機械設計課程設計帶式輸送機傳動裝置（含全套圖紙）

1、華南農(nóng)業(yè)大學機械設計課程設計題目： 帶式輸送機傳動裝置 設 計 者： 學 號： 班 級： 05機化2班 學 院： 工 程 學 院 指導老師： 2008 年1月全套cad圖紙，qq153893706目 錄摘 要1、 總體分析.12、 電動機的選擇 .23、 確定總傳動比和分配各級傳動比.34、 傳動裝置的運動和動力參數(shù).45、 高速級齒輪的設計（斜齒圓柱齒輪）.46、 低速級及開式齒輪的設計（直齒圓柱齒輪）.97、 軸的設計與校核148、 軸承的校核299、 鍵及聯(lián)軸器的選擇與校核3310、 潤滑與密封.3411、 箱體的設計.3512、 減速器附件的設計.3613、 設計總結(jié).37附 錄：（m

2、atlab代碼）附錄 1： 常用的線性插值函數(shù)39附錄 2： 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)39附錄 3： 直齒圓柱齒輪的設計與校核39附錄 4： 高速軸的設計與校核(彎扭組合).42附錄 5： 圓錐滾子軸承壽命計算43摘 要齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式，具有很多優(yōu)點。而由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器，用于原動機和工作機或執(zhí)行機構(gòu)之間，起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。本傳動方案是基于兩級圓柱齒輪減速器上的帶式輸送機的傳動裝置。設計中從選擇動力源，計算總體傳動比，合理地分配各級傳動比開始，到主體的對各級傳動的嚙合齒輪的設計、根據(jù)齒輪的尺寸對軸做了設計與校

3、核，并且精確地校核了軸的疲勞強度。在設計軸的同時，選擇了鍵與軸承并對他們做了校核，最后設計了箱體及輔助件的尺寸。由于圖紙是表達設計者思想的最好語言，最后根據(jù)設計結(jié)果繪制三張零件圖及裝配圖。本設計的亮點是主要結(jié)構(gòu)均采用編程實現(xiàn)。編程有利于調(diào)整參數(shù)，比如在一次的設計中，如果不滿足校核要求，可以按照教材上的調(diào)整方法調(diào)整其中的參數(shù)，不用在按照原來的步驟再作計算，大大減少了計算量，可以將設計者從繁雜的計算中解放出來。所編寫的matlab代碼，只需稍作修改，就可以應用于同類零件的設計與校核中，具有極強的應用價值。設計的不足之處是沒有從經(jīng)濟的角度出發(fā)，沒有解決機械的安全性與經(jīng)濟性之間的矛盾，這在實際大批量生

4、產(chǎn)中是不可取的。如果時間充足，并且能夠具有一定的經(jīng)濟效益的情況下，可以進一步完善程序，建立函數(shù)接口，聯(lián)合信息學院的同學，做出一個小系統(tǒng)，只需要輸入基本參數(shù)，就可以得出計算結(jié)果及校核情況。另外，還可以進行優(yōu)化設計，建立相應的目標函數(shù)，將設計結(jié)果進行優(yōu)化。通過這次課程設計，極大地提高了我對機械設計這門課程的掌握和運用，使我進一步熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學的知識和將來的生產(chǎn)實際相結(jié)合，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。由于課程設計過程的固有特性要求我們在設計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程。每根軸，每個螺釘都要根據(jù)實際情況，自己去查手冊，決定選用何種規(guī)格是最優(yōu)

5、的。提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質(zhì)，建議多多開展類似這樣的課程設計。最好能將自己的設計結(jié)果做成實體，進一步了解理論與實踐之間的差距，那樣將會更有意義。1、 總體分析1.1 設計任務設計題目：帶式輸送機傳動裝置傳動方案：電動機兩級圓柱齒輪減速器開式齒輪傳動工作機設計參數(shù)：輸送帶的牽引力，輸送帶的速度為，提升機滾筒直徑為。帶式輸送機傳動簡圖如下：圖中i為輸送帶鼓輪，ii為開式齒輪傳動，iii為減速箱，iv為聯(lián)軸器，v為電動機。說 明：1) 帶式輸送機機提升貨物：谷物、型砂、碎礦石、煤等等。2) 輸送機運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。3) 工作壽命為8年，每年300

6、個工作日，每日工作16小時。1.2 總體分析 減速器類型的選擇：選用兩級展開式圓柱齒輪減速器。特點及應用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。因為斜齒轉(zhuǎn)動比較平穩(wěn)，沖擊，振動和燥聲較小，故高速級做成斜齒，低速級做成直齒，開式齒輪采用直齒傳動。 各部件的選擇目的分析過程選擇結(jié)果動力源三相交流電三相異步電動機齒輪斜齒轉(zhuǎn)動比較平穩(wěn)，沖擊，振動和燥聲較??；直齒經(jīng)濟。高速級做成斜齒，低速級做成直齒，開式齒輪做成直齒軸承輸入軸（1軸

7、）和中間軸（2軸）有一定的軸向力，輸出軸（3軸）的軸向力較小。圓錐滾子軸承和深溝球軸承聯(lián)軸器經(jīng)濟性和實用性并存彈性柱塞聯(lián)軸器 輔助件的選擇：觀察孔蓋，油標和油尺，放油螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。2、 電動機的選擇2.1 選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式工業(yè)上廣泛使用三相異步電動機，對載荷平穩(wěn)、不調(diào)速的、長期工作的機器，可采用鼠籠式異步電動機。y系列電動機為我國推廣采用的產(chǎn)品，它具有節(jié)能、啟動性能好等優(yōu)點，適用于不含易燃、易爆和腐蝕性氣體的場合以及無特殊要求的機械中。結(jié)合y系列電動機的優(yōu)點，并且根據(jù)工作要求和條件，本傳動方案選用y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步

8、電動機。2.2 確定電動機的功率 輸送機主軸所需功率本方案已知輸送帶的牽引力和圓周速度（線速度），則在穩(wěn)定運轉(zhuǎn)狀態(tài)下，輸送機主軸上所需功率 所需電動機功率電動機所需功率式中：為電動機到輸送機主軸之間的總效率。查閱機械設計課程設計表23，閉式圓柱齒輪一般按78級精度計算， 因此這里選用7級精度齒輪，其傳動效率每對滾動軸承的傳動效率 彈性連軸器的傳動效率 開式圓柱齒輪的傳動效率 輸送帶鼓輪的傳動效率 因此總傳動效率 代入數(shù)據(jù)得：因此電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率，故可以選擇y系列三相異步電動機額定功率。2.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速：一級圓柱齒輪減速器傳動比范圍，開式圓

9、柱齒輪傳動比。因此電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為同一功率的異步電動機有3000r/min、1500 r/min、1000 r/min、750 r/min等多種同步速度。一般來說，電動機的同步轉(zhuǎn)速愈高，則磁極對數(shù)愈少，外廓尺寸愈小，價格較低；反之，轉(zhuǎn)速愈低，外廓尺寸愈大，價格比較高。一般選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min的電動機為宜。因此額定功率為4kw，同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的y112m4型號或者同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的y132m16兩種型號電動機均比較合適。將兩者技術參數(shù)的比較見下表：同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）極數(shù)總傳動比機座中心高（mm）機軸

10、直徑d（mm）伸出端安裝長度（mm）y112m-415001440481.49411122860y132m1-61000960654.32941323880為了使總傳動比不至于過大，以至增加整體尺寸，故選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的y132m1-6三相異步電動機。3、 確定總傳動比和分配各級傳動比3.1 計算總傳動比電動機滿載轉(zhuǎn)速輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速：總傳動比：3.2 分配各級傳動比開式圓柱齒輪的傳動比范圍是37，試取傳動比為，則減速箱內(nèi)齒輪的總傳動比為。對于開式二級圓柱齒輪減速器，一般取，即參考機械設計課程設計表24，選取，（其中為高速級傳動比，為低速級傳動比）。4、 傳動裝置的運動和動

11、力參數(shù)根據(jù)公式、 式中為第軸到第軸之間的參數(shù)，編寫一小程序，輸入電動機的輸出功率及滿載轉(zhuǎn)速，運行結(jié)果如下：第 1 軸的運動和動力參數(shù)： 轉(zhuǎn)速： n = 960.000 r/min 輸入功率： p = 3.336 kw 輸入轉(zhuǎn)矩： t = 33.189 n.m 第 2 軸的運動和動力參數(shù)： 轉(zhuǎn)速： n = 200.000 r/min 輸入功率： p = 3.204 kw 輸入轉(zhuǎn)矩： t = 153.000 n.m 第 3 軸的運動和動力參數(shù)： 轉(zhuǎn)速： n = 56.497 r/min 輸入功率： p = 3.077 kw 輸入轉(zhuǎn)矩： t = 520.171 n.m 第 4 軸的運動和動力參數(shù)：

12、轉(zhuǎn)速： n = 17.655 r/min 輸入功率： p = 2.865 kw 輸入轉(zhuǎn)矩： t = 1549.693 n.m將上面?zhèn)鲃友b置的運動和動力參數(shù)歸納如下表： 軸號參數(shù)電機軸0高速軸1中間軸2低速軸3滾筒軸4轉(zhuǎn)速n96096020056.49717.655輸入功率p3.373.3363.2043.0772.865輸入轉(zhuǎn)矩t33.189153.000520.1711549.693傳動比14.83.543.2傳動效率0.99000.96040.96040.93105、 高速級齒輪的設計（斜齒圓柱齒輪）基本傳動參數(shù)：轉(zhuǎn)速：，輸入功率：，傳動比：； 目的分析過程結(jié)果選精度等級、材料和齒數(shù)1 )

13、 為了獲得較小的傳動幾何尺寸，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2 ) 輸送機為一般工作機器，速度不高，可以選用7級精度。3 ) 材料選擇。小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為hbs，二者材料硬度差為hbs。選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)4 ) 選取螺旋角。初選螺旋角兩齒輪均為標準斜齒圓柱齒輪，所以法向壓力角按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選2) 由圖，選取區(qū)域系數(shù)3) 由圖查得4) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩5) 由表選取齒寬系數(shù)6) 由表查得材料的彈性影響系數(shù)7) 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度1.4極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限8) 由

14、式計算應力循環(huán)次數(shù)9) 由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)，10) 計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得目的分析過程結(jié)果 按齒面接觸強度設計 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2) 計算圓周速度3) 計算齒寬及模數(shù)4) 計算縱向重合度5) 計算載荷系數(shù)k.。已知使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得7) 計算模數(shù)縱向重合度又稱軸向重合度模數(shù)：目的分析過程結(jié)果按齒根彎曲強度設計由式 確定計算參數(shù)1) 計算載荷系數(shù)2) 根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)3) 計算當量齒

15、數(shù)4) 查取齒形系數(shù)由表查得 5) 查取應力校正系數(shù)由表查得 6) 由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限7) 由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)8) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4，由式得 9) 計算大小齒輪的并加以比較：顯然大齒輪的數(shù)據(jù)大。目的分析過程結(jié)果按齒根彎曲強度設計 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則因此取確定時取較大的數(shù)值，安全。幾何尺寸計算1) 計算中心距將中心距圓整為1

16、21mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角因值幾乎沒有改變，故參數(shù)、等不必修正。3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑4) 計算大、小齒輪的齒根圓直徑 5) 計算大、小齒輪的齒頂圓直徑 6) 計算齒輪寬度圓整后?。恢行木嗦菪欠侄葓A直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑 所以，小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)；大齒輪做成腹板結(jié)構(gòu)。 齒輪寬度6、 低速級及開式齒輪的設計（直齒圓柱齒輪）齒輪傳動不僅要滿足齒根彎曲疲勞強度，還要滿足齒面接觸疲勞強度。本設計參考文獻2 ，采用編程實現(xiàn)，與教材上的方法略有區(qū)別，設計參數(shù)較教材上偏于安全。程序的大體思想可以用下面流程圖表示：6.1 低速級齒輪的設計基本參數(shù)：轉(zhuǎn)速：，輸入功率：，傳動比：；根據(jù)

17、上面的流程圖，編寫程序（見附錄）。按照以下步驟操作：step 1 選定齒輪材料、精度等級、材料及齒數(shù)1 ) 根據(jù)傳動方案，選用直尺圓柱齒輪傳動。2 ) 輸送機為一般工作機器，速度不高，可以選用7級精度。3 ) 為了減少材料的品種和工藝要求，對于同一減速器中的各級傳動的小齒輪（或大齒輪）的材料，如果沒有特殊的要求，應選用相同的牌號。因此低速級的小齒輪材料仍選用40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。4 ) 選擇選小齒輪齒數(shù)，。step 2 選擇載荷系數(shù)及齒寬系數(shù)1 ) 選擇載荷系數(shù) 2 ) 選擇齒寬系數(shù) 3 ) 材料的彈性影響系數(shù) step 3 計

18、算齒輪齒根彎曲疲勞許用應力因此需要查取齒輪的彎曲疲勞強度極限、彎曲疲勞壽命系數(shù)和安全系數(shù)。1 ) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限2 ) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)： 3 ) 取彎曲疲勞安全系數(shù)為s=1.44 ) 由表10-5，查取齒形系數(shù)： 5 ) 由表10-5，查取應力校正系數(shù)： step 4 計算齒輪齒面接觸疲勞強度許用應力1 ) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限2 ) 計算應力循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 3 ) 失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1。step

19、5 以下計算和校核均由matlab完成。運行結(jié)果如下： * 圓柱齒輪傳動設計 * 主動輪傳遞功率(kw) p1 =3.204 主動輪轉(zhuǎn)速(r/min) n1 =200 傳動比 i =3.54 試選載荷系數(shù) kt=1.3小齒輪的硬度 hbs1280大齒輪的硬度 hbs2240 選擇齒寬系數(shù)： fd = 1 = 已知條件 =齒面硬度類別：軟齒面類型 主動輪傳遞功率 p1 = 3.204 kw 主動輪轉(zhuǎn)速 n1 = 200.000 r/min 傳動比 i = 3.540 載荷系數(shù) k = 1.300 齒高系數(shù) ha* = 1.000 頂隙系數(shù) c* = 0.250 齒寬系數(shù) fd = 1.000 (

20、*以下計算齒輪齒根彎曲疲勞許用應力*) 輸入小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn1=0.94 輸入大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn2=0.96 輸入小齒輪的彎曲疲勞強度極限(mpa) genfe1=500 輸入大齒輪的彎曲疲勞強度極限(mpa) genfe2=380 請給出您的彎曲疲勞的安全系數(shù) sg =1.4 小齒輪齒根彎曲許用應力 cfp1 = 335.714 mpa 大齒輪齒根彎曲許用應力 cfp2 = 260.571 mpa (*以下計算齒輪齒面接觸疲勞許用應力*) 輸入小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) khn1=0.955 輸入大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) khn2=0.98 輸入小齒輪的接觸疲勞強

21、度極限(mpa) mianfe1=600 輸入大齒輪的接觸疲勞強度極限(mpa) mianfe2=550 請給出您的接觸疲勞的安全系數(shù) s =1 小齒輪齒面接觸許用應力 chp1 = 573.000 mpa 大齒輪齒面接觸許用應力 chp2 = 539.000 mpa 閉式軟齒面齒輪傳動小齒輪齒數(shù)范圍是：20-30 輸入小齒輪齒數(shù) z1 = 24 大齒輪齒數(shù) z2 = 85 主動輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 t1 = 152991.000 n.mm *硬齒面齒輪傳動-按照齒根彎曲強度確定齒輪模數(shù)* 查取齒形系數(shù) yfa1 =2.65 查取齒形系數(shù) yfa2 =2.21 查取應力校正系數(shù) ysa1 =1.58

22、查取應力校正系數(shù) ysa2 =1.775 *軟齒面齒輪傳動-按照齒面接觸強度確定齒輪直徑* 請在表106中查取材料的彈性影響系數(shù) ze=189.8* 校核* *按照齒根彎曲強度校核 ! * 滿足齒根彎曲強度! = 輸出齒輪傳動參數(shù)的設計結(jié)果 = 小齒輪齒數(shù) z1 = 24 大齒輪齒數(shù) z2 = 85 齒輪副模數(shù) mn = 4.00 mm 齒輪副中心距 a = 218.000 mm 小齒輪分度圓直徑 d1 = 96.000 mm 大齒輪分度圓直徑 d2 = 340.000 mm 小齒輪齒頂圓直徑 da1 = 104.000 mm 大齒輪齒頂圓直徑 da2 = 348.000 mm 小齒輪齒根圓直

23、徑 df1 = 86.000 mm 大齒輪齒根圓直徑 df2 = 330.000 mm 小齒輪寬度 b1 = 103 mm 大齒輪寬度 b2 = 98 mm由于小齒輪的齒頂圓直徑da1 = 104.000 mm，宜做成實心結(jié)構(gòu)，大齒輪的齒頂圓直徑da2 = 348.000 mm，做成腹板結(jié)構(gòu)。6.2 開式齒輪的設計開式齒輪傳動的參數(shù)：主動齒輪轉(zhuǎn)速，輸入到主動齒輪上的功率：，傳動比i3.2。由于齒面磨損是開式齒輪傳動的主要失效形式，目前僅以保證齒根彎曲疲勞強度作為準則即可。采用上面的程序，計算結(jié)果偏于安全，為了簡化問題，不再對程序作修改。同樣按照下面的步驟，只需要查取相應的參數(shù)輸入程序即可。st

24、ep 1 選定齒輪材料、精度等級、材料及齒數(shù)1 ) 開式齒輪傳動，多選用直尺圓柱齒輪傳動。2 ) 輸送機為一般工作機器，速度不高，可以選用7級精度。3 ) 為了減少材料的品種和工藝要求，對于同一減速器中的各級傳動的小齒輪（或大齒輪）的材料，如果沒有特殊的要求，應選用相同的牌號。因此低速級的小齒輪材料仍選用40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。4 ) 開式齒輪傳動推薦齒數(shù)為1720，這里選取小齒輪齒數(shù)，step 2 選擇載荷系數(shù)及齒寬系數(shù)1 ) 選擇載荷系數(shù) 2 ) 由于小齒輪是懸臂布置，由表，選擇齒寬系數(shù) 3 ) 材料的彈性影響系數(shù) step

25、3 計算齒輪齒根彎曲疲勞許用應力因此需要查取齒輪的彎曲疲勞強度極限、彎曲疲勞壽命系數(shù)和安全系數(shù)。1 ) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限2 ) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)： 3 ) 取安全系數(shù)為s=1.44 ) 由表10-5，查取齒形系數(shù)： 5 ) 由表10-5，查取應力校正系數(shù)： step 4 計算齒輪齒面接觸疲勞強度許用應力1 ) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限2 ) 計算應力循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 3 ) 失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1。step 5

26、 以下計算和校核均由matlab完成。運行結(jié)果如下： * 圓柱齒輪傳動設計 * 主動輪傳遞功率(kw) p1 =3.077 主動輪轉(zhuǎn)速(r/min) n1 =56.50 傳動比 i =3.2 試選載荷系數(shù) kt=1.5小齒輪的硬度 hbs1280大齒輪的硬度 hbs2240 選擇齒寬系數(shù)： fd = 0.6 = 已知條件 =齒面硬度類別：軟齒面類型 主動輪傳遞功率 p1 = 3.077 kw 主動輪轉(zhuǎn)速 n1 = 56.500 r/min 傳動比 i = 3.200 載荷系數(shù) k = 1.500 齒高系數(shù) ha* = 1.000 頂隙系數(shù) c* = 0.250 齒寬系數(shù) fd = 0.600

27、(*以下計算齒輪齒根彎曲疲勞許用應力*) 輸入小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn1=0.95 輸入大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn2=0.98 輸入小齒輪的彎曲疲勞強度極限(mpa) genfe1=500 輸入大齒輪的彎曲疲勞強度極限(mpa) genfe2=380 請給出您的彎曲疲勞的安全系數(shù) sg =1.4 小齒輪齒根彎曲許用應力 cfp1 = 339.286 mpa 大齒輪齒根彎曲許用應力 cfp2 = 266.000 mpa (*以下計算齒輪齒面接觸疲勞許用應力*) 輸入小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) khn1=0.96 輸入大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) khn2=0.98 輸入小齒輪的接觸疲勞強

28、度極限(mpa) mianfe1=600 輸入大齒輪的接觸疲勞強度極限(mpa) mianfe2=550 請給出您的接觸疲勞的安全系數(shù) s =1 小齒輪齒面接觸許用應力 chp1 = 576.000 mpa 大齒輪齒面接觸許用應力 chp2 = 539.000 mpa 閉式軟齒面齒輪傳動小齒輪齒數(shù)范圍是：20-30 輸入小齒輪齒數(shù) z1 = 18 大齒輪齒數(shù) z2 = 58 主動輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 t1 = 520094.690 n.mm *硬齒面齒輪傳動-按照齒根彎曲強度確定齒輪模數(shù)* 查取齒形系數(shù) yfa1 =2.91 查取齒形系數(shù) yfa2 =2.288 查取應力校正系數(shù) ysa1 =1.53

29、 查取應力校正系數(shù) ysa2 =1.724 *軟齒面齒輪傳動-按照齒面接觸強度確定齒輪直徑* 請在表106中查取材料的彈性影響系數(shù) ze=189.8* 校核* *按照齒根彎曲強度校核 !* 滿足齒根彎曲強度! = 輸出齒輪傳動參數(shù)的設計結(jié)果 = 小齒輪齒數(shù) z1 = 18 大齒輪齒數(shù) z2 = 58 齒輪副模數(shù) mn = 8.00 mm 齒輪副中心距 a = 304.000 mm 小齒輪分度圓直徑 d1 = 144.000 mm 大齒輪分度圓直徑 d2 = 464.000 mm 小齒輪齒頂圓直徑 da1 = 160.000 mm 大齒輪齒頂圓直徑 da2 = 480.000 mm 小齒輪齒根圓

30、直徑 df1 = 124.000 mm 大齒輪齒根圓直徑 df2 = 444.000 mm 小齒輪寬度 b1 = 93 mm 大齒輪寬度 b2 = 88 mm由于小齒輪的齒頂圓直徑da1 = 144 mm，宜做成實心結(jié)構(gòu)，大齒輪的齒頂圓直徑da2 = 480 mm ，做成腹板結(jié)構(gòu)。7、 軸的設計與校核7.1 高速軸的設計設計目的計算及設計說明備注1、選擇軸的材料2初步估算軸的最小直徑3.軸 3 .軸的結(jié)構(gòu)設計4求軸上的載荷5.按彎扭合成應力校核軸的強度6.精確校核軸的疲勞強度選取45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材p362表151查得，其硬度為220hbs，抗拉強度極限b640mpa，屈服強度極限s355

31、mpa，彎曲疲勞極限1275mpa，剪切疲勞極限1155mpa，許用彎應力1=60mpa。 由前面?zhèn)鲃友b置的參數(shù)知， 。根據(jù)教材表153，取112，于是按式152：對于直徑100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%7%。然后將軸頸圓整為標準直徑。所以 。顯然高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相配合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表，取，則查機械設計手冊（軟件版），選用zlz1型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為100nmm。半聯(lián)軸器的孔徑，聯(lián)軸器長度, 半聯(lián)軸器長度 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。(1) 半聯(lián)軸器的孔

32、徑，聯(lián)軸器長度, 半聯(lián)軸器長度。為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制成軸肩的形式，故取ii iii段的直徑=22mm，擋圈直徑d=25 mm, =28mm。半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度，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段的長度應比略短一些，取（2）初選滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=22mm,初步選取單列圓錐滾子軸承30305,查得軸承參數(shù)：ddt =25 mm62 mm18.25 mm.所以，25mm，18.25mm 左端滾動軸承右側(cè)采用軸肩進行軸向定位。取30305型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm,

33、因此，取28 mm 。（3）取安裝齒輪處的軸段vii 的直徑30 mm，齒輪的寬度為50mm,取46mm。（4）軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離l20mm， 故取50mm。（5）取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a14mm。兩大齒輪間的距離c=1015mm,為了便于計算取 c=12.5mm,則中間軸上的兩齒輪距為10mm，1軸與2軸上的小齒輪間的距離為7.5mm。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(nèi)壁一段距離s，s12（d=1015mm），已知滾動軸承寬度t18.25mm，中間軸上的小齒輪齒寬為103mm則 s

34、+a+103+7.5=136.5mmt+s+a+(50-46)=14+12=48.25 mm取軸環(huán)的寬度12mm，則124.5mm。（6）軸上零件的周向定位。斜齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。（7） 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考教材表152，取軸端倒角為145，各軸肩處的圓角半徑為r1.2mm（d為1830mm）和1.6（d為3050mm）。根據(jù) 軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，由機械設計手冊(軟件版)r2.0查取30306型滾動軸承的a值：a20mm。則l1=98, l2= 159.75, l3=69.25因此，作為簡支座的軸的

35、支承跨距：l2+l3159.75mm+69.25mm229.00mm。1 ) 高速級小齒輪1的受力分析。圓周力： 徑向力： 軸向力：2 ) 計算支反力水平面： mb0，ft1l3fah(l2+l3)0 f0 , ft1fahfbh=0垂直面 mb0, fa1fr1l3+ fav(l2+l3)0 , f0 fr1favfbv=03 ) 根據(jù)支反力，作出彎矩圖；根據(jù)軸傳遞的扭矩，作出扭矩圖。4 ) 計算合成彎距 mc1 mc2 由上面的分析過程，結(jié)合后面的彎扭校核，編程實現(xiàn)。運行結(jié)果如下： = 軸彎扭組合強度計算 = 軸的最小直徑 d = 17.8125 mm 齒輪傳遞的圓周力 ft = 1590

36、.2731 n 徑向力 fr = 596.5316 n 軸向力 fa = 396.4996 n h面-a支座反力 fah = 480.9014 n b支座反力 fbh = 1109.3718 n 彎矩 mch = 76823.9937 n.mm v面-a支座反力 fav = 216.5273 n b支座反力 fbv = 380.0043 n 彎矩1 mcv1 = 34590.2431 n.mm 彎矩2 mcv2 = 26315.2960 n.mm 彎矩突變值 mc12 = 8274.9471 n.mm 集中力偶值 mcm = 8274.9471 n.mm 合成彎矩1 mc1 = 84252.0

37、678 n.mm 合成彎矩2 mc2 = 81206.0393 n.mm 大齒輪傳遞轉(zhuǎn)距 t2 = 33186.2500 n.m 按彎扭合成應力校核軸的強度 cca =32.0641 mpa= 按彎扭合成應力校核軸的強度 = 輸入危險截面的直徑(mm) d =28 按彎扭合成應力校核軸的強度 cca = 39.4374 mpa 60 mpa *滿足軸的彎扭組合強度要求*從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面c是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面c處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力()fah=480.9014fav =216.5273fbh1109.3718fbv =380

38、.0043彎距m()mch = 76823.9937mcv1 = 34590.2431mcv2 = 26315.2960總彎距()mc1 = 84252.0678mc2 = 81206.0393扭距t()t2 = 33186.2500進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)教材式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力已由前面查得許用彎應力1=60mpa，因此ca0.070.1d，取h4mm，則軸環(huán)處的直徑d54mm。由1軸的計算可知軸環(huán)寬度l =10mm，其高度1.4 h=5.6mm滿足軸肩定位要求。3）軸承端蓋的總寬度為

39、30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。4）為使中間軸上的大齒輪與高速軸上的小齒輪對齊和兩端軸承的支持點在同一平面，即要滿足l1+l2=170.25mm,l3=62.75mm，經(jīng)計算得： l =25.5mm， l =28mm.大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離11.5mm，滾動軸承內(nèi)圈距箱體內(nèi)壁一段距離s，s25.5-14=11.5mm,右端軸承內(nèi)側(cè)離箱內(nèi)壁的距離為28-3-11.5=13.5mm。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。5）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。平鍵的選擇將在以后討論。6) 確定軸上的圓角和倒角尺寸，參考教材表152，取軸段倒角為245，各軸肩處的圓角半徑為r1.6mm3050mm和r=2.0mm(d=5080mm)根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，由機械設計手冊(軟件版)r2.0查取30306型滾動軸承的a值：a17mm。經(jīng)計算得：l1=156.75mm, l2=84mm, l3=52.25mmll1l2l3293mm軸承的載荷分析：1 ) 跟據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖及以上各段長度作出軸的計算簡圖。2 ) 計算作用在軸上的力 中間軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 為： 軸上斜齒圓柱齒輪（d）圓周力： 徑向力： 軸向力：軸上直齒圓柱齒輪（c）圓周力： 徑向力：3 )