二級減速器課程設計完整版

計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument".設計任務 2\o"CurrentDocument".傳動系統(tǒng)方案的擬定 2.電動機的選擇 3□□□□□□□□□□□ 3□□□□□□ 5□□□□□□□□□□□□□□ 5\o"CurrentDocument".減速器齒輪傳動的設計計算 7□□□□□□□□□□□□□□□□ 7□□□□□□□□□□□□□□□□ 11.減速器軸及軸承裝置的設計 16□□□□ 16\o"CurrentDocument"鍵的選擇與校核 23\o"CurrentDocument"軸承的的選擇與壽命校核 25\o"CurrentDocument".箱體的設計 28\o"CurrentDocument"箱體附件 28□□□□□□□□□□□□□□ 29\o"CurrentDocument".潤滑和密封 30□□□□□□ 30□□□□□□ 30\o"CurrentDocument"參考資料目錄 30.設計任務設計任務設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，工作時有輕微沖擊，輸送帶允許速度誤差±4%,二班制，使用期限12年（每年工作日300天），連續(xù)單向運轉，大修期三年，小批量生產(chǎn)。原始數(shù)據(jù)滾筒圓周力：F=900N輸送帶帶速：〃"a±4%）m/s滾筒直徑： 450mm工作條件二班制，空載起動，有輕微沖擊，連續(xù)單向運轉，大修期三年；三相交流電源，電壓為380/220V。.傳動系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示：1-電動機；當4號軸署；3-二級齒輪第速器；5-濠筒:6-給醫(yī)帚計算及說明結果器3,再經(jīng)聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳動，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。展開式減速器結構簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。3.電動機的選擇選擇電動機的結構和類型按設計要求及工作條件，選用Y系列三相異步電動機，臥式封閉結構，電壓380V。選擇電動機的容量根據(jù)已知條件計算，工作機所需要的有效功率八 Fv900x2.4「「IeP= = =2.16kWw1000 1000設：n4——輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率；nc——聯(lián)軸器效率，nc=0.99（見《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3—1）； "n——閉式圓柱齒輪傳動效率，n=0.98（同上）；ng——滾動軸承（一對球軸承），ngb=0.99（同上）；n——輸送機滾筒效率，n=0.96（同上）。估算傳動裝置的總效率 cy丑二丑丑丑丑丑01 12 23 34 4①式中叩=叩=0.9901 Cn=”=0.99x0.98=0.970212 bgn=nn=0.99x0.98=0.970223 bgn=nn=0.99x0.99=0.980134 bcn=nn=0.99x0.96=0.95044w bcy傳動系統(tǒng)效率n=nnnnn=0.95x0.970x0.970x0.980x0.950條0.868001122334MP2.16 丁/七用樂.商由f如討玄 P=…= =2.4884kW工作機所需要電動機功率 rn 0.8680Pw=2.16kwW傳動總效率n=0.8680Pr=2.4884kW

計算及說明結果選擇電動機容量時應保證電動機的額定功率Pm等于或大于工作機所需的電動機動率Pr。因工作時存在輕微沖擊，電動機額定功率Pm要大于Pr。由《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3—2所列Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中可以確定，滿足選PmNPr條件的電動機額定功率Pm應取為3kW。3.1.2確定電動機轉速由已知條件計算滾筒工作轉速V 2.4X60 .n= = =101.91r/min-兀d3.14x450x10-3.n傳動系統(tǒng)總傳動比i=廣tnw由《機械設計（高等教育出版社）》表18—1查得，展開式兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為1=8?60，故電動機轉速的可選范圍為n=in=（8?60）x101.91=815.28~6114.6r/minm w由《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3—2可以查得電動機數(shù)據(jù)如下表：Pm=3kW電動機Y100L2-4型電動機轉速nm=1440r/min總傳動比i=14.13方案電動機型號額定功率（kw）滿載轉速（r/min）總傳動比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通過對以上方案比較可以看出：方案1選用的電動機轉速最高、尺寸最小、重量最低、價格最低，總傳動比為28.26。但總傳動比最大，傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸大，成本提高。方案2選用的電動機轉速中等、質量較輕、價格較低，總傳動比為14.13。傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸適中。方案3選用的電動機轉速最低、質量最重、價格高，總傳動比為9.42。對于展開式兩級減速器（1=8~60）綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，選用方案2比較合理。Y100L2-4型三相異步電動機的額定功率P=3kw,滿載轉速n=1440r/m1n。由《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3-3電動機的安裝及外型尺寸（單位mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.009-0.0046082410012205205180245170380

計算及說明結果查得電動機電動機基本參數(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D=28(Z4)mm，軸伸出部分長度E=60mm。3.2傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 i=14.13由傳動系統(tǒng)方案可知i=i=101 34因此，兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比*i=，=14.13Eii0134為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBSW350,、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比(=^13E=J1.3x28.26=4.286低速級傳動比. i 14.13i=上= =3.29723i 4.28612傳動系統(tǒng)各傳動比分別為i=1i=4.286i=3.297i=101 12 23 343.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算取電動機軸為0軸，減速器高速軸為1軸、中速軸為2軸、低速軸3軸，帶式輸送機滾筒軸為4軸。各軸的轉速如下n=n=1440r/min0 mn14401//八/二n=_0.= =1440r/mini 101n1440__/.n=_l= =336r/mini4.28612i=4.28612i=3.29723計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果n=n2='6二102r/mini3.29723n1021n=__3==102r/mini134計算出各軸的輸入功率P=P=2.4884左W0rP=Pn=2.4884x0.99=2.4635kWTOC\o"1-5"\h\z001P=Pn=2.4635x0.9702=2.3901kW112P=Pn=2.3901x0.9702=2.3189kW\o"CurrentDocument"223P=Pn=2.3189x0.9801=2.2728kW334計算出各軸的輸入轉矩P 2.4884T=9550q=9550x=16.50N?m0n 14400T=Tin=16.50x1x0.99=16.34N-m00101T=Tin=16.34x4.286x0.9702=67.95N-m11212T=Tin=67.95x3.297x0.9702=217.36N-m22323T=Tin=217.36x1x0.9801=213.03N-m33434運動和動力參數(shù)的計算結果如下表格所示:軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉速n(r/min)14401440336102102功率P（Kw）2.48842.46352.39012.31892.2728轉矩T（N?m）16.5016.3467.95217.36213.03兩軸聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比i14.2863.2971傳動效率n0.990.97020.97020.9801（注：除了電動機軸的轉矩為輸出轉矩外，其余各軸的轉矩為輸入轉矩。）4.減速器齒輪傳動的設計計算高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算1、初選精度等級、材料及齒數(shù)(1)材料及熱處理：選擇小齒輪材料40Cr(調質)，齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)，齒面硬度240HBS。(2)齒輪精度：7級(3)初選小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)z2=10320(4)初選螺旋角B=14°20(5)壓力角a=20°2、按齒面接觸疲勞強度設計.由《機械設計.(高等教育出版社第九版)》式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即2KKTu+11 Ht1' ■1①u1 d確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt=1.0o由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)々。Ze=t,cosB=Jcos14。=0.985計算小齒輪傳遞的轉矩：9.55x106P 9.55x106x2.46351440= 1= =1.634x104N?mm1440由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Z=2.433。H由表10-7選取齒寬系數(shù)。d由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa1/2。E由式(10-21)計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)4a=arctan(taa/cosB)=arctan(ta20/cos14)=20.562TOC\o"1-5"\h\zt n ° 0 0a=arccos[cosa/(z+2h*cosB)]=arccos[2Xcos20.562(24+2x1xcos14)]=29.974at1 1t1an ° ° °a=arccos[cosa/(z+2h*cos「)]=arccos[103cos20.562(103b2x1xcos14)]=23.223at2 2t2an ° ° °8=[z(tana-tana?)+z(tana-tana')]/2Ta1 at1 t2 a2 t二[24x(tan29.974-tan20.562)+103x(tan23.223-tan20.562)]/2r=1.655o o o o8二①ztanP/t=1x24xtan14/T=1.905Bd1 。

計算及說明結果查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K =1.4。Ha由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，K=1.414。HP其載荷系數(shù)為K=KKKK=1x1.08x1.4x1.414=2.138H AVHaHp3）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d=d3KH=28.353xJ2：138=34.107mm1巾 11.31Htm=dcosP/z=34.107xcos14/24=1.382mmn 1 1 °3、按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即」2KTYYcos?PYYm> ——劉1￡p （Fasa）ntX ①Z2 Od d1 F1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.3Ft由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y￡P=arctan（tanPcosa）=arctan（tan14cos20.562）=13.140b t 。 。 。￡=￡/cos2p=1.655/cos213.140=1.728av a b °Y=0.25+0.75/￡=0.25+0.75/1.728=0.684￡ av由式（10-19）可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YPP 14Y=1-￡-±-=1-1.905x——=0.778P P120 1200 04目YY計算Fasa[O]F,.曰—z=z/cos3P=24/cos314=26.27 /口…由當量齒數(shù)v1 1 。 ，查圖10-17得齒形系數(shù)z=zcos3P=103/cos314=112.75v2 2 。Y=2.62、Y=2.18。Fa1 Fa2由圖10-18查得應力修正系數(shù)YA=L6、Y、=L81。sa1 sa2由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 =500MPa；大齒輪的彎Flim1曲強度極限°f.2=380MPao由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85、K=0.88。FN1 FN2取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-14）「IK。 0.85x500皿…[o]=_fn-4-fiim1= =304MPaF1 S 1.4「1Ko 0.88x380[o]=——fn-^~flim2= =239MPaF2 S 1.4d=34.107mm1[o]=304MPaF1[o]=239MPaF2設計及說明 結果設計及說明 結果設計及說明 結果設計及說明 結果至20416=0.0138YY2.18X1.81Fa2單2= =0.01656至20416=0.0138YY2.18X1.81Fa2單2= =0.01656丁239F2

YY

因為大齒輪的昂大于小齒輪，所以取FYYYYE1FTTF F22)試算模數(shù)=0.016532KTYYcos2PfYY)3,2x1.3x1.634404x0.684<0.77雙cos214m>3Ft1cp f=, rx0.0165=0.858nmntV①Z2 I[CJIV 1X2421 d1 FJ⑵調整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度vd=mz=0.858x24mm=20.592mm1nt1兀dn 兀x20.592x1440v= u-1—= m/s-1.553m/s60X1000 60X1000②齒寬bb=①d-1x20.592mm=20.592mmd1③寬高比b/h。h-(2h*+c*)m-(2x1+0.25)x0.858mm-1.931mmb/h-20.592/1.931-10.662)計算實際載荷系數(shù)KF①根據(jù)v-1.553m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K-1.03。v②由F-2T/d-2x1.634x104/20.592N=1.587x103N11 1 1KF/b-1x1.587x103/20.592N/mm-77.1N/mm<100N/mmAT1查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K-1.4。Fa③由表10-4用插值法查得K-1.413,結合b/h-10.66查圖10-13可得HPK-1.32。FP則載荷系數(shù)為K-KKKK-1x1.03x1.4x1.32-1.988FAVFaFP3)由式(10-13)，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)Ft-m KF-0.858xntK1988mm=1.037mm1.3由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)m=1.037mm并從標準中就近取mn=1.5mm；而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，取按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d-34.107mm來計算1小齒輪的齒數(shù)，即z-dcosP/m-34.107xcos14/1.5-22.061 1 n 。計算及說明結果一 103?…… …取z—22則大齒輪的齒數(shù)z—uz---x22—94.42，取z—95,兩齒輪齒數(shù)互為質1 2 1 24 2數(shù)。4.幾何尺寸計算(1)計算中心距(z+z)m (22+95)x1.5a=-1—2n= =90.44mm2cosp 2xcos14考慮模數(shù)從1.037mm增大圓整至2mm,為此將中心距圓整為90。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角R (z+z)m (22+95)x1.5p-arccos—1——2 n-arccos 12.8392a 2x90 。(3)計算分度圓直徑d=衛(wèi)苧=22義1.5=33.85mmcospcos12.839d=■zm=95.1.5=146.15mmcospcos12.839(4)計算齒輪寬度 °b-①d-1x33.85-33.85mmd1取b-34mm、b-40mm。2 15.圓整中心距后的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。(1)齒面接觸疲勞強度校核|2KTu+^…o——h^? ?ZZZZH丫①d3UHE￡0d d1z-221z-952a-90mmp-12.839od=33.85mm1d=146.15mm2b-40mm1b-34mm2/2x2.138x1.634x104(22+95)+1-<1ono八- x^ x2.45x189.8x0.661x0.9841 1x39.853 (22+95)-319MPa<[o]H滿足齒面接觸疲勞強度條件(2)齒根彎曲疲勞強度校核o-2SYaYsaY￡Ypcos2P-2xL3xL634x104x口國x0.684x0778xcos212.839。F1 ①z2m3 1x222x1.53d1n-104MPa<[o]F1o-2KFT1YFaYsaY￡Ypcos2P-2xL3xL634x104x2.18xL81x0.691x0.78x出山39。F2 ①z2m3 1x222x1.53d1n-112MPa<[o]2.主要設計結論F齒數(shù)z-22、z-95，模數(shù)m-1.5，壓力角a-20，螺旋角p-12.839-1250'20”1 2 n 。 ° °變位系數(shù)X-X-0，中心距a-90mm，齒寬b-40mm,b-34mm。小齒輪選用40Cr1 2 1 2(調質)，大齒輪選用45鋼(調質)。齒輪按照7級精度設計。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑d<160mm，做成實心式齒輪。a.2低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算1 初選精度等級、材料及齒數(shù)a-90mmp-12.8390-1250'20''0計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果材料及熱處理：選擇小齒輪材料40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。1）齒輪精度：7級2）初選小齒輪齒數(shù)z1=24,大齒輪齒數(shù)z2=793）壓力角a=20°2按齒面接觸疲勞強度設計（1）.由《機械設計.高等教育出版社第九版》式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即12KTu+11 Ht—1.? ?a=20°ZZZ￥■"&ETIH)1)確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)K=1.0。Ht②計算小齒輪傳遞的轉矩：T=9.55x106P/n=9.55x106x2.3901/336=6.79329x104N?mm1③④⑤⑥1由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Z=2.433=2.433。H由表10-7選取齒寬系數(shù)①=1.0d由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa1/2E由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zg。a=arccos[zcosa/(z+2h*)]=arccos[24xcos20°/(24+2x1)]=29.841。a1 1 t1aa=arccos[zcosa/(z+2h*)]=arccos[79xcos20o/(79+2x1)]=23.582。a2 2 t2ag=[z(tana-tana?)+z(tana-tana')]/2n二[24x(tan29.841。-tan20。)+79x(tan23.582。-tan20。)]/2n=1.714Zg4-g4-1.714—— =0.8733⑧計算接觸疲勞許用應力0HJ由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為o =600MPa和o =55MpiHlim1 Hlim2由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：N=60njL=60x336x1x（2x8x300x12）=1.161216x109N=N/u=1.161216x109/(79/24)=3.822336x1092 1由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)K =0.92,K=0.90HN1 HN2取失效概率為1%安全系數(shù)S=1[o[oKo—HN1~~Hlim1:SKoHN2~Hlim2S0.92x600, =522MPa10.9x550, =495MPa1?。踥］和［o］中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即［o］=［o］=495MPaH1H22）計算小齒輪分度圓直徑。[o]=495MPaH2KTu2KTu+1[ZZZ一?HE]guIIoJ、H2x1.(x6.7933(4(7924+1(2.5489.80.87號 x x (7924)=49873mm

調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準備。圓周速度V。兀dn兀X49.873x336v= it2= =0.877m/s60x1000 60x1000齒寬b。b=①d=1x49.837=49.837mmdit2）計算實際載荷系數(shù)三三。①查得使用系數(shù)三11。②根據(jù)v=0.877m/s、7級精度，查得動載荷系數(shù)三:1.0。③齒輪的圓周力F=2T/d=2x6.79329x104/49.873N=2.724x103N11 1 11KF/b=1x2.724x103/49.873N/mm=54.625<100N/mmA11查得齒間載荷分配系數(shù)三=1.2。④用表10-4插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，得齒向載荷分布系數(shù)K=1.420。HP其載荷系數(shù)為K=KKKK=1x1.0x1.2x1.420=1.704HAVHaH|33）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d=59.569mm1d=d3：鼠=49.873x3：1704d=59.569mm11 1t\K 11.0HHt及相應的齒輪模數(shù)m=d/z=49.873/24mm=2.078mm1 13.按齒根彎曲疲勞強度設計（1）試算齒輪模數(shù)，即3i'2KTYYY,m2, Ft-1~e-?（—Fa-sa-）nt.①Z2Od1 F1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選K=1.3。Ft②由式（10-5）計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye。0.75 0.75Y=0.25+--=0.25+——-=0.688ee 1.714aYY計算［SJF由圖10-17查得齒形系數(shù)Y=2.62Y=2.18Fa1 Fa2由圖10-18查得應力修正系數(shù)Y=1.55、Y=1.76sa1 sa2由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限SFIim1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限O=380MPaFlim2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,得[°F]1[°F]2[°F]1[°F]2yy5F1yyEF2K°—FN1-Flim11SK°—FN2Flim2S2.62x1.55303.570.85x500=303.57MPa1.40.888380=238.86MPa1.40.01342.25X1.76:0.0166238.86[°]=303.57MPaF1[°]=238.86MPaF2yyFa~sa因為大齒輪的心F」大于小齒輪，所以取yyyy八-『as]=『a2,2=0.01663'2KTY

m>3'2KTY

m>3| Ft1匕t丫①Z2d1'yy',iFrSrlFJ3:2x13x6793x104x駕x0.0166=1.519mm\ 1x242⑵調整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。①圓周速度二d=mz=1.519x24mm=36.456mm兀dnV= U-2-60x1000兀x36.456x336 m/兀dnV= U-2-60x100060x1000②齒寬b③寬高比”/hb=①d=1x36.456mm=36.456mmd③寬高比”/hh=(2h*+c*)m=(2x1+0.25)x1.519mm=3.418mmb/h=36.456/3.418=10.672）計算實際載荷系數(shù)KF①根據(jù)v=0.641m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K=1.07。V②由F=2T/d=2x6.793x104/36.456N=3.727x103N12 2 1KF/b=1x3.727x103/36.456N/mm=102.23N/mm>100N/mmAT1查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K=1.0。Fa③由表10-4用插值法查得K=1.417，結合b/h=10.67查圖10-13可得K=1.34。HP FP則載荷系數(shù)為K=KKKK=1x1.07x1.0x1.34=1.434FAVFaFP3)由式(10-13)，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=m—==1.519x

tm=m—==1.519x

tKFt1.434mm=1.569mm1.3對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.569mm并近圓取整為標準值m=2mm,按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=49.873mm，算出小齒輪齒數(shù)z=d/m=49.873/2=24.937。1 1取z=25則大齒輪的齒數(shù)z=uz=3.297義25=82.4，取z=82,兩齒輪齒數(shù)互為質1 2 1 2數(shù)。二.和二二互為質數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d=zm=25x2=501d=zm=82x2=1642(2)計算中心距a=(d+d)/2=(50+164)/2=107mm2(3)計算齒輪寬度b=①d=1x50=50mmd1考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b的節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(5~10)mm，即b=b+(5?10)mm=50+(5?10)mm=55~60mm1取b=58mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b=50mm25.圓整中心距后的強度校核上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計和制造。為此，可以通過調整傳動比、改變齒數(shù)或變位法進行圓整。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，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。計算變位系數(shù)和1)計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。a'=arccos[(acosa)/a']=arccos[(107xcos20O)/110]=23.927Om=2mmz=251z=822d=50mm1d=164mm2b=58mm1b=50mm2a=110mmz=z+z=25+82=107E12x=x+x=(inva-inva)z/(2tana)=(inv23.9270-inv20。)x107/(2tan20O)=1.65E1 2 Ey=(a'-a)/m=(110—107)/2=1.5Ay=x-y=1.65-1.5=0.15E從圖10-21b可知，當前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。2)分配變位系數(shù)xx1,2由圖10-21b可知，坐標點(z/2,x/2)=(53.5,0.825)位于L17和L16之間。按這兩x=x=0.7241x=0.8502條線做射線，再從橫坐標的z,z處做垂直線，與射線交點的縱坐標分別是x=0,724x=0.8501 2 1 23)齒面接觸疲勞強度校核r ：2KTu+1777O=Ht2? ?ZZZH \:①d3 uHEsd1'2x2.01x6.793x104(25+82)+1,=' x x2.45x189.8x0.64丫1x59.433 25+82=485MPa<[o]H滿足齒面接觸疲勞強度條件。4)齒根彎曲強度校核計算及說明結果小齒輪2KTYYY2x2.07x6.793x104x2.5x1.56x0.68O= Ft2FaSae= F1 ①z2m3 1x292X23d1二124MPa<[o]F1大齒輪2KTYYY 2x2.07x6.793x104x2.18x1.79x0.68O— Ft2FaSae—F2 ①z2m3 1x292x23d1—117MPa<[o] F 2. 一 一一... 一一 一.齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪?？?.主要設計結論齒數(shù)z—25，z—82，模數(shù)m=2mm，壓力角a—20，變位系數(shù)1 2 。x—0.724,x—0.850，中心距a—110mm，齒寬b―58mm,b—55mm。小齒輪選用1 2 1 240Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按照7級精度設計。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑d<160mm，做成實心式齒輪。4.3兩級圓柱齒輪減速器的傳動誤差校核高速級斜齒輪傳動i—Z/z—95/22，低速級直齒輪傳動i—z/z—82/25，可求出兩12 2 1 23 2' 1'級圓柱齒輪減速器的實際傳動比?，一 9582 ?i'—ii——x——14.1612232225傳動誤差V—vi-i14.13—14.16cco/— — ——0.2%V i 14.13傳動誤差在題目給定的允許速度誤差±4%之內，符合設計要求。5.減速器軸及軸承裝置的設計軸的設計高速軸的的結構設計一、輸入軸的功率，、轉速和轉矩轉速n—1440r/min，功率P—2.4635kW，轉矩T—16.34N-m1 1 1二、計算作用在高速斜齒輪軸上的力：圓周力：F―2T1—2x16.34—820.28Ntd 39.85x10-31徑向力：f—fx型2—820.28xtan20°—306.21NrtcosP cos12.8390軸向力：F—FxtanP—820.28xtan12.839—186.95Na t 。作用在高速斜齒輪軸上的力F—820.28NtF—306.21NrF—186.95Na計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果A0=112dA0=112d>14.1mm03d二人

min1 0根據(jù)公式計算軸的最小直徑，三、初步估算軸的最小直徑:選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。硬度為217~255HBs查表取A0=112P…32.4635 …1一二112: mm=13.4mm、:n1 11440并加大5%以考慮鍵槽的影響，d>1.05d=14.1mm0 min1四、軸的結構設計：（1）確定軸的結構方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，如下圖。T=3752N?mca軸段1主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸, ,T=K?T,「… …K=1.3器的計算轉矩為caA1，考慮到轉矩變化小，根據(jù)工作情況選取A，貝小T=KT=1.3X16.50=21.45N?mcaA1 。根據(jù)國標GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為LT3,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=18mm。半聯(lián)軸器輪轂總長度L=52mm（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為L1=38mm。（2）確定各軸段的直徑和長度：軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段1直徑為d1=18mm。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短2?3mm，軸段1總長為L1=36mm。d=18mm1L=36mm1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：d2=2mmo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=30d=18mm1L=36mm1 d=25mm軸段3:為支撐軸頸，用來安裝軸承，取其直徑為3 。預選軸承型號為7205ACd=2mm2L=70mm2d=25mm3L=27mm3d=29nm4L=78mm4角接觸球軸承。寬度B=15mm,軸承內圈直徑dd=2mm2L=70mm2d=25mm3L=27mm3d=29nm4L=78mm4定位，套筒d=12mm。則此軸段的長3軸段4：過渡軸段，軸肩用來軸向定位套筒，其高度h=（0.07~0.1）d3=1.75~2.5mm，取d4=2mm取中間軸一級齒輪與二級齒輪間的距離ar=11mm，二級齒輪距箱體左內壁的距離a=11mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一定距離S,取s=10mm，在軸承右側有一套筒d=12暝已知二級輸入齒輪齒寬為b2=58mm，則此段軸…，L=11+58+11+10—12=78mm的長4

L-40mm5d-L-40mm5d-29mm6L-9mm6d-25mm7L-27mm7軸段5：此段為齒輪軸段，此段的長5bi 0 。 d=d=28mm 軸段6：此段為過渡軸段，同軸段4,取64 ，取齒輪距箱體右內壁的距離a=11mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一定距離s,取s=10mm，在軸承左側有一套筒d二12mm,則此段軸的長L=a+s一d=11+10-12=9mm6軸段7：此段為軸承及套筒軸段，已知滾動軸承寬度為B=15mm，半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6軸端倒角為各軸肩處圓角半徑為L=B+d=15+12=27mm仃-2d=d半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6軸端倒角為各軸肩處圓角半徑為7 ，取其直徑7 3 。(3)軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按d1=18mm由表6-1查得平鍵截面bxh=6mmX6mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。)確定軸上圓角與倒角尺寸參考表,取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為 。五、求軸上載荷()畫軸的受力簡圖在確軸承的支點位置時，從手冊中查得 型角接觸球軸承軸承d=25,a=16.4mm。因此，作為簡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)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。()計算支反力F-F-240.9NNVaFD186.95x39.85N?mm-3724.98N?mmFNH1FNH2FLt~3-L+L23FL專普N-219.18NFNV1820-28X108-6N-601.1NM+FL148.23724.98+306.21x39.6- N-106.96N148.2FNVFNV2FL—M306.21x108.6-3724.98N二.N148.2(2)計算彎矩M-FL-FLNH12-FLNV12-219.18x108.6N?mm-23802.95N?mm-106.96x108.6N?mm=11615.86N?mm-M—M-(11615.86—3724,98)N?mm-7890.88N?mm(3)計算總彎矩M-』M2+M2-J23802.952+11615.862N?mm-26486.01N?mm1 H V1M-』M2+M2-723802.952+7890.882N?mm-25076.81N?mm2YH V2,、、|但.kT-T-16340N?mm(4)計算扭矩T 1現(xiàn)將計算出的截面C處的Mh、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FF -219.18NNH1F-601.1NNH2F-106.96NNV1F-199.25NNV2彎矩MM-23802.95N?mmHM-11615.86N?mmV1M-7890.88N?mV2總彎矩M-26486.01N?mm M-25076.81N?mm1 2扭矩TT-16340N?mm

計算及說明結果(2)確定各軸段的直徑和長度：軸段1：為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。寬度B=15小小,軸承內圈直徑d=25mm；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要1求，高速級齒輪中心線要對齊，軸段1總長為L=44mm。1軸段2此軸段為支撐軸頸，用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度，其直徑確定為：d=29mm。為保證高速級齒輪準確定位，應使L2<b2-34mmL=32mm。2 2 2軸段：為定位軸頸，因為前面高速軸的計算取中間軸上兩齒輪距離a-11mm，所以rL-11mm，取其直徑為d-32mm。3 3軸段4：此軸段為支撐軸頸，用來安裝低速級輸入齒輪。其直徑d-d-29mm為保證4 2軸長略小于轂長A-2mm，所以L-58-2-56mm，4軸段5：為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。寬度B-15mm,軸承內圈直徑d-25mm；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要1求，參考高速軸L1，軸段5的軸長L5-41mm。()軸上零件的軸向定位斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d-28mm由表 查得平鍵截面X2Xm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 ；同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d-28mm，由表 查得平鍵截面X X,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 。同4時為了保證斜齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。()確定軸上圓角與倒角尺寸參考表，取軸端倒角為，軸段軸肩處圓角半徑為，其余軸段軸肩處圓角半徑為。五、軸的校核：校核方法如前文所述。低速軸的的結構設計一、低速軸(即輸出軸)的功率、轉速和轉矩pP功率P-2.4635kW,轉速n-101.67r/mm,轉矩T-9550x103t-2.178N?mm3 3 3 n3各軸段直徑和長度d-25mm1L-44mm1L-32mm2d-32mm3L-11mm3d-29mmU4L-56mm4d-25mm5L-41mm5斜齒輪輪轂與軸的配合為

計算及說明結果二、作用在從動直齒輪上的力：0 2T2x67.95F=—2= =2718N12d 50x10-31F=Ftana=2718xtan20。=989.27Nr2 12三、初步估算軸的最小直徑：選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。硬度為217?255HBs查表取A0=112根據(jù)公式d=A3IPmin°、n計算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響d=A/二=112fl89mm=31.8mmdmin3°Vn V101.6733d>1.05d=14.1mmU1 min1低速軸（輸出軸）最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑, . T =K.T― …―相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為aA1，查表14-1，根據(jù)工作情K=1.5況選取A ，則T=KT=1.5x2.178x105N-mm=3.267x105N-mmca A1d=40mm根據(jù)國標GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為LT7,孔徑i ，半聯(lián)軸器輪轂總長度L=112mm（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為L1=65mm，A型d=40mm鍵槽。因此選取軸段1的直徑為1 。四、軸的結構設計：（1）確定軸的結構方案：低速軸（輸入軸）只需要安裝一個齒輪，由兩個滾動軸承支撐，初定其結構如下圖所示。（ 5 1 ）1 3 4 5 6 7軸段1:配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取直徑為d=40mm。為保證定位要求，半聯(lián)1軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短2?3mm，軸段1總長為L]=62mm。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，使d2=46mm。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=25mm，故取L2=65mm。軸段3和7:為支撐軸頸，用來安裝軸承。為了保證定位軸肩有一定的高度取h=4.5mm，使直徑d3=d6=55mm。預選軸承型號為6011的深溝球軸承。寬度B=18mm；為保證軸承的軸向固定，使用套筒定位，套筒b=12mm。則此軸段的長L=B+b=18+12=30mm。3軸段4：軸段4為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度，使d4=63mm作用在低速軸上的力F=2718N12F=989.27Nr2d>14.1mmU1d=40mm1d=40mm1L=62mm1d=46mm2L=65mm2d=d=55mm3 7L=30mm3d=63mm4計算及說明 結果計算及說明 結果設計及說明 結果設計及說明 結果dd=65mm6L=48mm6d=76mm5L=10mm5L=51mm4L=45mm7半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6軸段6：軸段6為支撐軸頸，用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度,d6=65mm。軸段6長度應少于齒輪輪轂長度，已知二級輸出齒輪齒寬為b=50mm，使2L=b-2=50-2=48nm6 2軸段5：其軸環(huán)用來確定齒輪的軸向固定，為了保證定位軸肩有一定的高度，直徑d5=76機機軸環(huán)寬度b-1Ah=1-4X6-5=9-1mm。取L=10mm。5為保證齒輪嚙合良好以及定位要求，參考中間軸的軸長確定L=51mm、L=45mm4 7(3)軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按d1=40mm由表6-1查得平鍵截面bXh=12mmX8mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm。同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d=65mm，由表6-1查得平鍵截面bXh=18mmX11mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為643mm。同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，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,確定軸端倒角與各軸肩處圓角半徑。五、軸的校核：校核方法如前文所述。鍵的選擇與校核高速軸上鍵聯(lián)接的選擇前面已確定鍵截面bXh=6mmX6mm,鍵槽長。選取鍵長L=28mm，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表 查得許用擠壓應力口]=100~120MPa,取其平均值P口]=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=28mm-6mm=22mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度Pk=0.5h=0.5x6mm=3.0mm。由計算公式可得：o=2T1x103=2x16.34x103Mpa=27.51乂「。＜[。]="。Mpapkld 3.0x22x18 p可見鍵的擠壓強度滿足要求。5.2.2中間軸上鍵聯(lián)接的選擇(1)從動斜齒輪的鍵聯(lián)接1)鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。前面已確定鍵截面bXh=8mmX7mm,鍵槽長28mm。選取鍵長L=24mm。

）鍵聯(lián)接強度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力卜]=1嶼12（^^取其平均值口]=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=24nm—8mm=16mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度7Pfk=0.5h=0.5x7mm=3.5mm。由計算公式可得：o=2T2x103=2x67.95x103Mpa=83.68Mp。＜[。]="。Mp。pkld3.5x16x29 p可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。（）小齒輪鍵聯(lián)接）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（型）。前面已確定鍵截面bXh=12mmX8mm,鍵槽長48mm。選取鍵長L=45mm。）鍵聯(lián)接強度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表 查得許用擠壓應力0]=100~120MPa，取P其平均值0]=110MPa。鍵的工作長度l=L—b=45mm—12mm=33mm鍵與輪轂鍵p槽的接觸高度 k=0.5h=0.5x8mm=4mm。由計算公式可得：2Tx102Tx1032x67.95x103kld4x33x29MPa=35.50MPa<[o]=110MPap可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。5.2.3低速軸上鍵聯(lián)接的選擇（）從動直齒輪的鍵聯(lián)接鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（型）。前面已確定鍵截面X8m鍵槽長。選取鍵長L=40mm。（）鍵聯(lián)接強度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力0p]=100~120MPa，取其平均值0p]=110MPa。鍵的工作長度l=L—b=40mm—18mm=22mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5x11mm=5.5mm接觸高度2Tx2Tx103

2

3

kld2MK03MPa=74.85MPa<[op>110MPa可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。

軸承的的選擇與壽命校核一、高速軸的軸承選擇與壽命校核已知：F=820.28NF=306.21N F=186.95NTOC\o"1-5"\h\zt r a軸承預期計算壽命：L=12x300x8h=28800h，軸的轉速為n=1440r/minh 1查機械設計手冊可知角接觸球軸承7205AC的基本額定動載荷C=15800N求兩軸承受到的徑向載荷F和F；將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩r1 r228800h28800h15800N由力分析可知計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果計算及說明 結果F-a2Fr2325.42650.83=0.50<e由表 分別查表或插入值得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承X=0.43,Y=對軸承X=0.43,Y=1.01 1對軸承X=1,Y=0因軸承運轉中載荷變動較小，按表f=1.0?1.2,取f=1.1，p p故左右軸承當量動載荷為：P=f(XF+YF)=1.1x(0.43x226.39+1.0x512.37)N=670.69N1P1r1 1a1P=f(XF+YF)=1.1x(1x650.83+0)N=715.92N2P2r2 2a2因為P1<P2，所以按左邊軸承的受力大小驗算:106

60X1440106

60X1440xf15800T

1715.92)h=124412.5h>L=28800hh故所選角接觸球軸承7205AC可滿足壽命要求。高速軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC、中間軸的軸承的的選擇與壽命校核。中間軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC中間軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC高速級從動斜齒輪上：F=820.28N，F(xiàn)=306.2N，F(xiàn)=186.9N，，t1 r1