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1、展開式二級圓柱齒輪減速器 (E7) 齊齊哈爾大學(xué)普通高等教育 機械設(shè)計課程設(shè)計 題目題號： 展開式二級圓柱齒輪減速器（ E7） 學(xué) 院： 機電工程學(xué)院 專業(yè)班級： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 李明 成 績： 2014年 12 月 24 日 機械設(shè)計課程設(shè)計成績評閱表 題 目 評分 項目 分 值 評價標(biāo)準(zhǔn) 評 價 等 級 得分 A級（系數(shù) 1.0） C級（系數(shù)為 0.6） 選題 合理 性 題目 新穎 性 1 0 課題符合本 專業(yè)的培養(yǎng) 要求，新穎、 有創(chuàng)新 基本符合，新 穎性一般 內(nèi)容 和方 案技 術(shù)先 進性 1 0

2、設(shè)計內(nèi)容符 合本學(xué)科理 論與實踐發(fā) 展趨勢，科 學(xué)性強。方 案確定合 理，技術(shù)方 法正確 有一定的科 學(xué)性。方案及 技術(shù)一般 文字 與 圖紙 質(zhì)量 2 0 設(shè)計說明書 結(jié)構(gòu)完整， 層次清楚， 語言流暢。 設(shè)計圖紙質(zhì) 量高，錯誤 較少。 設(shè)計說明書 結(jié)構(gòu)般，層 次較清楚，無 董大語法錯 誤。 圖紙質(zhì)量一 般，有較多錯 誤  獨立 工作 及創(chuàng) 造性 2 0 完全獨立工 作，有一定 創(chuàng)造性 獨立工作及 創(chuàng)造性一般 工作 態(tài)度 2 0 遵守紀(jì)律， 工作認真， 勤奮好學(xué)。 工作態(tài)度一 般。 答辯 情況 2 0 介紹、發(fā)言

3、準(zhǔn)確、清晰， 回答問題正 確， 介紹、發(fā)言情 況一般，回答 問題有較多 錯誤。 評價 總分 總體 評價 注：1、評價等級分為A、B、C、D四級，低于A高于 C為B，低于C為D。 2、 每項得分=分值X等級系數(shù)（等級系數(shù)：A為1.0, B 為 0.8, C 為 0.6, D 為 0.4） 3、 總體評價欄填寫“優(yōu)”、“良”、“中”、“及格”、“不 及格”之一。 摘要 減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、圓柱齒輪傳動所組成的獨立部件，齒輪 傳動是應(yīng)用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞 運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小

4、型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術(shù) 方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此， 它在各種機械設(shè)備和儀器儀表中被廣泛使用，常用在動力機與工作機之間的傳動裝置，本次 設(shè)計的是帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器。首先運用 AutoCAD 進行傳統(tǒng)的二維平面設(shè) 計，完成圓柱齒輪減速器的平面零件圖和裝配圖的繪制。通過課程設(shè)計，樹立正確的設(shè)計思 想，培養(yǎng)綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識來分析和解決機械設(shè) 計問題的能力及學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法和步驟。 關(guān)鍵詞：圓柱齒輪 軸系 傳動效率 齒輪傳動 減速器設(shè)計 目錄 第一章 設(shè)計任務(wù)書

5、5 1.1 設(shè)計題目 5 1.2. 設(shè) 計 任 務(wù) . 5 1.3. 具體作 業(yè) . 5 1.4. 數(shù) 據(jù) 5 第二章 電動機的選擇 6 2.1, 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)式 6 2.2 ，選擇電動機的容 量 . 7 2.3 ，確定電動機的轉(zhuǎn) 速 . 7 第三章 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 . 8 3.1 傳動比分 配 9 3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 10 第四章 傳動零件的設(shè)計計算 . 15 4.1 帶傳動的設(shè)計 17 4.2 高速級齒輪設(shè)計計算 19 4.3 低速級齒輪設(shè)計計算 20 第五章 軸

6、的設(shè)計及計算 21 5.1 高速軸（1 軸）設(shè)計. 23 5.2 中速軸（2 軸）設(shè)計. 25 5.3 低速軸（3 軸）設(shè)計. 27 第六章 滾動軸承的選擇和計算 30 6.1 高速軸軸 承 30 6.2 中速軸軸 承 31 6.3 低速軸軸 承 32 第七章 減速器結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計 32 心得體會及參考書目. 39 1 —電動機 2— V帶傳動 3— 二級圓柱齒輪減速器 4— 聯(lián)軸器 5— 帶式運輸機 第一章展開式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計 齊齊哈爾大學(xué) 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 姓名： 班級

7、：機械班 學(xué)號：201 1. 設(shè)計題目 用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪 減速器。傳動裝置簡圖如右圖所示。 （1）帶式運輸機數(shù)據(jù) 見數(shù)據(jù)表格。 （2） 工作條件 單班制工作，空載啟動，單向、連續(xù)運 轉(zhuǎn)，工作中有輕微振動。運輸帶速度允許速 度誤差為土 5% （3） 使用期限 工作期限為十年，檢修期間隔為三年。 （4） 生產(chǎn)批量及加工條件 小批量生產(chǎn)。 2. 設(shè)計任務(wù) 1） 選擇電動機型號； 2） 確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸； 3） 設(shè)計減速器； 4） 選擇聯(lián)軸器。 3. 具體作業(yè) 1） 減速器裝配圖一張； 2） 零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸） 3）設(shè)

8、計說明書一份 4.數(shù)據(jù)表 運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩 80 85 90 95 80 85 90 80 85 90 T/(N ?m) 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 運輸帶 工作速 度 1. 2 1. 25 1. 3 1. 35 1. 4 1. 45 1. 2 1. 3 1. 55 1. 4  v /(m/s) 運輸帶 滾筒直 徑 D /mm 36 0 37 0 38 0 39 0 40 0 41 0 36 0 37 0 38

9、0 39 0 運輸 機工作軸轉(zhuǎn)矩T= 900/(N ? m) 運輸帶工作速度v= 1.2/(m/s) 運輸帶滾筒直徑D= 360/mm 第二章 電動機的選擇 2.1,選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)式 選用三相鼠籠是異步電動機，有傳動方案選擇圓柱齒輪，無特殊要求，采用丫 系列電機，為防止雜質(zhì)侵入電機內(nèi)部，電動機采用封閉式。 2.2，選擇電動機的容量 運輸機的工作轉(zhuǎn)速 nw型 60 1.2 63r / mi n D 3.14 0.36 運輸機的所需功率 Pw ■Inwkw 90^-63 5.9kw 9550 9550 電動機之運輸機之間傳動裝置的總效率 1 2 3 4 5

10、 6 7 8 查表1-7 得各傳動機構(gòu)和摩擦副效率(從傳輸機到電動機) 取滾動軸承(球) 13 5 7 0.99 聯(lián)軸器 2 0.99 齒輪副 4 6 0.97 V帶 8 0.96 0.995 0.972 0.96 0.859 所需電機功率： Pd Pw 6.87kw 0.859 2.3 , 確定電動機的轉(zhuǎn)速 io為帶傳動比,取2~4 ii為高速級傳動比， 3~5 i3為低速級傳動比， 3~5 ii (1.3~1.4)i2 則 為減小電動機的結(jié)構(gòu)尺寸， 查表12-1得 查表12-3得 n=1170~6000 額定功率 中心高度 降

11、低成本，取 取電動機型號 電動機基本參數(shù) 7.5KW 132mm n=1500r/min Y132M-4 滿載轉(zhuǎn)數(shù) 1440r/min 表2-1電動機參數(shù)選擇 電動機型號 額定 功率 滿載 轉(zhuǎn)速 堵轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)矩 最大 轉(zhuǎn)矩 Y132S2-2 7.5 2920 2*0 2 2 Y132M-4 7-5 1440 2, 2 Z2 額定功率單位為KVy滿載轉(zhuǎn)速單位為r/min ,堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩與最大轉(zhuǎn)矩單位都為 N ? m 第三章傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 3.1傳動比分配 傳動裝置的總傳動比要求為 i nm n 1440 … 22.8

12、 63 式中：nm -電動機滿載轉(zhuǎn)速，r/min. 多級傳動中，總傳動比為： i io h i2 分配傳動比要考慮以下幾點： (1)齒輪各級傳動比要在要求的范圍內(nèi) :i=3-5, 帶傳動比范圍：i=2-4; (2)應(yīng)使傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸最小、 重量最輕. (3)應(yīng)使各傳動尺寸協(xié)調(diào),結(jié)構(gòu)勻稱合理.避免干涉碰撞.可采用推薦的ii (1.3 1.5)i2, 取 ii=1.4 i2, 取帶傳動比i0 2 則「1.4I 尤；2.85 求得 ii」 竺丄4 i0 i2 2 2.85 但是在實際傳動中有誤差,一般允許相對誤差為 (3 5

13、)%. 3.2傳動裝置的運動和動力參數(shù) 設(shè)計計算傳動件時 率推算到各軸上. 各軸轉(zhuǎn)速 ni n2 n3 nm io ni n2 i440 ""2_ nm io ii nm i2 720r / min 1440 180r/min 2 4 ^440— 63.2r / min i0 ii i2 2 4 2.85 □，ni， 分別表示1，2，3軸的轉(zhuǎn)速，r/min .1 軸為高速軸，3軸低速軸; i0， i1 ， i2 分別表示帶輪與高速軸, 高、中速軸，中、低速軸間的傳動比; ,要用各軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩或功率，因此要將工作機上的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩或功 各軸

14、功率 R Pd 8 i 6.87 0.96 0.99 6.53kw P2 P 4 3 6.53 0.97 0.99 6.27kw P P2 6 5 6.27 0.97 0.99 6.02kw P，P2， i，2，3軸輸入功率； i, 2, 3, 4 ，5， 6 ,7，8表示各傳動機構(gòu)和摩擦副效率; 各軸轉(zhuǎn)矩 電動機輸出轉(zhuǎn)矩： Td 9550 旦 45.6N m nm T Tdi0 8 i 86.7Nm T2 T|ii 4 3 333Nm T3 TJ2 6 5 9ii.5Nm 1,2,3軸的輸入轉(zhuǎn)矩,N.m 。

15、 I軸（電動機軸）： P 0=Pd=6.8747 KW n 0=nm=1440 r/min T o=955O ? Po/no =9550 6.877/1440=45.6 N ? m U軸（高速軸）： P i=F0 ?n 1=6.8747 0.96=6.53 KW n 1=n0/i 0 =1440/2=720 r/min T 1=9550 ? Fi/n 1 =9550 6.877/720=86.7 N ? m 川軸（中間軸）： F 2=R ?n 12=Pi ?n 2 ?n 3=6.877 x 0.99 x 0.97=6.27 KW n 2=n1/i 12 =720/4 =18

16、0 r/min T 2=9550 ? P2/n 2 =9550 x 6.27/180=333 N ? m W軸（低速軸）： F 3=F2 ?n 23=F2 ?n 2 ?n 3=6.27 x 0.99 x 0.97=6.02 KW n 3=n2/i 23 =180/2 =63.2 r/min T 3=9550 ? F3/n 3 =9550 x 6.02/63.2=911.5 N ? m V軸（滾筒軸）： F 4=卩3，n 34=F3，n 2 °n 4=6.02 x 0.99 x 0.99=5.90 K^V n 4=n3/i 34 =63.2/1=63.2 r/min T 4=9

17、550 ? F4/n 4 =9550 x 6.02/63.2=909.66 N ? m 見表 2-2 為各軸運動和動力參數(shù)數(shù)值，詳細介紹各軸的功率、轉(zhuǎn)速、及轉(zhuǎn)矩等值。 表 2-2 各軸運動和動力參數(shù) 軸名 功率 F/Kw 轉(zhuǎn)矩 T/N m 轉(zhuǎn)速 n/（r/min） 傳動比 i 效率 n 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機 軸 6.875 45.6 1440 高速軸 6.53 6.47 86.7 86.06 720 2 0.99 中間軸 6.27 6.21 333 330.2 180 4 0.

18、99 低速軸 6.02 5.96 911.5 903 63.2 2.85 0.97 滾筒軸 5.9 5.84 909.66 901.36 63.2 1 0.96 第四章 傳動零件的設(shè)計計算 4.1帶傳動的設(shè)計 (1) 確定計算功率 由《機械設(shè)計》表8-6查得工作情況系數(shù)Ka=1.1，故 FCa KAPd 1.1 7.557 7.557KW (2) 選取普通V帶帶型 根據(jù)FCa,"確定選用v帶，由表8-6得，A型 初選小帶輪的直徑dd1.并驗算帶速v. 1) 初選小帶輪的直徑dd1，由表8-6和表8-8. 取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 90mm.

19、 dd1 n1 90 1440 2) .驗算帶速 V.V 60—阪 60 1000 6.78m/S 5m/ s v 30m/s.故帶速合適 3) .大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 dd2 i0dd1 2 90 180mm 已圓整。 (3) 確定V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距 1) .根據(jù) 0.7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 ，初步確定中心距 a°=300mm 2) .計算帶所需的基準(zhǔn)長度 2 1030.65mm L 2 _ d d dd2 dd1 Ld0 2a0 _ dd1 dd2 2 4a。 由表8-2得取Ld 1000mm 3) .計算實際中心距a a a

20、0 -Ld 285mm 2 中心矩的變動范圍 amin 0.015Ld 270mm amax 0.03Ld 315mm (5) 驗算主動輪上的包角a1 a1 180 ―57.3 161.9 90：' a 主動輪上的包角合適。 (6) 計算V帶的根數(shù)z 1).計算單根V帶的額定功率Pr 由 dd1 90mm 和 n1 1440r / min 查表 8-4a 得 p0 1.07kw 根據(jù) ni 1440r/min, i 2和 A 型帶.查表 8-4b 得 Po 0.17kw 查表 8-5 得 k 0.95 表 8-2 得 kl 0.89 于是 pr (p0

21、 p) k kl 1.05kw 2).計算v帶根數(shù) P0 P0 Ka Kl Pr 7 557 7557 7.197 .取 8 根 1.05 (7) 計算單根V帶的初拉力的最小值(F°)min 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m (F°)min 500(2.5 k)pca qv2 k 2v (2.5 0.95) 7.557 2 500 0.1 6.782 0.95 8 6.78 118.3N 應(yīng)該使帶的實際拉力F。 (F°)min (8) 計算作用在軸上的壓軸力Fp 1619 (Fp)min 2zF0 sin-1 2 8 118.3 sin N

22、 1869N 2 2 a1 （9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪采用實心失，大帶輪采用腹板式 調(diào)整高速軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 nm 1440 720r / min i0 2 T1 Td i 0 8 1 45.6 2 0.96 0.99 86.7N m 4.2高速級齒輪設(shè)計計算 （一） 選取齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1） 選取直齒圓柱齒輪傳動。

23、2） 帶傳動為一般工作機器，速度不高，選取7級精度（GB10095-88 ） 3） 材料選擇：小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)z, =24，則大齒輪齒數(shù)Z2 iizi 96，取z2 =96。 （二）按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式d1t KJ u 1 2.323 II d u 2 Ze （1 ）定公式內(nèi)的各計數(shù)數(shù)值并計算 1、 選取載荷系數(shù)Kt 1.3. 2、 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距 T1 8.661 104 N.mm 3、 選取齒寬系數(shù)d 1。 4、 材料的彈性影響系數(shù)ZE

24、 189.8MPa'2。 5、 齒面硬度查10-21d得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1 600MPa ；大 齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 550MPa。 6、 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n2jLh 60 720r / min 1 1 8 300 10 1.04 109 N2 N1 i 2.59 108 7、 接觸疲勞壽命系數(shù)Khn 1 0.90, K HN2 0.94。 8、 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1， K HN1 Hliml S K HN 2 H lim2 S 0.90 600MPa 540MPa 0.94 550MPa 51

25、7MPa dit 2.32 3 KJ u 1 2 Ze 2.32 3 1.3 8.661 104 J—T— 2 189.8 517 61.873mm 計算 圓周速度V d1? 60 1000 61.873 720 60 1000 2.33m/ s 10、 計算齒寬b b d d1t 1 61.873 61.873mm 11、 計算齒寬與齒高之高比b/h mt % z 61.873 24 2.578mm h 2.25mt 2.25 2.578 5.8mm bh 61.8735.8 g 12、 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.33m/s,7 級精度，

26、得Kv 0.95 直齒輪，假設(shè)KaF^ b 100N /mm。得 Kh Kf 1 由表10-2得使用系數(shù)Ka 1 7級精度，非對稱布置 2 2 3 Kh 1.12 0.18 1 0.6 d d 0.23 10 b 2 2 3 1.12 0.18(1 0.6 1 ) 1 0.23 10 61.873 1.423 由 b h 10.67, Kh 1.423 Kf 1.40，則載荷系數(shù) K KaKvKh Kh 1 0.95 1 1.423 1.352 13、 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1 d1t 3 ^K~ 61.873 31.352 1.3 62.687

27、 9、試算小齒輪分度圓直徑dit (三) 14、 計算模數(shù)m 按齒根彎曲強度設(shè)計 m d^Z 62.68%4 2.61 彎曲強度計算公式m YFaYsa (1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1、小齒輪的彎曲疲勞極限fei 500MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限 fe2 380MPa o 2、由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 0.85, Kfn2 0.88 3、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.4 KFN1 FE1 0.85 500 303.57MPa S 1.4 KFN2 FE2 0.88 380 238.86MPa S 1.4 F 1 F 2

28、 4、計算載荷系數(shù)K 5、查10-5得齒形系數(shù)YFa1 2.65,YFa2 2.18 K KaKvKf Kf 1 0.95 1 1.4 1.33 & 查10-5得應(yīng)力校正系數(shù) YSa1 1.58,Ysa2 1.79 7、計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較 F YFa1YSa1 2?65「58 0.01379 F 1 303.57 ^Fa 2YSa2 2?18 仃9 0.01634 F 2 238.86 大齒輪的數(shù)值大 (2) 設(shè)計計算 3 2 1.33 8.661 104 V 1 242 0.01634 1.87mm 對比計

29、算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲 勞強度設(shè)計計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定 的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)， 則可取模數(shù)m=2.0,直徑d1 62.687mm算處小齒輪齒數(shù) d1 z1 31.34 31 m Z2 i1Z1 4 31 124 核算i1 Z2 124 4 Z1 31 （四）幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 4 31 2.0 62.0mm d2 ^m 124 2.0 248.0mm (2) 計算 中心距 a di d2 2 62 248 2 155mm （

30、3）計算齒輪寬度b dd1 1 62 62mm 取 B2 75mm, B1 80mm。 (4) 驗算 Ft 2T1 a 4 2 8.661 10 62 2793.87N b 1 2793.87 n/mm 45.06N / mm 100N/mm 62 合適 （5）齒輪結(jié)構(gòu)為標(biāo)準(zhǔn)型的。 調(diào)整第三級傳動比，及中速軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 nm 訂2 1440 2.85 4 126.3r/min T2 Td i0 i1 13 4 8 332.94 N n3 nm i 0訃2 1440 2 4 2.85 63.16r / min T2 Td

31、 i0 i1 i2 8 1 4 3 6 5 911.21N ?m 4.3低速級齒輪設(shè)計計算 （一） 選取齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1） 選取直齒圓柱齒輪傳動。 （2） 傳輸機為一般工作機器，速度不高，選取7級精度 （3） 材料選擇：小齒輪材料為40 Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，大齒輪材 料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 （4 ） 選小齒輪齒數(shù)Z3=23，則大齒輪齒數(shù)Z4 UZ3 65.55，取Z4=66。 （二） 按齒面接觸強度設(shè)計 ' 2 由設(shè)計公式d2t 2.32 ］心丁2 u 1 \ d U H （2）確定公式內(nèi)的各計數(shù)數(shù)值 1、 選取載

32、荷系數(shù)Kt 1.3. 2、 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距 T2 333N.mm 3、 選取齒寬系數(shù)d 1 0 4、 材料的彈性影響系數(shù)ZE 189.8MPa'2。 5、 齒面硬度查10-21d得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim3 600MPa ；大 齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim4 550MPa 6、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N3 N4 60n2jLh 60 180r /min 1 N、9.09 107 8 8 300 10 8 2.59 10 KHN1 Hlim3 S K HN 2 H lim4 S d3t u 1 u Ze H 3 1.3 3

33、33 103 3.85 2.85 2 189.8 544.5 96.09mm 計算圓周速度V 0.905m/ s d2t n2 96.09 180 v 60 1000 60 1000 2、計算齒寬b d d2t 1 96.09 96.09mm 3、計算齒寬與齒高之高比b/h mt d^Z 96.0/23 4.178mm h 2.25mt 2.25 4.178 9.400mm bh 96.099.400 10.22 5、 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=0.905m/s,7 級精度，得 Kv 1.0

34、5 直齒輪，假設(shè)KAFt b 100N / mm。得 Kh Kf 1.2 使用系數(shù)Ka 1.25 7級精度，非對稱布置 Kh 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10 3b 1.12 0.18(1 0.6 12) 12 0.23 10 3 96.09 1.43 由b h 10.22, Kh 1.43得：Kf 1.355，則載荷系數(shù) K 心心心Kh 1.05 1.25 1.2 1.43 2.25 & 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d3 d3t 3 K Kt 96.09 3 2.25 1.3 115.37

35、 7、 計算模數(shù) m m d3z 96.0923 4.18 (三) 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度計算公式 (1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1、小齒輪的彎曲疲勞極限fe3 535MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限 fe4 385MPa。 2、由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 0.90, Kfn4 0.92 3、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.4 KFN1 FE1 0.9 535 343.93MPa F 1 S 1.4 KFN 2 FE2 0.92 385 253MPa F 2 S 1.4 4、計算載荷系數(shù)K K 心心心 心 1.25 1

36、.05 1.2 1.355 2.13 5、查10-5得齒形系數(shù)YFa1 2.69,YFa2 2.20 & 查10-5得應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1 1.575,Ysa2 1.78 7、計算大、小齒輪的YFaYsa并加以比較 F YFa1YSa1 2?69 停5 0.0123 F 1 343.93 ^Fa 2^Sa2 2?2° 1.78 0.0155 F 2 253 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計計算 0.0155 3.48mm 3 2 2.13 337.44 103 V 1 232 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算的模數(shù)m大于由齒根彎

37、曲疲 勞強度設(shè)計計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定 的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)， 則可取模數(shù)m=3.5,直徑d3 96.09算處齒數(shù) Z3 da 27.454 28 z4 i2z3 2.85 28 79.8 80 核算 i2 Z± 80 2.857 Z3 28 （四）幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 d3 Z3m 28 3.5 98mm d4 Z4m 80 3.5 280mm (2)計算中心距 a d3 d4 2 98 280 , 2 189mm (3)計算齒輪寬度b dd3 1 98 98mm 取

38、 B4 93mm, B3 98mm。 更 2 333 103 6795.9N (4) 驗算 Ft d3 98 KaR 1.25 6795.9 98 —— N / mm 86.68N / mm 100N/mm b 合適 (5) 齒輪結(jié)構(gòu)為標(biāo)準(zhǔn)型的 (6) 因減速器的低速軸與運輸機連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較底不必要求具有較小的 轉(zhuǎn)動慣量，但傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，又因為減速器與工作機不在同一底座上，要求有較大的軸線 偏移補償，因此，選用無彈性的擾性聯(lián)軸器，選用滾子鏈?zhǔn)铰?lián)軸器。 由 T3 911.5N ?m ,取 Ka 1.5 Tea Ka?T3 1367.25N ?m n3

39、63.2r /min 查表8-4取型號GL9 第五章軸的設(shè)計及計算 5.1高速軸設(shè)計 R 6.53kw , m 720r/min , T1 86.7N?m , a 結(jié)構(gòu)設(shè)計 取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），查表15-3 ,取A0=115 50 dmin' aoJB V n1 |6.53 115? mm 23.98mm :720 因為有鍵槽， r「 ’ 1 貝U d1min d1min 17% 1 7% 23.98 25.66mm 2 圓整，取 如山26 mm 1》 確定各軸段直徑 d12:最小軸段，d12 dmin

40、26mm d23:軸肩2處對帶輪定位，d23 d12 7 mm 33mm d34 :軸肩3處為過度部位，區(qū)分加工表面，軸段34與軸承配合，軸 承僅承受徑向力，處取軸承型號6307，其主要參數(shù) d D T 35 80 21， d34 35mm，壬 21mm 該軸跨距 L, 2(c k) B, s B3 T, 40 80 15 98 21 254mm d45:由軸承對軸肩要求，查6307得，d45 44mm de?:同理 d34,d67 d34 44mm d78:同理 d34， d?8 d34 35mm 2》 確定各軸段長度 112：由與12軸段配合的帶輪寬 B=52mm, l1

41、2 B 2mm (52 2)mm 50mm l23:查表 11-1，地腳螺栓 df 0.036a 12mm 20mm 得 軸承旁連接螺栓d1 0.75df 15mm，取 df 16mm 由表 11-2 得 q 22mm, c2 20mm 箱體軸承孔長L c1 c2 (5『0) 9 22 20 9 60mm 軸承端蓋厚e=10mm 裝拆螺釘余量取L' 20mm 則 l23 L e L' c l12 60 10 20 5 21 64 I34：與軸承配合，取I34 T 21mm I56:軸環(huán)寬度I56 15mm 167 ：由與之相配合的齒輪1

42、寬B1 80mm得 l67 B1 2mm (80 2) mm 78mm l78 : l78 T| c k (21 5 15)mm 41mm l45 L1 T1 c k B1 l56 (254 21 20 80 15) mm 118mm 3》 確定軸上倒角和圓角 c 2 45o,R 1.6 b 按許用彎曲應(yīng)力校核軸強度 (1)軸上力的作用點及支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中心，因此可決定軸上齒輪力的 作用點位置 AB l78 E 2 l67 ~2 41 21 "2 78 ~2 l BC l1 (c k) 旦 254

43、 2 2 lCD l23 l12 21 64 50 2 2 2 2 69.5 21 80 (5 15) 183.5mm 2 2 99.5mm ⑵繪軸的受力圖(如下圖) (3) 計算軸上的作用力 齒輪1的嚙合力 組 2 86?7 10% 2312N d1 75 Fr1 Ft1?tan 2312 tan 20° 751.2N V帶作用的壓軸力 Fp 1869N ⑷計算支反力 水平面內(nèi) fax fcx Ft1 0 fax fcx 2312N 0 Ft1 ?1 AB 解得 彎矩 Fcy?Ia

44、c 2312N 69.5mm FcX 275mm Fax 1727.70N FCX 584.31N M BX Fax?Iab 120075.15N ?mm M AX M ex 0 垂直面內(nèi) Fay Fcy Fr1 Fp 0 Fay 匕丫 751.2 N 1869 N 0 Fr1 ?lAB Fcy ?lAC Fp?lAD 0 751.2 69.5 FCY 275 1869 339 0 解得 Fay 996.32N Fcy 2114.12N M BY Fay ?lAB 69244.24N ?mm 彎矩 M ay 0 Mcy 185965.5N 兩平面合成

45、，得 M B ,120075.1圧 692442 138610.15N M C 02 185965.52 185965.5N ?mm Ti 86.7 N ?m FA 1994.39N FC 2193.38N 受力彎矩圖 1 -tl \ E c 嚴(yán)I ■ AV } 1 ? 3. 5 ” J 99.5 F un 1 p ch J 8

46、67 OOfliom ⑸計算當(dāng)量彎矩 因為材料為45鋼 （調(diào)質(zhì)），由表15-1查得 60MPa 應(yīng)力校正系數(shù) 0.6 B,C 為危險截面, 分別校核 caB 138610.152 0.6 86700 2 MPa 17.38MPa [ 1] 0.1 443 caC 185965.52 0.6 86700 2 MPa 45.04MPa [ 1] 0.1 353 c截面強度足夠，高速軸安全； 5.2中速軸設(shè)計 P2 6.27kw ,

47、 n2 180r / min , T2 333N ?m a 結(jié)構(gòu)設(shè)計 -E s F & g [ 取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，查表15-3 ,取A0=115 圓整，取 dmin 38mm 4》 確定各軸段直徑 d12 :最小軸段為使之與軸承相適應(yīng)，選軸承型號6308， d D T 40 90 23，貝U 血 40mm,T? 23mm 該軸跨距 L2 2(c k) B

48、, s B3 T2 40 80 15 98 23 256mm d?3:軸肩2為過渡部位，區(qū)分加工表d23 di2 4mm 40 4 44mm d34:軸肩3處對齒輪2有軸向定位要求， 取 d34 d23 6mm 44 6 50mm d45:同理與 d23， d45 d23 44mm d56:同理 di2,d67 di2 40mm 5》 確定各軸段長度 li2：與軸承配合段，Ii2 T2 c k 2mm 3mm (23 5 15 2 3)mm 48mm I23：與齒輪2配合段 l23 B 2mm 3mm 3mm (80 2 3 3)mm 72mm l45:與齒輪 3 配合，取

49、 l45 B3 3mm (98 3)mm l56:與軸承 配合， l56 T2 c k 3mm (23 5 15 3)mm 46 mm I34：軸環(huán)寬度 l34 L2 T2 li2 l45 l56 (256 23 48 72 95 46)mm 18mm 6》 確定軸上倒角和圓角 c 2 45o,R 1.6 b 按許用彎曲應(yīng)力校核軸強度 (2)軸上力的作用點及支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中心，因此可決定軸上兩齒輪力 的作用點位置 Ieh L2 256 mm EF FG l12 l23 ~2 T2 2 I34 l23 ~2 l

50、45 "2 48 72 23 ~2 18 72 2 95 72.5mm 101.5mm lGh I56 T2 95 46 23 82mm 2 2 2 2 ⑵繪軸的受力圖 (3)計算軸上的作用力 齒輪1的嚙合力 Ft2 2T2 d2 2 333 1000 mm 248 2685.48N F汽 2 333 1000 — 6795.92N 98 11II11 Fr3 Ft3 ?tan 6795.92 tan 20o 2473.51N ⑷計算支反力 水平面內(nèi)

51、 FEX Ft2 Ft3 fhx 0 Fex 2685.48N 6795.92 FHX 0 Fr2 Ft2 ?tan 2685.48 tan 20o 977.44N Ft2 ?lEF Ft3 ?lEG FHX ?lEH 0 2685.48N 72.5mm 6795.92N 174mm fHX 256mm 0 Fex 4141.58N Fhx 5339.82N 彎矩 M FX Fex ?Ief 300264.55 N M GX 435195.33N 垂直面內(nèi) FHY 0 FEY Fr 2 Fr 3 FHY 0 FEY 977.44N 2473.51N

52、Fr 2 ?lEF Fr3 ?lEG FHY ?lEH 0 977.44 72.5N ?mm 2473.51 174N ?mm FHY 256mm 解得 FEY 91.67N FHY 1404.40N M FY 6646.08N ? mm 彎 矩 FY M GY 115160.8N ? mm 兩平面合成，得 M F 300338.09N ? mm MG 450174.39N ?mm T2 333000 N ?mm FE 4142.59N FH 5521.41N X QF ex F 45 G-r HZT h> f fny Fr?' 7! 30

53、026耳-⑼ion FT 4 35195, 33flnnn ]5 6546” 抵何TO I Fr, 1 15150, 8N1DKJ —^rrTTrnTTn I 丨 im 丨丨 111 IM II IEmrnntT^^ 300333, 09伽 ^■rrnTrnTflT 111T Ik 3 3 3 QO&Niiia ⑸計算當(dāng)量彎矩 因為材料為45鋼 （調(diào)質(zhì)），由表15-1查得 60MPa 應(yīng)力校正系數(shù) 0.6 G,F caG 為危險截面， Mg2 T2 2 W 分別校核 caF 450173.392 0.6 333000 2 3 0.1 44 M

54、Pa 300338.392 0.6 333000 2 MPa G截面危險 57.8MPa [1] W F截面強度足夠； 重新設(shè)計軸段45的直徑 0.1 443 42MPa [ 1] 為保證軸的強度及鍵的削弱，取d23 d45 50mm 貝U， d34 d45 7mm 57mm ； 校核G截面強度 450173.392 2 0.6 333000 0.1 503 MPa 39.40MPa [ 1] 重新設(shè)計后，G截面安全

55、 5.3低速軸設(shè)計 P3 6.02kw , n3 63.2r/min , E 911.5N ?m , a 結(jié)構(gòu)設(shè)計 取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，查表15-3 ,取A0=108 dmin' A0 1O8』602mm 49.32mm V n3 -63.2 因為有鍵槽， 則 d3min d3min 1 7% 1 7% 49.32 52.78mm 圓整，取 d1min 53mm 1) 定各軸段直徑 d12:最小軸段，與聯(lián)軸器GL9相適應(yīng)，取di2 55m

56、m d23:軸肩2處對半聯(lián)軸器有軸向定位，d23 di2 7mm 62mm d34:軸肩3處為過度部位，區(qū)分加工表面，軸段34與軸承配合， 軸承僅承受徑向力，因d23 62mm，查表6-1，處取軸承型號 6013，其主 要參數(shù) d D T 65 100 18，d34 65mm，T3 18mm 該軸跨距 L3 2(c k) B^ s Bs T3 40 80 15 98 18 251mm d45:由軸承對軸肩要求，查表6-1型號6013得，d45 72mm d78:同理 d34， d78 d34 65mm d67:對軸承軸肩的要求通過套筒來實現(xiàn)，d67 d78 5 65 5 7

57、0mm ds6:軸肩8對齒輪4有軸向定位要求，d56 d67 10 80mm 2) 定各軸段長度 1伐：由與12軸段配合的半連軸器孔長B=84mm, l12 B 2mm (84 2)mm 82mm I23：查表 11-1，地腳螺栓 df 0.036a 12mm 20mm 得 軸承旁連接螺栓 d1 0.75df 15mm，取df 16mm 由表 11-2 得 C| 22mm, c2 20mm 箱體軸承孔長 L c1 c2 (5^ 10) 9 22 20 9 60mm 軸承端蓋厚e=10mm 裝拆螺釘余量取L' 20mm 貝U I23 L e L' c I34 60 10 2

58、0 5 18 67mm I34：與軸承6013配合，取I34 T3 18mm l56:軸環(huán)寬度I56 15mm 167 ：由與之相配合的齒輪4寬B4 93mm得 I67 B4 3mm (93 3)mm 90mm I78 : I78 T3 c k 2 3 (18 5 15 2 3)mm 43mm I45 L3 T3 I34 I56 I67 I78 (251 18 18 14 90 43)mm 104mm 3)確定軸上倒角和圓角 c 2 45o,R 2 b 按許用彎曲應(yīng)力校核軸強度 (3)軸上力的作用點及支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中心，因此可決定軸

59、上齒輪力的 作用點位置 IPR L3 251mm Iop I12 I I34 >23 82 67 18 117mm 2 23 2 2 2  1 PQ 5 I 145 2 156 I8 103 14 90 i7imm 2 2 2 IQR I67 | T3 90 18 78 43 2 2 2 2 79mm ⑵繪軸的受力圖 (3)計算軸上的作用力 齒輪4的嚙合力 Ft4 2T3 d4 2 911.5 1000 mm 280 6510.71N Fr4 Ft4 ?tan 6510.71 tan 20° 2369.

60、71N ⑷計算支反力 水平面內(nèi) Fpx Frx Ft4 0 Frx Fpx 6510.71N 0 解得 廠PX 2075.13N PX F RX 4535.58N 彎矩 M qx FRX ?lQR 358310.82 N ?mm M PX M RX 0 垂直面內(nèi) FPY FRY Fr4 0 Fpy Fry 2369.71N 0 Fr4?lQR fry ?lQP 0 2369.71 N 79 mm FRY 171mm 解得 廠PY 1274.93N PY F R

61、Y 1094.78N M qy FPY ?lQR 100719.47N?mm Ft4?lPQ FRX ?lPR 6510.71N 171mm Frx 251mm 0 M PY Mqy 0 兩平面合成，得 Mq 358310.822 ( 100719.47)2 372197.60N ?mm T3 911500N FP 2435.49N Fr 4665.84N fy ck 90 P 1825 >490.5 R /p F 心 r/1 1 r rx ry 1 rp> I | F rx Nx | F" t肝

62、 3721^7. Fy A FrdA My f 、 ;ry 7 A 1 1 1 -IQ0719. u ⑸計算當(dāng)量彎矩 因為材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由表15-1查得 ! 60MPa 應(yīng)力校正系數(shù) 0.6 Q為危險截面，分別校核 caQ W 372197.602 2 0.6 911500 3 0.1 70 MPa 19.29MPa [1] Q截面強度足夠，低速軸安全； 第六章滾動軸承的選擇和計算 6.1高速軸軸承 由計算軸時初選軸承型號6307，因軸承支點跨距＜300mm采用兩端固定的

63、軸承組合兩軸承分別受的徑向力為Fa 1975N，F(xiàn)c 2265.5N。轉(zhuǎn)速m 720r/min得當(dāng)量動載荷 P Fr Fc 2265.5 N 查表 13-4 得 ft 1.00 傳動機構(gòu)有輕微沖擊，查表13-6得載荷系數(shù)fp 1.1 查表6-1得6037的基本額定動載荷 Cr 33.2kN 106 60 720 所以匚10 d 60n fp p 預(yù)期計算壽命：L' 10 Lh》L'h選取窄一點的軸承6207 1.00 33.2 103 1.1 2265.5 300 8 24000h 查表6-1得 基本額定動載荷C'r 25.5kN 3 54734.39h

64、106 fQ'r 106 1.00 25.5 103 3 60n fpp 60 720 1.1 2265.5 6207合適，多余寬度留與軸承與箱體內(nèi)端面的間隙。 L1； 24800h L 'h 6.2中速軸軸承 由計算軸時初選軸承型號6308，因軸承支點跨距＜300mm采用兩端固定的軸承組合 兩軸承分別受的徑向力為 Fe 3638.59N，F(xiàn)h 4641.92N。轉(zhuǎn)速匕180r/min得當(dāng)量動載荷 P Fr Fc 2265.5 N 查表 13-4 得 ft 1.00 傳動機構(gòu)有輕微沖擊，查表13-6得載荷系數(shù)fp 1.1 查表6-1得6013的基本額定動載荷Cr 40.8

65、kN 所以 106 ftCr 60n fp p 亙偵 40.8 103 47237h 60 180 1.1 4641.92 L：》L；選取窄一點的軸承6208 查表6-1得 基本額定動載荷C'r 29.5kN  L2''h 106 ftC'r 60n fpP 106 1.00 25.5 103 60n 1.1 4641.92 17192h L' 但按三年間修期則L'h3 3 300 8 7200h L2''h 2L'h3，六年更換一次 6208合適，多余寬度留與軸承與箱體內(nèi)端面的間隙 6.3低速軸軸承 由計算軸時初選軸承型號6013，因軸承支點跨距

66、＜300mm采用兩端固定的軸承組合 兩軸承分別受的徑向力為Fp 1969N，F(xiàn)r 3971.67 N。轉(zhuǎn)速帀63.20r/min得當(dāng)量動載荷 P Fr 3971.67N 查表 13-4 得 ft 1.00 傳動機構(gòu)有輕微沖擊，查表13-6得載荷系數(shù)fp 1.1 查表6-1得6013的基本額定動載荷 Cr 32.0kN， 所以 l3 吃型 60n fp p 預(yù)期計算壽命：L' 10 106 60 300 1.00 32.0 103 63.2 1.1 3971.67 8 24000h 3 102655h Lh L'h 軸承6013合適。 第七章減速器結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計 1 ?箱體尺寸 參考課程設(shè)計書上的參數(shù)，可計算出尺寸如下: 尺寸表 名 稱 符 號 減速器型式及尺寸關(guān)系 箱座厚度 8 9mm 箱蓋厚度 8 1 8mm 箱蓋凸緣厚 度 bl 12mm 箱座凸緣厚 度 b 13.5 mm 箱座底凸緣 厚度 b2 20 mm 地腳螺釘數(shù) 目 n 4 地腳螺釘直 徑 df 20mm 軸承