减速器说明书

1 减速器设计减速器设计 班班 级级 机械 122 姓姓 名名 倪杨 学学 号号 12556213 联系方式联系方式 641939 2 目录目录 1方案分析 3 2选择电机 4 3分配传动比 6 4带传动设计 7 5齿轮设计 10 6轴 轴承 键的设计 33 7联轴器的计算 48 8设计小结 49 3 1 方案分析方案分析 1 设计内容 设计一种带式输送机的传动装置中的带传动与减速器 减速器 结构为二级斜齿减速器 2 设计过程 方案分析 选择电机 分配传动比 带传动设计 齿轮计算 轴 轴承 键的设计 画各种图 设计心得 3 设计工作量 设计说明一份 结构草图一份 坐标纸手绘 减速器装配图 一份 大带轮 小带轮 四个齿轮 三根轴的 零件图 减速器 3D 装配图 一份 减速器 3D 动画 三根轴的应力应变图 4 要求数据 如下表 冲击工作年限运行形式输出转速 r min 输出扭矩 n m 小 9 单向 45450 4 2 选择电机选择电机 考虑因素 Y 系列 最经济 1计算电机的参数 kw12 2 9550 45 450 9550 NT p出 99 0 98 0 0 99 98 0 95 0 93 0 齿轮 轴承 带传动 取最大值 联 0 99 894 099 0 99 0 99 0 95 0 23 联 齿轮 2 轴承 3 带传动总 kw371 2kw 894 0 12 2p p 总 w 电 根据要求 带的传动比小于 3 齿轮传动比小于 4 取 总 1 53 3 4 4 总 31 56 电 总 出 31 56 45 1420 2选取电机 选取 4 级三相异步电机 查询 机械设计基础课程设计指导书 P143 页表 8 1 根据 选取型号为 Y100L2 4 电机 额 电 此电机经济实惠 用于空气中不含易燃 易爆或腐蚀性气体的场所 适用于 无特殊要求的机械上 3汇总表如下 5 型号额定功率额定转速 Y100L2 43KW1420 6 3 分配传动比分配传动比 31 56 总 带 12 34 3 16 3 总 3 51 12 3 16 34 0 9 2 844 带 总 12 34 初选表格如下 带 12 34 3 513 162 844 7 4 带传动设计带传动设计 设计第一级用的普通 V 带传动 电动机功率 转速kwp3 传动比 每天工作 16 小时 参考书机械设计min 14201rn 51 3 i 课本 1确定计算功率 cap 由表 8 8 查到工作情况系数 故2 1 Ak kwpkpAca6 33 2 1 2选择 V 带的带型 根据由图 8 11 选用 A 型1 npca 3根据带轮的基准直径并验算带的速度 dd 1 初定带速 由表 8 7 和表 8 9 取小带轮的基准直径1ddmmdd901 2 验算带速 按式 8 13 验算带的速度 s m69 6 1000 60 1420 90 1000 60 nd 11d smv 因为 5m s v 30m s 故带速合适 3 计算大带轮的基准直径 根据式 8 15a 计算大带轮的基准直径 mmmmidddd31690 51 312 根据表 8 9 取标准值为mmdd3152 4确定 V 带的中心距 a 和基准长度dL 1 根据式 8 20 初定中心距mma5000 2 由式 8 22 计算带所需的基准长度 mmmm a dd ddaL dd ddd1661 500 4 90315 31590 2 500 2 4 1 2 2 2 0 2 2 2100 由表 8 2 选带的基准长度mmLd1640 3 按式 8 23 计算实际中心距 a mmmm LdLd aa490 2 16611640 500 2 0 0 根据式 8 24 中心距的变化范围为 465 539mm 8 5验算小带轮上的包角1 120 154 490 3 57 90315180 a 3 57 180 121dd dd 6计算带的根数 z 1 计算单根 V 带的额定功率 rP 由0532 1得48查表min 1420和90011 Prnmmdd 根据 WPAi17 0得58型带 查表和51 3min r1420n01 查表 8 6 得 表 8 2 得 于是0 93a K99 0 LK kWkWKKPPPL13 199 0 93 0 17 00532 1 a0r 2 计算 V 带的根数 z 18 3 13 1 6 3 Pr caP z 取 3 根 7计算单根 V 带的初拉力0F 由表 8 3 得 A 型带的单位长度质量 q 0 105kg m 所以 Nqv zvK PK F a caa 5 14369 6 105 0 69 6 3 93 0 3 3 93 05 2 500 5 2 22 0 8计算压轴力PF NNzFFP9 838 2 154 sin 5 143 3 2 2 sin2 1 0 9大小轮的绘制 mmmm n P d4 14 1420 3 112112 33 9 根据定理选择第二个偶数或者 5 的倍数 选择 15mm 10 带传动设计数据如下表 1 2 带 实 压轴力 90mm315mm3 5838 9N 10 5 齿轮设计齿轮设计 1计算齿轮参数 kw765 299 0 99 0 95 0 kw3 2 2 kw822 299 0 95 0 kw3 1 1 2 齿 2 轴承带电齿轮 轴承带电齿轮 PP PP min r128min r 16 3 406 i n n min r405min r 5 3 1420 i n n 12 1 2 带 电 1 2具体计算 第一级减速可有以下数据 min r405n kw822 211齿轮 P 两班制 个工作日计算240每年以年9 工作寿命16 3齿数比为 选精度等级 材料 确定齿数 1 按照设计的传动方案草图 选用斜齿圆柱齿轮传动 初定压力角 20 2 参考 P205 表 10 6 选用 7 级精度 3 材料选择 由 P191 表 10 1 选择小齿轮材料 40Cr 调质 齿面 硬度 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度为 240HBS 4 选择齿轮齿数79z 大齿轮25z小齿轮21 5 初定螺旋角 14 按照齿面接触疲劳强度设计 1 可以由以下公式得出小齿轮分度圆直径 3 2 1 1 1 2 H EH d Ht t ZZZZ u uTK d 1 确定公式中的各参数值 试选5 1 HtK 11 计算小齿轮传递的转矩 mm 66543mm 405 1000 822 2 9550所以 9550 可得 9550 1NNT N P T TN P 1选取齿宽系数 206 710查表d P 8 189 202 510E ZP选查表 由图 10 20 P203 查取区域系数 那条线0取 0433 221 xxZH 由式 10 21 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 958 2314cos 1 279 562 20cos 79arccos cos2 1cosarccosa 675 2914cos 1 225 562 20cos 25arccos cos2 1cosarccosa 562 2014cos 20tanarctancos tanarctan 222t 111t 1 anhzz anhzz n 659 0 645 1 984 1 984 11 3 645 14 1 3 4 984 1 14 tan 20 1 tan 645 1 2 tantantantan 1 1 221 11 Z z zaz d t 12 a583 力 即轮副的接触疲劳需用应取其中较小者作为该齿 a583a 1 550 06 1 s a570a 1 600 95 0 s 得1410 由式1 安全系数为 1取失效概率为 06 1 95 0查取接触疲劳寿命系数 208 2310由图 10 658 225 79 10 39808 8u 10 39808 8240 9 8 2 1 405 6060 计算应力循环次数15 10由式 a550 a600 接触疲劳极限分别为查得小齿轮和大齿轮的d P211 2510由图 计算接触疲劳许用应力 985 014coscos螺旋角系数 1H 2lim2 2 1lim1 1 21 88 12 8 11 2lim1lim MP MPMP HK MPMP HK S KKP NN jLhnN MPMP Z H HN H HN H HNHN HH H 2 计算小齿轮分度圆直径 mm109 41 583 985 0 659 0 8 189 433 2 25 79 125 79 1 66543 5 1 2 1 2 3 2 3 2 1 1 H EH d Ht t ZZZZ u uTK d 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 872 0 1000 60 405 109 41 1000 60 11 齿宽 b mmmmdbtd109 41109 41 11 13 2 计算实际载荷系数 HK 由表 10 2 P192 查得使用系数 251 AK 根据 05 1查得系数810级精度 由图7 872 0v Ksmv 齿轮的圆周力 4 1得齿间载荷分配系数 195 310查表 100 44 98 109 41 10 237 3 25 1 10 237 3109 41 66543 2 2 3 1 3 111 H tA tt Kp mmNmmNmmNbFK NNdTF 由表 10 4 P196 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布 置时 417 1 HK 则载荷系数为 604 2417 1 4 1 05 1 25 1 HHVAHKKKKK 3 由式 10 12 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mmmm mmmm tK K dd H H t 918 125 14cos 407 49 zcosdm 及相应的齿轮模数 407 49 5 1 604 2 109 41 11n 33 11 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 1 由式 10 20 试算齿轮模数 即 3 1 2 2 1 cos2 F saFa d Ft nt YY z YYTK m 1 试确定公式中的各参数值 试选载荷系数5 1 FtK 由式 10 18 可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 14 682 0735 1 75 025 0 75 025 0 735 1140 13cos 645 1cos 140 13cos20 56214tantancostanarctan av 22 av Y atc b tb 由式 10 19 可得计算计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 769 0 120 14 984 11 120 1 Y 计算1 F saFaYY 由当量齿数 48 8614cos 7914cos 37 2714cos 25cos 33 22 33 11 zzzzvv 查图 10 17 得齿形系数19 2 64 221 FaFaYY 由图 10 18 查得应力修正系数 75 1 57 121 sasaYY 15 0159 0 YYYY 大于小齿轮 所以取 YY 因为大齿轮的 0159 0 57 241 75 1 19 2YY 0135 0 14 307 57 1 64 2YY a57 241a 4 1 380 89 0 s a14 307a 4 1 500 86 0 s 得1410 由式4 1 安全系数为 1取失效概率为 89 0 86 0查取接触疲劳寿命系数2210由图 10 658 225 79 10 39808 8u 10 39808 8240 9 8 2 1 405 6060 计算应力循环次数15 10由式 a380 a500接触疲劳极限分别为查得小齿轮和大齿轮的c2410由图 计算接触疲劳许用应力 2 sa2Fa2saFa saFa 2 sa2Fa2 1 sa1Fa1 2lim2 2 1lim1 1 21 88 12 8 11 2lim1lim FF F F F FN F FN F FNFN HH H MPMP HK MPMP HK S KK NN jLhnN MPMP 2 计算齿轮模数 mm z YYTK Fd Ft nt 359 10159 0 25 1 14cos 769 0 682 0 66543 5 1 2 YY cos2 m 3 2 2 3 saFa 1 2 2 1 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 sm nd v mmzmdnt 743 0 1000 60 015 3514cos 25 359 1cos 11 11 齿宽 b mmmmdb d 015 35015 35 1 1 16 齿高 h 及宽高比 b h 45 1105775 3 015 35 05775 3359 1 25 01 22 hb mmmmmchhntnan 2 计算实际载荷系数FK 05 1查得动载荷系数810级精度 由图7 743 0v根据 Kvsm 2 1得齿间载荷分配系数310查表 100 69 135015 35 10 801 3 25 1 10 801 3015 35 66543 2 2由 3 1 3 111t F tA K mmmmNbFK NNdTF 1735 238 1 2 1 05 1 25 1 则载荷系数为 38 1 得1310 查图45 11h b 结合417 1用插值法查得410由表 FFVAF FH KKKKK KK 3 由 10 13 可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 mmmm K K mm Ft F ntn538 1 5 1 1735 2 359 1 33 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的发面模数大于由齿根弯曲nm 疲劳强度计算的法面模数 从满足弯曲疲劳强度出发 从标准中就近取 为了同时满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径2 nm 来计算小齿轮的齿数 即mmd109 411 取则94 192 14cos 109 41 cos11 nmdz 201 z 取 互为质数 2 6320 16 312 uzz672 z 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 mm66 89mm 14cos2 2 6720 cos2 21 mnzz a 17 考虑模数从 1 538mm 增大圆整至 2mm 为此将中心距减小圆整为 89mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 17 12 89 2 2 6720 arccos 2 arccos 21 a mzzn 3 计算小 大齿轮的分度圆直径 mmmm mz d mmmm mz d n n 081 137 17 12cos 2 67 cos 920 40 17 12cos 2 20 cos 2 2 1 1 4 计算齿轮宽度 mmmmdbd920 40920 40 11 取mmbmmb46 4112 5 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后 等均产生变化 应重新校 YYKZKFH 和 核齿轮强度 以明确齿轮的工作能力 1 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法 计算 10 22 中的各参数 415 2417 12cos 1 267 422 20cos 67arccos cos2 1cosarccosa 384 3117 12cos 1 220 422 20cos 20arccos cos2 1cosarccosa 422 202 171cos 20tanarctancos tanarctan 222t 111t 1 anhzz anhzz n 18 989 0741 0 8 189 45 2 35 320 67 920 401 1 665431 989 02 171coscos螺旋角系数 741 0 627 1 373 1 373 11 3 627 14 1 3 4 373 1 17 12 tan 20 1 tan 627 1 2 tantantantan 2 1 1 1 221 11 ZZ MPaZZu ddmmNT Z Z z zaz EH d t a572 力 即轮副的接触疲劳需用应取其中较小者作为该齿 a572a 1 550 04 1 s a570a 1 600 95 0 s 得1410 由式1 安全系数为 1取失效概率为 04 1 95 0查取接触疲劳寿命系数2310由图 10 507 220 67 10 39808 8u 10 39808 8240 9 8 2 1 405 6060 1H 2lim2 2 1lim1 1 21 88 12 8 11 MP MPMP HK MPMP HK S KK NN jLhnN H HN H HN H HNHN H EH d H H H H H EH d Ht t MPa MPa ZZZZ u u d TK K K ZZZZ u uTK d 7 562 989 0 741 0 8 189 45 2 20 67 120 67 145 45 1 66543 579 2 2 1 2 579 2417 1 4 1 04 1 25 1 417 1 4 1K 1 04K m s957 0v bmm145 45 572 989 0 741 0 8 189 45 2 20 67 120 67 1 66543 5 1 2 1 2 3 1 3 1 Hv 3 2 3 2 1 1 满足齿面接触疲劳强度条件 2 齿根弯曲疲劳强度校核 19 69 0693 1 75 025 0 75 025 0 693 1426 11cos 627 1cos 426 11cos20 42217 12tanarctancostanarctan av 22 av Y b tb 861 0 120 17 12 373 11 120 1 Y 73 7117 12cos 67cos 41 2117 12cos 20cos 33 22 33 11 zz zz v v 查图 10 17 得齿形系数23 2 77 2 21 FaFaYY 由图 10 18 查得应力修正系数76 1 56 121 sasaYY 0164 0 YYYY 大于小齿轮 所以取 YY 因为大齿轮的 0164 0 86 238 76 1 23 2YY 0141 0 14 307 56 1 77 2YY a86 238a 4 1 380 88 0 s a14 307a 4 1 500 86 0 s 得1410 由式4 1 安全系数为 1取失效概率为 88 0 86 0查取接触疲劳寿命系数2210由图 10 507 220 67 10 39808 8u 10 39808 8240 9 8 2 1 405 6060 计算应力循环次数15 10由式 a380 a500接触疲劳极限分别为查得小齿轮和大齿轮的c2410由图 计算接触疲劳许用应力 2 sa2Fa2saFa saFa 2 sa2Fa2 1 sa1Fa1 2lim2 2 1lim1 1 21 88 12 8 11 2lim1lim FF F F F FN F FN F FNFN HH H MPMP HK MPMP HK S KK NN jLhnN MPMP 计算齿轮模数 mm z YYTK Fd Ft nt 889 10164 0 20 1 861 0 956 0 69 0 66543 5 1 2 YY cos2 m 3 2 3 saFa 1 2 2 1 20 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 sm nd v mmzmdnt 820 0 1000 60 649 3817 12cos 20 889 1cos 11 11 齿宽 b mmb649 38 齿高 h 及宽高比 b h 093 925 4 649 38 25 4889 1 25 01 22 hb mmmmmchhntnan 2 计算实际载荷系数FK 06 1查得动载荷系数810级精度 由图7 820 0v根据 Kvsm 2 1得齿间载荷分配系数310查表 100 111649 38 10 443 3 25 1 10 443 3649 38 66543 2 2由 3 1 3 111t F tA K mmmmNbFK NNdTF 3055 245 1 2 1 06 1 25 1 则载荷系数为 45 1 得1310 查图093 9h b 结合417 1用插值法查得410由表 FFVAF FH KKKKK KK 20 2 1 17 12 861 0 69 0 76 1 56 11 23 2 77 2 66543 3055 2可以得到如下数据 12 211 zmYYY YYYmmNTK ndSa SaFaFaF 21 2 23 2 1 23 2 1 2 1 23 2 1 23 2 1 1 636 213 20 2 1 17 12cos 861 0 69 0 76 1 23 2 66543 3055 2 2cos2 212 235 20 2 1 17 12cos 861 0 69 0 56 1 77 2 66543 3055 2 2cos2 F nd saFaF F F nd saFaF F MPa zm YYYYTK MPa zm YYYYTK 齿根疲劳弯曲疲劳强度满足要求 并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏的能力 大于大齿轮 6 主要设计结论 齿数模数 m 2mm 压力角 螺旋角 67 2021 zz 20 变位系数 17 12 中心距 齿宽 小齿轮选用021 xxmma89 mmbmmb46 4112 40Cr 调质 大齿轮选用 45 钢 调质 齿轮按 7 级精度设计 第二对齿轮 具体计算 第二级减速 min r128n kw765 212齿轮 P 齿数比 2 844 工作寿命 9 年 两班制 选精度等级 材料 确定齿数 6 按照设计的传动方案草图 选用斜齿圆柱齿轮传动 7 精度等级参考 机械设计 中的 10 6 从 6 8 中选择 7 8 选择齿轮齿数57z 大齿轮20z小齿轮21 9 初定螺旋角 12 10 初定压力角 20 按照齿面接触疲劳强度设计 2 可以由以下公式得出小齿轮分度圆直径 3 2 1 1 1 2 H EH d Ht t ZZZZ u uTK d 22 3 确定公式中的各参数值 试选5 1 HtK 计算小齿轮传递的转矩 mm 10 22 2mm 128 1000 765 2 9550所以 9550 可得 9550 5 1NNT N P T TN P 1710d 选取齿宽系数查表 8 189 202 510E ZP选查表 由图 10 20 查取区域系数 那条线取0 0433 2 21 xxKH 由式 10 21 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 23 a576 力 即轮副的接触疲劳需用应取其中较小者作为该齿 a5 632a 1 550 15 1 s a576a 1 600 96 0 s 得1410 由式1 安全系数为 1取失效概率为 15 1 96 0查取接触疲劳寿命系数2310由图 10 313 920 57 10 6542 2u 10 6542 2240 9 8 2 1 128 6060 计算应力循环次数15 10由式 a550 a600 接触疲劳极限分别为查得小齿轮和大齿轮的d2412由图 计算接触疲劳许用应力 989 012coscos螺旋角系数 746 0 617 1 3532 1 3532 11 3 617 14 1 3 4 3532 1 12 tan 20 1 tan 617 1 2 tantantantan 025 2512cos 1 257 41 20cos 57arccos cos2 1cosarccosa 38 3112cos 1 220 41 20cos 20arccos cos2 1cosarccosa 41 2012cos 20tanarctancos tanarctan 1H 2lim2 2 1lim1 1 21 78 12 8 21 2lim1lim 1 1 2 21 1 1 222t 111t 1 MP MPMP HK MPMP HK S KK NN jLhnN MPMP Z Z z zaz anhzz anhzz H HN H HN H HNHN HH H d tt n 1 计算小齿轮分度圆直径 mm833 65 605 989 0 746 0 8 189 433 2 20 57 120 57 1 10 22 2 5 1 2 1 2 3 2 5 3 2 1 1 H EH d Ht t ZZZZ u uTK d 2 调整小齿轮分度圆直径 24 1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v smsm nd v t 441 0 1000 60 128 833 65 1000 60 11 齿宽 b mmdbtd833 651 2 计算实际载荷系数 HK 由表 10 2 查得使用系数25 1 AK 根据 03 1查得系数810级精度 由图7 441 0v Ksmv 齿轮的圆周力 2 1得齿间载荷分配系数310查表 100 06 128 833 65 10 563 6 25 1 10 744 6833 65 10 22 2 2 2 3 1 35 111 H tA tt K mmNmmNmmNbFK NNdTF 由表 10 4 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 422 142246 1 HK 则载荷系数为 197 2422 1 2 1 03 1 25 1 HHVAHKKKKK 3 由式 10 12 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mmmm mmmm tK K dd H H t 656 320 12cos 76 74 zcosdm 及相应的齿轮模数 76 74 5 1 197 2 833 65 11n 33 11 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 1 由式 10 20 试算齿轮模数 即 25 3 1 2 2 1 cos2 F saFa d Ft nt YY z YYTK m 1 试确定公式中的各参数值 试选载荷系数5 1 FtK 由式 10 18 可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y 696 0681 1 75 025 0 75 025 0 681 1267 11cos 617 1cos 267 11cos20 4112tantancostanarctan av 22 av Y atc b tb 由式 10 19 可得计算计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 8319 0 120 12 681 11 120 1 Y 计算1 F saFaYY 由当量齿数 91 6012cos 5712cos 37 2112cos 20cos 33 22 33 11 zzzzvv 查图 10 17 得齿形系数23 2 74 221 FaFaYY 由图 10 18 查得应力修正系数76 1 56 121 sasaYY 计算应力循环次数15 10由式 a380 a500接触疲劳极限分别为查得小齿轮和大齿轮的c2412由图 计算接触疲劳许用应力 2lim1limMPMPHH H 26 0151 0 YYYY 大于小齿轮 所以取 YY 因为大齿轮的 0151 0 57 260 76 1 23 2YY 0128 0 93 333 56 1 74 2YY a57 260a 4 1 380 96 0 s a93 333a 4 1 500 85 0 s 得1410 由式4 1 安全系数为 1取失效概率为 96 0 85 0查取接触疲劳寿命系数2210由图 10 313 920 57 10 6542 2u 10 6542 2240 9 8 2 1 128 6060 2 sa2Fa2saFa saFa 2 sa2Fa2 1 sa1Fa1 2lim2 2 1lim1 1 21 78 12 8 11 FF F F F FN F FN F FNFN MPMP HK MPMP HK S KK NN jLhnN 2 计算齿轮模数 mm z YYTK Fd Ft nt 389 20151 0 20 1 12cos 8139 0 696 0 10 22 2 5 1 2 YY cos2 m 3 2 25 3 saFa 1 2 2 1 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 sm nd v mmzmdnt 327 0 1000 60 84 4812cos 20 389 2cos 11 11 齿宽 b mmmmddb84 4884 48 11 27 齿高 h 及宽高比 b h 086 9375 5 84 48 375 5389 2 25 01 22 hb mmmmmchhntnan 2 计算实际载荷系数FK 03 1查得动载荷系数810级精度 由图7 327 0v根据 Kvsm 2 1得齿间载荷分配系数310查表 100 67 23284 48 10 09 9 25 1 10 09 984 48 10 22 2 2 2由 3 1 35 111t F tA K mmNmmNbFK NNdTF 1321 238 1 2 1 03 1 25 1 则载荷系数为 38 1 得1310 查图086 9h b 结合419 1用插值法查得410由表 FFVAF FH KKKKK KK 3 由 10 13 可得按实 际载荷系数算得的齿轮模数 mmmm K K mm Ft F ntn686 2 5 1 1321 2 389 2 33 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的发面模数大于由齿根弯曲nm 疲劳强度计算的法面模数 从满足弯曲疲劳强度出发 从标准中就近取 为了同时满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分度圆5 2 nm 直径来计算小齿轮的齿数 即mmd84 481 取则89 232 12cos 84 48 cos11 nmdz 241 z 取 互为质数 256 6824 844 212 uzz712 z 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 28 mm40 121mm 12cos2 5 2 7124 cos2 21 mnzz a 考虑模数从 2mm 增大至 2 5mm 为此将中心距减小圆整为 121mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 067 11 121 2 5 2 7124 arccos 2 arccos 21 a mzzn 3 计算小 大齿轮的分度圆直径 mmmm mz d mmmm mz d n n 863 180 067 11cos 5 2 71 cos 137 61 067 11cos 5 2 24 cos 2 2 1 1 4 计算齿轮宽度 mmdbd137 611 取mmbmmb66 6112 5 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后 等均产生变化 应重新校 YYKZKFH 和 核齿轮强度 以明确齿轮的工作能力 1 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法 计算 10 22 中的各参数 29 991 0067 11coscos螺旋角系数 708 0 698 1 494 1 494 11 3 698 14 1 3 4 494 1 067 11 tan 24 1 tan 698 1 2 tantantantan 164 24067 11cos 1 271 348 20cos 71arccos cos2 1cosarccosa 921 29067 11cos 1 224 348 20cos 24arccos cos2 1cosarccosa 348 20067 11cos 20tanarctancos tanarctan 1 1 221 11 222t 111t 1 Z Z z atzaz anhzz anhzz d t n 991 0 708 0 8 189 45 2 96 224 71 137 611 1 10 22 21 2 1 5 ZZMPaZZ uddmmNT EH a576 力 即轮副的接触疲劳需用应取其中较小者作为该齿 a5 632a 1 550 15 1 s a576a 1 600 96 0 s 得1410 由式1 安全系数为 1取失效概率为 14 1 96 0查取接触疲劳寿命系数2310由图 10 9719 824 71 10 6542 2u 10 6542 2240 9 8 2 1 128 6060 1H 2lim2 2 1lim1 1 21 78 12 8 11 MP MPMP HK MPMP HK S KK NN jLhnN H HN H HN H HNHN H EH d H H H H H EH d Ht t MPa ZZZZ u u d TK K K ZZZZ u uTK d 693 991 0 708 0 8 189 45 2 96 2 196 2 88 65 1 10 22 2 1726 2 2 1 2 1726 242 1 2 1 02 1 25 1 42 1 2 1K 1 02K m s43 0v bmm88 65 576 991 0 708 0 8 189 45 2 24 71 124 71 1 10 22 2 5 1 2 1 2 3 5 1 3 1 Hv 3 2 5 3 2 1 1 30 满足齿面接触疲劳强度条件 2 齿根弯曲疲劳强度校核 677 0755 1 75 025 0 75 025 0 755 139 10cos 698 1cos 39 10cos20 348067 11tanarctancostanarctan av 22 av Y b tb 8706 0 120 39 10 494 11 120 1 Y 610 7439 10cos 71cos 220 2539 10cos 24cos 33 22 33 11 zz zz v v 查图 10 17 得齿形系数24 2 63 221 FaFaYY 由图 10 18 查得应力修正系数77 1 58 121 sasaYY 01491 0 YYYY 大于小齿轮 所以取 YY 因为大齿轮的 01491 0 266 77 1 24 2YY 01264 0 57 328 58 1 63 2YY a266a 4 1 380 98 0 s a57 328a 4 1 500 92 0 s 得1410 由式4 1 安全系数为 1取失效概率为 98 0 92 0查取接触疲劳寿命系数2210由图 10 967 896 2 10 654 2u 10 654 2240 9 8 2 1 128 6060 计算应力循环次数15 10由式 a380 a500接触疲劳极限分别为查得小齿轮和大齿轮的c2412由图 计算接触疲劳许用应力 2 sa2Fa2saFa saFa 2 sa2Fa2 1 sa1Fa1 2lim2 2 1lim1 1 21 78 12 8 11 2lim1lim FF F F F FN F FN F FNFN HH H MPMP HK MPMP HK S KK NN jLhnN MPMP 计算齿轮模数 31 mm z YYTK Fd Ft nt 166 201491 0 24 1 8706 0 677 0 10 22 2 5 1 2 YY cos2 m 3 2 5 3 saFa 1 2 2 1 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 sm nd v mmzmdnt 355 0 1000 60 967 52067 11cos 24 166 2cos 11 11 齿宽 b mmb96 527 齿高 h 及宽高比 b h 867 108735 4 96 52 8735 4166 2 25 01 22 hb mmmmmchhntnan 2 计算实际载荷系数FK 04 1查得动载荷系数810级精度 由图7 351 0v根据 Kvsm 2 1得齿间载荷分配系数310查表 100 88 19796 52 10 384 8 25 1 10 384 896 52 10 22 2 2 2由 3 1 35 111t F tA K mmNmmNbFK NNdTF 1528 238 1 2 1 04 1 25 1 则载荷系数为 38 1 得1310 查图867 10h b 结合42 1用插值法查得410由表 FFVAF FH KKKKK KK 32 71 24 5 2 1 067 11 8706 0 677 0 77 1 58 11 24 2 63 2 10 22 2 1528 2可以得到如下数据 2 12 21 5 1 zzmYYY YYYmmNTK ndSa SaFaFaF 2239 24 5 2 1 067 11cos 8706 0 677 0 77 1 24 2 10 22 2 1528 2 2 cos2 5 250 24 5 2 1 067 11cos 8706 0 677 0 58 1 63 2 10 22 2 1528 2 2 cos2 23 25 1 23 2 1 2 1 23 25 1 23 2 1 1 F nd saFaF F F nd saFaF F MPa zm YYYYTK MPa zm YYYYTK 齿根疲劳弯曲疲劳强度满足要求 并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏的能力 大于大齿轮 6 主要设计结论 齿数模数 m 2 5mm 压力角 螺旋角 71 2421 zz 20 067 11 变位系数 中心距 齿宽 021 xxmma121 mmbmmb66 6112 小齿轮选用 40Cr 调质 大齿轮选用 45 钢 调质 齿轮按 7 级精度设计 33 6 轴 轴承 键的设计轴 轴承 键的设计 1 输入轴的设计及校核 1 按扭转强度条件计算 求轴的最小直径 计算得 mmd39 21 405 822 2 1123 取 mmd24 选取轴的材料为 45 调质处理 2 按弯扭合成强度条件计算 做出轴的计算简图 即力学模型 斜齿轮的齿轮受力分析 34 求得 NFF NFF NFFF N d T F ntn ta ntttr t 9 3621 17 12cos20 cos3327 cos cos 5 71717 12tan3327tan 77 123817 12cos 20tan3327cos tantan 3327 40 106543 622 11 11 111 4 1 1 1 3 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 如图所示 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用力 故选用 深沟球轴承 查机械手册得 基本尺寸 mm 轴承代 号 dDB 6205255215 3 轴上零件的周向定位 齿轮 皮带轮与轴的周向定位均采用平键连接 查询书本表 6 1 齿轮与轴的连接 选用平键为 配合为 mmmmmm3278 6 7 n H 35 皮带轮与轴的连接 选用平键为 配合为 mmmmmm4078 6 7 k H 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的 此处选轴的直径尺寸公 差为 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考书本表 15 2 取轴端倒角为 C2 4 求轴上的载荷 首先根据轴的结构简图做出轴的计算简图 作为简支梁的轴的支承跨距 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 mmL95 233 36 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 及值列于下表 H M V MM 载 荷 水平面 H垂直面 V 支 反 力 F NFNF NHNH 1969 731 21 NF NF NV NV 5 645 5 358 2 1 弯 矩 M mmNMH 5 92471 mmNM mmNM V V 5 15330 25 45350 2 1 总 弯 mmNM 4 10299225 45350 5 92471 22 1 mmNM 7 93733 5 15330 5 92471 22 2 37 5 按弯扭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 以及轴双向旋转 扭转切应力为脉动循环 变应力 取 轴的计算应力6 0 MPa d tdbtdW TM ca 9 48 232 10303 76 0 4 102992 2 3 2 42 2 1 2 1 前已选定轴的材料为 45 调质处理 由表 15 1 查得 r C MPa70 1 因此 故安全 1 ca 2 中间轴的设计与校核 1 按扭转强度条件计算 求轴的最小直径 计算得 mmd19 31 128 765 2 1123 因为有轴承所以取 mmd35 选取轴的材料为 45 调质处理 矩 扭 矩 T mmNT 4 1 10303 7 38 2 按弯扭合成强度条件计算 做出轴的计算简图 即力学模型 1 斜齿轮 的齿轮受力计算 NFF NFF NFFF N d T F ntn ta ntttr t 49 3346 17 12cos20 cos3074 cos cos 9 66217 12tan3074tan 8 114417 12cos 20tan3074cos tantan 3074 134 1006 222 11 11 111 5 1 1 1 2 斜齿轮 的齿轮受力计算 NFF NFF NFFF N d T F ntn ta ntttr t 8 9383 255 13cos20 cos8583 cos cos 8 2021255 13tan8583tan 1747255 13cos 20tan8583cos tantan 8583 48 1006 222 22 22 222 5 2 2 2 39 6 轴的结构设计 3 拟定轴上零件的装配方案 如图所示 4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用力 故选用 深沟球轴承 查机械手册得 基本尺寸 mm 轴承代 号 dDB 6207357217 5 轴上零件的周向定位 大小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接 查询书本表 6 1 大齿轮与轴的连接 选用平键为 配合为 mmmmmm32810 6 7 n H 小齿轮与轴的连接 选用平键为 配合为 mmmmmm40810 6 7 k H 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的 此处选轴的直径尺寸公 差为 m6 40 6 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考书本表 15 2 取轴端倒角为 C2 各轴肩处的圆角为 R1 3 求轴上的载荷 首先根据轴的结构简图做出轴的计算简图 作为简支梁的轴的支承跨距 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 mmL5 179 41 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 C 处的 及值列于下表 H M V MM 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F NF NF NH NH 6 420 6 2485 2 1 NF NF NV NV 2 371 2 3086 2 1 弯矩 M mmNM mmNM H H 64 135216 14 19726 2 1 mmNM mmNM mmNM mmNM V V V V 08 132225 28 167889 28 48297 28 17409 2 2 1 1 42 4 按弯扭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 B C 的强度 根据上表中的数据 以及轴双向旋转 扭转切应力为脉动循 环变应力 取 轴的