二級斜齒齒輪圓柱減速器機(jī)械設(shè)計計算說明書

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文檔簡介

1、　　機(jī)械設(shè)計減速器設(shè)計說明書　　系別：　　專業(yè)：　　學(xué)生姓名：　　學(xué) 號：<

2、;/p>　　指導(dǎo)教師：　　職稱：　　目錄　　第一部分設(shè)計任務(wù)書..............................................4

3、　　第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案.....................................5　　第三部分電動機(jī)的選擇............................................5　　3.1 電動機(jī)的選擇................................

4、............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(yùn)動和動力參數(shù)............................7　　第五部分 V帶的設(shè)計..................................

5、............9　　5.1 V帶的設(shè)計與計算.........................................9　　5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計..........................................11　　第六部分齒輪傳動的設(shè)計.................

6、........................13　　6.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算................................13　　6.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算................................20　　第七部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計.....

7、.....................28　　7.1 輸入軸的設(shè)計...........................................28　　7.2 中間軸的設(shè)計...........................................32　　7.3 輸出軸的設(shè)計........

8、...................................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

9、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

10、.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

11、;　　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</p

12、>　　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(jié)構(gòu)尺寸...........................50　　設(shè)計小結(jié)................................................

13、.......52　　參考文獻(xiàn).......................................................53　　第一部分設(shè)計任務(wù)書　　一、初始數(shù)據(jù)　　設(shè)計展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)

14、T = 440Nm，n = 32r/m，設(shè)計年限（壽命）：5年，每天工作班制（8小時/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。　　二. 設(shè)計步驟　　1. 傳動裝置總體設(shè)計方案　　2. 電動機(jī)的選擇

15、　　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(yùn)動和動力參數(shù)　　5. 設(shè)計V帶和帶輪　　6. 齒輪的設(shè)計　　7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計　　8

16、. 鍵聯(lián)接設(shè)計　　9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計　　10. 潤滑密封設(shè)計　　11. 聯(lián)軸器設(shè)計　　第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案　　一. 傳動方案特點(diǎn)<

17、/b>　　1.組成：傳動裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。　　2.特點(diǎn)：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(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)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。<p&

18、gt;　　二. 計算傳動裝置總效率　　?a=?????????????0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825　　?1為V帶的效率,?2為軸承的效率,?3為齒輪嚙合傳動的效率,?4為聯(lián)軸器的效率,?5為工作裝置的效率。　　第三部分電動機(jī)的選擇&

19、lt;/p>　　1 電動機(jī)的選擇　　工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n:　　n=32r/min　　工作機(jī)的功率pw:<p&

20、gt;　　pw= 1.47 KW　　電動機(jī)所需工作功率為:　　pd= 1.78 KW　　工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:　　n = 32 r/min　　經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~

21、4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16~160)×32 = 512~5120r/min。綜合考慮電動機(jī)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Y90L-2的三相異步電動機(jī)，額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=2840r/min，同步轉(zhuǎn)速3000r/min。

22、;　　電動機(jī)主要外形尺寸：　　3.2 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(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:　　ia=nm/n=2840/32=88.75

23、;　?。?）分配傳動裝置傳動比:　　ia=i0×i　　式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=4.5，則減速器傳動比為:　　i=ia/i0=88.75/4.5=19.72&l

24、t;p>　　取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:　　i12 = 　　則低速級的傳動比為:　　i23 = 3.9　　第四部分計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)<

25、p>　　（1）各軸轉(zhuǎn)速:　　輸入軸：nI = nm/i0 = 2840/4.5 = 631.11 r/min　　中間軸：nII = nI/i12 = 631.11/5.06 = 124.73 r/min　　輸出軸：nIII = nII/i23 = 124.73/3.9

26、= 31.98 r/min　　工作機(jī)軸：nIV = nIII = 31.98 r/min　?。?)各軸輸入功率:　　輸入軸：PI = Pd×?? = 1.78×0.96 = 1.71 KW　　中間軸：PII = PI×??×?? =

27、 1.71×0.99×0.97 = 1.64 KW　　輸出軸：PIII = PII×??×?? = 1.64×0.99×0.97 = 1.57 KW　　工作機(jī)軸：PIV = PIII×??×?? = 1.57×0.99×0.99 = 1.54 KW<

28、/p>　　則各軸的輸出功率：　　輸入軸：PI' = PI×0.99 = 1.69 KW　　中間軸：PII' = PII×0.99 = 1.62 KW　　中間軸：PIII' = PIII×0.99

29、 = 1.55 KW　　工作機(jī)軸：PIV' = PIV×0.99 = 1.52 KW　　(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:　　輸入軸：TI = Td×i0×??　　電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:　　Td = = 5

30、.99 Nm　　所以：　　輸入軸：TI = Td×i0×?? = 5.99×4.5×0.96 = 25.88 Nm　　中間軸：TII = TI×i12×??×?? = 25.88×5.06

31、5;0.99×0.97 = 125.75 Nm　　輸出軸：TIII = TII×i23×??×?? = 125.75×3.9×0.99×0.97 = 470.96 Nm　　工作機(jī)軸：TIV = TIII×??×?? = 470.96×0.99×0

32、.99 = 461.59 Nm　　輸出轉(zhuǎn)矩為：　　輸入軸：TI' = TI×0.99 = 25.62 Nm　　中間軸：TII' = TII×0.99 = 124.49 Nm　　輸出軸：TIII

33、9; = TIII×0.99 = 466.25 Nm　　工作機(jī)軸：TIV' = TIV×0.99 = 456.97 Nm　　第五部分 V帶的設(shè)計　　5.1 V帶的設(shè)計與計算　　1.確定計算功率Pca

34、　　由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故　　Pca = KAPd = 1.1×1.78 kW = 1.96 kW　　2.選擇V帶的帶型　　根據(jù)Pca、nm由圖選用Z型。　　3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速v</

35、p>　　1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 56 mm。　　2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度　　8.32 m/s　　因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。<

36、;p>　　3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑　　dd2 = i0dd1 = 4.5×56 = 252 mm　　根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 250 mm。　　4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld　　1）根據(jù)課本公式，初定中心

37、距a0 = 500 mm。　　2）由課本公式計算帶所需的基準(zhǔn)長度　　Ld0 ≈ 　　≈ 1499 mm　　由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld = 1540 mm。

38、3）按課本公式計算實際中心距a0。　　a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1540 - 1499)/2 mm ≈ 520 mm　　按課本公式，中心距變化范圍為497 ~ 566 mm。　　5.驗算小帶輪上的包角??　　?? ≈ 180°

39、- (dd2 - dd1)×57.3°/a 　　= 180°-（250 - 56)×57.3°/520 ≈ 158.6°> 120°　　6.計算帶的根數(shù)z　　1）計算單根V帶的額定功率Pr。</

40、p>　　由dd1 = 56 mm和nm = 2840 r/min，查表得P0 = 0.33 kW。　　根據(jù)nm = 2840 r/min，i0 = 4.5和Z型帶，查表得?P0 = 0.04 kW。　　查表得K? = 0.94，查表得KL = 1.54，于是　　Pr = (P0 + ?

41、P0)K?KL = (0.33 + 0.04)×0.94×1.54 kW = 0.54 kW　　2）計算V帶的根數(shù)z　　z = Pca/Pr = 1.96/0.54 = 3.63　　取4根。　　7.計算單根V帶的初

42、拉力F0　　由表查得Z型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.06 kg/m，所以　　F0 = 　　= = 53.02 N　　8.計算壓軸力FP　　FP = 2z

43、F0sin(?1/2) = 2×4×53.02×sin(158.6/2) = 416.73 N　　9.主要設(shè)計結(jié)論　　5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計　　1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖&

44、lt;/b>　　2）小帶輪主要尺寸計算　　2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖　　2）大帶輪主要尺寸計算　　第六部分齒輪傳動的設(shè)計

45、　6.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算　　1.選精度等級、材料及齒數(shù)　?。?）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。　　（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。　?。?）選小齒輪齒數(shù)z1 = 24，大齒輪齒數(shù)z

46、2 = 24×5.06 = 121.44，取z2= 121。　　（4）初選螺旋角? = 14°。　?。?）壓力角? = 20°。　　2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計　　（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即

47、1）確定公式中的各參數(shù)值。　?、僭囘x載荷系數(shù)KHt = 1.3。　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)矩　　T1 = 25.88 N/m　?、圻x取齒寬系數(shù)φd = 1。　?、苡蓤D查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。<p

48、>　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE = 189.8 MPa1/2。　　⑥計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε 。　　端面壓力角：　　?t = arctan(tan?n/cos?) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561

49、6;　　?at1 = arccos[z1cos?t/(z1+2han*cos?)]　　= arccos[24×cos20.561°/(24+2×1×cos14°)] = 29.982°　　?at2 = arccos[z2cos?t/(z2+2han*co

50、s?)]　　= arccos[121×cos20.561°/(121+2×1×cos14°)] = 22.853°　　端面重合度：　　?? = [z1(tan?at1-tan?t)+z2(tan?at2-tan?t)

51、]/2π　　= [24×(tan29.982°-tan20.561°)+121×(tan22.853°-tan20.561°)]/2π = 1.663　　軸向重合度：　　?? = φdz1tan?/π = 1

52、5;24×tan(14°)/π = 1.905　　重合度系數(shù)：　　Z???????????????　?、哂墒娇傻寐菪窍禂?shù)　　Z? = = = 0.985　?、嘤嬎憬佑|

53、疲勞許用應(yīng)力[?H]　　查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為?Hlim1 = 600 MPa、?Hlim2 = 550 MPa。　　計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×631.11×1×5×30

54、0×1×8 = 4.54×108　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 4.54×108/5.06 = 8.98×107　　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:&l

55、t;/p>　　[?H]1 = = = 540 MPa　　[?H]2 = = = 511.5 MPa　　取[?H]1和[?H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即　　[?H] = [?H]2 = 511.5 MPa　　2）試算小

56、齒輪分度圓直徑　　= 　　= 30.459 mm　　（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(zhǔn)備　?、賵A周速度v

57、　　v = = = 1.01 m/s　?、邶X寬b　　b = = = 30.459 mm　　2）計算實際載荷系數(shù)KH　　①由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。　?、诟鶕?jù)

58、v = 1.01 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。　　③齒輪的圓周力　　Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×25.88/30.459 = 1699.334 N　　KAFt1/b = 1.25×1699.334/30

59、.459 = 69.74 N/mm < 100 N/mm　　查表得齒間載荷分配系數(shù)KH? = 1.4。　?、苡杀碛貌逯捣ú榈?級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH? = 1.339。　　則載荷系數(shù)為：　　KH = KAKVK

60、H?KH? = 1.25×1.08×1.4×1.339 = 2.531　　3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑　　d1 = = 30.459× = 38.033 mm　　及相應(yīng)的齒輪模數(shù)

61、mn = d1cos?/z1 = 38.033×cos14°/24 = 1.538 mm　　模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。　　3.幾何尺寸計算　?。?）計算中心距　　a =

62、 = = 149.434 mm　　中心距圓整為a = 150 mm。　　（2）按圓整后的中心距修正螺旋角　　? = = = 14.843°　　即：? = 14°50′35″　?。?）計算大、小齒輪的分度圓

63、直徑　　d1 = = = 49.655 mm　　d2 = = = 250.345 mm　?。?）計算齒輪寬度　　b = ?d×d1 = 1×49.655 = 49.655 mm<

64、;p>　　取b2 = 50 mm、b1 = 55 mm。　　4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度　?。?）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件　　?F = ≤ [?F]　　1）確定公式中各參數(shù)值　　①計算當(dāng)量齒數(shù)

65、　　ZV1 = Z1/cos3? = 24/cos314.843° = 26.569　　ZV2 = Z2/cos3? = 121/cos314.843° = 133.955　?、谟嬎銖澢趶?qiáng)度的重合度系數(shù)Y?　　基圓螺旋角：<

66、/b>　　?b = arctan(tan?cos?t) = arctan(tan14.843°×cos20.561°) = 13.936°　　當(dāng)量齒輪重合度：　　??v = ??/cos2?b = 1.663/cos213.936

67、°= 1.765　　軸面重合度：　　?? = φdz1tan?/π = 1×24×tan14.843°/π = 2.025　　重合度系數(shù)：　　Y? = 0.

68、25+0.75/??v = 0.25+0.75/1.765 = 0.675　?、塾嬎銖澢趶?qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y?　　Y? = 1-?? = 1-2.025× = 0.75　?、苡僧?dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)　　YFa1 = 2.58 YFa2 =

69、 2.16　　YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83　?、萦嬎銓嶋H載荷系數(shù)KF　　由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF? = 1.4　　根據(jù)KH? = 1.339，結(jié)合b/h = 11.11查圖得KF?????????<

70、;b>　　則載荷系數(shù)為　　KF = KAKvKF?KF? = 1.25×1.08×1.4×1.309 = 2.474　?、抻嬎泯X根彎曲疲勞許用應(yīng)力[?F]　　查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為?Flim1 = 500 MPa、?Flim2 = 380 M

71、Pa。　　由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.89　　取安全系數(shù)S=1.4，得　　[?F]1 = = = 303.57 MPa　　[?F]2 = = = 241.57 MPa　　2）齒根彎曲疲

72、勞強(qiáng)度校核　　?F1 = 　　= 　　= 54.946 MPa ≤ [?F]1　　?F2 =

73、= 　　= 51.964 MPa ≤ [?F]2　　齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。　　5.主要設(shè)計結(jié)論　　齒數(shù)z1 = 24、z2 = 121，模數(shù)m = 2 mm，壓力角? = 20°，螺旋角? = 14.

74、843°= 14°50′35″，中心距a = 150 mm，齒寬b1 = 55 mm、b2 = 50 mm。　　6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算　　6.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算　　1.選精度等級、材料及齒數(shù)　?。?）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬

75、度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。　?。?）一般工作機(jī)器，選用8級精度。　?。?）選小齒輪齒數(shù)z3 = 25，大齒輪齒數(shù)z4 = 25×3.9 = 97.5，取z4= 98。　?。?）初選螺旋角? = 13°。　　（5

76、）壓力角? = 20°。　　2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計　　（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即　　1）確定公式中的各參數(shù)值。　　①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)矩<p

77、>　　T2 = 125.75 N/m　?、圻x取齒寬系數(shù)φd = 1。　?、苡蓤D查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE = 189.8 MPa1/2。　?、抻嬎憬佑|疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε 。<

78、;b>　　端面壓力角：　　?t = arctan(tan?n/cos?) = arctan(tan20°/cos13°) = 20.482°　　?at1 = arccos[z3cos?t/(z3+2han*cos?)]　　= arccos[25×c

79、os20.482°/(25+2×1×cos13°)] = 29.661°　　?at2 = arccos[z4cos?t/(z4+2han*cos?)]　　= arccos[98×cos20.482°/(98+2×1×cos13°)] = 23.293

80、76;　　端面重合度：　　?? = [z3(tan?at1-tan?t)+z4(tan?at2-tan?t)]/2π　　= [25×(tan29.661°-tan20.482°)+98×(tan23.293°-tan20.48

81、2°)]/2π = 1.668　　軸向重合度：　　?? = φdz3tan?/π = 1×25×tan(13°)/π = 1.837　　重合度系數(shù)：　　Z?

82、??????????????　?、哂墒娇傻寐菪窍禂?shù)　　Z? = = = 0.987　?、嘤嬎憬佑|疲勞許用應(yīng)力[?H]　　查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為?Hlim1 = 600 MPa、?Hlim2 = 550 MPa。

83、;　　計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×124.73×1×5×300×1×8 = 8.98×107　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 8.98×107/3.9 = 2

84、.3×107　　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:　　[?H]1 = = = 558 MPa　　[?H]2 = = = 522.5 MPa<p&g

85、t;　　取[?H]1和[?H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即　　[?H] = [?H]2 = 522.5 MPa　　2）試算小齒輪分度圓直徑　　= 　　= 52.257 mm

86、?。?）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(zhǔn)備　?、賵A周速度v　　v = = = 0.34 m/s　?、邶X寬b　　b = = =

87、 52.257 mm　　2）計算實際載荷系數(shù)KH　?、儆杀聿榈檬褂孟禂?shù)KA = 1.25。　　②根據(jù)v = 0.34 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.02。　?、埤X輪的圓周力

88、　Ft1 = 2T2/d1t = 2×1000×125.75/52.257 = 4812.752 N　　KAFt1/b = 1.25×4812.752/52.257 = 115.12 N/mm > 100 N/mm　　查表得齒間載荷分配系數(shù)KH? = 1.4。　　④由表用插值法

89、查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH? = 1.454。　　則載荷系數(shù)為：　　KH = KAKVKH?KH? = 1.25×1.02×1.4×1.454 = 2.595　　3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑&

90、lt;p>　　d1 = = 52.257× = 65.797 mm　　及相應(yīng)的齒輪模數(shù)　　mn = d1cos?/z3 = 65.797×cos13°/25 = 2.564 mm　　模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。

91、　　3.幾何尺寸計算　　（1）計算中心距　　a = = = 189.348 mm　　中心距圓整為a = 190 mm。　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角

92、　　? = = = 13.827°　　即：? = 13°49′37″　?。?）計算大、小齒輪的分度圓直徑　　d1 = = = 77.236 mm　　d2 = = = 302.765 mm<

93、p>　?。?）計算齒輪寬度　　b = φd×d1 = 1×77.236 = 77.236 mm　　取b2 = 78 mm、b1 = 83 mm。　　4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度　　（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件<

94、;/p>　　?F = ≤ [?F]　　1）確定公式中各參數(shù)值　?、儆嬎惝?dāng)量齒數(shù)　　ZV3 = Z3/cos3? = 25/cos313.827° = 27.303　　ZV4 = Z4/cos3?

95、 = 98/cos313.827° = 107.029　?、谟嬎銖澢趶?qiáng)度的重合度系數(shù)Y?　　基圓螺旋角：　　?b = arctan(tan?cos?t) = arctan(tan13.827°×cos20.482°) = 12.98

96、4°　　當(dāng)量齒輪重合度：　　??v = ??/cos2?b = 1.668/cos212.984°= 1.757　　軸面重合度：　　?? = φdz3tan?/π = 1

97、15;25×tan13.827°/π = 1.959　　重合度系數(shù)：　　Y? = 0.25+0.75/??v = 0.25+0.75/1.757 = 0.677　?、塾嬎銖澢趶?qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y?　　Y? = 1

98、-?? = 1-1.959× = 0.774　?、苡僧?dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)　　YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17　　YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83　?、萦嬎銓嶋H載荷系數(shù)KF<p

99、>　　由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF? = 1.4　　根據(jù)KH? = 1.454，結(jié)合b/h = 11.56查圖得KF?????????　　則載荷系數(shù)為　　KF = KAKvKF?KF? = 1.25×1.02×1.4×1.424 = 2.5

100、42　?、抻嬎泯X根彎曲疲勞許用應(yīng)力[?F]　　查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為?Flim1 = 500 MPa、?Flim2 = 380 MPa。　　由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.89、KFN2 = 0.93　　取安全系數(shù)S=1.4，得

101、;　　[?F]1 = = = 317.86 MPa　　[?F]2 = = = 252.43 MPa　　2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核　　?F1 = 　　= </p&g

102、t;　　= 77.632 MPa ≤ [?F]1　　?F2 = 　　= 　　= 74.335 MPa ≤ [?F]2　　齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。&l

103、t;p>　　5.主要設(shè)計結(jié)論　　齒數(shù)z3 = 25、z4 = 98，模數(shù)m = 3 mm，壓力角? = 20°，螺旋角? = 13.827°= 13°49′37″，中心距a = 190 mm，齒寬b3 = 83 mm、b4 = 78 mm。　　6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算</p&g

104、t;　　第七部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計　　7.1 輸入軸的設(shè)計　　1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1　　P1 = 1.71 KW n1 = 631.11 r/min T1 = 25.88 Nm　　2.求作用在齒輪上的力<

105、/p>　　已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:　　d1 = 49.655 mm　　則:　　Ft = = = 1042.4 N　　Fr = Ft× = 1042.4× = 392.5 N&

106、lt;/p>　　Fa = Fttan? = 1042.4×tan14.8430 = 276.1 N　　3.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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：　　dmin = A0× = 112×

107、; = 15.6 mm　　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 = 16 mm　　4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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-I

108、I軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 21 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 26 mm。大帶輪寬度B = 50 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(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 48 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。參照工作要求并根據(jù)d23 = 2

109、1 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7205C，其尺寸為d×D×T = 25×52×15 mm，故d34 = d78 = 25 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 15+15 = 30 mm。　　軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 mm。<

110、;/p>　　3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 55 mm，d56 = d1 = 49.655 mm　　4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保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Δ = 16 mm，低速小

111、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(yīng)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 = 83 mm，則　　l45 = b3+c+Δ+s-15 = 83+12+16+8-15 = 104 mm　　l67 = Δ+s-15 = 9 mm　　至此

112、，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)7205C軸承查手冊得a = 12.7 mm　　帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (50/2+50+12.7)mm = 87.7 mm

113、;　　齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (55/2+30+104-12.7)mm = 148.8 mm　　齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (55/2+9+30-12.7)mm = 53.8 mm　　2）計算軸的支反力：　　水平面支反力（見圖b）：　　FNH1 = = = 2

114、76.8 N　　FNH2 = = = 765.6 N　　垂直面支反力（見圖d）：　　FNV1 = = = -459.1 N　　FNV2 = = = 434.8 N　　3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：

115、　　截面C處的水平彎矩：　　MH = FNH1L2 = 276.8×148.8 Nmm = 41188 Nmm　　截面A處的垂直彎矩：　　MV0 = FpL1 = 416.73×87.7 Nmm = 36547 Nmm　　截面C處的

116、垂直彎矩：　　MV1 = FNV1L2 = -459.1×148.8 Nmm = -68314 Nmm　　MV2 = FNV2L3 = 434.8×53.8 Nmm = 23392 Nmm　　分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。　　截面C

117、處的合成彎矩：　　M1 = = 79770 Nmm　　M2 = = 47367 Nmm　　作合成彎矩圖（圖f）。　　4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。　　5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：　　通

118、常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取? = 0.6，則有：　　?ca = = = MPa　　= 6.6 MPa≤[???] = 60 MPa　　故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時

119、，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：　　7.2 中間軸的設(shè)計　　1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2　　P2 = 1.64 KW n2 = 124.73 r/min T2 = 125.75 Nm　　2.求作用在齒輪上的力<p

120、>　　已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：　　d2 = 250.345 mm　　則:　　Ft1 = = = 1004.6 N　　Fr1 = Ft1× = 1004.6× = 378.3 N

121、　　Fa1 = Ft1tan? = 1004.6×tan14.8430 = 266.1 N　　已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：　　d3 = 77.236 mm　　則:　　Ft2 = = = 3256

122、.3 N　　Fr2 = Ft2× = 3256.3× = 1220.5 N　　Fa2 = Ft2tan? = 3256.3×tan13.8270 = 801 N　　3.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(diào)質(zhì)

123、處理，根據(jù)表，?。篈0 = 107，得:　　dmin = A0× = 107× = 25.3 mm　　4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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

124、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 = 25.3 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d12 = d56 = 30 mm。　　2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 35 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油

125、環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 50 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 35 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 43 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 14.5 mm。　　3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由

126、手冊上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 35 mm。　　4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 83 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 81 mm。　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒

127、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(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 16 mm，則　　l12 = T+Δ+s+2 = 16+16+8+2 = 42 mm　　l67 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 16+8+16+2.5+2 = 44.5 mm<p&

128、gt;　　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)7206C軸承查手冊得a = 14.2 mm　　高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (50/2-2+44.5-14.2)mm = 53.3 mm<

129、/p>　　中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (50/2+14.5+83/2)mm = 81 mm　　低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (83/2-2+42-14.2)mm = 67.3 mm　　2）計算軸的支反力：　　水平面支反力（見圖b）：<p&g

130、t;　　FNH1 = = = 1826 N　　FNH2 = = = 2434.9 N　　垂直面支反力（見圖d）：　　FNV1 = = = 189.5 N　　FNV2 = = = -1031.7 N　　3）計算軸的彎

131、矩，并做彎矩圖：　　截面B、C處的水平彎矩：　　MH1 = FNH1L1 = 1826×53.3 Nmm = 97326 Nmm　　MH2 = FNH2L3 = 2434.9×67.3 Nmm = 163869 Nmm　　截面B、C處的垂直彎矩：<

132、;/p>　　MV1 = FNV1L1 = 189.5×53.3 Nmm = 10100 Nmm　　MV2 = FNV2L3 = -1031.7×67.3 Nmm = -69433 Nmm　　分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。　　截面B、C處的合成彎矩

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