(說明書))V帶-展開式二級斜齒圓柱-聯(lián)軸器,T=1600,v=0.75,D=420,8小時(shí)300天6年(高下低上)

1、 目錄第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書41.1設(shè)計(jì)題目41.2設(shè)計(jì)步驟4第二章 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案52.1傳動方案52.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)5第三章 電動機(jī)的選擇53.1選擇電動機(jī)類型53.2確定傳動裝置的效率53.3選擇電動機(jī)的容量63.4確定電動機(jī)參數(shù)63.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比7第四章 計(jì)算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)84.1電動機(jī)輸出參數(shù)84.2高速軸的參數(shù)84.3中間軸的參數(shù)84.4低速軸的參數(shù)9第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算10第六章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算156.1選精度等級、材料及齒數(shù)156.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)156.3確定傳動尺寸186.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度186.5計(jì)算

2、齒輪傳動其它幾何尺寸206.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)21第七章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算217.1選精度等級、材料及齒數(shù)217.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)227.3確定傳動尺寸247.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度257.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸267.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)27第八章 軸的設(shè)計(jì)288.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算288.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算358.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算43第九章 滾動軸承壽命校核519.1高速軸上的軸承校核519.2中間軸上的軸承校核539.3低速軸上的軸承校核54第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算5510.1高速軸與大帶輪鍵連接校核5510.2中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核5510.3低速軸

3、與低速級大齒輪鍵連接校核5610.4低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核56第十一章 聯(lián)軸器的選擇5611.1低速軸上聯(lián)軸器56第十二章 減速器的密封與潤滑5712.1減速器的密封5712.2齒輪的潤滑5712.3軸承的潤滑58第十三章 減速器附件設(shè)計(jì)5813.1油面指示器5813.2通氣器5813.3放油孔及放油螺塞5913.4窺視孔和視孔蓋5913.5定位銷5913.6啟蓋螺釘6013.7螺栓及螺釘60第十四章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸60第十五章 設(shè)計(jì)小結(jié)61第十六章 參考文獻(xiàn)62第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 展開式二級斜齒圓柱減速器，扭矩T=1600Nm，速度v=0.75m/s，直徑D=420m

4、m，每天工作小時(shí)數(shù)：8小時(shí)，工作年限（壽命）：6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.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動軸的設(shè)計(jì) 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤滑密封設(shè)計(jì) 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二章 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動

5、帶來的影響，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。 展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。第三章 電動機(jī)的選擇3.1選擇電動機(jī)類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的傳動效率：3=0.98 普通V帶的傳動效率：4=0.96 工作機(jī)效率：w=0.97 故傳動裝置的總效率a=124324w=0.853.3選擇電動機(jī)的容量 工

6、作機(jī)所需功率為Pw=2×T×VD=5.71kW3.4確定電動機(jī)參數(shù) 電動機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=5.710.85=6.72kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.753.14×420=34.12rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2-4二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：8-40因此理論傳動比范圍為：16-160?？蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16-160)×34.12=546-5459r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動比等因素

7、，選定電機(jī)型號為：Y160M-6的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電動機(jī)型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900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×G160605×385254×21014.542×110

8、12×373.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計(jì)算 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=97034.12=28.429（2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2 高速級傳動比i1=1.35×iaiv=4.38 則低速級的傳動比為i2=3.25 減速器總傳動比ib=i1×i2=14.235第四章 計(jì)算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機(jī)輸出參數(shù)功率：P0=Pd=6.72kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=970rpm扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55&#

9、215;106×6.72970=66160.82Nmm4.2高速軸的參數(shù)功率：P1=P0×4=6.72×0.96=6.45kW轉(zhuǎn)速：n1=n0iv=9702=485rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×6.45485=127005.15Nmm4.3中間軸的參數(shù)功率：P2=P1×2×3=6.45×0.99×0.98=6.26kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=4854.38=110.73rpm扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.55×

10、106×6.26110.73=539898.85Nmm4.4低速軸的參數(shù)功率：P3=P2×2×3=6.26×0.99×0.98=6.07kW轉(zhuǎn)速：n3=n2i2=110.733.25=34.07rpm扭矩：T3=9.55×106×P3n3=9.55×106×6.0734.07=1701452.89Nmm 運(yùn)動和動力參數(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)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸6.7266160.8297020.96軸6.456.39127005.15125

11、735.09854854.380.97軸6.266.2539898.85534499.8615110.733.250.97軸6.076.011701452.891684438.361134.0710.96工作機(jī)軸5.715.6516005431583724.6834.07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帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=6.72kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=970r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動傳動比i=2；設(shè)計(jì)的內(nèi)容是：帶的型號、長度、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

12、Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1，故 Pca=KA×P=1×6.72=6.72kW（2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用B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。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=125mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度v=×dd1×n60×1000=×125×97060×1000=6.35ms 因?yàn)?m/sv30m/s，故帶速合適。 取帶的滑動率=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

13、×125×1-0.02=245mm 根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=250mm。（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長Ld度 根據(jù)式，初定中心距a0=300mm。 由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×300+2×125+250+250-12524×3001202mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1210mm。 按式計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=300+1210-12022304mm 按式,中心距的變化范圍為286-340mm。（5）驗(yàn)算小帶輪的包角a1180

14、76;-dd2-dd1×57.3°a180°-250-125×57.3°304=156.44°>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=125mm和n1=970r/min,查表得P0=2.11kW。 根據(jù)n1=970r/min，i=2和B型帶，查表得P0=0.306kW。 查表的K=0.936，表得KL=0.87，于是 Pr=P0+P0×K×KL=2.11+0.306×0.936×0.87=1.967kW2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=6.72

15、1.9673.42 取4根。（6）計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.17kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=500×2.5-0.936×6.720.936×4×6.35+0.17×6.352=227.89N（7）計(jì)算壓軸力FpFp=2×z×F0×sin12=2×4×227.89×sin156.44°2=1784.72N帶型B中心距304mm小帶輪基準(zhǔn)直徑125mm包角1

16、56.44°大帶輪基準(zhǔn)直徑250mm帶長1210mm帶的根數(shù)4初拉力227.89N帶速6.35m/s壓軸力1784.72N4.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d=42mm因?yàn)樾л哾d1=125<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=2.0×42=84mmda=dd1+2×ha=125+2×3.5=132mmB=z-1×e+2×f=79mmC=0.25×B=0.25×79=19.75mmL=2.0×d=2.0×42=84mm

17、（2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=28mm因?yàn)榇髱л哾d2=250mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×28=56mmda=dd1+2×ha=250+2×3.5=257mmB=z-1×e+2×f=79mmC=0.25×B=0.25×79=19.75mmL=2.0×d=2.0×28=56mm第六章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)及表面淬火)，硬度為55HRC，大齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)及表面淬火)，

18、硬度為55HRC（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=23×4.38=101。實(shí)際傳動比i=4.391（3）初選螺旋角=13°。（4）壓力角=20°。6.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z12×YFa×YSaF1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt=1.3計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yb=arctantan×cost=arctantan13°×co

19、s20.483°=12.204°v=cos2b=1.659cos212.204°=1.737Y=0.25+0.75v=0.682計(jì)算彎曲疲勞壽命系數(shù)YY=1-×120°=1-1.352×13120°=0.854計(jì)算YFa×YSa/F小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=23cos313°=24.863大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=101cos313°=109.182YFa1=2.6，YFa2=2.156YSa1=1.59，YSa2=1.814查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:F

20、lim1=620MPa、Flim2=620MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.854，KFN2=0.975取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.854×6201.4=378.2MPaF2=KFN2×Flim2S=0.975×6201.4=431.786MPaYFa1×YSa1F1=0.01093YFa2×YSa2F2=0.00906兩者取較大值，所以YFa×YSaF=0.010932）試算齒輪模數(shù)mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d&#

21、215;z12×YFa×YSaF=32×1.3×127005.15×0.682×0.854×cos2130.8×232×0.01093=1.677mm（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d1=mnt×z1cos=1.677×23cos13°=39.586mmv=×d1×n60×1000=×39.586×48560×1000=1.005齒寬bb=d×d1=0.8×39.586=

22、31.669mm齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=2×han*+cn*×mnt=3.773mmbh=31.6693.773=8.3942）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查圖得動載系數(shù)Kv=1.07查表得齒間載荷分配系數(shù)：KF=1.2查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.363查表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.069 實(shí)際載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KF×KF=1.5×1.07×1.2×1.069=2.0593）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt×3KFKFt=1.677×32.0591.3=1.955mm，

23、取mn=2mm。4）計(jì)算分度圓直徑d1=mn×z1cos=2×23cos13°=47.114mm6.3確定傳動尺寸 （1）計(jì)算中心距a=z1+z2×mn2×cos=127.26mm，圓整為127mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=12.4846°=12°29'4" （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×mncos=47.114mmd2=z2×mncos=206.892mm （4）計(jì)算齒寬 b=d×d1=37.69mm

24、 取B1=45mm B2=40mm6.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為H=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2H1） KH、T、d和d1同前由圖查取區(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)Zt=arctantanncos=arctantan20°cos12.4846°=20.445°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos23&#

25、215;cos20.44523+2×1×cos12.4846=30.268°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos101×cos20.445101+2×1×cos12.4846=23.185°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=23×tan30.268°-tan20.445°+101×tan23.185°-tan20.4452=1.664=d×z1

26、15;tan=0.8×23×tan12.4846°=1.297Z=4-3×1-+=4-1.6643×1-1.297+1.2971.664=0.74由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos12.4846°=0.988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=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×485×1×8×300×6=4.19×108NL2=NL1u=4

27、.19×1084.38=9.567×107由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.992，KHN2=0.998取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力H1=KHN1×Hlim1S=0.992×11001=1091MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.998×11001=1098MPaH=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=1059.363MPa<H=1091MPa故接觸強(qiáng)度足夠。6.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）

28、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=51.114mm da2=d2+2×ha=210.892mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=42.114mm df2=d2-2×hf=201.892mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高

29、系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左12°29'4"右12°29'4"齒數(shù)z23101齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d47.114206.892齒頂圓直徑da51.114210.892齒根圓直徑df42.114201.892齒寬B4540中心距a127第七章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算7.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)及表面淬火)，硬度為55HRC，大齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)及表面淬火)，硬度為55HRC（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24

30、×3.25=79。實(shí)際傳動比i=3.292（3）初選螺旋角=13°。（4）壓力角=20°。7.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z12×YFa×YSaF1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt=1.3計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yb=arctantan×cost=arctantan13°×cos20.483°=12.204°v=cos2b=1.65cos212.

31、204°=1.727Y=0.25+0.75v=0.684計(jì)算彎曲疲勞壽命系數(shù)YY=1-×120°=1-1.411×13120°=0.847計(jì)算YFa×YSa/F小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=24cos313°=25.944大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=79cos313°=85.399YFa1=2.57，YFa2=2.204YSa1=1.595，YSa2=1.778查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=620MPa、Flim2=620MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.975，

32、KFN2=1.094取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.975×6201.4=431.786MPaF2=KFN2×Flim2S=1.094×6201.4=484.486MPaYFa1×YSa1F1=0.00949YFa2×YSa2F2=0.00809兩者取較大值，所以YFa×YSaF=0.009492）試算齒輪模數(shù)mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z12×YFa×YSaF=32×1.3×

33、539898.85×0.684×0.847×cos2130.8×242×0.00949=2.515mm（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d1=mnt×z1cos=2.515×24cos13°=61.948mmv=×d1×n60×1000=×61.948×110.7360×1000=0.359齒寬bb=d×d1=0.8×61.948=49.558mm齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=2×han*+cn*×

34、mnt=5.659mmbh=49.5585.659=8.7572）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查圖得動載系數(shù)Kv=1.057查表得齒間載荷分配系數(shù)：KF=1.2查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.374查表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.072 實(shí)際載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KF×KF=1.5×1.057×1.2×1.072=2.043）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt×3KFKFt=2.515×32.041.3=2.923mm，取mn=3mm。4）計(jì)算分度圓直徑d1=mn×z1cos=3×

35、24cos13°=74.099mm7.3確定傳動尺寸 （1）計(jì)算中心距a=z1+z2×mn2×cos=158.56mm，圓整為159mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=13.6708°=13°40'14" （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×mncos=74.099mmd2=z2×mncos=243.91mm （4）計(jì)算齒寬 b=d×d1=59.28mm 取B1=65mm B2=60mm7.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為

36、H=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2H1） KH、T、d和d1同前由圖查取區(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)Zt=arctantanncos=arctantan20°cos13.6708°=20.535°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos24×cos20.53524+2×1×cos13.6708=

37、29.967°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos79×cos20.53579+2×1×cos13.6708=23.939°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=24×tan29.967°-tan20.535°+79×tan23.939°-tan20.5352=1.644=d×z1×tan=0.8×24×tan13.6708°=1.4

38、87Z=4-3×1-+=4-1.6443×1-1.487+1.4871.644=0.723由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13.6708°=0.986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=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×110.73×1×8×300×6=9.567×107NL2=NL1u=9.567×1073.25=2.944×107由圖查取接觸疲

39、勞系數(shù)：KHN1=0.998，KHN2=0.999取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力H1=KHN1×Hlim1S=0.998×11001=1098MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.999×11001=1099MPaH=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=1017.77MPa<H=1098MPa故接觸強(qiáng)度足夠。7.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=3mm hf=m&#

40、215;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=80.099mm da2=d2+2×ha=249.91mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=66.599mm df2=d2-2×hf=236.41mm 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螺旋角左13°

41、40'14"右13°40'14"齒數(shù)z2479齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d74.099243.91齒頂圓直徑da80.099249.91齒根圓直徑df66.599236.41齒寬B6560中心距a159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)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=485r/min；功率P=6.45kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=127005.15Nmm（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)及表面淬火處理，硬度為55HRC，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

42、受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×36.45485=26.54mm由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×26.54=27.87mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28（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帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，長L=40mm；定位軸肩直徑為33mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸

43、承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長度。 外傳動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=28mm。 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=33mm d3：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=35mm，選取軸承型號為角接觸軸承7207AC d4：軸肩段，選擇d4=40mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采

44、用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 d6：過渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=40mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=35mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=54mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=62mm。 L3：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=29mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，選取L4=85.5mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=45mm。 L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取L6=8mm。 L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=29mm。軸

45、段1234567直徑(mm)2833354051.1144035長度(mm)54622985.545829（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.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=2×127005.1547.114=5391N齒輪1所受的徑向力Fr1=Ft1×tancos=5391×tan20°cos12.4846°=2009N齒輪1所受的軸向力Fa1=Ft1×tan=5391

46、5;tan12.4846°=1194N第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=97mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=129mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=51.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，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)與軸承的類型和布置方式有關(guān)在水平面內(nèi)高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1784.72N軸承A處水平支承力：RAH=Fr1×Lb-Q×La-Fa1×d12Lb+Lc=2009×129-1

47、784.72×97-1194×47.1142129+51.5= 321N軸承B處水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=1784.72+5391-321=6855N在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1×LbLb+Lc=5391×129129+51.5= 3853N軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=5391×51.5129+51.5= 1538N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=3212+38532=3866.35N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=68552+15382=7025.

48、42Nd.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=1784.72×97=173118Nmm截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBH×Lb-Fa1×d12=6855×129-1194×47.1142=856168Nmm截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAH×Lc=321×51.5=16532Nmm截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面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在垂直面上彎矩：MCV

49、=RAV×Lc=3853×51.5=198430Nmm截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩：MA=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=173118Nmm截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV2=8561682+1984302=878862Nmm截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV2=165322+1984302=199117Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmmg.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=125735.1Nmmh.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+T2=1731182+0.6

50、5;125735.12=188842Nmm截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左2+T2=8788622+0.6×125735.12=882094Nmm截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右199117Nmm截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.6×125735.12=75441Nmmf.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=6280mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=12560mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=140.46MPa剪切應(yīng)力為=TWT=10.11MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理

51、，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=59.4MPa查表得40Cr，調(diào)質(zhì)及表面淬火處理，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)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=110.73r/min；功率P=6.26kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=539898.85Nmm（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)及表面淬火處理，硬度為55HRC，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa（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矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。dA0

52、×3Pn=115×36.26110.73=44.14mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=45mm（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)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。確定各段軸直

53、徑 d1：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=45mm，選取軸承型號為角接觸軸承7209AC d2：齒輪段，由于齒輪尺寸較小，采用齒輪軸，直徑等于低速級小齒輪齒頂圓直徑，故d2=80.099mm。 d3：軸肩段，故選取d3=60mm。 d4：過渡軸段，故選取d4=50mm。 d5：滾動軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=45mm。各軸段長度的確定 L1：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=39mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，選取L2=65mm。 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，長度略小于齒輪寬度，選取L4=3

54、8mm。 L5：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=43.5mm。軸段12345直徑(mm)4580.099605045長度(mm)3965153843.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.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=2×539898.85206.892=5219N齒輪2所受的徑向力Fr2=Ft2×tancos=5219×tan20°cos12.4846°=1944N齒輪2所受的軸向力Fa2=

55、Ft2×tan=5219×tan12.4846°=1156N齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）Ft3=2×T2'd3=2×539898.8574.099=14572N齒輪3所受的徑向力Fr3=Ft3×tancos=14572×tan20°cos13.6708°=5455N齒輪3所受的軸向力Fa3=Ft3×tan=14572×tan13.6708°=3544Nc.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到低速級小齒輪中點(diǎn)距離La=62.5mm，低速級小齒輪中點(diǎn)到高速

56、級大齒輪中點(diǎn)距離Lb=67.5mm，高速級大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=53.5mm軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22-Fa3×d32La+Lb+Lc=5455×62.5-1944×62.5+67.5+1156×206.8922-3544×74.099262.5+67.5+53.5= 417N軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=5455-417-1944=3094N軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+L

57、b+Lc=14572×62.5+5219×62.5+67.562.5+67.5+53.5= 8661N軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=14572×67.5+53.5+5219×53.562.5+67.5+53.5= 11130N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=4172+86612=8671.03N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=30942+111302=11552.04Nd.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)

58、彎矩MCH右=-RAH×Lc=-417×53.5=-22310Nmm截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=Fa2×d22-RAH×Lc=1156×206.8922-417×53.5=97274Nmm截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBH×La-Fa3×d32=3094×62.5-3544×74.0992=62072Nmm截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBH×La=3094×62.5=193375Nmme.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

59、直面內(nèi)彎矩MCV=RAV×Lc=8661×53.5=463364Nmm截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBV×La=11130×62.5=695625Nmmf.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=-223102+4633642=463901Nmm截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=972742+4633642=473464Nmm截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=620722+6956252=698389Nmm截面D左側(cè)合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=1933752+6956252=722003Nmmf.繪制扭矩圖T2=534499.86Nmmg.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=MC右2+T2=4639