機械設計課程設計-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器設計F=6500 V=0.47 D=360

1、機械設計減速器設計說明書全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411 系 別： 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄第一部分 設計任務書.4第二部分 傳動裝置總體設計方案.5第三部分 電動機的選擇.5 3.1 電動機的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).7第五部分 V帶的設計.9 5.1 V帶的設計與計算.9 5.2 帶輪的結構設計.11第六部分 齒輪傳動的設計.13 6.1 高速級齒輪傳動的設計計算.13 6.2 低速級齒輪傳動的設計計算.20第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計.28 7.

2、1 輸入軸的設計.28 7.2 中間軸的設計.32 7.3 輸出軸的設計.38第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.44 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.44 8.2 中間軸鍵選擇與校核.44 8.3 輸出軸鍵選擇與校核.44第九部分 軸承的選擇及校核計算.45 9.1 輸入軸的軸承計算與校核.45 9.2 中間軸的軸承計算與校核.46 9.3 輸出軸的軸承計算與校核.46第十部分 聯(lián)軸器的選擇.47第十一部分 減速器的潤滑和密封.48 11.1 減速器的潤滑.48 11.2 減速器的密封.49第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸.50設計小結.52參考文獻.53第一部分 設計任務書一、初始數(shù)據(jù)

3、設計展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 6500N，V = 0.47m/s，D = 360mm，設計年限（壽命）：3年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯(lián)接設計9. 箱體結構設計10. 潤滑密封設計11. 聯(lián)軸器設計第二部分 傳動裝置總體設計方案一. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。2.特

4、點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。二. 計算傳動裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動機的選擇3.1 電動機的選擇圓周速度v:v=0.47m/s工作機的功率Pw:Pw=F×V1000=6500×

5、;0.471000=3.06Kw電動機所需工作功率為:Pd=Pwa=3.060.825=3.71Kw工作機的轉速為:n=60×1000VD=60×1000×0.47×360=24.9rmin 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=840，則總傳動比合理范圍為ia=16160，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (16160)×24.9 = 398.43984r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M1-6的三相異步電

6、動機，額定功率為4KW,滿載轉速nm=960r/min，同步轉速1000r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm38×8010×333.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nmn=96024.9= 38.55（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i 式中i0,i分別為帶傳動和

7、減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為:i=iai0=38.552.5=15.42取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12=1.3i=1.3×15.42=4.48則低速級的傳動比為:i23=ii12=15.424.48=3.44第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速:輸入軸：nI=nmi0=9602.5=384rmin中間軸：nII=nIi12=3844.48=85.71rmin輸出軸：nIII=nIIi23=85.713.44=24.92rmin工作機軸：nIV= nIII=24.92rmin（2)各軸輸入功率:輸入軸：

8、PI= Pd×1=3.71×0.96=3.56Kw中間軸：PII= PI×2×3=3.56×0.99×0.97=3.42Kw輸出軸：PIII= PII×2×3=3.42×0.99×0.97=3.28Kw工作機軸：PIV= PIII×2×4=3.28×0.99×0.99=3.21Kw則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'= PI×2=3.56×0.99=3.52Kw中間軸：PII'= PII×2=3.42×0

9、.99=3.39Kw輸出軸：PIII'= PIII×2=3.28×0.99=3.25Kw工作機軸：PIV'= PIV×2=3.21×0.99=3.18Kw(3)各軸輸入轉矩:電動機軸輸出轉矩：Td=9550×Pdnm=9550×3.71960=36.91Nm輸入軸：TI=9550×PInI=9550×3.56384=88.54Nm中間軸：TII=9550×PIInII=9550×3.4285.71=381.06Nm輸出軸：TIII=9550×PIIInIII=9550&

10、#215;3.2824.92=1256.98Nm工作機軸：TIV=9550×PIVnIV=9550×3.2124.92=1230.16Nm各軸輸出轉矩為：輸入軸：TI'= TI×2=88.54×0.99=87.65Nm中間軸：TII'= TII×2=381.06×0.99=377.25Nm輸出軸：TIII'= TIII×2=1256.98×0.99=1244.41Nm工作機軸：TIV'= TIV×2=1230.16×0.99=1217.86Nm第五部分 V帶的設計

11、5.1 V帶的設計與計算1.確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.2，故Pca= KAPd=1.2×3.71=4.45Kw2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1 = 112 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度v=dd1nm60×1000=×112×96060×1000=5.63ms 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準直

12、徑dd2=i0dd1=2.5×112=280mm 根據(jù)課本查表，取標準值為dd2 = 280 mm。4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準長度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+2112+280+280-11224×500=1630mm 由表選帶的基準長度Ld = 1640 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。aa0+Ld-Ld02=500+1640-16302=505mm 按課本公式，中心距變化范圍為480 554 mm。5.驗算小帶輪上的包

13、角a11180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-280-112×57.3°505=160.9°>120°6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min，查表得P0 = 1.16 kW。 根據(jù)nm = 960 r/min，i0 = 2.5和A型帶，查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.99，于是Pr=P0+P0KKL=1.16+0.11×0.95×0.99=1.19Kw 2）

14、計算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=4.451.19=3.74 取4根。7.計算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質量q = 0.105 kg/m，所以F0=500×2.5-KPcaKzv+qv2=500×2.5-0.95×4.450.95×4×5.63+0.105×5.632=164.53N8.計算壓軸力FPFp=2zF0 sin12=2×4×164.53×sin160.92=1297.84N9.主要設計結論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準直徑dd1112mm大帶輪基準直徑dd2280mmV帶中心距a

15、505mm帶基準長度Ld1640mm小帶輪包角1160.9°帶速5.63m/s單根V帶初拉力F0164.53N壓軸力Fp1297.84N5.2 帶輪結構設計1.小帶輪的結構設計 1）小帶輪的結構圖 2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動機軸直徑DD = 38mm38mm分度圓直徑dd1112mmdadd1+2ha112+2×2.75117.5mmd1(1.82)d(1.82)×3876mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)B(1.52)×6394mm

16、2.大帶輪的結構設計 1）大帶輪的結構圖 2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 25mm25mm分度圓直徑dd2280mmdadd1+2ha280+2×2.75285.5mmd1(1.82)d(1.82)×2550mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×2550mm第六部分 齒輪傳動的設計6.1 高速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪

17、材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 26，大齒輪齒數(shù)Z2 = 26×4.48 = 116.48，取Z2= 115。（4）初選螺旋角b = 14°。（5）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d132KT1du+1uZEZHZZH21）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×103P1n1=9.55×103×3.56384=88.54Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)

18、域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20°cos14°=20.561°at1=arccosZ1costZ1+2ha*cos =arccos26×cos20.561°26+2×1×cos14°=29.402°at2=arccosZ2costZ2+2ha*cos =arccos115×cos20.561°115+2×1×cos14°

19、;=22.965°端面重合度：=12Z1tanat1-tant'+Z2tanat2-tant'=1226×tan29.402°-tan20.561°+115×tan22.965°-tan20.561°=1.67軸向重合度：=dZ1tan=1×26×tan14°=2.063重合度系數(shù)：Z=4-31-+=4-1.6731-2.063+2.0631.67=0.64由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14°=0.985計算接觸疲勞許用應力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別

20、為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60×384×1×3×2×8×300=3.32×108N2=N1i12=3.32×1084.48=7.41×107查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.93。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=600×0.91=540MPaH2=Hlim2KHN2S=550×0.931=511.5MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的

21、接觸疲勞許用應力，即H=H2=511.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d132KT1du+1uZEZHZZH2=32×1000×1.3×88.541×4.48+14.48×189.8×2.44×0.64×0.985511.52=45.1mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vv=×d1t×n160×1000=×45.1×38460×1000=0.91ms齒寬bb=dd1t=1×45.1=45.1mm2）計算實際載荷

22、系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 0.91 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2×1000×88.5445.1=3926.386NKAFt1b=1.25×3926.38645.1=108.82Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.452。則載荷系數(shù)為：K=KAKVKHKH=1.25×1.05×1.4×1.452=2.6683）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=

23、d1t×3KKt=45.1×32.6681.3=57.314mm及相應的齒輪模數(shù)mn=d1cosZ1=57.314×cos14°26=2.139mm模數(shù)取為標準值mn = 2mm。3.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=Z1+Z2mn2cos=26+115×22×cos14°=145.312mm中心距圓整為a = 145 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos26+115×22×145=13.496°即：b = 13°2946（3）計算大、小齒

24、輪的分度圓直徑d1=mnZ1cos=2×26cos13.496°=53.475mmd2=mnZ2cos=2×115cos13.496°=236.525mm（4）計算齒輪寬度b=dd1=1×53.475=53.475mm取b2 = 54 mm、b1 = 59 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件F=2KT1YFaYSaYYcos2dmn3Z121）確定公式中各參數(shù)值計算當量齒數(shù)ZV1=Z1cos3=26cos13.496°3=28.276ZV2=Z2cos3=115cos13.496°3=125.067計算

25、彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：b=arctantancost=arctantan13.496°×cos20.561°=12.666°當量齒輪重合度：v=cos2b=1.67cos12.666°2=1.754軸向重合度：=dZ1tan=1×26×tan13.496°=1.986重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.754=0.678計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120°=1-1.986×13.496120°=0.777由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和

26、應力修正系數(shù)YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.83計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.452，結合b/h = 12查圖得KFb = 1.422則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1.25×1.05×1.4×1.422=2.613計算齒根彎曲疲勞許用應力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.86、KFN2 = 0.9取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1F

27、lim1S=0.86×5001.4=307.14MPaF2=KFN2Flim2S=0.9×3801.4=244.29MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核F=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12=2×1000×2.613×88.54×2.54×1.63×0.678×0.777×cos213.496°1×23×262=176.46MPaF1F=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12=2×1000×2.613×88.5

28、4×2.17×1.83×0.678×0.777×cos213.496°1×23×262=169.253MPaF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設計結論 齒數(shù)Z1 = 26、Z2 = 115，模數(shù)mn = 2 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 13.496°= 13°2946，中心距a = 145 mm，齒寬b1 = 59 mm、b2 = 54 mm。6.齒輪參數(shù)總結和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z26115螺旋角左13°2946右

29、13°2946齒寬b59mm54mm分度圓直徑d53.475mm236.525mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高ham×ha2mm2mm齒根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha57.475mm240.525mm齒根圓直徑dfd-2×hf48.475mm231.525mm6.2 低速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240

30、HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z3 = 27，大齒輪齒數(shù)Z4 = 27×3.44 = 92.88，取Z4= 92。（4）初選螺旋角b = 13°。（5）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d332KT2du+1uZEZHZZH21）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計算小齒輪傳遞的轉矩T2=9.55×103P2n2=9.55×103×3.4285.71=381.06Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。查表得材料的

31、彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.482°at1=arccosZ3costZ3+2ha*cos =arccos27×cos20.482°27+2×1×cos13°=29.114°at2=arccosZ4costZ4+2ha*cos =arccos92×cos20.482°92+2×1×cos13°=23.462°端面重合度：=

32、12Z3tanat1-tant'+Z4tanat2-tant'=1227×tan29.114°-tan20.482°+92×tan23.462°-tan20.482°=1.673軸向重合度：=dZ3tan=1×27×tan13°=1.984重合度系數(shù)：Z=4-31-+=4-1.67331-1.984+1.9841.673=0.65由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos13°=0.987計算接觸疲勞許用應力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sH

33、lim2 = 550 MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n2jLh=60×85.71×1×3×2×8×300=7.41×107N2=N1i23=7.41×1073.44=2.15×107查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.93、KHN2 = 0.95。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=600×0.931=558MPaH2=Hlim2KHN2S=550×0.951=522.5MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=H2=

34、522.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d332KT2du+1uZEZHZZH2=32×1000×1.3×381.061×3.44+13.44×189.8×2.45×0.65×0.987522.52=74.702mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vv=×d3t×n260×1000=×74.702×85.7160×1000=0.34ms齒寬bb=dd3t=1×74.702=74.702mm2）計算實際載荷系數(shù)KH

35、由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 0.34 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.02。齒輪的圓周力Ft1=2T2d3t=2×1000×381.0674.702=10202.136NKAFt1b=1.25×10202.13674.702=170.71Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.461。則載荷系數(shù)為：K=KAKVKHKH=1.25×1.02×1.4×1.461=2.6083）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑

36、d3=d3t×3KKt=74.702×32.6081.3=94.215mm及相應的齒輪模數(shù)mn=d3cosZ3=94.215×cos13°27=3.4mm模數(shù)取為標準值mn = 3mm。3.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=Z3+Z4mn2cos=27+92×32×cos13°=183.19mm中心距圓整為a = 185 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ3+Z4mn2a=arccos27+92×32×185=15.241°即：b = 15°1428（3）計算大、小齒

37、輪的分度圓直徑d3=mnZ3cos=3×27cos15.241°=83.95mmd4=mnZ4cos=3×92cos15.241°=286.051mm（4）計算齒輪寬度b=dd3=1×83.95=83.95mm取b4 = 84 mm、b3 = 89 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件F=2KT2YFaYSaYYcos2dmn3Z321）確定公式中各參數(shù)值計算當量齒數(shù)ZV3=Z3cos3=27cos15.241°3=30.058ZV4=Z4cos3=92cos15.241°3=102.421計算彎曲疲勞強

38、度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：b=arctantancost=arctantan15.241°×cos20.482°=14.319°當量齒輪重合度：v=cos2b=1.673cos14.319°2=1.782軸向重合度：=dZ3tan=1×27×tan15.241°=2.342重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.782=0.671計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120°=1-2.342×15.241120°=0.703由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正

39、系數(shù)YFa1 = 2.53 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.64 YSa2 = 1.83計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.461，結合b/h = 12.44查圖得KFb = 1.431則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1.25×1.02×1.4×1.431=2.554計算齒根彎曲疲勞許用應力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.9、KFN2 = 0.93取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Fl

40、im1S=0.9×5001.4=321.43MPaF2=KFN2Flim2S=0.93×3801.4=252.43MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核F=2KFT2YFa1YSa1YYcos2dmn3Z32=2×1000×2.554×381.06×2.53×1.64×0.671×0.703×cos215.241°1×33×272=180.189MPaF1F=2KFT2YFa2YSa2YYcos2dmn3Z32=2×1000×2.554×381

41、.06×2.17×1.83×0.671×0.703×cos215.241°1×33×272=172.454MPaF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設計結論 齒數(shù)Z3 = 27、Z4 = 92，模數(shù)mn = 3 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 15.241°= 15°1428，中心距a = 185 mm，齒寬b3 = 89 mm、b4 = 84 mm。6.齒輪參數(shù)總結和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2792螺旋角左15°142

42、8右15°1428齒寬b89mm84mm分度圓直徑d83.95mm286.051mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高ham×ha3mm3mm齒根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高hha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha89.95mm292.051mm齒根圓直徑dfd-2×hf76.45mm278.551mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計7.1 輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1 = 3.56 KW n1 = 384 r/min T1 = 88.5

43、4 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 53.475 mm 則:Ft=2T1d1=2×1000×88.5453.475=3311.5NFr=Ft×tanncos=3311.5×tan20°cos13.496°=1239.5NFa=Ft×tan=3311.5×tan13.496°=794.4N3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin=A0×3P1n1=112 ×33.56

44、384=23.5mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 25 mm4.軸的結構設計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 30 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 35 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根

45、據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7207C，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7207C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 59 mm，d56 = d1 = 53.475 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保

46、證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 89 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 89+12+16+8-15 = 110 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7207C軸承查手冊得a = 15.7 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (63/2+5

47、0+15.7)mm = 97.2 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (59/2+32+110-15.7)mm = 155.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (59/2+9+32-15.7)mm = 54.8 mm V帶壓軸力Fp = 1297.84 N2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=3311.5×54.8155.8+54.8=861.7NFNH2=FtL2L2+L3=3311.5×155.8155.8+54.8=2449.8N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3+Fa×d12-FpL1+L2+L3L2+L3=

48、1239.5×54.8+794.4×53.4752-1297.84×97.2+155.8+54.8155.8+54.8=-1473.5NFNV2=FrL2-Fa×d12+FpL1L2+L3=1239.5×155.8-794.4×53.4752+1297.84×97.2155.8+54.8=1415.1N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=861.7×155.8=134253Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=1297.84×97.2=126150Nmm截面C處的垂

49、直彎矩：MV1=FNV1L2=-1473.5×155.8=-229571NmmMV2=FNV2L3=1415.1×54.8=77547Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=MH2+MV12=1342532+-2295712=265945NmmM2=MH2+MV22=1342532+775472=155040Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14

50、-4），取a = 0.6，則有：ca=McaW=M12+T12W=2659452+0.6×88.54×100020.1×53.4753=17.7MPa-1=60MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 中間軸的設計1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2 = 3.42 KW n2 = 85.71 r/min T2 = 381.06 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 236.525 mm 則:Ft1=2T2d2=2×1000×381.0

51、6236.525=3222.2NFr1=Ft1×tanncos=3222.2×tan20°cos13.496°=1206.1NFa1=Ft1×tan=3222.2×tan13.496°=772.9N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 83.95 mm 則:Ft2=2T2d3=2×1000×381.0683.95=9078.3NFr2=Ft2×tanncos=9078.3×tan20°cos15.241°=3424.6NFa2=Ft2×tan=907

52、8.3×tan15.241°=2472.2N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，?。篈0 = 107，得:dmin=A0×3P2n2=107 ×33.4285.71=36.6mm4.軸的結構設計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 36.6 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7208C，其尺寸為d×D×T =

53、40×80×18 mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 45 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 54 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 52 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 53 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7208C型軸承的定位

54、軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 45 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 89 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 87 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 18 mm，則l12 = T+s+2 = 18+16+8+2 = 44 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 18+8+16+2.

55、5+2 = 46.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7208C軸承查手冊得a = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (54/2-2+46.5-17)mm = 54.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (54/2+14.5+89/2)mm = 86 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (89/2-2+44-17)mm = 69.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=3222.2×86+69.5+9078.3

56、15;69.554.5+86+69.5=5390.4NFNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=3222.2×54.5+9078.3×54.5+8654.5+86+69.5=6910.1N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=Fr1L2+L3+Fa1×d22-Fr2L3+Fa2×d32L1+L2+L3=1206.1×86+69.5+772.9×236.5252-3424.6×69.5+2472.2×83.95254.5+86+69.5=689.1NFNV2=Fr1L1-Fa1×d22-Fr2L1+L2-Fa2×d32L1+L2+L3=1206.1×54.5-772.9×236.5252-3424.6&