立體車庫減速器設計計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u228411.1確定傳動比 1271401.2傳動裝置的參數(shù) 1242831.3齒輪傳動 2146201.3.1選材 2134961.3.2按齒面設計 3175891.3.3計算幾何尺寸 4262371.3.4齒根強度校核 5157091.4軸、軸承及聯(lián)軸器的設計 6122291.4.1輸入軸 6123831.4.2輸出軸 8123691.5選擇鍵并校核 10203981.5.1輸入軸的鍵 10262801.5.2輸出軸鍵選擇與校核 1026801.6選擇軸承并校核 10197161.6.1輸入軸軸承 117341.6.2輸出軸軸承 1147391.7選擇聯(lián)軸器并校核 1148401.7.1輸入軸聯(lián)軸器 11314671.7.2輸出軸聯(lián)軸器 11確定傳動比（1）YCJ132齒輪減速三相異步電動機。其參數(shù)為：功率P=0.75Kw，轉(zhuǎn)速為n=112r/min，轉(zhuǎn)距為T=62N·m。（2）傳動裝置總效率：a=0.973×0.96×0.962×0.96=0.799（3）總傳動比：i分配傳動裝置傳動比：i傳動裝置的參數(shù)（1）軸的轉(zhuǎn)速輸入軸：n輸出軸：n工作機軸：n（2）輸入功率輸入軸：P輸出軸：P工作機軸：P（3）輸出功率：輸入軸：P輸出軸：P工作機軸：P(4)輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸：T輸入軸：T輸出軸：T工作機軸：T（5）輸出轉(zhuǎn)矩：輸入軸：T輸出軸：T工作機軸：T齒輪傳動選材（1）小齒輪材料40Cr調(diào)質(zhì)處理，最大硬度280HBS，大齒輪材料45鋼調(diào)質(zhì)處理，最大硬度240HBS；（2）根據(jù)其工況，精度選為八級；（3）小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=24×4=96；（4）螺旋角選擇14°；（5）壓力角選擇20°[28]；按齒面設計齒輪分度圓直徑計算公式： d1≥載荷系數(shù)KHt=1.3，小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T齒寬系數(shù)φd=1，區(qū)域系數(shù)ZH=2.44，彈性影響系數(shù)ZE端面壓力角：ααα端面重合度：ε軸向重合度：ε重合度系數(shù)：Z螺旋角系數(shù)Z小齒輪的接觸疲勞極限Hlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2=550MPa。應力循環(huán)次數(shù)：NN接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN1=0.93、KHN2=0.95，安全系數(shù)S取1[30]，得：σσσ小齒輪分度圓直徑：d圓周速度：v=齒寬：b=使用系數(shù)KA=1。v=0.42m/s、8級精度，齒輪的圓周力為：FK動載系數(shù)KV=1.02，齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4，小齒輪的KH=1.3432，則載荷系數(shù)為：K=用實際載荷系數(shù)計算分度圓直徑：d及齒輪模數(shù)：m將齒輪模數(shù)取整為2mm。計算幾何尺寸（1）中心距：a=將a取整為125mm。（2）修正螺旋角：β=arccos（3）大、小齒輪分度圓直徑：dd（4）齒輪寬度：b=b1取整為56mm，b2取整為51mm。齒根強度校核（1）強度條件 σF=當量齒數(shù)：ZZ基圓螺旋角：β當量齒輪重合度：ε軸向重合度：ε重合度系數(shù)：Y彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)：Y齒形系數(shù)YFa1=2.56，YFa2=2.17；應力修正系數(shù)YSa1=1.62，YSa2=1.83。查取齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4，KF，則載荷系數(shù)：K小齒輪彎曲疲勞極限為Flim1=500MPa，大齒輪彎曲疲勞極限Flim2=380MPa。根據(jù)《機械設計手冊》得，彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89、KFN2=0.93，安全系數(shù)S=1.4，可得：σσ校核齒根彎曲疲勞強度：σσ經(jīng)計算，符合要求。軸、軸承及聯(lián)軸器的設計輸入軸（1）功率P1=0.72KW，轉(zhuǎn)速n1=112r/min，轉(zhuǎn)矩T1=67.39Nm（2）求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為：d1=50.42mm則：FFF（3）初步確定軸的最小直徑：選用45鋼，進行調(diào)質(zhì)處理，初步選取A0=112，得：d聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，根據(jù)《機械設計手冊》，取KA=1.3，則：T電機軸的直徑為32mm，根據(jù)《機械設計手冊》選用GYH4型聯(lián)軸器。由聯(lián)軸器的孔徑確定d12=25mm。（4）軸的尺寸需要對聯(lián)軸器進行定位，令II=III段的直徑d23=30mm；左邊靠軸端擋圈定位，取其直徑D=35mm。軸和聯(lián)軸器的配合長度L=44mm，為避免擋圈和軸發(fā)生干涉，I-II段的長度略小于L，取l12=42mm[31]。根據(jù)工作條件及d23=30mm，選單列圓錐滾子軸承30207，它的尺寸d×D×T=35×72×18.25mm，得d34=d78=35mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=18.25+15=33.25mm。軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，取d45=d67=42mm。為了提高強度，制作成齒輪軸的形式，所以l56=B=56mm，d56=d1=50.42mm聯(lián)軸器右端面和軸承端蓋的外端面應有一定的距離，取l23=50mm。齒輪與箱體內(nèi)壁的距離Δ=16mm，為減小鑄造誤差，軸承和箱體內(nèi)壁要留有一定距離，取s=8mm，則：l45=Δ+s-15=16+8-15=9mml67=Δ+s-15=16+8-15=9mm確定好軸的尺寸后，繪制其結構圖如REF_Ref72362211\h圖51所示：圖STYLEREF1\s5SEQ圖\*ARABIC\s11輸入軸結構圖（5）對軸受力分析并校核查手冊得a=15.3mm聯(lián)軸器中點與左支點間距L1=44/2+50+15.3=87.3mm齒寬中點與左支點間距L2=56/2+33.25+9-15.3=55mm齒寬中點與右支點間距L3=56/2+9+33.25-15.3=55mm計算軸的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF計算軸的彎矩水平彎矩：

M垂直彎矩：

MM合成彎矩：

MMα=6，按彎扭組合強度條件校核軸的強度：σ6.6MPa≤σ輸出軸（1）求輸出軸上的功率P2=0.69KW，轉(zhuǎn)速n2=28r/min，轉(zhuǎn)矩T2=235.34Nm。（2）求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為：d2=199.58mm，則：

FFF（3）初步確定軸的最小直徑選用45鋼，進行調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)《機械設計手冊》取A0=112，得：聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2，根據(jù)《機械設計手冊》取KA=1.3，則：根據(jù)《機械設計手冊》，選用GYH5型聯(lián)軸器。由聯(lián)軸器的孔徑確定d12=25mm。（4）軸的尺寸需要對半聯(lián)軸器進行定位，令II-III段的直徑d23=45mm；左邊靠軸端擋圈定位，取其直徑D=50mm。軸和聯(lián)軸器配合長度L=84mm，為避免擋圈和軸發(fā)生干涉，I-II段的長度應略小于L，取l12=82mm[32]。根據(jù)工作條件及d23=45mm，選用單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為d×D×T=50mm×90mm×21.75mm，故d34=d67=50mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67=21.75+15=36.75mm軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，取d56=57mm。齒輪安裝處即IV-V段的直徑為d45=55mm；齒輪左邊和軸承之間用擋油環(huán)定位。大齒輪的輪轂寬度為B=51mm，為了壓緊齒輪，軸段寬度應略小于輪轂，取l45=49mm。軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右面要留有間隔，取l23=50mm。小齒輪端面距箱體內(nèi)壁的距離Δ=16mm，為減小鑄造誤差，軸承和箱體內(nèi)壁要留有一定距離，取s=8mm，則：l34=T+s+Δ+2.5+2=21.75+8+16+2.5+2=50.25mml56=s+Δ+2.5-15=8+16+2.5-15=11.5mm確定好軸的尺寸后，繪制其結構圖如REF_Ref72364239\h圖52所示：圖STYLEREF1\s5SEQ圖\*ARABIC\s12輸出軸結構圖（5）對軸受力分析并校核查《機械設計手冊》，a=20mm左支點和齒寬中點距離L2=51/2-2+50.25-20=53.8mm右支點和齒寬中點距離L3=51/2+11.5+36.75-20=53.8mm軸的水平面支反力：FF軸的垂直面支反力：FF水平彎矩：M垂直彎矩：MM合成彎矩：MM校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面的強度，根據(jù)校核公式，取=0.6，則有：σ10MPa≤σ選擇鍵并校核輸入軸的鍵聯(lián)軸器處選用平鍵，其尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×36mm，接觸長度為28mm，其傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=0.25T≥T1，鍵強度足夠。輸出軸鍵選擇與校核（1）大齒輪和輸出軸處采用平鍵，其尺寸為：b×h×l=16mm×10mm×45mm，接觸長度為29mm，其傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=0.25T≥T2，鍵強度足夠。（2）聯(lián)軸器和輸出軸處選用平鍵，其尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×70mm，接觸長度為58mm，其傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=0.25T≥T2，鍵強度足夠。選擇軸承并校核根據(jù)工況，預計軸承壽命為L輸入軸軸承該軸承受徑向力和軸向力，查得其徑向動載荷系數(shù)X=1，軸向動載荷系數(shù)Y=0，所以當量動載荷：P=軸承的基本額定載荷：C=P查《機械設計手冊》，選用30207軸承，Cr=54.2KN。L軸承的壽命滿足使用期限。輸出軸軸承該軸承受徑向力和軸向力，查得其徑向動載荷系數(shù)X=1，軸向動載荷系數(shù)Y=0[33]，所以當量動載荷：P=軸承的基本額定載荷：C=P查《機械設計手冊》，選用30210軸承，Cr=73.20KN，有：L軸