一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)說明書

1、一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)說明書一、 設(shè)計(jì)題目某帶式輸送機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1所示，已知輸入功率P1=10KW，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=960rmin，齒數(shù)比，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命15年（設(shè)每年工作300天），兩班制，帶式輸送機(jī)工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。設(shè)計(jì)此傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。 1電動(dòng)機(jī)；2及5聯(lián)軸器；3減速器；4一級(jí)齒輪傳動(dòng)；6輸送機(jī)滾筒圖1 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖二、 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1、 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1） 按圖1所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。（2） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度。（3） 材料選擇。齒輪一般用鍛鋼制造，常用的是含碳量0.15%-0.6%的碳鋼或合金鋼。由機(jī)械設(shè)計(jì)表1

2、0-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4） 選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=3.2×24=76.8，取z2=77。2、 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 d1t2.323KT1d.u±1u(ZEH)2（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)Kt=1.3。2） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=95.5×105P1n1=95.5×105×10960Nmm=9.948×104Nmm3） 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1

3、。4） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。5） 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550MPa。6） 由齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLh得 N1=60×960×1×2×8×300×15=4.147×109 N2=N13.2=1.296×1097） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90; KHN2=0.95。8） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由齒輪的許用應(yīng)力計(jì)算公

4、式=KNlimS得 H1=KHN1lim1S=0.9×600MPa=540MPa H2=KHN2lim2S=0.95×550MPa=522.5MPa（2） 計(jì)算1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值。 d1t2.323K1T1d.u+1u(ZEH)2=65.396mm2） 計(jì)算圓周速度v。 v=d1tn160×1000=3.29ms3） 計(jì)算齒寬b。 b=dd1t=65.396mm4） 計(jì)算齒寬與齒高之比bh。 模數(shù) m1=d1tz1=2.725 齒高 h=2.25mt=6.13mm bh=10.675） 計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=3.29ms，7級(jí)精度

5、，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.12; 直齒輪，KH=KF=1； 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐對(duì)稱布置時(shí)， KH=1.315 。 由bh=10.67，KH=1.315 查圖10-13得KF=1.28 ;故載荷系數(shù) K=KAKvKHKH=1.4736） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由d1=d1t3KKt得 d1=69.995mm7） 計(jì)算模數(shù)m。 m=d1z1=2.92mm3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m32KT1dz12(YFaYSaF)（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲

6、勞強(qiáng)度極限FE1=500MPa；大 齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=380MPa。2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。3） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由齒輪的許用應(yīng)力計(jì)算公式=KNlimS得 F1=KFN1FE1S=303.57MPa F2=KFN2FE2S=238.86MPa4） 計(jì)算載荷系數(shù)K。 K=KAKvKFKF=1.4345） 查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.226。6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表10-5查得 YSa1=1.58；YSa2=1.764。7） 計(jì)算大小齒輪的YFaYSaF

7、并加以比較。 YFaYSaF1=0.01379 YFaYSaF2=0.01644 大齒輪的數(shù)值大。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m32KT1dz12(YFaYSaF)=2.05mm 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)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)的大小主要取決于彎曲強(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)2.05并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=69.995mm，算出小齒輪齒數(shù) z1=d1m28大齒輪齒數(shù) z2=3.2×28=89.6，取z2=90。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足

8、了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿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=z1m=70mm d2=z2m=225mm（2） 計(jì)算中心距 a=d1+d22=147.5mm（3） 計(jì)算齒輪齒寬 b=dd1=70mm則B2=b=70mm，B1=B2+510mm=75mm。三、 輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、 輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩由齒輪的設(shè)計(jì)過程知，輸入軸的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩為 P1=10KW n1=960rmin T1=9.948×104Nmm2、 求作用在齒輪上的力由小齒輪的分度圓直徑為d1=70mm則圓周力 Ft=2T1d1=2842N 徑向力

9、Fr=Frtan=1034N3、 初步確定軸的最小直徑由軸的初估直徑公式dA03Pn估算軸的最小直徑。由于設(shè)計(jì)的是單級(jí)減速器的輸入軸，屬于一般軸的設(shè)計(jì)問題，故選取軸的材料為45鋼，正火處理，硬度為170271HBS，抗拉強(qiáng)度b=590MPa，彎曲疲勞強(qiáng)度-1=255MPa，許用彎曲應(yīng)力-1=55MPa。根據(jù)表15-3取A0=112，則 dmin=A03P1n1=22.4mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d1=dmin×1+5%=23.5mm按軸的直徑序列將其圓整為d1=24mm4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖2 輸入軸的機(jī)構(gòu)與裝配（1） 軸上零件的定位，固定和裝配單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱

10、體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實(shí)現(xiàn)軸向定位。聯(lián)軸器靠軸肩、平鍵和螺栓分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向固定。（2） 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度1） I段：輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了是所選的軸的直徑d1與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則 Tca=1.3×99480Nmm=129324Nmm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/T501

11、4-2003，選用YL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000Nmm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)1=70mm。2） II段:因?yàn)閔=(23)C，查表15-2取c=1.0mmd2=d1+2h=24+2×（23）×1.0=2830mm故取 d2=30mm初選用6006型深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為13mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長(zhǎng)為20mm，通過密封蓋軸段長(zhǎng)應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長(zhǎng)為55mm，安裝齒輪段長(zhǎng)度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長(zhǎng)： L2=（2+20+13+55）=90mm3） III段

12、:直徑 d3=d2+2h=30+2×（23）×1.5=3639mm 取 d3=36mm長(zhǎng)度  L3=b1-2=75-2=73mm4） IV段直徑 d4= d3=d2+2h=36+2×（23）×1.5=4245mm  取 d4=42mm長(zhǎng)度與右面的套筒相同，即L4=20mm5） V段：考慮此段滾動(dòng)軸承左面的定位軸肩，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取安裝尺寸da=36mm，該段直徑應(yīng)?。篸5=36mm。因此將V段設(shè)計(jì)成階梯形，右段直徑為36mm。6） VI段直徑 d6=30mm.  長(zhǎng)度 L6=13mm7） 軸上零件的周向定位齒輪

13、、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表6-1查得，齒輪與軸連接時(shí)平鍵截面b×h=10mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm同時(shí)為了保證齒輪與軸的配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為8mm×7mm×63mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向配合定位是由過度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5、 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖3（a）所示，由軸的各段長(zhǎng)度可算得軸支撐跨距為 L=13+20+20+73=126mm因?yàn)樵撦S的兩軸承對(duì)稱，故LA=LB

14、=61.5mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖3所示 圖3 輸入軸的載荷分析圖(1) 繪制軸受力簡(jiǎn)圖（如圖a）(2) 繪制水平面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1421N由兩邊對(duì)稱，知截面C的彎矩也對(duì)稱。截面C在水平面彎矩為MHC= R HAL/2=1421×61.5=87391.5N·mm(3) 繪制垂直面彎矩圖（如圖c）RVA= RVB = Fr/2=517N由兩邊對(duì)稱，知截面C的彎矩也對(duì)稱。截面C在水平面彎矩為MVC= RVA L/2=517×61.5=31795.5N·mm(4) 繪制合成彎矩圖（如圖d）MC

15、=MHC2+MVC22=87391.5+31795.52=59593.5N·mm(5) 繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩： T1=99480Nmm6、 按彎扭合成進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算進(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。由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力為ca=MC2+(T1)2W=39.2MPa-1因此該軸強(qiáng)度足夠。7、 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核齒輪軸中間截面由鍵槽引起應(yīng)力集中，所受載荷較大，應(yīng)對(duì)其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核。   截面有關(guān)系數(shù)： =0.1（屬中碳鋼）  =1（鍵槽中段處）&#

16、160; =1.523（由附表3-3中公式求得）  =1.069（由附表3-5，用插值法求得） =0.88  =0.81（由附表3-4查得）  K=2.906  K =2.145（由附表3-1，按配合H7/r6查得）  W=d3/32=4580.44mm 3  WT=2W=9160.88mm 3 S=1.8(由附表3-9查得)  S=-12( KM/W)0.75(K)T/ WT =5.2SS,軸的強(qiáng)度滿足要求。8、 繪制軸的工作圖四、 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、 輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩分度圓直徑： d2=2

17、25mm若取每級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率（包括軸承效率在內(nèi)）=0.97，則輸出軸的功率 P2=P1=9.7KW轉(zhuǎn)速： n2=n11u=300rmin轉(zhuǎn)矩： T2=9550000×P2n2= 389162.5N·mm2、 求作用在齒輪上的力圓周力： Ft=2T2/d2=2147.10N徑向力: Fr=Ft·tan=781.48N3、 初步確定軸的最小直徑由軸的初估直徑公式dA03Pn估算軸的最小直徑。由于設(shè)計(jì)的是單級(jí)減速器的輸入軸，屬于一般軸的設(shè)計(jì)問題，故選取軸的材料為45鋼，正火處理，硬度為170271HBS，抗拉強(qiáng)度b=590MPa，彎曲疲勞強(qiáng)度-1=255MPa，許用彎

18、曲應(yīng)力-1=55MPa。根據(jù)表15-3取A0=112，則 dmin=A03P2n2=36.13mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d1=dmin×1+5%=37.9mm按軸的直徑序列將其圓整為d1=38mm4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖4 輸出軸的機(jī)構(gòu)與裝配（1）軸上零件的定位，固定和裝配  單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實(shí)現(xiàn)軸向定位。 （2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度1） I段： d1=38mm &#

19、160; 長(zhǎng)度取決于聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)和安裝位置，根據(jù)聯(lián)軸器計(jì)算選擇，選取YL7型Y型凸緣聯(lián)軸器 L1=82mm。2） II段：h=（23）c    查指導(dǎo)書附表2.5取c=1.5mm d2=d1+2h=4447mm取 d2=45mm初選用6009型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,寬度為16mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。而且兩對(duì)軸承箱體內(nèi)壁距離一致，（L軸1=L軸2）取套筒長(zhǎng)為21mm，通過密封蓋軸段長(zhǎng)應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長(zhǎng)為55mm，安裝齒輪段長(zhǎng)度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長(zhǎng)：L2=（

20、2+21+16+55）=94mm3） III段：直徑d3=d2+2h=45+2×（23）×1.5=5154mm 取 d3=53mm長(zhǎng)度 L3=b2-2=70-2=68mm4） IV段：直徑d4= d3=d2+2h=53+2×（23）×1.5=5962mm  取 d4=60mm長(zhǎng)度與右面的套筒相同，即L4=21mm5） V段：考慮此段滾動(dòng)軸承右面的定位軸肩，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由附表6.2得安裝尺寸da=51mm，該段直徑應(yīng)?。篸5=51mm。因此將V段設(shè)計(jì)成階梯形，左段直徑為51mm。6） VI段：VI段直徑d6=45mm. 

21、; 長(zhǎng)度L6=16mm7）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表6-1查得，齒輪與軸連接時(shí)平鍵截面b×h=16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸的配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為10mm×8mm×80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向配合定位是由過度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5、 求軸上的載荷由上述軸各段長(zhǎng)度可算得軸支承跨距L=16216521=123mm因?yàn)樵撦S兩軸承對(duì)稱，所以：LA=LB=6

22、1.5mm(1) 繪制軸受力簡(jiǎn)圖（如圖a）(2) 繪制水平面彎矩圖（如圖b）                                 圖5 輸出軸的載荷分析圖軸承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1073.55N由兩邊對(duì)稱，知截面C的彎矩也對(duì)稱。截面C在水平面彎矩為MHC= R HAL/2=1073.55×61.5=66023.33N