機械設計畢業(yè)論文300型船用齒輪箱設計

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文檔簡介

1、　　本科畢業(yè)論文　?。?0 屆）　　300型船用齒輪箱設計　　所在學院 　　專業(yè)班級機械設計制造及自動化

2、 　　學生姓名學號 　　指導教師職稱 　　完成日期年月 　　摘要&

3、lt;p>　　齒輪箱通俗來講就是減數(shù)器，通過幾組齒輪的作用，起到降低轉速、正轉、倒轉的作用，通常與中高速柴油機配套。同時船用齒輪箱還多了推力軸承，及把從螺旋槳傳來的推力通過推力軸承傳到船體上。船用齒輪箱工作原理:大齒輪小齒輪嚙合，高速軸裝小齒輪，低速軸裝大齒輪，軸間速比為反齒數(shù)比。300型船用齒輪箱具有完整獨立的液壓控制系統(tǒng)，倒、順車減速比完全一致，均可傳遞全部功率；離合器特置后端，使您裝拆倍感方便。<

4、;p>　　本文通過確定速比、傳動能力，來計算出模荷比，求出各級速比的傳遞能力。根據(jù)齒輪與齒輪之間的嚙合，齒輪的結構設計在不同的模數(shù)、螺旋角、速比的情況下進行的。軸的設計部分，主要參照了齒輪廠的齒輪箱的結構，設計了三根軸，分別是輸入軸、輸出軸、傳動軸。這樣也要選用比較合適的軸承，根據(jù)不同的軸的結構，選用不同的軸承，并且對軸承還要校核，。齒輪與軸之間通過熱套連接，船用齒輪箱中均采用熱套配合，也對熱套進行大量計算。離合器的主要是濕式摩擦

5、離合器，參照機械設計手冊按杭齒廠要求進行。離合器連接著活塞，彈簧也連接在活塞上，計算彈簧能承受的最大和最小負荷，還有彈簧的圈數(shù)。當然我們不僅要設計出齒輪箱大部分的內部結構，也要計算熱平衡，對齒輪箱也要很好的保養(yǎng)、維修，這樣才使齒輪箱的壽命更加長。　　關鍵詞：軸；液壓控制系統(tǒng)；齒輪；濕式摩擦離合器　　Abstract&

6、lt;/p>　　Gear box is termed the popular said, through several groups of gear, reducing speed, is turned back, and usually, in diesel engine speed. And Marine gearbox also has thrust bearing, and from the pro

7、peller was thrust through the thrust bearing to the hull. Marine gearbox working principle: the round box commonly used to slow! Big gear small gear, gear speed shaft speed, small, big gear axle shaft to reverse gear rat

8、io between ratio. 300 type Marine gearbox has complete independence of the hydraul　　By determining ratio, transmission capacity, to calculate mold is, the ratio of transfer ability. Various The struc

9、ture of design, different modulus, spiral Angle, the ratio of cases, according to the meshing gears and between gear. The main shaft, the design of gear according to the structure design of gear box, the three axis, resp

10、ectively is input shaft, output shaft, transmission shaft. So also should choose more appropriate bearings, according to the different axis structure, choose differe　　Keywords:shaft, The hydraulic co

11、ntrol system, gear, Wet friction clutch　　目錄　　第1章船用齒輪箱的設計任務1　　第2章船用齒輪箱的設計要求2　　第3章傳遞能力計算3　　第

12、4章齒輪的設計5　　4.1 齒輪設計的說明5　　4.2 齒輪速比齒數(shù)的確定5　　4.3 齒數(shù)幾何尺寸計算6　　4.4 漸開線圓柱斜齒輪的強度校核11　　第5章軸的設計18

13、　5.1 軸的結構設計和校核計算說明18　　5.2 軸的疲勞強度校核計算18　　第6章軸承的選用及校核26　　第7章過盈聯(lián)接——熱套的說明與計算30　　第8章其它部件的設計和校核34　　8.1離合器的設計與校核34

14、　　8.2彈簧的設計與校核35　　8.3花鍵聯(lián)接的強度校核37　　8.4熱平衡計算38　　8.5齒輪箱的維修、保養(yǎng)和檢修40　　8.5.1齒輪箱的維修、保養(yǎng)40　　8.5.2一般

15、故障的排除41　　第9章 Solidwork建模42　　9.1傳動軸solidwork建模42　　9.1.1傳動軸中的零件圖實例42　　小結44　　致謝錯誤!未定義書簽。</

16、p>　　參考文獻45　　第1章船用齒輪箱的設計任務　　從各種船用齒輪箱應用情況來看，國內生產的船用齒輪箱的技術水平、整機性能等整體水平都取得了可喜的進步，逐步趕上國際先進水平，滿足用戶的需要，進一步提高了市場競爭力。在某些方面，產品的技術性能甚至超過了國外的產品。提高船用齒輪箱的生產效

17、率和質量，降低生產使用成本，提高整機自動化水平和系統(tǒng)穩(wěn)定性，完善系統(tǒng)功能成為其技術發(fā)展的方向。　　以齒輪箱配件行業(yè)作為切入點，通過對齒輪箱配件行業(yè)特征和統(tǒng)計數(shù)據(jù)的全面分析，確定齒輪箱配件行業(yè)發(fā)展概況和基本特征；運用科學的方法和模型，幫助企業(yè)掌握市場動向，明確齒輪箱配件行業(yè)競爭趨勢；并在此基礎上，對企業(yè)發(fā)展中遇到的經營及管理方面的問題進行有針對性的分析，為企業(yè)解決運行中的阻力提供行之有效的解決思路

18、及方法。　　為了提高船用齒輪箱的知名度，需要的措施有：（1）用戶對產品性能和工藝水平要求日益提高，我們必須提高自己的技術含量和質量。（2）設計制造周期跟市場需求想適應。（3）降低自己的成本，外資公司也紛紛進駐我國，他們憑借雄厚的資本，先進的技術和管理優(yōu)勢，在我國投資辦廠，搶占市場，形成了巨大的沖擊。面臨市場大潮的沖擊，我國的齒輪箱要繼續(xù)生存和發(fā)展，必須提高對市場變化的適應能力。（4）利用國內自己

19、原有的技術，再加上國外的技術，設計出前所指定的齒輪箱，擁有不一樣的技術和功能。　　第2章船用齒輪箱的設計要求　　300型船用齒輪箱具有減速、倒順、離合和承受螺旋槳推力的功能，可與功率202馬力~692馬力，轉速750轉/分~1500轉/分，左轉或右轉的船用柴油機匹配，組成船用動力機組。　　目前船用齒輪箱有三大系

20、列：功率系列、速比系列和中心距系列。有同中心輸出、水平異中心輸出的形式。300型齒輪箱是傳遞能力為0.30馬力/轉/分的速比系列，速比i從2~6，各檔速比差為0.5的產品。在整個系列產品的設計中，均以i=3.5傳遞能力0.30馬力/轉/分為基型進行設計的。當i=改變時只需改變齒輪齒數(shù)，其它零件均不變，這符合系列化、通用化、標準化的原則。　　在本產品的設計中參考了杭州齒輪箱廠，確定出中心距a=26

21、4mm，N/n=0.30馬力/轉/分的系列產品。　　實現(xiàn)數(shù)比系列化，通用化和標準化，選用速比為3.5時傳遞能力0.30馬力/轉/分為基準，按船規(guī)算出模荷比q和負荷系數(shù)R，使之滿足船規(guī)，然后以它的模荷比為基準算出各級速比的傳遞能力。　　300型船用齒輪箱設計任務書中規(guī)定了中心距為264mm，額定傳遞能力為N/n=0.30馬力/轉/分的要求，實際上就是限制了

22、齒輪的模數(shù)及齒輪的齒數(shù)和，在這種條件下得考慮船用特點：重量輕，體積小。接排換向柔和、平穩(wěn)，安全可靠且具有一定的超載能力。　　300型船用齒輪箱，它主要由箱體、輸入軸部件、傳動軸部件和輸出軸部件組成，它是將輸入軸部件的輸入軸，傳動軸部件的傳動軸和輸出軸部件的輸出軸分別通過軸承安裝在箱體上，輸入軸前端通過前聯(lián)軸器及高彈聯(lián)軸器與動力相聯(lián)，輸入軸的前端熱套有輸入傳動齒輪，中間布置輸入主動齒輪，該輸入主動

23、齒輪通過兩只軸承安裝在箱體上；一輸入軸離合器布置在輸入傳動齒輪內，離合器一邊有活塞，活塞通過液壓油腔與液壓控制系統(tǒng)相連；在傳動軸上也同樣安裝有傳動傳動齒輪和傳動主動齒輪以及傳動軸離合器；輸入軸與傳動軸上的輸入傳動齒輪和傳動傳動齒輪相互嚙合，輸入軸和傳動軸上的輸入主動齒輪和傳動主動齒輪同時與輸出軸上的從動齒輪嚙合，輸出軸外接后聯(lián)軸器與船舶尾軸相聯(lián)。　　第3章傳遞能力計算&

24、lt;p>　　容量配套說明　　1. 容量配套是提供用戶使用，用戶可由配套圖查得相應的齒輪箱與主機匹配，以使主機的功率充分發(fā)揮，它也是我們的齒輪箱和軸的校核依據(jù)。　　在計算配套圖的過程中，為實現(xiàn)數(shù)比系列化，通用化和標準化，選用速比為3.5時傳遞能力0.30馬力/轉/分為基準，按船規(guī)算出模荷比q和負荷系數(shù)R，使之滿

25、足船規(guī)，然后以它的模荷比為基準算出各級速比的傳遞能力。　　2. 配套容量的計算　　典型速比 3.5：1　　傳遞能力 N/n=0.30馬力/轉/分　　傳遞扭矩（N mm）（kg.cm）　　即

26、（kg/mm）　　船用齒輪箱中，模荷比q及負荷系數(shù)R需均符合船規(guī)則:　　模荷比（kg/cm.mm）　　負荷系數(shù) (kg/km2)　　可見對船規(guī)要求q’=70~80kg/cm.mm q≤40kg/cm2 還有較大的余量，所以齒輪安全</p&

27、gt;　　為了充分發(fā)揮主機的功率，現(xiàn)計算在各速比情況下齒輪箱的能力：　　當i=1.97時（kg.cm）　?。R力/轉/分）取N/n=0.46馬力/轉/分　　當i=2.44時（kg.cm）　?。R力/轉/分）取N/n=0.4馬力/轉

28、/分　　表1.1 i=2.91， 4.06，4.62，4.95，5.56，5.95　　配套柴油機：SAEJ617　　根據(jù)以上計算作出容量配套圖見圖1.1。　　圖3.1容量配套圖<b&g

29、t;　　第4章齒輪的設計　　4.1 齒輪設計的說明　　300型船用齒輪箱設計任務書中規(guī)定了中心距為264mm，額定傳遞能力為N/n=0.30馬力/轉/分的要求，實際上就是限制了齒輪的模數(shù)及齒輪的齒數(shù)和，在這種條件下得考慮船用特點：重量輕，體積小。接排換向柔和、平穩(wěn)，安全可靠且具有一定的超載能力，因此在設計及工藝上采用以下措施：<

30、;/p>　　1．在材料上采用高級合金鋼20CrMnTi。鎳鉻或鉻鉬等高級合金鋼的抗彎曲好，淬透性好，容易保證，硬面齒HRC56~62，軟齒芯HRC30~40的要求，使齒面耐磨且抗沖擊。　　2．采用高硬度齒面。齒面硬化的方法主要是滲碳淬火，與調質的軟齒面相比，硬齒面齒面的負荷系數(shù)k可大大提高。　　3．采用較大的螺旋角。一般零件設

31、計書指定?=8°~12°，為提高承載能力，船用齒輪箱規(guī)定β≥12°，在滿足中心距及速比的情況下，湊出齒數(shù)及螺旋角或前一螺旋角是速比i=2~4，后一螺旋角是速比i=4.5~6，同時減少沖擊，增加了平穩(wěn)性。　　4．模數(shù)的選擇。它是結合船規(guī)、齒數(shù)加工工藝及裝配中軸承尺寸等因素。在i=2~6中各速比均采用標準傳動Mn=6mm，由于隨著速比增大。模數(shù)不變使得中心距加大，若使中

32、心距保持不變，必須使齒輪箱的傳動能力降低。本設計為了不減小傳遞能力采用兩只箱體，從i=2~4為一只，i=4.5~6為另一只，內部結構除了換齒輪（從動）外，其余結構不變。　　4.2 齒輪速比齒數(shù)的確定　　300型船用齒輪箱，它主要由箱體、輸入軸部件、傳動軸部件和輸出軸部件組成，它是將輸入軸部件的輸入軸，傳動軸部件的傳動軸和輸出軸部件的輸出軸分別通過軸承安裝

33、在箱體上，輸入軸前端通過前聯(lián)軸器及高彈聯(lián)軸器與動力相聯(lián)，輸入軸的前端熱套有輸入傳動齒輪，中間布置輸入主動齒輪，該輸入主動齒輪通過兩只軸承安裝在箱體上；一輸入軸離合器布置在輸入傳動齒輪內，離合器一邊有活塞，活塞通過液壓油腔與液壓控制系統(tǒng)相連；在傳動軸上也同樣安裝有傳動傳動齒輪和傳動主動齒輪以及傳動軸離合器；輸入軸與傳動軸上的輸入傳動齒輪和傳動傳動齒輪相互嚙合，輸入軸和傳動軸上的輸入主動齒輪和傳動主動齒輪同時與輸出軸上的從動齒輪嚙合，輸出軸

34、外接后聯(lián)軸器與船舶尾軸相聯(lián)。　　圖4.1傳動系統(tǒng)圖　　表4-1齒輪速比　　注：正轉時 Z1 Z2嚙合　　反轉時 Z3 Z4 ，Z5 Z2嚙合

35、　4.3 齒數(shù)幾何尺寸計算　　1.已知 Mn=6mm a=264mm n=20°　　端面模數(shù) mm　　端壓力角 　　法向周節(jié) mm　　齒頂高 mm&l

36、t;/p>　　齒根高 mm　　齒根全 mm　　速比i=3.5齒輪幾何計算（基型）　　Z1=19 Z2=67　　分度圓直徑： mm<p&

37、gt;　　mm　　基圓直徑： mm　　mm　　頂圓直徑： mm　　mm

38、　根圓： mm　　mm　　當量齒數(shù)： mm　　mm 　　跨齒數(shù)： mm　　mm &

39、lt;p>　　取k1=3　　取k2=8　　公法線長度：　　mm　　mm<

40、;/p>　　重合度計算：　　端面齒頂壓力角 　　嚙齒角 　　端面重合度 　　軸向重合度

41、　總重合度 　　2.已知：Mn=6 a=363 n=20°　　端面模數(shù) mm　　端面壓力角 　　法向周節(jié) mm　　齒頂高 mm

42、　　齒根高 mm　　齒根全 mm　　1）i=4.62 Z1=21 Z2=97　　分度圓直徑： mm　　mm</

43、b>　　基圓直徑： mm　　mm　　頂圓直徑： mm　　mm　　根圓： mm<b&

44、gt;　　mm　　當量齒數(shù)： 　　跨齒數(shù)： 　　取k1=3　　取k2=12

45、;　　公法線長度： 　　mm　　重合度計算：　　端面齒頂壓力角 　　嚙齒角

46、 　　端面重合度 　　軸向重合度 　　總重合度 　　2.傳動齒輪幾何計算　　1) i=2~4 各速比的傳動齒數(shù)幾何計算：　　已知：Mn=

47、6 a=264 n=20° Z3=Z4=43　　端面模數(shù) mm 　　端壓力角 　　法向周節(jié) mm　　齒頂高 mm　　齒根高 mm&l

48、t;/p>　　齒根全 mm　　分度圓直徑： mm 取d=264 mm　　基圓直徑： mm　　頂圓直徑： mm　　根圓： mm　　當量齒數(shù)：

49、;　　跨齒數(shù)： 　　取k3=6　　公法線長度：　　mm　　重合度計算：&l

50、t;/b>　　端面齒頂壓力角 　　嚙齒角 　　端面重合度 　　軸向重合度 　　總重合度

51、;　　2)i=4.5~6 各速比的傳動齒數(shù)幾何計算：　　已知： Mn=6 a=363mm β=12°47’06” n=20° Z3=Z4=59　　端面模數(shù) mm　　端壓力角

52、;　　法向周節(jié) mm　　齒頂高 mm　　齒根高 mm　　齒根全 mm　　分度圓直徑： mm 　　基圓直徑： 264cos20°25’ 37 ” =247.398

53、 mm　　頂圓直徑： mm　　根圓： mm　　當量齒數(shù)： =63.615 　　跨齒數(shù)： 0.016011, 0.014904)= 63.282　　Z3’+0.5

54、=63.282+0.5=7.4 取k3=8　　公法線長度：　　mm　　重合度計算：　　端面齒頂壓力角 <

55、;p>　　嚙齒角 　　端面重合度 　　軸向重合度 　　總重合度 　　4.4 漸開線圓柱斜齒輪的強度校核　　1.300型減速比i=3.5齒輪的強度校核：

56、;　　材料20CrMnTi表面滲碳淬火 HRc=56~62　　機械性能 ?B=1100Mpa ?C=850Mpa 　　原始數(shù)據(jù) Mn=6mm n=20° Z1=19 Z2=67 N/n=0.30馬力/轉/分　　n=1000rPm

57、 a=264mm .　　b小=150mm b大=140mm d1=116.651 mm d2=411.349 mm　　?=1.62 ?=1.69 齒輪精度 7-6-6-DC　　1）按齒面接觸強度校核：　　a）接

58、觸應力安全系數(shù) 　　潤滑系數(shù) 　　其中　　30#機械油 V50°=30m2/s　　粗糙度系數(shù)： 　　其中C=0.0

59、8 　　速度系數(shù)： 　　其中 m/s 　　v1=6.11 m/s 　　齒面工作硬化系數(shù) Zw=1　　接觸疲勞極限系數(shù) ?Hl

60、in=1550Mpa　　許用接觸疲勞應力 Mpa　　b）計算接觸應力 ?H　　?H=189.8　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) 　　基因上的螺旋角 <

61、;p>　　重合度系數(shù) 　　額定扭矩（kg/cm）=2105775Nmm　　圓周力 N　　應力系數(shù) KA=1.25　　動載荷系數(shù)

62、 Kv=1+3.5QⅡ2VZ1（2+）-110-5　　QⅡ為齒輪第二公差組粗糙度等級取大小齒輪大值即QⅡ=6　　所以　　齒向載荷分布系數(shù)：KH?=1+0.02QⅢ+（QⅢ2-14）/105+0.18（b/d1）2　　其中QⅢ意義同QⅡ

63、即QⅢ=6 b為大小齒輪小值即b=140　　所以　　齒間載荷分布系數(shù) 　　所以接觸應力 　　即 ?H < ?HP 安全<p&

64、gt;　　按齒根彎曲強度校核：　　a）齒根許用彎曲應力?FP 　　彎曲應力安全系數(shù) SF=1.5　　彎曲疲勞極限應力 　　裝置系數(shù) YD=0.9　　相對齒根圓角敏感四系數(shù)

65、 　　取rf30=1　　相對表面狀況系數(shù) R=　　由于Rto=3.2um< 15um 取YR=1　　尺寸系數(shù) 　　所以許用彎曲應力

66、 　　b) 齒根計算彎曲應力　　復合齒形系數(shù) YFS 由［1］圖22 查得YFS2=3.95 YFS1=4.55　　重合度系數(shù) 　　螺旋角系數(shù) 　　KA KV

67、　　計算彎曲應力 　　即 ?f < ?fP 安全　　3）齒輪的船規(guī)校核：　?。╧g/cm.mm）　?。╧g/cm2）

68、　　以上符合船規(guī) q=70~80 kg/cm.mm k≤40（kg/cm.mm）的要求。所以齒輪安全。　　2.300型減速比i=5.95齒輪的強度校核：　　材料20CrMnTi表面滲透淬火 HRc=56~62　　機械性格 ?B=1100Mpa ?C=850Mpa </

69、p>　　原始數(shù)據(jù) Mn=6mm n=20° Z1=17 Z2=101 N/n=0.27馬力/轉/分　　n=1000rPm a=363mm 　　b小=150mm b大=140mm d1=104.5925 d2=621.4025&l

70、t;p>　　?=1.625 ? =1.76 齒輪精度 7-6-6-DC　　1）按齒面接觸強度校核：　　a）許用接觸應力 ?HP　　接觸疲勞極限應力 　　接觸應力安全系數(shù) Sh=1.25

71、潤滑系數(shù) 　　其中　　30#機械油 V50°=30m2/s　　粗糙度系數(shù)： 　　其中C=0.08 　　速度系數(shù)：

72、 　　其中 m/s 　　齒面工作硬化系數(shù) Zw=1　　接觸疲勞極限系數(shù) 　　許用接觸疲勞應力 Mpa　　b）計算接觸應力

73、 ?H　　?H=189.8　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) 　　基因上的螺旋角 　　重合度系數(shù) 　　額定扭矩

74、（kg/cm）=1895197.7Nmm　　圓周力 N　　應力系數(shù) KA=1.25　　動載荷系數(shù) Kv=1+3.5QⅡ2VZ1（2+）-110-5　　QⅡ為齒輪第二公差組粗糙度等級取大小齒輪大值即QⅡ=6<p

75、>　　所以　　齒向載荷分布系數(shù)：KH?=1+0.02QⅢ+（QⅢ2-14）/105+0.18（b/d1）2　　其中QⅢ意義同QⅡ 即QⅢ=6 b為大小齒輪小值即b=140　　所以<p&g

76、t;　　齒間載荷分布系數(shù) 其中fpb=14　　所以接觸應力 　　即 ?H< ?HP 安全　　按齒根彎曲強度校核：　　a）齒根許用彎曲應力FP 　　彎曲應力安全系數(shù)

77、 SF=1.5　　彎曲疲勞極限應力 　　裝置系數(shù) YD=0.9　　相對齒根圓角敏感四系數(shù) 　　取rf30=1

78、;　　相對表面狀況系數(shù) R=　　由于Rto=3.2um< 15um 取YR=1　　尺寸系數(shù) 　　所以許用彎曲應力 　　b) 齒根計算彎曲應力　　復合齒形系數(shù) YFS 由［1］圖22 查得

79、YFS2=3.95 YFS1=4.55　　重合度系數(shù) 　　螺旋角系數(shù) 　　KA KV 見1.1）（b）　　計算彎曲應力 　　即 ?f < ?fP

80、安全　　3）齒輪的船規(guī)校核：　?。╧g/cm.mm）　?。╧g/cm2）　　以上符合船規(guī) q=70~80 kg/cm.mm k≤40（kg/cm.mm）的要求。所以齒輪安全。&l

81、t;b>　　第5章軸的設計　　5.1 軸的結構設計和校核計算說明　　參照杭州廠300型齒輪箱的結構，采用主軸為空套齒輪的扭力軸，并且前端由輸入聯(lián)軸節(jié)座與輸入軸花鍵軸花鍵聯(lián)接，置于前端，主動齒輪通過后端面用內六角頭螺釘與離合器外殼聯(lián)為一體，后端的傳動齒輪與輸入軸用花鍵聯(lián)接，傳動齒輪內腔兼作離合器油缸，使軸的彎矩作用在箱體上，從而

82、使箱體結構緊湊，聯(lián)軸節(jié)座中間的扭力軸只傳遞扭矩。由于扭力軸的性能要求較多，同時結構小，所以采用了熱處理性能好的材料38CrMoAlA，需進行表面滲透處理，以提高耐磨性及抗疲勞強度。　　輸出軸與輸出法蘭制成一體，使結構緊湊，可靠。　　本結構設計中，把離合器安排在齒輪箱的后端，便于維修和更換整臺機器中最容易壞的摩擦片。

83、;　　5.2 軸的疲勞強度校核計算　　1 扭力軸的設計校核　　1）扭力軸的設計　　材料：38CrMoAlA 調質　　機械性能：?B=1000Mpa ?S=850Mpa ?-1=495Mpa τ-1=285Mpa<

84、/p>　　額定輸入扭矩 M=2105775N.mm　　參照船規(guī)扭力軸直徑d的計算公式：　　d≥100=100=45.6mm　　取 d=60mm　　2）扭力軸的校核：

85、　　圖5.1扭力矩的校核圖　　漸開線花鍵參數(shù)：m=2.5 z=23 =30° D=60　　齒根圓直徑： 　　分度圓弧齒厚：<b&

86、gt;　　抗扭剖面模數(shù)：　　剖面上的扭轉應力：　　有效應力集中系數(shù)： Rτ=1.58 　　尺寸系數(shù)： ?τ=0.82 　　表面質量系數(shù)： ?

87、τ=0.8 　　表面強化系數(shù)： ?q=1.2 　　所以綜合系數(shù)值： 　　材料特性系數(shù)： ψτ=0.1　　所以安全系數(shù)：

88、　　所以安全　　2 輸入軸齒輪軸的設計校核：（基型i=3.5）　　材料：20CrMnTi　　機械性能：?B=1100Mpa ?S=850Mpa ?-1=516Mpa τ-1=298Mpa　　1)作用力：&

89、lt;/p>　　額定扭矩：M=2105775N.mm 分度圓直徑 d1=116.651mm　　內孔徑 d’=60.5mm 齒根圓直徑 df=101.651mm　　圓周力：（N）　　軸向力：（N）&l

90、t;/b>　　徑向力：（N）　　2)初步估計軸的尺寸：　　要求最小齒輪的齒頂圓直徑大于齒輪軸直徑，且齒輪軸齒根圓到內孔的距離mm，同時結合軸承的壽命，取軸承d=110mm，齒輪軸的直徑D =100mm　　3）支點受力：&

91、lt;/p>　　圖5.2支點受力圖　　水平方向：（N）=RH2　　. 垂直方向：　　所以（N）　?。∟）

92、　　RV’=Fa=7728.85（N）　　合成力： (N)　　(N)　　RV’=7728.85(N)　　4）計算彎矩扭及作圖　　水平方向：（N.mm）&

93、lt;/p>　　垂直方向：（N.mm）　?。∟.mm）　　合成彎矩： (N.mm)　　扭矩 M=2105775(N.mm)　　彎矩合成： (N.mm)&l

94、t;b>　　(N.mm)　　以Mca2來校核。　　1)按彎扭合成應力校核軸的強度　　彎曲剖面模數(shù) mm3　　抗扭剖面模數(shù) mm3

95、Mpa　　按表15-4 對于的合金鋼承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力［］Ⅲ=90Mpa＞ca=15.7Mpa 故安全。　　6）精確校核疲勞強度：　　圖5.3精確校核疲勞強度圖　　從應力集中對軸的疲勞強度來看，剖面Ⅱ處及Ⅲ處過盈配合引起的應力集中最

96、嚴重，從受載情況來看，從受載情況來看，剖面ⅠMca2最大，Ⅲ與Ⅱ配合情況相同，但Ⅱ處還承受扭矩作用，相反Ⅲ剖面不承受，故不必校核Ⅲ—Ⅲ面。Ⅰ面應力集中不大，但軸徑最大也不必校核，所以只校核Ⅱ—Ⅱ剖面。　　抗彎剖面模數(shù)： mm3　　抗扭剖面模數(shù)：mm3　　作用于剖面Ⅱ—Ⅱ的彎矩：Nmm<

97、;p>　　作用于剖面Ⅱ—Ⅱ的扭矩：M=2105775Nmm　　剖面上彎矩應力 Mpa　　剖面上的扭矩剪應力 Mpa　　各系數(shù)的選擇：　　過渡圓角v=0.2 有效應力集中系數(shù)R?=2.22 K?

98、=1.62　　尺寸系數(shù) ??=0.62 ε?=0.78　　表面質量系數(shù)： ??=β?=0.78　　表面強化系數(shù)： βq=1.2　　材料特性系數(shù)： ψ?=0.2 ψ?=0.1

99、計算綜合系數(shù)： 　　計算安全系數(shù)：　　故齒輪軸安全.　　3 輸出軸的設計及校核：　　材料： 40Cr 調質 HB241~286<p&g

100、t;　　機械性能： ?β=700Mpa ?s=500Mpa　　?-1=340Mpa τ-1=185Mpa　　1）輸出軸上的功率P3、轉速n3和扭矩T　　齒輪箱機械效率 η=0.96 i=3.5　　齒輪箱機械效率 n=750~1500rPm

101、 　　傳遞能力 N/n=0.3馬力/ rPm　　所以功率馬力　　則輸出功率馬力　　輸出轉速 rPm　　輸出扭矩 N.mm

102、　　2）作用在齒輪上的力　　圓周力：（N）　　軸向力：（N）　　徑向力：（N）　　1)初步確定軸的最小直徑　　由于軸材料40Cr 則取Ao=98.0

103、　馬力　　所以mm　　圓整取d3軸=90mm d’=110mm　　軸上的支反力　　水平方向（N）&l

104、t;p>　　（N）　　圖5.4軸上的支反力圖　　垂直方向：　?。∟）　?。∟）<p&

105、gt;　　合成力： (N)　　(N)　　5）計算彎矩扭及作圖　　水平彎矩：（N.mm）　　垂直彎矩：（N.mm）　?。∟.mm）<

106、;/b>　　合成彎矩： (N.mm)　　(N.mm)　　扭矩 (N.mm)　　彎矩合成： (N.mm)　　(N.mm)

107、　　以 (N.mm)來校核。　　6)按彎扭合成應力校核軸的強度　　抗彎剖面模數(shù) mm3　　抗扭剖面模數(shù) mm3 　　Mpa　　對于的合金鋼承受對稱循環(huán)變應

108、力時的許用應力［］Ⅲ=故安全。　　7）精確校核疲勞強度：　　從應力集中對軸的疲勞強度來看，剖面Ⅰ—Ⅱ為過盈配合，應立集最嚴重，且整個軸徑相同，但Ⅱ—Ⅱ左側受扭受彎，右側也受扭受彎，但無應力集中，故只校核Ⅱ—Ⅱ剖面左側.　　作用于剖面Ⅱ—Ⅱ的彎矩： N.mm　　作用于剖面Ⅱ

109、—Ⅱ的扭矩： N.mm　　剖面上彎矩應力 Mpa　　剖面上的扭矩剪應力 Mpa　　各系數(shù)的選擇：　　表面質量系數(shù)： ??=βτ=0.92　　表面強化系數(shù)： βq

110、=1　　材料特性系數(shù)： ψ?=0.2 ψτ=0.1　　計算綜合系數(shù)： 　　計算安全系數(shù)：　　故齒輪軸安全.

111、　第6章軸承的選用及校核　　1. 齒輪軸上的軸承的選用和校核：　　已知FrⅠ=18543.72N FrⅡ=20259.3N Fa=7728.85N　　額定壽命 Lh=10000小時 n=1000rPm　　1)初步選擇：

112、;　　由于轉速高，且左邊軸承要承受少量的軸向力，選用向心滾子軸承.軸承Ⅰ選用內、外圈都有擋邊的圓柱滾子軸承型號42000軸承Ⅱ只承受徑向力要用內圈定位，選用型號2000軸承。　　由表20-17查得即（N）　?。∟）　　由表20-8

113、當Lh=10000h 查得　　由表20-9 當n= 1000rPm時查得速度系數(shù)　　由公式20-3 得：（N）　　（N）　　由表20-17 選用軸承Ⅰ42222 軸承Ⅱ2222

114、　　2)校核：　　軸承Ⅰ：　　其中 ft-軸承工作環(huán)境溫度≤100℃ 即ft=1　　由表20-8 查得額定壽命，滿足要求　　軸承Ⅱ： </p&g

115、t;　　由表20-8 查得額定壽命，滿足要求　　所以此對軸承完全安全.　　2.輸入軸的軸承的選用和校核：　　圖6.1輸入軸軸承的選用和校核圖　　額定扭矩： N.mm 分度圓直徑d=264 　　圓周力：

116、（N）　　軸向力：（N）　　徑向力：（N）　　水平方向：（N）　?。∟）　　. 垂直方向：<p

117、>　　所以（N）　?。∟）　?。∟）　　合成力： (N)　　(N)　　(N

118、)　　則軸承的徑向力 FrⅠ=2609.2(N) FrⅡ=14579.6(N) 軸向力(N)　　1)初步選擇：　　由于軸的轉速較高且軸承Ⅰ既受軸向力，又承受徑向力故軸承Ⅰ型號46000

119、由表20-24查得　　所以N　　由表20-8查當得　　由表20-9查當得　　由公式20-3得 N　　由表20-24選用軸承為

120、46222　　軸承Ⅱ雖然只承受徑向力，但由于端面要裝端蓋故選用42000型.　　由表20-17查得 　　由表20-8查得得　　由表20-9查得得　　由公式20-3得： <p&

121、gt;　　由表20-17 取軸承Ⅱ42221　　2) 校核：　　軸承Ⅰ: 　　由表20-8查得額定壽命　　滿足要求&

122、lt;b>　　軸承Ⅱ: 　　由表20-8查得額定壽命 　　所以此對軸承安全.　　3. 輸出軸軸承的選用和校核：　　已知FrⅠ=28556.75N FrⅡ=11814.8N Lh=10000h&l

123、t;/p>　　Fa=7728.85N Ps=5000kgf n=286rPm　　1)初步選取　　由于軸承既受軸向力又承受徑向力且軸向載荷較小，故選用向心軸承與向心推力軸承組合.即初選軸承Ⅰ42000軸承Ⅱ42000與46000型組成.<

124、;p>　　由于輸出軸還受螺旋槳推力的作用，故需要能承受軸向力較大的推力向心球面滾子軸承9069400型。　　由于輸出軸的結構已定。則取軸承Ⅰ42222 （）　　力較大的推力向心球面滾子軸承9069400型.　　由于輸出軸的結構已定，則取軸承Ⅰ42222 （）<

125、b>　　2) 校核：　　軸承I 　　Ft-軸承工作環(huán)境溫度系數(shù) t≤100℃ ft=1　　由表20-8查得額定壽命 　　軸承Ⅱ 42222 <b&

126、gt;　　則即 　　46222： 　　所以N　　軸Ⅲ 　　由表20-8查所以此軸上所有軸承安全.　　第7章過

127、盈聯(lián)接——熱套的說明與計算　　一般來講齒輪與軸之間都是通過鍵來聯(lián)接的，但這種配合方法存在著不少缺點：軸與配合件在鍵槽處會產生應力集中，降低零件的強度。　　鍵聯(lián)接從理論上講雖然能較均勻地傳遞扭矩，其實不然，由于軸與齒輪或聯(lián)軸節(jié)的鍵多少存在著間隙.很難保證同軸度，在齒輪傳動過程中受力不均，造成齒輪傳動精度降低，軸承損加快。<p&

128、gt;　　目前許多船用齒輪箱中均采用熱套配合?？梢员苊庖陨先秉c。過盈配合隨著環(huán)境和工作溫度的變化，齒輪和軸均勻地膨脹，既保證了同軸度，又提高了配合件的強度。　　離合器內殼與輸入熱套配合計算　　配合直徑 d=60mm d1=0 d2=144mm　　配合長度 l=80mm 摩擦系數(shù) f=0.12</

129、p>　　被包客件軸包客件離合器內殼　　材料 38CrMoAlA 45#　　彈性模數(shù) 　　泊桑比 u1=0.3 u2=0.3　　膨脹系數(shù) /℃ /℃

130、　　屈服極限 　　要求傳遞扭矩 N.mm　　要求傳遞的軸向力 N　　過盈量的計算：　　最小過盈量的計算min　　配合面的單位最小壓力</p&g

131、t;　　其中被圍件的剛性系數(shù) 　　包容件的剛性系數(shù) 　　所以　　最大過盈量的計算：　　零件不產生變形所容許的最大壓力Pmax<p&g

132、t;　　被包容件 　　包容件 　　其中 　　確定配合尺寸　　條件：必須保證傳遞負荷所選的配合的最小過盈&l

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