V帶-展開(kāi)式二級(jí)直齒圓柱-聯(lián)軸器,F=1800,v=0.85,D=300,8小時(shí)300天8年(高下低上)

1、 目錄第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)31.1設(shè)計(jì)題目31.2設(shè)計(jì)步驟3第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案32.1傳動(dòng)方案32.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)3第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇43.1選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型43.2確定傳動(dòng)裝置的效率43.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量43.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù)43.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比5第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)64.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)64.2高速軸的參數(shù)64.3中間軸的參數(shù)64.4低速軸的參數(shù)74.5滾筒軸的參數(shù)7第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算8第六章 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算126.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)126.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)126.3確定傳動(dòng)尺寸146.4校核齒根彎曲疲勞

2、強(qiáng)度156.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸166.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)16第七章 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算177.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)177.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)177.3確定傳動(dòng)尺寸197.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度197.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸207.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)21第八章 軸的設(shè)計(jì)218.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算218.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算278.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算33第九章 滾動(dòng)軸承壽命校核399.1高速軸上的軸承校核399.2中間軸上的軸承校核409.3低速軸上的軸承校核41第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算4110.1高速軸與大帶輪鍵連接校核4110.2中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核

3、4210.3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核4210.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核4210.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核42第十一章 聯(lián)軸器的選擇4311.1低速軸上聯(lián)軸器43第十二章 減速器的密封與潤(rùn)滑4312.1減速器的密封4312.2齒輪的潤(rùn)滑4312.3軸承的潤(rùn)滑44第十三章 減速器附件設(shè)計(jì)4413.1油面指示器4413.2通氣器4413.3放油孔及放油螺塞4413.4窺視孔和視孔蓋4513.5定位銷(xiāo)4513.6啟蓋螺釘4513.7螺栓及螺釘45第十四章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸46第十五章 設(shè)計(jì)小結(jié)47第十六章 參考文獻(xiàn)47第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1.1設(shè)計(jì)題目 展開(kāi)式二級(jí)直齒圓柱減速器，拉

4、力F=1800N，速度v=0.85m/s，直徑D=300mm，每天工作小時(shí)數(shù)：8小時(shí)，工作年限（壽命）：8年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2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.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方案

5、的優(yōu)缺點(diǎn) 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器由于齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱(chēng)布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：3=0.98 普通V帶的傳動(dòng)效率：4=0.96 工作機(jī)效率：w=0.97 故傳動(dòng)裝置的總

6、效率a=124324w=0.853.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量 工作機(jī)所需功率為Pw=F×V1000=1800×0.851000=1.53kW3.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù) 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=1.530.85=1.8kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.853.14×300=54.14rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：2-4二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8-40因此理論傳動(dòng)比范圍為：16-160?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16-160)&

7、#215;54.14=866-8662r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y100L1-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=2.2kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1132S-82.27507102Y112M-62.210009403Y100L1-42.2150014304Y90L-22.230002840電機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×

8、G100380×245160×1401228×608×243.5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)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=143054.14=26.413（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2 高速級(jí)傳動(dòng)比i1=1.35×iaiv=4.22 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i2=3.13 減速器總傳動(dòng)比ib=i1×i2=13.2086第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)功率：P0=Pd=1.8kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=14

9、30rpm扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55×106×1.81430=12020.98Nmm4.2高速軸的參數(shù)功率：P1=P0×4=1.8×0.96=1.73kW轉(zhuǎn)速：n1=n0iv=14302=715rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×1.73715=23106.99Nmm4.3中間軸的參數(shù)功率：P2=P1×2×3=1.73×0.99×0.98=1.68kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=7154.22=169.43rpm

10、扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.55×106×1.68169.43=94693.97Nmm4.4低速軸的參數(shù)功率：P3=P2×2×3=1.68×0.99×0.98=1.63kW轉(zhuǎn)速：n3=n2i2=169.433.13=54.13rpm扭矩：T3=9.55×106×P3n3=9.55×106×1.6354.13=287576.21Nmm4.5滾筒軸的參數(shù)功率：Pw=P3×w×1×22=1.63×0.97×0.99&

11、#215;0.99×0.99 =1.53kW轉(zhuǎn)速：nw=n3=54.13rpm扭矩：Tw=9.55×106×Pwnw=9.55×106×1.5354.13=269933.49Nmm 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸1.812020.98143020.96軸1.731.7123106.9922875.92017154.220.97軸1.681.6694693.9793747.0303169.433.130.97軸1.631.61287576.21284700

12、.447954.1310.96工作機(jī)軸1.531.51269933.49266404.9554.13第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算1.已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容 設(shè)計(jì)普通V帶傳動(dòng)的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=1.8kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1430r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動(dòng)傳動(dòng)比i=2；設(shè)計(jì)的內(nèi)容是：帶的型號(hào)、長(zhǎng)度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。2.設(shè)計(jì)計(jì)算步驟（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=KA×P=1.1×1.8=1.98kW（2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。3.確定帶

13、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。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=75mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度v=×dd1×n60×1000=×75×143060×1000=5.61ms 因?yàn)?m/sv30m/s，故帶速合適。 取帶的滑動(dòng)率=0.02 （3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=i×dd1×1-=2×75×1-0.02=147mm 根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=150mm。（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度 根據(jù)式，初定中心距a0=180mm。

14、 由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×180+2×75+150+150-7524×180721mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=700mm。 按式計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=180+700-7212170mm 按式,中心距的變化范圍為160-191mm。（5）驗(yàn)算小帶輪的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-150-75×57.3°170=154.72°>120°（6

15、）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=75mm和n1=1430r/min,查表得P0=1.06kW。 根據(jù)n1=1430r/min，i=2和A型帶，查表得P0=0.168kW。 查表的K=0.929，表得KL=0.83，于是 Pr=P0+P0×K×KL=1.06+0.168×0.929×0.83=0.947kW2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=1.980.9472.09 取2根。（6）計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z

16、×v+q×v2=500×2.5-0.929×1.980.929×2×5.61+0.105×5.612=152.52N（7）計(jì)算壓軸力FpFp=2×z×F0×sin12=2×2×152.52×sin154.72°2=595.29N帶型A中心距170mm小帶輪基準(zhǔn)直徑75mm包角154.72°大帶輪基準(zhǔn)直徑150mm帶長(zhǎng)700mm帶的根數(shù)2初拉力152.52N帶速5.61m/s壓軸力595.29N4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪的軸孔直徑

17、d=28mm因?yàn)樾л哾d1=75<300mm因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×28=56mmda=dd1+2×ha=75+2×2.75=80mmB=z-1×e+2×f=32mmC=0.25×B=0.25×32=8mm由于當(dāng)B<1.5×d時(shí)，L=BL=B=32mm（2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=16mm因?yàn)榇髱л哾d2=150mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×16=32mmda=d

18、d1+2×ha=150+2×2.75=156mmB=z-1×e+2×f=32mmC=0.25×B=0.25×32=8mmL=2.0×d=2.0×16=32mm第六章 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=23×4.22=97。實(shí)際傳動(dòng)比i=4.217（3）壓力角=20°。6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小

19、齒輪分度圓直徑，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3T=9550000×Pn=9550000×1.73715=23106.99Nmm查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Za1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos23×cos20°23+2×1=30.172°a2=arccos

20、z2×cosz2+2×han*=arccos97×cos20°97+2×1=22.97°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=23×tan30.172-tan20°+97×tan22.97-tan20°2=1.72Z=4-3=4-1.723=0.872計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=

21、60×715×1×8×300×8=8.237×108NL2=NL1u=8.237×1084.22=1.952×108由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.984，KHN2=0.996取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.984×6001=590MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.996×5501=548MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=548MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×T

22、d×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×23106.991×4.22+14.22×2.46×189.8×0.8725482=34.488mm（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v=×d1t×n60×1000=×34.488×71560×1000=1.29齒寬bb=d×d1t=1×34.488=34.488mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1.25查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv

23、=1.076齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×23106.9934.488=1340.002NKA×Ftb=1.25×1340.00234.488=49Nmm<100Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.431 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.076×1.4×1.431=2.6953）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=34.488×32.6951.3=43.975mm4）確定模數(shù)

24、m=d1z1=43.97523=1.912mm，取m=2mm。6.3確定傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算中心距a=z1+z2×m2=120mm，圓整為120mm （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=23×2=46mmd2=z2×m=97×2=194mm （3）計(jì)算齒寬b=d×d1=46mm 取B1=55mm B2=50mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2×K×Tb×m×d1×YFa×YSa×YF1） K、T、m和d1同前齒寬b=b2=50齒形系數(shù)

25、YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查表得：YFa1=2.69，YFa2=2.182YSa1=1.575，YSa2=1.789查圖得重合度系數(shù)Y=0.686查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.807，KFN2=0.913取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1×Flim1S=0.807×5001.4=288.214MPaF2=KFN2×Flim2S=0.913×3801.4=247.814MPaF1=2×K×Tb×m

26、15;d1×YFa1×YSa1×Y=53.621MPa<F1=288.214MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=49.405MPa<F2=247.814MPa故彎曲強(qiáng)度足夠。6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=50mm da2=

27、d2+2×ha=m×z2+2han*=198mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=41mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=189mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z2397齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d46194齒頂圓直徑da50198齒根圓直徑df41189齒寬B

28、5550中心距a120120第七章 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×3.13=76。實(shí)際傳動(dòng)比i=3.167（3）壓力角=20°。7.2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d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3T=9550000×

29、;Pn=9550000×1.68169.43=94693.97Nmm查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Za1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos76×cos20°76+2×1=23.709°=z1×tana1-tan'+z2&

30、#215;tana2-tan'2=24×tan29.841-tan20°+76×tan23.709-tan20°2=1.71Z=4-3=4-1.713=0.874計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×169.43×1×8×300×8=1.952×108NL2=NL1u=1.952×1083.13=6.236×10

31、7由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.996，KHN2=0.999取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.996×6001=598MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.999×5501=549MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=549MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×94693.971×3.13+13.13×2.46×18

32、9.8×0.8745492=56.409mm（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v=×d1t×n60×1000=×56.409×169.4360×1000=0.5齒寬bb=d×d1t=1×56.409=56.409mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1.25查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.06齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×94693.9756.409=3357.406NKA×Ftb=1.25×3357.40656.409=7

33、4Nmm<100Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.444 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.06×1.4×1.444=2.6793）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=56.409×32.6791.3=71.784mm4）確定模數(shù)m=d1z1=71.78424=2.991mm，取m=3mm。7.3確定傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算中心距a=z1+z2×m2=150mm，圓整為150mm （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1

34、=z1×m=24×3=72mmd2=z2×m=76×3=228mm （3）計(jì)算齒寬b=d×d1=72mm 取B1=80mm B2=75mm7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2×K×Tb×m×d1×YFa×YSa×YF1） K、T、m和d1同前齒寬b=b2=75齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查表得：YFa1=2.62，YFa2=2.226YSa1=1.58，YSa2=1.766查圖得重合度系數(shù)Y=0.689查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Fl

35、im1=500MPa、Flim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.913，KFN2=1.015取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1×Flim1S=0.913×5001.4=326.071MPaF2=KFN2×Flim2S=1.015×3801.4=275.5MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y=62.676MPa<F1=326.071MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=5

36、9.519MPa<F2=275.5MPa故彎曲強(qiáng)度足夠。7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=78mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=234mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=64.5mm df2

37、=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=220.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z2476齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d72228齒頂圓直徑da78234齒根圓直徑df64.5220.5齒寬B8075中心距a150150第八章 軸的設(shè)計(jì)8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=715r/min；功率P=1.73kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=23106.9

38、9Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×31.73715=15.04mm由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×15.04=15.79mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為16mm故取dmin=16（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶

39、輪，選用普通平鍵，A型，b×h=5×5mm(GB/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=18mm；定位軸肩直徑為21mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。 外傳動(dòng)件到軸承透蓋端面距離K=20mm 軸承端蓋厚度e=10mm 調(diào)整墊片厚度t=2mm 箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=10mm各軸段直徑的確定 d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，d1=16mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=21mm d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一

40、致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=25mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承6205 d4：軸肩段，選擇d4=30mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 d6：過(guò)渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=30mm。 d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=25mm。各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=30mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=64mm。 L3：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=27mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，選取L4=100.5mm。 L5：由小齒

41、輪的寬度確定，取L5=55mm。 L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取L6=8mm。 L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=27mm。軸段1234567直徑(mm)16212530503025長(zhǎng)度(mm)306427100.555827（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.計(jì)算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑）Ft1=2×T1d1=2×23106.9946=1005N齒輪1所受的徑向力Fr1=Ft1×tan=1005×tan20°=366N第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La

42、=86mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=148mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=55.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類(lèi)型和布置方式有關(guān)在水平面內(nèi)高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=595.29N軸承A處水平支承力：RAH=Fr1×Lb-Q×LaLb+Lc=366×148-595.29×86148+55.5= 15N軸承B處水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=595.

43、29+1005-15=1585N在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1×LbLb+Lc=1005×148148+55.5= 731N軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=1005×55.5148+55.5= 274N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=152+7312=731.15N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=15852+2742=1608.51Nd.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上彎矩：MBH=Q×La=595.29×86=51195Nmm截面

44、C在水平面上的彎矩：MCH=RAH×Lc=15×55.5=832Nmm截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmme.在垂直平面上：截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上的彎矩：MCV=RAV×Lc=731×55.5=40570Nmm截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm合成彎矩，有：截面A處合成彎矩：MA=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=51195Nmm截面C處合成彎矩：MC=MCH2+MCV2=8322+405702=40579Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmm轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=22875.92N

45、mm截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+T2=511952+0.6×22875.922=53003Nmm截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+T2=405792+0.6×22875.922=42837Nmm截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.6×22875.922=13726Nmme.畫(huà)彎矩圖 彎矩圖如圖所示：f.按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=2649.38mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=5298.75mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=49.83MPa剪切應(yīng)力為=TWT=4.

46、36MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=50.1MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。8.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=169.43r/min；功率P=1.68kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=94693.97Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎

47、矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。dA0×3Pn=115×31.68169.43=24.71mm由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=25mm（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)大于2，因此設(shè)計(jì)成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個(gè)軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配

48、合固定。b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。確定各段軸直徑 d1：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=25mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承6205 d2：過(guò)渡軸段，故選取d2=30mm。 d3：軸肩段，故選取d3=40mm。 d4：過(guò)渡軸段，故選取d4=30mm。 d5：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=25mm。各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=37mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取L2=78mm。 L3：軸肩段，取L3=15mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒

49、輪寬度，選取L4=48mm。 L5：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=39.5mm。軸段12345直徑(mm)2530403025長(zhǎng)度(mm)3778154839.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.計(jì)算作用在軸上的力齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑）Ft2=2×T2d2=2×94693.97194=976N齒輪2所受的徑向力Fr2=Ft2×tan=976×tan20°=355N齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）Ft3=2×T2'd3=2×94693.9772=2630N齒輪

50、3所受的徑向力Fr3=Ft3×tan=2630×tan20°=957Nb.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離La=69mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離Lb=80mm，高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=56.5mm軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+LbLa+Lb+Lc=957×69-355×69+8069+80+56.5= 64N軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=957-64-355=538N軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3×La+Ft

51、2×La+LbLa+Lb+Lc=2630×69+976×69+8069+80+56.5= 1591N軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=2630×80+56.5+976×56.569+80+56.5= 2015N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=642+15912=1592.29N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=5382+20152=2085.59Nd.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩MAH=MBH=0截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-R

52、AH×Lc=-64×56.5=-3616Nmm截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=-RAH×Lc=-64×56.5=-3616Nmm截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBH×La=538×69=37122Nmm截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBH×La=538×69=37122Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=MBV=0Nmm截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=RAV×Lc=1591×56.5=89892Nmm截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBV×La=2015×

53、69=139035Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0Nmm截面C右側(cè)合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=-36162+898922=89965Nmm截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=-36162+898922=89965Nmm截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=371222+1390352=143905Nmm截面D左側(cè)合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=371222+1390352=143905Nmmf.繪制扭矩圖T2=93747.03Nmmg.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A和截面B處當(dāng)量彎矩MVA=MVB=0Nmm截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩MVC右=M

54、C右2+T2=899652+0.6×93747.032=106102Nmm截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩MVC左=MC左2+T2=899652+0.6×93747.032=106102Nmm截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩MVD右=MD右2+T2=1439052+0.6×93747.032=154507Nmm截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩MVD左=MD左2+T2=1439052+0.6×93747.032=154507Nmmh.校核軸的強(qiáng)度因軸截面D處彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=2649.38mm3抗扭截面系數(shù)為WT=

55、5;d316=5298.75mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=45.28MPa剪切應(yīng)力為=TWT=17.87MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=50.1MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。8.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=54.13r/min；功率P=1.63kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=287576.21Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度2

56、17255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA0×3Pn=112×31.6354.13=34.84mm由于最小軸段直徑截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.07×34.84=37.28mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為38mm故取dmin=38（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析。低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=14×9mm(G

57、B/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=56mm；定位軸肩直徑為43mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=38mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=43mm d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=45mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承6209 d4：軸肩段，選擇d4=50mm。 d5：軸肩，故選取d5=65mm。 d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=5

58、0mm。 d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=45mm。各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=80mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=60mm。 L3：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=41.5mm。 L4：過(guò)渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=57.5mm。 L5：軸肩，選取L5=10mm。 L6：由低速級(jí)大齒輪寬度確定，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=73mm。 L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=43.5mm。軸段1234567直徑(mm)38434550655045長(zhǎng)度(mm)806041.557.5107343.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.計(jì)算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d