二級圓柱斜齒輪減速器設(shè)計(jì)【F=3200 V=1.15 D=400】【CAD圖紙和說明書】

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減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.50設(shè)計(jì)小結(jié).52參考文獻(xiàn).53第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 3200N，V = 1.15m/s，D = 400mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/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(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)和展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.960.9940.9720.990.96=0.825h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=1.15m/s工作機(jī)的功率Pw:Pw=FV1000=32001.151000=3.68Kw電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:Pd=Pwa=3.680.825=4.46Kw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=601000VD=6010001.15400=54.9rmin 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)54.9 = 878.48784r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG132mm47531521614012mm388010333.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nmn=144054.9= 26.23（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0i 式中i0,i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=2，則減速器傳動(dòng)比為:i=iai0=26.232=13.12取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動(dòng)比為:i12=1.3i=1.313.12=4.13則低速級的傳動(dòng)比為:i23=ii12=13.124.13=3.18第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI=nmi0=14402=720rmin中間軸：nII=nIi12=7204.13=174.33rmin輸出軸：nIII=nIIi23=174.333.18=54.82rmin工作機(jī)軸：nIV= nIII=54.82rmin（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI= Pd1=4.460.96=4.28Kw中間軸：PII= PI23=4.280.990.97=4.11Kw輸出軸：PIII= PII23=4.110.990.97=3.95Kw工作機(jī)軸：PIV= PIII24=3.950.990.99=3.87Kw則各軸的輸出功率：輸入軸：PI= PI2=4.280.99=4.24Kw中間軸：PII= PII2=4.110.99=4.07Kw輸出軸：PIII= PIII2=3.950.99=3.91Kw工作機(jī)軸：PIV= PIV2=3.870.99=3.83Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9550Pdnm=95504.461440=29.58Nm輸入軸：TI=9550PInI=95504.28720=56.77Nm中間軸：TII=9550PIInII=95504.11174.33=225.15Nm輸出軸：TIII=9550PIIInIII=95503.9554.82=688.12Nm工作機(jī)軸：TIV=9550PIVnIV=95503.8754.82=674.18Nm各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI= TI2=56.770.99=56.2Nm中間軸：TII= TII2=225.150.99=222.9Nm輸出軸：TIII= TIII2=688.120.99=681.24Nm工作機(jī)軸：TIV= TIV2=674.180.99=667.44Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1，故Pca= KAPd=14.46=4.46Kw2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 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 = 90 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度v=dd1nm601000=901440601000=6.78ms 因?yàn)? m/s v 1206.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 90 mm和nm = 1440 r/min，查表得P0 = 1.06 kW。 根據(jù)nm = 1440 r/min，i0 = 2和A型帶，查表得DP0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.98，查表得KL = 0.96，于是Pr=P0+P0KKL=1.06+0.170.980.96=1.16Kw 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=4.461.16=3.84 取4根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.984.460.9846.78+0.1056.782=132.36N8.計(jì)算壓軸力FPFp=2zF0 sin12=24132.36sin169.72=1054.53N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd190mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2180mmV帶中心距a501mm帶基準(zhǔn)長度Ld1430mm小帶輪包角1169.7帶速6.78m/s單根V帶初拉力F0132.36N壓軸力Fp1054.53N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 38mm38mm分度圓直徑dd190mmdadd1+2ha90+22.7595.5mmd1(1.82)d(1.82)3876mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)B(1.52)6394mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 21mm21mm分度圓直徑dd2180mmdadd1+2ha180+22.75185.5mmd1(1.82)d(1.82)2142mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d(1.52)2142mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.1 高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 24，大齒輪齒數(shù)Z2 = 244.13 = 99.12，取Z2= 101。（4）初選螺旋角b = 14。（5）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d132KT1du+1uZEZHZZH21）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55103P1n1=9.551034.28720=56.77Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.561at1=arccosZ1costZ1+2ha*cos =arccos24cos20.56124+21cos14=29.982at2=arccosZ2costZ2+2ha*cos =arccos101cos20.561101+21cos14=23.274端面重合度：=12Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant=1224tan29.982-tan20.561+101tan23.274-tan20.561=1.655軸向重合度：=dZ1tan=124tan14=1.905重合度系數(shù)：Z=4-31-+=4-1.65531-1.905+1.9051.655=0.666由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14=0.985計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=6072011018300=1.04109N2=N1i12=1.041094.13=2.51108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.881=528MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.911=500.5MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=500.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d132KT1du+1uZEZHZZH2=3210001.356.7714.13+14.13189.82.440.6660.985500.52=40.727mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv=d1tn1601000=40.727720601000=1.53ms齒寬bb=dd1t=140.727=40.727mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.53 m/s、8級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.1。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2100056.7740.727=2787.831NKAFt1b=12787.83140.727=68.45Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KHb = 1.45。則載荷系數(shù)為：K=KAKVKHKH=11.11.41.45=2.2333）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t3KKt=40.72732.2331.3=48.775mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cosZ1=48.775cos1424=1.972mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 2mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=Z1+Z2mn2cos=24+10122cos14=128.823mm中心距圓整為a = 130 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos24+10122130=15.95即：b = 155660（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=mnZ1cos=224cos15.95=49.92mmd2=mnZ2cos=2101cos15.95=210.08mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=dd1=149.92=49.92mm取b2 = 50 mm、b1 = 55 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F=2KT1YFaYSaYYcos2dmn3Z121）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1cos3=24cos15.953=26.997ZV2=Z2cos3=101cos15.953=113.61計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：b=arctantancost=arctantan15.95cos20.561=14.982當(dāng)量齒輪重合度：v=cos2b=1.655cos14.9822=1.773軸向重合度：=dZ1tan=124tan15.95=2.183重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.773=0.673計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120=1-2.18315.95120=0.71由當(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 = 2.17YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.45，結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.42則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=11.11.41.42=2.187計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.873801.4=236.14MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12=210002.18756.772.581.620.6730.71cos215.95123242=99.501MPaF1F=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12=210002.18756.772.171.830.6730.71cos215.95123242=94.538MPaF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 24、Z2 = 101，模數(shù)mn = 2 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 15.95= 155660，中心距a = 130 mm，齒寬b1 = 55 mm、b2 = 50 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z24101螺旋角左155660右155660齒寬b55mm50mm分度圓直徑d49.92mm210.08mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha53.92mm214.08mm齒根圓直徑dfd-2hf44.92mm205.08mm6.2 低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z3 = 25，大齒輪齒數(shù)Z4 = 253.18 = 79.5，取Z4= 79。（4）初選螺旋角b = 13。（5）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d332KT2du+1uZEZHZZH21）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=9.55103P2n2=9.551034.11174.33=225.15Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.482at1=arccosZ3costZ3+2ha*cos =arccos25cos20.48225+21cos13=29.661at2=arccosZ4costZ4+2ha*cos =arccos79cos20.48279+21cos13=23.907端面重合度：=12Z3tanat1-tant+Z4tanat2-tant=1225tan29.661-tan20.482+79tan23.907-tan20.482=1.656軸向重合度：=dZ3tan=125tan13=1.837重合度系數(shù)：Z=4-31-+=4-1.65631-1.837+1.8371.656=0.675由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos13=0.987計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n2jLh=60174.3311018300=2.51108N2=N1i23=2.511083.18=7.89107查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.91、KHN2 = 0.93。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.911=546MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.931=511.5MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=511.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d332KT2du+1uZEZHZZH2=3210001.3225.1513.18+13.18189.82.450.6750.987511.52=65.598mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv=d3tn2601000=65.598174.33601000=0.6ms齒寬bb=dd3t=165.598=65.598mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.6 m/s、8級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft1=2T2d3t=21000225.1565.598=6864.539NKAFt1b=16864.53965.598=104.65Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KHb = 1.458。則載荷系數(shù)為：K=KAKVKHKH=11.051.41.458=2.1433）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3=d3t3KKt=65.59832.1431.3=77.491mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d3cosZ3=77.491cos1325=3.02mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 3mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=Z3+Z4mn2cos=25+7932cos13=160.099mm中心距圓整為a = 160 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ3+Z4mn2a=arccos25+7932160=12.845即：b = 125042（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d3=mnZ3cos=325cos12.845=76.923mmd4=mnZ4cos=379cos12.845=243.077mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=dd3=176.923=76.923mm取b4 = 77 mm、b3 = 82 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F=2KT2YFaYSaYYcos2dmn3Z321）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3=Z3cos3=25cos12.8453=26.973ZV4=Z4cos3=79cos12.8453=85.234計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：b=arctantancost=arctantan12.845cos20.482=12.058當(dāng)量齒輪重合度：v=cos2b=1.656cos12.0582=1.731軸向重合度：=dZ3tan=125tan12.845=1.814重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.731=0.683計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120=1-1.81412.845120=0.806由當(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 = 2.23YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.79計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.458，結(jié)合b/h = 11.41查圖得KFb = 1.428則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=11.051.41.428=2.099計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.87、KFN2 = 0.9取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.875001.4=310.71MPaF2=KFN2Flim2S=0.93801.4=244.29MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F=2KFT2YFa1YSa1YYcos2dmn3Z32=210002.099225.152.581.620.6830.806cos212.845133252=122.51MPaF1F=2KFT2YFa2YSa2YYcos2dmn3Z32=210002.099225.152.231.790.6830.806cos212.845133252=117.002MPaF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z3 = 25、Z4 = 79，模數(shù)mn = 3 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 12.845= 125042，中心距a = 160 mm，齒寬b3 = 82 mm、b4 = 77 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2579螺旋角左125042右125042齒寬b82mm77mm分度圓直徑d76.923mm243.077mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha82.923mm249.077mm齒根圓直徑dfd-2hf69.423mm235.577mm第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 4.28 KW n1 = 720 r/min T1 = 56.77 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 49.92 mm 則:Ft=2T1d1=2100056.7749.92=2274.4NFr=Fttanncos=2274.4tan20cos15.95=860.9NFa=Fttan=2274.4tan15.95=649.7N3.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=A03P1n1=112 34.28720=20.3mm 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 = 21 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 26 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 31 mm。大帶輪寬度B = 63 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 = 61 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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 = 26 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7206C，其尺寸為dDT = 306216 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 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 = 49.92 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 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，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 = 82 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 82+12+16+8-15 = 103 mml67 = +s-15 = 9 mm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(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7206C軸承查手冊得a = 14.2 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (63/2+50+14.2)mm = 95.7 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (55/2+31+103-14.2)mm = 147.3 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (55/2+9+31-14.2)mm = 53.3 mm V帶壓軸力Fp = 1054.53 N2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=2274.453.3147.3+53.3=604.3NFNH2=FtL2L2+L3=2274.4147.3147.3+53.3=1670.1N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3+Fad12-FpL1+L2+L3L2+L3=860.953.3+649.749.922-1054.5395.7+147.3+53.3147.3+53.3=-1248NFNV2=FrL2-Fad12+FpL1L2+L3=860.9147.3-649.749.922+1054.5395.7147.3+53.3=1054.4N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=604.3147.3=89013Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=1054.5395.7=100919Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-1248147.3=-183830NmmMV2=FNV2L3=1054.453.3=56200Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=MH2+MV12=890132+-1838302=204247NmmM2=MH2+MV22=890132+562002=105270Nmm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： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)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a = 0.6，則有：ca=McaW=M12+T12W=2042472+0.656.77100020.149.923=16.6MPa-1=60MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，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(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 4.11 KW n2 = 174.33 r/min T2 = 225.15 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 210.08 mm 則:Ft1=2T2d2=21000225.15210.08=2143.5NFr1=Ft1tanncos=2143.5tan20cos15.95=811.4NFa1=Ft1tan=2143.5tan15.95=612.3N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 76.923 mm 則:Ft2=2T2d3=21000225.1576.923=5853.9NFr2=Ft2tanncos=5853.9tan20cos12.845=2185.3NFa2=Ft2tan=5853.9tan12.845=1334.1N3.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，?。篈0 = 107，得:dmin=A03P2n2=107 34.11174.33=30.7mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承同時(shí)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 = 30.7 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7207C，其尺寸為dDT = 357217 mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 40 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(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 = (23)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7207C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 40 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(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 82 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 = 80 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T = 17 mm，則l12 = T+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mm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(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7207C軸承查手冊得a = 15.7 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (50/2-2+45.5-15.7)mm = 52.8 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (50/2+14.5+82/2)mm = 80.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (82/2-2+43-15.7)mm = 66.3 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=2143.580.5+66.3+5853.966.352.8+80.5+66.3=3520.9NFNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=2143.552.8+5853.952.8+80.552.8+80.5+66.3=4476.5N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=Fr1L2+L3+Fa1d22-Fr2L3+Fa2d32L1+L2+L3=811.480.5+66.3+612.3210.082-2185.366.3+1334.176.923252.8+80.5+66.3=450.2NFNV2=Fr1L1-Fa1d22-Fr2L1+L2-Fa2d32L1+L2+L3=811.452.8-612.3210.082-2185.352.8+80.5-1334.176.923252.8+80.5+66.3=-1824.1N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1=FNH1L1=3520.952.8=185904NmmMH2=FNH2L3=4476.566.3=296792Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L1=450.252.8=23771NmmMV2=FNV2L3=-1824.166.3=-120938Nmm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：M1=MH12+MV12=1859042+237712=187418NmmM2=MH22+MV22=2967922+-1209382=320486Nmm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： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)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a = 0.6，則有：ca=McaW=M12+T22W=1874182+0.6225.15100020.1403=36.1MPa-1=60MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.3 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 3.95 KW n3 = 54.82 r/min T3 = 688.12 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 243.077 mm 則:Ft=2T3d4=21000688.12243.077=5661.7NFr=Fttanncos=5661.7tan20cos12.845=2113.5NFa=Fttan=5661.7tan12.845=1290.3N3.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，于是得dmin=A03P3n3=112 33.9554.82=46.6mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT3=1.3688.12=894.6Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 55 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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 = 55 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7212C，其尺寸為dDT = 60mm110mm22mm，故d34 = d78 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 22+15 = 37 mm 左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7212C型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 69 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 77 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l67 = 75 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 65 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取