二級減速器機(jī)械儀表工程科技專業(yè)資料

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書題 目輸送帶傳動裝置設(shè)計學(xué) 院班 級 姓 名 學(xué) 號指導(dǎo)老師 目錄第 1 章 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 第 2 章 傳動裝置的總體設(shè)計 31. 傳動方案擬定 32. 電動機(jī)的選擇 43. 總傳動比各級傳動比的分配 54. 傳動裝置運(yùn)動參數(shù)的計算 5第 3 章 傳動零件的設(shè)計計算 錯誤 ! 未定義書簽。1. V 帶傳動設(shè)計 102. 高速級齒輪傳動設(shè)計 153. 低速級齒輪傳動設(shè)計 21第 4 章 軸的設(shè)計計算 221 、中速軸 II 的結(jié)構(gòu)設(shè)計 222 、高速軸 I 的設(shè)計 233、低速軸皿設(shè)計 25第 5 章軸的校核 271. 高速軸校核 272. 中速軸校核 293.

2、低速軸校核 31第 6 章 滾動軸承的選擇及校核計算 34第 7 章 鍵聯(lián)接的選擇及計算 361. 帶輪與高速軸 I 的鍵連接 362. 齒輪 2、 2'與中速軸 II 的鍵連接 363. 齒輪 3 與中速軸 II 的鍵連接 364. 齒輪 4 與低速軸 III 的鍵連接 375. 聯(lián)軸器與低速軸 III 的鍵連接 37第 8 章 減速器附件設(shè)計 38第 9 章 潤滑方式及密封形式的選擇 39第 10 章 箱體設(shè)計 39第 11 章 參考文獻(xiàn) 40計算及說明計算結(jié)果第1章機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書1.1 .設(shè)計條件1 ）機(jī)器功用 由輸送帶傳送機(jī)器的零、部件；2 ）工作情況 單向運(yùn)輸、輕度振

3、動、環(huán)境溫度不超過35 C;3 ）運(yùn)動要求輸送帶速度誤差不超過 5%4 ）使用壽命10年，每年365天，明天16小時；5）檢修周期 一年小修，兩年大修；6 ）生產(chǎn)批量單件小批生產(chǎn)；7）生產(chǎn)廠型中型機(jī)械廠。1.2 .原始數(shù)據(jù)主動滾筒扭矩T=1000 Nm主動滾筒速度V=0.8 m/s主動滾筒直徑 D=340 mm1.3 .設(shè)計任務(wù)1）設(shè)計內(nèi)容a）電動機(jī)選型；b）帶傳動設(shè)計；c）減速器設(shè)計；d）聯(lián)軸器選型設(shè)計；e）其他。2）設(shè)計工作量a ）傳動系統(tǒng)安裝圖（說明書中）；b ）減速器裝配圖1號圖紙一張；c ）零件圖兩張（齒輪類零件圖、軸類零件圖各一張3號圖）；d ）設(shè)計計算說明書一份。1.4 .設(shè)計要

4、求1 ）減速器設(shè)計成分流式二級圓柱齒輪減速器；2）對所設(shè)計的減速器要求有兩對斜齒輪傳動，變位與否設(shè)計者自定第2章傳動裝置的總體設(shè)計2.1傳動方案的擬定1 ）輸送帶不需要立式結(jié)構(gòu)，故米用臥式減速器；2）設(shè)計要求為分流式二級圓柱齒輪減速器；3）為加工方便，采用水平剖分式；4）由于傳遞功率不大，而且咼速軸與中速軸之間采用斜齒輪傳動，對稱安裝，軸向力相互抵消，故高速軸與中速軸采用深溝球軸承；中 速軸與低速軸之間采用直齒輪傳遞，軸向載荷不大，故低速軸采用深 溝球軸承；滾筒對稱安裝，軸向載荷不大，采用深溝球軸承5）傳遞功率不大，一般選用非金屬彈性元件聯(lián)軸器，滾筒與輸出軸 之間選用彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T

5、4323-1984）傳動系統(tǒng)方案最后確定為下圖所示Jr311_n0h運(yùn)輸機(jī)傳動方案設(shè)計1電動機(jī)2-V帯傳動31級IS柱斜士輪減少4聯(lián)軸器5卷筲6 運(yùn)輸帶2.2電動機(jī)的選擇和計算1）電動機(jī)輸出功率計算電動機(jī)至滾筒之間傳動裝置的總效率為n：1，2，3 ，4，5，6，7分別為傳動系統(tǒng)中帶傳動，角接觸球軸承，深溝球軸承，齒輪，聯(lián)軸器，滾筒及油池內(nèi)油的飛濺和密封摩擦的效率。由參考文獻(xiàn)1機(jī)械設(shè)計課程上機(jī)與設(shè)計中表9-1（ P102）查得:1 =0.96 ，2 = 3 =099 ，4 =0.97 ，5 =0.99 ，6 =0.96 ，7 =0.96高速軸上兩齒輪并聯(lián)，其并聯(lián)總效率b=0.970.7916F=

6、5882.35 NP =5.95 KwP=5.95 Kwb=（ P14 + P24）/（ R + P2）=44,24 4 5 6 70.96 0.992 0.992 0.972 0.99 0.96 0.96滾筒上作用力 F=2000T/D=2000*1000/340 NP =FV/1000=5882.35*0.8/（1000*0.7916） Kw對于輸送帶無過載，取K=1,P=KP =1*5.95 Kw2 ）確定電動機(jī)型號由參考文獻(xiàn)1機(jī)械設(shè)計課程上機(jī)與設(shè)計中表 16-2 （ P215）查 得：方電動機(jī)額定功率電動機(jī)轉(zhuǎn)速n/（r/mi n）案型號(KW同步 轉(zhuǎn)速、卄 +、， 滿載 轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩

7、額定轉(zhuǎn)矩1Y132S2-27.5300029002.22Y132M-47.5150014402.23Y160M-67.510009702.24Y160L-87.57507202.2方案1滿載轉(zhuǎn)速過 格昂貴，故都不予考慮 電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)和夕【高，會使傳動比過大，方案4質(zhì)量體積過大，且價亠最終選擇方案2即Y132M-4型電動機(jī)、型、安裝尺寸如卜表所示型號ABCDEFGHY132M-42161788938801033132KABACAD122802702102.3總傳動比及傳動比分配1)總傳動比輸出軸轉(zhuǎn)速n為n =60000V/(D) =60000*0.8/ ( 3.14*340) r/mini=

8、n/ n =1440/44.942 )傳動比分配外加帶的傳動比控制在1.52.5之間，取帶傳動比i0 =2.2為保證高低速級大齒輪浸油深度大致相近，取i1 =1.3 i2且 i1 i2 =i/ i°故 I? = Ji /1.3i。=(32.04/ (1.3*2.2)i 1 =1.3 i： =1.3*3.35n =44.94r/mi n i=32.04i°=2.2i 2 =3.35i1 =4.352.4傳動裝置運(yùn)動參數(shù)的計算從減速器的高速軸開始命名為I軸、U軸、川軸。1) 各軸轉(zhuǎn)速計算第 I 軸轉(zhuǎn)速 n =n/ i° =1440/2.2 r/min第 U 軸轉(zhuǎn)速 n

9、|= n/( i0 i1 )=1440/(2.2*4.35) r/min第川軸轉(zhuǎn)速 n川=n/ (i0 i1 i2) =1440/(2.2*4.35*3.35) r/min2) 各軸功率計算第 I 軸功率 P|=P 1 2 廠=5.95*0.96*0.99* 封0.96 Kw 第 U 軸功率 P| =P|2 4=5.58*0.99*0.97*30.96 Kw第川軸功率 Pm = Pi 3 4 W =5.28*0.99*0.97*引0.96 Kw3) 各軸扭矩計算第 I 軸扭矩 T|9550 P =9550*5.58/654.55 Nmn|n| =654.55 r/min n| =150.47r

10、/mi n n| =44.92r/minP| =5.58KwP| =5.28KwRii =5.01KwT| =81.41NmTH =335.11NmP第 U 軸扭矩 T|9550 丄=9550*5.28/1150.47 Nmp第川軸扭矩 T川 9550 丿-=9550*5.01/44.92 Nmn川4）各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表Tin 1065.13Nm軸號轉(zhuǎn)速(r/mi n )輸出功率（kw）輸出轉(zhuǎn)矩（N m）傳動比i效率電機(jī)軸14405.9539.462.20.938I654.555.5881.414.350.946n150.475.28335.113.350.94944.925.01106

11、5.1310.938卷筒軸44.924.701000第3章傳動零件的設(shè)計計算3.1V帶傳動設(shè)計已知數(shù)據(jù)：額定功率 P=5.95KW 轉(zhuǎn)速n=1440r/min ;傳動比i 0=2.2 ;每天工作16h3.1.1確定設(shè)計功率Pd設(shè)計功率Pd表達(dá)式為：Pd KaP式中：P所需傳遞的名義功率（KW,即為電機(jī)功率5.95KW; Ka工作情況系數(shù)，按教材表 8-7選取Ka =1.2。所以：Pd KaP=1.2*5.95KW。3.1.2選擇V帶型號V帶的型號看根據(jù)設(shè)計功率Pd和小帶輪轉(zhuǎn)速n1選取。根據(jù) 教材圖8-11普通V帶選型圖，可知應(yīng)選取 A帶。3.1.3確定V帶的基準(zhǔn)直徑dd1和dd2一般取dd1大

12、于等于許用的取小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd min ,所選帶 輪直徑應(yīng)圓整為帶輪直徑系列表。根據(jù)教材表8-6知：dd1dd min故根據(jù)教材表8-8對小帶輪直徑圓整可取dd1 =125mm于是dd2 i°dd1 2.2 125 275mm故根據(jù)教材表8-8對大帶輪直徑圓整可取dd2 =280mm3.1.4驗算帶的速度由p_ F 可知，傳遞一定功率時，帶速愈咼，圓周力愈小，1000Pd 7.14Kw dd1 =125mmdd2=280m/s所需帶的根數(shù)愈少，設(shè)計時應(yīng)使max o對于A型帶max=25m/s,根據(jù)帶的公式可求得：ddi n125 1440v m/s60 1000 60 1000

13、小于25m/s，故符合要求。3.1.5確定中心距a和V帶基準(zhǔn)長度Ld根據(jù)0.7 dd1 dd2a0 2 dd1 dd2初步選取中心距a0：0.7 125 280a0 2 125 280根據(jù)上述要求應(yīng)?。篴0=380mm計算V帶基準(zhǔn)長度：Ld 2a° -（ dd1 dd2）（dd2 dd1）1422mm24a。由教材表8-2選V帶基準(zhǔn)長度Ld =1430mm則實際中心距為：Ld Ld “a 1430 1422a a0380384 mm2 2按式（8-24 ）算得中心距變化范圍為amin a 0.015Ld 384 0.015 1430amax a 0.03Ld 384 0.03 143

14、0a=362.55426.93.1.6計算小輪包角dd2 dd1180 -57.3157a3.1.7確定V帶根數(shù)z帶的根數(shù)z愈多，其受力愈不均勻，故設(shè)計時應(yīng)限制根數(shù)。 一般z<10,否則應(yīng)改選型號，重新設(shè)計或改用聯(lián)組V帶。其計算公式為：V=9.42m/sa0 =380mmLd =1430mma=384ma=362.55426.91571157120包角合適Fdz(FoF0) K Kl式中 K包教修正系數(shù)，考慮包角180對傳動能力的影響，由教材表8-5查取K =0.938 ;Kl 帶長修正長度，考慮帶長不為特定帶長時對使用 壽命的影響，由教材表 8-2查取Kl =0.96 ；F0V帶基本額

15、定功率，由教材表8-4a查取F0=1.9096kw;P。一一功率增量，由教材表8-4b查取F0 = 0.1692KW則帶的根數(shù)z Pd 3.81p0p0 K Kl故應(yīng)取z=4根。3.1.8確定初拉力F。F0是保證帶傳動正常工作的重要因素，它影響帶的傳動能 力和壽命。F。過小易出現(xiàn)打滑，傳動能力不能充分發(fā)揮。F。過大帶的使用壽命降低，且軸和軸承的受力增大。初拉力F。計算如下：F)500Pl 2.5 Kq 2167NzK式中qV帶每米長度的質(zhì)量，由教材表8-3查取m=0.105kg/m。3.1.9計算作用在軸上的壓力Fp壓軸力Fp等于松邊和緊邊拉力的向量和，如果不考慮帶兩 邊的拉力差，可以近似地按

16、帶兩邊所受初拉力的合力來計算。壓軸力Fp的計算公式如下：z=4F°=167NFp=1309NFp 2zF0si1309N3.1.10帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）帶輪材料：選用HT200（2）帶輪結(jié)構(gòu)尺寸：小帶輪 ddi = 125mm>2.5d =2.538=95mr，ddi<300mm（其中d為電動機(jī)輸出軸的直徑）大帶輪dd2 =280mm因此大、小帶輪均采用腹板式。3.2高速級齒輪傳動設(shè)計已知數(shù)據(jù)：額定功率 R=5.58KW 轉(zhuǎn)速n1=654.55r/min ；a =20°傳動比i 1=4.35。7級精度1 ）選擇精度等級、材料及齒數(shù)小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)） 按圖示傳動

17、方案，壓力角取20°；大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)） 帶式傳輸及為一般工作機(jī)器，參考表 10-6，選用7級乙=21精度；Z2=85 材料選擇：由表10-1，選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），B =14°齒面硬度280HBS大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS 初選小齒輪齒數(shù) 乙=26，大齒輪齒數(shù) Z2=i 1Z1=113.1,取Z2=113初選螺旋角14°2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計試算小齒輪分度圓直徑.2如 u 1 ZHgZEgZ gZ 2 d1tdggH（ 1）確定公式中各參數(shù)值a.試選載荷系數(shù)Khi 1.3b. 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Zh 2.433c.

18、由表10-7選取齒寬系數(shù)d 1d. 重合系數(shù)Z計算20.5623 g1t arctan tan n /cosarctan tan20 /cos14tlarccos 乙 cos t / Nt1t229.39423.003arccos 26cos20.562 /26 2 1 cos14arccosz2 cos t / z22han cos1.668arccos 113cos20.562 / 113 21 cos14N tan t1tan tz2 tan t2tan t / 22.06326 tan 29.394 tan 20.56285tan 23.003ta n20.5622d gz1gtan

19、/1 26 tan14 /j10.6414 1.668f-g1e.計算螺旋角系數(shù)2.06320631.6680.985、cos14Z cosf. 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8MPa1/2g. 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 Ti/240705Nmmh. 計算接觸疲勞許用應(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 600MPa, Hlim2 550MPa，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：60n 1jLh 60 654.55 1 (16 350 16)9N1 /u 2.199 10 /4.35圖 10-23 查取接觸疲勞壽命系0.934, Khn2H lim1N1N2由Khn1數(shù)

20、0.958 ,取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,則：ZeT1N1N21/2189.8MPa40705Nmm92.199 10985.056 10取 力，即KHN1 g H lim1SKhn2 g°.934 600 MPa560.4MPa526.9MPaHlim2 0.958 550 MPaS1H 2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)526.9MPaH 2526.9MPaH 1計算小齒輪分度圓直徑d1t 3dit34.160 mm2 1.3 40705 4.35 12.433 189.8 0.641 0.98514.35526.9調(diào)整小齒輪分度圓直徑 a.圓周速度Vdw1.171m/s

21、V60 1000b. 齒寬bbdUt 134.160 654.5560 100034.160c. 計算實際載荷系數(shù)Kh由表10-2查得使用系數(shù)Ka=1.25根據(jù)V=1.171m/s, 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.049齒輪圓周力 Ft1 2T/d1t 2 40405/34.160,KAFt1 /b 1.25 2383/34.16087.21N / mm 100N / mm，查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)Kh 1.4由表10-4線性插值的7級精度、小齒輪支撐對稱布置時Kh 1.3077則載荷系數(shù)Kh KaKvKh Kh 1.25 1.049 1.4 1.3077按實際載荷系數(shù)算

22、得分度圓直徑為34.1602.4011.3相應(yīng)齒輪模數(shù)為：mn d1 cos / z141.912 cos14 /263)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計試算齒輪模數(shù)mnt 32心蜩"gpos2gYf gYs2dgz1確定公式中各參數(shù)值a. 試選載荷系數(shù)KFt 1.3b. 計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yarctan(tan gcos t) arctan(tan14cos 20.562 )/ cos b0.750.2521.668/cos 13.1400.750.25 -1.759c.計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)丫KaKvKhKhKhd1mn34.160mm1.251.0492383N1.41.30

23、772.40141.912mm1.564mm1.7590.67613.140Y 1g1201 2063d.計算菲gfs140.759120F當(dāng)量齒數(shù)zv1z, / cos3zv2 z2 / cos3由圖10-19的齒形系數(shù)Yf26/cos314113/cos3142.59, Yf 228.46123.702.15由圖10-18得應(yīng)力修正系數(shù)Ys 11.61,Ys 2 1.81由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度疲勞極限分別為 Fiim1 500MPa, Fiim2 380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 0.905, Kfn20.917，取彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)s=

24、1.4，貝Kfn1 Flim1sKFN2 F lim2s2.59 1.610.905 500Yf 1醜F 1Yf 22323.211.40.917 3802.15 1.81248.9323.21MPa1.4Yf 1*s248.9MPa0.0129F 2因為大齒輪的Yf g/s大于小齒輪，所以0.0156Yf gfsF0.0156Yf gfs0.0156F試算模數(shù)為:mnt 3a.Yf g/s223 40705 °.676 °.759 cos 140.0156 1 262調(diào)整齒輪模數(shù) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度V：d1 mnt gz1 / cos 1.057 26

25、/ cos14d©28.323 654.55mnt1.057 mmd128.323mmb.c.V60 1000齒寬bb dgd11 28.323齒咼h及寬咼比b/hh (2h*n c；)mnt (2 10.25) 1.05760 100028.323mm2.378mm0.971m/sKv 1.038Ft12874NKf 1.4Kf 1.282Kh 1.996mn 1.219mmb/h 28.323/2.378 11.91d.計算實際載荷系數(shù)Kf根據(jù)V=0.971m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) K=1.038齒輪圓周力 Ft1 2T/d1t 2 40705/28.32

26、3 , KAF/b 1.25 2874/28.323126.86N / mm 100N /mm，查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)2由表10-4線性插值的7級精度、小齒輪支撐對稱布置時Kh 1.3064，結(jié)合 b/h=11.91 查圖 10-13 得 心 1.282 則載荷系數(shù)KhKaKvKf Kf1.25 1.038 1.2 1.282按照實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)a 127.796mm a 130mm17.475dt 48.147 mmd2211.7741mmb 48.147mmb2 40mmb1 46mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù) mn大 于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)

27、。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近選取 mn 2mm。為了同時滿足接觸Z1 23疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d141.912mm來計算小齒輪的模數(shù)。即 Z2101Z1 d1 cos / mn 41.912 cos14 / 220.334，取 乙 23，則 Z24.35 23 100.05，取 z2 101，乙和 z互為質(zhì)數(shù)。4) 幾何尺寸計算a. 計算中心距o (Z1 Z2)mn (23 101) 2 a2cos2 cos14將中心距圓整為130mmb. 按圓整后的中心距修正螺旋角(Z1 Z2)mn(23 101) 2arccos arccos2a2 130c. 計算大小齒輪

28、的分度圓直徑zg23 2d1cos cos17.475Z2gmn101 2d2cos cos17.475d. 計算齒輪寬度bdgd1 1 48.147取b240mm,d b (5 10)mm45 50mm ,取b1 46mm5）圓整中心距后強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整后，Kh，Z , Kf，Y，丫等均發(fā)生改變。應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪工作能力。a.齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算式（1）中各參數(shù)，為節(jié)省篇幅, 在此不一一贅述。這里僅給出計算結(jié)果。Kh1/20.831,d148.417mm u 4.391,Z 0.679,ZE 189.8MPab.彎曲H ,2加：1站妙g2 2.

29、317 40705 4.391 1 n32.407 189.8 0.679 0.977 V 0.831 48.1474.391疲勞強(qiáng)度校核Kfh 478.89MPaHYf40705 Ngmm,YF 11.83,Y0.658, Y2mm, Z123,故22.227,T2.18, Ys0.831, mn2.61,Ys 11.620.721,17.4752心6* 90S弘亦2.317,ZH 2.407,Z0.977" 40705Ngmm3 220.721 cos 17.475F 94.086MPaf1F1F 88.772MPadgrnzi2 2.227 40705 2.61 1.62 0.

30、6851 23 2于22KFggfg<9os 務(wù)2龍2F23 2dgrnz2 2.227 40705 2.18 1.83 0.658 0.721 co$5 17.475按圖示傳動方案，壓力角取20°帶式傳輸及為一般工作機(jī)器，參考表10-6，選用7級精度;材料選擇：由表10-1，選小齒輪材料為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240HBS初選小齒輪齒數(shù)zi=24，大齒輪齒數(shù)Z2=i z=78.735,取Z2=782）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計a =20°7級精度小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)）大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）乙=24Z2=7822KHtT1

31、 u 1 ZhSZeCZd1t 3Ugg H E - d uH確定公式中各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt 1.3由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Zh 2.5由表10-7選取齒寬系數(shù)d 1.2 重合系數(shù)Z計算(1)i.j.k.l.試算小齒輪分度圓直徑g1t arctan tan n /cos arctan tan20 /cos14t1arccos 弓 cos t / Zj2阮 cosarccos 24 cos20.562 /24 2 1 cos14arccos z cos t / z22h*n cosarccos 78 cos20.562 /78 2 1 cos14Z1 tan t1 tan tZ2 tan

32、 t2 tan t /224 tan29.841 tan20.56278 tan23.623 tan20.56221.712Z '、3'、'、3m.由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8MPa1/2n.計算接觸疲勞許用應(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Hiim1 600MPa, Hiim2 550MPa，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：N160n 1jLh 60 150.47 1 （10 350 16）N2N1/u 5.06 108/3.35由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn10.95, Khn20.97,t 20.562t1 29.84

33、1t223.6231.712Z 0.873Ze 189.8MPa1/2取失效概率為 1% ,安全系數(shù) S=1 ,則： gg Hiim1 0.95 600 MpaN15.06 1081.51 108N2SKHN2 g H lim2 0.97550 "仆MPaS1、H 2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)取力，即計算小齒輪分度圓直徑d1t 3570MPaH 2533.5MPa22 1.3 335110 3.28 12.5 189.8 0.8733.281.2533.5533.5MPa533.5MPa調(diào)整小齒輪分度圓直徑 a.圓周速度Vd1tgnd1t76.107 mmV60 1000b

34、. 齒寬bbdgd1t 1.276.107 150.4760 100076.107c. 計算實際載荷系數(shù)Kh由表10-2查得使用系數(shù)Ka=1.25根據(jù)V=0.600m/s, 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.026齒輪 圓周力 & 2T / d1t 2 335110/76.107 ， KaF /b 1.25 8806/76107144.63N / mm 100N / mm ，查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)Kh 1.0由表10-4線性插值的7級精度、小齒輪支撐對稱布置時Kh 1.361則載荷系數(shù)Kh KaKvKh Kh1.25 1.026 1.0 1.361按實際載荷系數(shù)算得

35、分度圓直徑為KaKvFt!Kh0.600m/s91.328mm1.251.0268806N1.0a d1tKh1.745H 76.107KHt1.3相應(yīng)齒輪模數(shù)為：m d1 / Z184.701/ 247）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 試算齒輪模數(shù)mt32KFtgr!(y g Yf y2 d g1KhKhd11.3611.74584.701mm確定公式中各參數(shù)值3.529mma.b.試選載荷系數(shù)KFt 1.3計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)丫0.750.250.750.251.712c.計算Yf gYsF由圖10-19的齒形系數(shù)Yf 12.65,Yf 22.23由圖10-18得應(yīng)力修正系數(shù)Ys 1 1.58

36、,Ys 21.76由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度疲勞極限分別為 Flim1 500 MPa , F Iim2 380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K取彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)s=1.4，貝Kfn F Iim1FN10.937, Kfn20.952 ,0.688YFigYss1.4KFN2 F Iim20.952 380s1.40.937 500F 2F 1F 1Yf 222.65 1.58334.62.23_1.76258.41334.6MPaF 2因為大齒輪的Yf gYs大于小齒輪，所以2258.4MPaYf gYsFYf20.01522KFt STi JYYf gY

37、s32 gVdJZ1F2 1.33351100.688mt3F 2F試算模數(shù)為:0.0152 2V1.2 24調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備a. 圓周速度V：d1mtgz12.166 24vd1gn60 1000b. 齒寬bb dgd1 1.251.983 150.4760 100051.983c.齒咼h及寬咼比b/hh (2 h* c*)m (2 1 0.25) 2.166YfX0.0121Yf 2號20.01520.0152mtd12.166 mm51.983mm0.41m/ sb 62.38mm h 4.874mmKv 1.018Ft112893NKf 1.0Kf 1.356K

38、f 2.056mn 2.38mmz134z2111a 181.25mma 180mmb/h 62.38/4.874 12.798d.計算實際載荷系數(shù)Kf根據(jù)V=0.41m/s, 7級精度，由圖 10-8查得動載荷系數(shù)K=1.018齒輪 圓周力 Ft1 2T/dit 2 335110/51.983,KAF/b 1.25 12893/62.38258.36N /mm 100N /mm，查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)Kf 1.0由表10-4線性插值的7級精度、小齒輪支撐對稱布置時Kh 1.368，結(jié)合 b/h=12.798 查圖 10-13 得 心 1.356 則載荷系數(shù)KfKaKvKf Kf 1.

39、25 1.018 1.0 1.356按照實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)阮 c "C J1.725mn %3；心；1.3對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng) 度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近選取 mn 2.5mm。為了同時滿足接 觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d184.701mm來計算小齒輪的模數(shù)。即z, d1/m 84.701/ 2.5 33.880 ， 取 乙 34 ， 則 Z2 hg1 3.281 24 111.554，取 z? 111，乙和 z互為質(zhì) 數(shù)。幾何尺寸計算a. 計算中心距(Z1 Z2)m (34 11

40、1) 2.5a 2 2b. 采用變位法將中心距就近圓整為 a 180mm1)計算變位系數(shù)和arccos(a*cos /a)18.876Z 乙 Z234 111145xx-i x2 (inv inv )Z / (2 tan )0.002y (a a)/m (180 181.25)/2.50.52)分配變位系數(shù)由圖10-21b可知，坐標(biāo)點(Z /2, x /2)=(72.5,0.001222 )位于L11和L12之間，按這兩條線作射 線，再從橫坐標(biāo)的Z1,Z2處作垂直線，與射線交點的縱坐標(biāo)分別 是 X1 0.203, X2 0.205c.計算大小齒輪的分度圓直徑 ad2乙m 34 2.5mm 乙m

41、 111 2.5mm計算齒輪寬度dgd1d.bd gd1 1.2 85取 b2 80mm,b1 b （5 10） mm 85 90mm ,取 4 86mm。8）圓整中心距后強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整后，Kh,Z , Kf,Y ,Y等均發(fā)生改變。 應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪工作能力。a.齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算式（1）中各參數(shù)，為節(jié)省篇幅， 贅述。這里僅給出計算結(jié)果。1.702,Zh 2.5托 335110Nmm1/20.941,d1 85mm, u 3.28,Z0.757,Ze 189.8MPa在此不Khdd；2 1.70233351103.28 1 2.5 189.8

42、 0.757 V 0.9418尺3.28b.彎曲疲勞強(qiáng)度校核KfYf 2故1.71" 335110 Ngmm,YF 1 2.33,YS 1 1.732.22,Ys 21.75,Y0.579 d 0.941,mn 2.5mm,z134,F1XiX2d1d2b2bi0.2030.20585mm277.5mm102mm80mm86mm506.17 MPa3 2dg!Z11.71 335110 2.331.73 0.5790.941 2.5 342心5孑*弘2醜2-23 2d W z12 1.71 335110 2.22 1.75 0.5790.941 2.R 34"齒根彎曲強(qiáng)度滿

43、足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞強(qiáng)度破壞能 力大于大齒輪。9）主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1 34,互111,模數(shù)m 2.5mm,壓力角 20，螺旋 0 ,變位系數(shù) X1 0.203,X2 °.205,中心距 a 180mm,齒 86mm,b2 80mm,小齒輪40Cr （調(diào)質(zhì)），大齒輪45鋼（調(diào) 齒輪按7級精度設(shè)計F1F2157.37MPaFi151.6創(chuàng)Pa角寬bl 質(zhì)）,F23.4浸油校核由以上計算可知，高速級大齒輪 d2211.774mm，低速級大齒輪d2' 277.5mm。假設(shè)高速級低速級兩張齒輪中心高度相 同，當(dāng)浸油高度為高速級大齒輪沒及一個齒高時，低速級大齒 輪浸油高度為h

44、m(2h*c*)(d 'd )/2hmn(2hCn)(d2d?"2 2.25 (277.5211.774)/2d2'37.363mm6浸油高度適合。1、第4章軸的設(shè)計計算中速軸II的結(jié)構(gòu)設(shè)計中速軸的傳遞功率P2 5.28kW轉(zhuǎn)速n2 150.47r/ min，轉(zhuǎn)矩T2 335.11Nm ,齒輪2和2'分度圓直徑d2211.774mm，齒輪寬度b? 40mm，齒輪3分度圓直徑d385mm，齒輪寬度b3 86mmFt2求作用在齒輪上的力20 . 5 T 1 cos已=汙d 11691N,Ft2Fti =1691NFr2Fa2F t1 tanFr1=t1cosFa1

45、 = F t1 tan645NFr2Fa2Fr1 =645NFa1 =532NFt3Fr32T2 一=7885Nd3Ft3 tan20° =2870N根據(jù)式dmin AX 3532 N初步確定軸的最小直徑,n n調(diào)質(zhì)處理。查表15-3，取A=112,得選取軸的材料為45鋼,mm=30.26mmd min AX該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為d2min =35mmd2min =35mm初步選取0組游隙，0級公差30207軸承,其尺寸為 dx DX B=35mmc 72mmx 17mm,軸段上安裝齒輪 2,軸段上安裝齒輪和d5應(yīng)分別大于d1和d6，可取d2 d5齒輪2右端采用軸肩定

46、位，左端采用套筒定位，套筒外徑取2為了便于齒輪的安裝，d240mm48mm寬度取b=10mm齒輪2 /左端采用軸肩定位右端采用套筒定位 由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，由 d2 48mm為了齒輪3便于安裝取d3 51mm。取其輪轂寬度與齒輪寬度 ba 86 mm相等，右端 米用軸肩疋位，左端米用套筒疋位固疋。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端 面，軸段的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取L3 82mm。因為 b386 mm ， b2 b2 40mmL5 b2340-3 37 mm該減速器齒輪的圓周速度小于 3m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距

47、離取為14mm，中間軸上兩個齒輪的固定均有擋油環(huán)完成齒輪的周向定位都采用普通平鍵型鍵連接按：d2 40mm， L2 38mm ；d3 51mm， L3 82mm ；d5 40mm， L5 36mm。查圖表6-1取各鍵的尺寸為：軸段和選鍵： bx h x L=12mm< 8mrh( 32mm軸段選鍵：bx hx L=16mnX 10mnX 80mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m6查指導(dǎo)書表9-6取軸端倒角為1.5 x 45，各軸肩處圓角半徑為 R12、高速軸1的設(shè)計高速軸的傳遞功率 R 5.58kW轉(zhuǎn)速n654.55r / min，轉(zhuǎn)矩1T1 81.41Nm，每個齒輪傳遞轉(zhuǎn)

48、矩T 1 40.75Nm齒輪1和1'分度圓直徑d1 48.147mm，齒輪寬度b1 46mm。2 T 1 cos巳 Ft1=-1691N,d 1F t1 tannFr2 Fr1= 645N，cos645Ff = F t1 tannFa2 Fa1= t1532 N3 IX A P先按式d A #;mm初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r，調(diào)質(zhì)處理。查3圖表14-2，取A=112，得Ft 2Ft1 =1691NFr2Fr1 =645NFa2Fa1 =532N5.58654.5522.88mm，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的直徑?？紤]到該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速

49、器預(yù)期壽命的要求，初定軸段的直徑di=25mm軸段的直徑 di=25mm帶輪輪彀的寬度為(1.52.0)di=37.550mm取帶輪輪彀的寬度 L帶輪=47mm軸段的長度應(yīng)略小于彀孔的寬度，取Li=45mm該處軸的圓周速度小于 3m/s，可選用氈圈油封，查參指導(dǎo)書15-15選氈圈30 ,則軸段處d2=30mm由于配對的斜齒輪相當(dāng)于人字齒， 軸II相對于機(jī)座固定，故選用圓柱滾 子軸承。根據(jù)d2 30mm，查GB/T276-1994初步取0組游隙，0級公差 的深溝球軸承N207E其尺寸為d x DX B=35mmc 72mm< 17mm,內(nèi)圈定位軸肩直徑 da 42mm，外圈定位內(nèi)徑Da 64mm，故取軸段的直徑 d3 35mm。軸承用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱 體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端