0 安裝精度對(duì)載荷分布的影響 K m=0.137 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh=2.5 材料的彈性系數(shù) ZE=189.800 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Z =0.89 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Z =1.0 重合、螺旋角系數(shù) Z =0.89 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=1.3 潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.97 模數(shù) (法面模數(shù) ) Mn=6.0 端面模數(shù) Mt=6.0 螺旋角 =0度 基圓柱螺旋角 b=0度 齒輪 1、 2變位系數(shù) X=0 齒輪 1、 2齒寬 B=30mm 齒輪 1、 2齒寬系數(shù) d=30/138=0.217 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 11 齒頂高系數(shù) ha*=1. 頂隙系數(shù) c*=0.25 壓力角 *=20 度 端面齒頂高系數(shù) ha*t=1. 端面頂隙系數(shù) c*t=0.25 端面壓力角 *t=20度 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a=138mm 實(shí)際中心距 a=138mm 齒數(shù)比 U=1.0 端面重合度 =1.59 縱向重合度 =0.00 總重合度 =1.591 校核： 由 式： 612211 1 . 2 0 4 1 . 2 5 5 1 0 1 12 6 8 . 4 2 6 8 . 4 1 2 . 5 0 . 8 93 0 1 3 8 11 3 7 3 . 5H E HKT uZ Z Zb d uM P a 11 3 7 3 . 5 1 4 4 7 . 5H HM P a M P a 結(jié)果： 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度安全。 c)、齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度校核 計(jì)算公式 112F F a S a FKT Y Y Yb d m由查表 可知， 齒輪 1復(fù)合齒形系數(shù) Yfs1=2.72 齒輪 1應(yīng)力 修 正系數(shù) Ysa1=1.57 齒輪 2復(fù)合齒形系數(shù) Yfs2=2.72 齒輪 2應(yīng)力 修 正系數(shù) Ysa2=1.57 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Y =0.72 抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Y =1.000 抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Y =0.721 按式計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 F江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 12 l i mF N X S TFFY Y YS 查取齒輪材料 彎曲疲勞 極限應(yīng)力l i m 1 l i m 2 385FF M P a壽命系數(shù) 0 . 0 2 0 . 0 26612 83 1 0 3 1 0 0 . 9 2 41 . 5 7 5 1 0NNYY N 查表可知 尺寸系數(shù) Yx=0.99 實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) YST=2.0 彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)一般取 SF=1.25 彎曲疲勞許用應(yīng)力 F l i m12 3 8 5 0 . 9 2 4 0 . 9 9 2 . 0 5 6 7 . 51 . 2 5F N X S TFFFY Y Y M P aS 校核 ： 彎曲疲勞強(qiáng)度 6112 2 1 . 2 0 4 1 . 2 5 5 1 0 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 7 2 3 7 4 . 13 0 1 3 8 6F F a S a FKT Y Y Yb d m 結(jié)果： 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核滿足要求 兩個(gè) 齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz 6 m(Ra 1 m) 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz 16 m (Ra 2.6 m) 2、 齒輪 5和 輸出 齒輪 6的設(shè)計(jì)計(jì)算 a)、設(shè)計(jì)參數(shù) 傳遞功率 P=54.1kW 傳遞轉(zhuǎn)矩 T3= 61.1808 10 N.mm 齒輪 5轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min 齒輪 6轉(zhuǎn)速 n2=324.6r/min 該嚙合 傳動(dòng)比 i=1.348 原動(dòng)機(jī)載荷特性 :均勻平穩(wěn) ;工作機(jī)載荷特性 :均勻平穩(wěn) 預(yù)定壽命 4 4 3 6 0 5 7 6 0H 時(shí) 取 6000 時(shí) b)、齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 13 計(jì)算公式按 3 21114 1 . 6 EHdHZ Z ZKT udu gg 閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移 齒輪 1 采用 非對(duì)稱布置（軸鋼性較大） ， 齒輪 2 也采用 非對(duì)稱布置（軸鋼性較大） 取齒寬系 0.2d ， 齒面嚙合類型 ： 硬齒面 ， 熱處 理質(zhì)量級(jí)別 Q=ML 齒輪 1、 2材料及熱處理 20CrMnTi 齒輪 1、 2硬度取值范圍 HRC=55 60 齒輪 1、 2接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 Hlim=1500MPa 齒輪 5、 6抗彎疲勞基本值 FE=580MPa 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-7，查得使用系數(shù) 1.00AK ， 試取動(dòng)載荷系數(shù) 1.05vK ，按齒輪在兩軸承中間 非對(duì)稱布置，取齒向載荷分布系數(shù) 1.06K ， 按齒面硬化，直齒輪， 7 級(jí)精度 ， 1/ 1 0 0AtK F b N m m g， 取齒間 載荷分布系數(shù) 1.1K 。 載荷系數(shù) 1 . 0 0 1 . 0 5 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 2 4AVK K K K K 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 2.5hZ 材料的彈性系數(shù) 1EZ 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) 0.89Z 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) 1.0Z 重合、螺旋角系數(shù) 0 . 8 9 1 . 0 0 . 8 9Z Z Z 齒面接觸許用應(yīng)力 l i mH N WH HZZS 齒輪 5、 6的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 85 6 0 6 0 4 3 7 . 5 1 6 0 0 0 1 . 5 7 5 1 0HN n t 86 6 0 6 0 3 2 4 . 6 1 6 0 0 0 1 . 1 6 8 1 0HN n t 接觸疲勞壽命系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-11得（不允許有一定量點(diǎn)蝕） 0 . 0 3 0 6 0 . 0 3 0 6775 85 1 0 5 1 0 0 . 9 6 51 . 5 7 5 1 0NZ N 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 14 0 . 0 3 0 6 0 . 0 3 0 6776 85 1 0 5 1 0 0 . 9 7 41 . 1 6 8 1 0NZ N 查表得 潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 0.97lvrZ 工作硬化系數(shù) 1.0WZ 最小安全系數(shù) 1.0HS 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx=1.0 齒面接觸許用應(yīng)力： 51 5 0 0 0 . 9 6 5 1 . 0 1 4 4 7 . 51 . 0HM P a M P a 6 1 5 0 0 0 . 9 7 4 1 . 0 14611 . 0H M P a M P a 計(jì)算公式 3 21114 1 . 6 1 3 4EHdHZ Z ZKT ud m mugg 齒寬1 0 . 2 1 3 4 2 6 . 8dbd ，圓整取齒寬 b=30,模數(shù)11134 6 . 3 821tdm z ,取 m=6,由此可知大小齒輪直徑 d=138mm。 按計(jì)算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 11 1 3 8 4 3 7 . 5 3 . 1 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 1 3 . 1 6 2 3 0 . 7 3 /1 0 0 1 0 0vZ ms由此可得 動(dòng)載系數(shù) Kv=1.033。 圓周力 61112 2 1 . 1 8 1 1 0 17116138TFNd 11/ 1 1 7 1 1 6 / 3 0 5 7 0 1 0 0AtK F b N m m N m m g由此可知， 原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 1.1K 重新 設(shè)計(jì)后數(shù)據(jù)如下： 載荷系數(shù) 1 . 0 0 1 . 0 3 3 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 0 4AVK K K K K 校核 ： 公式如下： 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 15 612211 1 . 2 0 4 1 . 1 8 1 1 0 1 . 3 4 8 12 6 8 . 4 2 6 8 . 4 1 2 . 5 0 . 8 93 0 1 3 8 1 . 3 4 81 2 4 3 . 0H E HKT uZ Z Zb d uM P a 51 2 4 3 . 0 1 4 4 7 . 5H HM P a M P a 結(jié)果 ： 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度安全。 c)、齒 根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 計(jì)算公式 112F F a S a FKT Y Y Yb d m查表可知 ： 齒輪 5復(fù)合齒形系數(shù) Yfa5=2.72 齒輪 5應(yīng)力 修 正系數(shù) Ysa5=1.57 齒輪 6復(fù)合齒形系數(shù) Yfa6=3.58 齒輪 6應(yīng)力 修 正系數(shù) Ysa6=1.63 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Y =0.72 抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Y =1.000 抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Y =0.721 按式計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 F l i mF N X S TFFY Y YS 查取齒輪材料 彎曲疲勞 極限應(yīng)力l i m 5 l i m 6 385FF M P a壽命系數(shù) 0 . 0 2 0 . 0 2665 83 1 0 3 1 0 0 . 9 2 41 . 5 7 5 1 0NY N 0 . 0 2 0 . 0 2666 83 1 0 3 1 0 0 . 9 2 91 . 1 6 8 1 0NY N 查表可知 尺寸系數(shù) Yx=0.99 實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) YST=2.0 彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)一般取 SF=1.25 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 16 彎曲疲勞許用應(yīng)力 F l i m5 3 8 5 0 . 9 2 4 0 . 9 9 2 . 0 5 6 3 . 41 . 2 5F N X S TFFY Y Y M P aS l i m6 3 8 5 0 . 9 2 9 0 . 9 9 2 . 0 5 6 6 . 51 . 2 5F N X S TFFY Y Y M P aS 比較 ： 555 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 0 7 5 85 6 3 . 4F a S aFYY 666 3 . 5 8 1 . 6 3 0 . 0 1 0 3 05 6 6 . 5F a S aFYY 5 5 6 656F a S a F a S aFFY Y Y Y應(yīng)按 大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度。 校 核 : 6112 2 1 . 2 0 4 1 . 1 8 1 1 0 3 . 5 8 1 . 6 3 0 . 7 2 4 8 1 . 03 0 1 3 8 6F F a S a FKT Y Y Y M P ab d m 結(jié) 果 ：齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核滿足要求 3、 齒輪 3、 4校 核計(jì)算 由于齒輪 3 和齒輪 4 的轉(zhuǎn)速與齒輪相相同， 且它們的材料和外形尺寸一樣，但 它的輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩 卻 比齒輪 2 要小，而齒輪 2 已經(jīng)滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度，所以 同理可以推出 齒輪 3和齒輪 4滿足 設(shè)計(jì) 要求。 結(jié)果： 強(qiáng)度校核滿足要求 。 4、 齒輪 主要幾何 參數(shù)表 名 稱 滑移齒輪 1 小齒輪 2、 3、 4、 5 大 齒 輪 6 m法 向 模 數(shù) 6 6 法 向 壓 力 角 20o 20o *a齒 頂 高 系 數(shù) h 11 *頂 隙 系 數(shù) c 0.25 0.25 齒 數(shù) Z 23 31 分 度 圓 直 徑 d(mm) 138 186 ()mma齒 頂 圓 直 徑 d 150 198 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 17 ()mmf齒 根 圓 直 徑 d 123 171 齒 寬 b(mm) 30 30 六、 軸的 設(shè)計(jì)及校核 （一）、 軸材料 選擇 由于 該減速器中各軸所 承受的 載荷都很大，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，且又是在高速狀況下工作，運(yùn)行平穩(wěn)，無(wú)很大的沖擊，但安裝齒輪的位置不對(duì)稱，對(duì)材料的剛度有一定的要求，考慮到加工的難易程度和工廠現(xiàn)有的材料，選擇 40Cr.調(diào)質(zhì)處理 ，加工精度為 7級(jí) 。 材料牌號(hào) : 40Cr 熱處理 : 調(diào)質(zhì) 毛坯直徑 /mm: 80 硬度（ HB） : 241 286 抗拉強(qiáng)度 b: 750MPa 屈服點(diǎn) s: 550 MPa 彎曲疲勞極限 -1: 350 MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限 -1: 200 MPa 許用靜應(yīng)力 +1: 300 MPa 許用疲勞應(yīng)力 -1: 194 233 Mpa （二）、 輸入軸 的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、 輸入軸 的 基本 技術(shù)參數(shù) 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無(wú)腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速： n=437.5r/min 功率 : P=57.5kW 轉(zhuǎn)矩： T=1255000N mm 齒輪直徑 d=138mm 2、軸 上滑移齒輪和軸 的力分析 圓周力 62 2 1 . 2 5 5 1 0 18188138T Nd tF江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 18 徑向力 t a n 1 8 1 8 8 t a n 2 0 6 6 2 0rtF F N o軸向力 0aFN（由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒(méi)有受力） 初算 最小直徑 3 369 . 5 5 1 04 5 . 60 . 2TPPd C m mnn 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 19 當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩圖合成彎矩圖垂直面彎矩圖垂直受力圖水平面彎矩圖水平受力圖軸受力圖圖 1-3 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 20 取 軸承 處（即 A， B點(diǎn)）的直徑 d=50mm 取滑移部分（如危險(xiǎn)截面 C、 D）花鍵分度圓直徑 d=57.5mm 軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖 1-3所示： A、 B 點(diǎn)在水平面的支承反力 9 4 . 5 10948157B H tF F N 7240A H t B HF F F N 危險(xiǎn)截面 C、 D在水平面的彎矩 6 2 . 5 6 8 4 2 5 0C H B HM F N m m 1 3 . 5 1 4 7 7 9 8D H B HM F N m m A、 B點(diǎn)在垂直面的支承反力 9 4 . 5 4638157B V rF F N 3067A V r B VF F F N 危險(xiǎn)截面 C、 D在垂直面的彎矩 6 2 . 5 2 8 9 8 7 5C V B VM F N m m 1 3 . 5 6 2 6 1 3D V B VM F N m m 危險(xiǎn)截面 C、 D的合成彎矩 2 2 57 . 2 8 1 0C C H C VM M M N m m 2 2 51 . 5 7 1 0D D H D VM M M N m m 畫(huà)軸轉(zhuǎn)矩圖 1255000T N m m 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 0 . 6 1 2 5 5 0 0 0 7 5 3 0 0 0T N m m 校 核： C點(diǎn)的 當(dāng)量彎矩 22225 5 57 . 2 8 1 0 7 . 5 3 1 0 1 0 . 4 7 1 0CCM M TN m m 3 5311 0 . 4 7 1 0 5 5 . 90 . 1 0 . 1 6 0CC bMd m m D點(diǎn)的 當(dāng)量彎矩 2 2 57 . 1 2 1 0DDM M T N m m 3 5317 . 1 2 1 0 4 9 . 10 . 1 0 . 1 6 0DD bMd m m 取 57.5Cd mm50Dd mm結(jié) 果 ： 軸的強(qiáng)度滿足要求。 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 21 （三） 轉(zhuǎn)向 軸 設(shè)計(jì)計(jì)算 1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工 作情況：無(wú)腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速： n=437.5r/min 功率 : P=55.8kW 轉(zhuǎn)矩： T=1218000N mm 齒輪直徑 d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 62 2 1 . 2 1 8 1 0 17562138T Nd tF徑向力 t a n 1 7 5 6 2 t a n 2 0 6 3 9 2rtF F N o軸向力 0aFN（由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒(méi)有受力） 法向力 17562 18683c o s 0 . 9 4 0tn F 取 軸承 處（即 A， B點(diǎn)）的直徑 d=45mm 取導(dǎo)程 部分（如危險(xiǎn)截面 C、 D）花鍵分度圓直徑 d=57.5mm A、 B 點(diǎn)在水平面的支承反力 9 4 . 5 c o s 2 0 1 2 6 . 5 2905157nnBH FFFN 。 c o s 2 0 1 7 8 4A H n B HF F F F N o危險(xiǎn)截面 C、 D在水平面的彎矩 9 4 . 5 1 6 8 5 8 8C H A HM F N m m 1 3 . 5 3 9 2 1 8D H B HM F N m m A、 B點(diǎn)在垂直面的支承反力 1 2 6 . 5 s i n 2 0 5 1 4 9157B V nF F N os i n 2 0 1 2 4 1A V n B VF F F N o危險(xiǎn)截面 C、 D在垂直面的彎矩 6 2 . 5 3 2 1 8 1 2C V B VM F N m m 1 3 . 5 6 9 5 1 2D V B VM F N m m 危險(xiǎn)截面 C、 D的合成彎矩 2 2 53 . 6 3 1 0C C H C VM M M N m m 2 2 50 . 7 8 1 0D D H D VM M M N m m 畫(huà)軸轉(zhuǎn)矩圖 1218000T N m m 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 22 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 0 . 6 1 2 1 8 0 0 0 7 3 0 8 0 0T N m m 校 核： C 點(diǎn)的 當(dāng)量彎矩 顯 然此軸的 C 點(diǎn)當(dāng)量彎矩小于傳動(dòng)軸 的 C 點(diǎn)當(dāng)量彎矩 ,故不用作校核 D點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 由于 D點(diǎn)不受轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩等與合成彎矩 即 50 . 7 8 1 0DDM M N m m 3 5310 . 7 8 1 0 2 3 . 50 . 1 0 . 1 6 0DD bMd m m 取 57.5Cd mm45Dd mm結(jié) 果 ： 軸的強(qiáng)度滿足要求。 （四） 轉(zhuǎn)向軸 設(shè)計(jì) 計(jì)算 1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無(wú)腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速： n=437.5r/min 功率 : P=54.1kW 轉(zhuǎn)矩： T=1181000N mm 齒輪直徑 d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 62 2 1 . 1 8 1 1 0 17116138T Nd tF徑向力 t a n 1 7 1 1 6 t a n 2 0 6 2 3 0rtF F N o軸向力 0aFN（由于是直齒輪，在該 方向上齒輪沒(méi)有受力） 法向力 17116 18209c o s 0 . 9 4 0tn F 取 軸承 處（即 A， B點(diǎn)）的直徑 d=45mm 取滑移部分（如危險(xiǎn)截面 C、 D）花鍵分度圓直徑 d=57.5mm A、 B 點(diǎn)在水平面的支承反力 1 2 6 . 5 14672157nBH FFN3537A H n B HF F F N 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 23 危險(xiǎn)截面 C、 D在水平面的彎矩 3 0 . 5 4 4 7 4 3 1C H B HM F N m m 1 3 . 5 1 9 8 0 7 2D H B HM F N m m A、 B點(diǎn)在垂直面的支承反力 3575BVFN14672AVFN危險(xiǎn)截面 C、 D在垂直面的彎矩 3 0 . 5 1 0 7 8 7 9C V B VM F N m m 1 3 . 5 5 0 4 2 2D V B VM F N m m 危險(xiǎn)截面 C、 D的合成彎矩 2 2 54 . 6 1 0C C H C VM M M N m m 2 2 52 . 0 4 1 0D D H D VM M M N m m 畫(huà)軸轉(zhuǎn)矩圖 1181000T N m m 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 0 . 6 1 1 8 1 0 0 0 7 0 8 6 0 0T N m m 校 核： C 點(diǎn)的 當(dāng)量彎矩 顯然此軸的 C 點(diǎn)當(dāng)量彎矩小于傳動(dòng)軸 的 C 點(diǎn)當(dāng)量彎矩 ,故不用作校核 D點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 由于 D點(diǎn)不受轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩等與合成彎矩 即 52 . 0 4 1 0DDM M N m m 3 5312 . 0 4 1 0 3 2 . 40 . 1 0 . 1 6 0DD bMd m m 取 57.5Cd mm45Dd mm結(jié) 果 ： 軸的強(qiáng)度滿足要求 。 （五） 輸出軸 的設(shè)計(jì)計(jì)算 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無(wú)腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速： n=324.5r/min 功率 : P=52.5kW 轉(zhuǎn)矩： T=1545000N mm 齒輪直徑 d=186mm 2、軸的力分析 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 24 圓周力 62 2 1 . 5 4 5 1 0 16612186T Nd tF徑向力 t a n 1 6 6 1 2 t a n 2 0 6 0 4 6rtF F N o軸向力 0aFN（由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒(méi)有受力） 法向力 16609 17669c o s 0 . 9 4 0tn F 取 軸承 處（即 A， B點(diǎn)）的直徑 d=55mm 取滑移部分（如危險(xiǎn)截面 C、 D）花鍵分度圓直徑 d=60mm 軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖 1-4所示： A、