機械設(shè)計課程設(shè)計二級圓柱齒輪減速器計算說明書.doc

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機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)計題目：二級圓柱齒輪減速器 專業(yè)、班級： 學(xué)號： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 成績： 2015年 7 月18 日 浙江科技學(xué)院 機械與汽車工程學(xué)院 目 錄 1. 設(shè)計任務(wù)書…………………………………………………………2 2. 前言…………………………………………………………………3 3.電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 箱體設(shè)計及說明 …………………………………………………………………… 4 4.帶傳動設(shè)計 …………………………………………………………8 5.齒輪設(shè)計…………………………………………………………… 11 6.軸類零件設(shè)計……………………………………………………… 26 7.軸承的壽命計算…………………………………………………… 38 8.鍵連接的校核……………………………………………………… 40 9.潤滑及密封類型選擇 …………………………………………… 41 10.箱體設(shè)計及說明 ………………………………………………… 42 11.設(shè)計小結(jié) ………………………………………………………… 44 12.參考文獻 ………………………………………………………… 44 1.設(shè)計任務(wù)書 1.1課程設(shè)計的目的 課程設(shè)計是機械設(shè)計課程的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié)。課程設(shè)計時要綜合運用本課程所學(xué)知識，以及如制圖、工程力學(xué)、機械制造、材料及熱處理、極限與配合等課程的知識，獨立地進行設(shè)計。本課程設(shè)計是學(xué)生學(xué)習(xí)過程中的第一個比較全面的獨立進行的設(shè)計訓(xùn)練，是一個很重要的教學(xué)環(huán)節(jié)。 ① 學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，了解簡單機械裝置、通用零件的設(shè)計過程和一般步驟。 ② 進行基本的工程訓(xùn)練。例如，設(shè)計計算、驗算、估算及數(shù)據(jù)處理，繪圖表達，使用參考資料、設(shè)計手冊、標準和規(guī)范，編制設(shè)計計算書等技術(shù)文件。 ③ 樹立正確的科學(xué)的設(shè)計思想，培養(yǎng)獨立進行工程設(shè)計的能力，為今后進行專業(yè)課程設(shè)計和畢業(yè)設(shè)計，以及從事其他設(shè)計打下良好的基礎(chǔ)。 ④ 鞏固和加深各先修課的基本理論和知識，融會貫通各門課程的知識于設(shè)計中。 1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 1、減速器內(nèi)部傳動零件(齒輪和軸)的設(shè)計計算。 2、聯(lián)軸器、軸承和鍵的選擇和校核驗算。 3、減速器附件的選擇及說明。 4、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計。 5、潤滑和密封的選擇和驗算。 6、裝配圖和零件圖的設(shè)計和繪制。 7、設(shè)計計算說明書的整理和編寫。 1.3課程設(shè)計的任務(wù)和要求 1）裝配圖1張(1號或0號圖紙)； 2）零件圖3張(齒輪或蝸輪、軸或蝸桿、箱體或箱蓋)； 3）設(shè)計計算說明書1份(不少于6000字)。 2.前言 2.1傳動方案的擬定 采用普通V帶傳動加二級斜齒輪傳動，如圖2.1 圖2.1 2.2原始數(shù)據(jù) 輸送帶工作拉力 F=2.8KN，輸送帶速度 V=0.8m/s，卷筒直徑D=550mm。 3. 電機選擇 3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。 3.2 選擇電動機的容量 工作機有效功率P=,根據(jù)題目所給數(shù)據(jù)F=2.8KN，V=0.8m/s。則有：P===2.24KW 從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 = 式中，，，，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)《機械設(shè)計課程指導(dǎo)書》表1可知=0.96，=0.98，=0.97，=0.99，=0.96，則有： =0.960.970.990.96 =0.79 所以電動機所需的工作功率為： P===2.84KW 3.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 按《機械設(shè)計課程指導(dǎo)書》表1推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=8~40和帶的傳動比I=2~4，則系統(tǒng)的傳動比范圍應(yīng)為： I=I齒I帶=（8~40）（2~4）=16~160 工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為 n== 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=In=（16~160）27.78 =（444.5~4444.8） 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四種。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如下表。 型 號 額定 功率 額定 電流 轉(zhuǎn)速 效率 功率 因數(shù) 堵轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn) 電流 最大 轉(zhuǎn)矩 噪聲 振動 速度 重量 額定 轉(zhuǎn)矩 額定 電流 額定 轉(zhuǎn)矩 1 級 2 級 kW A r/min % COSФ 倍 倍 倍 dB(A) mm/s kg Y100L-2 3 6.4 2880 82.0 0.87 2.2 7.0 2.3 74 79 1.8 34 Y100L2-4 3 6.8 1430 82.5 0.81 2.2 7.0 2.3 65 70 1.8 35 Y132S-6 3 7.2 960 83.0 0.8 2.0 6.5 2.2 66 71 1.8 66 Y132M-8 3 7.7 710 82.0 0.7 2.0 5.5 2.0 61 66 1.8 76 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，可見第2種方案比較合適。因此選定電動機型號為Y132S-6 3.4 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 I= 2）分配到各級傳動比 I= 已知i0的合理范圍為2~4。初步取V帶的傳動比=2.5則 i 3）分配減速器傳動比 參考《機械設(shè)計課程指導(dǎo)書》圖12分配齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為 3.5 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 各軸轉(zhuǎn)速 各軸輸入功率 (式中： ) 各軸轉(zhuǎn)矩 TI=Tdi0η01=28.252.50.96=67.8Nm TII=TIi1η12=67.84.40.980.97=283.58Nm TIII=TIIi2η23=283.583.150.980.97=849.15Nm T工作機軸=TIIIη4η2=849.150.980.99=823.85Nm T輸出=T輸入0.98 (式中： ) 運動和動力參數(shù)表 軸名 效率P Kw 轉(zhuǎn)矩T Nm 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 2.84 28.25 960 2.5 0.96 I 軸 2.73 2.68 67.8 66.44 384 4.4 0.95 II 軸 2.60 2.55 283.58 277.91 87.3 3.15 0.95 III 軸 2.47 2.42 849.15 832.17 27.7 1.00 0.97 卷筒軸 2.40 2.35 823.85 807.37 27.7 4.帶傳動設(shè)計 4.1 確定計算功率P 據(jù)《機械設(shè)計》表8-8查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有： P=KP 4.2 選擇V帶帶型 據(jù)P和nm查《機械設(shè)計》圖8-11選用A帶。 4.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑d由《機械設(shè)計》表8-7和8-9，取小帶輪直徑d=100mm。 （2）驗算帶速v，有： =5.03 因為5.03m/s在5m/s~30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準直徑d 取=250mm 4.4 確定V帶的中心距a和基準長度L (1)根據(jù)《機械設(shè)計》式8-20初定中心距a=500mm (2)計算帶所需的基準長度 =1561mm 由《機械設(shè)計》表8-2選帶的基準長度L=1550mm （3）計算實際中心距 中心局變動范圍： 4.5 驗算小帶輪上的包角 4.6 計算帶的根數(shù)z （1）計算單根V帶的額定功率P 由和r/min查《機械設(shè)計》表8-4得 P=0.95KW 據(jù)nm=960，i=2.5和A型帶，查《機械設(shè)計》8-5得 P=0.11KW 查《機械設(shè)計》表8-6得K=0.96，K=0.98，于是： P=(P+P)KK =（0.95+0.11）0.960.98 =0.9972KW （2）計算V帶根數(shù)z 故取4根。 4.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F） 由《機械設(shè)計》表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.105。所以 =158.1N 4.8 計算壓軸力F F=2Fsin（α/2）=24158.1sin（162.6/2） =1250N 設(shè)計結(jié)論 選用A型普通V帶4根，基準帶長L0=1640，基準直徑dd1=100mm，dd2=250mm，中心距a=471.75~541.5mm，F(xiàn)0=158.1N 5.齒輪設(shè)計 5.1高速級齒輪設(shè)計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) （1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動，壓力角取20； （2）運輸機為一般工作機器，速度不高，參考《機械設(shè)計》表10-6， 故用8級精度； （3）材料的選擇。由《機械設(shè)計》表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； （4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2=Z1得 Z2=105.6，取107； （5）初選螺旋角β=14 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）按公式： d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 1）確定公式中各數(shù)值 ①試選KHt=1.3。 ②由《機械設(shè)計》表10-7選取齒寬系數(shù)?d=1。 ③計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T1=6.78104N。 ④由《機械設(shè)計》表10-5查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP ⑤由《機械設(shè)計》表10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 ⑥由《機械設(shè)計》式（10-21）計算接觸疲勞強度的重合度系數(shù)Zε αt =arctan（tanαncosβ） =arctan（tan20cos14） =20.562 αat1 = arcos（z1cosαtz1+2 han*cosβ）=arcos（24cos20.56224+21cos14）=29.974 αat2 = arcos （z2cosαtz2+2 han*cosβ）=arcos107cos20.562107+21cos14=23.13 εα =z1 ( tanαat1 - tanα ) + z2 (tanαat2-tanα )2 π =24 ( tan29.974 - tan20.562 ) + 107 (tan23.13-tan20.562 )2 π = 1.66 εβ =?dz1tanβπ = 124tan14π =1.905 Zε =4 - εα3 1- εβ+εαεβ = 4 - 1.663 1- 1.905+ 1.9051.66 =0.66 ⑦由《機械設(shè)計》式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Zβ Zβ=cosβ=cos14=0.985 ⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力σH 由《機械設(shè)計》圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強 度極限σHlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2=560MP。 由《機械設(shè)計》式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60 n1jLh = 6038413651610= 1.34 109 N2 =N1u =1.34 1094.4 = 3.06 108 由《機械設(shè)計》圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù) KNH1 = 0.91 ，KNH2 = 0.97 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有 [ σH]1 =KNH1σHlim1S =0.91 5801 MPa = 528 MPa [ σH]2 =KNH2σHlim2S =0.97 5601 MPa= 543.2 MPa 取[ σH]1和[ σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力 [ σH]=[ σH]1=528 MPa 2) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 =321.36.7810415.44.4（2.433189.80.660.985528） mm =41.18mm （2）調(diào)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 ①計算圓周速度。 v= m/s =0.82m/s ②計算齒寬b b==141.18 mm =41.18mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH。 ①由《機械設(shè)計》表10-2查得使用系數(shù)KA= 1 ②根據(jù)v = 0.82 m/s ，8級精度，查《機械設(shè)計》圖10-8得動載系 數(shù)Kv = 1.05 ③齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=26.78104/41.18N=3293N KA Ft1/b=13293/41.18N/mm=79.97N/mm＜100N/mm 查《機械設(shè)計》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4 ④由《機械設(shè)計》表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時，KHβ=1.45 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.05 1.4 1.45 = 2.13 3）實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d1 =d1t3KKHt = 41.18 32.131.3 mm= 48.55 mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosβZ1=48.55cos1424mm=1.96 3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 （1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即 mnt ≥32 KFtT1YεYβcosβ?dz12YFαYSασF 1）確定計算參數(shù) ①試選載荷系數(shù)KFt=1.3 ②由《機械設(shè)計》式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) Yε。 βb=arctantanβcosαt=arctantan14cos20.562=13.14 εαv=εαcos2βb=1.66cos213.140=1.75 Yε =0.25 + 0.75εαv = 0.25 + 0.751.75 = 0.68 ③由《機械設(shè)計》式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εββ120=1-1.90514120=0.778 ④計算YFαYSασF 由當量齒數(shù) Zv1=Z1cos3β=24cos314=26.27，Zv2=Z2cos3β=107cos314=117 查《機械設(shè)計》圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.62，YFa2=2.18。 由《機械設(shè)計》圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.6、Ysa2=1.80 由《機械設(shè)計》圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.9 ,KFN2 = 0.95 由《機械設(shè)計》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim 1 = 330 MPa σFlim 2 = 310 MPa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設(shè)計》式（10-14）得 [σF ]1 = KFN1σFlim 1S =0.9 3301.4 = 212.14 MPa [σF ]2 =KFN2σFlim2S =0.95 3101.4 = 210.36 MPa YFa1YSa1 σF1=2.621.6212.14=0.0198 YFa2YSa2 σF2=2.181.8210.36=0.0187 因為小齒輪的YFaYsa[ σF ]大于大齒輪，所以取 YFaYsa[ σF ]=YFa1YSa1 σF1=0.0198 2）計算齒輪模數(shù) mnt ≥32 KFtT1YεYβcos2β?dz12YFαYSασF =321.36.781040.680.778cos141240.0198=1.64 （2）調(diào)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v d1=mntz1/cosβ=1.6424/cos14mm=40.56mm v= m/s =0.82m/s ②齒寬b b==140.56 mm =40.56mm ③齒高h及寬高比b/h h=2han*+cn*mnt=21+0.251.64mm=3.69mm b/h=40.56/3.69=10.99 2）計算實際載荷系數(shù)KF。 ①根據(jù)v = 0.82 m/s ，8級精度，查《機械設(shè)計》圖10-8得動載系 數(shù)Kv = 1.04 ②齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=26.78104/40.56N=3343N KA Ft1/b=13343/40.56N/mm=82.40N/mm＜100N/mm 查《機械設(shè)計》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4 ③由《機械設(shè)計》表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時，KHβ=1.45,結(jié)合b/h=10.99，查圖10-13，得KFβ=1.35 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.04 1.4 1.35 = 1.97 3）由《機械設(shè)計》式（10-13），可得實際的載荷系數(shù)算得的齒輪模 數(shù)： mn =mnt3KFKFt = 1.64 31.971.3 mm= 1.88 mm 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a =135mm 考慮模數(shù)從1.64增大到2，取中心距為134.5 （2）按調(diào)整后中心距修正螺旋角 β=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos24+10722134.5=13.1 （3）計算分度圓直徑 d1=Z1mncosβ=242cos13.1mm=49.28mm d2=Z2mncosβ=1072cos13.1mm=219.7mm （4）計算齒輪寬度 b= 取b1=55mm，b2=50mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 高速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表5-1 名稱 符號 數(shù)值 模數(shù) mn 2 壓力角 20 螺旋角 β 13.1 齒頂高 2 齒根高 2.5 全齒高 4.5 分度圓直徑 49.28 219.7 齒頂圓直徑 53.28 223.7 齒根圓直徑 44.28 214.7 基圓直徑 46.3 206.5 中心距 134.5 5.2低速級齒輪設(shè)計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) （1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動，壓力角取20； （2）運輸機為一般工作機器，速度不高，參考《機械設(shè)計》表10-6， 故用8級精度； （3）材料的選擇。由《機械設(shè)計》表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； （4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2=Z1得 Z2=75.6，取77； （5）初選螺旋角β=14 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）按公式： d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 1）確定公式中各數(shù)值 ①試選KHt=1.3。 ②由《機械設(shè)計》表10-7選取齒寬系數(shù)?d=1。 ③計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T1=2.83105N。 ④由《機械設(shè)計》表10-5查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP ⑤由《機械設(shè)計》表10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 ⑥由《機械設(shè)計》式（10-21）計算接觸疲勞強度的重合度系數(shù)Zε αt =arctan（tanαncosβ） =arctan（tan20cos14） =20.562 αat1 = arcos（z1cosαtz1+2 han*cosβ）=arcos（24cos20.56224+21cos14）=29.974 αat2 = arcos （z2cosαtz2+2 han*cosβ）=arcos77cos20.56277+21cos14=24.038 εα =z1 ( tanαat1 - tanα ) + z2 (tanαat2-tanα )2 π =24 ( tan29.974 - tan20.562 ) + 77 (tan24.038-tan20.562 )2 π = 1.639 εβ =?dz1tanβπ = 124tan14π =1.905 Zε =4 - εα3 1- εβ+εαεβ = 4 - 1.6393 1- 1.905+ 1.9051.66 =0.671 ⑦由《機械設(shè)計》式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Zβ Zβ=cosβ=cos14=0.985 ⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力σH 由《機械設(shè)計》圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強 度極限σHlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2=560MP。 由《機械設(shè)計》式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60 n1jLh = 6087.313651610= 3.06 108 N2 =N1u =3.06 1083.15 = 9.7 107 由《機械設(shè)計》圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù) KNH1 = 0.95 ，KNH2 = 0.98 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有 [ σH]1 =KNH1σHlim1S =0.95 5801 MPa = 551 MPa [ σH]2 =KNH2σHlim2S =0.98 5601 MPa= 548.8 MPa 取[ σH]1和[ σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力 [ σH]=[ σH]1=548.8 MPa 2) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 =321.32.8310514.153.15（2.433189.80.6710.985548.8） mm =66.77mm （2）調(diào)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 ①計算圓周速度。 v= m/s =0.31m/s ②計算齒寬b b==166.77 mm =66.77mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH。 ①由《機械設(shè)計》表10-2查得使用系數(shù)KA= 1 ②根據(jù)v = 0.31 m/s ，8級精度，查《機械設(shè)計》圖10-8得動載系 數(shù)Kv = 1.02 ③齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=22.83105/66.77N=8494N KA Ft1/b=18494/66.77N/mm=127N/mm＞100N/mm 查《機械設(shè)計》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4 ④由《機械設(shè)計》表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時，KHβ=1.455 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.02 1.4 1.455 = 2.08 3）實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d1 =d1t3KKHt = 66.77 32.081.3 mm= 78.1mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosβZ1=66.77cos1424mm=3.16 3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 （1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即 mnt ≥32 KFtT1YεYβcosβ?dz12YFαYSασF 1）確定計算參數(shù) ①試選載荷系數(shù)KFt=1.3 ②由《機械設(shè)計》式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) Yε。 βb=arctantanβcosαt=arctantan14cos20.562=13.14 εαv=εαcos2βb=1.639cos213.140=1.728 Yε =0.25 + 0.75εαv = 0.25 + 0.751.728 = 0.684 ③由《機械設(shè)計》式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εββ120=1-1.90514120=0.778 ④計算YFαYSασF 由當量齒數(shù) Zv1=Z1cos3β=24cos314=26.27，Zv2=Z2cos3β=77cos314=84.29 查《機械設(shè)計》圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.62，YFa2=2.22。 由《機械設(shè)計》圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.6、Ysa2=1.78 由《機械設(shè)計》圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.95 ,KFN2 = 0.97 由《機械設(shè)計》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim 1 = 330 MPa σFlim 2 = 310 MPa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設(shè)計》式（10-14）得 [σF ]1 = KFN1σFlim 1S =0.95 3301.4 = 224 MPa [σF ]2 =KFN2σFlim2S =0.97 3101.4 = 214.79 MPa YFa1YSa1 σF1=2.621.6224=0.0187 YFa2YSa2 σF2=2.221.78214.79=0.0183 因為小齒輪的YFaYsa[ σF ]大于大齒輪，所以取 YFaYsa[ σF ]=YFa1YSa1 σF1=0.0187 2）計算齒輪模數(shù) mnt ≥32 KFtT1YεYβcos2β?dz12YFαYSασF =321.32.831050.6840.778cos141240.0187=2.384 （2）調(diào)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v d1=mntz1/cosβ=2.3824/cos14mm=56.4mm v= m/s =0.26m/s ②齒寬b b==156.4 mm =56.4mm ③齒高h及寬高比b/h h=2han*+cn*mnt=21+0.252.384mm=5.13mm b/h=56.4/5.13=10.99 2）計算實際載荷系數(shù)KF。 ①根據(jù)v = 0.26 m/s ，8級精度，查《機械設(shè)計》圖10-8得動載系 數(shù)Kv = 1.02 ②齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=22.83105/56.4N=10035N KA Ft1/b=110035/56.4N/mm=178N/mm＞100N/mm 查《機械設(shè)計》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.4 ③由《機械設(shè)計》表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時，KHβ=1.45,結(jié)合b/h=10.99，查圖10-13，得KFβ=1.455 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKFαKFβ = 1 1.02 1.4 1.35 = 1.92 3）由《機械設(shè)計》式（10-13），可得實際的載荷系數(shù)算得的齒輪模 數(shù)： mn =mnt3KFKFt = 2.38431.921.3 mm= 2.65 mm 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a =168.5mm 考慮模數(shù)從2.65增大到3，取中心距為168 （2）按調(diào)整后中心距修正螺旋角 β=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos26+8332168=13.29 （3）計算分度圓直徑 d1=Z1mncosβ=263cos13.29mm=80.15mm d2=Z2mncosβ=833cos13.29mm=255.85mm （4）計算齒輪寬度 b= 取b1=86mm，b2=81mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 低速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表5-2 名稱 符號 數(shù)值 模數(shù) mn 3 壓力角 20 螺旋角 β 13.29 齒頂高 3 齒根高 3.75 全齒高 6.75 分度圓直徑 80.15 255.85 齒頂圓直徑 86.15 261.85 齒根圓直徑 72.65 248.35 基圓直徑 75.3 240.4 中心距 168 6.軸類零件設(shè)計 6.1高速軸的設(shè)計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得p1=5.68KW，n=384r/min，T1=6.64N 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=49.28mm 而 Ft1=2695N Fr1=Ftanαncosβ=2695tan20cos13.1=1007 壓軸力F=1250N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40CrNi鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)《機械設(shè)計》表15-3，取A=110，于是得： d=Amm 因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大10%故d＞23.12mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=25mm，查《機械設(shè)計》表8-11知帶輪寬B=3e+2f=315+29=63mm故此段軸長取60mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖6-1 圖6-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=25mm，l=60mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的寬度為40mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段左端的距離為30mm。故取l=70mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=27mm。 3）初選軸承，選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據(jù)d=27mm，由軸承目錄里初選3306號其尺寸為d=30mm，b=20mm故d=30mm。又左邊采用軸肩定位取=35mm所以l=105.5mm，=38mm，=10mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=34mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為55mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取l=52mm。齒輪左邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，且繼續(xù)選用3306軸承，則此處d=30mm。取l=42.5mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由《機械設(shè)計》表6-1查得平鍵截面bh=87,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為50mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣按d由《機械設(shè)計》表6-1查得齒輪與軸的連接用平鍵10845，齒輪與軸之間的配合為，軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設(shè)計》表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖6-2。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖6-3 圖6-3 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=1622N F=1379N F=757N F=1938N M=81352N M=137500 M=114332N M=81352+114332=140321N M=M=137500N T1=6.64104N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)《機械設(shè)計》式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力: =37.1MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由《機械設(shè)計》表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 6.2 中速軸的設(shè)計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得p2=2.55kw， n2=87.3r/min， T2=2.78105 N 2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=219.7mm d=80.15mm 而 Ft2=Ft1=2695, Fr2=Fr1=1007 Ft3=6937N， Fr3=Ft3tanαncosβ=6937tan20cos13.29=2592N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)《機械設(shè)計》表15-3，取A=110，于是得： d=A03p2n2=A032.5587.3=33.87mm 因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大10%故d=37.26mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作條件可選32008，其尺寸為：db=4019故d=40mm，右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取22mm，所以l=44mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-4 圖6-4 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為50mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取l=47mm，d=43mm。 2）III-IV段為高速級大齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件計算得l =12mm，d=48mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為86mm可取l=83mm，d=43mm 4）V-VI段為軸承同樣選用圓錐滾子軸承32008，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為20mm，則 l =42mm ，d=40mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表6-1查得平bhl=12840，按d得平鍵截面bhl=12876，其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設(shè)計》表15-2取軸端倒角為2.軸肩處圓角見圖6-5。 圖6-5 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-6。 圖7-4 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=165N ，F(xiàn)=1420N F=4285N ，F(xiàn)=5345N M=9643N，M=98702Nmm M=-250662N，M=-371489N M==250848N M==384378N T=2.78N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面。則根據(jù)《機械設(shè)計》式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力: =52.7MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由《機械設(shè)計》表15-1查得[]=60Mp，。 7.3低速軸的設(shè)計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P3=2.42KW，n3=27.7r/min，T3=8.07105N 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=255.85mm 而 F=6308N F=F63112359N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)《機械設(shè)計》表15-3，取A=110，于是得： d=A48.8mm 同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件上網(wǎng)查得可選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000N。半聯(lián)軸器孔徑d=55mm，故取d=55mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=107mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-7 圖6-7 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=60mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為107mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l=105mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋，寬度=37mm。據(jù)d =60mm和方便拆裝可取l=65mm。 3）初選軸承，選用圓錐滾子軸承，參照工作要求d=65mm，由軸承目錄里初選32013號其尺寸為d=65mm100mm23mm，l=23mm由于右邊是軸肩定位，d=70mm，l=76.5mm，d=75mmmm，l=10mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=70mm，已知齒輪寬為81mm取l=78mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，軸肩高h=5mm則此處d=65mm。取l=48.5mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由《機械設(shè)計》表,6-1查得平鍵截面b，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為90mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵2012，齒輪與軸之間的配合為，軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設(shè)計》表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖6-8。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-9。 圖6-9 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=1517N F=842N F=4057N F=2251N M=-115314N M=308352N M=（-115314）2+3083522=329209N T3=8.07N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)《機械設(shè)計》式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =17MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由《機械設(shè)計》表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 7.軸承的壽命計算 7.1 高速軸上的軸承33006壽命計算 預(yù)期壽命： 已知N， F=1622N F=1379N F=757N F=1938N P1=Fr1=1790N P2=Fr2=2379N 649053h>58400h 故 I軸上的軸承33006在有效期限內(nèi)安全。 7.2 中速軸上軸承32008的壽命計算 預(yù)期壽命： 已知N， F=165N ，F(xiàn)=1420N F=4285N ，F(xiàn)=5345N P1=Fr1=4288N P2=Fr2=5530N 306994h>58400h 故II軸上軸承32008在有效期限內(nèi)安全。 7.3 低速軸上軸承32013的壽命計算 預(yù)期壽命： 已知N， F=1517N F=842N F=4057N F=2251N P1=Fr1=4331N P2=Fr2=2403N 10188918h>58400h 故III軸上的軸承6214滿足要求。 8.鍵連接的校核 8.1 高速軸上鍵的強度校核 查《機械設(shè)計》表6-2得許用擠壓應(yīng)力為 由《機械設(shè)計》式（6-1）VI-VII段 故此鍵能安全工作。 I-II段 故此鍵能安全工作。 8.2 中速軸上鍵的校核 查《機械設(shè)計》表6-2得許用擠壓應(yīng)力為 由《機械設(shè)計》式（6-1）II-III段 故此鍵能安全工作。 IV-V段 故此鍵能安全工作。 8.3 低速軸上鍵的校核 查《機械設(shè)計》表6-2得許用擠壓應(yīng)力為 由《機械設(shè)計》式（6-1）I-II段 故此鍵能安全工作。 Ⅵ-Ⅶ段 故此鍵能安全工作。 9.潤滑及密封類型選擇 9.1 潤滑方式 齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。 9.2 密封類型的選擇 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。 3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。 10. 箱體設(shè)計及說明 10.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 10.2 油面指示裝置設(shè)計 油面指示裝置采用油尺指示。 10.3 通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。選 型通氣帽。 10.4 放油孔及螺塞的設(shè)計 放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。選型外六角螺塞。 10.5 起吊環(huán)的設(shè)計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。 10.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。 10.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，各裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 10.8 鑄鐵直齒錐齒輪減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸的確定 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸如下表10-1： 表10-1鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 部位名稱 符號 公式 尺寸值 箱座厚度 8 箱蓋厚度 8 箱座凸緣厚度