機械設計課程設計（減速器）帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計

機械設計課程設計（減速器）帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計,機械設計,課程設計,減速器,運輸機,傳動系統(tǒng),設計 XXXX大學 機械設計課程設計說明 書 （機械工程學院） 設 計 題 目： 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 專 業(yè) 班 級： 機自175 指 導 教 師： 學 生 姓 名： 設 計 地 點： 實驗樓、圖書館等 設 計 日 期： 2020.12.16-2020.12.27 目錄 第一部分 設計任務書 1 第二部分 選擇電動機 2 2.1電動機類型的選擇 2 2.2確定傳動裝置的效率 2 2.3選擇電動機容量 2 2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 3 2.5動力學參數(shù)計算 4 第三部分 減速器高速級齒輪傳動設計計算 7 第四部分 減速器低速級齒輪傳動設計計算 15 第五部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 24 5.1輸入軸設計計算 24 5.2中間軸設計計算 29 5.3輸出軸設計計算 35 第六部分 軸承的選擇及校核計算 42 6.1輸入軸的軸承計算與校核 42 6.2中間軸的軸承計算與校核 43 6.3輸出軸的軸承計算與校核 45 第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 47 7.1輸入軸鍵選擇與校核 47 7.2中間軸鍵選擇與校核 47 7.3輸出軸鍵選擇與校核 48 第八部分 聯(lián)軸器的選擇 49 8.1輸入軸上聯(lián)軸器 49 8.2輸出軸上聯(lián)軸器 49 第九部分 減速器的潤滑和密封 50 9.1減速器的潤滑 50 9.2減速器的密封 50 第十部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸 51 10.1減速器附件的設計與選取 51 10.2減速器箱體主要結構尺寸 57 第十一部分 設計小結 59 第十二部分 參考文獻 60 第一部分 設計任務書 1.設計題目 二級圓錐-斜齒圓柱減速器，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。 拉力F 2600N 速度v 0.9m/s 直徑D 370mm 2.設計計算步驟 1.確定傳動裝置的傳動方案 2.選擇合適的電動機 3.計算減速器的總傳動比以及分配傳動比 4.計算減速器的動力學參數(shù) 5.齒輪傳動的設計 6.傳動軸的設計與校核 7.滾動軸承的設計與校核 8.鍵聯(lián)接設計 9.聯(lián)軸器設計 10.減速器潤滑密封設計 11.減速器箱體結構設計 3.傳動方案特點 (1)組成:傳動裝置由電機、減速器、聯(lián)軸器、聯(lián)軸器、工作機組成。 (2)特點:齒輪相對于軸承非對稱布置 (3)確定傳動方案,根據(jù)任務書要求，選擇傳動方案為電動機-二級圓錐斜齒圓柱齒輪減速器-工作機。 第二部分 選擇電動機 2.1電動機類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。 2.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 滾動軸承的效率：η2=0.98 閉式圓柱齒輪的效率：η4=0.98 閉式圓錐齒輪的效率：η3=0.97 工作機的效率：ηw=0.97 ηa=η12 η23 η4 η3 ηw=0.992×0.983×0.98×0.97×0.97=0.851 2.3選擇電動機容量 工作機所需功率為 Pw=F V1000=2600×0.91000=2.34kW 電動機所需額定功率: Pd=Pwηa=2.340.851=2.75kW 工作機軸轉速： nw=60×1000 Vπ D=60×1000×0.9π×370=46.46r╱min 查課程設計手冊表選取推薦的合理傳動比范圍，二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為：6～16，因此合理的總傳動比范圍為：6～16。電動機轉速的可以選擇的范圍為nd=ia×nw=(6～16)×46.46=279～743r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、價格、重量、和減速器、傳動比等因素，選定電機型號為：YE3-Y132M-8的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW，滿載轉速為nm=710r/min，同步轉速為nt=750r/min。 方案 電機型號 額定功率(kW) 同步轉速(r/min) 滿載轉速(r/min) 1 YE3-Y132M-8 3 750 710 2 Y132S-6 3 1000 960 3 Y100L2-4 3 1500 1430 4 Y100L-2 3 3000 2870 圖3-1電機尺寸 中心高 外形尺寸 地腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸 鍵部位尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 132 515×315 216×178 12 38×80 10×33 2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為： ia=nmnw=71046.46=15.282 （2）分配傳動裝置傳動比 錐齒輪（高速級）傳動比 i1=0.25 i=0.25×15.28=3.82，取i1=3.82 則低速級的傳動比為 i2=4 減速器總傳動比 ib=i1 i2=15.28 2.5動力學參數(shù)計算 （1）各軸轉速： 輸入軸：n1=nm=710r╱min 中間軸：n2=n1i1=7103.82=185.86r╱min 輸出軸：n3=n2i2=185.864=46.47r╱min 工作機軸：n4=n3=46.47r╱min （2）各軸輸入功率： 輸入軸：P1=Pd η1=2.75×0.99=2.72kW 中間軸：P2=P'1 η3=2.67×0.97=2.59kW 輸出軸：P3=P'2 η4=2.54×0.98=2.49kW 工作機軸：P4=P'3 η1 ηw=2.44×0.99×0.97=2.34kW 則各軸的輸出功率： 輸入軸：P'1=P1 η2=2.72×0.98=2.67kW 中間軸：P'2=P2 η2=2.59×0.98=2.54kW 輸出軸：P'3=P3 η2=2.49×0.98=2.44kW 工作機軸：P'4=P4 ηw=2.34×0.97=2.27kW （3）各軸輸入轉矩： 電機軸：Td=9550×Pdnm=9550×2.75710=36.99N?m 輸入軸：T1=9550×P1n1=9550×2.72710=36.59N?m 中間軸：T2=9550×P2n2=9550×2.59185.86=133.08N?m 輸出軸：T3=9550×P3n3=9550×2.4946.47=511.72N?m 工作機軸：T4=9550×P4n4=9550×2.3446.47=480.89N?m 則各軸輸出轉矩： 輸入軸：T'1=9550×P'1n1=9550×2.67710=35.91N?m 中間軸：T'2=9550×P'2n2=9550×2.54185.86=130.51N?m 輸出軸：T'3=9550×P'3n3=9550×2.4446.47=501.44N?m 工作機軸：T'4=9550×P'4n4=9550×2.2746.47=466.51N?m 各軸轉速、功率和轉矩列于下表 軸名稱 轉速n/(r/min) 功率P/kW 轉矩T/(N?m) 電機軸 710 2.75 36.99 輸入軸 710 2.72 36.59 中間軸 185.86 2.59 133.08 輸出軸 46.47 2.49 511.72 工作機軸 46.47 2.34 480.89 第三部分 減速器高速級齒輪傳動設計計算 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)選用直齒圓錐齒輪傳動，壓力取為α=20°。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪45（調質），硬度為240HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=32，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=32×3.82=123。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 (1)由式（10-29）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥34 KHt TφR 1-0.5 φR2 u ZH ZEσH2 ①確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩: T=9550×Pn=9550×2.72710=36.59N?m 查表選取齒寬系數(shù)φR=0.3 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。 計算接觸疲勞許用應力[σH] 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)： NL1=60 n j Lh=60×710×1×16×300×10=2.045×109 NL2=NL1u=2.045×1093.82=5.353×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù) KHN1=0.98，KHN2=0.97 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=σHlim1 KHN1SH=600×0.981=588MPa σH2=σHlim2 KHN2SH=550×0.971=533.5MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 σH=533.5MPa ②試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥34 KHt TφR 1-0.5 φR2 u ZH ZEσH2=34×1.3×365900.3 1-0.5×0.32×3.84 2.49×189.8533.52=56.4mm (2)計算圓周速度v dm1=d1t1-0.5 φR=56.4×1-0.5×0.3=47.94mm vm=π dm1 n60×1000=π×47.94×71060×1000=1.78 (3)計算當量齒寬系數(shù)φd b=φR d1t u2+12=0.3×56.4 3.842+12=33.57mm φd=bdm1=33.5747.94=0.7 (4)計算載荷系數(shù) 查表得使用系數(shù)KA=1.25 查圖得動載系數(shù)KV=1.086 取齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.339 實際載荷系數(shù)為 KH=KA KV KHα KHβ=1.25×1.086×1×1.339=1.818 (5)按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t 3KHKHt=56.4×31.8181.3=63.071mm (6)計算模數(shù) mt=d1z1=63.07132=1.97mm 取標準模數(shù)m=2mm。 3.確定傳動尺寸 (1)實際傳動比 u=z2z1=12332=3.84mm 大端分度圓直徑 d1=z1 m=32×2=64mm d2=z2 m=123×2=246mm (2)計算分錐角 δ1=arctan1u=arctan32123=14.58294° δ2=90-14.58294°=75.41706° δ1=14°34'58" δ2=75°25'1" (3)齒寬中點分度圓直徑 dm1=d11-0.5 φR=64×1-0.5×0.3=54.4mm dm2=d21-0.5 φR=246×1-0.5×0.3=209.1mm (4)錐頂距為 R=d12 u2+1=642 3.842+1=126.98mm (5)齒寬為 b=φR R=0.3×126.98=38.094mm 取b=38mm 4.校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 σF=K T YFa1 YSa1φR 1-0.5 φR2 m3 z12 u2+1≤σF ①K、b、m和φR同前 ②圓周力為 Ft=2 T1d11-0.5φR=2×3659064×1-0.5×0.3=1345N 齒形系數(shù)Y_Fa和應力修正系數(shù)Y_Sa，當量齒數(shù)為： 小齒輪當量齒數(shù): Zv1=z1cos δ1=32cos 14.583°=33.06 大齒輪當量齒數(shù): Zv2=z2cos δ2=123cos 75.417°=487.27 查表得： YFa1=2.48，YFa2=1.65 YSa1=1.64，YSa2=2.91 ③圓周速度 v=π d1 n60×1000=π×64×71060×1000=2.38m╱s ④寬高比b/h h=2 ha*+c*×m=2×1+0.25×2=4.5mm bh=384.5=8.444 根據(jù)v=2.38m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.045 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2 由表10-4查得KHβ=1.269，結合b/h=38/4.5=8.444查圖10-13，得KFβ=1.053。 則載荷系數(shù)為 KF=KA KV KFα KFβ=1.25×1.045×1.2×1.053=1.651 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù) KFN1=0.98，KFN2=0.98 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得 σF1=σFlim1 KFN1S=500×0.981.25=392MPa σF2=σFlim2 KFN2S=380×0.981.25=297.92MPa 齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=K T YFa1 YSa1φR 1-0.5 φR2 m3 z12 u2+1=35.04MPa<σF1=392MPa σF2=σF1 YFa2 YSa2YFa1 YSa1=41.37MPa<σF2=297.92MPa 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 ⑤齒輪的圓周速度 v=π d1 n60×1000=π×64×71060×1000=2.38m╱s 選用7級精度是合適的 5.計算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù) （1）計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 ha=m han*=2×1=2mm hf=mhan*+cn*=2×1+0.2=2.4mm h=ha+hf=2×2×1+0.2=4.4mm s=π 22=3.142mm （2）分錐角（由前面計算） δ1=14.58° δ2=75.42° （2）計算齒頂圓直徑 da1=d1+2 ha cos δ1=64+2×2 cos 14.58294°=67.87mm da2=d2+2 ha cos δ2=246+2×2 cos 75.41706°=247.01mm （3）計算齒根圓直徑 df1=d1-2 hf cos δ1=64-2×2.4 cos 14.5829423294841°=59.35mm df2=d2-2 hf cos δ2=246-2×2.4 cos 75.4170576705159°=244.79mm 注：錐齒輪han*=1.0，cn*=0.2 （4）計算齒頂角 θa1=θa2=atan(ha/R)=0°54'8" （5）計算齒根角 θf1=θf2=atan(hf/R)=1°4'58" （6）計算齒頂錐角 δa1=δ1+θa1=15°28'56" δa2=δ2+θa2=76°19'20" （7）計算齒根錐角 δf1=δ1-θf1=13°29'49" δf2=δ2-θf2=74°20'13" 6.齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 模數(shù) m 2 2 壓力角 αn 20 20 齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 頂隙系數(shù) c* 0.2 0.2 齒數(shù) z 32 123 齒寬B 38 38 齒頂高 ha 2 2 齒根高 hf 2.4 2.4 分度圓直徑 d 64 246 齒頂圓直徑 da 67.87 247.01 齒根圓直徑 df 59.35 244.79 分錐角 δ 14°34'48" 75°25'12" 齒頂角 θa 0°54'8" 0°54'8" 齒根角 θf 1°4'58" 1°4'58" 錐距 R 126.978 126.978 第四部分 減速器低速級齒輪傳動設計計算 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪45（調質），硬度為240HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=24×4=97。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32 KHt Tφd u+1u ZH ZE Zε ZβσH2 ①確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩: T=9550×Pn=9550×2.59185.86=133.08N?m 由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。 由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。 αt=arctantan αncos β=arctantan 20°cos 13°=20.483° αat1=arccosz1 cos αtz1+2 han* cos β=arccos24×cos 20.48324+2×1 cos 13=29.954° αat2=arccosz2 cos αtz2+2 han* cos β=arccos97×cos 20.48397+2×1 cos 13=23.317° εα=z1tan αat1-tan αt+z2tan αat2-tan αt2π=24×tan 29.954°-tan 20.483°+97×tan 23.317°-tan 20.4832π=1.66 εβ=φd z1 tan βπ=1×24 tan 13°π=1.764 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.6631-1.764+1.7641.66=0.683 由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。 Zβ=cos β=cos 13=0.987 計算接觸疲勞許用應力[σH] 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)： NL1=60 n j Lh=60×185.86×1×16×300×10=5.353×108 NL2=NL1u=5.353×1084=1.338×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù) KHN1=0.97，KHN2=0.97 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=σHlim1 KHN1SH=600×0.971=582MPa σH2=σHlim2 KHN2SH=550×0.971=533.5MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 σH=533.5MPa ②試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32 KHt Tφd u+1u ZH ZE Zε ZβσH2=32×1.3×1330801 9724+19724 2.46×189.8×0.683×0.987533.52=53.161mm (2)調整小齒輪分度圓直徑 ①計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 圓周速度ν v=π d1t n60×1000=π×53.161×185.8660×1000=0.52m╱s 齒寬b b=φd d1t=1×53.161=53.161mm ②計算實際載荷系數(shù)KH。 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25 根據(jù)v=0.52m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01 齒輪的圓周力。 Ft=2×Td1=2×13308053.161=5006.68N KA×Ft/b=1.25×5006.68/53.161=118N╱mm>100N╱mm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.42 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KA KV KHα KHβ=1.25×1.01×1.2×1.42=2.151 ③由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t 3KHKHt=53.161×32.1511.3=62.877mm ④確定模數(shù) mn=d1 cos βz1=62.877×cos 13°24=2.55mm，取mn=3mm。 3.確定傳動尺寸 (1)計算中心距 a=z1+z2×mn2×cos β=24+97×32×cos 13=186.27mm 圓整為a=186mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arccosz1+z2×mn2 a=acos24+97×32×186=12.6289° β=12°37'44" (3)計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=mn z1cos β=3×24cos 12.6289=73.79mm d2=mn z2cos β=3×97cos 12.6289=298.21mm (4)計算齒寬 b=φd d1=73.79mm 取B1=80mmB2=75mm 4.校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 σF=2 K T YFa YSa Yε Yβ cos2βφd m3 z12≤σF ①T、mn和d1同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為： 小齒輪當量齒數(shù)： Zv1=z1cos3β=24cos312.6289°=25.83 大齒輪當量齒數(shù)： Zv2=z2cos3β=97cos312.6289°=104.395 由圖10-17查得齒形系數(shù) YFa1=2.6，YFa2=2.16 由圖10-18查得應力修正系數(shù) YSa1=1.59，YSa2=1.81 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε。 α't=arctantan αncos β=arctantan 20°cos 12.6289°=20.455° εα=z1tan αat1-tan αt+z2tan αat2-tan αt2π αat1=arccosz1 cos αtz1+2 han* cos β=arccos24×cos 20.45524+2×1 cos 12.6289=29.947° αat2=arccosz2 cos αtz2+2 han* cos β=arccos97×cos 20.45597+2×1 cos 12.6289=23.297° 上式得 εα=24×tan 29.947°-tan 20.455°+97×tan 23.297°-tan 20.4552π=1.665 βb=arctantan β cos α't=arctantan 12.6289° cos 20.455°=11.856° εαv=εαcos2β_b=1.665cos211.856°=1.738 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.738=0.682 εβ=φd z1 tan βπ=1×24 tan 12.6289°π=1.71 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yβ。 Yβ=1-εβ β120°=1-1.71×12.6289120°=0.82 ②圓周速度 v=π d1 n60×1000=π×73.79×185.8660×1000=0.72m╱s ③寬高比b/h h=2 ha*+c*×m=2×1+0.25×3=6.75mm bh=756.75=11.111 根據(jù)v=0.72m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.014 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.4 由表10-4查得KHβ=1.426，結合b/h=75/6.75=11.111查圖10-13，得KFβ=1.08。 則載荷系數(shù)為 KF=KA KV KFα KFβ=1.25×1.014×1.4×1.08=1.916 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù) KFN1=0.98，KFN2=0.98 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得 σF1=σFlim1 KFN1S=500×0.981.25=392MPa σF2=σFlim2 KFN2S=380×0.981.25=297.92MPa 齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=2 K T YFa1 YSa1 Yε Yβ cos2βφd m3 z12=2×1.916×133080×2.6×1.59×0.682×0.82×cos212.62891×33×242=72.18 MPa<σF1 σF2=2 K T YFa2 YSa2 Yε Yβ cos2βφd m3 z12=2×1.916×133080×2.16×1.81×0.682×0.82×cos212.62891×33×242=68.27 MPa<σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 ④齒輪的圓周速度 v=π d1 n60×1000=π×73.79×185.8660×1000=0.72m╱s 選用7級精度是合適的 主要設計結論 齒數(shù)z1=24，z2=97，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，螺旋角β=12.6289°=12°37'44"，中心距a=186mm，齒寬B1=80mm、B2=75 (1)計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m han*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2 ha=73.79+2×3=79.79mm da2=d2+2 ha=298.21+2×3=304.21mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2 hf=73.79-2×3.75=66.29mm df2=d2-2 hf=298.21-2×3.75=290.71mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 5.齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 代號名稱 計算公式 小齒輪 大齒輪 模數(shù)m 3 3 螺旋角β 右旋12°37'44" 左旋12°37'44" 齒頂高系數(shù)ha* 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c* 0.25 0.25 齒數(shù)z 24 97 齒寬B 80 75 齒頂高ha m×ha* 3 3 齒根高hf m×(ha*+c*) 3.75 3.75 分度圓直徑d 73.79 298.21 齒頂圓直徑da d+2×ha 79.79 304.21 齒根圓直徑df d-2×hf 66.29 290.71 中心距 a 186 186 第五部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 5.1輸入軸設計計算 (1)輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1 P1=2.72kW；n1=710r/min；T1=36.59N?m (2)計算作用在軸上的力 高速級小齒輪所受的圓周力 Ft1=2×Tdm1=2×3659054.4=1345N 高速級小齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1 tan α cos δ1=1345×tan 20° cos 14.58°=474N 高速級小齒輪所受的軸向力 Fa1=Ft1 tan α sin δ1=1345×tan 20° sin 14.58°=123N (3)初步確定軸的最小直徑： 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45（調質），硬度為240HBS，根據(jù)表，取A0=112，于是得 d≥A0 3Pn=112×32.72710=17.52mm 輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5% dmin=1+0.05×17.52=18.4mm 輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KA×T1，查表，考慮輕微沖擊，故取KA=1.5，則: Tca=KA T=54.88N?m 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，同時兼顧電機軸直徑38mm，查標準或手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為25mm，故取d12=25mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。 (4)軸的結構設計圖 圖6-1高速軸示意圖 ①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑d23=30mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=35mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L=82mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12=80mm。 (5)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。。參照工作要求并根據(jù)d23=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T=35×72×18.25mm，故d34=d56=35mm。由手冊上查得30207型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm，則d67=30mm。 (6)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，則 l23=Δt+e+12+K=2+10+12+24=48 mm (7)考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，取小齒輪輪轂寬度L=41.28mm，則 l34=T=18.25 mm (8)取錐齒輪軸上的距離為2.5倍軸頸直徑減去軸承寬度，則 l45=2.5 d45-B=2.5×40-17=83 mm l56=B=17 mm l67=Δ+L+T-B=10+41.28+18.25-17=52.53 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 6 直徑 25 30 35 40 35 30 長度 80 48 18.25 83 17 52.53 Fae=Fa1=123N 根據(jù)30207圓錐滾子查手冊得壓力中心a=15.3mm 小錐齒輪齒寬中點距離齒輪端面M由齒輪結構確定，由于齒輪直徑較小，采用實心式，取M≈21 軸承壓力中心到第一段軸支點距離: l1=L12+L2+a=802+48+15.3=103.3mm 兩軸承受力中心距離: l2=L4+2 T-2 a=83+2×18.25-2 *15.3=88.9mm 軸承壓力中心到齒輪支點距離: l3=L6-M+a=52.53-21+15.3=46.83mm ①計算軸的支反力 水平支反力 FNH1=Ft l3l2=1345×46.8388.9=708.51N FNH2=Ft+FNH1=1345+708.51=2053.51N 垂直支反力 FNV1=Fa d2-Fr l3l2=123×54.42-474×46.8388.9=-212.06N FNV2=Fr+FNV1=474-212.06=261.94N ②計算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面C處的水平彎矩 MH1=FNH1 l2=708.51×88.9=62986.54N?mm 截面C處的垂直彎矩 MV1=Fa d2-Fr l3=123×54.42-474×46.83=-18851.82N?mm 截面D處的垂直彎矩 MDV=Fa d2=123×54.42=3345.6N?mm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c） 截面C處的合成彎矩 M1=MH12+MV12=62986.542+18851.822=65747.21N?mm 截面D處的合成彎矩 MD=MDH2+MDV2=02+3345.62=3345.6N?mm ③作合成彎矩圖（圖d） T=36590N?mm 作轉矩圖（圖e） 圖6-2高速軸受力及彎矩圖 (9)按彎扭合成應力校核軸的強度 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉的截面（即危險截面C左側）的強度。必要時也對其他危險截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進行強度校核。取α=0.6（單向傳動），則有 抗彎截面系數(shù)為 W=0.1 d3=0.1×403=6400mm3 當量應力為 σca=McaW=M2+α T2W=65747.212+0.6×3659026400=10.83MPa<σ1b=60Mpa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。 5.2中間軸設計計算 (1)求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2 P2=2.59kW；n2=185.86r/min；T2=133.08Nm (2)求作用在齒輪上的力 高速級大齒輪所受的圓周力 Ft2=2×Tdm2=2×133080209.1=1273N 高速級大齒輪所受的徑向力 Fr2=Ft2 tan α cos δ2=1273×tan 20° cos 75.42°=117N 高速級大齒輪所受的軸向力 Fa2=Ft2 tan α sin δ2=1273×tan 20° sin 75.42°=448N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑） Ft3=2×Td3=2×13308073.79=3606.99N 低速級小齒輪所受的徑向力 Fr3=Ft3 tan αcos β=3606.99×tan 20°cos 12.6289°=1345.39N 低速級小齒輪所受的軸向力 Fa3=Ft3 tan β=3606.99×tan 12.6289°=808N (3)初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45（調質），硬度為240HBS，根據(jù)表，取A0=112，得: d≥A0 3Pn=112×32.59185.86=26.95mm (4)軸的結構設計圖 圖6-3中間軸示意圖 (5)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=26.95mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30206，其尺寸為d×D×T=30×62×17.25mm，故d12=d56=30mm。 (6)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=36mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d45=36mm查表，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d34=46mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=21mm。 (7)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。 (8)考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=80mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23=78mm，d23=36mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2=59mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取l45=57mm，d45=36mm。 (9)取低速級小齒輪距箱體內壁之距離Δ1=10mm，高速級大齒輪距箱體內壁之距離Δ2=12.5mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則 l12=l56=T+Δ+Δ1+2=17.25+10+10+2=39.25 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 直徑 30 36 46 36 30 長度 39.25 78 21.04 56.96 39.25 Fae=Fa2-Fa3=-360N 低速小齒輪輪轂寬度B1=80mm 高速大齒輪輪轂寬度B2=58.96mm 因齒輪倒角為2 根據(jù)30206圓錐滾子查手冊得壓力中心a=13.8mm 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離: l1=L1-2+B12-a=39.25-2+802-13.8=63.4mm 低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離: l2=B12+L3+B22=80+58.962+21.04=90.5mm 高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離: l3=B22+L5-2-a=58.962+39.25-2-13.8=52.9mm ①計算軸的支反力 水平支反力 FNH1=Ft3l2+l3+Ft2 l3l1+l2+l3=3606.99×90.5+52.9+1273×52.963.4+90.5+52.9=2826.81N FNH2=Ft3 l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=3606.99×63.4+1273×63.4+90.563.4+90.5+52.9=2053.18N 垂直支反力 FNV1=Fr2 l3-Fr3l2+l3+Fa2 d22+Fa3 d32l1+l2+l3=117×52.9-1345.39×90.5+52.9+448×209.12+808×73.79263.4+90.5+52.9=-532.35N FNV2=Fr2-FNV1-Fr3=117+532.35-1345.39=-696.04 ②計算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面B處的水平彎矩 MBH1=FNH1 l1=2826.81×63.4=179219.75N?mm 截面C處的水平彎矩 MCH1=FNH2 l3=2053.18×52.9=108613.22N?mm 截面C處的垂直彎矩 MCV1=FNV2 l3+Fa2 d22=-696.04×52.9+448×209.12=10017.88N?mm MCV2=FNV2 l3=-696.04×52.9=-36820.52N?mm 截面B處的垂直彎矩 MBV1=FNV1 l1=-532.35×63.4=-33750.99N?mm MBV2=FNV1 l1-Fa3 d32=-532.35×63.4-808×73.792=-63562.15N?mm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c） 截面B處的合成彎矩 MB1=MBH12+MBV12=179219.752+33750.992=182370.09N?mm MB2=MBH12+MBV22=179219.752+63562.152=190157.48N?mm 截面C處的合成彎矩 MC1=MCH12+MCV12=108613.222+10017.882=109074.24N?mm MC2=MCH12+MCV22=108613.222+36820.522=114684.71N?mm 作合成彎矩圖（圖d） T=133080N?mm 作轉矩圖（圖e） 圖6-4中間軸受力及彎矩圖 (10)按彎扭合成應力校核軸的強度 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉的截面（即危險截面B右側）的強度。必要時也對其他危險截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進行強度校核。取α=0.6（單向傳動），則有 抗彎截面系數(shù)為 W=0.1 d3=0.1×363=4665.6mm3 當量應力為 σca=McaW=M2+α T2W=190157.482+0.6×13308024665.6=44.21MPa<σ1b=60Mpa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。 5.3輸出軸設計計算 (1)求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3 P3=2.49kW；n3=46.47r/min；T3=511.72Nm (2)求作用在齒輪上的力 低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑） Ft4=2×Td4=2×511720298.21=3431.94N 低速級大齒輪所受的徑向力 Fr4=Ft4 tan αcos β=3431.94×tan 20°cos 12.6289°=1280.09N 低速級大齒輪所受的軸向力 Fa4=Ft4 tan β=3431.94×tan 12.6289°=769N (3)初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45（調質），硬度為240HBS，根據(jù)表，取A0=112，得: d≥A0 3Pn=112×32.4946.47=42.22mm 輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7% dmin=1+0.07×42.22=45.18mm 故選取:d12=48mm 輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KA×T3，查表，考慮輕微沖擊，故取KA=1.5，則: Tca=KA T3=767.58N?m 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準或手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm，故取d12=48mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。 (4)軸的結構設計圖 圖6-5低速軸示意圖 ①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑d23=53mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=58mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L=112mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12=112mm。 (5)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=53mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30211，其尺寸為d×D×T=55×100×22.75mm，故d34=d78=55mm。 軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得30211型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=64mm (6)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=57mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4=75mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67=73mm。齒輪的右端采用軸肩定位，由軸徑d67=57mm，故取h=8mm，則軸環(huán)處的直徑d56=74mm，取l56=12mm。 (7)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，則軸承座寬度為 L=δ+C1+C2+5=8+22+20+5=55mm l23=L+Δt+e+K-T-Δ=55+2+10+24-22.75-10=58.25 mm (8)5）取低速級大齒輪距箱體內壁之距離Δ2=12.5mm，mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ=10mm，右側擋油環(huán)寬度s1=22.5mm，則 l34=T+Δ+Δ2=22.75+10+12.5=45.25 mm l45=b3+2.5+Δ1-Δ2-l56=80+2.5+10-12.5-12=68 mm l78=T+Δ+Δ2+2=22.75+10+12.5+2=47.25 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑 48 53 55 64 74 57 55 長度 112 58.25 45.25 68 12 73 47.25 Fae=Fa4=769N 低速大齒輪輪轂寬度B=75mm 因齒輪倒角為2 根據(jù)30211圓錐滾子查手冊得壓力中心a=21mm 軸承壓力中心到第一段軸支點距離:: l1=L12+L2+L3-a=1122+58.25+45.25-21=138.5mm 軸承壓力中心到大齒輪中點距離: l2=B2+L5+L4+L3-a=752+12+68+45.25-21=141.8mm 大齒輪中點到軸承壓力中心距離: l3=L7-2+B2-a=47.25-2+752-21=61.8mm 第一段中點到軸承壓力中心距離l1=138.5mm，軸承壓力中心到齒輪中點距離l2=141.8mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=61.8mm ①計算軸的支反力 水平支反力 FNH1=Ft l3l2+l3=3431.94×61.8141.8+61.8=1041.72N FNH2=Ft l2l2+l3=3431.94×141.8141.8+61.8=2390.22N 垂直支反力 FNV1=Fr l3+Fa d2l2+l3=1280.09×61.8+769×298.212141.8+61.8=951.73N FNV2=Fr l2-Fa d2l2+l3=1280.09×141.8-769×298.212141.8+61.8=328.36N ②計算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面C處的水平彎矩 MH1=FNH1 l2=1041.72×141.8=147715.9N?mm 截面C處的垂直彎矩 MV1=FNV1 l2=951.73×141.8=134955.31N?mm MV2=MV1-Fa d2=134955.31-769×298.212=20293.57N?mm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c） 截面C處的合成彎矩 M1=MH12+MV12=147715.92+134955.312=200082.29N?mm M2=MH12+MV22=147715.92+20293.572=149103.37N?mm ③作合成彎矩圖（圖d） T=511720N?mm 作轉矩圖（圖e） 圖6-6低速軸受力及彎矩圖 (9)按彎扭合成應力校核軸的強度 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉的截面（即危險截面C左側）的強度。必要時也對其他危險截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進行強度校核。取α=0.6（單向傳動），則有 抗彎截面系數(shù)為 W=0.1 d3=0.1×643=26214.4mm3 當量應力為 σca=McaW=M2+α T2W=200082.292+0.6×511720226214.4=13.98MPa<σ1b=60Mpa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。 第六部分 軸承的選擇及校核計算 6.1輸入軸的軸承計算與校核 軸承型號 內徑d(mm) 外徑D(mm) B(mm) 寬度T(mm) 基本額定動載荷(kN) 30207 35 72 17 18.25 54.2 根據(jù)前面的計算，選用30207軸承，內徑d=35mm，外徑D=72m