1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書.4第二部分 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案.5第三部分 電動機(jī)的選擇.5 3.1 電動機(jī)的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù).7第五部分 V帶的設(shè)計(jì).9 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.9 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).11第六部分 齒輪傳動的設(shè)計(jì).13 6.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算.13 6.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算.20第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).28 7.

2、1 輸入軸的設(shè)計(jì).28 7.2 中間軸的設(shè)計(jì).32 7.3 輸出軸的設(shè)計(jì).38第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.44 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.44 8.2 中間軸鍵選擇與校核.44 8.3 輸出軸鍵選擇與校核.44第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.45 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.45 9.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核.46 9.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.46第十部分 聯(lián)軸器的選擇.47第十一部分 減速器的潤滑和密封.48 11.1 減速器的潤滑.48 11.2 減速器的密封.49第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.50設(shè)計(jì)小結(jié).52參考文獻(xiàn).53第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)

3、設(shè)計(jì)展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 750Nm，V = 0.75m/s，D = 300mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動機(jī)的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動軸承和傳動軸的設(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)第二部分 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動方案特點(diǎn)1.組成：傳動裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.

4、特點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：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。選擇V帶傳動和展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。二. 計(jì)算傳動裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.960.9940.9720.990.96=0.825h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動機(jī)的選擇1 電動機(jī)的選擇圓周速度v:v=0.75m/s工作機(jī)的功率Pw:Pw=2TVD=27500.75300=3.75Kw電動機(jī)所需工作功率為:Pd=Pwa=3.750.

5、825=4.55Kw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=601000VD=6010000.75300=47.8rmin 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=840，則總傳動比合理范圍為ia=16160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)47.8 = 764.87648r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑

6、電動機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG132mm47531521614012mm388010333.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nmn=144047.8= 30.13（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0i 式中i0,i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2，則減速器傳動比為:i=iai0=30.132=15.06取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12=1.3i=1.315.06=4.42則低速級的傳動比為:i23=ii12=15.064.4

7、2=3.41第四部分 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI=nmi0=14402=720rmin中間軸：nII=nIi12=7204.42=162.9rmin輸出軸：nIII=nIIi23=162.93.41=47.77rmin工作機(jī)軸：nIV= nIII=47.77rmin（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI= Pd1=4.550.96=4.37Kw中間軸：PII= PI23=4.370.990.97=4.2Kw輸出軸：PIII= PII23=4.20.990.97=4.03Kw工作機(jī)軸：PIV= PIII24=4.030.990.99=3.95Kw則各軸的輸出功率：輸入軸：

8、PI= PI2=4.370.99=4.33Kw中間軸：PII= PII2=4.20.99=4.16Kw輸出軸：PIII= PIII2=4.030.99=3.99Kw工作機(jī)軸：PIV= PIV2=3.950.99=3.91Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9550Pdnm=95504.551440=30.18Nm輸入軸：TI=9550PInI=95504.37720=57.96Nm中間軸：TII=9550PIInII=95504.2162.9=246.22Nm輸出軸：TIII=9550PIIInIII=95504.0347.77=805.66Nm工作機(jī)軸：TIV=9550PIVnI

9、V=95503.9547.77=789.67Nm各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI= TI2=57.960.99=57.38Nm中間軸：TII= TII2=246.220.99=243.76Nm輸出軸：TIII= TIII2=805.660.99=797.6Nm工作機(jī)軸：TIV= TIV2=789.670.99=781.77Nm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 = 1.1，故Pca= KAPd=1.14.55=5Kw2.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）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表

10、，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 90 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度v=dd1nm601000=901440601000=6.78ms 因?yàn)? m/s v 1206.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 = 90 mm和nm = 1440 r/min，查表得P0 = 1.06 kW。 根據(jù)nm = 1440 r/min，i0 = 2和A型帶，查表得DP0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.98，查表得KL = 0.96，于是Pr=P0+P0KKL=1.06+0.170.980.96=1.16Kw 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=51.16=4.

11、31 取5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=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9850.9856.78+0.1056.782=119.21N8.計(jì)算壓軸力FPFp=2zF0 sin12=25119.21sin169.72=1187.21N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)5根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd190mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2180mmV帶中心距a501mm帶基準(zhǔn)長度Ld1430mm小帶輪包角1169.7帶速6.78m/s單根V帶初拉力F0119.21N壓軸力Fp1187.21N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)

12、設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動機(jī)軸直徑DD = 38mm38mm分度圓直徑dd190mmdadd1+2ha90+22.7595.5mmd1(1.82)d(1.82)3876mmB(z-1)e+2f(5-1)15+2978mmL(1.52)B(1.52)78117mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(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 = 21mm21mm分度圓直徑dd2180mmdadd1+2ha180+22.75185.5mmd1(1.82)d(1.82)2142mmB(z-

13、1)e+2f(5-1)15+2978mmL(1.52)d(1.52)2142mm第六部分 齒輪傳動的設(shè)計(jì)6.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：采用硬齒面，選擇選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度范圍48-55HRC，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度范圍40-50HRC。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 22，大齒輪齒數(shù)Z2 = 224.42 = 97.24，取Z2= 97。（4）初選螺旋角b = 14。（5）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mnt32KT1YYcos2dZ

14、12YFaYSaF1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 57.96 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 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.561at1=arccosZ1costZ1+2han*cos =arccos22cos20.56122+21cos14=30.647at2=arccosZ2costZ2+2han*cos =arccos97cos20.56197+21cos14=23.377端面重合度：=12Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant=1

15、222tan30.647-tan20.561+97tan23.377-tan20.561=1.643軸向重合度：=dZ1tan=122tan14=1.746基圓螺旋角：b=arctantancost=arctantan14cos20.561=13.141當(dāng)量齒輪重合度：v=cos2b=1.643cos13.1412=1.732重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.732=0.683計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120=1-1.74614120=0.796計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1cos3=22cos143=24.081ZV2=Z2cos3=97cos143=106

16、.174由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83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 = 600 MPa、sFlim2 = 450 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=6072011018300=1.04109N2=N1i12=1.041094.42=2.35108由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.856001.4=364.29MPaF2=KFN2Flim2S

17、=0.874501.4=279.64MPaYFa1YSa1F1=2.631.59364.29=0.0115YFa2YSa2F2=2.171.83279.64=0.0142因?yàn)榇簖X輪的YFaYSaF大于小齒輪，所以取YFaYSaF=YFa2YSa2F2=0.01422）試算齒輪模數(shù)mnt3 2KFT1YYcos2dZ12YFaYSaF=3 210001.357.960.6830.796cos21412220.0142=1.313mm（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=mntZ1cos=1.31322cos14=29.769mmv=d1n1601000=29.7697

18、20601000=1.12ms齒寬bb=dd1=129.769=29.769mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=21+0.251.313=2.954mmbh=29.7692.954=10.082）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 1.12 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1=2100057.9629.769=3893.984NKAFt1b=1.253893.98429.769=163.51Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非

19、對稱布置時(shí)，KHb = 1.505，結(jié)合b/h = 10.08查圖，得KFb = 1.089。則載荷系數(shù)為：KF=KAKVKFKF=1.251.081.41.089=2.0583）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.31332.0581.3=1.53mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=Z1+Z2mn2cos=22+9722cos14=122.639mm中心距圓整為a = 123 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos22+9722123=14.66即：b = 143936（3）計(jì)算大、

20、小齒輪的分度圓直徑d1=mnZ1cos=222cos14.66=45.479mmd2=mnZ2cos=297cos14.66=200.521mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=dd1=145.479=45.479mm取b2 = 45 mm、b1 = 50 mm。4.校核接觸疲勞強(qiáng)度（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件H=ZEZHZZ2KHT1dd13u+1uH1）確定公式中各參數(shù)值由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20cos14.66=20.617at1=arccosZ1costZ1+2han*cos =arccos

21、22cos20.61722+21cos14.66=30.659at2=arccosZ2costZ2+2han*cos =arccos97cos20.61797+21cos14.66=23.418端面重合度：=12Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant=1222tan30.659-tan20.617+97tan23.418-tan20.617=1.636軸向重合度：=dZ1tan=122tan14.66=1.832重合度系數(shù)：Z=4-31-+=4-1.63631-1.832+1.8321.636=0.681由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14.66=0.984計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)

22、KH齒輪的圓周力Ft1=2T1d1=2100057.9645.479=2548.869NKAFt1b=1.252548.86945.479=70.06Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVKHKH=1.251.081.41.505=2.844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 = 1180 MPa、sHlim2 = 1135 MPa。由圖查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91取安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Flim1S=0.8811801=1038.4MPaH2=KHN2

23、Flim2S=0.9111351=1032.85MPa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H=H2=1032.85MPa2）接觸疲勞強(qiáng)度校核H=ZEZHZZ2KHT1dd13u+1u=189.82.420.6810.984210002.84457.96145.47934.42+14.42=638.072MPaH滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 22、Z2 = 97，模數(shù)mn = 2 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 14.66= 143936，中心距a = 123 mm，齒寬b1 = 50 mm、b2 = 45 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號

24、名稱計(jì)算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z2297螺旋角左143936右143936齒寬b50mm45mm分度圓直徑d45.479mm200.521mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha49.479mm204.521mm齒根圓直徑dfd-2hf40.479mm195.521mm6.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：采用硬齒面，選擇選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度范圍48-55H

25、RC，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度范圍40-50HRC。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z3 = 24，大齒輪齒數(shù)Z4 = 243.41 = 81.84，取Z4= 83。（4）初選螺旋角b = 13。（5）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mnt32KT2YYcos2dZ32YFaYSaF1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 246.22 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 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20cos

26、13=20.482at1=arccosZ3costZ3+2han*cos =arccos24cos20.48224+21cos13=29.963at2=arccosZ4costZ4+2han*cos =arccos83cos20.48283+21cos13=23.756端面重合度：=12Z3tanat1-tant+Z4tanat2-tant=1224tan29.963-tan20.482+83tan23.756-tan20.482=1.655軸向重合度：=dZ3tan=124tan13=1.764基圓螺旋角：b=arctantancost=arctantan13cos20.482=12.204

27、當(dāng)量齒輪重合度：v=cos2b=1.655cos12.2042=1.732重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.732=0.683計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120=1-1.76413120=0.809計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3=Z3cos3=24cos133=25.942ZV4=Z4cos3=83cos133=89.716由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.79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 = 600 MPa、sFlim2 =

28、 450 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n2jLh=60162.911018300=2.35108N2=N1i23=2.351083.41=6.88107由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.87、KFN2 = 0.9取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.876001.4=372.86MPaF2=KFN2Flim2S=0.94501.4=289.29MPaYFa1YSa1F1=2.611.61372.86=0.0113YFa2YSa2F2=2.231.79289.29=0.0138因?yàn)榇簖X輪的YFaYSaF大于小齒輪，所以取YFaYSaF=YFa2YSa2F2=0.

29、01382）試算齒輪模數(shù)mnt3 2KFT2YYcos2dZ32YFaYSaF=3 210001.3246.220.6830.809cos21312420.0138=2.004mm（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vd3=mntZ3cos=2.00424cos13=49.36mmv=d3n2601000=49.36162.9601000=0.42ms齒寬bb=dd3=149.36=49.36mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=21+0.252.004=4.509mmbh=49.364.509=10.952）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得使用系數(shù)KA =

30、1.25。根據(jù)v = 0.42 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.02。齒輪的圓周力Ft1=2T2d3=21000246.2249.36=9976.499NKAFt1b=1.259976.49949.36=252.65Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KHb = 1.51，結(jié)合b/h = 10.95查圖，得KFb = 1.476。則載荷系數(shù)為：KF=KAKVKFKF=1.251.021.41.476=2.6353）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=2.00432.6351.

31、3=2.536mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=Z3+Z4mn2cos=24+8332cos13=164.717mm中心距圓整為a = 165 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ3+Z4mn2a=arccos24+8332165=13.419即：b = 13258（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d3=mnZ3cos=324cos13.419=74.019mmd4=mnZ4cos=383cos13.419=255.982mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=dd3=174.019=74.019mm取b4 = 75 mm、b3 = 80 mm。4.校

32、核接觸疲勞強(qiáng)度（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件H=ZEZHZZ2KHT2dd33u+1uH1）確定公式中各參數(shù)值由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20cos13.419=20.515at1=arccosZ3costZ3+2han*cos =arccos24cos20.51524+21cos13.419=29.971at2=arccosZ4costZ4+2han*cos =arccos83cos20.51583+21cos13.419=23.779端面重合度：=12Z3tanat1-tant+Z4tana

33、t2-tant=1224tan29.971-tan20.515+83tan23.779-tan20.515=1.651軸向重合度：=dZ3tan=124tan13.419=1.823重合度系數(shù)：Z=4-31-+=4-1.65131-1.823+1.8231.651=0.678由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos13.419=0.986計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH齒輪的圓周力Ft1=2T2d3=21000246.2274.019=6652.886NKAFt1b=1.256652.88674.019=112.35Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVK

34、HKH=1.251.021.41.51=2.695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 = 1180 MPa、sHlim2 = 1135 MPa。由圖查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 = 0.91、KHN2 = 0.93取安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Flim1S=0.9111801=1073.8MPaH2=KHN2Flim2S=0.9311351=1055.55MPa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H=H2=1055.55MPa2）接觸疲勞強(qiáng)度校核H=ZEZHZZ2KHT2dd33u+1u=189.82.440.6780.986

35、210002.695246.22174.01933.41+13.41=636.907MPaH滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z3 = 24、Z4 = 83，模數(shù)mn = 3 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 13.419= 13258，中心距a = 165 mm，齒寬b3 = 80 mm、b4 = 75 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2483螺旋角左13258右13258齒寬b80mm75mm分度圓直徑d74.019mm255.982mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm

36、3mm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+2ha80.019mm261.982mm齒根圓直徑dfd-2hf66.519mm248.482mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 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T1P1 = 4.37 KW n1 = 720 r/min T1 = 57.96 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 45.479 mm 則:Ft=2T1d1=2100057.9645.479=2548.9NFr=Fttanncos=2548.9tan20

37、cos14.66=958.9NFa=Fttan=2548.9tan14.66=666.4N3.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=A03P1n1=112 34.37720=20.4mm 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 = 21 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.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 = 26 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 31 mm

38、。大帶輪寬度B = 78 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 = 76 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 26 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7206C，其尺寸為dDT = 306216 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36

39、 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 = 50 mm，d56 = d1 = 45.479 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。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 80 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 mml67 = +s-15

40、= 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)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7206C軸承查手冊得a = 14.2 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (78/2+50+14.2)mm = 103.2 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (50/2+31+101-14.2)mm = 142.8 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (50/2+9+31-14.2)mm = 50.8 mm V帶壓軸力Fp = 1187.21 N2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=2548.950.8142.8+50.8=668.8NFNH2=F

41、tL2L2+L3=2548.9142.8142.8+50.8=1880.1N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3+Fad12-FpL1+L2+L3L2+L3=958.950.8+666.445.4792-1187.21103.2+142.8+50.8142.8+50.8=-1490.2NFNV2=FrL2-Fad12+FpL1L2+L3=958.9142.8-666.445.4792+1187.21103.2142.8+50.8=1261.9N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=668.8142.8=95505Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=

42、1187.21103.2=122520Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-1490.2142.8=-212801NmmMV2=FNV2L3=1261.950.8=64105Nmm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=MH2+MV12=955052+-2128012=233250NmmM2=MH2+MV22=955052+641052=115025Nmm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)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）

43、進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：ca=McaW=M12+T12W=2332502+0.657.96100020.145.4793=25.1MPa-1=60MPa 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：7.2 中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 4.2 KW n2 = 162.9 r/min T2 = 246.22 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 200.521 mm 則:Ft1=2T2d2=21000246.22200.521=2455.8NF

44、r1=Ft1tanncos=2455.8tan20cos14.66=923.9NFa1=Ft1tan=2455.8tan14.66=642.1N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 74.019 mm 則:Ft2=2T2d3=21000246.2274.019=6652.9NFr2=Ft2tanncos=6652.9tan20cos13.419=2489.3NFa2=Ft2tan=6652.9tan13.419=1586.4N3.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 = 107，得:dmin=A03P2n2=107 34.2162

45、.9=31.6mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 31.6 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7207C，其尺寸為dDT = 357217 mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 40 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 45 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 43 mm

46、。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7207C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 40 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 80 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l23 = 78 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 17 mm，則l12 = T+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 17+8+16+2