二级直齿减速器课程设计115电动卷扬机说明书
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计115电动卷扬机说明书,减速器课程设计
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电动卷扬机传动装置 目 录 1、 设计题目 3 2、 系统总体方案的确定 3 2.1、 系统总体方案 3 2.2、 系统方案总体评价 4 3、 传动系统的确定 4 4、 传动装置的运动和动力参数 6 4.1、 确定传动比分配 6 5、 齿轮设计 8 5.1、 高速轴齿轮传动设计 8 5.2、低速级齿轮传动设计 16 5.3、 开式齿轮设计 21 6、 轴的设计计算 24 6.1、 中间轴的设计计算 24 6.2、高速轴的设计计算 32 6.3、低速轴的设计计算 35 7、 轴承校核 37 7.1、 高速轴轴承校核 37 7.2、 中间轴上轴承校核 38 7.3、 低速轴上轴承校核 38 8、 键的选择以及校核 39 9、 联轴器选择 41 10、 润滑油及其润滑方 式选择 42 11、 箱体设计 43 12、 参考文献 44 nts 2 13、 附录 设计任务书 44 计 算 及 说 明 主 要 结 果 1 设计题目 1.1 设计题目 方案 2：间歇工作，每班工作时间不超过 15，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作中有中等振动，两班制工作，钢速度允许误差 5。小批量生产，设计寿命 10 年 。 传动简图及设计原始参数如 表： 数据编号 钢 拉力 F（ KN） 钢 速度 V（ m/s） 滚筒直径 D（ mm） 8 12 15 220 表 1-1 原始数据 2 系统总体方案的确定 2.1 系统总体方案 电动机传动系统执行机构，初选三种传动方案，如下： 图 2.1 二级圆柱齿轮传动 nts 3 计 算 及 说 明 主 要 结 果 图 2.2 蜗轮蜗杆减速器 图 2.3 二级圆柱圆锥减速器 2.2 系统方案总体评价 比较上述方案，在图 2.2 中，此方案为整体布局小，传动不平稳，虽然 可以实现 较大的传动比，但 是传动效率低 。图 2.1 中的方案结构简单，且传动平稳，适合要求 。图 2.3 中的方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。 最终方案确定：采用二级圆柱齿轮 减速器，其传动系统为： 电动机传动系统执行机构（如下图） 图 2-4 选择方案 选择方案 1 nts 4 计 算 及 说 明 主 要 结 果 3 传动系统的确定 3.1 选择电动机类型 1.功率计算 电动机的速度计算： 1 0 0 0 1 5 1 0 0 0 2 1 . 7 m i n6 0 1 0 0 0 2 2 0Dn vv n rD 工 工输出所需要功率： Pw=FV=12*15/60=3KW （ 3-1） 传动效率计算：52 2 51 2 3 42 2 50 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 90 . 7 3 （ 3-2） 123450 . 9 98 0 . 9 70 . 9 80 . 9 50 . 9弹 性 联 轴 器 的 效 率 取 ；闭 式 齿 轮 （ 级 精 度 ） 的 传 动 效 率 取 ；滚 动 轴 承 的 效 率 取 ；开 式 齿 轮 传 动 效 率 取 ；卷 筒 传 递 效 率 取 。 电机所需要的功率：4 .1 1dP K W根据所算的功率查资料 2表 9-39和表 9-40，查的有三种电机可选择： Y132S-4，Y132M2-6和 Y132M2-8。将它们各个参数比较如下表： 型号 额定功率（ KW） 满载转速(r/min) 轴伸出段直径(mm) 价格 总传动比 Y132S-4 5.5 1440 38 900.001100.00 66.35 Y132M2-6 5.5 960 38 1300.0044.221.7 m invr0.73 4 .1 1dP K Wnts 5 计 算 及 说 明 主 要 结 果 1500.00 3 Y132M2-8 5.5 720 38 1800.002000.00 33.16 2、方案比较： 由上面图表显示， Y132S-4价格更便宜，满足所需工作要求，优先选用。 方案（一）： 按所给设计参数，选用直齿圆柱齿轮传动。查表得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是 35。转速为 n=1440r/min,传动比为 i=66.35。由于是直齿圆柱齿轮，故传动比可以平均分配 31 2 3 6 6 . 3 5 4 . 0 5i i i 根据经验，双级减速器的齿轮传动比最好不要超过 4，以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大。 方案（二）： 转速 n=960r/min,功率 P=5.5KW。31 2 3 4 4 . 2 3 3 . 5 4i i i ，满足要求。 故选用方案（二）。 4 传动装置的运动和动力参数 4.1.确定传动比分配 1、选用电机 Y132M2-4，转速 n=960r/min,功率 P=5.5KW。 因 是 直 齿 圆 柱 齿 轮 传 动 ， 传 动 比 可 以 平 均 分 配 为 ：31 2 3 4 4 . 2 3 3 . 5 4i i i ， 2.各轴转速计算 1 9 6 0 / m i nn n r2 1 1/ 2 7 1 . 1 9 / m i nn i r2 4 .0ii选用方案（二） nts 6 计 算 及 说 明 主 要 结 果 3 2 2/ 7 6 . 6 1 / m i nn n i r43 7 6 . 6 1 / m i nn r5 4 3/ 2 . 6 4 / m i nn i r转筒的实际转速为2 1 . 6 4 / m i nwnr ， 100%2 1 . 7 1 2 1 . 6 4 1 0 0 % 0 . 3 2 % 5 %2 1 . 7 1wwwnnn 传动分配合适。 3.各轴输入转矩计算 331 1 139 5 5 0 1 0 / 9 5 5 0 1 0 5 . 3 4 / 9 6 05 3 . 1 2 2 1 0 .T P nN m m 2 2 239 5 5 0 1 0 / 9 5 5 0 1 0 5 . . 0 7 / 2 7 1 . 1 91 7 8 . 5 4 0 1 0 .T P nN m m 3 3 339 5 5 0 1 0 / 9 5 5 0 1 0 4 . 8 2 / 7 6 . 6 16 0 0 . 8 4 8 1 0 .T P nN m m 4 4 439 5 5 0 1 0 / 9 5 5 0 1 0 4 . 6 7 / 7 6 . 6 15 8 2 . 1 4 9 1 0 .T P nN m m 5 5 53/ 9 5 5 0 1 0 4 / 2 1 . 6 41 7 6 5 . 2 5 1 0 .nN m m 终上，各轴的参数如下表： 表 4-1 轴的参数 编号 功率（ KW） 转速（ r/min) 转矩 （ N.mm) 1 5.34 960 53.122x103 2 5.07 271.19 178.540x103 3 4.82 76.61 600.848x103 4 4.67 76.61 582.149x103 31 5 3 . 1 2 2 1 0 .T N m m32 1 7 8 . 5 4 0 1 0 .T N m m33 6 0 0 . 8 4 8 1 0 .T N m m34 5 8 2 . 1 4 9 1 0 .T N m mnts 7 计 算 及 说 明 主 要 结 果 5 4 21.64 1765.25x103 5 齿轮设计 5.1 高速轴齿轮传动设计 1.选定齿轮精度等级 材料和齿数 1）按给定设计方案，选用直齿圆柱齿轮。 2）卷扬机为一般工作机，速度不高， V=15m/min,故选用 8 级精度（ GB10095-88）。 3）材料选择 由资料 1表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质），硬度为 250HBS，大齿轮选用 45钢（调质），硬度为 220HBS，二者差为 30HBS。 4）选小齿轮的齿数为 :Z1=22，则大齿轮的齿数为 22 2 3 . 5 4 7 7 . 8 8z ，取 Z2=72。齿数比为12/ 3 . 5 4iu z z,取压力角20 。 由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设 计，按弯曲疲劳强度校核。 2.按齿面接触疲劳强度设计 按设计计算公式计算 213 12 . 3 2 ( )t EtHKT Zuddu （ 5-1） 1)确定公式的各计算值 （ 1）试选载荷系数1 .3tK （ 2）齿轮传递的转矩 41 3 . 5 4 1 4 1 0T N m （ 3）由资料 1表 10-7选取齿系数1.0d （ 4）由资料 1表 10-6查得材料的弹性影响系数1 / 21 8 9 . 8EZ M P a。 35 1 7 6 5 . 2 5 1 0 .T N m m8级精度 材料为 40Cr 45钢 Z1=22 Z2=72 20 nts 8 计 算 及 说 明 主 要 结 果 （ 5 ） 从 资 料 1 图 10 21 （ d) 查 得 ， 小 齿 轮 疲 劳 极 限 为 ： l i m 1 700H M P a ， 大齿轮疲劳极限为： l i m 2490H a 。 （ 6）计算应力循环次数 176 0 6 0 9 6 0 1 ( 3 0 0 2 8 1 5 % )4 . 1 5 1 0hN n j L 772 4 . 1 5 1 0 / 3 . 5 4 1 . 1 7 1 0N （ 5-2） （ 7）查资料 1图 10 19得接触疲劳寿命系数为： 120 . 9 5 , 0 . 9 8H N H NKK， （ 8）计算接触疲劳许用应力： 1 l i m 11 l i m 20 . 9 5 7 0 0 6 6 5 ,10 . 9 8 4 9 0 4 8 0 . 21H N HHH N HHK M P asK M P as （ 5-4） 2）计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径1d，代入 lH中较小值： 24311 . 3 5 . 3 1 2 2 1 0 ( 3 . 5 1 1 ) 1 8 9 . 82 . 3 21 3 . 5 4 4 8 0 . 25 5 . 7 0tdmm （ 2）计算圆周速度 11 5 5 . 7 0 9 6 0 2 . 8 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdn mv s （ 3）计算齿数 11 5 5 . 7 0 5 5 . 7 0tb d d m m （ 5-5） （ 4）计算齿宽与齿高之比/bh模数：11 5 5 . 7 0/ 2 . 5 322ttm d z （ 5-6） 1.3tK 41 3 . 5 4 1 4 1 0T N m 1.0d 1 / 21 8 9 . 8EZ M P al i m 1 700H M P a l i m 2490H M P a 71 4.15 10N 72 1.17 10N 120 .9 50 .9 8HNHNKK nts 9 计 算 及 说 明 主 要 结 果 齿高：2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 5 3 5 . 1 5thm 5 5 . 7 9 . 7 95 . 6 9b h （ 5-7） （ 5）计算载荷系数 根据 2 . 8 0 /v m s， ， 8级精度，查资料 1图 10 8得，载荷系数为 ，因为是直齿轮，假设/ 1 0 0 /AtK F b N m m，有资料 1表 10 3查得 1 .2HFKK， 由资料 1表 10 2查得使用系数为 KA=1.50（ *中等冲击） ，由资料 1包 10 4查的小齿轮 7级精度，非对称布置时： 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 (1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 4 0 8bHK d d 由/ 9 . 7 9 , 1 . 4 0 8Hb h K 查资料 1图 10 13得1 .3 5FK ，故载荷系数为 1 1 . 0 8 1 . 2 1 . 4 0 81 . 8 2 5V A H HK K K K VAHHKKK 动 载 荷 系 数 ；使 用 系 数 ；齿 间 载 荷 分 配 系 数 ；齿 向 载 荷 分 配 系 数 。（ 6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径 3311 1 . 8 2 55 5 . 7 6 2 . 6 91 . 3ttKddK （ 5-8） (7) 计算模数 m 11/ 6 2 . 2 9 / 2 2 2 . 8 4 9m d z （ 5-9） 3.按弯曲疲劳强度校核 由式（ 1-5）得弯曲强度的设计公式： 6 6 5 ,4 8 0 . 2HHM P aM P a5 5 . 7 0d m m5 5 . 7 0b m m2.53tm 5.15h 9.79bh nts 10 计 算 及 说 明 主 要 结 果 13 212 ()F a S adFYYKTm Z（ 5-10） 11SFFTKYYdz输 入 转 矩 ；载 荷 系 数 ；应 力 校 正 系 数 ；齿 形 系 数 ；许 用 应 力 ；齿 宽 系 数 ；由 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 设 计 计 算 所 得 齿 数 。1）确定公式内的各参数值： 1 由资料 1图 10-20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： 1 500FE M P a ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为：2 380FE M P a 2 由资料 1图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 .9 2FNK ， 2 0 .9 7FNK 3 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 41 .S ，由资料 1式（ 10-12）得： 1112220 . 9 2 5 0 0 3 2 8 . 5 71 . 40 . 9 7 3 8 0 2 6 3 . 2 91 . 4F N F EFF N F EFK M P aSK M P aS （ 4）计算安全载荷系数： 2 1 1 . 1 4 1 . 2 1 . 3 51 . 8 4 6A V F F BK K K K （ 5）计算齿形系 数：查资料 1表 10 5得 122 . 2 4 2 . 2 22 . 7 2 , 2 . 2 4 8 2 . 2 2 410F a S aYY 1 .2HFKKKA=1.50 1.408HK 1.35F 1 .8 2 5K 1 6 2 .6 9d 2 .8 4 9m nts 11 计 算 及 说 明 主 要 结 果 （ 6）计算齿形校正系数： 查资料 1表 10 5得 1 1.57SaY 2 1 . 7 7 1 . 7 51 . 7 5 1 . 7 6 610SaY （ 7） 计算大、小齿轮 FSaFaYY 并加以比较 ： 111 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 2 9 93 2 8 . 5 7F a S aFYY （ 5-12） 222 2 . 2 2 4 1 . 7 6 6 0 . 0 1 4 9 22 6 3 . 2 9F a S aF 比较得，大齿轮的 FSaFaYY数值大。 2）设计计算： 将 FSaFaYY 中较大值代入公式得： 43 22 1 . 8 2 5 5 . 3 1 2 2 1 0 0 . 0 1 4 9 2 1 . 8 11 2 2m m m （ 5-13）对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（ m=2.767）大于由齿根弯曲强度计算的模数（ m=1.81)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值 m=2。按接触强度得的 分度圆直径1 6 2 . 6 9d m m，算出小齿轮齿数： 11 6 2 . 6 9 3 1 . 3 4 5 3 12dZ m 大齿轮齿数：21 3 1 3 . 4 5 1 0 6 . 9 5 1 0 7ZZ 1 500FE M P a 2 380 M P a41 .S 1.846K nts 12 计 算 及 说 明 主 要 结 果 4、几何尺寸计算： 1）计算分度圆直径： 11223 1 2 6 21 0 7 2 2 1 4d Z m m md Z m m m （ 5-14）2）计算中心距： 12 6 2 2 1 4 13822dda m m （ 5-14） 3）计算齿轮宽度： 1211 6 2 6 26 2 , 5 6db d m mB m m B m m 取 ：5、验算： 4112 2 5 . 3 1 2 2 1 0 1 7 0 0 . 7 3621 1 7 0 0 . 7 3 2 8 . 5 6 1 0 062tAtTFNdKF N m m N m mb 故尺寸计算合适。高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示： 表 5-1高速级齿轮传动的几何尺寸 名称 计算公式 数值（单位： mm) 模 数 m 2 压 力 角 20 分 度 圆 直 径 d1 62 d2 214 齿 顶 圆 直 径 *11 2aad d h m66 122 . 7 2 , 2 . 2 2 4F a S aYY2 1 .7 6 6saY 1 .8 1m m mnts 13 计 算 及 说 明 主 要 结 果 *22 2aad d h m218 齿 根 圆 直 径 *11 2ffd d h57 *d d h m209 中 心 距 12()a m z z138 齿 宽 1dbd32 21 ( 5 1 0 )bb57 7.齿轮结构设计 由于小齿轮（齿轮 1）直径较小，故采用齿轮轴设计， 大齿轮（齿轮 2）的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表： 表 5-2齿轮结构设计 名称 结构尺寸设计 数值（单位： mm) 轮毂处直径 D1 102fDd 轮毂轴长度 L (1 . 2 1 . 5 )L d B倒角尺寸 n 0 .5 nnm齿根圆处厚度00 8 1 0mm 腹板最大直径 D0 0 1 10 . 5 ( )D D d板孔直径 d0 0 1 10 . 2 5 ( ) 1 0d D d m m 腹板厚度 C 0.3CB 1 31Z 2 107Z 1262214d m md m m138a mm 216 2 , 5 6B m m B m mnts 14 计 算 及 说 明 主 要 结 果 8.高速级齿轮设计草图如下： 图5-1 齿轮的结构设计 5.2 低速级齿轮传动设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料（与齿轮 1、 2 相同）及齿数；直齿圆柱齿轮， 8 级精度，小齿轮选用 40Cr(调质），调质后硬度为 250HBS，大齿轮选用 45（调质），硬度为 220HBS. 选小齿轮齿数为3 24Z ，大齿轮齿数 4 2 343 . 5 4 2 4 8 4 . 9 685Z i ZZ 取2、按齿面接触强度设计： 由设计公式（ 10-9a） 进行计算： 23 331322 )(.HEtt ZuudTKd （ 5-15） 1）确定公式内的各计算数值： 1 试选载荷系数 31 .tK 2 轴的转矩31 7 8 . 5 4 1 0T 3 由资料 1表 10-7 选取齿轮宽系数1d 4 由资料 1表 10-6 查得材料弹性影响系数为1 / 21 8 9 . 8z M P az nts 15 计 算 及 说 明 主 要 结 果 5 由资料 1图 10-21d）和图 10 21c）查得齿面的接触疲劳强度极限 l i m 1l i m 2700560HHM P aM P a 6 计算应力循环次数： 328606 0 2 7 1 . 1 9 1 2 8 3 0 0 1 0 1 5 %1 . 1 7 1 0hjLNn 8 71421 . 1 7 1 0 3 . 3 1 1 03 . 5 4NN i （ 5-16）（ 7） 由资料 1图 10-19查得接触疲劳寿命系数 30 . 9 3NHK , 4 0 . 9 5NHK （ 8）计算接触疲劳许用应力： 1 l i m 111 l i m 220 . 9 3 5 6 0 5 2 0 . 8 ,10 . 9 5 7 0 0 6651H N HHH N HHK M P asK M P as （ 5-17） 2）计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径1d，代入 lH中较小值： 2531 1 . 3 1 . 7 8 1 0 ( 3 . 5 4 1 ) 1 8 9 . 82 . 3 21 3 . 5 4 5 2 0 . 87 8 . 9 5tdmm （ 2）计算圆周速度 12 7 8 . 9 5 2 7 1 . 1 9 1 . 1 26 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdn mv s （ 3） 计算宽 1 1 7 8 . 9 5 7 8 . 9 5tb d d m m （ 4）计算齿宽与齿高之比/bhnts 16 计 算 及 说 明 主 要 结 果 模数：11 7 8 . 9 5/ 2 . 5 531ttm d z 齿高：2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 5 4 5 . 7 3thm 7 8 . 9 5 / 5 . 7 3 1 3 . 7b h （ 5）计算载荷系数 根据 ， 1 . 1 2 /v m s， 8 级精度，查资料 1图 10 8 得，载荷系数为 1 .0 8vk， 因为是直齿轮，假设/ 1 0 0 /AtK F b N m m，有资料 1表 10 3查得 1 . 2HFKK， 由资料 1表 10 2 查得使用系数为 KA=1.50（ *中等冲击） ，由资料 1表10 4查的小齿轮 8级精 度，非对称布置时： 2 2 31 . 1 5 0 . 1 8 (1 0 . 6 ) 0 . 3 1 1 01 . 6 1 1bHK d d 由/ 1 3 . 7 , 1 . 6 1 1Hb h K 查资料 1图 10 13 得1 .3 5FK ，故载荷系数为 1 1 . 0 8 1 . 2 1 . 6 1 12 . 0 9V A H HK K K K K VAHHKKKK动 载 荷 系 数 ；使 用 系 数 ；齿 间 载 荷 分 配 系 数 ；齿 向 载 荷 分 配 系 数 。（ 6）按设计 的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径 3311 2 . 0 97 8 . 9 5 9 2 . 4 61 . 3ttKddK （ 5-18） (7) 计算模数 m 11/ 9 2 . 4 6 / 2 2 4 . 2 0m d z 4 85Z 31 .tK 31 7 8 . 5 4 1 0T 1d 1 / 21 8 9 . 8z M P az l i m 1l i m 2700560H M P aM P a 83 1 .1 7 1 0N 74 3 .3 1 1 0N 30 . 9 3NHK 4 . 5nts 17 计 算 及 说 明 主 要 结 果 3.按弯曲疲劳强度校核 由式（ 1-5）得弯曲强度的设计公式： 13 212 ()F a S adFYYKTm Z（ 5-19） 11SFFTKYYdz输 入 转 矩 ；载 荷 系 数 ；应 力 校 正 系 数 ；齿 形 系 数 ；许 用 应 力 ；齿 宽 系 数 ；由 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 设 计 计 算 所 得 齿 数 。1）确定公式内的各参数值： 1 由资料 1图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： 1 500FE M P a ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为： 2 380FE M P a 2 由资料 1图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 .9 2FNK ， 2 0 .9 7FNK 3 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 41 .S ，由资料 1式（ 10-12）得： 1112220 . 9 2 5 0 0 3 2 8 . 5 71 . 40 . 9 7 3 8 0 2 6 3 . 2 91 . 4F N F EFF N F EFK M P aSK M P aS （ 4）计算安全载荷系数： 2 1 1 . 1 4 1 . 2 1 . 3 51 . 8 4 6A V F F BK K K K （ 5）计算齿形系数：查资料 1表 10 5得 125 2 0 . 8 ,665HHM P aM P a1 .1 2 mv s 7 8 . 9 5b m m2.55tm 5 .7 3h 13.7b h nts 18 计 算 及 说 明 主 要 结 果 122 . 2 4 2 . 2 22 . 7 2 , 2 . 2 4 8 2 . 2 2 410F a S aYY （ 6）计算齿形校正系数： 查资料 1表 10 5得 1 1 .5 7SaY ， 21 . 7 7 1 . 7 51 . 7 5 1 . 7 6 610SaY 1） 计算大、小 齿轮 FSaFaYY 并加以比较 ： 11 1 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 2 9 93 2 8 . 5 7F a S aF 22 2 2 . 2 2 4 1 . 7 6 6 0 . 0 1 4 9 22 6 3 . 2 9F a S aF 比较得，大齿轮的 FSaFaYY数值大。 2）设计计算： 将 FSaFaYY 中较大值代入公式得： 53 22 1 . 8 2 5 1 . 7 8 1 0 0 . 0 1 4 9 2 2 . 5 61 2 4m m m 对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值 m=3。按接触强度 算 得的分度圆直径1 9 2 . 1 7d m m，算出小齿轮齿数： 11 9 2 . 1 7 3 0 . 7 0 3 3 13dZ m 大齿轮齿数：21 3 1 3 . 4 5 1 0 6 . 9 5 1 0 7ZZ 1 . 2HFKK1 .6 1 1HK 2 .0 9K 1 9 2 .4 6d 4.20m nts 19 计 算 及 说 明 主 要 结 果 4、几何尺寸计算： 1）计算分度圆直径： 11223 1 3 9 31 0 7 3 3 2 1d Z m m md Z m m m 2）计算中心距： 12 9 3 3 2 7 20722dda m m 3）计算齿轮宽度： 1 1 9 3 9 39 3 , 8 5db d m mB m m B m m 取 ：5、验算： 5112 2 1 . 7 8 5 4 1 0 3 8 3 9 . 5 7931 3 8 3 9 . 5 7 4 1 . 2 9 1 0 093tAtTFNdKF N m m N m mb 故设计的尺寸合理。5.3 开式齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。 1）按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2） 卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用 8级精度（ GB/T10095 58） 3）材料选择。由表 10-1选择选得大齿轮用 45 钢：硬度 40 50HRC、小齿轮的材料为 40Cr，并经调质及表面淬火； 4）选择齿数。由于的开式传动，为使齿轮不至于过小，选小齿轮齿数 5 20Z ，大齿轮齿数65 3 . 4 5 2 0 6 9Z u Z 由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。 2、按齿根弯曲强度设计： 弯曲强度的设计公式进行计算 23 3 12 )(HEdt ZuuTKm 1500FE M P a 2380FE M P a 10 .9 2FNK 2 0 .9 741 .S 123 2 8 . 5 72 6 3 . 2 9FFM P aM P a1 .8 4 6K nts 20 计 算 及 说 明 主 要 结 果 （ 5-20）1)确定公式的各计算值 1 由资料 1图 10-20e 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限： 5 1000FE M P a 6 670FE M P a 2 由资料 1式 10-13 计算应力循环次数 557606 0 7 6 . 6 1 1 2 8 3 0 0 1 0 1 5 %3 . 3 1 0hjLNn 7 65633 . 3 1 0 9 . 6 1 03 . 5 4NN i 3 由资料 1图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 5 1 .3FNK 6 1 .6 5FNK 4 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳系数 S=1.4，由式（ 10-12）得 555 1 . 3 1 0 0 0 9 2 8 . 6 71 . 4F N F EF K M P aS 666 1 . 6 5 6 7 0 7 8 9 . 6 41 . 4F N F EF M P aS （ 5-21）5 载荷系数：1 .7fK 6 查取齿形系数及应力校正系数： 由资料 1表 10-5查得5 2 .8 0FAY 6 2 .2 2 4FaY ，5 1.55SaY ，6 1.748SaY 7 计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较： 122 . 7 2 , 2 . 2 2 4F a S aYY 111 0 . 0 1 2 9 9F a S aFYY 222 0 . 0 1 4 9 2F a S aFYY 2.56m mmnts 21 计 算 及 说 明 主 要 结 果 55 5 2 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 0 4 6 79 2 8 . 5 7F a S aFYY 66 6 2 . 2 4 4 1 . 7 4 8 0 . 0 0 4 9 57 8 9 . 6 4F a S aF 小齿轮的数值大。 8 由资料 1表 10-7选取齿宽系数：1d 2）设计计算 43 22 1 . 7 5 8 2 1 4 9 1 0 0 . 0 0 4 9 5 2 . 9 01 2 0m m m .由于是开式传动，计算模数将加大 10%得： 2 . 9 0 2 . 9 0 1 0 % 3 . 1 9tm 就近圆整得 m=43.尺寸计算 计算分度 圆直径： 55 2 0 4 8 0td Z m m m 66 6 9 4 2 7 6td z m m m （ 5-22）计算齿轮宽度： 55 1 8 0 8 0db d m m 65 ( 5 1 0 ) 7 5d m m 计算中心距 56 1782dda m m（ 5-24） 4、验算： mmNmmNbFKNdTFtAt10 0515883 378 055196106837 422 353.5、工作机速度验算： 1 31Z 2 107Z 1293321d mmd mm207a m m 129 3 , 8 5B m m B m mnts 22 计 算 及 说 明 主 要 结 果 %.707215421721721960721654321ZZZZZZnnnv理实理故设计合理。 6 轴的设计计算 6.1.中间轴的设计计算 根据中间轴零件的定位 ,装配以及轴的工艺要求，参考低速级齿轮与高速级齿轮传动尺寸，初步确定纣棍件轴的装配草图如下： 图 6-1中间轴的装配草图 1.轴主要尺寸设计 1).各轴段的直径确定 查资料 4表 8-23初选深沟球轴承，代号为 6308，与轴承配合的轴径 d1=d4=40mm, 齿轮 2处轴头直径为 d2=45mm; 齿轮 2定位轴肩高度 hmin=(0.070.1)d2=0.1*45=4.5,所以该处直 d2=54mm, 齿轮轴处直径等于低速级的小齿轮直径尺寸， d3=93mm,df3=85.5mm,da3=99mm. 2） .确定各轴段长度 按轴上零件的轴向尺寸以及零件间相对位 置，参考高速级与低速级齿轮传动尺寸表，初步确定尺寸如附图（ 6-1） 2.按许用弯曲应力校核轴 5 1000FE M P a 6 670FE M P a 75 3 .3 1 0N 66 9 .6 1 0N 51 .3FNK 6 .6 5nts 23 计 算 及 说 明 主 要 结 果 1）轴上力作用点及支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点处，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。 画出支点、跨距、轴上各力作用点相互位置尺寸如上图所示。 2）绘制轴的受力图如下： 右左右左图 6-2轴的受力图 3）计算轴上的作用力 齿轮 2： 5 9 2 8 . 6 7F M P a 6 7 8 9 . 6 4F M P a 1 .7fK 1d 2 .9 0m m mm=4nts 24 计 算 及 说 明 主 要 结 果 3222222 2 1 7 8 . 5 4 0 1 0 1669214t a n 1 6 6 9 t a n 2 0 6 0 7tr t nTFNdF F N 齿轮 3： 3233332 2 1 7 8 . 5 4 0 1 0 384093t a n 3 8 4 0 t a n 2 0 1 3 9 8tr t nTdF F N 4）计算支反力 垂直支反面（ XZ平面），参考图（ 6-2），绕支点 B 的力矩和0BZM 得， 23( 8 4 . 5 7 1 . 5 ) 7 1 . 5 5 7 8 4 . 5 7 1 . 56 0 7 ( 8 4 . 5 7 1 . 5 ) 1 3 9 8 7 1 . 5 2 1 325A Z r rR F FN 同理，0AZM ， 32( 8 4 . 5 7 1 . 5 ) 7 1 . 5 5 7 8 4 . 5 7 1 . 51 3 9 8 ( 8 4 . 5 7 1 . 5 ) 6 0 7 7 1 . 5 2 1 3766B Z r rR F FN 校核：322 5 1 3 9 8 6 0 7 7 6 6 0A Z r r B ZZ R F F R ；计算无误。 同样，由绕 B的力矩和0BYM ，得（水平面 XY平面，见图 6-2（ c)） ( 8 4 . 5 7 1 . 5 ) 7 1 . 5 5 7 8 4 . 5 7 1 . 51 6 6 9 ( 8 4 . 5 7 1 . 5 ) 3 8 4 0 7 1 . 5 2 1 32511A Y t tR F FN 由0AYM 得； ( 8 4 . 5 5 7 ) 5 7 5 7 8 4 . 5 7 1 . 53 8 4 0 ( 8 4 . 5 5 7 ) 1 6 6 9 5 7 2 1 32998B Y t tR F FN 校核：5 80d mm6 276d m m5 80b mm6 75b mm178a mm 设计合理nts 25 计 算 及 说 明 主 要 结 果 232 5 1 1 2 9 9 8 1 6 6 9 3 8 4 0 0Y A Y B Y t tM R R F F 计算无误。 5)绘制转矩、弯矩图 垂直平面内的弯矩图（图 6-2（ b) C 处弯矩：5 7 9 4 1 6 4AZC Z C ZM M R N m m 左 右D 处弯矩：7 1 . 5 1 7 4 6 7 4BZD Z D Z R N m m 左 右水平面内弯矩图（图 6-2（ c) C 处弯矩：5 7 1 7 1 3 2 4AYC Y C YM M R N m m 左 右D 处弯矩：7 1 . 5 2 7 6 5 1 3BZD Z D Z R N m m 左 右6）合成弯矩图（图 6-2（ d) C 处弯矩：2 2 2 29 4 1 6 4 1 4 3 1 2 7 1 7 1 3 2 4C C Z C YM M M N m m D 处弯矩：2 2 2 2( 1 7 4 6 7 4 ) 2 1 4 3 5 7 2 7 6 5 1 3D D Z D YM N m m 7）
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