兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)-用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置F=2600Nv=1.1m.sD=200mm

1、 目目 錄錄 目 錄.1 1 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū).3 11 設(shè)計(jì)題目.3 12 設(shè)計(jì)要求.3 13 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù).3 2 傳動(dòng)方案的擬訂.4 2.1 擬定傳動(dòng)方案的任務(wù).4 22 選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型.5 2.3 多級(jí)傳動(dòng)的合理布置.6 2.4 分析比較.6 2.5 傳動(dòng)方案擬定.7 3 電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的計(jì)算.7 3.1 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式.7 3.2 電動(dòng)機(jī)容量.7 3.3 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速.8 3.4 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào).8 3.5 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比.9 3.6 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).9 4 零件的設(shè)計(jì)計(jì)算.10 4.1 傳動(dòng)零件（齒輪）的設(shè)計(jì)計(jì)算.10 4.

2、2 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核.15 （1）0 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.16 （2）軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.20 (3)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.22 4.3 軸承的選擇和計(jì)算.24 4.4 鍵連接的選擇和校核.24 4.5 聯(lián)軸器的選擇和校核.25 4.6 箱體的設(shè)計(jì).26 1.箱體的尺寸設(shè)計(jì).26 2.箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).26 5 潤(rùn)滑和密封的選擇和計(jì)算.27 1.潤(rùn)滑的選擇和計(jì)算.27 2.密封的選擇.28 6 減速器附件的選擇.28 6.1 通氣器.28 6.2 軸承蓋（材料為 HT150）.28 6.3 油面指示器.28 6.4 油塞.28 6.5 窺視孔及視孔蓋.29 6.6 起吊裝置.29 6.7 起蓋螺釘.29 6.8

3、定位銷.29 7 設(shè)計(jì)小結(jié).29 參考文獻(xiàn).30 Z1 Z2 1 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 11 設(shè)計(jì)題目 設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置。 12 設(shè)計(jì)要求 工作條件：一班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)， 室內(nèi)工作，有粉塵（運(yùn)輸帶與卷筒及支承間，包括 卷筒軸承的摩擦阻力影響已在 F 中考慮） 。 使用期限：十年，大修期三年。 生產(chǎn)批量：10 臺(tái)。 生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工 7-8 級(jí)精度 齒輪及蝸輪。 動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流（220/380V） 。 運(yùn)輸帶速度允許誤差：5%。 圖 1-1 13 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù) 運(yùn)輸帶工作拉力 F=2600N，運(yùn)輸帶工作速度 v=1.1m/s，卷筒直徑 D=200mm

4、。 參考傳動(dòng)方案如下圖 1-2： （a）方案 1 （b）方案 2 動(dòng)力及傳動(dòng)裝置 F D v 軸 軸 0軸 z3 z4 z2z1 （c） 方案 3 （d）方案 4 （e） 方案 5 圖 1-2 2 傳動(dòng)方案的擬訂傳動(dòng)方案的擬訂 2.1 擬定傳動(dòng)方案的任務(wù) 機(jī)器通常由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作機(jī)等三部分組成。傳動(dòng)裝置位于原動(dòng) 機(jī)和工作機(jī)之間，用來(lái)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，并可用以改變轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩的大小或改 變運(yùn)動(dòng)形式，以適應(yīng)工作機(jī)功能要求。傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)對(duì)整臺(tái)機(jī)器的性能、尺 寸、重量和成本都有很大的影響，因此應(yīng)當(dāng)合理地?cái)M定傳動(dòng)方案。 傳動(dòng)方案一般用運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖表示。擬定傳動(dòng)方案就是根據(jù)工作機(jī)的功能要求 和工作條件，

5、選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型，確定各類傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置順序以及各 組成部分的聯(lián)接方式，繪出傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖。 滿足同一種工作機(jī)的性能要求往往有多種方案：可以通過(guò)選用不同的傳動(dòng) 機(jī)構(gòu)來(lái)實(shí)現(xiàn)；當(dāng)采用幾種傳動(dòng)型式組成的多級(jí)傳動(dòng)時(shí)，亦可有不同的排列順序 與布局；還可按不同方法分配各級(jí)傳動(dòng)比。圖 1-2 所示即為一帶式輸送機(jī)的五 種傳動(dòng)方案。 在擬定傳動(dòng)方案時(shí)，通?？商岢龆喾N方案進(jìn)行比較分析，擇優(yōu)選定。 22 選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型 合理地選擇傳動(dòng)型式是擬定傳動(dòng)方案時(shí)的重要環(huán)節(jié)。常用的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的類型、 性能和適用范圍可參閱機(jī)械設(shè)計(jì)教材。表 1-1 中列出了常用機(jī)械傳動(dòng)的單級(jí)傳 動(dòng)比推薦值。在機(jī)械傳動(dòng)裝置中，各種減速

6、器應(yīng)用很多，為便于選型，可參考 機(jī)械手冊(cè)查閱各常用減速器的類型和特點(diǎn)。 表表 1-1 常用機(jī)械傳動(dòng)的單級(jí)傳動(dòng)比推薦值常用機(jī)械傳動(dòng)的單級(jí)傳動(dòng)比推薦值 類型平帶傳 動(dòng) V 帶傳 動(dòng) 圓柱齒輪傳 動(dòng) 圓錐齒輪傳 動(dòng) 蝸桿傳 動(dòng) 鏈傳動(dòng) 推薦值242436直齒 23104025 最大值5710直齒 6807 選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型時(shí)應(yīng)綜合考慮各有關(guān)要求和工作條件，例如工作機(jī)的功 能；對(duì)尺寸、重量的限制；環(huán)境條件；制造能力；工作壽命與經(jīng)濟(jì)性要求等。 選擇類型的基本原則為： （1）傳遞大功率時(shí)，應(yīng)充分考慮提高傳動(dòng)裝置的效率，以減少能耗、降低 運(yùn)行費(fèi)用。這時(shí)應(yīng)選用傳動(dòng)效率高的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，如齒輪傳動(dòng)。而對(duì)于小功率傳

7、動(dòng)，在滿足功能條件下，可選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便的傳動(dòng)型式，以降低初始 費(fèi)用（制造費(fèi)用） 。 （2）載荷多變和可能發(fā)生過(guò)載時(shí)，應(yīng)考慮緩沖吸振及過(guò)載保護(hù)問(wèn)題。如選 用帶傳動(dòng)、采用彈性聯(lián)軸器或其它過(guò)載保護(hù)裝置。 （3）傳動(dòng)比要求嚴(yán)格、尺寸要求緊湊的場(chǎng)合，可選用齒輪傳動(dòng)或蝸桿傳動(dòng)。 但應(yīng)注意，蝸桿傳動(dòng)效率低，故常用于中小功率、間歇工作的場(chǎng)合。 （4）在多粉塵、潮濕、易燃、易爆場(chǎng)合，宜選用鏈傳動(dòng)、閉式齒輪傳動(dòng)或 蝸桿傳動(dòng)，而不采用帶傳動(dòng)或摩擦傳動(dòng)。 2.3 多級(jí)傳動(dòng)的合理布置 許多傳動(dòng)裝置往往需要選用不同的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，以多級(jí)傳動(dòng)方式組成。合理 布置各種傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的順序，對(duì)傳動(dòng)裝置和整個(gè)機(jī)器的性能、傳動(dòng)效率和

8、結(jié)構(gòu)尺 寸等有直接影響。 布置傳動(dòng)機(jī)構(gòu)順序時(shí)應(yīng)注意以下幾個(gè)原則： （1）傳動(dòng)能力較小的帶傳動(dòng)及其它摩擦傳動(dòng)宜布置在高速級(jí)，有利于整個(gè) 傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊、勻稱。同時(shí)，帶傳動(dòng)布置在高速級(jí)有利于發(fā)揮其傳動(dòng)平穩(wěn)、 緩沖吸振、減小噪聲的特點(diǎn)。 （2）閉式齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)一般布置在高速級(jí)，以減小閉式傳動(dòng)的外廓 尺寸、降低成本。開(kāi)式齒輪傳動(dòng)制造精度較低、潤(rùn)滑不良、工作條件差，為減 小磨損，一般應(yīng)放在低速級(jí)。 （3）當(dāng)同時(shí)采用直齒輪傳動(dòng)和斜齒輪傳動(dòng)時(shí)，應(yīng)將傳動(dòng)較平穩(wěn)、動(dòng)載荷較 小的斜齒輪傳動(dòng)布置在高速級(jí)。鏈傳動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)不平穩(wěn)，為減小沖擊和振動(dòng)，一般 應(yīng)將其放在低速級(jí)。 （4）當(dāng)同時(shí)采用齒輪傳動(dòng)及蝸桿傳動(dòng)時(shí)，宜將

9、蝸桿傳動(dòng)布置在高速級(jí)，使 嚙合面有較高的相對(duì)滑動(dòng)速度，容易形成潤(rùn)滑油膜，提高傳動(dòng)效率。 （5）圓錐齒輪尺寸過(guò)大時(shí)加工有困難，可將其布置于高速級(jí)，并對(duì)其傳動(dòng) 比加以限制，以減小大錐齒輪的尺寸。 2.4 分析比較 一個(gè)好的傳動(dòng)方案，除了首先應(yīng)滿足機(jī)器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、傳動(dòng)效率高、成本低廉以及使用維護(hù)方便。要完全滿足 這些要求是困難的。在擬定傳動(dòng)方案和對(duì)多處方案進(jìn)行比較時(shí)，應(yīng)根據(jù)機(jī)器的 具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動(dòng)方案。 現(xiàn)對(duì)圖 1-1 所示帶式輸送機(jī)的五種傳動(dòng)方案進(jìn)行分析。方案 1 制造成本低， 但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣的環(huán)境

10、中工作。方案 2 工作可靠、 傳動(dòng)效率高、維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)性好，但寬度較大。方案 3 傳動(dòng)效率高，但 結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長(zhǎng)、剛性差，且中間軸承潤(rùn)滑較困難。方 案 4 結(jié)構(gòu)緊湊，環(huán)境適應(yīng)性好，但傳動(dòng)效率低，不適于連續(xù)長(zhǎng)期工作，且制造 成本高。方案 5 具有方案 2 的優(yōu)點(diǎn)，而且尺寸較小，但制造成本較高。 2.5 傳動(dòng)方案擬定 為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比范圍，以便選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和擬定傳動(dòng) 方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速 nw,即 nw= D 100060 200 1 . 1100060 min/105r 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 或 1500r/min

11、 的電動(dòng)機(jī)作為原動(dòng)機(jī),因此傳 動(dòng)裝置總傳動(dòng)比約 i。根據(jù)總傳動(dòng)比數(shù)值，可初步擬定出以二級(jí)傳動(dòng)為149或 主的多種傳動(dòng)方案。 經(jīng)前面對(duì)五種方案的分析比較，方案 1 帶的壽命短，且不宜在惡劣的環(huán)境 中工作，方案 3 結(jié)構(gòu)復(fù)雜且中間軸承潤(rùn)滑困難，方案 4、5 制造成本較高。根據(jù) 該帶式輸送機(jī)工作條件，可選用傳動(dòng)效率高，維護(hù)方便，且環(huán)境適應(yīng)性好的方 案 2。 3 電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的計(jì)算電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的計(jì)算 3.1 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工件條件，選用一般用途的 Y（IP44）系列三相異步電動(dòng)機(jī)。 它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 3.2 電動(dòng)機(jī)容量 （1）卷

12、筒軸的輸出功率 Pw Pw=2.86KW 1000 F 1000 1 . 12600 （2）電動(dòng)機(jī)輸出功率 Pd Pd= wP 傳動(dòng)裝置的總效率 4 2 3 4 2 2 1 式中，、為從電動(dòng)機(jī)至卷筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的 1 2 3 4 效率。查表可得：彈性聯(lián)軸器=0.99；滾動(dòng)軸承=0.99；圓柱齒輪傳動(dòng) 1 2 =0.97；卷筒軸滑動(dòng)軸承=0.96，則 3 4 85 . 0 96 . 0 97 . 0 99 . 0 99 . 0 242 故 Pd=3.36 wP 85. 0 86. 2 （3）電動(dòng)機(jī)額定功率 Ped 查表選取電動(dòng)機(jī)額定功率 Ped=4KW。 3.3 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 為了便

13、于選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。查表可得單級(jí) 圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍=36,則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 i =9453780r/min d niinw 可見(jiàn)同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min、1500r/min 和 3000r/min 的電動(dòng)機(jī)均符合。 3.4 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào) 這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為 1000r/min 和 1500r/min 的兩種電動(dòng)機(jī)進(jìn)行比較， 如下表： 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 （r/min） 傳 動(dòng) 裝 置 的 傳 動(dòng) 比 方 案 電 動(dòng) 機(jī) 型 號(hào) 額 定 功 率 （KW ） 同 步滿 載 電動(dòng)機(jī) 質(zhì) 量 （kg） 總傳 動(dòng)比 高速級(jí) 圓柱齒輪 傳動(dòng) 低速級(jí) 圓柱齒輪 傳動(dòng) 1

14、Y112M-44150014404313.713.883.53 2Y132M1-641000960739.143.33.0 由表中數(shù)據(jù)可知兩個(gè)方案均可行,但方案 2 的傳動(dòng)比較小,傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)尺寸 較小。因此，可采用方案 2，選定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為 Y132M1-6，其伸出軸徑為 38mm。 3.5 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 （1）傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 14 . 9 105 960 w m n n i （2）分配各級(jí)傳動(dòng)比 對(duì)于兩級(jí)臥式圓柱齒輪減速器（展開(kāi)式） ，為使兩級(jí)的大齒輪有相近的浸油 深度，高速級(jí)傳動(dòng)比 和低速級(jí)傳動(dòng)比可按 =（1.11.5）分配，此處可取 1 i 2 i 1 i

15、2 i 值 =1.1進(jìn)行計(jì)算。則低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比為 1 i 2 i = 2 i 1 . 1 i 1 . 1 14. 9 0 . 3 高速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比為 3 . 30 . 31 . 11 . 1 21 ii 所得、值符合一般圓柱齒輪傳動(dòng)比常用范圍=36。 1 i 2 i i 3.6 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) （）各軸轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)軸為軸，減速器高速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為 min/960 0 rnn m min/291 3 . 3 960 1 0 r i n n nmin/97 0 . 3 291 2 1 r i n （）各軸輸入功率 按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即 ed

16、P KWPP ed 4 0 KWPP80 . 3 97 . 0 99 . 0 99 . 0 4 3210 KWPP65 . 3 97 . 0 99 . 0 80 . 3 32 （）各軸轉(zhuǎn)矩 mN n P T79.39 960 4 95509550 0 0 0 mN n P T 71.124 291 80 . 3 95509550 mN n P T 36.359 97 65 . 3 95509550 4 零件的設(shè)計(jì)計(jì)算零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.14.1 傳動(dòng)零件（齒輪）的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（高速級(jí)） 1）按圖 1-1 所示的傳動(dòng)方案 2，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）運(yùn)輸

17、機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級(jí)精度（GB10095-88） 3）材料選擇。查常用齒輪材料及力學(xué)特性表，選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào) 質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材 料硬度差為 40HBS。根據(jù)題目條件，采用軟齒面齒輪即可。 4）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù) z2=，取 Z2=79。 2 . 79243 . 3 11 z 5）選取螺旋角。初選螺旋角 14 1 （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 3 2 1 11 1 12 H EH d t t ZZTK d 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 a) 試

18、選載荷系數(shù)=1.6。 t K b) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1。 3.979 01 TTmmN 4 10 c) 查表選取齒寬系數(shù)。1 d d) 查表可得材料的彈性影響系數(shù)2 1 8 . 189 aE MPZ e) 查圖選取區(qū)域系數(shù)。433 . 2 H Z f) 由 z1=24，z2=79，查標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度圖 14 1 可得，則=。78 . 0 1 88 . 0 2 66. 1 21 g) 按齒面硬度查圖可得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大 aH MP600 1lim 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 aH MP550 2lim h) 計(jì)算大、小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 （設(shè)每年工作 300 天）

19、9 11 10382 . 1 )1030081 (19606060 h jLnN 8 9 1 1 2 10188 . 4 3 . 3 10382 . 1 N N i) 查圖可取接觸疲勞壽命系數(shù)；。94 . 0 1 HN K97 . 0 2 HN K j) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，可得 aa HN H MPMP S K 56460094 . 0 1lim1 1 aa HN H MPMP S K 5 . 53355097 . 0 2lim2 2 則 aa HH H MPMP75.548 2 5 . 533564 2 21 2）計(jì)算 a) 試算小齒輪分度圓直徑，

20、由計(jì)算公式得 t d1 mmmmd t 46.40 75.548 8 . 189433 . 2 3 . 3 3 . 4 66 . 1 1 10979 . 3 6 . 12 3 2 4 1 b)計(jì)算圓周速度。 smsm nd t /98 . 1 / 100060 96046.40 100060 11 c)計(jì)算齒寬 b 及模數(shù)。 nt m mmmmdb td 46.4046.401 1 mmmm z d m t nt 64 . 1 24 14cos46.40cos 1 11 mmmmmh nt 76 . 3 64 . 1 25 . 2 25 . 2 11 76 . 3 46.40 /hb d)計(jì)算

21、縱向重合度。 903 . 1 14tan241318 . 0 tan318. 0 11 Z d e)計(jì)算載荷系數(shù)。K 由載荷狀態(tài)平穩(wěn)可知使用系數(shù)，根據(jù)，7 級(jí)精度，可1 A Ksm/98. 1 查得 動(dòng)載系數(shù)；97 . 0 V K 接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)；419 . 1 H K 彎曲強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)；35 . 1 F K 齒間載荷分配系數(shù)；2 . 1 FH KK 故載荷系數(shù) 65 . 1 419 . 1 2 . 197 . 0 1 HHVA KKKKK f)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，即 mmmm K K dd t t 5 . 44 6 . 1 65 .

22、1 46.40 3 3 11 g)計(jì)算模數(shù)。 n m mmmm z d mn8 . 1 24 14cos 5 . 44cos 1 11 （3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 3 2 1 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m 1）確定計(jì)算參數(shù) a) 查齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限圖可得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限； aFE MP500 1 aFE MP380 2 b) 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)；88. 0,85 . 0 21 FNFN KK c) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，則可得4 . 1S aa FEFN F MPM

23、P S K 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 aa FEFN F MPMP S K 86.238 4 . 1 38088. 0 22 2 d) 計(jì)算載荷系數(shù)。 57 . 1 35 . 1 2 . 197 . 0 1 FFVA KKKKK e) 根據(jù)縱向重合度，由圖可查得螺旋角影響系數(shù)。903 . 1 88 . 0 Y f) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。 27.26 14cos 24 cos 3 1 3 1 1 z zv 48.86 14cos 79 cos 3 1 3 2 2 z zv g)查取齒形系數(shù)。 查表可得207 . 2 ;592 . 2 21 FaFa YY h)查取應(yīng)力校正

24、系數(shù)。 查表可得757 . 1 ;596 . 1 21 SaSa YY i) 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 F SaFaY Y 01363 . 0 57.303 596 . 1 592 . 2 1 11 F SaFaY Y 01623 . 0 86.238 757 . 1 207 . 2 2 22 F SaFa YY 大齒輪的數(shù)值大。 2）設(shè)計(jì)計(jì)算 mmmmmn68 . 1 01623 . 0 66 . 1 241 14cos88 . 0 10979 . 3 57 . 1 2 3 2 2 4 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎 n m 曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可

25、滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿mmmn2 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來(lái)計(jì)算應(yīng)有mmd5 .44 1 的齒數(shù)。于是由 589.24 2 14cos 5 . 44cos 11 1 n m d z 取，則，取。26 1 z 8 . 85263 . 3 112 zz87 2 z （4）幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算中心距 mmmm mzz a n 74.159 14cos2 28726 cos2 1 21 將中心距圓整為。mm160 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 21 1 121615 1602 28726 arccos 2 arccos a mzz n 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。

26、 1 K H Z 3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 mm mz d n 89.53 121615cos 226 cos 1 1 1 mm mz d n 88.265 121615cos 287 cos 1 2 2 4）計(jì)算齒輪寬度 mmmmdb d 89.5389.531 1 圓整后取。mmBmmB60;55 12 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)于直徑較小的小齒輪，可以將齒輪與軸做成一體，即做成齒輪軸；而直 徑較大的大齒輪，其齒頂圓直徑，所以可將其做成實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。mmda160 （1）選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（低速級(jí)） 1）仍選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）精度等級(jí)仍選 7 級(jí)精度（GB10095-

27、88） 3）材料選擇如高速級(jí)，即小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大 齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS，仍采 用軟齒面齒輪即可。 4）選小齒輪齒數(shù)=27，大齒輪齒數(shù)=，取=82。 3 z 4 z81270 . 3 32 z 4 z 5）選取螺旋角。初選螺旋角 14 2 設(shè)計(jì)計(jì)算方法如上，所得參數(shù)如下表： 模數(shù) mmm3螺旋角 2 48 3114 齒輪 3 z23齒輪 4 z71 齒寬 3 Bmm80齒寬 4 Bmm75 齒輪 3 分度圓直徑 3 dmm113.71齒輪 4 分度圓直徑 4 dmm08.272 中心距amm1

28、72圓周速度sm/36. 1 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)于直徑較小的小齒輪，可以將齒輪與軸做成一體，即做成齒輪軸；而直徑較 大的大齒輪，其齒頂圓直徑，所以可將其做成腹板式結(jié)構(gòu)mmdmm a 500160 的齒輪，腹板上開(kāi)孔的數(shù)目n=6,孔徑為 40mm。 4.2 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表： 級(jí) 別 1 z （） 3 z （ 2 z ） 4 z mmmn/mmmt/ n a h 齒寬mm/ 高 速 級(jí) 268722.07 12 1615。mmBmmB55;60 21 低 速 級(jí) 237133.1 48 3114 20 1 。mmBmmB75,80 43 已知各軸轉(zhuǎn)速為： min/960

29、0 rnn m min/291 3 . 3 960 1 0 r i n n nmin/97 0 . 3 291 2 1 r i n 各軸輸入功率為： KWPP ed 4 0 KWPP80 . 3 97 . 0 99 . 0 99 . 0 4 3210 KWPP65 . 3 97 . 0 99 . 0 80 . 3 32 各軸轉(zhuǎn)矩為：mN n P T79.39 960 4 95509550 0 0 0 mN n P T 71.124 291 80 . 3 95509550 mN n P T 36.359 97 65 . 3 95509550 （1）0 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1）求作用在齒輪上的力 因已知

30、高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 mmzmd t 82.532607 . 2 11 而 NN d T Ft1861 82.53 10979. 322 4 1 0 NNFF n tr 702 121615cos 20tan 1861 cos tan 1 NNFF ta 508121615tan1861tan 1 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖 4-1 所示。 t F r F a F 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取，于是得112 0 A mmmm n P Ad02.18 960 4 112 3 3 0 0 0min 0 軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的

31、軸直徑與聯(lián)軸器的 孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 0 TKT Aca 3 . 1 A K ，則： mmNmmNTKT Aca 51727397903 . 1 0 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，及電動(dòng)機(jī)軸伸直徑為， ca Tmm38 查機(jī)械手冊(cè)，可選用 TL6 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，mmN 250000 許用最大轉(zhuǎn)速為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取 0 軸主動(dòng)端min/3800rmmmm4032 半聯(lián)軸器的孔徑，從動(dòng)端半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度mmd38mmdz32 1 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為保證聯(lián)軸器嚴(yán)格壓在mm

32、L82mmL60 1 軸的端面上，取。mmL58 1 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （a）擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-2 所示的裝配方案。 圖 4-2 （b）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 i.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B 軸段右端需制出一軸肩， 故取 B-C 段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直mmd CB 35 徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，mmD37mmL60 1 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 A-B 段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 1 Lmml BA 58 ii.初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選 用單列圓

33、錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承mmd CB 35 產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸 承 30308，其尺寸為，故mmmmmmTDd25.259040 。 mmdd HGDC 40 由手冊(cè)上查得 30308 型軸承的定位軸肩高度。mmh5 . 4 iii. 軸段 E-F 的長(zhǎng)度即為齒輪的齒寬，即，軸上齒輪 1 zmmBl FE 60 1 右端開(kāi)出砂輪越程槽，其長(zhǎng)度取值，即。mm5mml GF 5 iv.軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添mm20 加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ，故取。mml30mml CB 50 v

34、.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確mma16 定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 ，取，已知滾smms8 動(dòng)軸承寬度，則mmT25.25 mmmmasTl HF 25.54)516825.255 （ 考慮到齒輪 3 齒寬，取齒輪 2 與齒輪 3 間的越程槽寬mmB80 3 為 10，則lmm mmmm lBsaTl ED 25.139)108081625.25 3 （ 至此，已初步確定了 0 軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 c）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通平鍵（C 型）連接。按從動(dòng)端半聯(lián)器 的孔徑可查得選用平鍵為，mmdz32 1 mmmmmmlhb50810

35、 半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合 6 7 k H 來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 d）確定軸上圓角和倒角尺寸 查表，取軸端倒角為 1.0,各軸肩處圓角半徑取值 R2。 e)求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 4-2）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖 4-1） 。在確定軸承 的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)查 a 值。對(duì)于 30308 型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得 a=19.5mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 mmmmmmLL75.254) 5 . 1925.54 2 60 () 5 . 1925.13915 2 60 25.25( 32 。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和

36、扭矩圖（圖 4-1） 。 圖 4-1 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將 計(jì)算出的截面 C 處的、及的值列于下表（參看圖 4-1） 。 H M V MM 載荷水平面H垂直面V 支反力FNFNF NHNH 1234,627 21 NFNF NVNV 399,303 21 彎矩MNMH358484mmNMmmNM VV 21788,32648 21 總彎矩 mmNM mmNM 35914521788358484 35996832648358484 22 2 22 1 扭矩TmmNT 39790 0 f)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大

37、彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng) 力，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為6 . 0 aaca MPMP W TM 5 . 10 701 . 0 397906 . 0359968 3 2 2 2 0 2 1 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得。因此 a MP60 1 ，故安全。 1 ca （2）軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 (a) 擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-3 所示的裝配方案。 圖 4-3 (b)計(jì)算方法如上，所得參數(shù)如下表： 齒輪 4 分度圓直徑 d2220.1mm聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca 467168Nmm 圓周力 Ft3822N

38、軸承定位軸肩高 H5mm 徑向力 Fr1437N支承跨距 L292.5mm 軸向力 Fa991N支承跨距 L3162.25mm 半聯(lián)軸器型號(hào)HL3(L=82,L1=60) 滾動(dòng)軸承 30310(dDT=5011029.25,a=23mm) C 型平鍵 12850 A 型平鍵 161045 (c)根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 4-4） 。 圖 4-4 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將 計(jì)算出的截面 C 處的、及的值列于下表（參看圖 4-4） 。 H M V MM 載荷水平面H垂直面V 支反力 F NFNF NHNH 1248,2593 21 NF

39、NF NVNV 111,1548 21 彎矩MmmNMH135484mmNMmmNM VV 12271,80883 21 總彎矩 mmNM mmNM 13603912271135484 15779180883135484 22 2 22 1 扭矩TmmNT 359360 (d)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng) 力，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為6 . 0 aaca MPMP W TM 8 . 7 701 . 0 3593606 . 0157791 3 2 2 2 0 2 1

40、前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得。因此 a MP60 1 ，故安全。 1 ca (3)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取 A0=112， (a) 擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-5 所示的裝配方案。 圖 4-5 (b)計(jì)算方法如上，所得參數(shù)如下： 齒輪 2 分度圓直徑 d2180mm齒輪 3 分度圓直徑 d271.3mm 圓周力 Ft21766N圓周力 Ft34023N 徑向力 Fr2666N徑向力 Fr31513N 軸向力 Fa2482N軸向力 Fa31043N 軸上最小直徑26.4mm 滾動(dòng)軸承 30306(dDT=307220.75,a=15mm)

41、 軸承定位軸肩高 H3mm 支承跨距 L264.75mm 支承跨距 L397.5mm 支承跨距 L492.5mm A 型平鍵 121845 (c)根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 4-6） 。 圖 4-6 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 c 和截面 d 是軸的危險(xiǎn)截 面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面 c 和截面 d 處的、及的值列于下表（參看圖 H M V MM 4-6） 。 載荷水平面H垂直面V 支反力 F NFNF NHNH 2199,58 21 NFNF NVNV 837,10 21 彎矩M mmNM mmNM H H 146233 2523 mmNMmmNM mmNMmmNM

42、 VV VV 45407,77740 34471,435 43 21 總彎矩 mmNMmmNM mmNMmmNM 153120,165612 34563,2560 43 21 扭矩TmmNT 124710 (d)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 d）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng) 力，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為6 . 0 aaca MPMP W TM 3 . 5 701 . 0 1247106 . 0165612 3 2 2 22 3 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得。因此 a MP60 1 ，故安全。 1 ca 4.34.3 軸承的選擇和計(jì)算 在軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核中，0 軸端選用 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列 圓錐滾子軸承 30308。其尺寸為 dDT=40mm90mm25.25mm。 采用相同的計(jì)算方法，軸、軸均選用單列圓錐滾子軸承。選用的軸承 各尺寸如表 4.3-1 所示。 表表 4.