二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)

1、目錄1. 設(shè)計(jì)任務(wù) 22. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定 23. 電動(dòng)機(jī)的選擇 33.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類(lèi)型 33.2傳動(dòng)比的分配 53.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 54. 減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 74.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 74.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 115. 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì) 165.1軸的設(shè)計(jì) 165.2鍵的選擇與校核 235.3軸承的的選擇與壽命校核 256. 箱體的設(shè)計(jì) 286.1箱體附件 286.2鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表 297. 潤(rùn)滑和密封 307.1潤(rùn)滑方式選擇 307.2密圭寸方式選擇 30參考資料目錄 301. 設(shè)計(jì)任務(wù)1.1設(shè)計(jì)任務(wù)

2、設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，工作時(shí)有輕微沖擊，輸送帶允許速度誤差土4%,二班制，使用期限12年（每年工作日300天），連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年，小 批量生產(chǎn)。1.2原始數(shù)據(jù)滾筒圓周力：F = 900N輸送帶帶速：v = 2.4（4%）m/s滾筒直徑：450 mm1.3工作條件二班制，空載起動(dòng)，有輕微沖擊，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年；三相交流電源， 電壓為380/220V。2. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示：lieI電動(dòng)機(jī)亍乙或聯(lián)鈾器匚3-二級(jí)齒輪耳速器 5-落胃7 6-眷送芾帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1通過(guò)聯(lián)軸器2將動(dòng)力傳入兩級(jí)齒輪減速11計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果器3,再經(jīng)聯(lián)軸器4

3、將動(dòng)力傳至輸送機(jī)滾筒5帶動(dòng)輸送帶6工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中采用兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)為斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)為直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。展開(kāi)式減速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱(chēng)，因此要求軸有較大的剛度。3.電動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類(lèi)型按設(shè)計(jì)要求及工作條件，選用 丫系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電壓 380V。3.1.1選擇電動(dòng)機(jī)的容量根據(jù)已知條件計(jì)算，工作機(jī)所需要的有效功率rFv 900汽 2.4 c 巳=2.16kW1000 1000設(shè)：n 4w輸送機(jī)滾同軸至輸送帶間的傳動(dòng)效率；n c 聯(lián)軸器效率，n c=0.

4、99 （見(jiàn)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）表3 1）;Pw=2.16kn g閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率，n g=0.98 （同上）；Wn b滾動(dòng)軸承（一對(duì)球軸承），n b=0.99 （同上）;n cy輸送機(jī)滾筒效率，n cy =0.96 （同上）。估算傳動(dòng)裝置的總效率n - n n n n n011223344 國(guó)式中n01c=0.99叫2=0.99X0.98 = 0.9702口23=0.99 匯 0.98 =0.970204 =*巳=0.99沃0.99 =0.9801“4w hnjcy =0.99 汽0.96 =0.9504傳動(dòng)總效傳動(dòng)系統(tǒng)效率率n =n0；12r3? = 0.99 0.97

5、020.9702 0.9801 0.9504 0.8680n =0.8680_Pw2.16工作機(jī)所需要電動(dòng)機(jī)功率P =豐一 0 8680 一 24884kWPr=2.4884kWPm=3kW選擇電動(dòng)機(jī)容量時(shí)應(yīng)保證電動(dòng)機(jī)的額定功率 Pm 等于或大于工作機(jī)所需的電 動(dòng)機(jī)動(dòng)率Pr。因工作時(shí)存在輕微沖擊，電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm要大于Pr。由機(jī) 械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）表32所列丫系列三相異步電動(dòng)機(jī) 技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿(mǎn)足選 Pm > Pr條件的電動(dòng)機(jī)額定功率Pm應(yīng)取為3kW。3.1.2確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由已知條件計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速nw2.4 603.14 450 10-101.91r /

6、min傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比nm inw由機(jī)械設(shè)計(jì)（高等教育出版社）表18 1查得，展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減 速器推薦傳動(dòng)比范圍為i=860,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n m =i nw = （8 60） 101.9 815.28 6114.6r / min由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）表32可以查得電動(dòng)機(jī)數(shù) 據(jù)如下表：萬(wàn)案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kw）滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動(dòng)比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通過(guò)對(duì)以上方案比較可以看出：方案1選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最高、尺寸最小、重量最低、價(jià)格最低，總傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)Y100L2-

7、4型為28.26。但總傳動(dòng)比最大，傳動(dòng)系統(tǒng)（減速器）尺寸大，成本提高。方案2選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速中等、質(zhì)量較輕、價(jià)格較低，總傳動(dòng)比為14.13。傳動(dòng)系統(tǒng)（減電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速nm=1440r/mi n總傳動(dòng)比i=14.13速器）尺寸適中。方案3選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最低、質(zhì)量最重、價(jià)格高，總傳動(dòng)比 為9.42。對(duì)于展開(kāi)式兩級(jí)減速器（i=860）綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、 質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案2比較合理。Y100L2-4ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.009-0.0046082410012205205180245170380型三相異步電動(dòng)機(jī)的額定

8、功率 Pm=3kw，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。由機(jī)械設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）表33電動(dòng)機(jī)的安裝及外型尺寸（單位mm） 如下：計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果查得電動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)基本參數(shù)如下：中心高H =100mm,軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑 0 = 28(0004) mm，軸伸出部分長(zhǎng)度E = 60mm。3.2傳動(dòng)比的分配帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比i=14.13由傳動(dòng)系統(tǒng)方案可知i°1 = ：34 = 1因此，兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比i -14.13i01i 34為便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑，當(dāng)兩級(jí)齒輪的配對(duì)材料相同、齒面硬度HBS<350,、齒寬系數(shù)相等時(shí)，

9、考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級(jí)傳動(dòng)比“=1.3乞=丁1.3 28.2& 4.286低速級(jí)傳動(dòng)比&14.13 小“i23 一送一-3.297i124.286傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比分別為i12 = 4.28601=1 応=4.286 i23 =3.297 i34 =1i23 = 3.2973.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算取電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為1軸、中速軸為2軸、低速軸3軸，帶式輸送機(jī)滾筒軸為4軸。各軸的轉(zhuǎn)速如下n = nm = 1440r / minn01440,小，口 - 1440r /mini01 1n11440“小,.n2 - 336r / mini124.2

10、86i23336 =102r/min3.29704i34102 = 102r/min1計(jì)算出各軸的輸入功率R =歹。廣 2.48847.99= 2.4635kWP2 = R% = 2.4635 0.9702= 2.3901kW巳二 P2 23 二 2.3901 0.9702 二 2.3189kWF4 =因34 = 2.31897.980仁 2.2728kW計(jì)算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩F02.4884A = 9550一 = 9550匯=16.50N mn。1440T =心001 T6.50"7.99=16.34N m花12 =16.34沃4.286沃 0.9702= 67.95N m乙二 Ei

11、23 23 = 67.95 3.297 0.9702 = 217.36N mT 二 34 = 217.36 1 0.980 V 213.03N m運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如下表格所示軸號(hào)電動(dòng)機(jī)兩級(jí)圓柱齒輪減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速 n(r/mi n)14401440336102102r功率p（ Kw）2.48842.4635P 2.39012.31892.2728 :轉(zhuǎn)矩T（ N?m）16.5016.3467.95217.36213.03兩軸聯(lián)接、傳動(dòng)件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動(dòng)比i14.2863.2971傳動(dòng)效率n0.990.97020.97020.9801（注：除了電動(dòng)機(jī)軸的轉(zhuǎn)矩為

12、輸出轉(zhuǎn)矩外，其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩。）計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果4.減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1、初選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料及熱處理：選擇小齒輪材料 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240HBS。齒輪精度：7級(jí)（3）初選小齒輪齒數(shù)zi=24,大齒輪齒數(shù)Z2=103初選螺旋角B =14°(5)壓力角a =20°Ct =20°2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）.由機(jī)械設(shè)計(jì)（高等教育出版社 第九版）式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d2心6 .uhZhZeZI2¥dUiX】丿確

13、定公式中的各參數(shù)值。試選載何系數(shù)心=1.0。由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Zb。Zp = VcosP =Ucos14° = 0.985計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：丁 9.55匯 106P 9.55漢106 7.4635 , “ “仃，T1 = = 1.634漢 104N mmn1440由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433。由表10-7選取齒寬系數(shù)°d1。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa"2。由式（10-21）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) JW =arctan(tann /cosP) =arctan(ta20/cos14)20.562%

14、 narccoscosttZi +2hCcos0) =arccos24cos20.56切24+2"漢cos14) =29.974% =arccosfecostt/(Z2 +2lhncosB) =arccos103cos20.56燈(103+2XM8s14) = 23.22?1 1為=z(tanQat1-ta noQ +z2(tan2-ta naj/2 算=24漢(ta n29.97*-ta n20.562) +103(tan23.22$ta n20.562)/2 兀=1.655g0=6dZta nB" =1 漢 24"a n14/兀=1.9054-1.651-1.

15、905)1.9°5 0.6661.655計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力'"H丨由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為二Hlim1 =600MPa和二 Hiim2 =550MPa由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 =60n 1jLh =60 1440 1 (2 8 300 12)= 4.977 1092 二 NJu =4.977 109 /(103/24) = 1.160 109由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 =0.89 KHN2 =0.92取失效概率為1%安全系數(shù)S=1二 H 1 -KHNHlim1 0.89 600=534MPa二 H】2

16、KHN2SHlim2 嚴(yán) 550=506MPa取二H1和二H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即二H 二二H 2 =506MPa 計(jì)算小齒輪分度圓直徑。d J 2KL 山 ZhZeZZp' d1工廠丿:-：Jd u2 勺.0勺.634"04 ,103/24)+1 J2.433x189.8x0.666x0.985$“(103/24) I506=24.353mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度v二切 : 24.353 1440 v =60 1000 60 1000 齒寬b= 1.836m/sb=Gdd1t=1 24.353= 28.3

17、53mm2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kh 查得使用系數(shù)Ka =1 0根據(jù)v=2.183m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.08 齒輪的圓周力 Ft1 =2Tt/d1t =2 1.634 104 / 28.353 =1.131 103N , KAFt1/b=1 1.131 103/28.353 =41.4N/mm ：100N/mm ,:H =506MPa計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)Kh = 1.4。由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)分布時(shí)，Kh p =1.414。其載荷系數(shù)為Kh =KaKvKHo（Kh p =1X1.08X1.4X1.414 =2.

18、1383）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑3RM2.138d = du I= 28.353汽 J= 34.107mmVKHtV 1.3g =d1 cosP / 乙=34.107 ：cos14 / 24 = 1.382 mm3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即2m 二2GTYcos 0 嚴(yán)玄丫mn t J不2（）y d Z1 F1）確定公式中的各參數(shù)值試選載何系數(shù)Kr =1.3由式（10-19）,可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)YPb =arctan（tan P cos%） = arctan（tan14'cos20.562）=13.140“% = %/co

19、s2 Bb =1.655/ cos213.140 =1.728Y = 0.25+0.75/咕=0.25 +0.75/1.728 =0.684由式（10-19）可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) YpP14YB=1 名BF =1 1.905 匯n =0.778120120計(jì)算YFaYsa丹丄.曰 乙=乙/cos3 P = 24/cos314=26.27. ./口土宓由當(dāng)量齒數(shù)1“，查圖10-17得齒形系數(shù)乙2 “cos3 B =103/cos314 =112.75YFa1=2.62、YFa2=2.18。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) Y =1.6、Ysa2 =1.81 O由圖10-24c查得小齒輪

20、的彎曲疲勞強(qiáng)度極限bFlim1 =500MPa ;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限0"Flim2 =380MPa o由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1-0.85、Kfn2-0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-14）rK FN 1 F lim10.85 漢 500亦仆cF h 一一 304MPaS1.4cF 2 = K FN 2 葉 lim 2 = 0.88 * 380 = 239MPaS1.4小丄=34.107 mm年 W04MPa年2 =239MPa設(shè)計(jì)及說(shuō)明結(jié)果YFa禮a12.62x1.6 cccFa1 sa-0 0138&f 304YFa2*a22.18 0

21、.81°F：2-0.0165丘f L239因?yàn)榇簖X輪的十況；大于小齒輪，所以取丘F 嚴(yán)；-丫；吟-0.0165丘F 丘F 12)試算模數(shù)3；2心"丫丫予0$ P WaYa 3；2>d.3x1.634<104x0.684<0.778coS14 門(mén) “ c葉t A 仝竽 *_F1眾 2X0.016皋0.858nm(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v4 =叫乙=0.858漢 24mm = 20.592mmnd.rb兀漢 20.5921440 ,“,v-1 1m/s 1.553m/s60100060X000齒寬b匕=6討=1=<20.

22、592mm=20.592mm寬咼比b / h oh =(2ha°£)% = (2 疋1 +0.25)漢 0.858mm = 1.931mmb/h =20.592/1.931 =10.662)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kf根據(jù)v=1.553m/s , 7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù) 心=1.03。由 Ft1 =2T1/d1 =2 0.634 心04 /20.592N =1.587"03NK aFT1 / b = 1 x 1.587 x 103 / 20.592 N / mm = 77.1N / mm v 100N / mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)Kf = 1.4 o

23、由表10-4用插值法查得KhR = 1.413,結(jié)合b/h = 10.66 查圖10-13可得心目=1.32 o則載荷系數(shù)為 心=心心心小活=1咒1.03咒1.4 % 1.32 =1.9883)由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)kf1.988mr m”3： 0.858彗mm 1.037mmrr KFtV 1.3由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù) m=1.037mm并從標(biāo)準(zhǔn)中就近取 g-1.5mm；而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，取按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑a = 34.107 mm來(lái)計(jì)算小齒輪的齒

24、數(shù)，即 乙=4 cos 0/mr =34.107 Xcos14'/1.5 =22.06計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果103取z( =22則大齒輪的齒數(shù) z2 = uz<| =漢22 =94.42，取z2 = 95,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)乙=2224數(shù)。4.幾何尺寸計(jì)算Z? = 95(1)計(jì)算中心距(z1+z2)mn (22+95)x1.5 “ 一 a= ' 1, n 二 =90.44mm2cos02=<cos14考慮模數(shù)從1.037mm增大圓整至2mm，為此將中心距圓整為 90。a = 90mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角R(Z1*2)mn(22 +95) ".5B =12

25、.839P = arc cos= arc cos= 12.8392a2><90d1 =33.85mm(3)計(jì)算分度圓直徑d2=146.15mm,z«mn221.5“ 一d1=33.85mmcosB cos12.839,z2mn95匯1.5小一d =146 15mmU 2門(mén) 1片。1 sJ 1II11cosP cos12.839(4)計(jì)算齒輪寬度b=1 x 33.85 = 33.85mmb = 40mm取 b2 =34mm、d =40mm。b = 34mm5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。(1)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核

26、|2KHtT U +1r"仏d； uj2x2.138x1.634><104(22 +95)+1=J3汽匯 2.45 漢 189.8 漢 0.661 漢 0.984Y1 X39.853(22 +95)= 319MPa £吋滿(mǎn)足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件(2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核2K FtYFaYsaYiYBcos2 B 2 X1.3 X1.634 X104 X2.18 X1.81 xo.684 xo.778 Xcos212.839 '1 dZ；m；一1 X22<1.53=10 4 MPa < CTf 12KFtT1YFaYsaY/Bcos2 P 2漢

27、1.3 漢 1.634 匯 10 4 X 2.18 漢 1.81 X0.691 漢0.78 漢 cos2 12.839 "一dzfm；一1"2浪1.53=112 MPa <CTf26.主要設(shè)計(jì)結(jié)論a = 90mm齒數(shù) z1 =22、z2 =95 ,模數(shù) mn =1.5 ,壓力角 a =20 ,螺旋角 0 =12.839=1250'20”P(pán) =12.839變位系數(shù) 論x2 -0，中心距a 90mm,齒寬d - 40mm,b2 - 34mm。小齒輪選用 40Cr= 1250'20"(調(diào)質(zhì))，大齒輪選用 45鋼(調(diào)質(zhì))。齒輪按照 7級(jí)精度設(shè)計(jì)。齒頂

28、圓大齒輪齒頂圓直徑1 厶 O O J wda蘭160mm，做成實(shí)心式齒輪。4.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1初選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果材料及熱處理：選擇小齒輪材料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240HBS。1） 齒輪精度：7級(jí)2）初選小齒輪齒數(shù) z1=24,大齒輪齒數(shù)z2=793）壓力角a =20 °a =20 °2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）.由機(jī)械設(shè)計(jì)高等教育出版社第九版式（10-24 ）試算小齒輪分度圓直徑，即d呻警ZhZeZ J21時(shí)1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)K Ht =O。 計(jì)算小齒

29、輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：664=9.55X0 P/m=9.55 匯 10 漢 2.3901/ 336 = 6.79329 "0 N 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù) ZH =2.433=2.433。由表10-7選取齒寬系數(shù)d =1.0 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPa"2 由式（10-21）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z名。<xa1 =arccosz cosat/(Z| +2h；) =arccos24xcos20°/(24+ 2x1) =29.841°«a 2 = arccos|Z2 cosat /(z2+ 2hJ =arcc

30、os79xcos207(79+20) =23.582°鮎=Z|(tanaa1-tan") +z2(tanoa2-tan*)/2 n= 24"tan29.841-tan20J +7A(tan23.582“-tan20°)/2 n= 1.714心U-1.714zr 3 刑 3 = 0.873計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 °H 1由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為口H|im1 =600MPa和bHim2=55（MFa由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 =60口 jLh =60X336X1X(28X300X12) =1.161216X

31、109N2/u =1.161216 勺09 / (79/24) =3.822336 "09由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92, KhN2 = 0.90取失效概率為1%安全系數(shù)S=1b 1KhnQh lim10.92尺 600 廠CCR E 一叫1 一s=522MPa1rr ,KHN2°Hlim2 0.9 疋 550 “廠h2 =495 MPaS1取卑1和°h2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即牛=片2= 495MPaQH =495MPa2）計(jì)算小齒輪分度圓直徑。d >3(2KHt!2 J NzezJ ：21.06.7933|0&#

32、39;79/24)12.5189.87$a 6丨.1 1 % u 1腎丿V1(79/24) 1495 丿=49873mm計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度V。兀 d1tn2兀 X 49.873 匯 336,v = 0.877 m/ s60X00060X000齒寬bob = ddit = 1 漢 49.837 = 49.837 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kh。查得使用系數(shù)A=i o根據(jù)v=0.877m/s、7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)托丫=1.0。齒輪的圓周力Ft1=2T；/d1t =2 漢 6.79329漢 104/49.873N =2.724SO3 N3心

33、已巾=1 漢 2.72410 /49.873N/mm=54.625<100N/mm查得齒間載荷分配系數(shù) Kh氐=1.2。用表10-4插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)分布時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)K h p = 1.420。其載何系數(shù)為Kh = KaKvKHqKhb =1X1.0X1.2X1.420 =1.7043）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑3/KH311.704d1=49.873疋=59.569mmd =59.569mmgV 1.0及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d1/z1 =49.873/24 mm=2.078mm3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）試算齒輪模數(shù)，即m、3|2心"丫

34、名"aYsa、7 dz2 L)1）確定公式中的各參數(shù)值。試選KFt =1.3。由式（10-5）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)丫 &0.750.75丫薩0.25+ =0.25+ =0.688%1.714計(jì)算0由圖10-17查得齒形系數(shù)丫 =2.62泉2 =2.18由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) 論=1.55 YSa2=1.76由圖10-24C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限°Flim150°MPa ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 f iim 2 = 380 MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kw 0.85、Kw 0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S-1.4,得計(jì)算及說(shuō)明結(jié)

35、果K fn 1 耶 liml°85 x 500年 J03.57MFF- 303.57MPaS1.4C - KFN2OFlim2 - 088“380 -238 86MPar2 /38.86MS1.4YFaMa1_ 2.62 “55_ 00134feF J303.57YFa2Ysa22.25><1.76 門(mén) cF Sa-0.0166If i238.86YFaYSa因?yàn)榇簖X輪的石大于小齒輪，所以取YFa YsaYFa2Ysa2c cmf - f , -0.0166Bf 】g 12)試算模數(shù)3 2 K FtTY , fYFaYsa ) Mx1.<6.793 X10%<

36、0.688 mt 工 工 2 并 4 -p S；2X 0.0166 =1.519 mmY dZ1l &F L Y124(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J1H =叫乙=1.519 漢 24mm = 36.456mmjrd. n2兀漢 36.456336,小小一,v =m/ s = 0.641m/s60X00060X000齒寬bb Ydd" =1 76.456mm = 36.456mm寬咼比b / h。h =(2ha 訊 + c*)叫=(2 漢1 +0.25)漢 1.519mm = 3.418mmb/h =36.456/3.418=10.672)計(jì)算實(shí)

37、際載荷系數(shù) Kf根據(jù)v=0.641m/s, 7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.07。由 Ft2 =2T2/d1 = 2匯6.793匯104 /36.456N =3.727103N3KAFT1/b=1 漢 3.727 漢 10 /36.456 N / mm =102.23N /mm = 100N / mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF = 1.0。由表10-4用插值法查得 KhP = 1.417,結(jié)合b/h =10.67查圖10-13可得K = 1.34。則載荷系數(shù)為 心=心心心口心廠1咒1.07咒1.0咒1.34 =1.4343)由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模

38、數(shù)m = m 3 徑已=1.519漢 J1.434mm = 1.569mmVGV 1.3對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決與于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.569mm并近17計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果圓取整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2mm,按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1 =49.873mm，算出小齒輪齒數(shù) z1 = d1/m=49.873/2=24.937。取N =25則大齒輪的齒數(shù) Z2=3.297 25 =82.4，取z? =82，兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。

39、二和二互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿(mǎn)足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿(mǎn)足了齒 根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4幾何尺寸計(jì)算(1) 計(jì)算分度圓直徑d1 =Z| m=25 2=50m=2mm乙=25z2 =82d2 =z2 m=82 2=164(2) 計(jì)算中心距a=(d1 +d2)/2=(50+164)/2=107 mm(3) 計(jì)算齒輪寬度b -：dd1 =1 50 二 50mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計(jì)齒寬b的節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(510)mm，即b =b+(510)mm=50+(510) mm=5560 mm取d = 58mm ,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即b

40、2 = 50mm5圓整中心距后的強(qiáng)度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計(jì)和制造。為此，可以通過(guò)調(diào)整傳動(dòng)比、改變齒數(shù)或變位法進(jìn)行圓整。將中心距圓整為a =110mm。在圓整之后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。(1) 計(jì)算變位系數(shù)和1) 計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。:=arccos(acos： )/a = arccos(107 cos20 )/110=23.927Zt=z1 +z2 =25+82=107x z=x1+x2=(inv： -inv： )z/(2tan ： )=(inv23.927 -inv20 ) 107/(

41、2 tan20 )=1.65y =(： -： ) / m = (110 -107) / 2 =1.5二x、-y =1.65 -1.5 = 0.15從圖10-21b可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強(qiáng)度，但重合度有所下降。2 )分配變位系數(shù)X1,X2由圖10-21b可知，坐標(biāo)點(diǎn)(Z/2,X/2) =(53.5,0.825)位于L17和L16之間。按這兩條線(xiàn)做射線(xiàn)，再?gòu)臋M坐標(biāo)的z1, z2處做垂直線(xiàn)，與射線(xiàn)交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是為=0.724冷=0.850°3 )齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核2心兀ZhZeZd1 = 50mm d2 = 164 mmb =58 mm b2 = 50mma =110mm為

42、=0.724 x2 =0.850(25 82) 125 822.45 189.8 0.642 2.01 6.793 104YV59.433= 485MPa : ；H滿(mǎn)足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。4)齒根彎曲強(qiáng)度校核19計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果小齒輪2KFtT2YFaYSaYc2 漢 2.07疋 6.793燈 04 漢 2.5W.56匯 0.68C F1 2 3 邑一23d Zi m1x29 x2=124MPa大齒輪2KFtT2YFaYsaY占 2 x 2.07 x 6.793x 1 °4 x 2.18x 1.79x 0.68°F2工234亠 2_3dZ m1x29 X2=117MPa &

43、lt;ctf2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿(mǎn)足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z, =25 ， z2 =82 ，模數(shù) m=2mm ，壓力角a =20 ，變位系數(shù)xi =0.724, x2 =0.850，中心距 a =110mm，齒寬 d = 58mm, b2 = 55mm。小齒輪選用40Cr （調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按照7級(jí)精度設(shè)計(jì)。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑da蘭160mm，做成實(shí)心式齒輪。4.3兩級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)誤差校核高速級(jí)斜齒輪傳動(dòng)=Zz /Z =95/22，低速級(jí)直齒輪傳動(dòng)i23 _z2 /召'-82/25，可求出兩級(jí)圓柱齒輪減速器

44、的實(shí)際傳動(dòng)比95 82._i =112123 =疋=14.1622 25傳動(dòng)誤差v-v'i14.13-14.16- -一0.2%vi14.13傳動(dòng)誤差在題目給定的允許速度誤差土4%之內(nèi)，符合設(shè)計(jì)要求。5.減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)5.1軸的設(shè)計(jì)作用在高速5.1.1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)斜齒輪軸上的力一、輸入軸的功率，、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩Ft =820.28NFr =306.21 N轉(zhuǎn)速 m =1440r/min，功率 P =2.4635kW，轉(zhuǎn)矩=16.34N mFa =186.95N二、計(jì)算作用在高速斜齒輪軸上的力：圓周力：Ft 2T116.34, 820.28Ntd139.85X103徑向力：&

45、amp; 戸小補(bǔ)820.28江潮2°： -306.21N cos Bcos12.839軸向力：Fa = Ft "an B = 820.28 "an12.839 =186.95N#計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果三、初步估算軸的最小直徑：選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為3217255HBS 查表取 A0=112A0=112do 亠 14.1mm3R 24635“ 112mm = 13.4mmE.1440dminl 二 A根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響,27do -1.05d mi n1 = 14.1mm四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸（輸

46、入軸）的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，如下圖。TCa =3752N md1 =18mmL1 =36mmd2 =2tnmL2 = 70mm d3 =25mmL3 =27mm d4 = 29nmL4 =78mm軸段1主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為T(mén)ea = Ka %，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，根據(jù)工作情況選取K a = 1.3，則：Tea - KAT- =1.3 16.50 =21.45N m。根據(jù)國(guó)標(biāo)GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，型號(hào)為L(zhǎng)T3,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑d1 =18mm，因此選取軸段1的直徑為d1 =18m

47、m。半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度L =52mm（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)1 =38mm。（2）確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度：軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段1直徑為d18mm。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長(zhǎng)度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長(zhǎng)度略短23mm，軸段1總長(zhǎng)為L(zhǎng)36mm。軸段2:此軸段為連接軸身， 為了保證定位軸肩有一定的高度 ，其直徑確定為：4=2你叫 取軸承端蓋的寬度為 40mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm,故取L2 =70mm。軸段3:為支撐軸頸，用來(lái)安裝軸承，取其直徑為d 25mm。預(yù)選軸承型號(hào)為7205AC 角接觸球軸承。寬度

48、B =15mm,軸承內(nèi)圈直徑d2 =25mm ;為保證軸承的軸向定位用套筒 定位，套筒d =12mm。則此軸段的長(zhǎng)L B 15 127mm軸段4：過(guò)渡軸段，軸肩用來(lái)軸向定位套筒，其高度 h =（0.070.1）d3 “.752.5詢(xún)，取 d29nm取中間軸一級(jí)齒輪與二級(jí)齒輪間的距離ar =11mm，二級(jí)齒輪距箱體左內(nèi)壁的距離a =11mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s取sROmm，在軸承右側(cè)有一套筒d=12mm,已知二級(jí)輸入齒輪齒寬為b?58nm則此段軸 的長(zhǎng) L, =11 58 11 10-12 = 78mm軸段5：此段為齒輪軸段，此段的長(zhǎng)J f =40m

49、m。軸段6：此段為過(guò)渡軸段，同軸段4,取d6二d4 =28mm,取齒輪距箱體右內(nèi)壁的距離 a=11mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取s =10mm，在軸承左側(cè)有一套筒 d =12mm ,則此段軸的長(zhǎng)L6 二 a sd =11 1012 = 9mmL = 40 mm5d6 = 29 mmL5 = 9mmd? = 25mmL7 = 27mmL7二 B d "5 12 = 27mm，取其直徑d7 二 d3 二 25mmO(3)軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器輪 轂與軸的配合為H7/k6軸段7 :此段為軸承及套筒軸段，已知滾動(dòng)軸承寬度為B = 15mm，軸端

50、倒角為C1各軸肩處圓 角半徑為R1半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按d18mm由表6-1查得平鍵截面bxh=6mm x 6mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為 30mm同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好 的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為 H7/k6 0滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)盈配 合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6°4)確定軸上圓角與倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為 C1，各軸肩處圓角半徑為 R1.0 o五、求軸上載荷(1 )畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖在確軸承的支點(diǎn)位置時(shí)， 從手冊(cè)中查得7205AC型角接觸球軸承軸承 d = 25 ,： = 16.4mm。 因此，作為簡(jiǎn)支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：L =108.6mm - 39.6mm =148.2mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所 示O(1)計(jì)算支反力Fnv=Fa =240.9NaMaFaD 186.95 39.85“ .mm =3724.98N22FtLa820.28 39.6L2' L3148.2 I3.820.28 108.6NL2L3148.2N =219.18N