二級圓柱齒輪減速器A

1、 SHANGHAI UNIVERSITY課程設計說明書 題目: 二級圓柱齒輪傳動設計 學 院: 上海大學高等技術學院 專 業(yè): 機電一體化 學 號: 08320939 學生姓名: 凌冰 機械設計課程設計說明書設計題目：二級直齒圓柱齒輪傳動設計目 錄一 任務設計書1二 前言3三 減速箱原始數(shù)據(jù)及傳動方案的選擇 5四 電動機的選擇計算 8五 軸的設計與校核 11六 聯(lián)軸器的選擇26七 圓柱齒輪傳動設計29八 軸承的設計及校核40九 減速器的潤滑26十 箱體設計 43十一設計結論 44十二設計小結 45十三. 參考文獻 46 致謝 47一 機械設計課程設計任務書設計題目：2級直齒圓柱齒輪傳動設計原始

2、數(shù)據(jù)： F=1500NF：輸送帶拉力； V=1.2m/sV：輸送帶速度； D=200mm D：滾筒直徑。設計工作量： 設計說明書一份 電子裝配圖一份工作要求：間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉，傳動比誤差為±5%，每隔2min工作一次，停機5min，工作年限為10年。運動簡圖：（見附圖）電動機聯(lián)軸器高速軸中間軸低速軸 減速器系統(tǒng)框圖二 前言 機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，

3、同一種運動可以有幾種不同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。因鏈傳動承載能力低，在傳遞相同扭矩時，結構尺寸較其他形式大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，宜布置在傳動系統(tǒng)的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小鏈傳動的結構尺寸。故本文在選取傳動方案時，采用鏈傳動。 眾所周知，鏈式輸送機的傳動裝置由電動機、鏈、

4、減速器、聯(lián)軸器、滾筒五部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計鏈式輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。三 減速箱原始數(shù)據(jù)及傳動方案的選擇1.傳動方案選擇傳動裝置總體設計的目的是確定傳動方案、選定電機型號、合理分配傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為計算各級傳動件準備條件。由于我們的實驗的要求較高，電機輸入的最高轉速較大，為了減少成本，降低對電機的要求，同時能夠滿足減震器試驗臺的正常工作，我們對減震器采用這樣的方案:變頻電機通過帶輪的傳遞，到達第一對嚙合齒輪，為了讓減速器具有變速功能，我們使第二對嚙合齒輪為雙聯(lián)齒輪，最后由輸出

5、軸傳遞給偏心輪機構。因為本試驗屬于多功能測試，包括了靜特性試驗、疲勞試示功試驗、耐久試驗。所以對整個傳遞要求較高。所以第一、二根軸;兩端采用角接觸球軸承，第三根軸采用一頭用角接觸球軸承另一頭采用普通調心球軸承。注意點是使用這個傳動方案應保證工作可靠，并且結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、 傳動效率高和使用維護便利。減速器設計二級圓柱齒輪減速器傳動比一般為840，用斜齒、直齒或人字齒，結構簡單，應用廣泛。展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度；分流式則齒輪相對于軸承對稱布置，常用于較大功率、變載荷場合。同軸式減速器，長度方向尺寸較小，但軸向尺寸較大，

6、中間軸較長，剛度較差。兩級大齒輪直徑接近有利于浸油潤滑，軸線可以水平、上下或鉛垂布置，如圖：圖中展開式又可以有下面兩種，如下所示：根據(jù)材料力學（工程力學）可以算出在相同載荷作用下，a方案優(yōu)先于b方案， 最終選a由裝配圖查得，。由裝配圖查得，綜上所述：可得y1y2 。 選a方案。四 電動機的選擇計算合理的選擇電動機是正確使用的先決條件。選擇恰當，電動機就能安全、經(jīng)濟、可靠地運行；選擇得不合適，輕者造成浪費，重者燒毀電動機。選擇電動機的內容包括很多，例如電壓、頻率、功率、轉速、啟動轉矩、防護形式、結構形式等，但是結合農(nóng)村具體情況，需要選擇的通常只是功率、轉速、防護形式等幾項比較重要的內容，因此在這

7、里介紹一下電動機的選擇方法及使用。1.電動機選擇步驟電動機的選擇一般遵循以下三個步驟：型號的選擇電動機的型號很多，通常選用異步電動機。從類型上可分為鼠籠式與繞線式異步電動機兩種。常用鼠籠式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型異步電動機和JS、JSQ系列中型異步電動機。繞線式的有JR、JR O2系列小型繞線式異步電動機和JRQ系列中型繞線式異步電動機。 功率的選擇一般機械都注明應配套使用的電動機功率，更換或配套時十分方便，有的農(nóng)業(yè)機械注明本機的機械功率，可把電動機功率選得比它大10%即可（指直接傳動）。一些自制簡易農(nóng)機具，我們可以憑經(jīng)驗粗選一臺電動機進行試驗，用測得的電功率來選擇電動機功

8、率。 電動機的功率不能選擇過小，否則難于啟動或者勉強啟動，使運轉電流超過電動機的額定電流，導致電動機過熱以致燒損。電動機的功率也不能選擇太大，否則不但浪費投資，而且電動機在低負荷下運行，其功率和功率因數(shù)都不高，造成功率浪費。 選擇電動機功率時，還要兼顧變壓器容量的大小，一般來說，直接啟動的最大一臺鼠籠式電動機，功率不宜超過變壓器容量的1/3。 轉速的選擇選擇電動機的轉速，應盡量與工作機械需要的轉速相同，采用直接傳動，這樣既可以避免傳動損失，又可以節(jié)省占地面積。若一時難以買到合適轉速的電動機，可用皮帶傳動進行變速，但其傳動比不宜大于3。 異步電動機旋轉磁場的轉速（同步轉速）有3000r/min、

9、1500r/min、1000r/min、750r/min等。異步電動機的轉速一般要低2%5%，在功率相同的情況下，電動機轉速越低體積越大，價格也越高，而且功率因數(shù)與效率較低；高轉速電動機也有它的缺點，它的啟動轉矩較小而啟動電流大，拖動低轉速的農(nóng)業(yè)機械時傳動不方便，同時轉速高的電動機軸承容易磨損。所以在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)上一般選用1500r/min的電動機，它的轉速也比較高，但它的適應性較強，功率因數(shù)也比較高。2.電動機型號的確定根據(jù)已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電動機。 由公式 P1=Fv=1500×1.2=1.8 kw 電動機轉速 n1=114。65. r/min 求電機功

10、率P5 P= P電 =a·b·齒2·z3 P= Fv 查閱資料可得：選取1=0.99 彈性柱銷聯(lián)軸器 2=0.97 6級精度齒輪的效率3=0.98 7級精度齒輪的效率 4=0.938 滾動滾子軸承的效率5=0.96滾子鏈傳動則總=12345=0.8503 P5=2.127 kw查閱資料可得：取 i=860則 n5=n1i=114.65×(840)=917.24586 (r/min)電動機符合這一范圍的同步轉速有1500、3000，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動比，顯然選擇1500 r/min的同步轉速電動機比較合適。電動機型號額定功率

11、滿載轉速極數(shù)(額定轉矩)堵轉轉矩最大轉矩(額定轉矩)Y112M-42.2 kw1440 r/min42.2 kw2.2 kw五 軸的設計與校核1. 軸的設計(1)高速軸設計初定最小直徑，選用材料45鋼，調質處理。取A0=112（不同）則Rmin=A0=16.56mm最小軸徑處有鍵槽Rmin = 1.07dmin = 17.72mm最小直徑為安裝聯(lián)軸器外半徑，取KA=1.7，同上所述已選用TL4彈性套柱聯(lián)軸器，軸孔半徑R=20mm。 取高速軸的最小軸徑為R=20mm。由于軸承同時受徑向和軸向載荷，故選用6300滾子軸承按國標T297-94 D*d*T=17.25 軸承處軸徑d =36mm高速軸簡

12、圖如下：取L1=38+46=84mm,取擋圈直徑D=43mm,取d2=d4=54mm,d3=67mm,d1=d5=67mm。聯(lián)軸器用鍵：圓頭普通平鍵。B*h=6*6,長L=91 mm齒輪用鍵：同上。B*h=6*6, 長L=10mm,倒角為2*45度(2)中間軸設計中間軸簡圖如下：初定最小直徑dmin=20mm選用6303軸承，d*D*T=25*62*18.25d1=d6=25mm,取 L1=26mm,L2=19，L4=120mm,d2=d4=35mm,L3=12mmD3=50mm,d5=30mm,L5=1.2*d5=69mm，L6=55mm齒輪用鍵：圓頭普通鍵：b*h=12*8,長L=61mm

13、(3)低速軸設計初定最小直徑：dmin=25mm取小軸徑處有鍵槽dmin=1.07dmin=36.915mm取d1=75mm,d2=90mm,d3=97mm,d4 =75mmd5=65mm,d6=60mm,L1=35mm,L2=94mm,L3=15mm,L4=28mm,L5=38mm,L6=40mm,L7=107mm齒輪用鍵：圓頭普通鍵：b*h=16*6,長L=85mm選用6300軸承：d*D*T=40*90*25.25mm,B=23mm,C=20mm第二軸的設計 設 計 計 算 與 說 明 結 果1.擇軸的材料確定許用應力普通用途、中小功率減速器，選用45鋼，正火處理。查表2-7取=600

14、MPa, =95 MPa。2、按扭轉強度，初估軸的最小直徑由表2-6查得C=110，=40 Mpa按式（2-44）得 dC=35.7mm 由于鍵槽的存在,應增大軸頸以考慮其對軸強度的影響 到d=d×(1+3%)=37.51.確定齒輪和軸承的潤滑計算齒輪圓周速度=小齒輪的速度=1.2m/s齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。2.軸得初步設計根據(jù)軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖，如圖2-4?？紤]到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用螺栓聯(lián)接式軸承蓋實現(xiàn)軸兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，大齒輪的軸向固定采用軸肩與套筒相配合實現(xiàn)，軸采用階梯軸的結構來實現(xiàn)

15、零件的軸向固定，如圖2-4示。軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。圖 2-43.軸的結構設計軸的結構設計主要有三項內容：（1）各軸段徑向尺寸的確定；（2）各軸段軸向長度的確定；（3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。a) 徑向尺寸的確定如上草圖所示，從軸段=37.5開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。起定位固定作用，定位軸肩高度h可在（23）C（C為聯(lián)軸器內孔倒角尺寸，取C=2）范圍內經(jīng)驗選取，故= +2C37.5+(2×1）=39.5 mm,按軸的標準直徑系列取=40 mm 。d與齒輪內徑相配合，取=44 mm，為軸肩直徑，起定位作用，同理，按軸的標準直徑系列，取=48

16、mm，=44 mmb) 軸向尺寸的確定軸段長=55 mm。與軸承相配合，查軸承寬度B=20 mm，,密封圈長10 mm,于是取=30mm。與齒輪配合，取=55。4.軸的強度校核1)計算齒輪受力前面計算出:轉矩 T=0.92193× N·mm齒輪切向力:F=7.32KN 徑向力:F= F×tan=7.32×tan20=2.664KN軸向力: =tan=1.96KN2)計算支承反力及彎矩（a）水平面上=3.66kNC點彎矩 =3.66×140÷2=256.2KN.（b）垂直面上=3.096KN =0.432KNC點彎矩：216.72kN.

17、 （c）求合成彎矩 =335.57kN. C點當量彎矩：=609.61KN.所以,=40.03考慮到鍵,所以 =42.06×105%=42.03實際直徑為60,強度足夠.如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足,則該軸的結構設計無須修改。P=6.914KNN=71.62r/min =37.5=1.2 m/s=37.5=40 mm=44 mm=48mm=44 mm=55mm=30 mm=55mm=10 mm=30 mm=95MPa=252 mmL=140F=2.664KN=1.96KN=0.6T=0.92193×N·mm(1)高速軸的校核 由于減速器中，最容

18、易出現(xiàn)損壞的軸為高速軸，故在進行軸的校驗的時候，只需對高速軸進行校驗。高速軸的校驗計算如下所示：齒輪受力：Ft=1095N,Fr=370N,Fe=148N支持力：Fv1=365N,Fv2=1460N,FH1=-66N,FH2=431NMr=Fv1*90=-33N.mÓca=24.4MpaÓ-1=60MPa>Óca所以軸安全。六 聯(lián)軸器的選擇1聯(lián)軸器的功用聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用。2 聯(lián)軸器的類

19、型特點剛性聯(lián)軸器：剛性聯(lián)軸器不具有補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結構簡單，價格便宜。只有在載荷平穩(wěn)，轉速穩(wěn)定，能保證被聯(lián)兩軸軸線相對偏移極小的情況下，才可選用剛性聯(lián)軸器。撓性聯(lián)軸器：具有一定的補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，最大量隨型號不同而異。無彈性元件的撓性聯(lián)軸器：承載能力大，但也不具有緩沖減震性能，在高速或轉速不穩(wěn)定或經(jīng)常正、反轉時，有沖擊噪聲。適用于低速、重載、轉速平穩(wěn)的場合。非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器：在轉速不平穩(wěn)時有很好的緩沖減震性能；但由于非金屬（橡膠、尼龍等）彈性元件強度低、壽命短、承載能力小、不耐高溫和低溫，故適用于高速、輕載和常溫的場合金屬彈性元件

20、的撓性聯(lián)軸器： 除了具有較好的緩沖減震性能外，承載能力較大，適用于速度和載荷變化較大及高溫或低溫場合。安全聯(lián)軸器：在結構上的特點是，存在一個保險環(huán)節(jié)（如銷釘可動聯(lián)接等），其只能承受限定載荷。當實際載荷超過事前限定的載荷時，保險環(huán)節(jié)就發(fā)生變化，截斷運動和動力的傳遞，從而保護機器的其余部分不致?lián)p壞，即起安全保護作用。 起動安全聯(lián)軸器：除了具有過載保護作用外，還有將機器電動機的帶載起動轉變?yōu)榻瓶蛰d起動的作用。3 聯(lián)軸器的選用聯(lián)軸器選擇原則：轉矩T： T，選剛性聯(lián)軸器、無彈性元件或有金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器； T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器；轉速n：n，非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器；對中性：對

21、中性好選剛性聯(lián)軸器，需補償時選撓性聯(lián)軸器；裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器；環(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器；成本：同等條件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯(lián)軸器；4 聯(lián)軸器材料半聯(lián)軸器的材料常用45、20Cr鋼，也可用ZG270500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC一45HRC。聯(lián)軸器應有罩殼，用鋁合金鑄成。用單排鏈時，滾子和套筒受力，銷軸只起聯(lián)接作用，結構可靠性好；用雙排鏈時，銷軸受剪力，承受沖擊能力較差，銷軸與外鏈板之間的過盈配合容易松動。在高速輕載場合，宜選用較小鏈節(jié)距的鏈條，重量輕，離心力?。辉诘退僦剌d場合，宜選用較大鏈節(jié)距的鏈條，以便加大承載面積。鏈輪齒數(shù)一

22、般為1222。為避免過渡鏈節(jié)，宜取偶數(shù)。本機構查GB4323-84，選用TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其尺寸參數(shù)如表所示，型號公稱轉矩N.m軸孔直徑軸孔長度L、L1DSAD0B質量Y,J,J1,ZKg  d1，d2，dzL、L1TlTLLTL1-6.39-1414-3271318-1.16-TL2-1612-1920-4280318-1.64-TL3-31.516-2230-5295435-2.2-TL4-6320-2838-62106435-3.2-TL5TLL112525-3544-82130545200858.368.3TL6TLL225032-4260-11216054

23、525010510.3615.3TL7TLL350040-4884-11219054531513215.730.0TL8TLL471045-6384-14222466531513225.439.6TL9TLL5100050-7184-1422506653151683147.0TL10TLL6200060-95107-17231588040016865.992.6TL11TLL7400080-110132-21240010100500210122.6172.3TL12TLL88000100-130167-25247512130500/630210/265218.4304.3TL13TLL9160

24、00120-170167-30260014180710298425.8576.8取KA=1.7則TCA=KA*T=1.7*31.236N*M=53.1N*M許用轉距：63N*M許用最大轉速：5700r/min軸徑：20-80mm七 圓柱齒輪傳動設計1.齒輪傳動特點與分類和其他機械傳動比較，齒輪傳動的主要優(yōu)點是：工作可靠，使用壽命長；瞬時傳動比為常數(shù)；傳動效率高；結構緊湊；功率和速度適用范圍很廣等。缺點是：齒輪制造需專用機床和設備，成本較高；精度低時，振動和噪聲較大；不宜用于軸間距離大的傳動等。按齒線相對于齒輪母線方向分：直齒，斜齒，人宇齒，曲線齒按齒輪傳動工作條件分： 閉式傳動，形式傳動，半形

25、式傳動按齒廓曲線分： 漸開線齒，擺線齒，圓弧齒按齒面硬度分： 軟齒面(350佃)，硬齒面(>350佃)2.齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求 齒輪傳動應滿足兩項基本要求:1)傳動平穩(wěn);2)承載能力高。主要參數(shù)基本齒廓。漸開線齒輪輪齒的基本齒廓及其基本參數(shù)見表122或查閱機械設計手冊。模數(shù)。為了減少齒輪刀具種數(shù)，規(guī)定的標準模數(shù)見表123或查閱機械設計手冊。中心距。薦用的中心距系列見表12，4或查閱機械設計手冊。傳動比i、齒數(shù)比u。主動輪轉速nl與從動輪轉速n2之比稱為傳動比i。大齒輪的齒數(shù)z2與小齒輪齒數(shù)z1之比稱為齒數(shù)比u。減速傳動時，u=i；增速傳動u=1/i 。標準模數(shù)m： 斜齒輪及人宇齒

26、輪取法向模數(shù)為標準模數(shù)，錐齒輪取大端模數(shù)為標準模數(shù)。標準中優(yōu)先采用第一系列，括號內的模數(shù)盡可能不用。變位系數(shù)。刀具從切制標準齒輪的位置移動某一徑向距離(通稱變位量)后切制的齒輪，稱為徑向變位系數(shù)。刀具變位量用xm表示，x稱為變位系數(shù)。刀具向齒輪中心移動，x為負值，反之為正值。隨著x的改變，輪齒形狀也改變，因而可使?jié)u開線上的不同部分作為工作齒廓，以改善嚙合性質。 ， 由變位齒輪所組成的齒輪傳動，若兩輪變位系數(shù)的絕對值相等，但一為正值，另一為負值，即x1=-x2稱為“高度變位”，此時，傳動的嚙合角等于分度圓壓力角，分度圓和節(jié)圓重合，中心距等于標準齒輪傳動中心距，只是齒頂高和齒根高有所變化。若x1=

27、-x2；x1+x20，這種齒輪傳動稱為角度變位齒輪傳動。此時，嚙合角將不等于分度圓壓力角，分度圓和節(jié)圓不再重合。精度等級的選擇 在漸開線圓柱齒輪和錐齒輪精度標準(GBl0095-88和GBll36589)中，規(guī)定了12個精度等級，按精度高低依次為112級，根據(jù)對運動準確性、傳動平穩(wěn)性和載荷分布均勻性的要求不同，每個精度等級的各項公差相應分成三個組：第公差組、第公差組和第公差組。齒輪傳動的失效形式 齒輪傳動的失效形式主要有輪齒折斷和齒面損傷兩類。齒面損傷又有齒面接觸疲勞磨損(點蝕)、膠合、磨粒磨損和塑性流動等。減速器中齒輪分布如圖所示，齒輪的傳動形式一般有：1)齒輪傳動：按齒根彎曲疲勞強度設計公

28、式作齒輪的設計計算，不按齒面接觸疲勞強度設計公式計算，也無需用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核。開式齒輪傳動，將計算所得模數(shù)加大10%-15%（考慮磨損影響。傳遞動力的齒輪模數(shù)一般不小于1.5-2mm（以防意外斷齒）。2)齒輪傳動：方法一 軟齒面閉式齒輪傳動傳動，接觸疲勞點蝕是主要失效形式，計算時先按齒面接觸疲勞強度設計公式求出小齒輪直徑d1和接觸齒寬b，再用齒根彎曲疲勞強度校核公式進行校核。硬齒面閉式齒輪傳動計算時先按齒根彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù)m和接觸齒寬b，再用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核。方法二 不論軟硬齒面都分別按彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù)m,按接觸疲勞強度設計公式求出小齒

29、輪分度圓直徑d1，再按d1=mZ1調整齒數(shù)Z1。與方法一相比，這樣設計出的齒輪傳動，既剛好滿足接觸疲勞強度，又剛好滿足彎曲疲勞強度，所以結構緊湊，避免浪費。3.齒輪參數(shù)計算材料選擇：小齒輪40C r（調質）硬度280HBs 大齒輪45#鋼（調質）硬度240HBs；（硬度差40HBs）材料選擇：運輸機為一般工作機器速度不高，故選用6級和7級精度（GB10095-88）選擇初選螺旋角=14度，取Z1=21，Z2=4*21=84高速級斜齒輪、圓柱齒輪傳動的設計計算（1）選擇精度等級、材料及齒數(shù)選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS；減速器

30、一般選用7級精度（GB10095-88）選擇z1=20，由z2= i高z1=53.45，圓整z2=54則 i高= z2/z1=54/20=2.7 i=%=1%±2.5%，u=2.7 i高= i高=2.7選取螺旋角，初選螺旋角=14°（2）按齒面接觸強度設計（以下公式、表、圖均出自機械設計）d1t 試選載荷系數(shù)kt=1.6 查閱資料可得，選取區(qū)域系數(shù)zH=2.433 查閱資料可得，=0.78, =0.87, 則：=+=0.78+0.87=1.65 查閱資料可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=560Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=531Mpa 查閱資料可得，選取持寬

31、系數(shù)=1 查閱資料可得，材料的彈性影響系數(shù)zE=200Mpa 查閱資料可得，計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60·nJLh=60×1420×1×(1×8×300×10)=2.045×1010N2=N1/=2.045×1010/2.7=7.574×109 查閱資料可得，接觸疲勞強度系數(shù)kHN1=1，kHN2=1.11 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)s=1（簡明機械零件設計手冊）=1×560560 Mpa=1.11×531589.4 Mpa（3）計算小齒輪分度圓直徑dt =(

32、+)/2=(560+589.4)/2=574.7 Mpa d1t=29mm 計算圓周速度v=2.1 m/s 計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=1×29=29mm mnt= h=2.25mnt=2.25×1.34=3.28mm b/h=29/3.28=8.84 計算縱向重合度 =0.318×1×21×=1.665 計算載荷系數(shù)k 查閱資料可得，kA=1根據(jù)v=3 m/s，7級精度，查閱資料可得，kv=1.15查閱資料可得，kH的計算公式kH=1.15+0.18(1+0.6d2)d2+0.31×103×b=1.15+0.18(

33、1+0.6) +0.31×103×29=1.447查閱資料可得，kF=1.31查閱資料可得，kH= kF=1.4 載荷系數(shù)k=kAkv kHkH=1×1.4×1.447×1.4=2.31 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，d1=d1t=29=32.77mm 計算模數(shù)mnmn=（3）按齒根彎曲強度設計 mn確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) k=kAkv kFkF=1×1.14×1.4×1.31=2.09 根據(jù)縱向重合度1.665，查閱資料可得，螺旋角影響系數(shù)Y=0.90 計算當量齒數(shù) zr1=22.5 zr2=86.

34、59 查取齒形系數(shù)，由資料可得，YFa1=2.724，YFa2=2.284 查取應力校正系數(shù)，Ysa1=1.568，Ysa2=1.727 查閱資料可得，小齒輪的彎曲疲勞強度=560Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限=531Mpa 查閱資料可得，彎曲疲勞壽命系數(shù)，KFN1=0.83，KFN2=0.87 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4，=332 Mpa=330Mpa 計算大、小齒輪的并加以比較 =0.01286 =0.01195 大齒輪的數(shù)值大。 設計計算 mn=1.1mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，mn2，但為了同時滿足接觸疲勞

35、強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=29z1=20取z1=20，則z2=uz1=2.9×27=78.3，圓整取z2=79。（4）幾何尺寸計算 計算中心矩a=102.3mm圓整中心矩 a=120mm 按圓整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=14.36°因值改變不多，故參數(shù)、zH等不必修正。 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=45.42mmd2=162.89mm 計算齒輪寬度b=1×29=29mm圓整后取 B2=36mm，B1=45mm低速級斜齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算（1）選精度等級、材料及齒數(shù) 材料及熱處理仍按高速級的選取 精度選7級精度 選小

36、齒輪齒數(shù)z1=18，由i低=3.842，則z2= z1i低3.842×18=69.158，圓整為z2=70i低=70/18=3.89，i=×100%=±2.5%，=3.742i高=3.84 選取螺旋角，初選螺旋角14°（2）按齒面接觸強度設計（a） d1t 試選載荷系數(shù)：kt=1.6 查閱資料可得，選取區(qū)域系數(shù)zH=2.433 查閱資料可得： 則 查閱資料可得，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：。 查閱資料可得選取齒輪系數(shù)： 查閱資料可得材料的彈性影響系數(shù)： 計算應力循環(huán)次數(shù)： 查閱資料可得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.9

37、3，KHN20.96 計算接觸疲勞許用應力取決效概率為1，安全系數(shù)S=L（簡明機械零件設計手冊） 計算小齒輪分度圓直徑d1t 計算圓周速度 計算齒寬b及模數(shù)mnth2.25 mnt2.25×2.0484.608mm 計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)k查閱資料可得KA1根據(jù)級精度，查閱資料可得動載系數(shù)Kv1.05，查閱資料可得的計算公式：1.15+0.18（1+0.6）+0.31×10-3×381.43查閱資料可得 =1.32查閱資料可得 載荷系數(shù)： 實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，查閱資料可得 計算模數(shù)mn（2）按齒根彎曲強度設計， 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) 根

38、據(jù)縱向重合度1.506，查閱資料可得螺旋角影響系數(shù)0.88。 計算當量齒數(shù) 直取齒形系數(shù)（插值法）查閱資料可得 2.768；2.225 查取校正系數(shù)查閱資料可得 1.558；1.765 查閱資料可得小齒輪的彎曲強度極限，大齒輪的彎曲強度極限 查閱資料可得彎曲疲勞壽命系數(shù)：0.91；0.94 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.4， 計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大（3）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn2，但為了同時滿足接觸疲勞強度需要，接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d140mm，則由： 圓整Z323 圓整Z487

39、（4）幾何尺寸計算 計算中心距圓整中心矩a122mm 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。 計算大小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度圓整后?。築4=45mm；B350mm高速級齒輪傳動； ； ； Xn0； 低速轉齒輪傳動； ； ； ； 八 軸承的設計及校核1軸承種類的選擇查機械設計課程設計手冊第二版 吳宗澤 羅圣國 主編 高等教育出版社出版P62 滾動軸承由于采用兩端固定，采用深溝球軸承。型號為6303和6300。2深溝球軸承結構深溝球軸承一般由一對套圈，一組保持架，一組鋼球組成。其結構簡單，使用方便，是生產(chǎn)最普遍，應用最廣泛的一類軸承。該類軸承主要用來承受徑向負荷，但也

40、可承受一定量的任一方向的軸向負荷。當在一定范圍內，加大軸承的徑向游隙，此種軸承具有角接觸軸承的性質，還可以承受較大的軸向負荷。深溝球軸承裝在軸上以后，可使軸或外殼的軸向位移限制在軸承的徑向游隙范圍內。同時，當外殼孔和軸（或外圈對內圈）相對有傾斜時，（不超過816根據(jù)游隙確定）仍然可以正常地工作，然而，既有傾斜存在，就必然要降低軸承的使用壽命。深溝球軸承與其它類型相同尺寸的軸承相比，摩擦損失最小，極限轉速較高。在轉速較高不宜采用推力球軸承的情況下，可用此類軸承承受純軸向負荷。如若提高其制造精度，并采用膠木、青銅、硬鋁等材質的實體保持架，其轉速還可提高。型號內徑d外徑D寬度B倒角r額定負荷kN鋼球

41、極限轉速rpm重  量kgmminchmminchmminchmminch動態(tài)靜態(tài)數(shù)量大小油脂油6355.196919.78406.23620.3.0122.340.88592.38134000400000.008630010.3937351.378011.43310.6.0248.203.5076.35015000210000.053630112.4724371.456712.47241.0.0399.704.2067.93814000200000.060630215.5906421.653513.51181.0.03911.405.4577.93813000180000.0826

42、30317.6693471.850414.55121.0.03913.506.5578.73112000170000.115630420.7874522.047215.59061.1.04315.907.9079.52511000150000.144630525.9843622.440917.66931.1.04321.2010.90711.50010000130000.21936306301.1811722.834619.74801.10.4326.7015.00812.0008000100000.34986307351.3780803.149621.82681.5.05933.5019.1

43、0813.494680080000.45426308401.5748903.543323.90551.5.05940.5024.00815.081580072000.63946309451.77171003.937025.98431.5.05953.0032.00817.462500062000.83636310501.96851104.3307271.06302.0.07962.0038.50819.050440055001.0822深溝球軸承結構簡單，使用方便，是生產(chǎn)批量最大、應用范圍最廣的一類軸承，主要用以承受徑向負荷。當軸承的徑向游隙加大時，具有角接觸球軸承的性能，不承受加大的軸向負荷

44、。此類軸承摩擦系數(shù)小，震動、噪聲低,極限轉速高。不耐沖擊，不適宜承受較重負荷。深溝球軸承一般采用鋼板沖壓浪形保持架，也可采用工程塑料、銅制實體保持架。密封軸承內部根據(jù)不同的使用環(huán)境可添加相應的軸承專用潤滑脂。可大批量的生產(chǎn)外徑小于260mm的普通級深溝球軸承。應用于各類汽車的變速箱、發(fā)動機、水泵等部位，并適合其它各種機械上采用。根據(jù)用戶的要求，可制造高級精度（P6、P5、P4級），各種游隙組別，特殊振動，噪聲要求（Z1、Z2或V1、V2）的深溝球軸承。 A.深溝球軸承60000型； B.外圍有止動槽的深溝球軸承60000-N型； C.一面帶防塵蓋的深溝球軸承60000-Z型， 兩面帶防塵蓋的6

45、0000-2Z型； D.一面帶防塵圈（接觸式）的深溝球軸承60000-RS型，兩面接觸密封60000-2RS型； E.一面帶密封圈（非接觸式）的深溝球軸承60000-RZ型，兩面非接觸式的深溝球軸承60000-2RS型； F.雙列深溝球軸承40000型； G.有裝球缺口的深溝球軸承200、300型或200V、300V型。3軸承計算高速軸軸承Ft1=1095NFa2=Fr1tansin1=370NFr2=Fa1=Ftansin1=148N FV1=Ft1=365N FV2=Ft1=1460NM=5010N.M FH2*90=Fv2*120-M FH1*90=Fv1*30+M FH1=-66N;F

46、H2=431N Fr1=317NFr2=1522N Fd1=92.7N Fd2=380.54N 軸承壓緊，放松。 Fa1=Fae+Fd2=148N+380N=528N Fa2=Fd2=380N1.43>0.3;x1=0.4y1=20. 25<0.3;x2=1 y2=01. 取 fp=1.5,則P1=fp(X1Fr1+y1Fa1)=1808NP2=fp(X2Fr+y2Fa2)=2283N Ln1=6.28*105h Ln=3.13*105h滿足十年（300天*十年=72000小時）壽命。所選軸承合格。低速軸軸承基本步驟同上。結論：滿足十年（300天*10年=72000小時）壽命。九

47、減速器潤滑 圓周速度u12m/s一15ms的齒輪減速器廣泛采用油池潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升，浸入油中的齒輪深度以12個齒高為宜。速度高的還應該淺些，建議在07倍齒高左右，但至少為10mm。速度低的(05ms一08ms)也允許浸入深些，可達到16的齒輪半徑；更低速時，甚至可到13的齒輪半徑。潤滑圓錐齒輪傳動時，齒輪浸入油中的深度應達到輪齒的整個寬度。對于油面有波動的減速器(如船用減速器)，浸入宜深些。在多級減速器中應盡量使各級傳動浸入油中深度近予相等。如果發(fā)生低速級齒輪浸油太深的情況，則為了降低其探度可以采取下列措施：將高速級齒輪采用惰輪蘸油潤滑；或將減速器箱蓋和箱座的剖

48、分面做成傾斜的，從而使高速級和低速級傳動的浸油深度大致相等。 減速器油池的容積平均可按1kW約需035L一07L潤滑油計算(大值用于粘度較高的油)，同時應保持齒輪頂圓距離箱底不低于30mm一50mm左右，以免太淺時激起沉降在箱底的油泥。減速器的工作平衡溫度超過90時，需采用循環(huán)油潤滑，或其他冷卻措施，如油池潤滑加風扇，油池內裝冷卻盤管等。循環(huán)潤滑的油量一般不少于05L/kW。圓周速度u>12m/s的齒輪減速器不宜采用油池潤滑，因為：1)由齒輪帶上的油會被離心力甩出去而送不到嚙合處；2)由于攪油會使減速器的溫升增加；3)會攪起箱底油泥，從而加速齒輪和軸承的磨損；4)加速潤滑油的氧化和降低潤

49、滑性能等等。這時，最好采用噴油潤滑。潤滑油從自備油泵或中心供油站送來，借助管子上的噴嘴將油噴人輪齒嚙合區(qū)。速度高時，對著嚙出區(qū)噴油有利于迅速帶出熱量，降低嚙合區(qū)溫度，提高抗點蝕能力。速度u20心s的齒輪傳動常在油管上開一排直徑為4mm的噴油孔，速度更高時財應開多排噴油孔。噴油孔的位置還應注意沿齒輪寬度均勻分布。噴油潤滑也常用于速度并不很高而工作條件相當繁重的重型減速器中和需要用大量潤滑油進行冷卻的減速器中。噴油潤滑需要專門的管路裝置、油的過濾和冷卻裝置以及油量調節(jié)裝置等，所以費用較貴。此外，還應注意，箱座上的排油孔宜開大些，以便熱油迅速排出。 蝸桿圓周速度在10m/s以下的蝸桿減速器可以采用油池潤滑。當蝸桿在下時，油面高度應低于蝸桿螺紋的根部，并且不應超過蝸桿軸上滾動軸承的最低滾珠(柱)的中心，以免增加功率損失。但如滿足了后一條件而蝸桿未能浸入油中時，則可在蝸桿軸上裝一甩油環(huán)，將油甩到蝸輪上以進行潤滑。當蝸桿在上時，則蝸輪浸入油中的深度也以超過齒高不多為限。蝸桿圓周速度在10ms以上的減