機(jī)械課程設(shè)計(jì)最終1

1、上海海事大學(xué) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) (二級(jí)圓柱齒輪減速器)計(jì)算說明書 姓 名：吳健瑋 學(xué) 院：物流工程學(xué)院 專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué) 號(hào)：201210210099 組 別：第5組 指導(dǎo)老師：羅紅霞設(shè)計(jì)時(shí)間：2015.3.9-2015.4.7目錄第一章 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書3（兩級(jí)齒輪減速器）3第二章 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書4一.選擇電機(jī)4二.確定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比的分配5三計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩（運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)）5四.各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩（運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)）7五.帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算8第三章.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算111.高速級(jí)齒輪副112.低速級(jí)級(jí)齒輪副16第四章 軸系零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算22一高

2、速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算22二.中速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算28三.低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算35四.聯(lián)軸器的選用40五.鍵連接計(jì)算及強(qiáng)度校核40六.軸承壽命的校核43第五章 設(shè)計(jì)小結(jié)47第六章 參考資料48第一章 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書（兩級(jí)齒輪減速器）班級(jí) 機(jī)械123 ，姓名 吳健瑋 ，學(xué)號(hào) 201210210099，指導(dǎo)教師 羅紅霞 日期： 2015 年 3 月 9 日至 2015 年 4 月 7 日一、 傳動(dòng)系統(tǒng)參考方案（見圖）帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1通過聯(lián)軸器2將動(dòng)力傳入兩級(jí)圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4將動(dòng)力傳至輸送機(jī)卷筒5，帶動(dòng)輸送帶6工作。二、 原始數(shù)據(jù)（將與組號(hào)對(duì)應(yīng)的原始數(shù)據(jù)填入以下空格中）

3、輸送帶有效拉力 F= 3500 N；輸送帶工作速度v= 0.85 m/s （允許誤差±5%）；輸送機(jī)滾筒直徑d= 400 mm；減速器設(shè)計(jì)壽命為5年。三、 工作條件兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動(dòng)，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。第二章 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一.選擇電機(jī)1.選擇電動(dòng)機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)工作條件，本設(shè)計(jì)方案中選用Y系列三相籠型異步電動(dòng)機(jī)。2.選擇電動(dòng)機(jī)額定功率對(duì)于不變載荷下長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)行的機(jī)械，要求PedPd。Ped為所選電動(dòng)機(jī)額定功率，Pd為根據(jù)工作要求所需的電動(dòng)機(jī)功率。 1) 確定PwPw=F×v1000=3500×0.851000

4、=2.975kW式中：F運(yùn)輸帶拉力，N；v運(yùn)輸帶線速度，m/s。2) 確定aa=DC2z4LJ=0.96×0.982×0.994×0.99×0.96=0.842 式中：D帶傳動(dòng)效率，D=0.96 C一對(duì)齒輪傳動(dòng)效率，C=0.98 Z一對(duì)滾動(dòng)軸承效率，Z=0.99 L彈性聯(lián)軸器效率，L=0.99 J卷筒效率，J=0.963) 計(jì)算PdPd=Pwa=2.9750.842kw=3.533kW1. 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=60×1000vD=60×1000×0.853.1415×400=40.6 r/min式中：n滾筒軸轉(zhuǎn)速，r

5、/min;D滾筒直徑，mm；v運(yùn)輸帶線速度，m/s。nd'=ia'n=i1'i2'n=24840×40.6=6506496 r/min式中：nd'電動(dòng)機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍； ia'一，轉(zhuǎn)動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的合理范圍； i1'、i2'一帶轉(zhuǎn)動(dòng)和耳機(jī)援助齒輪減速器的傳動(dòng)比合理范圍。普通V帶傳動(dòng),i1'=24；二級(jí)圓柱齒輪減速器， i2'=840； n滾筒軸轉(zhuǎn)速。 根據(jù)Pd和nd'從設(shè)計(jì)手冊(cè)中選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)，有關(guān)性能參數(shù)及尺寸如下表電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y

6、132M1-649602.02.0二.確定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比的分配1. 確定總傳動(dòng)比iaia=nmn=23.65式中：nm一電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速， r/min。2. 各級(jí)傳動(dòng)比分配ia=i1i2 其中，i2=i21i22，i21、i22分別為減速器高速級(jí)和低速級(jí)傳動(dòng)比。1) 帶傳動(dòng)比i1為避免大帶輪半徑過大導(dǎo)致與底座相碰，i1=2.5。2) 各級(jí)齒輪傳動(dòng)比i21、i22為使兩級(jí)齒輪傳動(dòng)中的大齒輪直徑相近，浸油深度接近相等i21=i22則i21=3.08 i22=3.08三 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩（運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)）按照轉(zhuǎn)速?gòu)母叩降蛯p速器三根軸依次定為軸、軸和軸。1. 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速軸轉(zhuǎn)速：

7、n1=nmi1=384 r/min軸轉(zhuǎn)速：n2=n1i21=124.7 r/min軸轉(zhuǎn)速：n3=n2i22=40.5 r/min卷筒軸轉(zhuǎn)速：n=n3=40.5 r/min2. 計(jì)算各軸輸出功率軸功率：P=Pd01=3.68 kW軸功率：P=P12=3.57 kW軸功率：P=P23=3.46 kW卷筒軸功率：P=P34=3.39 kW式中：01、12、23、34一分別為電動(dòng)機(jī)至軸、軸至軸、軸至軸、軸至軸的傳動(dòng)效率。01=D，12=CZ，23=CZ，34=ZL。3. 計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550Pdnm=3.515×104 Nmm軸轉(zhuǎn)矩：T=Tdi101=8.436&#

8、215;104 Nmm軸轉(zhuǎn)矩：T=Ti2112=2.522×105 Nmm軸轉(zhuǎn)矩：T=Ti2223=7.535×105 Nmm卷筒軸轉(zhuǎn)矩：T=T34=7.385×105 Nmm四.各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩（運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)）一、 各軸轉(zhuǎn)速軸轉(zhuǎn)速r/min軸轉(zhuǎn)速r/min軸轉(zhuǎn)速r/min卷筒軸轉(zhuǎn)速r/min384124.740.540.5二、 各軸功率軸功率kW軸功率kW軸功率kW卷筒軸功率kW3.683.573.463.39三、 各軸轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩Nmm軸轉(zhuǎn)矩Nmm軸轉(zhuǎn)矩NNmm軸轉(zhuǎn)矩Nmm卷筒軸轉(zhuǎn)矩Nmm3.515×1048.436×1042

9、.522×1057.535×1057.385×105五.帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算電動(dòng)機(jī)與減速器之間采用普通的V帶傳動(dòng)。1.確定計(jì)算功率計(jì)算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的Pca=KAP式中：Pca一計(jì)算功率，kW； KA一工作情況系數(shù)，查表得； P一所需傳遞的額定功率，Kw 查表（機(jī)械設(shè)計(jì)P156 表8-8）得，KA=1.2 則 Pca=4.8 kW2.選擇V帶的類型小帶輪轉(zhuǎn)速n1=960 r/min 根據(jù)計(jì)算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，從圖（機(jī)械設(shè)計(jì) P157 圖8-11）選取A型3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1根據(jù)

10、V帶的帶型參考機(jī)械設(shè)計(jì)P155 表8-7和P157 表8-9確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=100 mm2) 驗(yàn)算帶速 vv=dd1nm60×1000=5.03 m/s3) 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑考慮帶傳動(dòng)的滑動(dòng)率（=0.01）計(jì)算實(shí)際傳動(dòng)比i=2.475dd2=idd1=247.5 mm并根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) P157 表8-9適當(dāng)調(diào)整得，dd2=250 mm 4.確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1) 根據(jù)0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距為a0=525 mm 2) 計(jì)算相應(yīng)的帶長(zhǎng)Ld0Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=1453 mm帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)

11、度Ld根據(jù)Ld0由機(jī)械設(shè)計(jì) P145表8-2選取Ld=1430 mm3) 計(jì)算中心距a及其變動(dòng)范圍。傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似為a=a0+Ld-Ld02=513.5 mm考慮帶輪的制造誤差、帶長(zhǎng)誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充張緊的需要，中心距的變動(dòng)范圍如下amin=a-0.015Ld=492.05 mmamax=a+0.03Ld=556.4 mm5.驗(yàn)算小帶輪上的包角1通常小帶輪上的包角1小于大帶輪上的包角2，小帶輪上的臨界摩擦力小于大帶輪上的臨界摩擦力、因此，打滑通常發(fā)生在小帶輪上。為了提高帶傳動(dòng)的工作能力，應(yīng)使1180°-dd2-dd157.3°a=163°

12、;120°6.確定帶的根數(shù)zz=PcaPr=KAP(P0+P0)KKL根據(jù)帶型和小帶輪轉(zhuǎn)速 查機(jī)械設(shè)計(jì) P151 表8-4 得P0=0.9576根據(jù)帶型、傳動(dòng)比和小帶輪轉(zhuǎn)速 查機(jī)械設(shè)計(jì) P153 表8-5 得P0=0.1116根據(jù)小帶輪包角 查機(jī)械設(shè)計(jì) P155 表8-6 得K=0.954根據(jù)帶長(zhǎng) 查機(jī)械設(shè)計(jì) P145表8-2 得KL=0.96計(jì)算得到z4.9 取z=5.7.確定帶的初拉力F0由機(jī)械設(shè)計(jì)P149表8-3得，A帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m;單根V帶的初拉力由下式確定：F0=500×（2.5-K)PcaKzv+qv2=157.3 N8.計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸

13、力Fp為了設(shè)計(jì)安裝帶輪的軸和軸承，需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的壓軸力FpFp=2zF0sin12=1556 N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論1. 選用A型普通V帶5根，帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度1430mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=100 mm，dd2=250 mm，中心距控制在a=492.05556.4 mm.單根帶初拉力F0=157.3 N第三章.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1.高速級(jí)齒輪副1）選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)i. 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。ii. 減速器為一般工作機(jī)器，參考機(jī)械設(shè)計(jì) P205 表10-6 選7級(jí)精度iii. 材料選擇。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) P191 表10-1 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280H

14、BS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。iv. 選小齒輪齒數(shù)z1=18，z2=i21z1=55.44，取z2=56。v. 初選螺旋角=12°。vi. 壓力角=20°2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 i. 由機(jī)械設(shè)計(jì) P219 式10-24 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，即d1t=32KHtT1du+1uZHZEZZH2A. 確定公式中各參數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)KHt=1.3。b) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為軸轉(zhuǎn)矩T1=T=Tdi101=8.436×104 Nmmc) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P203 表10-7選取齒寬系數(shù)d=1d) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P203 圖10-20 查取區(qū)域系

15、數(shù)ZH=2.463。e) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P202 表10-5 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 Mpa12f) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P219 式10-21 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zt=tan-1tanncos=20.412°at1=cos-1z1costz1+2han*cos=32.29°at2=cos-1z2costz2+2han*cos=25.10°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=1.597=dz1tan=1.218Z=4-31-+=0.767g) 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力H。h) 由機(jī)械設(shè)計(jì)P211 圖10-

16、25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為HLim1=600 Mpa、HLim2=550 Mpa。由機(jī)械設(shè)計(jì) P209 式10-15 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=5.53×108N1=N1i21=1.795×108由機(jī)械設(shè)計(jì) P208 圖10-23 查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95、KHN2=0.98 取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1由機(jī)械設(shè)計(jì) P207 式10-14 得H1=KHN1HLim1S=570 MPaH2=KHN2HLim2S=539 MPaH=H1+H22=554.5 MPai) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P219 式10-23 可得螺旋角系數(shù)ZZ=c

17、os=0.989j) 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=49.16 mmii. 調(diào)整小齒輪分度圓直徑A. 計(jì)算實(shí)際在和系數(shù)前的準(zhǔn)備數(shù)據(jù)。a) 圓周速度v。v=d1tn160×1000=0.988 m/sb) 齒寬b b=dd1t=49.16 mmB. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。a) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P192 表10-2 查得使用系數(shù)KA=1b) 根據(jù)速度v=0.988 m/s、7級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)P194 圖10-8 查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05c) 齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=3.432×103 N，KAFt1b=69.81 N/mm<

18、;100 N/mm,查機(jī)械設(shè)計(jì) P195 表10-3 得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4d) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P196 表10-4 用插值法差得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱分布，KH=1.419。則載荷系數(shù)為KH=KAKvKHKH=2.086C. 由機(jī)械設(shè)計(jì) P204 式10-12 可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=57.55 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cosz1=3.127mm3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)i. 由機(jī)械設(shè)計(jì) P204 式10-12試算齒輪模數(shù)，即mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaFA. 確定公式中各參數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)KFt=1.3。

19、b) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P218 式10-18，可計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y。b=tan-1tancost=11.267°v=cos2b=1.698Y=0.25+0.75v=0.692c) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P218 式10-19,可計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y。Y=1-120°=0.878d) 計(jì)算YFaYsaF。由當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=19.23，zv2=z2cos3=59.84,機(jī)械設(shè)計(jì) P200 圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.82、YFa2=2.28。由機(jī)械設(shè)計(jì) P201 圖10-18，查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.54、Ysa2=1.73。由機(jī)械設(shè)計(jì) P

20、209 圖10-24c 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為FLim1=500MPa、FLim2=380MPa。由機(jī)械設(shè)計(jì) P208 圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90、KFN2=0.92。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由由機(jī)械設(shè)計(jì) P207 式10-14得F1=KFN1FLim1S=321.43 MPaF2=KFN2FLim2S=249.71 MPaYFa1Ysa1F1=0.0135YFa2Ysa2F2=0.0158因?yàn)榇簖X輪的YFaYsaF大于小齒輪，所以取，YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0158B. 試算齒輪模數(shù)mnt32KFtT1YYcos2dz12YFa

21、YsaF=1.84 mmii. 調(diào)整齒輪模數(shù)A. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。a) 圓周速度vd1=mntz1cos=33.86 mmv=d1n160×1000=0.68 m/sb) 齒寬bb=dd1t=33.86 mmc) 齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=4.14 mmbh=8.2B. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。a) 根據(jù)v=0.709 m/s，7級(jí)精度，由由查機(jī)械設(shè)計(jì) P1994 圖10-8 查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05b) 由Ft1=2T1d1=4.983×103 N,KAFt1b=147 N/mm>100N/mm。查機(jī)械設(shè)計(jì) P195 表10-3

22、 得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2。c) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P196 表10-4 用插值法差得KH=1.417,結(jié)合bh=8.2，查 機(jī)械設(shè)計(jì) P197 圖10-13 KF=1.34則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.688C. 由 機(jī)械設(shè)計(jì) P204 式10-13，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=2.007 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中取mn=2.5 mm；為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d1=56.64 mm來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1cosmn=2

23、2.16。 取z1=23，則z2=i21z1=70.84，取z2=71，z1和z2互為質(zhì)數(shù)。4）幾何尺寸計(jì)算i. 計(jì)算中心距a=z1+z2mn2cos=120.125 mm取a=120 mmii. 按圓整后的中心距修正螺旋角=cos-1z1+z2mn2a=11.716°iii. 計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=58.72 mmd2=z2mncos=181.28 mmiv. 計(jì)算齒輪寬度b=dd1=58.72 mm取b2=59 mm、b1=64mm。5）圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工

24、作能力。i. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核k) 按前述類似做法，先計(jì)算機(jī)械設(shè)計(jì) P219式10-22中各參數(shù)，則可得到計(jì)算結(jié)果：KH=2.086，T1=8.436×104Nmm，d=1，d1=58.72 mm，u=3.08, ZH=2.45, ZE=189.8 Mpa12, Z=0.717，Z=0.990將他們帶入 機(jī)械設(shè)計(jì) P219 是10-22，得到H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ=500.9 MPa<H滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件ii. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核iii. 按前述類似做法，先計(jì)算機(jī)械設(shè)計(jì) P218式10-17中各參數(shù)，則可得計(jì)算結(jié)果：KF=1.999，T1=84.

25、36×104Nmm，YFa1=2.7，Ysa1=1.59，YFa2=2.23，Ysa2=1.8，Y=0.688，Y=0.852，=11.716°，d=1，mn=2.5，z1=23，帶入式10-17得F1=2KFT1YFa1Ysa1cos2dmn3z12=98.45MPa<F1F2=2KFT1YFa2Ysa2cos2dmn3z12=96.6 MPa<F2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，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)z1=23、z2=71，模數(shù)m=2.5 mm，壓力角=20°,螺旋角=11.716°=11°4

26、2'58''，變位系數(shù)x1=x2=0,中心距a=120 mm，齒寬b2=59 mm、b1=64mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)。2.低速級(jí)級(jí)齒輪副1）選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)vii. 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。viii. 減速器為一般工作機(jī)器，參考機(jī)械設(shè)計(jì) P205 表10-6 選7級(jí)精度ix. 材料選擇。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) P191 表10-1 選擇小齒輪材料為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。x. 選小齒輪齒數(shù)z1=18，z2=i21z1=55.44，取z2=56。

27、xi. 初選螺旋角=12°。xii. 壓力角=20°2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 iii. 由機(jī)械設(shè)計(jì) P219 式10-24 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，即d1t=32KHtT1du+1uZHZEZZH2B. 確定公式中各參數(shù)值l) 試選載荷系數(shù)KHt=1.3。m) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為軸轉(zhuǎn)矩T1=T=Tdi101=2.522×105 Nmmn) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P203 表10-7選取齒寬系數(shù)d=1o) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P203 圖10-20 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.463。p) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P202 表10-5 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 Mpa12q) 由機(jī)械設(shè)

28、計(jì) P219 式10-21 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zt=tan-1tanncos=20.412°at1=cos-1z1costz1+2han*cos=32.29°at2=cos-1z2costz2+2han*cos=25.10°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=1.597=dz1tan=1.218Z=4-31-+=0.767r) 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力H。s) 由機(jī)械設(shè)計(jì)P211 圖10-25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為HLim1=680 Mpa、HLim2=600 Mpa。由機(jī)械設(shè)計(jì) P209

29、式10-15 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=1.796×108N1=N1i21=5.831×107由機(jī)械設(shè)計(jì) P208 圖10-23 查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.99、KHN2=0.99 取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1由機(jī)械設(shè)計(jì) P207 式10-14 得H1=KHN1HLim1S=673.2 MPaH2=KHN2HLim2S=594 MPaH=H1+H22=633.6 MPat) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P219 式10-23 可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=0.989u) 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=64.81mmiv. 調(diào)整

30、小齒輪分度圓直徑D. 計(jì)算實(shí)際在和系數(shù)前的準(zhǔn)備數(shù)據(jù)。c) 圓周速度v。v=d1tn160×1000=0.423 m/sd) 齒寬b b=dd1t=64.81 mmE. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。e) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P192 表10-2 查得使用系數(shù)KA=1f) 根據(jù)速度v=0.423 m/s、7級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)P194 圖10-8 查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02g) 齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=7.779×103 N，KAFt1b=120 N/mm>100 N/mm,查機(jī)械設(shè)計(jì) P195 表10-3 得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2h) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P196 表10-4

31、用插值法差得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱分布，KH=1.422。則載荷系數(shù)為KH=KAKvKHKH=1.741F. 由機(jī)械設(shè)計(jì) P204 式10-12 可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=71.44 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cosz1=3.88 mm3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)iii. 由機(jī)械設(shè)計(jì) P204 式10-12試算齒輪模數(shù)，即mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaFC. 確定公式中各參數(shù)值e) 試選載荷系數(shù)KFt=1.3。f) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P218 式10-18，可計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y。b=tan-1tancost=11.267&

32、#176;v=cos2b=1.698Y=0.25+0.75v=0.692g) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P218 式10-19,可計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y。Y=1-120°=0.878h) 計(jì)算YFaYsaF。由當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=19.23，zv2=z2cos3=59.84,機(jī)械設(shè)計(jì) P200 圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.82、YFa2=2.28。由機(jī)械設(shè)計(jì) P201 圖10-18，查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.54、Ysa2=1.73。由機(jī)械設(shè)計(jì) P209 圖10-24c 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為FLim1=500MPa、FLim2=380MPa。由機(jī)械

33、設(shè)計(jì) P208 圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.92、KFN2=0.95。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由由機(jī)械設(shè)計(jì) P207 式10-14得F1=KFN1FLim1S=328.57 MPaF2=KFN2FLim2S=257.85 MPaYFa1Ysa1F1=0.0131YFa2Ysa2F2=0.0153因?yàn)榇簖X輪的YFaYsaF大于小齒輪，所以取，YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0153D. 試算齒輪模數(shù)mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaF=2.65 mmiv. 調(diào)整齒輪模數(shù)D. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。d) 圓周速度vd1=mntz1cos=

34、48.77 mmv=d1n160×1000=0.318 m/se) 齒寬bb=dd1=48.77 mmf) 齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=5.96 mmbh=8.2E. 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。d) 根據(jù)v=0.318 m/s，7級(jí)精度，由由查機(jī)械設(shè)計(jì) P194 圖10-8 查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02e) 由Ft1=2T1d1=1.034×104 N,KAFt1b=212 N/mm>100N/mm。查機(jī)械設(shè)計(jì) P195 表10-3 得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2。f) 由機(jī)械設(shè)計(jì) P196 表10-4 用插值法差得KH=1.419,結(jié)合bh=8.2，

35、查 機(jī)械設(shè)計(jì) P197 圖10-13 KF=1.35則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.652F. 由 機(jī)械設(shè)計(jì) P204 式10-13，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=2.87 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中取mn=3 mm；為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d1=64.81 mm來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1cosmn=21。 取z1=21，則z2=i21z1=64.68，取z2=65，z1和z2互為質(zhì)數(shù)。4）幾何尺寸計(jì)算v. 計(jì)算中心距a=z1+

36、z2mn2cos=131.88mm取a=132mmvi. 按圓整后的中心距修正螺旋角=cos-1z1+z2mn2a=12.24°vii. 計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=64.47 mmd2=z2mncos=199.54 mmviii. 計(jì)算齒輪寬度b=dd1=64.47 mm取b2=65 mm、b1=70mm。5）圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。iv. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核v) 按前述類似做法，先計(jì)算機(jī)械設(shè)計(jì) P219式10-22中各參數(shù)，則可得到計(jì)算結(jié)果：KH=1.741

37、，T1=2.522×105Nmm，d=1，d1=64.81 mm，u=3.08, ZH=2.44, ZE=189.8 Mpa12, Z=0.726，Z=0.988將他們帶入 機(jī)械設(shè)計(jì) P219 是10-22，得到H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ=539 MPa<H滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件v. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核vi. 按前述類似做法，先計(jì)算機(jī)械設(shè)計(jì) P218式10-17中各參數(shù)，則可得計(jì)算結(jié)果：KF=1.652，T1=2.522×105Nmm，YFa1=2.73，Ysa1=1.57，YFa2=2.20，Ysa2=1.72，Y=0.692，Y=0.852，=

38、12.24°，d=1，mn=3，z1=21，帶入式10-17得F1=2KFT1YFa1Ysa1cos2dmn3z12=286 MPa<F1F2=2KFT1YFa2Ysa2cos2dmn3z12=253 MPa<F2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，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)z1=21、z2=65，模數(shù)m=3 mm，壓力角=20°,螺旋角=12.24°=12°14'24''，變位系數(shù)x1=x2=0,中心距a=132 mm，齒寬b2=65 mm、b1=70mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒

39、輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)。第四章 軸系零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算一 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.已知條件：1. 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩若取每級(jí)齒輪傳動(dòng)功率(包括軸承效率在內(nèi))，則：3.68kw ；384r/min ；。2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并且對(duì)重量以及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊的要求，故由表8-26選常用的45鋼，調(diào)質(zhì)處理。3. 求作用在軸上的力已知高速級(jí)的小齒輪 ，則：圓周力： 徑向力：軸向力： 壓軸力：4.初算最小軸頸查p370 15-3選取C=112，則：對(duì)于直徑的軸，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大5%7%，5.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）確定軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想 (2)相關(guān)數(shù)據(jù)的確定a.機(jī)體內(nèi)壁間距離L： 式中：

40、、分別為第一級(jí)齒輪傳動(dòng)中小齒輪、大齒輪和第二級(jí)齒輪傳動(dòng)中小齒輪的齒寬；齒輪端面至機(jī)體內(nèi)壁距離； 齒輪間距，可取。b.機(jī)體內(nèi)壁至軸承座端面距離式中：機(jī)座壁厚，P158表11-1； 、扳手操作空間，P161表11-2。c.外伸軸總長(zhǎng)式中：軸承內(nèi)側(cè)至機(jī)體內(nèi)壁之間的距離，； 軸承寬度，查手冊(cè)；t 凸緣式軸承端蓋壁厚；端蓋聯(lián)接螺釘頭厚度，查手冊(cè)；大帶輪或半聯(lián)軸器端面與軸承端蓋聯(lián)接螺釘頭之間的間隙，（對(duì)彈性聯(lián)軸器需保證拆卸空間）； 大帶輪或半聯(lián)軸器輪轂寬度；6.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：（圖中單位：）(1)求支座反力A:水平(面)方向反力 FNH1=-63.21N，F(xiàn)NH2=2709.64NB.豎直(面)反

41、力 FNV1=2036.63N,FNV2=897.62N（2）繪制彎矩圖A. 水平方向彎矩B.豎直方向彎矩C.合成彎矩(3)繪制扭矩圖7.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面B)的強(qiáng)度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取 ，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此， ，故安全。二.中速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.已知條件軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩若取每級(jí)齒輪傳動(dòng)功率(包括軸承效率在內(nèi))則：3.57kw ；124.7r/min ；。2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并且對(duì)重量以及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊的要求，故由表8-26選

42、常用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。3.求作用在齒輪上的力 因已知軸的上大小齒輪的螺旋角及度圓直徑為，,， 則 齒輪二 圓周力：徑向力：軸向力： 齒輪三 圓周力：徑向力：軸向力：4.初算最小軸頸 查表考慮到軸端不承受轉(zhuǎn)矩，故取較小值C=112，則 對(duì)于直徑的軸，有兩個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大10%15%，故5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示6.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：（圖中單位：）(1)求支座反力A:水平(面)方向反力FNH1=329.41N，F(xiàn)NH2=1596.15NB.豎直(面)反力 FNV1=-608.17N,FNV2=5772.83N（2）繪制彎矩圖A.水平方向彎矩B.豎直方向彎矩C.合成彎矩（3）繪制扭

43、矩圖7.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面B)的強(qiáng)度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，故安全。三.低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.已知條件 軸上的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩若取每級(jí)齒輪傳動(dòng)功率(包括軸承效率在內(nèi))則：3.46kw ；40.5r/min ；。2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并且對(duì)重量以及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊的要求，故由表8-26選常用的45鋼，調(diào)質(zhì)處理。3.求作用在齒輪上的力 因已知軸的上大小齒輪的螺旋角及度圓直徑為，則：圓周力：徑向力：軸向力：4.初算最小軸頸查表考

44、慮到軸端不承受轉(zhuǎn)矩，故取較小值C=112，則 對(duì)于直徑的軸，有兩個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大10%15%，故5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示6.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：（圖中單位：）(1)求支座反力A:水平(面)方向反力FNH1=2667.3N,FNH2=314.7NB.豎直(面)反力 FNV1=3723N,FNV2=4283N(2)繪制彎矩圖A. 水平方向彎矩B.豎直方向彎矩C.合成彎矩(3)繪制扭矩圖7.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸

45、的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，故安全。四.聯(lián)軸器的選用 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，查P351表14-1得取則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用HL4彈性柱銷聯(lián)軸器。五.鍵連接計(jì)算及強(qiáng)度校核1.高速軸上鍵大帶輪選擇鍵連接的類型和尺寸 大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm.由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=45,比輪轂寬度小些。校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是

46、鋼，查得許用擠壓應(yīng)力=100120MPa，取=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可得 ，可以。故取。2.中速軸上鍵大齒輪選擇鍵連接的類型和尺寸 一般7級(jí)精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm.由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=45mm,比輪轂寬度小些。校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力=100120MPa，取=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度?？傻?，可以。故取。小齒輪選擇鍵連接的類型和尺寸 一般7級(jí)精度的齒輪有定心精

47、度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm.由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=55,比輪轂寬度小些。校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力=100120MPa，取=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm 可得 ，可以。故取。3.低速軸上鍵大齒輪選擇鍵連接的類型和尺寸 一般7級(jí)精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=18mm，高度h=11mm.由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=50mm,比輪轂寬度小些。校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力=100120MPa，取=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可得，可以。故取。半聯(lián)軸器 選擇鍵連接的類型和尺寸 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm.由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=90,比輪轂寬度小些。校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪