二級斜齒輪減速器及故障診斷分析機械制造專業(yè)

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1、 目錄 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 3 1.1設(shè)計題目 3 1.2設(shè)計步驟 3 第二部分 選擇電動機 3 2.1電動機類型的選擇 3 2.2確定傳動裝置的效率 3 2.3計算電動機容量 4 2.4確定電動機功率及轉(zhuǎn)速 4 2.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5 第三部分 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 6 3.1電動機輸出參數(shù) 6 3.2高速軸的參數(shù) 6 3.3中間軸的參數(shù) 6 3.4低速軸的參數(shù) 6 3.5工作機軸的參數(shù) 7 第四部分 普通V帶設(shè)計計算 8 第五部分 減速器高

2、速級齒輪傳動設(shè)計計算 11 5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 11 5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 12 5.3確定傳動尺寸 14 5.4校核齒根彎曲疲勞強度 15 5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 16 5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 16 第六部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 17 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 17 6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 17 6.3確定傳動尺寸 19 6.4校核齒根彎曲疲勞強度 20 6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 21 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 21 第七部分 軸的設(shè)計 22 7.1高速軸設(shè)計計算 22

3、7.2中間軸設(shè)計計算 28 7.3低速軸設(shè)計計算 34 第八部分 滾動軸承壽命校核 40 8.1高速軸上的軸承校核 40 8.2中間軸上的軸承校核 41 8.3低速軸上的軸承校核 42 第九部分 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 43 9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 43 9.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 43 9.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核 44 9.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 44 9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 44 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 45 10.1低速軸上聯(lián)軸器 45 第十一部分 減速器的密封與潤滑 45 11.1減速器的密封 45 11.2

4、齒輪的潤滑 45 11.3軸承的潤滑 46 第十二部分 減速器附件 46 12.1油面指示器 46 12.2通氣器 46 12.3放油孔及放油螺塞 46 12.4窺視孔和視孔蓋 47 12.5定位銷 47 12.6啟蓋螺釘 47 12.7螺栓及螺釘 47 第十三部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 47 第十四部分 設(shè)計小結(jié) 48 第十五部分 參考文獻 49  第一部分 設(shè)計任務(wù)書 1.1設(shè)計題目 展開式二級斜齒圓柱減速器，拉力F=610N，速度v=1.5m/s，直徑D=250mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)

5、：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。 1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.傳動軸的設(shè)計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計 10.聯(lián)軸器設(shè)計 11.潤滑密封設(shè)計 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 第二部分 選擇電動機 2.1電動機類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，

6、Y系列。 2.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 滾動軸承的效率：η2=0.99 V帶的效率：ηv=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98 工作機的效率：ηw=0.97 ηa=η1×η24×η32×ηv×ηw=0.85 2.3計算電動機容量 工作機所需功率為 Pw=F×V1000=610×1.51000=0.92kW 2.4確定電動機功率及轉(zhuǎn)速 電動機所需額定功率: Pd=Pwηa=0.920.85=1.08kW

7、 工作轉(zhuǎn)速： nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×1.53.14×250=114.65rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2～4，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：8～40，因此理論傳動比范圍為：16～160?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16～160)×114.65=1834--18344r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y80M2-2的三相異步電動機，額定功率Pen=1.1kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=2825r/min

8、，同步轉(zhuǎn)速為nt=3000r/min。 方案 型號 額定功率/kW 同步轉(zhuǎn)速(r/min) 滿載轉(zhuǎn)速(r/min) 1 132S-8 1.1 750 710 2 Y90L-6 1.1 1000 910 3 Y90S-4 1.1 1500 1400 4 Y80M2-2 1.1 3000 2825 電機主要尺寸參數(shù) 中心高H 外形尺寸L×HD 安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 鍵部位尺寸F×G 0 0×0 0×0 0 0×

9、;0 0×0 2.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為： ia=nmnw=2825114.65=24.64 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2 高速級傳動比 i1=1.3×iaiv=4 則低速級的傳動比為 i2=3.08 減速器總傳動比 ib=i1×i2=12.32 第三部分 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 3.1電動機輸出參數(shù) P0=1.08kW

10、n0=nm=2825rpm T0=9550000×P0n0=9550000×1.082825=3650.97N?mm 3.2高速軸的參數(shù) PⅠ=P0×ηv=1.08×0.96=1.04kW nⅠ=n0i0=28252=1412.5rpm TⅠ=9550000×PⅠnⅠ=9550000×1.041412.5=7031.5N?mm 3.3中間軸的參數(shù) PⅡ=PⅠ×η2×η3=1.04×0.99×0.98=1.01kW nⅡ=nⅠi1=1412.54=353.12rpm TⅡ=955

11、0000×PⅡnⅡ=9550000×1.01353.12=27315.08N?mm 3.4低速軸的參數(shù) PⅢ=PⅡ×η2×η3=1.01×0.99×0.98=0.98kW nⅢ=nⅡi2=353.123.08=114.65rpm TⅢ=9550000×PⅢnⅢ=9550000×0.98114.65=81631.05N?mm 3.5工作機軸的參數(shù) PⅣ=PⅢ×η1×η2×η2×ηw=0.98×0.99×0.99×0.99×0.

12、97=0.92kW nⅣ=nⅢ=114.65rpm TⅣ=9550000×PⅣnⅣ=9550000×0.92114.65=76633.23N?mm 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:  軸名 功率P(kW) 轉(zhuǎn)矩T(N?mm) 轉(zhuǎn)速(r/min) 傳動比i 效率η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 1.08 3650.97 2825 2 0.96 Ⅰ軸 1.04 1.03 7031.5 6963.89 1412.5 4 0.9702 Ⅱ軸 1.01 1 27315.08 27044.63

13、 353.12 3.08 0.9702 Ⅲ軸 0.98 0.97 81631.05 80798.08 114.65 1 0.96 工作機軸 0.948453608247423 0.92 79003.33 76633.23 114.65 第四部分 普通V帶設(shè)計計算 1.已知條件和設(shè)計內(nèi)容 設(shè)計普通V帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的功率Pd=1.08kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=2825r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動傳動比i=2；設(shè)計的內(nèi)容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。

14、 2.設(shè)計計算步驟 （1）確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故 Pca=KA×P=1.1×1.08=1.188kW （2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。 3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。取小帶輪的基準直徑dd1=75mm。 2）驗算帶速v。按式驗算帶的速度 v=π×dd1×n60×1000=π×75×282560×1000=11.09ms

15、 取帶的滑動率ε=0.02 （3）計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑 dd2=i×dd1×1-ε=2×75×1-0.02=147mm 根據(jù)表，取標(biāo)準值為dd2=150mm。 （4）確定V帶的中心距a和基準長Ld度 根據(jù)式，初定中心距a0=180mm。 由式計算帶所需的基準長度 Ld0=2×a0+π2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×180+π2×75+150+150-7524×180≈

16、721mm 由表選帶的基準長度Ld=700mm。 按式計算實際中心距a。 a≈a0+Ld-Ld02=180+700-7212≈170mm 按式,中心距的變化范圍為160--191mm。 （5）驗算小帶輪的包角αa α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a≈180°-150-75×57.3°170=154.72°>120° （6）計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=2825r

17、/min,查表得P0=1kW。 根據(jù)n1=2825r/min，i=2和A型帶，查表得△P0=0.342kW。 查表的Kα=0.929，表得KL=0.83，于是 Pr=P0+△P0×Kα×KL=1+0.342×0.929×0.83=1.035kW 2）計算帶的根數(shù)z z=PcaPr=1.1881.035≈1.15 取2根。 （6）計算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以 F0=500×2.5-Kα×PcaKα&

18、#215;z×v+q×v2=500×2.5-0.929×1.1880.929×2×11.09+0.105×11.092=58.2N （7）計算壓軸力Fp Fp=2×z×F0×sinα12=2×2×58.2×sin154.72°2=227.16N 帶型 A 中心距 170mm 小帶輪基準直徑 75mm 包角 154.72° 大帶輪基準直徑 150mm 帶長 700mm 帶的根數(shù) 2 初拉力 58.2N

19、帶速 11.09m/s 壓軸力 227.16N 4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪的軸孔直徑d=0mm 因為小帶輪dd1=75 因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下： d1=2.0×d=2.0×0=0mm da=dd1+2×ha=75+2×2.75=80mm B=z-1×e+2×f=32mm （因為帶輪為實心式，所以輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度即L≥B） L=32mm （2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大帶

20、輪的軸孔直徑d=16mm 因為大帶輪dd2=150mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。 因此大帶輪尺寸如下： d1=2.0×d=2.0×16=32mm da=dd1+2×ha=150+2×2.75=156mm B=z-1×e+2×f=32mm C=0.25×B=0.25×32=8mm L=2.0×d=2.0×16=32mm 第五部分 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算 5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓

21、柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。 （2）參考表10-6選用7級精度。 （3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=20×4=81。 實際傳動比i=4 5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×Zβ

22、σH2 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)KHt=1.3 ②小齒輪傳遞的扭矩: T=9.55×106×Pn=9.55×106×1.041412.5=7031.5N?mm ③查表選取齒寬系數(shù)φd=1 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.483° αat1=arccosz1

23、5;cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos20×cos20.48320+2×1×cos13=31.394° αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos81×cos20.48381+2×1×cos13=23.827° εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=20×tan31.394°-tan20.483°+81×ta

24、n23.827°-tan20.4832π=1.631 εβ=φd×z1×tanβπ=1×20×tan13°π=1.47 Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6313×1-1.47+1.471.631=0.728 ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。 Zβ=cosβ=cos13°=0.987 ⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60&

25、#215;n×j×Lh=60×1412.5×1×16×300×10=4.068×109 NL2=NL1u=4.068×1094=1.017×109 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.949，KHN2=1 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1×σHlim1S=0.949×6001=569.4MPa σH2=KHN2×σHlim2S=1×5501=550MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒

26、輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 σH=550MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×7031.51×4+14×2.46×189.8×0.728×0.9875502=20.411mm （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圓周速度ν v=π×d1t×n60×1000=π×2

27、0.411×1412.560×1000=1.509 齒寬b b=φd×d1t=1×20.411=20.411mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①查表得使用系數(shù)KA=1 ②查圖得動載系數(shù)Kv=1.08 ③齒輪的圓周力。 Ft=2×Td1=2×7031.520.411=689N KA×Ftb=1×68920.411=34Nmm<100Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.4 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.468 實

28、際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.08×1.4×1.468=2.22 3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t×3KHKHt=20.411×32.221.3=24.397mm 4）確定模數(shù) mn=d1×cosβz1=24.397×cos13°20=1.189mm，取mn=2mm。 5.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距 a=z1+z2×mn2×cosβ=97.5mm，圓整為98mm

29、 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=acosz1+z2×mn2×a=14.2207° β=14°13'14" （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1×mncosβ=39.201mm d2=z2×mncosβ=156.805mm （4）計算齒寬 b=φd×d1=39.2mm 取B1=45mm B2=40mm 5.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 σF=2×K&#

30、215;T×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12≤σF 1） K、T、mn和d1同前 齒寬b=b2=40 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為： 小齒輪當(dāng)量齒數(shù)： Zv1=z1cos3β=19cos314.2207°=20.859 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)： Zv2=z2cos3β=76cos314.2207°=83.438 查表得： YFa1=2.735，YFa2=2.205 YSa1=1.566，YSa2=1.77

31、8 查圖得重合度系數(shù)Yε=0.689 查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.841 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.875，KFN2=0.88 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力 σF1=KFN1×σFlim1S=0.875×5001.4=312.5MPa σF2=KFN2×σFlim2S=0.88×3801.4=238.86MPa 齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=2×K&

32、#215;T×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=15.218 MPa <σF1 σF2=2×K×T×YFa2×YSa2×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=13.93 MPa <σF2 σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=13.93MPa<σF2=238.86MPa 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

33、大于大齒輪。 5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=43.2mm da2=d2+2×ha=160.8mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=34.2mm df2=d2-

34、2×hf=151.8mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2 2 法面壓力角 αn 20 20 法面齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數(shù) c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左14°13'14" 右14°13'14" 齒數(shù) z 19 76 齒頂高 ha 2 2 齒根高 hf 2.5 2.5 分度圓直徑 d 39.201 156.8

35、05 齒頂圓直徑 da 43.2 160.8 齒根圓直徑 df 34.2 151.8 齒寬 B 45 40 中心距 a 98 98 第六部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。 （2）參考表10-6選用7級精度。 （3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大齒輪齒

36、數(shù)Z2=Z1×i=20×3.08=63。 實際傳動比i=3.136 6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)KHt=1.3 ②小齒輪傳遞的扭矩: T=9.55×106×Pn=9.55×106×1.01353.12=27315.08N?mm ③查表選取齒寬系數(shù)φd=1

37、 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.483° αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos20×cos20.48320+2×1×cos13=31.394° αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=ar

38、ccos63×cos20.48363+2×1×cos13=24.678° εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=20×tan31.394°-tan20.483°+63×tan24.678°-tan20.4832π=1.615 εβ=φd×z1×tanβπ=1×20×tan13°π=1.47 Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6153×1-1.47+1.471.

39、615=0.733 ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。 Zβ=cosβ=cos13°=0.987 ⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh=60×353.12×1×16×300×10=1.017×109 NL2=NL1u=1.017×1093.08=3.302×108 由圖查取接觸疲勞系數(shù)

40、： KHN1=1，KHN2=1.112 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1×σHlim1S=1×6001=600MPa σH2=KHN2×σHlim2S=1.112×5501=611.6MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 σH=600MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×27315.081

41、×3.08+13.08×2.46×189.8×0.733×0.9876002=31.01mm （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圓周速度ν v=π×d1t×n60×1000=π×31.01×353.1260×1000=0.573 齒寬b b=φd×d1t=1×31.01=31.01mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①查表得使用系數(shù)KA=1 ②查圖得動載系數(shù)Kv=1

42、.061 ③齒輪的圓周力。 Ft=2×Td1=2×27315.0831.01=1762N KA×Ftb=1×176231.01=57Nmm<100Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.4 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.473 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.061×1.4×1.473=2.188 3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t×3KHKHt=31.01

43、5;32.1881.3=36.887mm 4）確定模數(shù) mn=d1×cosβz1=36.887×cos13°20=1.797mm，取mn=2.5mm。 6.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距 a=z1+z2×mn2×cosβ=116.74mm，圓整為117mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=acosz1+z2×mn2×a=13.5431° β=13°32'35" （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1

44、15;mncosβ=56.573mm d2=z2×mncosβ=177.434mm （4）計算齒寬 b=φd×d1=56.57mm 取B1=65mm B2=60mm 6.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 σF=2×K×T×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12≤σF 1） K、T、mn和d1同前 齒寬b=b2=60 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正

45、系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為： 小齒輪當(dāng)量齒數(shù)： Zv1=z1cos3β=22cos313.5431°=23.942 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)： Zv2=z2cos3β=69cos313.5431°=75.091 查表得： YFa1=2.735，YFa2=2.248 YSa1=1.566，YSa2=1.746 查圖得重合度系數(shù)Yε=0.694 查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.841 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1

46、=0.88，KFN2=0.916 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力 σF1=KFN1×σFlim1S=0.88×5001.4=314.29MPa σF2=KFN2×σFlim2S=0.916×3801.4=248.63MPa 齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=2×K×T×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=22.601 MPa <σF1 σF2=2×K×T×YFa2&#

47、215;YSa2×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=20.71 MPa <σF2 σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=20.71MPa<σF2=248.63MPa 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。 6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3.125mm h=ha+hf

48、=m×2han*+cn*=5.625mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=61.57mm da2=d2+2×ha=182.43mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=50.32mm df2=d2-2×hf=171.18mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2.5 2.5 法面壓力角 αn

49、 20 20 法面齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數(shù) c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左13°32'35" 右13°32'35" 齒數(shù) z 22 69 齒頂高 ha 2.5 2.5 齒根高 hf 3.125 3.125 分度圓直徑 d 56.573 177.434 齒頂圓直徑 da 61.57 182.43 齒根圓直徑 df 50.32 171.18 齒寬 B 65 60 中心距 a 117 117 第七部分 軸的設(shè)計

50、 7.1高速軸設(shè)計計算 (1)已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=1412.5r/min；功率P=1.04kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=7031.5N?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。 d≥A0×3Pn=112×31.041412.5=10.11mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%

51、dmin=1+0.05×10.11=10.62mm 查表可知標(biāo)準軸孔直徑為16mm故取dmin=16 (4)確定軸的直徑和長度 1）高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準軸徑d12=16mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=30mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 5×5mm(GB/T 1096-2003)，長L=18mm。 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，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 21 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7205AC，其尺寸為d×D&

52、#215;B = 25×52×15mm，故d34 = d78 = 25 mm，則l34 = l78 = B= 15 mm。 由手冊上查得7205AC型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 45 mm，d56 = 43.2 mm 4）軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=18mm，C2=16mm，箱座壁厚δ=8mm，則

53、l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ= 8+18 + 16 + 2+12 + 5 + 24 - 15 -5 = 65 mm 5）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？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Δ，取Δ = 5 mm，低速級小齒輪寬度b3=65mm，則 l45=b3+ Δ3+ Δ1+ Δ-2.5=65+ 15+ 10+ 5-2.5=92.5 mm l67=Δ1+ Δ=10+ 5=15 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 6

54、 7 直徑(mm) 16 21 25 31 43.2 31 25 長度(mm) 30 65 15 92 45 15 15 (5)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核 1)計算作用在軸上的力 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑） Ft1=2×Td1=2×7031.539.201=358.741N 高速級小齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1×tanαcosβ=358.741×tan20°cos14.2207°=134.625N 高速級小齒輪所

55、受的軸向力 Fa1=Ft1×tanβ=358.741×tan14.2207°=91N 第一段軸中點到軸承支點距離La=87.5mm，軸承中點到齒輪支點距離Lb=122.5mm，齒輪中點到軸承支點距離Lc=45mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān) a.在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=227.16N

56、 軸承A處水平支承力： RAH=Fr1×Lb-Q×La-Fa1×d12Lb+Lc=134.625×122.5-227.16×87.5-91×39.2012122.5+45= -31N 軸承B處水平支承力： RBH=Q+Fr1-RAH=227.16+134.625--31=393N b.在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力： RAV=Ft1×LbLb+Lc=358.741×122.5122.5+45= 262N 軸承B處垂直支承力： RBV=Ft1×LcLb+Lc=

57、358.741×45122.5+45= 96N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=-312+2622=263.83N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=3932+962=404.56N c.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩： MAH=0N?mm 截面B在水平面上彎矩： MBH=Q×La=227.16×87.5=19876N?mm 截面C左側(cè)在水平面上彎矩： MCH左=RBH×Lb-Fa1×d12=393×122.5-91

58、5;39.2012=46359N?mm 截面C右側(cè)在水平面上彎矩： MCH右=RAH×Lc=-31×45=-1395N?mm 截面D在水平面上的彎矩： MDH=0N?mm d.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面上彎矩： MAV=0N?mm 截面B在垂直面上彎矩： MBV=0N?mm 截面C在垂直面上彎矩： MCV=RAV×Lc=262×45=11790N?mm 截面D在垂直面上彎矩： MDV=0N?mm e.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩： MA=0N

59、?mm 截面B處合成彎矩： MB=19876N?mm 截面C左側(cè)合成彎矩： MC左=MCH左2+MCV2=463592+117902=47835N?mm 截面C右側(cè)合成彎矩： MC右=MCH右2+MCV2=-13952+117902=11872N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm g.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖 T1=7031.5N?mm h.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩： MVA=0N?mm 截面B處當(dāng)量彎矩： MVB=MB2+αT2=198762+0.6×7031.52=20319N?m

60、m 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩： MVC左=MC左2+αT2=478352+0.6×7031.52=48021N?mm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩： MVC右=MC右=11872N?mm 截面D處當(dāng)量彎矩： MVD=MD2+αT2=02+0.6×7031.52=4219N?mm f.按彎扭合成強度校核軸的強度 其抗彎截面系數(shù)為 W=π×d332=2923.24mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=5846.48mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=16.43MPa 剪切

61、應(yīng)力為 τ=TWT=1.2MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(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 σca=σ2+4×α×τ2=16.49MPa 查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 7.2中間軸設(shè)計計算 (1)已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=353.12r/min；功率P=1.01kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=27315.08N?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由

62、表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。 d≥A0×3Pn=115×31.01353.12=16.32mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準直徑dmin=20mm (4)確定軸的直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 16.32 mm，由軸

63、承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7204AC，其尺寸為d×D×B = 20×47×14mm，故d12 = d56 = 20 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 25 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用定距環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2 = 40 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 = 38 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 25 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 35 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 15 mm。 3）

64、左端滾動軸承采用定距環(huán)進行軸向定位。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟性，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b3= 65 mm，為了使定距環(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 = 63 mm，d23=25mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =40mm，為了使定距環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=38mm，d45=25mm。 5）取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2 =12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置

65、時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ = 5 mm，則 l12=BΔ+Δ1+2=14+5+10+2= 31 mm l56=BΔ+Δ2+2=14+5+12.5+2= 33.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 直徑(mm) 20 25 35 25 20 長度(mm) 31 63 15 38 34 (5)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核 1)計算作用在軸上的力 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑） Ft2=2×Td2=2×27315.08156.8

66、05=348.396N 高速級大齒輪所受的徑向力 Fr2=Ft2×tanαcosβ=348.396×tan20°cos14.2207°=130.742N 高速級大齒輪所受的軸向力 Fa2=Ft2×tanβ=348.396×tan14.2207°=88N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑） Ft3=2×Td3=2×27315.0856.573=965.658N 低速級小齒輪所受的徑向力 Fr3=Ft3×tanαcosβ=965

67、.658×tan20°cos13.5431°=361.324N 低速級小齒輪所受的軸向力 Fa3=Ft3×tanβ=965.658×tan13.5431°=233N 2)計算作用在軸上的支座反力 軸承支點到低速級小齒輪中點距離La=55.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=67.5mm，高速級大齒輪中點到軸承支點距離Lc=45.5mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力 RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22-Fa3×d32La+

68、Lb+Lc=361.324×55.5-130.742×55.5+67.5+88×156.8052-233×56.573255.5+67.5+45.5= 25N 軸承B在水平面內(nèi)支反力 RBH=Fr3-RAH-Fr2=361.324-25-130.742=206N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力 RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=965.658×55.5+348.396×55.5+67.555.5+67.5+45.5= 572N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力 RBV=Ft

69、3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=965.658×67.5+45.5+348.396×45.555.5+67.5+45.5= 742N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=252+5722=572.55N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=2062+7422=770.06N a.繪制水平面彎矩圖 截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩 MAH=MBH=0 截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH右=-RAH×Lc=-25×45.5=-1138N?mm

70、 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH左=Fa2×d22-RAH×Lc=88×156.8052-25×45.5=5762N?mm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH右=RBH×La-Fa3×d32=206×55.5-233×56.5732=4842N?mm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH左=RBH×La=206×55.5=11433N?mm e.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩 MAV=MBV=0N?mm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩

71、MCV=RAV×Lc=572×45.5=26026N?mm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩 MDV=RBV×La=742×55.5=41181N?mm f.繪制合成彎矩圖 截面A和截面B處合成彎矩 MA=MB=0N?mm 截面C右側(cè)合成彎矩 MC右=MCH右2+MCV2=-11382+260262=26051N?mm 截面C左側(cè)合成彎矩 MC左=MCH左2+MCV2=57622+260262=26656N?mm 截面D右側(cè)合成彎矩 MD右=MDH右2+MDV2=48422+411812=4146

72、5N?mm 截面D左側(cè)合成彎矩 MD左=MDH左2+MDV2=114332+411812=42739N?mm b.繪制扭矩圖 T2=27315.08N?mm c.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A和截面B處當(dāng)量彎矩 MVA=MVB=0N?mm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩 MVC右=MC右2+αT2=260512+0.6×27315.082=30778N?mm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVC左=MC左2+αT2=266562+0.6×27315.082=31291N?mm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD右=MD右2+αT2

73、=414652+0.6×27315.082=44586N?mm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD左=MD左2+αT2=427392+0.6×27315.082=45774N?mm d.校核軸的強度 因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。 其抗彎截面系數(shù)為 W=π×d332=1533.2mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=3066.41mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=29.86MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=8.91MPa 按彎扭

74、合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(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 σca=σ2+4×α×τ2=31.72MPa 查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 7.3低速軸設(shè)計計算 (1)已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=114.65r/min；功率P=0.98kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=81631.05N?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許

75、用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。 d≥A0×3Pn=112×30.98114.65=22.9mm 由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7% dmin=1+0.07×22.9=24.5mm 查表可知標(biāo)準軸孔直徑為25mm故取dmin=25 (4)確定軸的直徑和長度 1）輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T1，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則: Tca=KA×T1=106.12N?mm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準GB/T4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX2型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為28mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為62mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 5×5mm(GB/T 1096-2003)，長L=18mm。 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，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d2