华南农业大学机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减

机械设计课程设计计算说明书 设计题目 二级圆柱齿轮减速器 学院 工程学院 班级 11 车辆 1 班 姓名 邱鑫 201131150319 王建楠 201131150320 组别 第 8 组 指导老师 王慰祖 目目 录录 一 课程设计书 2 二 设计要求 2 三 设计步骤 2 1 传动装置总体设计方案 2 2 电动机的选择 3 3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3 4 计算传动装置的运动和动力参数 4 5 设计 V 带和带轮 5 6 齿轮的设计 9 7 传动轴的设计和轴承的选用 24 8 键联接设计 36 9 箱体结构的设计 37 10 润滑密封设计 39 11 联轴器设计 39 四 设计小结 40 五 参考资料 40 一 课程设计书 设计一个螺旋输送机传动装置 用普通 V 带传动和圆柱齿轮传动组成减速 器 输送物料为粉状或碎粒物料 运送方向不变 工作时载荷基本稳定 二班 制 使用期限 10 年 每年工作日 300 天 大修期四年 小批量生产 题号输送机主轴功率Pw KW 输送机主轴转速 n r min 74 2115 二 设计要求 一张 A0 装配图 零件图 3 4 张 不少于 30 页设计计算说明书 三 设计步骤 计算及说明计算结果 1 传动装置总体设计方案 1 1 传动方案 传动方案 传动方案如图 1 1 所示 外传动为 V 带传动 减速器为 二级展开式圆柱齿轮减速器 图 1 1 传动装置总体设计图 2 2 方案优缺点 方案优缺点 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置 因而沿齿向 载荷分布不均 故要求周有较大的刚度 该工作机属于小功率 载荷变化不大 可以采用 V 带这 种简单的结构 并且价格便宜 标准化程度高 大幅减低了 成本 减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速 这是两级减速器 中应用最广泛的一种 齿轮相对于轴承不对称 要求轴具有 较大的刚度 1 2 3 3 3 传动效率 传动效率 V 带的效率 96 0 1 滚子轴承的效率 98 0 2 齿轮传动的效率 6 7 级精度齿轮传动 98 0 2 联轴器效率 99 0 4 传动装置的总效率 a 859 099 098 098 0 96 0 23 4 2 3 3 21 a 2 电动机的选择 电动机所需工作功率为 kW P kP a w d 87 5 859 0 2 4 2 1 输送机主轴转速min 115rnw 经查表按推荐的传动比合理范围 V 带传动的传动比 4 2 0 i 两级圆柱齿轮减速器传动比 60 8 i 则总传动比合理范围为 240 16 a i 电动机转速的可选范围为 min 27600 1840115 240 16 rnin wad 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 价格和带传 动 减速器的传动比 选定 Y132S2 2 型电机 参数如下表 电动机型号额定功率同步转速满载转速重量 96 0 1 98 0 2 98 0 3 99 0 4 859 0 a kWPd87 5 min 115rnw 3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1 1 总传动比 总传动比 由选定的电动机满载转速和输送机主动轴转速 可 m n w n 得传动装置总传动比为 22 25115 2900 wma nni 2 2 分配传动装置传动比 分配传动装置传动比 式中分别为带传动和减速器的传动比 iiia 0 ii 0 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大 初步取 81 2 0 i 则减速器传动比为98 8 81 2 22 25 0 iii a 对展开式二级圆柱齿轮减速器 可取 41 3 98 8 3 13 1 1 ii 则63 2 41 3 98 8 12 iii 4 计算传动装置的运动和动力参数 1 1 各轴转速 各轴转速 min 03 103281 2 2900 01 rinn m min 65 30241 3 03 1032 112 rinn min 08 11563 2 65 302 223 rinn 2 2 各轴输入功率 各轴输入功率 轴 的输入功率 kWPP d 64 5 96 0 87 5 11 轴 的输入功率 kWPP42 5 98 098 064 5 3212 轴 的输入功率 kWPP21 5 98 0 98 0 42 5 3223 3 3 各州输出功率 各州输出功率 轴 的输出功率 kWPP53 598 064 5 21 1 轴 的输出功率 kWr minr minkg Y132S2 27 53000290072 22 25 a i 81 2 0 i 98 8 i 41 3 1 i 63 2 2 i min 1032 1 rn min 65 302 2 rn min 08 115 3 rn kWP64 5 1 kWP42 5 2 kWP21 5 3 kWP53 5 1 kWPP31 5 98 0 42 5 22 2 轴 的输出功率 kWPP11 5 98 0 21 5 23 3 4 4 各轴输入转矩 各轴输入转矩 电动机轴的输出转矩 mN n P T m d d 33 192900 87 5 95509550 轴 的输入转矩 mNiTT dI 14 5296 0 81 2 33 19 10 轴 的输入转矩 mNiTT 76 17098 0 98 0 41 3 14 52 32112 轴 的输入转矩 mNiTT 31 43198 0 98 0 63 2 76 170 32223 5 5 各轴的输出转矩 各轴的输出转矩 轴 的输入转矩 mNTT 10 5198 0 14 52 21 1 轴 的输入转矩 mNTT 34 16798 0 76 170 22 2 轴 的输入转矩 mNTT 68 42298 031 431 23 3 6 6 运动和动力参数结果如下表 运动和动力参数结果如下表 功率 P kW 转矩 T N m 轴名 输入输出输入输出 转速 r min 电机轴 5 8719 332990 轴 5 645 5352 1451 101032 03 轴 5 425 31170 76167 34302 65 轴 5 215 11431 31422 68115 08 表 4 1 5 设计 V 带和带轮 1 1 确定计算功率 确定计算功率 ca P 由 机械设计 表 8 8 查得工作情况系数2 1 A K kWP31 5 2 kWP11 5 3 mNTd 33 19 mNTI 14 52 mNT 76 170 2 mNT 31 431 3 mNT 10 51 1 mNT 34 167 2 mNT 68 422 3 kWPca0 9 则 kWkWPKP Aca 0 95 72 1 2 2 选取 选取 V V 带带型带带型 根据 转速 n满 2900r min 查 机械设计 图 8 kWPca0 9 11 选取普通 V 带类型 A 型 3 3 确定带轮直径 确定带轮直径 并验算带速 并验算带速 v v d d 1 初选小带轮基准直径 由表 8 7 和表 8 9 取mmdd112 1 2 验算带速 sm nd v md 01 17 100060 2900112 100060 1 在 5 25m s 内 设计合理 3 计算大带轮的基准直径 mmdid dd 72 31411281 2 112 由表 8 9 圆整为 315mm 4 4 确定中心距 确定中心距 a a 并选择 并选择 V V 带的基准长度带的基准长度 LdLd 1 由公式 8 20 初定中心 2 7 0 21021 ddadd 距mma520 0 2 由式 8 22 计算带所需的基准长度 由表 8 2 mm a dd ddaL dd ddd 54 1730 42 2 0 2 12 2100 选带的mmLd1750 3 按式 8 23 计算实际中心距 mm LL aa dd 73 529 2 54 17301750 520 2 0 0 中心距变动范围 48 5031750015 0 73 529015 0 min d Laa 23 582175003 0 73 52903 0 max d Laa 即 503 48 582 23mm 5 5 验算小带轮的包角 验算小带轮的包角 1 因为打滑只在小带轮上发生 所以只校核小带轮的包角 12004 158 73 529 3 57 112315180 3 57 180 121 a dd dd 符合要求 mmdd112 1 smv 01 17 mmdd315 2 mma520 0 mmLd1750 mma73 529 04 158 1 6 6 计算带的根数 计算带的根数 1 计算单根 V 带的额定功率 由 查表 8 4 得 mmdd112 1 min 2900rn 满 kWP51 2 0 根据 且带型为 Z 型 min 2900rn 满 81 2 1 i 查表 8 5 得 kWP34 0 0 查表 8 6 得 95 0 K 查表 8 2 得 于是 00 1 L K kWkWKKPPP Lr 71 2 00 1 95 0 34 051 2 00 2 计算 V 带的根数 取 4 根 32 3 71 2 0 9 r ca P P z 7 7 计算单个 计算单个 V V 带的初拉力的带的初拉力的 0 F 由表 8 3 得 A 型带的单位长度质量 所以mkgq 105 0 N qv zvK PK F ca 29 13801 17105 0 01 17495 0 0 995 05 2 500 5 2 500 2 2 0 8 8 计算压轴力 计算压轴力 P F 最小值 N zFFP 07 1086 2 04 158 sin29 13842 2 sin2 1 0 9 9 确定带轮的结构尺寸 确定带轮的结构尺寸 1 小带轮基准直径且mmdmmdd95385 25 2112 1 故采用腹板式 mmmmdd300112 1 小带轮转速为电动机转速 转速较高 故选取带轮材料为铸 钢 ZG200 400 4 z NF29 138 0 NFp07 1086 小带轮直径 电机轴直径 则小带轮孔mmdd112 1 mmd38 径 取 mmd38 mmdd76 4 68 0 2 8 1 1 mmd70 1 查表 8 11 得 则mmefB631539232 取 mmBC75 15 7 4 1 7 1 mmC10 当时 在此不成mmdL76 57 2 5 1 dB5 1 BL 立 取mmL60 查表 8 11 得 mmbd 0 11 mmha75 2 min mmhf7 8 min mme15 mmf9 min 34 2 大带轮基准直径 采用轮辐式 mmmmdd300315 2 高速轴最小直径 取大带轮孔径 mmd36 mmd36 取 mmmmdd72 8 64 0 2 8 1 1 mmd70 1 mmefB631539232 当时 在此 mmmmdL72 54 2 5 1 dB5 1 BL 不成立 取 mmL60 mm nz p h a 39 35 41032 5 7 290290 3 3 1 mmhh31 2839 358 08 0 12 mmhb16 1439 354 04 0 11 mmbb33 1116 148 08 0 12 mmhf08 739 352 02 0 11 mmbd 0 11 mmha75 2 min mmhf7 8 min mme15 mmf9 min 38 图 5 1 腹板式带轮 图 5 2 轮辐式带轮 图 5 3 轮槽 6 齿轮的设计 一 高速级齿轮传动的设计计算 一 高速级齿轮传动的设计计算 20 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 1 按传动装置总设计方案 选用直齿圆柱齿轮传动 压力 角取为 20 2 2 螺旋运输机为一般工作机器 参考 机械设计 表 10 6 选用 7 级精度 3 3 选择材料 由 机械设计 表 10 1 选择小齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度 240HBS 4 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数22 1 z 取 02 752241 3 112 ziz75 2 z 2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 1 1 由下式计算小齿轮分度圆直径 即 2 1 3 1 12 H EH d Ht t ZZZ u uTK d 1 确定公式中的各值数值 试选 3 1 Ht K 小齿轮传递的转矩 mmNT 4 1 1011 5 由 机械设计 表 10 7 选取齿宽系数1 d 由 机械设计 表 10 20 查得区域系数5 2 H Z 由 机械设计 表 10 5 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 计算接粗疲劳强度用重合度系数 Z 2 cosarccos 111 aa hzz 527 30 1222 20cos22arccos 2 cosarccos 222 aa hzz 754 23 1275 20cos75arccos 22 1 z 75 2 z 3 1 Ht K mmN T 4 1 1011 5 1 d 5 2 H Z 2 1 8 189 MPaZE 2 tan tan tan tan 22 11 zz 2 20tan754 23 tan75 20tan527 30 tan22 699 1 876 0 3 699 1 4 3 4 Z 计算接触疲劳需用应力 H 由 机械设计 图 10 25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极 限分别为 MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 计算应力循环次数 9 11 10836 3 1030082 113326060 h jLnN 99 112 10125 1 22 75 10836 3 iNN 由 机械设计 图 10 23 查得接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K95 0 2 HN K 取失效概率为 1 安全系数 S 1 可得 MPaMPa S K HHN H 540 1 60090 0 1lim 1 1 MPaMPa S K HHN H 523 1 55095 0 2lim 2 2 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 1 H 2 H 即 MPa HH 523 2 2 计算小齿轮分度圆直径 2 1 3 1 12 H EH d Ht t ZZZ u uTK d 2 4 3 523 876 0 8 1895 2 22 75 1 22 75 1 1011 5 3 12 mm701 47 876 0 Z 9 1 10836 3 N 9 2 10125 1 N MPa H 523 mmd t 701 47 1 2 2 调整小齿轮分度圆直径 1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v smsm nd v t 6 2 100060 1032701 47 100060 11 齿宽 b mmmmdb td 701 47701 471 1 2 计算实际载荷系数 H K 由 机械设计 表 10 2 查得使用系数1 A K 根据 7 级精度 由 机械设计 表 10 8 查得smv 6 2 动载荷系数10 1 V K 齿轮的圆周力 NNdTF tt 34 111 10143 2 701 47 1011 5 2 2 NNmmNbFK tA 100 9 44 701 47 10143 2 1 3 1 查表 10 3 得齿间载荷分配系数2 1 H K 由表 10 4 查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 得齿向载荷分布系数 由此 得到实际载荷系数419 1 H K 87 1419 1 2 110 11 HHVAH KKKKK 3 可按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm K K dd Ht H t 847 53 3 1 87 1 701 47 33 11 相应的齿轮模数 mmmmzdm448 2 22 847 53 11 3 3 按齿根弯曲疲劳强度设计按齿根弯曲疲劳强度设计 1 1 计算模数 2 2 1 1 3 F SaFa d Ft t YY Z YTK m 1 确定公式中的各参数值 试选3 1 Fa K smv 6 2 mmb701 47 1 A K 10 1 V K 2 1 H K 87 1 H K mmd847 53 1 mmm448 2 3 1 Fa K 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 691 0 699 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 计算 F SaFaY Y 由图 10 17 查得齿形系数 75 2 1 Fa Y28 2 2 Fa Y 由图 10 18 查得应力修正系数 57 1 1 Sa Y77 1 2 Sa Y 由图 10 24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 MPa F 500 1lim MPa F 380 2lim 由图 10 22 查得弯曲疲劳寿命系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 可得 MPa S K FFN F 57 303 4 1 50085 0 1lim1 1 MPa S K FFN F 86 238 4 1 38088 0 2lim2 2 0142 0 57 303 57 1 75 2 1 11 F SaFaY Y 0170 0 86 238 77 1 28 2 2 22 F SaFa YY 因为大齿轮的大于小齿轮 所以取 F SaFaY Y 0170 0 2 22 F SaFa F SaFa YYYY 2 计算模数 2 2 1 1 3 F SaFa d Ft t YY Z YTK m mmmm477 1 0170 0 221 691 0 1011 5 3 12 2 4 3 2 2 调整齿轮模数 1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v 691 0 Y 0170 0 F SaFaY Y mmmt477 1 mmmmzmd t 494 3222477 1 11 smsm nd v 75 1 100060 1032494 32 100060 11 齿宽 b mmmmdb d 494 32494 321 1 宽高比 b h mmmmmchh ta 323 3 477 1 25 0 12 2 78 9 323 3 494 32 hb 2 计算实际载荷系数 F K 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数smv 75 1 09 1 V K 由NNdTFt 34 111 10145 3 494 32 1011 5 2 2 NNmmNbFK tA 10079 96 494 32 10145 31 3 1 查表 10 3 得齿间在和分配系数2 1 Fa K 由表 10 4 查得 结合查图 10 13 415 1 H K78 9 hb 得 32 1 F K 则载荷系数为 73 1 32 1 2 109 1 1 FFVAF KKKKK 3 按实际载荷系数算得的齿轮模数 mmmm K K mm Ft F t 625 1 3 1 73 1 477 1 33 对比计算结果 由吃面接触疲劳强度计算的模数 m 大于 由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主 要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力 而齿面接触疲劳 强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关 可取由弯曲疲劳 强度算得的模数 1 625mm 并就近圆整为标准值 m 2mm 按接触 疲劳强度算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数mmd847 53 1 smv 75 1 mmb494 32 78 9 hb 73 1 F K mmm625 1 mmm2 924 262 847 53 11 mdz 取 则大齿轮齿数 27 1 z07 922741 3 112 ziz 取 与互为质数 92 2 z 1 z 2 z 这样设计出的齿轮传动 既满足了吃面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 4 几何尺寸计算几何尺寸计算 1 1 计算分度圆直径 mmmmmzd54227 11 mmmmmzd184292 22 2 2 计算中心距 mmmmdda1192 18454 2 21 3 3 计算齿轮宽度 mmmmdb d 54541 1 考虑不可避免的安装误差 为了保证设计齿宽 b 和节省材料 一般将小齿轮略加宽 即mm 10 5 mmmmmmbb64 59 10 5 54 10 5 1 取 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽 即mmb62 1 mmbb54 2 5 5 圆整中心距后的强度校核圆整中心距后的强度校核 采用变位法将中心距就近整圆至 mma120 齿轮变位后 齿轮副几何尺寸发生变化 应重新校核齿轮强 度 以明确齿轮的工作能力 1 1 计算变为系数和 计算啮合角 齿数和 变位系数 中心距变动系数和齿顶 高降低系数 27 21 120 20cos119cos coscos araaar 1199227 21 zzz 27 1 z 92 2 z mmd54 1 mmd184 2 mma119 mmb62 1 mmb54 2 mma120 27 21 119 z tan 21 zinvinvxxx 507 0 20 tan119 2027 21 invinv 5 02 119120 maay 007 0 5 0507 0 yxy 从图 10 21a 可知 当前的变位系数和提高了齿轮强度 但重 合度有所下降 分配变位系数 1 x 2 x 由图 10 21 b 可知 36 0 1 x14 0 2 x 2 2 齿面接触疲劳强度校核 按前述方法计算各参数 可得 869 0 8 189 4 2 41 3 54 1 1011 5 87 1 2 1 1 1 4 1 Z MPaZ Z i mmd mNT K E H d H 代入式子 得 94 495 869 0 8 1894 2 41 3 141 3 541 1011 587 1 2 12 3 4 1 1 3 1 1 H EH d H H MPa MPa ZZZ i i d TK 齿面接触疲劳强度满足要求 并且齿面接触应力比标准齿轮 有所下降 3 3 齿根弯曲疲劳强度校核 按前述做法 计算式中各参数 507 0 x 5 0 y 007 0 y 36 0 1 x 14 0 2 x 27 2 1 682 0 83 1 78 1 27 2 10 3 1011 5 77 1 1 2 1 2 1 4 1 z mmm Y Y Y Y Y mNT K d Sa Sa Fa Fa F 将其代入下列式子 得 1 23 4 2 1 3 111 1 73 116 2721 682 0 78 110 3 1011 577 1 2 2 F d SaFaF F MPa zm YYYTK 2 23 4 2 1 3 222 2 88 87 2721 682 0 83 1 27 21011 577 1 2 2 F d SaFaF F MPa zm YYYTK 齿根弯曲疲劳强度满足要求 二 低速级齿轮传动的设计计算 二 低速级齿轮传动的设计计算 1 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按传动装置总设计方案 选用直齿圆柱齿轮传动 压力 角取为 20 2 螺旋运输机为一般工作机器 参考 机械设计 表 10 6 选用 7 级精度 3 选择材料 由 机械设计 表 10 1 选择小齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度 320HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度 350HBS 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数24 1 z 221 z 取 12 632463 2 122 ziz63 2 z 2 2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 1 1 由下式计算小齿轮分度圆直径 即 20 24 1 z 63 2 z 2 1 3 1 12 H EH d Ht t ZZZ u uTK d 1 确定公式中的各值数值 试选 3 1 Ht K 小齿轮传递的转矩 mmNT 5 2 106734 1 由 机械设计 表 10 7 选取齿宽系数1 d 由 机械设计 表 10 20 查得区域系数5 2 H Z 由 机械设计 表 10 5 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 计算接粗疲劳强度用重合度系数 Z 841 29 1224 20cos24arccos 2 cosarccos 111 aa hzz 387 24 1263 20cos63arccos 2 cosarccos 222 aa hzz 697 1 2 20tan387 24 tan63 20tan841 29 tan24 2 tan tan tan tan 22 11 zz 876 0 3 697 1 4 3 4 Z 计算接触疲劳需用应力 H 由 机械设计 图 10 25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极 限分别为 MPa H 650 1lim MPa H 680 2lim 计算应力循环次数 8 21 10716 8 1030082 165 3026060 h jLnN 88 212 10321 3 24 63 10716 8 iNN 由 机械设计 图 10 23 查得接触疲劳寿命系数 3 1 Ht K mmN T 5 2 106734 1 1 d 5 2 H Z 2 1 8 189 MPaZE 876 0 Z 8 1 10716 8 N 8 2 10321 3 N 05 1 1 HN K98 0 2 HN K 取失效概率为 1 安全系数 S 1 可得 MPaMPa S K HHN H 5 682 1 65005 1 1lim 1 1 MPaMPa S K HHN H 4 666 1 68098 0 2lim 2 2 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 1 H 2 H 即 MPa HH 4 666 2 3 计算小齿轮分度圆直径 2 1 3 1 12 H EH d Ht t ZZZ u uTK d mm948 70 539 876 0 8 1895 2 24 63 1 24 63 1 106734 1 3 12 2 5 3 2 2 调整小齿轮分度圆直径 2 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v smsm nd v t 12 1 100060 65 302948 70 100060 21 齿宽 b mmmmdb td 948 70948 701 1 3 计算实际载荷系数 H K 由 机械设计 表 10 2 查得使用系数1 A K 根据 7 级精度 由 机械设计 表 10 8 查得smv 12 1 动载荷系数04 1 V K 齿轮的圆周力 NNdTF tt 35 121 10717 4 948 70 106734 12 2 NNmmNbFK tA 1005 66 948 70 10717 4 1 3 1 MPa H 4 666 mmd t 948 70 1 smv 12 1 mmb948 70 1 A K 04 1 V K 04 1 V K 查表 10 3 得齿间载荷分配系数2 1 H K 由表 10 4 查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 得齿向载荷分布系数 由此 得到实际载荷系数424 1 H K 78 1424 1 2 104 11 HHVAH KKKKK 4 可按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm K K dd Ht H t 783 78 3 1 78 1 948 70 33 11 相应的齿轮模数 mmmmzdm283 3 24 783 78 11 3 3 按齿根弯曲疲劳强度设计按齿根弯曲疲劳强度设计 1 1 计算模数 2 2 1 1 3 F SaFa d Ft t YY Z YTK m 2 确定公式中的各参数值 试选3 1 Fa K 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 692 0 697 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 计算 F SaFaY Y 由图 10 17 查得齿形系数 65 2 1 Fa Y27 2 2 Fa Y 由图 10 18 查得应力修正系数 58 1 1 Sa Y74 1 2 Sa Y 由图 10 24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 MPa F 500 1lim MPa F 380 2lim 由图 10 22 查得弯曲疲劳寿命系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 可得 MPa S K FFN F 57 303 4 1 50085 0 1lim1 1 78 1 H K mmd783 78 1 mmm283 3 3 1 Fa K 692 0 Y MPa S K FFN F 86 238 4 1 38088 0 2lim2 2 0138 0 57 303 58 1 65 2 1 11 F SaFaY Y 0165 0 86 238 74 127 2 2 22 F SaFa YY 因为大齿轮的大于小齿轮 所以取 F SaFaY Y 0165 0 2 22 F SaFa F SaFa YYYY 3 计算模数 2 2 1 1 3 F SaFa d Ft t YY Z YTK m mmmm051 2 0165 0 241 692 0 106734 1 3 12 2 5 3 2 2 调整齿轮模数 1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v mmmmzmd t 224 4924051 2 11 smsm nd v 780 0 100060 65 302224 49 100060 21 齿宽 b mmmmdb d 224 49224 491 1 宽高比 b h mmmmmchh ta 615 4 051 2 25 0 12 2 67 10615 4 224 49 hb 2 计算实际载荷系数 F K 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数smv 780 0 03 1 V K 由NNdTFt 35 121 10799 6 224 49 106734 1 2 2 0165 0 F SaFaY Y mmmt051 2 smv 780 0 mmb224 49 67 10 hb 03 1 V K 0 1 Fa K NNmmNbFK tA 10013 138 224 49 10799 6 1 3 1 查表 10 3 得齿间在和分配系数0 1 Fa K 由表 10 4 查得 结合查图 10 13 419 1 H K67 10 hb 得 34 1 F K 则载荷系数为 38 1 34 1 0 103 1 1 FFVAF KKKKK 3 按实际载荷系数算得的齿轮模数 mmmm K K mm Ft F t 092 2 3 1 38 1 051 2 33 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于 由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主 要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力 而齿面接触疲劳 强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关 可取由弯曲疲劳 强度算得的模数 2 092mm 并就近圆整为标准值 m 2mm 按接触 疲劳强度算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数mmd948 70 1 474 352 948 70 11 mdz 取 则大齿轮齿数 36 1 z68 943663 2 122 ziz 取 与互为质数 95 2 z 1 z 2 z 这样设计出的齿轮传动 既满足了吃面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 4 几何尺寸计算几何尺寸计算 1 1 计算分度圆直径 mmmmmzd72236 11 mmmmmzd190295 22 2 2 计算中心距 mmmmdda1312 19072 2 21 3 3 计算齿轮宽度 34 1 F K 38 1 F K mmm092 2 mmm2 36 1 z 95 2 z mmd72 1 mmd190 2 mma131 mmb72 mmmmdb d 72721 1 考虑不可避免的安装误差 为了保证设计齿宽 b 和节省材料 一般将小齿轮略加宽 即mm 10 5 mmmmmmbb82 77 10 5 72 10 5 1 取 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽 即mmb77 1 mmbb72 2 5 5 圆整中心距后的强度校核圆整中心距后的强度校核 采用变位法将中心距就近整圆至 mma130 齿轮变位后 齿轮副几何尺寸发生变化 应重新校核齿轮强 度 以明确齿轮的工作能力 1 1 计算变为系数和 计算啮合角 齿数和 变位系数 中心距变动系数和齿顶 高降低系数 75 18 130 20cos131cos coscos araaar 1319536 21 zzz tan 21 zinvinvxxx 971 0 20 tan131 2075 18 invinv 5 02 131130 maay 291 0 5 0791 0 yxy 从图 10 21a 可知 当前的变位系数和增加了重合度 但承载 能力有所下降 分配变位系数 1 x 2 x 由图 10 21 b 可知 12 0 1 x85 0 2 x 2 2 齿面接触疲劳强度校核 按前述方法计算各参数 可得 mmb77 1 mmb72 2 mma130 75 18 131 z 971 0 x 5 0 y 291 0 y 12 0 1 x 85 0 2 x 862 0 8 189 68 2 63 2 72 1 106734 1 78 1 2 1 1 1 5 1 Z MPaZ Z i mmd mNT K E H d H 代入式子 得 79 650 862 0 8 18968 2 63 2 163 2 721 106734 1 78 12 12 3 5 2 2 3 1 1 H EH d H H MPa MPa ZZZ i i d TK 齿面接触疲劳强度满足要求 并且齿面接触应力比标准齿轮 有所下降 3 3 齿根弯曲疲劳强度校核 按前述做法 计算式中各参数 36 2 1 674 0 58 1 32 1 01 2 37 2 106734 1 68 1 1 2 1 2 1 5 2 z mmm Y Y Y Y Y mNT K d Sa Sa Fa Fa F 将其代入下列式子 得 1 23 5 2 1 3 112 1 35 114 3621 674 0 32 1 37 2106734 1 68 12 2 F d SaFaF F MPa zm YYYTK 2 23 5 2 1 3 221 2 08 116 3621 674 0 58 1 01 2 106734 168 1 2 2 F d SaFaF F MPa zm YYYTK 齿根弯曲疲劳强度满足要求 7 传动轴的设计和轴承的选用 一 低速轴的设计 一 低速轴的设计 图 7 1 低速轴的结构方案 图 7 2 二级直齿轮减速器 1 1 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据 机械设计 表 15 3 取 于是得120 0 A 49 42 08 115 11 5 120 3 3 3 3 0min n p Ad 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使 21 d 所选的轴直径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴 21 d 器型号 联轴器的计算转矩 查 机械设计 表 14 1 考虑 3 TKT Aca 输送机转矩变化小 故取 则 3 1 A K mmNTKT Aca 549484100068 4223 1 3 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查手册 选 ca T 用 LX3 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 1250000mmN 半联轴器的孔径 故取 半联轴器的长mmd45 1 mmd45 21 度 半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL112 mmL84 1 2 2 轴的结构设计轴的结构设计 1 1 拟定轴上零件的装配方案 经过多次分析比较 选用图 7 1 所示的装配方案 2 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1 2 轴段右端需制出 一轴肩 故取 2 3 段的直径 左端用轴端挡圈定mmd52 32 位 按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与轴配合的mmD55 毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而mmL84 1 不压在轴的端面上 故 1 2 段的长度应比略短一些 现取 1 L mml82 21 2 初步选择滚动轴承 因轴承仅受径向力 故选用深沟球轴 承 参照工作要求并根据 初步选取深沟球轴承mmd52 32 6011 其尺寸为 故mmmmmmTDd189055 而 右端滚动轴承采用轴肩进mmdd55 8743 mml18 87 行轴向定位 由手册查得 6311 型轴承的定位轴肩高度 mmd45 21 mmd52 32 mml82 21 mmd55 43 mmd55 87 mml18 87 因此 取 mmh5 3 mmd67 76 3 取安装齿轮处的轴段 4 5 的直径 齿轮的左端mmd60 54 与左轴承之间采用套筒定位 已知齿轮轮毂的宽度为 72mm 为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 故取 齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度mml68 54 由轴径查 机械设计 表 15 2 得Rh 3 2 mmd60 故取 则轴环处的直径 轴mmR2 mmh6 mmd72 65 环宽度 取 hb4 1 mml12 65 4 轴承端盖的总宽度为 20mm 由减速器及轴承端盖的结构设 计而定 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要 求 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 参见图 7 2 故取 mml30 mml50 32 5 取齿轮距箱体内壁之距离 低速级大齿轮与高速mm16 级大齿轮之间的距离 考虑箱体的铸造误差 在确mmc20 定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 s 取 mms8 已知滚动轴承宽度 高速级大齿轮轮毂 mmB29 mmL54 则mmmmsTl46 416818 6872 43 mmmmlscLl86 128162054 6576 至此 已初步确定了轴的各段直径和长度 3 3 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 按由 54 d 机械设计 表 6 1 差得平键截面 键槽mmmmhb1118 用键槽铣刀加工 长为 56mm 同时为了保证齿轮与轴配合有 良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 同样 半 6 7 n H 联轴器与轴的连接 选用平键为 半联轴mmmmmm70914 mmd67 76 mmd60 54 mml68 54 mmd72 65 mml12 65 mml50 32 mml46 43 mml86 76 器与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合 6 7 k H 来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 4 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 表 15 2 取轴端倒角为 C1 6 各轴肩处的 圆角半径如图 7 3 所示 图 7 3 低速轴的结构尺寸 计算及说明计算结果 3 3 求轴上的载荷求轴上的载荷 1 1 求作用在齿轮的力 NN d T Ft26 4449 190 42268022 2 3 NFF ntr 40 161920tan26 4449tan 2 2 首先根据轴的结构图 图 7 3 做出轴的计算简图 图 7 4 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 图 7 5 图 7 6 图 7 4 NFt26 4449 NFr40 1619 A B C D 图 7 5 图 7 6 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴 的危险截面 现将计算出的截面 C 处的 MH MV及 M 的值列 于下表 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F NF NF NH NH 11 1448 15 3001 2 1 NF NF NV NV 07 527 33 1092 2 1 弯矩 MmmNMH 207079mmNMV 75371 总弯矩 mmNM 22036975371207079 22 扭矩 T mmNT 422680 3 4 4 按弯矩合成应力校核轴的强度按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 根据上表中的数据 以及轴单向旋 转 扭转切应力为脉动循环变应力 取 轴的计算应6 0 力 前15 55MPaMPa 601 0 4226806 0 220369 3 222 3 2 W TM ca 以选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 15 1 查得 因此 故安全 MPa60 1 1 ca 2 2 中间轴的设计中间轴的设计 图 7 7 中间轴的结构尺寸 1 1 按照低速级轴的设计方法 拟定轴上零件的装配方案轴按照低速级轴的设计方法 拟定轴上零件的装配方案轴 的各段直径 的各段直径 1 1 1 2 段用于安装轴承 6311 取直径为 55mm 2 2 2 3 段用于轴肩 取直径 60mm 3 3 3 4 段为齿轮轴 分度圆直径为 72mm 4 4 4 5 段用于轴肩 取直径 65mm 5 5 5 6 段用于安装高速级大齿轮 取直径为 60mm 6 6 6 7 段用于安装轴承 6311 取直径为 55mm 2 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 1 1 1 2 段用于安装轴承 6311 长度为 18mm 2 2 2 2 3 段用于轴肩 长度为 21 5mm 3 3 3 4 段为齿轮轴 长度为 77mm 4 4 4 5 段用于轴肩 长度为 17 5mm 5 5 5 6 段用于安装高速级大齿轮 长度为 50mm 6 6 6 7 段用于安装轴承 6311 长度为 46mm 15 55MPa ca mmd55 21 mmd60 32 mmd72 43 mmd65 54 mmd60 65 mmd55 76 mml18 21 mml 5 21 32 mml77 43 mml5 17 54 mml50 65 mml46 76 3 3 确定轴上圆角和倒角尺寸确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 表 15 2 取轴端倒角为 C1 6 各轴肩处的 圆角为 R2 4 4 轴上零件的轴向定位轴上零件的轴向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按 5 6 段由 机械设计 表 6 1 查得平键截面 键槽用键槽铣刀加mmmmhb1118 工 长为 45mm 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向定位 6 7 n H 是由过渡配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 5 5 轴上弯矩及强度校核轴上弯矩及强度校核 1 1 求作用在齿轮的力 NFF NN d T F ntr t 85 169120tan33 4648tan 33 4648 72 16734022 11 1 2 1 NFF NN d T F ntr t 03 66220tan91 1818tan 91 1818 184 16734022 22 2 2 2 2 2 根据轴的结构图做出轴的计算简图 图 7 8 根据轴的 计算简图作出轴的弯矩图 图 7 9 和扭矩图 图 7 10 图 7 8 NF NF r t 85 1691 33 4648 1 1 NF NF r t 03 662 91 1818 2 2 A B C D 图 7 9 图 7 10 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴 的危险截面 现将计算出的截面 B 处的 MH