外嚙合齒輪泵的設(shè)計(完整版)資料

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外嚙合齒輪泵的設(shè)計（完整版）資料(可以直接使用，可編輯優(yōu)秀版資料，歡迎下載）圖1是外嚙合齒輪泵的工作原理圖。由圖可見，這種泵的殼體內(nèi)裝有一對外嚙合齒輪。由于齒輪端面與殼體端蓋之間的縫隙很小，齒輪齒頂與殼體內(nèi)表面的間隙也很小，因此可以看成將齒輪泵殼體內(nèi)分隔成左、右兩個密封容腔。當(dāng)齒輪按圖示方向旋轉(zhuǎn)時，右側(cè)的齒輪逐漸脫離嚙合，露出齒間。因此這一側(cè)的密封容腔的體積逐漸增大，形成局部真空，油箱中的油液在大氣壓力的作用下經(jīng)泵的吸油口進入這個腔體，因此這個容腔稱為吸油腔。隨著齒輪的轉(zhuǎn)動，每個齒間中的油液從右側(cè)被帶到了左側(cè)。在左側(cè)的密封容腔中，輪齒逐漸進入嚙合,使左側(cè)密封容腔的體積逐漸減小，把齒間的油液從壓油口擠壓輸出的容腔稱為壓油腔。當(dāng)齒輪泵不斷地旋轉(zhuǎn)時，齒輪泵的吸、壓油口不斷地吸油和壓油，實現(xiàn)了向液壓系統(tǒng)輸送油液的過程。在齒輪泵中，吸油區(qū)和壓油區(qū)由相互嚙合的輪齒和泵體分隔開來，因此沒有單獨的配油機構(gòu)。齒輪泵是容積式回轉(zhuǎn)泵的一種，其工作原理是：齒輪泵具有一對互相嚙合的齒輪，齒輪（主動輪）固定在主動軸上，齒輪泵的軸一端伸出殼外由原動機驅(qū)動，齒輪泵的另一個齒輪（從動輪）裝在另一個軸上，齒輪泵的齒輪旋轉(zhuǎn)時，液體沿吸油管進入到吸入空間，沿上下殼壁被兩個齒輪分別擠壓到排出空間匯合（齒與齒嚙合前），然后進入壓油管排出。

齒輪泵的主要特點是結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、造價低。但與其他類型泵比較，有效率低、振動大、噪音大和易磨損的缺點。齒輪泵適合于輸送黏稠液體外嚙合齒輪泵的設(shè)計設(shè)計齒輪泵時，應(yīng)該在保證所需性能和壽命的前提下，盡可能使尺寸小、重量輕、制造容易、成本低，以求技術(shù)上先進，經(jīng)濟上合理。我們已知某潤滑油泵工作壓差=７０（bar）和排量q=62582(ml/r)用Y132S-4電動機作為原動機帶動油泵的正常工作。定刀具角和齒頂高系數(shù)采用標(biāo)準(zhǔn)刀具，，齒頂高系數(shù)選齒數(shù)Z排量與齒數(shù)，查資料《液壓文件》中查得（1-1）考慮到實際上齒間的容積比輪齒的有效體積稍大，所以齒輪泵的理論排量應(yīng)比按式（1-1）計算的值大一些，并且齒數(shù)越少差值越大?？紤]到這一因素，就在公式（1-1）中乘以系數(shù)K以補償其誤差，則齒輪泵的排量為通常K=1.06～1.115，即．齒數(shù)少時取最小值（當(dāng)Ｚ＝６時，可取K=1.115,而當(dāng)Ｚ=20時，可取K=1.06）反映齒輪泵結(jié)構(gòu)大小的尺寸齒輪分度圓直徑(Df=Mz).若要增大排量,增大模數(shù)的辦法比增加齒數(shù)更為有利.若要保持排量不變,要使泵的體積很小,則應(yīng)增大模數(shù)并減少齒數(shù).減少齒數(shù)可減小泵的外形尺寸,但齒數(shù)也不能太小,否則不僅會使流量脈動嚴(yán)重,甚至?xí)过X輪嚙合的重迭系數(shù)<1,這是不允許的.一般齒輪泵的齒數(shù)Z＝６～３０．用于機床或其它對流量的均勻性要求較高的低壓齒輪泵，一般取Z＝１４～３０；用于工程機械及礦上極限的中高壓和高壓齒輪泵，對流量的均勻性要求不高．但要求結(jié)構(gòu)尺寸小，作用在齒輪上的徑向力小，從而延長軸承的壽命，就采用較少的齒數(shù)（Z＝９～１５）而近來新設(shè)計中高壓齒輪泵時，都十分注意降低齒輪泵的噪聲，因此所選齒數(shù)有增大的趨勢（取Z＝１２～２０）．只有對流量均勻性要求不高，壓力有很低的齒輪泵（如潤滑油泵）才選用Z＝６～８．所以我們初選齒數(shù)為＝11．齒輪泵所用的兩個齒輪等大，固傳動比ｉ＝１所以確定齒輪的模數(shù)m由齒寬與齒頂圓的比值，得，即對標(biāo)準(zhǔn)齒輪Ｃ＝２，對于“增一齒修正法”修正的齒輪Ｃ＝３將Ｂ的表達式代入排量近似公式得所以式中Ｋ=1.06～1.115齒數(shù)少時取大值，齒數(shù)多時取小值．查資料知：表１３５７０１０５１４０１６０１０.８０.６０.４０.３５得模數(shù)m2.4,經(jīng)查課本《機械設(shè)計》中表2我們應(yīng)選取與該值接近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值m=2.5確定齒寬（mm）所以確定齒輪的其它參數(shù)壓力角我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)值選取標(biāo)準(zhǔn)值分度圓直徑d齒頂高齒根高齒全高h齒頂圓直徑齒頂高系數(shù)頂隙系數(shù)(2).確定許用應(yīng)力：由圖12.11c、圖12.14c分別查得，由表12.5查得和故[]選定工作油液我們所用的工作油液為礦物油型（石油基）液壓油，普通液壓油。這種油液是以石油的精練物為基礎(chǔ)，加入各種改進性能的添加劑而成。確定齒輪泵的轉(zhuǎn)速n齒輪泵一般都和原動機（電動機、內(nèi)燃機等）直接連接，我們所用的電動機為Y132S-4型功率P=5.5kw,滿載轉(zhuǎn)速，所以其轉(zhuǎn)速n應(yīng)于原動機的轉(zhuǎn)速一致。由流量公式可知，轉(zhuǎn)速愈高，流量愈大。但轉(zhuǎn)速過高，由于離心力的作用，使油液不能完全充滿齒間，吸油不足導(dǎo)致了容積效率下降，產(chǎn)生氣蝕、震動和噪聲。因此就有最高的轉(zhuǎn)速限制。允許的最高轉(zhuǎn)速與工作油液的粘度有關(guān)，粘度越大，允許的最高轉(zhuǎn)速就愈低。一般用限制齒輪頂圓圓周速度的辦法來確定最高轉(zhuǎn)速，以保證在工作中不產(chǎn)生氣蝕。不同粘度的油，起允許的圓周速度如表3所示。然后將允許的頂圓圓周極限速度換算成允許的極限轉(zhuǎn)速表3液體的運動粘度齒頂圓周極限速度543.732.21.61.25式中頂圓直徑（mm）;頂圓圓周極限線速度（m/s）.另一方面齒輪泵的轉(zhuǎn)速也不能太低，因當(dāng)工作壓力一定時，泵的泄露量也接近于一定值，它與轉(zhuǎn)速的關(guān)系不大，但轉(zhuǎn)速愈低，流量愈小，泄露量與理論流量比值愈大，溶劑效率愈低。所以還應(yīng)對齒輪泵的最低轉(zhuǎn)速加以限制，其允許的最低頂圓圓周速度，可按以下經(jīng)驗公式選取式中齒輪泵高低壓腔差（bar）;工作油液恩式粘度。為了避免容積效率嚴(yán)重下降，在實際工作中都不允許泵的轉(zhuǎn)速低于300rpm.八.校核排量是否符合原始設(shè)計參數(shù)中提出的要求九．結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)構(gòu)形式的確定在確定結(jié)構(gòu)形式時應(yīng)考慮以下幾個內(nèi)容減輕徑向力的結(jié)構(gòu)設(shè)施。是采用三片式結(jié)構(gòu)（有前泵蓋、泵體、和后泵蓋組成，）還是采用兩片式結(jié)構(gòu)（由殼體和前蓋組成）。近年來其所以三片式結(jié)構(gòu)得到廣泛應(yīng)用，是因為三片式結(jié)構(gòu)有以下優(yōu)點：毛坯制造容易，甚至可用型材切料；便于機械加工；便于布置雙向端面間隙的液壓自動補償，從而改善補償性能和提高壽命；便于雙出軸布置，根據(jù)需要可以串聯(lián)另一個齒輪泵。齒輪與軸做一個整體還是做成分離式通過鍵（或花鍵）連接將齒輪和軸做成整體，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊，裝配方便；將齒輪和軸作成分離式，其優(yōu)點是加工工藝性好，齒輪側(cè)面加工較容易，在平面磨床上很容易加工相同的齒寬，這種結(jié)構(gòu)在大排量泵中常見。確定高低壓腔尺寸（包括壓出角、吸入角和吸壓油管道直徑）軸承負(fù)荷（徑向力）的計算軸的計算從我們的結(jié)構(gòu)設(shè)計上看，采用的是齒輪軸，固齒輪軸也采用的是45鋼并作正火處理，由表14.1（課本《機械設(shè)計基礎(chǔ)》）。查得。再由表14.5查得。初步估算軸的最小直徑由式式中C由軸的材料和受載情況所決定的計算常數(shù)，見表14.4?。茫?18。mm考慮該處軸徑尺寸應(yīng)當(dāng)大于高速級軸頸處直徑，取根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，參考液壓元件中齒輪油泵（裝配表如上）初步確定中間軸的結(jié)構(gòu)如下圖表14.4軸常用材料的值和C值軸的材料Q235，20354540Cr,35SiMn12～2020～3030～4040～52C160～135135～118118～106107～97注：當(dāng)作用在軸上的彎矩比轉(zhuǎn)矩小或只受轉(zhuǎn)矩時，取較大值，Ｃ值取較小值；反之，取較小值，Ｃ值取較大值。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、繪制草圖根據(jù)估算所得的直徑，齒輪寬度及安裝情況等條件，對軸的結(jié)構(gòu)及尺寸進行草圖設(shè)計。各軸段直徑的確定初選滾動軸承下，型號為6202d=15D=35B=11；；；額定動負(fù)荷；額定靜負(fù)荷；極限轉(zhuǎn)速/（）脂潤滑為17000、油潤滑為22000；軸頸直徑退刀槽處直徑,,齒輪1處直徑軸7與電動機相連所以我們?nèi)∫詽M足電動機與齒輪軸之間的傳動。各軸段軸向長度的確定按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置，參考上表，確定出軸向長度，如圖所示。（４）校核軸的強度計算齒輪受力：齒輪分度圓直徑：直齒齒輪軸所以齒輪所受轉(zhuǎn)矩：齒輪作用力：圓周力：徑向力：畫出軸的受力簡圖：軸受力的大小及方向如圖所示畫出軸的垂直面受力圖，計算水平面內(nèi)的約束力和，如圖所示，并作出垂直面內(nèi)的彎矩圖，如圖所示。從動軸的計算強度計算（計算危險斷面C—C的強度（如圖）（1）.求支點反力在計算中一般當(dāng)作可動鉸鏈雙支點的梁。這種假設(shè)對于一個支座中只裝有一個滾動軸承或雖裝有兩個軸承但能自動調(diào)心是足夠精確的。如果同一支座中裝有兩個滾動軸承，但不能自動調(diào)心時，則不考慮外面的那個軸承，而將靠里面的軸承當(dāng)作鉸鏈支承。對于滑動軸承，這個假定性鉸鏈與齒輪端面的距離取為。由于齒輪兩端面的軸頸和滑動軸承的尺寸完全相同，所以兩個假象鉸鏈的支反力為式中q—齒輪部分單位長度上的載荷（N/m）;B—齒寬（m）；—作用在從動齒輪上的總徑向力（N）（2）.作用在危險斷面C—C處的彎曲扭矩（3）.斷面C—C的抗彎斷面系數(shù)式中d、—空心軸的外徑和內(nèi)徑（m）。當(dāng)為實心軸時，（4）.斷面C—C的彎曲應(yīng)力（5）.求強度安全系數(shù)從動軸上的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)的，即軸頸承受著變負(fù)荷。我們假定軸頸的彎曲是由于經(jīng)常作用著平均彎曲力矩所產(chǎn)生的。對稱循環(huán)的彎曲強度安全系數(shù)為式中—材料的彎曲疲勞極限，對20CrMnTi=4900bar;—彎曲的有效應(yīng)力集中系數(shù)，值要根據(jù)、和值在“機械設(shè)計手冊”中選?。ㄆ渲蠨—從動齒輪節(jié)圓直徑，d—軸頸直徑，r—軸頸與齒輪端面交接處的圓角半徑，—材料的抗拉強度）；—絕對尺寸對疲勞極限影響系數(shù)，值要根據(jù)材料和軸頸d值在“機械設(shè)計手冊”中選取。從動軸的剛度計算由于從動軸上沒有扭矩作用，所以只計算它的彎曲剛度（撓度）在采用滾動軸承的場合下，精確地計算軸頸的撓度是很重要的，因為使軸產(chǎn)生并不顯著的撓曲，就會引起在滾針或滾珠滾道邊緣上單位壓力的劇烈增加，很快就會損壞這些表面。在采用滑動軸承的場合下，軸的撓曲使局部單位壓力劇增并使?jié)櫥湍ぴ獾狡茐模斐奢S承的撓傷。為了防止這種破壞，首先必須盡可能減少軸的撓度。在計算軸的撓度時，我們假定：a）對于滑動軸承或滾針軸承，軸頸上所受的載荷可視為均布載荷；b)載荷加在軸承的軸線上；c）從軸頸外端至齒輪端面，軸頸的直徑不變；d)齒輪部分的變形可以忽略。其受力簡圖如圖所示。則軸頸長度的中心A相對于齒輪端面C的撓度為將和代入上式得式中E—彈性模量，對于鋼；I—截面A的軸慣性力矩，；d、l—軸頸的直徑和長度（mm）;—作用在從動輪上的總頸向力（N）。輪齒的強度（包括齒面接觸強度和輪齒彎曲強度）的計算(1).驗算齒根彎曲疲勞強度由式校驗算齒根彎曲疲勞強度：查課本《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖12.13查得查表12.4載荷系數(shù)K，原動機為電動機，工作機械載荷特性比較平穩(wěn)K=1。代入上式得，<{}安全。（2）.驗算圓周速度：2.45（m/s）查課本12.3知，選8級精度合適。精度等級圓周速度（直齒圓柱齒輪）應(yīng)用舉例8（中等精度）小于等于5一般機械中的齒輪傳動，如機床、汽車和拖拉機中一般的齒輪；起重機中的齒輪；農(nóng)業(yè)機械中的重要齒輪軸承的設(shè)計計算卸荷槽尺寸的計算浮動軸承（或浮動側(cè)板、撓性側(cè)板）軸向液壓平衡的計算泵提強度計算連接（泵蓋與泵體）螺釘（或螺栓）的計算《機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計》說明書題目：帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器所屬學(xué)院：電力工程學(xué)院專業(yè)班級：熱能與動力工程學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師：完成日期：xxxx大學(xué)指導(dǎo)教師評語：指導(dǎo)教師簽字：答辯成績：1、設(shè)計題目設(shè)計帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器。工作條件：單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，經(jīng)常滿載與空載啟動，單班制工作，使用年限5年，輸送帶速度誤差允許誤差為正負(fù)5%。原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F(N)輸送帶速V(m/s)滾筒直徑D(mm)22000.6300運動簡圖：2、傳動裝置的整體設(shè)計2.1確定傳動方案具體的傳動方案題目中已經(jīng)給出，該傳動方案的優(yōu)點是：傳動平穩(wěn)，能緩沖吸震，加工相對簡單。2.2選擇電動機2.2.1選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)根據(jù)用途選用Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機。2.2.2確定電動機的功率電動機的功率主要根據(jù)工作裝置的功率來確定。工作裝置的功率根據(jù)工作阻力和速度確定。已知：輸送帶拉力F=1200N，輸送帶速度V=0.5m/s，滾筒直徑D=360mm則工作機輸入功率：KW其中，帶式輸送機的效率電動機的輸出功率：其中為電動機至滾筒主動軸傳動裝置的總效率，包括兩對圓柱齒輪傳動、四對滾動軸承（減速器中三對，滾筒軸上一對）、兩個聯(lián)軸器的效率，值計算如下：（1)一對齒輪傳動效率（按照8級精度）（2）一對滾動球軸承（3）聯(lián)軸器把上述值代入后得：根據(jù)選取電動機的額定功率:，查表選取額定功率。2.2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速同一類型、相同額定功率的電動機低速的級數(shù)多，外部尺寸及重量較大，價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減?。焊咚匐妱訖C則與其相反，設(shè)計時應(yīng)綜合考慮各方面因素，選取適當(dāng)?shù)碾妱愚D(zhuǎn)速。計算滾筒的轉(zhuǎn)速：工作機的轉(zhuǎn)速：2、確定電動機的轉(zhuǎn)速：確定傳動比范圍，取圓柱齒輪傳動比i=3--5，則兩級減速器總傳動比范圍為i=9--25電動機的轉(zhuǎn)速范圍：n0=(）r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速只有750r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格以及總傳動比，選用電動機型號為Y132S-8，其滿載轉(zhuǎn)速710r/min，相關(guān)參數(shù)見下表：電動機型號額定功率Pm/kw同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速外伸軸徑/mm軸中心高/mmY132S-82.2750710381322.3總傳動比的計算與分配計算總傳動比i分配傳動比減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器，故取：根據(jù)分配得到的,計算各級傳動件，在計算傳動件時，主從動輪齒數(shù)及直徑圓整后,可能有些變化，故按實際齒數(shù)及直徑算及，同時按實際的傳動比重算工作機構(gòu)的轉(zhuǎn)速，其誤差不超過設(shè)計要求即可。2.3.3計算各軸轉(zhuǎn)速、功率計轉(zhuǎn)矩，裂成表格1、0軸(電機軸)輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩2、=1\*ROMANI軸（高速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩3、=2\*ROMANII軸（中間軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩4、Ⅲ軸（低速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩5、=4\*ROMANIV軸（滾筒軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩將以上計算數(shù)據(jù)列表軸號轉(zhuǎn)速N(r/min)輸出功率P(kW)輸出扭矩T(N·M)傳動比i效率η電機軸7101.557.8710.99=1\*ROMANI7101.537.796.680.99×0.97=2\*ROMANII144.311.4749.985.140.99×0.97=3\*ROMANIII38.181.41246.86=4\*ROMANIV38.181.38241.8110.99^23、傳動零件設(shè)計計算3.1高速級齒輪的設(shè)計3.1.1材料選擇、熱處理方式和公差等級本設(shè)計方案選用軟齒面閉式直齒圓柱齒輪傳動。1、閉式傳動，采用軟齒面HBS2、齒輪的結(jié)構(gòu)與齒輪的尺寸有關(guān)。齒輪的材料是根據(jù)齒輪尺寸決定的，尺寸小時采用鍛鋼（40、45鋼）；尺寸大時（如圓柱齒輪d>500mm）時，由于受到鍛造設(shè)備能力的限制，采用鑄鋼。當(dāng)毛坯的制造方法不同時，齒輪的結(jié)構(gòu)也不同，也就是齒輪結(jié)構(gòu)必須與毛坯的制造方法相適應(yīng)。故不同的尺寸的齒輪要視其材料而決定結(jié)構(gòu)?？紤]到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。平均硬度相差30~50HBW。選用8級精度。3、圓柱齒輪在強度計算中得到的齒寬應(yīng)作為大齒輪齒寬，而小齒輪寬度應(yīng)該取得大一些。一般，以補償軸安裝誤差，保證足夠的齒寬接觸。3.1.2按齒面接觸強度設(shè)計小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度197~286HBS，，，大齒輪用45鋼正火，齒面硬度為156~217HBS，，。由表11-5，取,.因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面解除疲勞強度設(shè)計。其設(shè)計公式為：1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為2）查表，取載荷系數(shù)3）查表，齒寬系數(shù)4）查表，取5）初選螺旋角，查圖標(biāo)準(zhǔn)齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù)。6)初選,則，取147，則端面重合度軸向重合度為查得重合度系數(shù)7)由β值可查得查得螺旋角系數(shù)8)接觸應(yīng)力計算由圖查得接觸疲勞極限應(yīng)力為，小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為由圖查得壽命系數(shù),安全系數(shù),小齒輪的許用接觸應(yīng)力：大齒輪的許用接觸應(yīng)力：取，初算小齒輪的分度圓直徑，①計算載荷系數(shù)由圖得動載荷系數(shù)，向載荷分配系數(shù)，，查表得使用系數(shù)，則載荷系數(shù)②對進行修正因K與有較大差異，故需對由計算出的進行修正，即③確定模數(shù)取=1.5④計算傳動尺寸中心距a圓整，取,則螺旋角為值與初選值相差不大，故精確計算圓周速度為，由圖查得動載荷系數(shù)，基本不變，因此取，,則高速級的中心距為：圓整，取,則螺旋角修正為修正完畢，故3.1.3齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度為、、和同前齒寬齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為查得,,查得4）查得重合度5)螺旋角系數(shù)6）許用彎曲應(yīng)力彎曲疲勞極限應(yīng)力為，壽命系數(shù),安全系數(shù),故滿足齒根彎曲疲勞強度3.1.4計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)齒頂高齒底高全齒高頂隙齒頂圓直徑為齒根圓直徑為3.2低速級齒輪的設(shè)計3.2.1材料選擇、熱處理方式和公差等級大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，齒面硬度平均硬度為,,在30~50HBW之間。選用8級精度。3.2.2按齒面接觸強度設(shè)計因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面解除疲勞強度設(shè)計。其設(shè)計公式為：1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為2）查表11-3，取載荷系數(shù)K=1.43）查表11-8，齒寬系數(shù)4）查表11-4，取5）初選螺旋角，查圖標(biāo)準(zhǔn)齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù)。6)初選,則，取129，則端面重合度軸向重合度為查得重合度系數(shù)7)由圖11-2查得螺旋角系數(shù)8)接觸應(yīng)力計算由圖查得接觸疲勞極限應(yīng)力為，小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為由圖8-5查得壽命系數(shù),安全系數(shù),小齒輪的許用接觸應(yīng)力：大齒輪的許用接觸應(yīng)力：取，初算小齒輪的分度圓直徑，①計算載荷系數(shù)查表得使用系數(shù)由圖得動載荷系數(shù)，向載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)②對進行修正因K與有較大差異，故需對進行修正。③確定模數(shù)?。?）計算傳動尺寸中心距a取,則螺旋角為對值與初選值相差較大，故對與有關(guān)的參數(shù)進行修正，,則端面重合度為軸向重合度為查得重合度系數(shù)，由圖11-2查得螺旋角系數(shù)精確計算圓周速度為，因由圖查得動載荷系數(shù)，基本不變，因此取，,則則低速級的中心距為：螺旋角修正為修正完畢，故,取，取3.2.3齒根彎曲疲勞強度校核齒根疲勞強度為1）、、和同前2）齒寬3）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為查得,,查得4）查得重合度5)螺旋角系數(shù)6）許用彎曲應(yīng)力彎曲疲勞極限應(yīng)力為，壽命系數(shù),安全系數(shù),故因此滿足齒根彎曲疲勞強度3.2.4計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)齒頂高齒底高全齒高頂隙齒頂圓直徑為齒根圓直徑為斜齒圓柱齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設(shè)計與校核、鍵的選擇和驗算以及軸承的選擇與校核提供數(shù)據(jù)。4.1高速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，螺旋角，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑。（2）齒輪1上的作用力圓周力為其方向與力作用點圓周速度相反徑向力為其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力為其方向可用左手法則確定，即左手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向。法向力為(3)齒輪2的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反。4.2低速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，螺旋角。為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力相互抵消一些，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑。（2）齒輪1上的作用力圓周力為其方向與力作用點圓周速度相反徑向力為其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力為其方向可用右手法則確定，即右手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向。法向力為(3)齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反。軸的設(shè)計計算5.1中間軸的設(shè)計計算5.1.1已知條件由前面計算已知中間軸的傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑，，齒輪寬度，5.1.2選擇軸的材料因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，查表可選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。5.1.3初算軸徑最小軸徑為：C經(jīng)查表得106~135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值，則5.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖所示：（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸不長，故軸承采用兩端固定的方式，然后，按照軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2）軸承的選擇與軸段與軸段⑤的設(shè)計該軸段安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪有軸向力的存在，選用角接觸軸承，軸段⑤上安裝軸承，其直徑即應(yīng)便于安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7205C，查表可得，內(nèi)徑，外徑，寬度，定位軸肩直徑，外徑定位直徑，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。（3）軸段②和軸段④的設(shè)計軸段②上安裝齒輪3，軸段④上安裝齒輪2，便于齒輪的安裝，和應(yīng)分別略大于和，初定。齒輪2的輪轂寬度范圍為（1.2~1.5）=32.4~40.5mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的軸徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與其齒輪寬度相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段②和軸段④的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂短，故取,.（4）軸段③該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07~0.1）=1.89~2.7mm,取其高度為，故。齒輪③左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為，齒輪②與齒輪③的距離初定為，則箱體與內(nèi)壁之間的距離為取，則箱體內(nèi)壁距離為。齒輪②右端面與箱體內(nèi)壁距離為則軸③段的長度為（5）軸段①及軸段⑤的長度該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸采用脂潤滑，需用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距離取為，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段①的長度為軸段⑤的長度為（6）軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大斷面的距離，則由軸的結(jié)構(gòu)圖可得軸的支點及受力點間的距離為：5.1.5鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查圖可得鍵的型號分別為鍵8×56GB/T1096-1990和鍵8×32GB/T1096-1990。5.1.6軸的受力分析(1)畫軸的受力簡圖，如下圖所示：(2)計算軸承支承反力在水平面上為式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為(3)畫彎矩圖彎矩圖如下圖所示在水平面上，a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為b-b剖面右側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為在b-b剖面左側(cè)為在b-b剖面右側(cè)為(4)畫轉(zhuǎn)矩圖如下圖，5.1.7校核軸的強度雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大。但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險剖面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為a-a剖面右側(cè)彎曲應(yīng)力為扭剪應(yīng)力為按彎扭組合強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為，所以a-a剖面左側(cè)為危險截面。查表可得45剛調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，查得軸的需用彎曲應(yīng)力，，強度滿足要求。5.1.8校核鍵連接的強度齒輪2處鍵的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及齒輪的材料都為剛，查表可得，強度足夠。齒輪3處的鍵長強于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠。5.1.9校核軸的壽命（1）計算軸承的軸向力查表可知7205C軸承的C=16500N，，可查表知軸承內(nèi)部軸向力的計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：外部軸向力,各軸力方向如下圖所示則兩軸的軸向力分別于因為，故只需校核軸承1的壽命（2）計算軸承1的當(dāng)量載荷由，查表可得e=0.45，因，故X=0.44，Y=1.26，則當(dāng)量動載荷為（3）校核軸承壽命軸承在100℃下工作，查表得。對于減速器，查表得載荷系數(shù)軸承1的壽命為減速器預(yù)期壽命，故軸承壽命足夠5.2高速軸的計算5.2.1已知條件由前面計算已知中間軸的傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑,齒輪寬度.5.1.2選擇軸的材料因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，查表可選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。5.2.3初算軸徑最小軸徑為：C經(jīng)查表得106~135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取中間值，則軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸端最細(xì)處軸徑為取5.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖所示：（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定的方式，然后，按照軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2）聯(lián)軸器及軸段①軸段安裝軸承①，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表得，取，則計算轉(zhuǎn)矩由表可查得GB/T5014-2003中的LX1型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為250N·mm，許用轉(zhuǎn)速8500r/min,軸孔范圍12~24mm?？紤]d>11.865mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為14mm，軸孔長度27mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX114×27GB/T5014-2003，相應(yīng)的軸段①的直徑，其長度略小于轂孔寬度，取。（3）密封圈及軸段②在確定軸段②軸徑的同時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承端蓋密封圈的尺寸，聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度，軸段②的軸徑最終由密封圈確定。該軸的圓周速度小于3m/s，查表可得選用20JB/ZQ4606-1997，則軸承與軸段③和軸段⑦考慮齒輪有軸向力的存在，選用角接觸軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑即應(yīng)便于安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7204C，查表可得，內(nèi)徑，外徑，寬度，定位軸肩直徑，外徑定位直徑，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故取軸段③的直徑。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取為△，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1~2mm，擋油環(huán)軸口寬度初定為，則通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同的型號，則，（5）齒輪及軸段⑤該段上安裝齒輪，為便于安裝應(yīng)略大于，可初定為，查表可得該處鍵的截面尺寸為b×h=8×7mm,輪轂鍵槽深度=3.3mm,則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為故該軸設(shè)計成齒輪軸，則，（6）軸段④和軸段⑥的設(shè)計該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離取為，則軸段⑥的長度。軸段④的長度（7）軸段②的長度該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為，由表可得，下箱座壁厚，取，取軸承旁邊連接螺栓為M12，則，箱體軸承座寬度為，??；地腳螺栓，則由軸承端蓋連接螺定為，由表可查得軸承端蓋凸緣厚度取為；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為；端蓋連接螺釘查表采用螺釘GB/T5718M8×25；其安裝圓周大于聯(lián)軸器的輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆卸空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與聯(lián)軸器外端距離為。則（8）軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大斷面的距離，則由軸的結(jié)構(gòu)圖可得軸的支點及受力點間的距離為：5.2.5鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查圖可得鍵的型號分別為鍵5×22GB/T1096-1990。5.2.6軸的受力分析(1)畫軸的受力簡圖，如下圖所示：(2)計算軸承支承反力在水平面上為式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為(3)畫彎矩圖彎矩圖如下圖所示在水平面上，a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為(4)畫轉(zhuǎn)矩圖如下圖，5.2.7校核軸的強度雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險剖面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為扭剪應(yīng)力為按彎扭組合強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為查表可得45剛調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，查得軸的需用彎曲應(yīng)力，，強度滿足要求。5.2.8校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為剛，查表可得，強度足夠。5.2.9校核軸的壽命（1）計算軸承的軸向力查表可知7205C軸承的C=16500N，，可查表知軸承內(nèi)部軸向力的計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：外部軸向力,各軸力方向如下圖所示則兩軸的軸向力分別于（2）計算軸承當(dāng)量載荷因，查表可得e=0.39，因，故X=0.44，Y=1.43，則當(dāng)量動載荷為因，查表可得e=0.38，因，故X=0.44，Y=1.48，則當(dāng)量動載荷為（3）校核軸承壽命因為，故只需要校核軸承1的壽命，，軸承在100℃下工作，查表得。對于減速器，查表得載荷系數(shù)軸承1的壽命為減速器預(yù)期壽命，故軸承壽命足夠5.3低速軸的計算5.3.1已知條件由前面計算已知中間軸的傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑,齒輪寬度.5.3.2選擇軸的材料因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，查表可選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。5.3.3初算軸徑最小軸徑為：C經(jīng)查表得106~135，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取較小值，則軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸端最細(xì)處軸徑為5.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖所示：（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定的方式，然后，按照軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2）聯(lián)軸器及軸段①軸段安裝軸承①，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表得，取，則計算轉(zhuǎn)矩由表可查得GB/T5014-2003中的LX2型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為560N·mm，許用轉(zhuǎn)速6300r/min,軸孔范圍20~35mm。考慮d>32.9mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為35mm，軸孔長度60mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX135×60GB/T5014-2003，相應(yīng)的軸段①的直徑，其長度略小于轂孔寬度，取。（3）密封圈及軸段②在確定軸段②軸徑的同時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承端蓋密封圈的尺寸，聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度，軸段②的軸徑最終由密封圈確定。該軸的圓周速度小于3m/s，查表可得選用40JB/ZQ4606-1997，則軸承與軸段③和軸段⑥的設(shè)計軸段③和⑥上安裝軸承，其直徑即應(yīng)便于安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。考慮齒輪有軸向力的存在，選用角接觸軸。暫取軸承為7209C，查表可得，內(nèi)徑，外徑，寬度，定位軸肩直徑，外徑定位直徑，軸上定位端面最大圓角半徑為，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故取軸段③的直徑。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)，擋油環(huán)軸口寬度初定為，則通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同的型號，則。（5）齒輪及軸段⑤該段上安裝齒輪，為便于安裝應(yīng)略大于，可初定為，齒輪4的輪轂寬度范圍為（1.0~1.5）=47~70.5mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段⑤的長度應(yīng)略短于輪轂，（6）軸段④該軸段為齒輪提供定位和固定作用，軸肩高度范圍為（0.07~0.1）=3.29~4.7mm,取其高度為，故。齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為，軸段④的長度（7）軸段②與軸段⑥的長度軸段②的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。；軸承端蓋連接螺栓采用螺栓GB/T5718M8×25；其安裝圓周大于聯(lián)軸器的輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆卸空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與聯(lián)軸器外端距離為。則則軸段⑥的長度為：（8）軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大斷面的距離，則由軸的結(jié)構(gòu)圖可得軸的支點及受力點間的距離為：5.3.5鍵連接聯(lián)軸器與軸段①及齒輪④與軸段⑤采用A型普通平鍵連接，查圖可得鍵的型號分別為鍵10×56GB/T1096-1990和鍵14×45GB/T1096-1990,。5.3.6軸的受力分析(1)畫軸的受力簡圖，如下圖所示：(2)計算軸承支承反力在水平面上為在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為(3)畫彎矩圖彎矩圖如下圖所示在水平面上，a-a剖面右側(cè)為a-a剖面左側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為(4)畫轉(zhuǎn)矩圖如下圖，5.3.7校核軸的強度因a-a剖面右側(cè)彎矩大且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面右側(cè)均有可能為危險剖面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為彎曲應(yīng)力為扭剪應(yīng)力為按彎扭組合強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為查表可得45剛調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，查得軸的需用彎曲應(yīng)力，，強度滿足要求。5.3.8校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵的擠壓應(yīng)力為齒輪4處鍵的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及齒輪的材料都為剛，查表可得，強度足夠。5.3.9校核軸的壽命（1）計算軸承的軸向力查表可知7209C軸承的C=38500N，，可查表知軸承內(nèi)部軸向力的計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：外部軸向力,各軸力方向如下圖所示則兩軸的軸向力分別于（2）計算當(dāng)量載荷由，查表可得e=0.39，因，故X=0.44，Y=1.45，則當(dāng)量動載荷為由，查表可得e=0.41，因，故X=0.44，Y=1.37，則當(dāng)量動載荷為（3）校核軸承壽命因,故只需要校核軸承2的壽命，軸承在100℃下工作，查表得。對于減速器，查表得載荷系數(shù)軸承1的壽命為減速器預(yù)期壽命，故軸承壽命足夠箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計6.1箱體的結(jié)構(gòu)形式選擇鑄造的直壁式，其結(jié)構(gòu)簡單，剛性好。為了便于箱體內(nèi)零件的裝拆，箱體采用剖分式。6.2箱體結(jié)構(gòu)尺寸箱座厚度：二級齒輪減速器為因此取=8mm箱蓋壁厚箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度：箱體結(jié)構(gòu)的主要尺寸見下表：名稱代號尺寸/mm高速級中心距130低速級中心距160下箱座壁厚8上箱座壁厚8下箱座剖分面處凸緣厚度12上箱座剖分面處凸緣壁厚12地腳螺栓底腳厚度p箱座上的肋厚M箱蓋上的肋厚地腳螺栓直徑地腳螺栓通孔直徑地腳螺栓沉頭座直徑底腳凸緣尺寸（扳手空間）地腳螺栓數(shù)目n軸承旁連接螺栓通孔直徑軸承旁連接螺栓沉頭座直徑剖分面凸緣尺寸（扳手空間）上下箱連接螺栓（螺釘）直徑上下箱連接螺栓通孔直徑上下箱連接螺栓沉頭座直徑箱緣尺寸（扳手空間）軸承蓋螺釘直徑檢查孔蓋連接螺栓直徑圓錐定位銷直徑減速器中心高H軸承旁凸臺高度h軸承旁凸臺半徑軸承端蓋（軸承座）外徑軸承旁連接螺栓距離S箱體外壁至軸承座端面的距離K軸承座孔長度大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁間距離齒輪端面與箱體內(nèi)壁間的距離45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)大齒輪正火8級精度滿足齒根彎曲疲勞強度45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)大齒輪正火8級精度滿足齒根彎曲疲勞強度45鋼，調(diào)質(zhì)處理軸的強度滿足要求鍵連接強度滿足要求軸承壽命滿足要求齒輪軸軸的強度滿足要求鍵連接強度滿足要求軸的壽命滿足要求軸的強度滿足要求鍵連接強度符合要求軸的壽命符合要求燕山大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計報告題目：蝸桿-齒輪二級減速器學(xué)院：機械工程學(xué)院年級專業(yè)：XX學(xué)號：XX學(xué)生姓名：XX指導(dǎo)教師：XX目錄TOC\o"1-4"\h\z\u1項目設(shè)計目標(biāo)與技術(shù)要求 12傳動系統(tǒng)方案制定與分析 12.1常見傳動方案的特點及應(yīng)用 12.2傳動系統(tǒng)方案的確定 33傳動方案的技術(shù)設(shè)計與分析 33.1電動機選擇與確定 3電動機類型和結(jié)構(gòu)形式選擇 3電動機容量及轉(zhuǎn)速確定 4電動機型號選擇 53.2傳動裝置總傳動比確定及分配 5傳動裝置總傳動比確定 6各級傳動比分配 63.3總體運動學(xué)計算 6各軸轉(zhuǎn)速 6各軸功率 7各軸轉(zhuǎn)矩 7各軸運動參數(shù)結(jié)果匯總 74關(guān)鍵零部件的設(shè)計與計算 84.1設(shè)計原則制定 8軸的設(shè)計原則 8蝸輪蝸桿的設(shè)計原則 8齒輪的設(shè)計原則 9鍵的設(shè)計原則 9滾動軸承的設(shè)計原則 104.2高速級蝸桿傳動設(shè)計方案及計算 10傳動參數(shù)設(shè)計 10傳動強度校核 124.3低速級齒輪傳動設(shè)計方案及計算 13傳動設(shè)計方案 13傳動參數(shù)設(shè)計 13傳動強度校核 164.4軸的初算 175傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計與總成 185.1裝配圖設(shè)計及部件結(jié)構(gòu)選擇、執(zhí)行機械設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)與規(guī)范 18裝配圖整體布局 18軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計與方案分析 195.2零件圖設(shè)計 255.3主要零部件的校核與驗算 26軸系結(jié)構(gòu)強度校核(選擇低速軸進行校核) 26鍵的選擇及鍵聯(lián)接的強度計算 31滾動軸承選擇與壽命計算 336主要附件與配件的選擇 366.1聯(lián)軸器選擇 366.2潤滑與密封的選擇 377零部件精度與公差的制定 397.1精度設(shè)計制定原則 397.2精度設(shè)計的具體實施 407.3減速器主要結(jié)構(gòu)、配合要求 407.4減速器主要技術(shù)要求 408項目經(jīng)濟性分析與安全性分析 418.1零部件材料、工藝、精度等選擇經(jīng)濟性 418.2減速器總重量估算及加工成本初算 428.3安全性分析 428.4經(jīng)濟性與安全性綜合分析 429設(shè)計小結(jié) 4310參考文獻 451項目設(shè)計目標(biāo)與技術(shù)要求任務(wù)描述：設(shè)計一種帶式輸送機裝置，以電動機為原動力，經(jīng)減速器減速后，將動力輸出到工作機上，以實現(xiàn)相應(yīng)的技術(shù)要求。具體內(nèi)容是：確定傳動方案，進行各零部件的設(shè)計與理論計算，繪制裝配圖、零件圖，編寫說明書等。技術(shù)要求見下表。表1-1項目技術(shù)要求原始數(shù)據(jù)其他條件運輸帶拉力使用地點室內(nèi)運輸帶速度生產(chǎn)批量大批卷筒直徑載荷性質(zhì)平穩(wěn)——使用年限八年一班2傳動系統(tǒng)方案制定與分析2.1常見傳動方案的特點及應(yīng)用常見的傳動機構(gòu)類型有帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動。其中普通V帶傳動緩沖吸振、傳動平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)簡單、適于高速運轉(zhuǎn)；鏈傳動工作可靠，能適應(yīng)惡劣的工作環(huán)境，多用于低速傳動；漸開線圓柱齒輪傳動效率高、傳動速度和功率范圍大，應(yīng)用廣泛；蝸桿傳動工作平穩(wěn)、傳動比大、有自鎖性，但效率低。常用的減速器傳動系統(tǒng)方案一般有如下幾類（單級減速器由于傳動一般比較小，故下面未討論）。圖2-1兩級展開式圓柱齒輪減速器兩級展開式圓柱齒輪減速器方案其傳動比一般為8~40，最大值為60。結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用廣泛。但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，用于載荷較平穩(wěn)的場合。高速級常用斜齒輪，低速級可做成直齒。圖2-2兩級同軸式圓柱齒輪減速器兩級同軸式圓柱齒輪減速器方案其傳動比范圍同展開式，減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入潤滑油的深度大致相同。但軸向尺寸大、重量也較大，中間軸較長，剛度較差，高速級齒輪的承載能力難以充分利用。圖2-3二級圓錐-圓柱齒輪減速器兩級圓錐-圓柱齒輪減速器方案圓錐齒輪為直齒時,為斜齒時錐齒輪應(yīng)布置在高速級，以使圓錐齒輪不致太大，否則加工困難。輪齒可做成直齒、斜齒或曲線齒，用于兩軸垂直相交的傳動中，也可用于兩軸垂直相錯的傳動中，但由于制造安裝復(fù)雜、成本高，所以僅在傳動布置需要時才采用。圖2-4兩級蝸桿-圓柱齒輪減速器兩級蝸桿-圓柱齒輪減速器方案傳動比一般為15~60，最大能到480，齒輪傳動在高速級時結(jié)構(gòu)比較緊湊，蝸桿傳動在高速級時傳動效率較高，為潤滑方便，蝸桿一般在蝸輪上方，一般用于蝸桿圓周速度的場合。2.2傳動系統(tǒng)方案的確定各方案比較分析如下：1）由于圓錐齒輪加工較困難，特別是大直徑、大模數(shù)的圓錐齒輪，制造安裝復(fù)雜，成本高。在本項目任務(wù)中體現(xiàn)不出其方案的優(yōu)勢，故暫時排除二級圓錐-圓柱齒輪減速器方案。2）對兩級展開式圓柱齒輪減速器以及同軸式圓柱齒輪減速器而言，展開式中齒輪相對軸承為不對稱布置，導(dǎo)致沿齒向載荷分布不均，對軸的剛度要求又較高，同軸式中軸向尺寸大、重量也較大，中間軸較長，剛度較差，高速級齒輪的承載能力難以充分利用，同時由于上述兩種方案傳動比均不能超過40，滿足不了本設(shè)計任務(wù)要求的大傳動比，故排除此兩種方案。3）在兩級蝸桿-圓柱齒輪傳動方案中，其傳動比一般為15~60，滿足任務(wù)要求的傳動比。低速級采用齒輪傳動，齒輪的制造精度可以低些。齒輪蝸桿高速級在高速級傳動，有利于在嚙合處形成油膜，傳動效率高，傳動比準(zhǔn)確，也能提高其承載能力。綜上，本次任務(wù)選擇兩級蝸桿-圓柱齒輪減速器進行相關(guān)設(shè)計。3傳動方案的技術(shù)設(shè)計與分析本節(jié)進行傳動系統(tǒng)傳動系統(tǒng)的總體參數(shù)、運動和動力參數(shù)計算與確定。具體內(nèi)容是：選擇電機型號、計算總傳動比、傳動比的分配、各軸運動學(xué)參數(shù)的確定。包括電機類別、系列及具體型號選擇；給出電機方案選擇依據(jù)；計算總傳動比，分配各級傳動比，給出各級傳動比分配原則或分配依據(jù)說明；計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩等。3.1電動機選擇與確定合理的選擇電動機是整個系統(tǒng)能正常運行的先決條件。選擇恰當(dāng)，電動機就能安全、經(jīng)濟、可靠地運行；選擇不合適，輕者造成浪費，重者燒毀電動機。選擇電動機的內(nèi)容包括很多，例如電壓、頻率、功率、轉(zhuǎn)速、啟動轉(zhuǎn)矩、防護形式、結(jié)構(gòu)形式等。通常電機一般需要選擇功率、轉(zhuǎn)速、防護形式等幾項比較重要的內(nèi)容，故下面介紹電動機的選擇方法及使用。電動機從類型上可分為鼠籠式與繞線式異步電動機兩種。常用鼠籠式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型異步電動機和JS、JSQ系列中型異步電動機。繞線式的有JR、JRO2系列小型繞線式異步電動機和JRQ系列中型繞線式異步電動機。從防護形式分有防護式、封閉式、密封式。無特殊情況時，通常選異步電動機。一般異步電動機的特點、用途等見下表。表3-1一般異步電動機的用途特點類別系列名稱特點用途異步電動機Y系列（IP23）三相異步電動機該系列為一般用途防護式籠型電動機。效率高、啟動性能好、噪聲低、體積小、重量輕，能防止手指觸及機殼內(nèi)帶電體或轉(zhuǎn)動部分。其防護等級為IP23。一般用途，適于驅(qū)動無特殊要求的各種機械設(shè)備，如水泵、鼓風(fēng)機等。Y系列（IP44）三相異步電動機該系列電動機為封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，效率高，噪聲低、節(jié)能、振動小及運動安全可靠等。除與Y系列（IP23）相同的用途外，還適用于灰塵多、水土飛濺的場所，如磨粉機、碾米機等農(nóng)業(yè)產(chǎn)品。YEJ系列電磁制動三相異步電動機該系列電動機是全封閉自扇冷式鼠籠型帶有直流圓盤式電磁制動器的三相異步電動機，具有制動快，定位準(zhǔn)確的優(yōu)點。適用于要求快速停止準(zhǔn)確定位的傳動機構(gòu)或裝置上，如主軸傳動或輔助傳動。由帶式運輸機的工作要求和工作條件，且由于其無特殊需要，故選用Y系列三相異步電動機。及轉(zhuǎn)速確定電動機的功率不能選擇過小，否則難于啟動或者勉強啟動，使運轉(zhuǎn)電流超過電動機的額定電流，導(dǎo)致電動機過熱以致燒損。電動機的功率也不能選擇太大，否則不但浪費投資，而且電動機在低負(fù)荷下運行，其功率和功率因數(shù)都不高，造成功率浪費。另外還要兼顧變壓器容量的大小，一般來說，直接啟動的鼠籠式電動機，功率不宜超過變壓器容量的1/3。電動機的容量主要根據(jù)運行時的發(fā)熱條件來決定。本任務(wù)所給的工作機載荷平穩(wěn)，且傳遞功率較小，故只需使電動機的額定功率等于或稍大于電動機的實際輸出功率，即。工作機所需功率為其中為卷筒效率，取1。傳遞裝置總效率為式中：：蝸桿的傳動效率0.82：每對軸承的傳動效率0.98：直齒圓柱齒輪的傳動效率0.97：聯(lián)軸器的效率0.99：卷筒的傳動效率0.96電動機輸出功率為為留有一定的裕度，同時考慮發(fā)熱條件的安全性，選電機額定功率。因，符合安全性要求。卷筒的轉(zhuǎn)速為按合理傳動比推薦范圍知，兩級蝸桿-齒輪減速器總傳動比，故電動機的轉(zhuǎn)速范圍是查手冊可知，在此范圍內(nèi)的電機同步轉(zhuǎn)速為1000r/min。型號選擇因電機額定功率一定時，轉(zhuǎn)速越大，體積越小。綜合考慮尺寸大小及工作性能，同時結(jié)合上文分析知，類型選一般用途Y系列（IP23）三相異步電動機，額定功率選1.1kw,同步轉(zhuǎn)速取1000r/min，查指導(dǎo)手冊，符號該條件的電機型號是Y90L-6，其主要性能參數(shù)如下表。表3-2電動機主要性能參數(shù)型號額定功率/kW轉(zhuǎn)速/rpm同步轉(zhuǎn)速/rpm效率/%額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kgY90L-61.1910100073..52.2253.2傳動裝置總傳動比確定及分配合理地分配總傳動比即各級傳動比如何取值，是設(shè)計中的重要問題，它將直接影響到傳動裝置的外廓尺寸、重量及潤滑條件等?？倐鲃颖确峙涞囊话阍瓌t：1）各級傳動比都應(yīng)在常用的合理范圍內(nèi)，以符合各種傳動形式的工作特點，并使結(jié)構(gòu)比較緊湊；2）盡量使傳動裝置外廓尺寸或重量較?。?）在兩級或多級齒輪減速器中盡量使各級大齒輪浸油深度合理；4）各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)勻稱合理，便于安裝。根據(jù)上述原則分配傳動比使一項較繁雜的工作，下面根據(jù)常見減速器傳動比分配的一些公式及經(jīng)驗，進行本任務(wù)總傳動比的分配。蝸桿-齒輪二級減速器總傳動比一般為，由電動機轉(zhuǎn)速及工作機轉(zhuǎn)速計算總傳動比如下，大致在正常范圍內(nèi)。3.2.2各級傳動比分配各級傳動比分配原則及關(guān)系：1）；2）為使各部分尺寸相近，并且對稱，一般有；3）齒輪傳動比一般為，且滿足；4）閉式齒輪小齒齒數(shù)一般取20~40；利用原則3計算齒輪傳動比范圍可取齒輪傳動比為。蝸桿傳動比計算如下綜上即，。3.3總體運動學(xué)計算將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為軸1、軸2、軸3、軸4；軸1軸2軸3軸43.3.2各軸功率軸1軸2軸3軸4電機軸軸1軸2軸3軸4結(jié)果匯總表3-3各軸運動參數(shù)表軸號功率轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率輸出輸出電機軸0.9049.4991010.991軸0.8959.3991019.842軸0.719149.645.90.803633軸0.684426.915.30.950614軸0.664414.515.30.97024關(guān)鍵零部件的設(shè)計與計算4.1設(shè)計原則制定軸的設(shè)計原則1）安全系數(shù)的確定安全系數(shù)的計算公式為當(dāng)材料質(zhì)地均勻、載荷與應(yīng)力計算較精確時，可??；材料不夠均勻、計算不夠精確時，可??；材料均勻性和計算精確度都很低，或尺寸很大的轉(zhuǎn)軸，則取。當(dāng)然重要的軸，由于破壞后會引起重大事故時，應(yīng)適當(dāng)增大值。2）材料選擇與加工工藝軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼由于比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中的敏感性較小，所以應(yīng)用較廣泛。常用的碳素鋼有30、40、45和50鋼，其中最常用的是45鋼。合金鋼具有較高的硬度和強度，可淬性較好，也可在傳遞大功率、重載或要求減輕重量和提高軸頸耐磨性時采用。軸的尺寸較小時，毛坯一般用圓鋼棒車制；尺寸較大時，毛坯采用鍛造。材料選碳素鋼時，為保證其力學(xué)性能，應(yīng)進行調(diào)質(zhì)或正火處理；選合金鋼時，應(yīng)進行淬火和調(diào)質(zhì)處理。由于鑄造軸的品質(zhì)不易控制，可靠性較差，所以軸一般不用鑄造。軸的加工工藝：備料→車右端面、鉆中心孔、調(diào)頭夾外圓車左端面、鉆中心孔→粗車外圓→銑鍵槽→調(diào)制熱處理改變材料切削性能→精車外圓表面、切退刀槽和倒角、調(diào)頭切退刀槽→倒角→磨削外圓表面→去毛刺軸的強度計算主要有按需用切應(yīng)力計算、許用彎曲應(yīng)力計算和安全系數(shù)校核計算三種方法，三種方法可根據(jù)具體情況結(jié)合使用。1）失效形式及計算準(zhǔn)則由于蝸桿齒是連續(xù)的螺旋，且其材料為強度較高的鋼材，故失效總是出現(xiàn)在蝸輪齒上。蝸輪的主要失效形式為蝸輪齒面膠合、點蝕和磨損。目前對膠合和磨損的計算缺乏可靠的方法，因而沿用圓柱齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度條件來計算蝸桿傳動的承載能力，但需考慮膠合和磨損失效因素的影響。另外，閉式蝸桿傳動中，因不易散熱，還應(yīng)進行熱平衡計算。2）材料選擇與加工工藝制造蝸桿副的材料組合首先要求有優(yōu)良的減摩性及一定的強度?；瑒铀俣容^大的重要傳動中，蝸輪材料通常采用鑄造錫青銅。鑄造綠青桐由于抗膠合能力較差，不宜用于滑動速度大于8m/s的場合。在滑動速度較低(v<2m/s)的傳動中，可采用灰鑄鐵。蝸輪加工工藝：加工蝸輪毛坯（大批模鍛）→滾齒，采用基本參數(shù)與工作蝸桿相同的蝸輪滾刀，按展成法原理(見齒輪加工)切出齒形。如果采用徑向進給法滾齒，則滾刀與工件按Z2/Z1的傳動比（Z1為工作蝸桿螺紋頭數(shù),Z2為蝸輪齒數(shù)）對滾，兩者逐漸靠近直到其中心距等于工作蝸桿與蝸輪嚙合時的中心距為止→珩齒，提高齒面質(zhì)量、改善蝸輪與蝸桿嚙合時的接觸情況蝸桿加工工藝：下料（按正規(guī)定要求坯料要經(jīng)過鍛打處理，為獲取良好的金屬纖維狀）→粗車（要保證同軸度，留2mm的精加工量）→熱處理調(diào)質(zhì)處理HRC28-32→半精車，各部半精車留0.5mm的精車量，車蝸桿部分及兩端退刀槽車至要求，挑蝸桿、粗挑，不論用分層法切入法等都可（注意在切削過程中不可以讓刀具三面吃刀，如果三面吃刀有可能產(chǎn)生扎刀）在中經(jīng)處測量留量0.3mm，半精挑留量0.05-0.1mm（為精光留好較好的基礎(chǔ)）→低速精光三面至要求（刀具一定要鋒利，刃口粗糙度一定要好，一面一面的光。）→精車各部至要求（保證同軸度）。的設(shè)計原則1）失效形式及計算準(zhǔn)則齒輪的疲勞強度安全系數(shù)在按作齒輪材料疲勞極限試驗所確定的失效概率計算齒輪的疲勞強度時，通常取安全系數(shù)S=1。齒輪傳動的失效形式主要發(fā)生在輪齒，其失效形式主要有:齒面點蝕、齒面膠合、齒面磨損、塑性變形及斷齒。在開式傳動中，由于齒面磨損較快，點蝕還來不及出現(xiàn)或擴展即已被磨掉，故見不到點蝕現(xiàn)象。根據(jù)上述失效形式，建立相應(yīng)的計算準(zhǔn)則。但磨損、塑性變形等現(xiàn)在尚未形成成熟的計算方法，所以目前一般條件下其設(shè)計準(zhǔn)則及校核準(zhǔn)則如下表。表4-1各類型齒輪傳動設(shè)計及校核準(zhǔn)則類型設(shè)計準(zhǔn)則校核準(zhǔn)則閉式傳動軟齒面齒面接觸疲勞強度齒根彎曲疲勞強度硬齒面齒根彎曲疲勞強度齒面接觸疲勞強度開式傳動齒根彎曲疲勞強度齒面接觸疲勞強度注：開式傳動中，用降低20%~35%的許用應(yīng)力來考慮磨損的影響2）材料選擇與加工工藝齒輪材料的基本要求是：齒面要硬，齒心要韌，以抵抗齒面失效和輪齒折斷。制造齒輪最常用的材料時是鋼，一般用鍛鋼制造齒輪。圓柱斜齒輪加工工藝：加工齒輪毛坯（大批模鍛）→加工齒面（插齒）→熱處理（大齒輪正火→小齒輪調(diào)制）→精加工（珩齒）1）失效形式及計算準(zhǔn)則平鍵的失效形式一般為工作面的壓潰或者磨損。故而一般只進行聯(lián)接的擠壓強度或磨損計算，由于轂常是較弱的零件，設(shè)計一般按轂計算?；ㄦI的失效形式一般為齒面的壓潰或磨損，一般只作聯(lián)接的擠壓強度或耐磨性計算。由于鍵屬于標(biāo)準(zhǔn)件，相關(guān)尺寸可查閱國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1096-2003《普通型平鍵》。2）材料選擇與加工工藝材料多用強度極限不低于600MPa的鋼材制造，均需熱處理，以獲得足夠的硬度抗磨。滾動軸承業(yè)已標(biāo)準(zhǔn)化，并由專業(yè)工廠生產(chǎn)，故設(shè)計只需了解其主要類型及使用場合，會選用及查表確定相關(guān)尺寸即可完成滾動軸承的設(shè)計。4.2高速級蝸桿傳動設(shè)計方案及計算4.2.1傳動參數(shù)設(shè)計初始數(shù)據(jù)：軸1轉(zhuǎn)速,軸1功率，軸2蝸輪上的轉(zhuǎn)矩。1.選擇材料、精度等級和蝸桿頭數(shù)材料：蝸桿：蝸桿傳遞功率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，調(diào)質(zhì)處理；蝸輪：無錫青銅ZCuAl9Fe4Ni4Mn2，金屬膜鑄造（大批）。輪芯用灰鑄鐵HT100制造。2.精度等級：初選8級3.蝸桿頭數(shù)由i=19.84，因動力傳動，取蝸桿頭數(shù)z1=2，則z2=i×z1=39.68，取z2=40。則i1=40/2=20，校驗：，所以傳動比符合要求。4.按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度，設(shè)計公式如下（1）（2）確定載荷系數(shù)K取載荷分布不均系數(shù)K=1因載荷平穩(wěn)選取選用系數(shù)K=1估計v<3m/s，取動載系數(shù)K=1.05，則K=KKK=1.05（3）確定彈性系數(shù)查表7-7得，(4)由，查文獻[1]第110頁得，(5)確定許用接觸應(yīng)力[]根據(jù)蝸輪材料為ZCnSn10Pl，金屬型制造，查表7-2，取應(yīng)力循環(huán)次數(shù)代入計算有（6）代入設(shè)計公式查表7-4，取最近一欄有m=5mm,q=8.000mm,d1=40mm.導(dǎo)程角5.傳動尺寸（1）中心距變位系數(shù)（2）d1=40mm，得d2=mz2=200mm（3）校核符合估計。（4）確定4.3.3傳動強度校核彎曲強度校核公式如下（1）當(dāng)量齒數(shù)?。?）螺旋角系數(shù)Y=1－=1－/140?=0.900（3）許用彎曲應(yīng)力[]（4）代入校核公式故滿足彎曲強度要求。熱平衡計算由于蝸桿傳動是閉式傳動，需進行熱平衡計算。熱平衡計算公式如下（1）（2），?。?）室溫取t0=20°C（4）面積（5）查表7-10，由，查得（6）代入公式計算滿足熱平衡計算要求。4.3低速級齒輪傳動設(shè)計方案及計算齒輪軟齒面（）一般用于重載中低速固定式傳動裝置；硬齒面（）用于傳動尺寸受結(jié)構(gòu)條件限制的情形和運輸機器上的傳動裝置。本任務(wù)無特殊要求，故選用常用的軟齒面。由上文設(shè)計準(zhǔn)則知，減速器內(nèi)為閉式傳動，齒面為軟齒面，失效形式主要為齒面點蝕，故應(yīng)以齒面接觸疲勞強度設(shè)計，齒根彎曲疲勞強度校核。圓柱齒輪采用斜齒輪。相對于直齒輪，斜齒輪有以下優(yōu)點：（1）斜齒輪的嚙合性好，傳動平穩(wěn)、噪聲小。（2）斜齒輪重合度大，降低了每對齒輪的載荷，提高了齒輪的承載能力。（3）斜齒輪不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)少。由上述斜齒輪傳動的優(yōu)點，同時為使高速工作時能平穩(wěn)運行，本任務(wù)選擇斜齒輪傳動。綜上，選擇閉式斜齒圓柱齒輪軟齒面，以齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，用齒根彎曲疲勞強度校核。初始數(shù)據(jù)：軸2轉(zhuǎn)速；齒輪傳動比；軸2轉(zhuǎn)矩。1.初選材料、精度等級及齒數(shù)等（1）優(yōu)選45鋼，查設(shè)計手冊知，小齒輪采用調(diào)質(zhì)處理，，大齒輪二者之差為。（2）運輸機為一般工作機，速度不高，故選用8級精度（GB10095－88）。（3）選小齒輪齒數(shù)=25,大齒輪齒數(shù)＝3×25＝75。（4）選壓力角為，初選螺旋角＝10?。2.按齒面接觸強度設(shè)計按文獻[1]中式（6—13）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）查閱文獻[1]可得;由8級精度，估測，則，查得；齒間載荷分配系數(shù)查文獻[1]得由剛性小非對稱布置，取故2）由圖6－19選取區(qū)域系數(shù)＝2.463）由表6－5查得材料的彈性影響系數(shù)＝189.84）由表6－7選取尺寬系數(shù)＝15）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩6）重合度系數(shù)=0.77，7）由圖6－27按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。8）由文獻[1]式6－25計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)＝60×30.3×1×（8×300×1×8）＝3.49×9）查得接觸疲勞壽命系數(shù)＝1；＝110）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（6－24）得=550MPa=450MPa取其中較小值，代入設(shè)計公式計算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算器公式得2）計算圓周速度v=修正由，取，則取確定參數(shù)尺寸（1）計算法面模數(shù)==2.92㎜取標(biāo)準(zhǔn)值（2）計算中心距a將中心距圓整為a=155㎜。（3）按圓整后的中心距修正螺旋角（4）計算大、小齒輪的分度圓直徑=77.50mm>74.14㎜（符合設(shè)計要求）=232.50㎜（5）計算齒輪寬度圓整后取由式(6—22)確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)、螺旋角影響系數(shù)、重合度系數(shù)=1.74根據(jù)縱向重合度＝1，得螺旋角影響系數(shù)=0.878重合度系數(shù)有2）計算當(dāng)量齒數(shù)＝27.58.3）查取齒型系數(shù)查得=2.62；=2.254）查取應(yīng)力校正系數(shù)查得=1.57；=1.775）由圖6-28查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=420Mpa,；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=390Mpa6）由圖6-26取彎曲疲勞壽命系數(shù)=1，=17）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1，由彎曲疲勞許用應(yīng)力為9）計算大、小齒輪的并加以比較==大齒輪的數(shù)值大，故用小齒輪進行強度校核。（2）代入校核公式故校核該齒輪尺寸參數(shù)合格可靠，符合強度要求。4.4軸的初算軸是減速器的主要零件，其他零件的結(jié)構(gòu)和尺寸一般都是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。根據(jù)傳動零件設(shè)計計算中確定的主要參數(shù)，即齒寬和齒輪分度圓直徑，同時考慮到傳動件之間的位置關(guān)系、傳動件與箱體的位置關(guān)系和軸的位置尺寸關(guān)系等設(shè)計軸。（1）估計原則當(dāng)軸的支承距離未定時，無法按彎扭合成強度確定軸徑，故先按扭轉(zhuǎn)強度條件初步估算軸徑d,用降低許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力來考慮彎矩的影響。計算公式為式中，P為軸傳遞的功率，n為軸的轉(zhuǎn)速，C為與軸材料有關(guān)的系數(shù)。上式計算的軸徑可作為結(jié)構(gòu)設(shè)計的參考尺寸，一般作為傳遞扭矩的最小直徑，需經(jīng)適當(dāng)圓整。當(dāng)軸上有鍵槽時，應(yīng)適當(dāng)增大軸徑，單鍵增大軸徑3%，雙鍵增大5%。當(dāng)軸上彎矩較大時，C可取較大值。由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故軸的材料選擇常用的45鋼，熱處理采用調(diào)質(zhì)處理，硬度為。（2）初步計算軸徑由前文的相關(guān)數(shù)據(jù)：軸1軸2軸3軸4其中軸1為蝸桿軸，無鍵槽；軸2為蝸輪軸，有單鍵鍵槽；軸3齒輪輸出軸，有單鍵鍵槽；軸4為卷筒軸。查文獻[1]書143頁表10-2，取C=112。對軸1：軸徑越大，剛度越大，安全性越好，但軸徑越大，用料越多，成本增大。綜合考慮安全性、經(jīng)濟性的矛盾，取軸1最小軸徑對軸2：由于軸2是蝸輪軸，既受彎也受扭，屬于轉(zhuǎn)軸，適當(dāng)增大C，取C=118；又有單鍵鍵槽，故軸徑適當(dāng)增加3%，綜合考慮安全性、經(jīng)濟性的矛盾，取軸2最小直徑為。對軸3：綜合考慮安全性、經(jīng)濟性的矛盾，取軸3最小直徑為。5傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計與總成5.1裝配圖設(shè)計及部件結(jié)構(gòu)選擇、執(zhí)行機械設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)與規(guī)范裝配圖整體布局裝配圖是反映各零件的相互關(guān)系、結(jié)構(gòu)形狀及尺寸的圖紙。因此，設(shè)計通常是從畫裝配圖著手，確定所有零件的位置、結(jié)構(gòu)尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。裝配圖必須綜合考慮零件的材料、強度、剛度、加工、裝拆、調(diào)整和潤滑等要求，用足夠的視圖和剖面表達清楚。裝配圖既要保證所畫部件結(jié)構(gòu)正確，更要考慮工人在加工、裝拆、調(diào)整、檢驗時的工作方便和讀圖方便。故在裝配圖繪制前應(yīng)翻閱有關(guān)材料，參觀或?qū)嶋H拆裝減速器，了解各零部件的功能，做到對設(shè)計內(nèi)容心中有數(shù)。此外還要根據(jù)任務(wù)書上的技術(shù)數(shù)據(jù)，按前文所述的要求，選擇計算有關(guān)零部件的結(jié)構(gòu)和主要尺寸。繪圖時，應(yīng)選好比例尺，盡量優(yōu)先選用1:1，以加強真實感。用零號圖紙繪制三個視圖，主要按如下原則合理布置圖面：部件的功用、工作原理、結(jié)構(gòu)和零件之間的裝配關(guān)系等要表達完全；視圖、剖視、規(guī)定畫法及裝配關(guān)系的表示方法要正確；讀圖時，清楚易懂。蝸桿傳動上下置關(guān)系選擇蝸桿下置式方案潤滑條件較好。蝸桿上置式常用在蝸桿圓周速度時，因發(fā)熱量過大，需上置。計算蝸桿圓周速度輸入軸和輸出軸是交錯的關(guān)系，根據(jù)圓周速度將蝸桿下置可以保證蝸桿在低速重載情況下，保證蝸輪蝸桿的潤滑，散熱好。因此選用下置式蝸桿。軸的支撐方式選擇主要有以下三種支承結(jié)構(gòu)的基本方案： 方案Ⅰ兩端固定支承（兩支承端各限制一個方向的軸向位移）此種支承形式可以在安裝或檢修時，通過調(diào)整某個軸承套圈的的軸向位置，使軸承達到所要求的游隙或預(yù)緊量。軸承能