帶式輸送機兩級圓柱齒輪減速器設計,輸送,兩級,圓柱齒輪,減速器,設計 機械設計課程設計說明書 機械設計說明書 姓名：唐鵬飛 班級：機械03-6班 計 算 及 說 明 結 果 第一章 設計任務書 §1設計任務 1、設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器的齒輪傳動。 2、原始數據 輸送帶的有效拉力 F=2000N 輸送帶的工作速度 v=1.55 輸送帶的滾桶直徑 d=280mm 3、工作條件 兩班制工作，空載啟動。載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運轉，工作環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為380/220V。 第二章 傳動系統(tǒng)方案的總體設計 一、帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示 §1電動機的選擇 1．電動機容量選擇 根據已知條件由計算得知工作機所需有效功率 設： ——一對流滾動軸承效率。 =0.99 計 算 及 說 明 結 果 ——為齒式聯(lián)軸器的效率。 =0.99 ——為8級齒輪傳動的效率。 =0.97 ——輸送機滾筒效率。 =0.96 估算傳動系統(tǒng)的總效率： 工作機所需的電動機攻率為： Y系列三相異步電動機技術數據中應滿足：。,因此綜合應選電動機額定功率 2、電動機的轉速選擇 根據已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速 方案比較 方案號 型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 Ⅰ Y160M—4 11.0KW 1500 1460 24.31 Ⅱ Y160L—6 11.0KW 1000 970 16.01 通過兩種方案比較可以看出：方案Ⅱ選用電動機的總傳動比為15.99，適合于二級減速傳動，故選方案Ⅱ較為合理。Y160L——6型三相異步電動機額定功率為11.0kw，滿載轉速為970r/min,電動機中心高H=160mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器，軸段的直徑和長度分別為：D=42mm、E=110mm §2傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比： .1 傳動系統(tǒng)各傳動比為： 計 算 及 說 明 結 果 §3 傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數設計 傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩的計算如下： 0軸——電動機軸 1軸——減速器中間軸 2軸——減速器中間軸 3軸——減速器低速軸 4軸——工作機 計 算 及 說 明 結 果 軸號 電動機 減速器 工作機 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉速 1440 1440 303 82.79 82.79 功率 3.82 3.59 3.44 3.31 3.24 轉矩 23.87 23.63 104 368 360 聯(lián)接、傳動件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比 1 4.75 3.66 1 傳動效率 0.99 0.9603 0.9603 0.9801 (單位：； P——kW; T——Nm) 第三章 高速級齒輪設計 一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動 2)運輸機為一般工作機，速度不高，故用7級精度（GB10095-88） 3)材料選擇。 由文獻【一】表10-1得可選小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數Z1=17，大齒輪齒數：Z2=iZ1=4.75×17=79.75 取Z2=80。 5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140 §1按齒面強度設計 即： 1） 確定公式內的各計算數值 （1） 試選Kt=1.6 （2） 由文獻【一】圖10-30得ZH=2.433 （3） 由文獻【一】圖10-30得： （4） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ×P1/n1=95.5×105×3.59/1440=2.5×104Nm 各參數如左圖所示 T1=2.5×103Nm 計 算 及 說 明 結 果 (5) 文獻【一】表10-7得： (6) 文獻【一】表10-6得：材料彈性影響系數 (7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的疲勞強度極限。 (8)設每年工作時間按300天計算 (9)由文獻【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 (10)疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1。 2)計算 (1)小齒輪分度圓直徑d1t (2)計算圓周的速度： (3)計算齒寬b及模數mnt 計 算 及 說 明 結 果 H=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789 (4)計算重合度 (5)計算載荷系數K 根據v=2.7m/s、7級精度，由文獻【一】圖10-8查得動載系數Kv=1.10;由查得：KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.4 (6)按實際的載荷系數校正所算得的 (7)計算模數Mn §2 按齒根彎曲強度設計： 1）確定計算參數 (1)計算載荷系數 (2)根據縱向重合度1.35,從圖10-28查得 (3)計算當量齒數： (4)查取齒形系數，由表10-5查得： (5)查取應力校正系數，由表10-6得： (6)由圖10-20C得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa 計 算 及 說 明 結 果 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 (7)由圖10-18查得彎曲疲勞強壽命系數KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數Ｓ＝1.4 (9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。 　　　　大齒輪的數值大 ２)設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數Mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取Mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑d1=39.66mm來計算應有的齒數。于是由 　　　取 則 ４)幾何尺寸計算 １)計算中心距 將中心距圓整為113mm 2)按圓整后中心距修正螺旋角 mm 計 算 及 說 明 結 果 ３)計算大、小齒輪的分度圓直徑 ４)計算齒輪寬度 圓整后取 5)結構設計 　　　　　　　　第四章 低速級齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動 2)運輸機為一般工作機器，速度高，故用7級精度（GB10095-88） 3)材料選擇。 由文獻【一】表10-1得可選小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數Z1=17，大齒輪齒數：Z2=iZ1=3.66×17=62 取Z2=62。 5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140 §1按齒面強度設計 即： 2） 確定公式內的各計算數值 （5） 試選Kt=1.6 （6） 由文獻【一】圖10-30得ZH=2.433 （7） 由文獻【一】圖10-30得： 計 算 及 說 明 結 果 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩 ×P2/n2=95.5×105×3.7818/1440=25.0767×104Nm (5) 文獻【一】表10-7得： (6) 文獻【一】表10-6得：材料彈性影響系數 (7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 (8)設每年工作時間按300天計算 (9)由文獻【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 (10)疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1。 2)計算 (1)小齒輪分度圓直徑d1t (2)計算圓周的速度： (3)計算齒寬b及模數mnt 計 算 及 說 明 結 果 H=2.25mnt=2.045mm b/h=60.19/7.7=7.8 (4)計算重合度 (5)計算載荷系數K 根據v=1m/s、7級精度，由文獻【一】圖10-8查得動載系數Kv=0.7;由查得：KHβ=1.422;KFβ=1.33;KHa=KFa=1.4 (6)按實際的載荷系數校正所算得的 (7)計算模數Mn §2按齒根彎曲強度設計： 1）確定計算參數 (1)計算載荷系數 (2)根據縱向重合度1.35,從圖10-28查得螺旋角影響系數 (3)計算當量齒數： H=2.25mm 計 算 及 說 明 結 果 (4)查取齒形系數，由表10-5查得： (5)查取應力校正系數，由表10-6得： (6)由圖10-20C得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 (7)由圖10-18查得彎曲疲勞強壽命系數KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數Ｓ＝1.4 (9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。 　　　　大齒輪的數值大 ２)設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數Mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取Mn=3mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑d1=86.26mm來計算應有的齒數。于是由 　　 　取則 計 算 及 說 明 結 果 ４.幾何尺寸計算 １)計算中心距 將中心距圓整為139mm 2)按圓整后中心距修正螺旋角 ３)計算大、小齒輪的分度圓直徑 ４)計算齒輪寬度 圓整后取： §3結構設計 1、參考文獻【一】第228頁圖10-39 2、以大齒輪為例在3號圖紙上繪圖 3、圖示可參考附錄【一】 §4 斜齒輪各參數的確定 名稱 符號 高速1齒 高速2齒 低速1齒 低速2齒 螺旋角 13.40 13.40 14.250 14.250 法面模數 2.5 2.5 3 3 端面模數 2.57 2.57 3.09 3.09 法面壓力角 200 200 200 200 端面壓力角 20.50 20.50 20.60 20.60 法面齒距 7.85 7.85 9.42 9.42 端面齒距 8.70 8.70 9.72 9.72 法面齒頂高系數 1 1 1 1 法面頂隙系數 0.25 0.25 0.25 0.25 法面基圓齒距 7.38 7.38 8.85 8.85 齒頂高 2.5 2.5 3 3 齒根高 3.125 3.125 3.75 3.75 法面齒厚 3.925 3.925 4.71 4.71 齒頂圓直徑 71.82 308.26 92.52 308.82 齒根圓直徑 60.57 297.01 79.52 295.82 分度圓直徑 66.82 303.26 86.52 302.82 基圓直徑 62.59 284.06 80.99 283.46 計 算 及 說 明 結 果 第五章 各軸設計方案 1．軸的設計 軸的布置如下圖： 計 算 及 說 明 結 果 §1 中間軸的設計及軸承的選取 1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。 選取軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻【二】表15-3取A0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝滾動軸承處的直徑，由文獻【二】附表E-2，根據軸最小直徑38.3mm，可選標準軸球軸承的安裝直徑為40mm，即軸的直徑為40mm，那么寬B=15mm.由文獻【二】表5-2得d2=49.75mm 考慮相鄰齒輪軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸S=10mm；考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸K=10mm；為保證黨總支軸承放入箱體軸承座孔內，訂入尺寸C=5mm。 2、受力分析（如下頁圖示） §2 中間軸的受力和彎矩圖如下 計 算 及 說 明 結 果 3、求水平面內的支承力，作水平面的彎矩圖 由軸的水平面的受力圖可得： 彎矩圖如上圖 4、求垂直面內的支承力，作垂直面的彎矩圖 軸在垂直面內的彎矩圖如上圖所示。 5、求支承反力、作軸的合成彎矩圖和轉矩圖。 計 算 及 說 明 結 果 (軸向力Fa1、Fa2用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采用丙端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承A、B上) 彎矩圖如上圖所示 6、軸的初步計算 經查資料軸的材料為45號鋼調質處理 此處開有一個鍵槽時，直徑增大4%，所以 7、軸的結構設計 按經驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑： 由文獻【二】表5-1，取減速器中間軸的危險面直徑d =65mm. 軸的最小直徑取d2就不當了，應定為：60mm(為軸承處直徑大小) 8、鍵的選?。? 由文獻【二】附錄G可得：b×h=18×11,軸:-0.043～0轂：±0.0215; 深度：軸：7（0～0.2）,轂：4.4(0～0.2); 半徑：r=0.25～0.40 RB=2829.57 合彎矩 大小 左側 所示 D=65mm 計 算 及 說 明 結 果 §3 高速軸的設計及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。 選取軸的材料為45鋼，調質處理。 由文獻【二】表15-3 取A0=112，于是得 。 輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。 2、初步選定聯(lián)軸器和計算轉矩： Tca=KAT1 由文獻【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×87330=113529Nmm 查標準Gb/T5014-1985或手冊，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為125000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=25;半聯(lián)軸器長度L=62mm；轂孔長度L1=44mm。 由文獻【二】表5-2得：d1=25 時， d2= d1+3.1c=25+3.1×1.6=29.9mm 3、選角接觸球軸承 由文獻【二】附表E-3可選7006C: d3=35mm, D=62mm, B=14mm 4、d4=d2+3.1×1.6=39.96; 取d4=40mm 5、鍵的選取 1）聯(lián)軸器處鍵的選取 2)齒輪處鍵的選取 6、軸的跨度跟據中間軸的尺寸來定。（標注如附錄二） d1=25 d2= 30mm d3=35mm d4=40mm d5=46mm 計 算 及 說 明 結 果 §4 低速軸的設計及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。 選取軸的材料為45鋼，調質處理。 由文獻【二】表15-3取A0=112，于是得 。 輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。 2、聯(lián)軸器的計算轉矩： Tca=KAT3 由文獻【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×128900=1675700Nmm 查標準Gb/T5014-1985或手冊，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2000000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=60;半聯(lián)軸器長度L=142mm；轂孔長度L1=107mm。 由文獻【二】表5-2得：d1=60mm時， d2= d1+3.5c=60+3.5×2=67mm 3、選角接觸球軸承 由文獻【二】附表E-3可選7014C: d3=70mm, D=110mm, B=20mm 4、d4=74mm 5、鍵的選取 1）齒輪處鍵的選取 2)聯(lián)軸器處鍵的選取 6、軸的跨度跟據中間軸的尺寸來定。（標注如附錄二） d1=60mm d2=67mm d3=70mm d4=84mm §5 各軸圖示與標注 高速級軸承 中間軸承 低速級軸承 【注】：上圖為二級傳速軸的示圖和相應尺寸標注，單位：mm - 24 - 機械設計課程設計說明書 目錄 第一章 設計任務書 …………………………………………………1 §1 設計任務 ……………………………………………………………1 第二章 傳動系統(tǒng)方案的總體設計 ………………………………1 §1 電動機的選擇 …………………………………………………………1 §2 傳動比的分配 …………………………………………………………2 §3 傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數設計 …………………………………3 第三章 高速級齒輪設計……………………………………………4 §1 按齒面強度設計 ……………………………………………………4 §2 按齒根彎曲強度設計? …………………………………………………6 第四章 低速級齒輪設計 ……………………………………………8 §1 按齒面強度設計 ……………………………………………………8 §2 按齒根彎曲強度設計 ………………………………………………10 §3 結構設計 ……………………………………………………………12 §4 斜齒輪各參數的確定 ………………………………………………13 第五章 各軸設計方案 ………………………………………………14 §1 中間軸的設計及軸承的選取 ………………………………………14 §2 中間軸的受力和彎矩圖及計算 ……………………………………16 §3 高速軸的設計 ………………………………………………………19 §4 高速軸的設計 ………………………………………………………20 §5 各軸圖示與標注 ……………………………………………………21 計 算 及 說 明 結 果 第一章 設計任務書 §1設計任務 1、設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器的齒輪傳動。 2、原始數據 輸送帶的有效拉力 F=2500N 輸送帶的工作速度 v=1.3 輸送帶的滾桶直徑 d=300mm 3、工作條件 兩班制工作，空載啟動。載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運轉，工作環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為380/220V。 第二章 傳動系統(tǒng)方案的總體設計 一、帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示 §1電動機的選擇 1．電動機容量選擇 根據已知條件由計算得知工作機所需有效功率 設： ——一對流滾動軸承效率。 =0.99 計 算 及 說 明 結 果 ——為齒式聯(lián)軸器的效率。 =0.99 ——為8級齒輪傳動的效率。 =0.97 ——輸送機滾筒效率。 =0.96 估算傳動系統(tǒng)的總效率： 工作機所需的電動機攻率為： Y系列三相異步電動機技術數據中應滿足：。,因此綜合應選電動機額定功率 2、電動機的轉速選擇 根據已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速 方案比較 方案號 型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 Ⅰ Y160M—4 11.0KW 1500 1460 24.31 Ⅱ Y160L—6 11.0KW 1000 970 16.01 通過兩種方案比較可以看出：方案Ⅱ選用電動機的總傳動比為15.99，適合于二級減速傳動，故選方案Ⅱ較為合理。Y160L——6型三相異步電動機額定功率為11.0kw，滿載轉速為970r/min,電動機中心高H=160mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器，軸段的直徑和長度分別為：D=42mm、E=110mm §2傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比： .1 傳動系統(tǒng)各傳動比為： 計 算 及 說 明 結 果 §3 傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數設計 傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩的計算如下： 0軸——電動機軸 1軸——減速器中間軸 2軸——減速器中間軸 3軸——減速器低速軸 4軸——工作機 計 算 及 說 明 結 果 軸號 電動機 減速器 工作機 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉速 1440 1440 303 82.79 82.79 功率 3.82 3.7818 3.63 3.4859 3.4165 轉矩 25.33 25.0767 114.39 402 394 聯(lián)接、傳動件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比 1 4.75 3.66 1 傳動效率 0.99 0.9603 0.9603 0.9801 (單位：； P——kW; T——Nm) 第三章 高速級齒輪設計 一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動 2)運輸機為一般工作機，速度不高，故用7級精度（GB10095-88） 3)材料選擇。 由文獻【一】表10-1得可選小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數Z1=17，大齒輪齒數：Z2=iZ1=4.75×17=79.75 取Z2=80。 5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140 §1按齒面強度設計 即： 1） 確定公式內的各計算數值 （1） 試選Kt=1.6 （2） 由文獻【一】圖10-30得ZH=2.433 （3） 由文獻【一】圖10-30得： （4） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ×P1/n1=95.5×105×3.7818/1440=2.5×104Nm 各參數如左圖所示 T1=2.5×103Nm 計 算 及 說 明 結 果 (5) 文獻【一】表10-7得： (6) 文獻【一】表10-6得：材料彈性影響系數 (7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的疲勞強度極限。 (8)設每年工作時間按300天計算 (9)由文獻【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 (10)疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1。 2)計算 (1)小齒輪分度圓直徑d1t (2)計算圓周的速度： (3)計算齒寬b及模數mnt 計 算 及 說 明 結 果 H=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789 (4)計算重合度 (5)計算載荷系數K 根據v=2.7m/s、7級精度，由文獻【一】圖10-8查得動載系數Kv=1.10;由查得：KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.4 (6)按實際的載荷系數校正所算得的 (7)計算模數Mn §2 按齒根彎曲強度設計： 1）確定計算參數 (1)計算載荷系數 (2)根據縱向重合度1.35,從圖10-28查得 (3)計算當量齒數： (4)查取齒形系數，由表10-5查得： (5)查取應力校正系數，由表10-6得： (6)由圖10-20C得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa 計 算 及 說 明 結 果 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 (7)由圖10-18查得彎曲疲勞強壽命系數KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數Ｓ＝1.4 (9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。 　　　　大齒輪的數值大 ２)設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數Mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取Mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑d1=39.66mm來計算應有的齒數。于是由 　　　取 則 ４)幾何尺寸計算 １)計算中心距 將中心距圓整為113mm 2)按圓整后中心距修正螺旋角 mm 計 算 及 說 明 結 果 ３)計算大、小齒輪的分度圓直徑 ４)計算齒輪寬度 圓整后取 5)結構設計 　　　　　　　　第四章 低速級齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動 2)運輸機為一般工作機器，速度高，故用7級精度（GB10095-88） 3)材料選擇。 由文獻【一】表10-1得可選小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數Z1=17，大齒輪齒數：Z2=iZ1=3.66×17=62 取Z2=62。 5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140 §1按齒面強度設計 即： 2） 確定公式內的各計算數值 （5） 試選Kt=1.6 （6） 由文獻【一】圖10-30得ZH=2.433 （7） 由文獻【一】圖10-30得： 計 算 及 說 明 結 果 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩 ×P2/n2=95.5×105×3.7818/1440=25.0767×104Nm (5) 文獻【一】表10-7得： (6) 文獻【一】表10-6得：材料彈性影響系數 (7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 (8)設每年工作時間按300天計算 (9)由文獻【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 (10)疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1。 2)計算 (1)小齒輪分度圓直徑d1t (2)計算圓周的速度： (3)計算齒寬b及模數mnt 計 算 及 說 明 結 果 H=2.25mnt=2.045mm b/h=60.19/7.7=7.8 (4)計算重合度 (5)計算載荷系數K 根據v=1m/s、7級精度，由文獻【一】圖10-8查得動載系數Kv=0.7;由查得：KHβ=1.422;KFβ=1.33;KHa=KFa=1.4 (6)按實際的載荷系數校正所算得的 (7)計算模數Mn §2按齒根彎曲強度設計： 1）確定計算參數 (1)計算載荷系數 (2)根據縱向重合度1.35,從圖10-28查得螺旋角影響系數 (3)計算當量齒數： H=2.25mm 計 算 及 說 明 結 果 (4)查取齒形系數，由表10-5查得： (5)查取應力校正系數，由表10-6得： (6)由圖10-20C得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 (7)由圖10-18查得彎曲疲勞強壽命系數KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數Ｓ＝1.4 (9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。 　　　　大齒輪的數值大 ２)設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數Mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取Mn=3mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑d1=86.26mm來計算應有的齒數。于是由 　　 　取則 計 算 及 說 明 結 果 ４.幾何尺寸計算 １)計算中心距 將中心距圓整為139mm 2)按圓整后中心距修正螺旋角 ３)計算大、小齒輪的分度圓直徑 ４)計算齒輪寬度 圓整后取： §3結構設計 1、參考文獻【一】第228頁圖10-39 2、以大齒輪為例在3號圖紙上繪圖 3、圖示可參考附錄【一】 §4 斜齒輪各參數的確定 名稱 符號 高速1齒 高速2齒 低速1齒 低速2齒 螺旋角 13.40 13.40 14.250 14.250 法面模數 2.5 2.5 3 3 端面模數 2.57 2.57 3.09 3.09 法面壓力角 200 200 200 200 端面壓力角 20.50 20.50 20.60 20.60 法面齒距 7.85 7.85 9.42 9.42 端面齒距 8.70 8.70 9.72 9.72 法面齒頂高系數 1 1 1 1 法面頂隙系數 0.25 0.25 0.25 0.25 法面基圓齒距 7.38 7.38 8.85 8.85 齒頂高 2.5 2.5 3 3 齒根高 3.125 3.125 3.75 3.75 法面齒厚 3.925 3.925 4.71 4.71 齒頂圓直徑 71.82 308.26 92.52 308.82 齒根圓直徑 60.57 297.01 79.52 295.82 分度圓直徑 66.82 303.26 86.52 302.82 基圓直徑 62.59 284.06 80.99 283.46 計 算 及 說 明 結 果 第五章 各軸設計方案 1．軸的設計 軸的布置如下圖： 計 算 及 說 明 結 果 §1 中間軸的設計及軸承的選取 1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。 選取軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻【二】表15-3取A0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝滾動軸承處的直徑，由文獻【二】附表E-2，根據軸最小直徑38.3mm，可選標準軸球軸承的安裝直徑為40mm，即軸的直徑為40mm，那么寬B=15mm.由文獻【二】表5-2得d2=49.75mm 考慮相鄰齒輪軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸S=10mm；考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸K=10mm；為保證黨總支軸承放入箱體軸承座孔內，訂入尺寸C=5mm。 2、受力分析（如下頁圖示） §2 中間軸的受力和彎矩圖如下 計 算 及 說 明 結 果 3、求水平面內的支承力，作水平面的彎矩圖 由軸的水平面的受力圖可得： 彎矩圖如上圖 4、求垂直面內的支承力，作垂直面的彎矩圖 軸在垂直面內的彎矩圖如上圖所示。 5、求支承反力、作軸的合成彎矩圖和轉矩圖。 計 算 及 說 明 結 果 (軸向力Fa1、Fa2用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采用丙端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承A、B上) 彎矩圖如上圖所示 6、軸的初步計算 經查資料軸的材料為45號鋼調質處理 此處開有一個鍵槽時，直徑增大4%，所以 7、軸的結構設計 按經驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑： 由文獻【二】表5-1，取減速器中間軸的危險面直徑d =65mm. 軸的最小直徑取d2就不當了，應定為：60mm(為軸承處直徑大小) 8、鍵的選取： 由文獻【二】附錄G可得：b×h=18×11,軸:-0.043～0轂：±0.0215; 深度：軸：7（0～0.2）,轂：4.4(0～0.2); 半徑：r=0.25～0.40 RB=2829.57 合彎矩 大小 左側 所示 D=65mm 計 算 及 說 明 結 果 §3 高速軸的設計及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。 選取軸的材料為45鋼，調質處理。 由文獻【二】表15-3 取A0=112，于是得 。 輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。 2、初步選定聯(lián)軸器和計算轉矩： Tca=KAT1 由文獻【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×87330=113529Nmm 查標準Gb/T5014-1985或手冊，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為125000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=25;半聯(lián)軸器長度L=62mm；轂孔長度L1=44mm。 由文獻【二】表5-2得：d1=25 時， d2= d1+3.1c=25+3.1×1.6=29.9mm 3、選角接觸球軸承 由文獻【二】附表E-3可選7006C: d3=35mm, D=62mm, B=14mm 4、d4=d2+3.1×1.6=39.96; 取d4=40mm 5、鍵的選取 1）聯(lián)軸器處鍵的選取 2)齒輪處鍵的選取 6、軸的跨度跟據中間軸的尺寸來定。（標注如附錄二） d1=25 d2= 30mm d3=35mm d4=40mm d5=46mm 計 算 及 說 明 結 果 §4 低速軸的設計及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。 選取軸的材料為45鋼，調質處理。 由文獻【二】表15-3取A0=112，于是得 。 輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。 2、聯(lián)軸器的計算轉矩： Tca=KAT3 由文獻【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×128900=1675700Nmm 查標準Gb/T5014-1985或手冊，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2000000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=60;半聯(lián)軸器長度L=142mm；轂孔長度L1=107mm。 由文獻【二】表5-2得：d1=60mm時， d2= d1+3.5c=60+3.5×2=67mm 3、選角接觸球軸承 由文獻【二】附表E-3可選7014C: d3=70mm, D=110mm, B=20mm 4、d4=74mm 5、鍵的選取 1）齒輪處鍵的選取 2)聯(lián)軸器處鍵的選取 6、軸的跨度跟據中間軸的尺寸來定。（標注如附錄二） d1=60mm d2=67mm d3=70mm d4=84mm §5 各軸圖示與標注 高速級軸承 中間軸承 低速級軸承 【注】：上圖為二級傳速軸的示圖和相應尺寸標注，單位：mm - 24 -