1、湖南人文科技學(xué)院課程設(shè)計(jì)報(bào)告課程名稱： 一級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)題目： 輸送傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 系 別： 能源與機(jī)電工程系 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí)： 13級(jí)機(jī)械 3 班 學(xué)生姓名: 余正錕、張磊、曠琳、陳青青 學(xué) 號(hào): 13428335、13428336、13428337、13428338 起止日期: 2015.12.232016.1.4 指導(dǎo)教師: 李碧波、張勝文 教研室主任： 聶時(shí)君 指導(dǎo)教師評(píng)語： 指導(dǎo)教師簽名： 年 月 日成績(jī)?cè)u(píng)定項(xiàng) 目權(quán)重成績(jī) 姓名1姓名2姓名3姓名4姓名51、設(shè)計(jì)過程中出勤、學(xué)習(xí)態(tài)度等方面0.22、課程設(shè)計(jì)質(zhì)量與答辯0.53、設(shè)計(jì)報(bào)告書寫及圖紙規(guī)

2、范程度0.3總 成 績(jī) 教研室審核意見：教研室主任簽字： 年 月 日教學(xué)系審核意見： 主任簽字： 年 月 日目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書.1第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.2第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.4 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇.4 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比.5第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).6第五部分 V帶的設(shè)計(jì).8 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.8 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).10第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).13第七部分 開式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).18第八部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).23 8.1 輸入軸的設(shè)計(jì).23 8.2 輸出軸的設(shè)計(jì).27第九部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.3

3、3 9.1 輸入軸鍵選擇與校核.33 9.2 輸出軸鍵選擇與校核.33第十部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.34 10.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.34 10.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.34第十一部分 減速器的潤滑和密封.36 11.1 減速器的潤滑.36 11.2 減速器的密封.36第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.38設(shè)計(jì)小結(jié).41參考文獻(xiàn).41第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 4800 Kw，n = 38r/min，設(shè)計(jì)年限（壽命）：5年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：3班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二.

4、設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 1第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、開式齒輪、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱分布。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)，開式齒輪設(shè)置在低速級(jí)。選擇電動(dòng)機(jī)-V帶-一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器-開式齒輪-工作機(jī)的傳動(dòng)方案。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總

5、效率ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.992×0.97×0.95×=0.867h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪傳動(dòng)的效率,h4為開式齒輪傳動(dòng)的效率,h5為工作裝置的效率。 2第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇執(zhí)行機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速n:n=38r/min工作機(jī)的功率pw:pw= 4.8 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 5.54 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 38 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，一級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=36，開式齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比i3=26，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=121

6、44，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (12×144)×38 = 4565472r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、開式齒輪傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y160M-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為7.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：4中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160mm600×385254×21015mm42×11012

7、15;373.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=970/38=25.53（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i×ik 式中i0、i、ik分別為V帶傳動(dòng)、減速器、開式齒輪的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)和開式齒輪外廓尺寸不致過大，初步取i0=3，ik=2，則減速器傳動(dòng)比為:i=(ia/i0)/ik=(25.53/3)/2=4.26 5第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm/i0 = 970/3 = 323.33 r/min輸出軸：nII

8、= nI/i = 323.33/4.26 = 75.9 r/min開式小齒輪軸：nIII = nII = 75.9 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pd×h1 = 5.54×0.96 = 5.32 KW輸出軸：PII = PI×h2×h3 = 5.32×0.99×0.97 = 5.11 KW開式小齒輪軸：PIII = PII×h2 = 5.11×0.99 = 5.06 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 5.27 KW輸出軸：PII' = PII

9、×0.99 = 5.06 KW開式小齒輪軸：PIII' = PII' = 5.06 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Td×i0×h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 54.54 Nm 所以：輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 54.54×3×0.96 = 157.08 Nm輸出軸：TII = TI×i×h2×h3 = 157.08×4.26×0.99×0.97 = 642.6 Nm 6開式小齒輪軸：TIII = TII×h2

10、 = 642.6×0.99 = 636.17 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI' = TI×0.99 = 155.51 Nm輸出軸：TII' = TII×0.99 = 636.17 Nm開式小齒輪軸：TIII' = TII' = 636.17 Nm 7第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.4，故Pca = KAPd = 1.4×5.54 kW = 7.76 kW2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶

11、輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 112 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度5.69 m/s 因?yàn)? m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 = i0dd1 = 3×112 = 336 mm 根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 335 mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0 8 1727 mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld = 1800 mm。 3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距

12、a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1800 - 1727)/2 mm 536 mm 按課本公式，中心距變化范圍為509 590 mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（335 - 112)×57.3°/536 156.2°> 120°6.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 970 r/min，查表得P0 = 2 kW。 根據(jù)nm = 970 r/min，i0 =

13、3和A型帶，查表得DP0 = 0.12 kW。 查表得Ka = 0.94，查表得KL = 1.01，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (2 + 0.12)×0.94×1.01 kW = 2.01 kW 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz = Pca/Pr = 7.76/2.01 = 3.86 取4根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0 = 9 = = 286.31 N8.計(jì)算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×4×286.31×sin(156.2/2) = 22

14、40.93 N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1112mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2335mmV帶中心距a536mm帶基準(zhǔn)長度Ld1800mm小帶輪包角1156.2°帶速5.69m/s單根V帶初拉力F0286.31N壓軸力Fp2240.93N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 10 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 42mm42mm分度圓直徑dd1112mmdadd1+2ha112+2×2.75117.5mmd1(1.82)d(1.82)×4284mmB(z-1)×e

15、+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×4284mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖11 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 30mm30mm分度圓直徑dd1335mmdadd1+2ha335+2×2.75340.5mmd1(1.82)d(1.82)×3060mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×3060mm 12第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1.選精度等

16、級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 26，大齒輪齒數(shù)z2 = 26×4.26 = 110.76，取z2= 111。（4）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 157.08 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2

17、。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos26×cos20°/(26+2×1) = 29.249° 13aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos111×cos20°/(111+2×1) = 22.625°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 26×(tan29.249°-tan20°)+111×(tan22.

18、625°-tan20°)/2 = 1.744重合度系數(shù)：Ze = = = 0.867計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×323.33×1×5×300×3×8 = 6.98×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 6.98×108/4.26 = 1.64×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 =

19、0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 506 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 14 = = 74.305 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 1.26 m/s齒寬bb = = = 74.305 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.5。根據(jù)v = 1.26 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/

20、d1t = 2×1000×157.08/74.305 = 4227.979 NKAFt1/b = 1.5×4227.979/74.305 = 85.35 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.461。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1.5×1.08×1.2×1.461 = 2.843）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 74.305× = 89.967 mm 15及相應(yīng)的齒輪模數(shù)

21、mn = d1/z1 = 89.967/26 = 3.46 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1 = z1m = 26×3 = 78 mmd2 = z2m = 111×3 = 333 mm（2）計(jì)算中心距a = (d1+d2)/2 = (78+333)/2 = 205.5 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 1×78 = 78 mm取b2 = 78、b1 = 83。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea =

22、 0.25+0.75/1.744 = 0.68由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17 16YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.461，結(jié)合b/h = 11.56查圖得KFb = 1.431則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.5×1.08×1.2×1.431 = 2.782計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎

23、曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 238.86 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 135.255 MPa sF1sF2 = = = 129.306 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。 175.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 26、z2 = 111，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 205.5 mm，齒寬b1 = 83 mm、b2 = 78 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z26

24、111齒寬b83mm78mm分度圓直徑d78mm333mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha84mm339mm齒根圓直徑dfd-2×hf70.5mm325.5mm 18第七部分 開式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料選擇。由表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小

25、齒輪齒數(shù)z1 = 23，大齒輪齒數(shù)z2 = 23×2 = 46，取z2= 45。（4）壓力角a = 20°。2.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算齒輪模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T4 = 636.17 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Y 。aa1 = arccosz1cosa/(z1+2han*) = arccos23×cos20°/(23+2×1) = 30.181°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2han*) = arccos45&

26、#215;cos20°/(45+2×1) = 25.886°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 23×(tan30.181°-tan20°)+45×(tan25.886°-tan20°)/2 = 1.665重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.665 = 0.7由齒數(shù)查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.36YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.69計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力s

27、F查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×75.9×1×5×300×3×8 = 1.64×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.64×108/2 = 8.2×107由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.88、KFN2 = 0.89取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 314.29 MPasF2 = = = 241.57 MPa

28、 = = 0.0135 = = 0.0165 19因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 = = 0.01652）試算齒輪模數(shù) = 3.542 mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vd1 = mntz1 = 3.542×23 = 81.466 mmv = = = 0.32 m/s齒寬bb = = = 81.466 mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh = (2han*+cn*)mnt = (2×1+0.25)×3.542 = 7.97 mmb/h = 81.466/7.97 = 10.222）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得使用系數(shù)KA = 1.5。根據(jù)v =

29、 0.32 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.02。 20齒輪的圓周力Ft1 = 2T4/d1 = 2×1000×636.17/81.466 = 15618.049 NKAFt1/b = 1.5×15618.049/81.466 = 287.57 N/mm > 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.1。由表用插值法查得KHb = 1.171，結(jié)合b/h = 10.22查圖，得KFb = 1.141。則載荷系數(shù)為：KF = KAKVKFaKFb = 1.5×1.02×1.1×1.141 = 1.923

30、）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn = = = 3.764 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 4 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = z1m = 23×4 = 92 mmd2 = z2m = 45×4 = 180 mm（2）計(jì)算中心距a = (d1+d2)/2 = (92+180)/2 = 136 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = sd×d1 = 1×92 = 92 mm取b2 = 92 mm、b1 = 97 mm。4.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 23、z2 = 45，模數(shù)m = 4 mm，壓力角a = 20°，中心距a =

31、 136 mm，齒寬b1 = 97 mm、b2 = 92 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m4mm4mm齒數(shù)z2345齒寬b97mm92mm分度圓直徑d92mm180mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha4mm4mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)5mm5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf9mm9mm齒頂圓直徑dad+2×ha100mm188mm齒根圓直徑dfd-2×hf82mm170mm 22第八部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)8.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P

32、1 = 5.32 KW n1 = 323.33 r/min T1 = 157.08 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 78 mm 則:Ft = = = 4027.7 NFr = Ft×tana = 4027.7×tan20° = 1465.2 N3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 28.5 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 30 mm4.軸的

33、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖235.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 35 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 40 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 35 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×T = 40×80&#

34、215;18 mm，故d34 = d78 = 40 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 18+15 = 33 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 83 mm，d56 = d1 = 78 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 24 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定

35、滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6208深溝球軸承查手冊(cè)得T = 18 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 63/2+50+18/2 = 90.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 83/2+33+9-18/2 = 74.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 83/2+9+33-18/2 = 74.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH

36、1 = = = 2013.8 NFNH2 = = = 2013.8 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -2869.4 NFNV2 = = = 2093.7 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2013.8×74.5 Nmm = 150028 Nmm 25截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 2240.93×90.5 Nmm = 202804 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -2869.4×74.5 Nmm = -213770 NmmMV2 = FNV2L3 = 2093.7&

37、#215;74.5 Nmm = 155981 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 261163 NmmM2 = = 216422 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 5.9 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力

38、圖如下：268.2 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 27P2 = 5.11 KW n2 = 75.9 r/min T2 = 642.6 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 333 mm 則:Ft = = = 3859.5 NFr = Ft×tana = 3859.5×tan20° = 1404 N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 45.6 mm 輸出軸的最小直徑是安裝開

39、式小齒輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 48 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖285.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足開式小齒輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 53 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 58 mm，為保證開式小齒輪定位可靠，取l12 = 97 - 2 = 95 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 53 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6211，其尺寸為d×D×T = 55mm×

40、100mm×21mm，故d34 = d67 = 55 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 21+15 = 36 mm 右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6211型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 64 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 60 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 78 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 76 mm。 29 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。

41、 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 21 mm，則l34 = T+s+2.5+2 = 21+8+16+2.5+2 = 49.5 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6211深溝球軸承查手冊(cè)得T= 21 mm 小開式齒輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 97/2+50+21/2 = 109 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 78/2-2+

42、49.5+76-21/2 = 152 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 78/2+11.5+36-21/2 = 76 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1286.5 NFNH2 = = = 2573 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 468 NFNV2 = = = 936 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖： 30截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1286.5×152 Nmm = 195548 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 468×152 Nmm = 71136 Nmm分別作水平面彎矩圖（

43、圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 208085 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 20.3 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：31 32第九部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算9.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處

44、選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×50mm，接觸長度:l' = 50-8 = 42 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×42×30×120/1000 = 264.6 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。9.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×70mm，接觸長度:l' = 70-18 = 52 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T

45、= 0.25hl'dsF = 0.25×11×52×53×120/1000 = 1029.6 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與開式小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×90mm，接觸長度:l' = 90-14 = 76 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×76×48×120/1000 = 985 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。 33第十部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條

46、件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 5×3×8×300 = 36000 h10.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1465.2+0× = 1465.2 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1465.2× = 13000 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6208軸承，Cr = 29.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 4.21

47、15;105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。10.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: 34P = XFr+YFa = 1×1404+0× = 1404 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1404× = 7684 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6211軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 6.4×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。 35第十一部分 減速器的潤滑和密封11.1 減速器的潤滑1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn) = 6.75 mm