1224-二級圓柱斜齒輪減速器

1224-二級圓柱斜齒輪減速器,二級,圓柱,齒輪,減速器 《機械設(shè)計》課程設(shè)計[1] ── 機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書（第二版） 龔桂義主編高等教育出版社 1990 年 4 月第 2 版。[2] ── 機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版） 龔桂義主編高等教育出版社 1989 年 5 月第 3 版。[3] ── 機械零件手冊（第五版） 周開勤主編 高教出版社 2001 年 7 月[4] ── 機械設(shè)計（第八版） 濮良貴主編 2006 年 5 月。第一講一．概述：1．目的：課程設(shè)計是機械設(shè)計課程的最后一個環(huán)節(jié)，目的有三：1）鞏固、加深機械設(shè)計及相關(guān)先修課（e.g. 制圖、公差、材料與熱處理等）的理論知識。2）訓(xùn)練機械設(shè)計的能力，了解并掌握常用零件的設(shè)計方法。3）培養(yǎng)計算、繪畫及運用技術(shù)資料（e.g. 手冊、圖冊等）的基本技能。2．任務(wù)： 每個同學(xué)必須獨立完成：1）減速器裝配圖 1 張 （1 號圖紙）2）零 件 圖 3 張 （1 號圖一張，2 號圖二張）3）設(shè)計計算說明書 1 份3．設(shè)計過程：傳動參數(shù)計算 → 裝配圖設(shè)計 → 零件圖設(shè)計 → 編寫說明書 → 答辯。注意：每人必須準(zhǔn)備一本專用草稿本，所有設(shè)計參數(shù)、計算公式、計算過程及計算結(jié)果等，都應(yīng)清楚地寫在專用草稿本上，數(shù)據(jù)及公式等應(yīng)注明來源，這樣也方便于編寫說明書。二．傳動裝置的總體設(shè)計：1．?dāng)M定傳動方案： 已在設(shè)計任務(wù)書中給定。2．選擇電動機1）選擇電機類型： 電機類型很多，因本課程設(shè)計對電機無特別要求，所以一般選用 Y 系列三相異步電動機 （[3]. P.273.）2）選擇電機容量：(1)工作機所需的工作功率 Pw：a. 對帶式運輸機給定： 工作拉力 F，帶速 v(m/s)Pw = Fv/1000 kwb. 對卷揚機給定： 起吊重量 Q（N） ，起吊速度 v(m/s)Pw = Qv/1000 kw(2）電動機所需的功率 Pd:Pd = Pw/ηa ηa ── 傳動裝置的總效率。ηa =η1·η2·η3·…… ηi ── 每個傳動副（齒輪、蝸桿、鏈及帶） ，每對軸承，每個聯(lián)軸器及卷筒的效率?？刹椋篬1]. P.7.表 1. 及 P.12.如對上圖： ηa =η 卷 ·η 滑塊聯(lián)軸器 ·η4 軸承 ·η2 齒輪 ·η 彈性聯(lián)軸器 (3)電機的額定功率 Ped:應(yīng)略大于 Pd，即應(yīng)： Ped ≥ Pd 3）確定電機轉(zhuǎn)速 nm（n m ── 電機的滿載轉(zhuǎn)速）：同類型、同容量的電機有幾種同步轉(zhuǎn)速（3000，1500，1000，750 r/min）同步轉(zhuǎn)速↓ → 電機尺寸、重量、價格↑，選擇時應(yīng)綜合考慮。(1)傳動裝置總傳動比的合理范圍 ia′：ia′= i1′·i2′·i3′·……ii′── 各級傳動副傳動比的合理范圍 [1]. P.7. 表 1.V 帶傳動 i 帶 ′= 2～4鏈傳動 i 鏈 ′= 2～6二級圓柱 i′= 8～40 （一級圓柱，i′= 3～6）蝸桿 一 圓柱 i′= 60～120 （與[1] 不同）vFQ 圓錐 一 圓柱 i′= 10～25 最好 i′= 8～15(2)工作機轉(zhuǎn)速 n：在本課程設(shè)計中，可按下式確定：n = 60×1000V/πDV ── 帶速或起吊速度，m/sD ── 卷筒或滾筒直徑，mm(3)電機轉(zhuǎn)速的可選范圍 nd： nd = ia′·n r/min(4)確定電機轉(zhuǎn)速 nm a．在 nd 中，選定電機的同步轉(zhuǎn)速（一般應(yīng)選：1000 或 1500 rmp）b．按 nd、P ed [3]. P.291. 選定電機型號。如： Y100L2 - 4 Y ── 異步電機 100 ── 中心高 100mm L ── 長機座 2 ── 功率序號4 ── 極數(shù)c．記下電機的外形尺寸，軸伸尺寸，鍵接尺寸，滿轉(zhuǎn)速 nm。注： 設(shè)計可參照 [1] P.14. 例 2-1.3．傳動比分配：1）傳動裝置的總傳動比 ia：由電機滿載轉(zhuǎn)速 nm 及工作轉(zhuǎn)速 n 確定：ia = nm/n = i1·i2 …… in ii ── 各級傳動裝置的傳動比。2）傳動比的分配 [1]. P.15～19.傳動比的分配就是根據(jù)總傳動比 ia，合理確定各級傳動比 ii，其原則為：(1)帶傳動： i 帶 = 2～4 最好取 i 帶 = 2～3(2)鏈傳動： i 鏈 = 2～6 最好取 i 鏈 = 2～4(3)減速器：記：i 減 ,i1,i2 ── 減速器的總傳動比，高速級及低速級的傳動比。a．展開式兩級圓柱齒輪減速器：宜：i2 = i 減 /i1 減)4.3(1?? b．蝸桿 一 齒輪減速器：宜： i2 = (0.03～0.06)i 減 i1 = i 減 /i2 c．圓錐 一 圓柱齒輪減速器：宜： i1≈(0.20～0.25)i 減 并盡量使 i1≤3i2 = i 減 /i1 i 減 小時取大值，反之取小值4．運動和動力參數(shù)計算：1）選定電機，定出總傳動比并合理分配后，應(yīng)算出各軸的轉(zhuǎn)速、輸入及輸出功率，輸入及輸出轉(zhuǎn)矩等。 仿 [1]. P.21. 例 2-3.2）將求得的數(shù)據(jù)列成下表：表 1功率(kW) 轉(zhuǎn)矩(N·m)軸名 輸入 輸出 輸入 輸出 轉(zhuǎn)速 n(r/min) 傳動 比 i效率η電機軸 實需功率 PdTd=9550Pn/nm滿載轉(zhuǎn)速nm io ηo1Ⅰ軸 PⅠ = Pdηo1 PⅠ ′= Pdηo1 TⅠ = Tdioηo1 TⅠ ′= TⅠ η 軸承nⅠ = nm/ioi 齒輪 η 齒輪Ⅱ軸 PⅡ = PⅠ ′ηo1PⅡ ′= PⅡ η軸承TⅡ =TⅠ ′i 齒輪 η齒輪TⅡ ′= TⅡ η 軸承nⅡ =nⅠ /i 齒輪Ⅲ軸卷筒軸3）注：① 電機的輸出功率是實需功率而非電機的額定功率。② io ── 電機軸至減速器輸入軸Ⅰ的傳動比，以聯(lián)軸器相聯(lián)時，i o = 1以帶傳動相聯(lián)時：i o = i 帶 ③ ηo1 ── 電機軸至Ⅰ軸的效率，以聯(lián)軸器相聯(lián)，η o1 =η 聯(lián) 以帶傳動相聯(lián)，η o1 =η 帶 ④ Ⅰ軸的輸出功率 PⅠ ′及輸出轉(zhuǎn)矩 TⅠ ′：∵ Ⅰ軸由一對軸承支承，∴應(yīng)考慮軸承效率 η 軸承 ∴ PⅠ ′= PⅠ ·η 軸承 Tx′= Tx·η 軸承 ⑤ 其它軸的計算同此。第二講 傳動零件的設(shè)計計算一．減速器外傳動零件的設(shè)計（一）帶傳動：1．設(shè)計的原始數(shù)據(jù)：1）電機的實需功率 Pd(非 Ped)、轉(zhuǎn)速 nm，傳動比 i 帶 （見表 1）2）工作條件等 （見任務(wù)書）2．設(shè)計過程： 參見 [4] P.163. 例題3．檢查小帶輪直徑與電機中心高是否相稱等 [1] P.30.1）小帶輪半徑大于電機中心高時，地基上要定制凹孔，不好，應(yīng):D/2＜H(電機中心高)2）帶輪寬度（取決于帶數(shù)）與電機軸裝配長度是否相稱4．照表 1 格式再劃一表，記為表 2，將Pd，T d，n m 及帶傳動的實際傳動比 i 帶 等填入，并以此修正減速器的設(shè)計數(shù)據(jù)。（二）鏈傳動：1．設(shè)計的已知數(shù)據(jù)1）減速器輸出軸的功率 PⅢ ′及轉(zhuǎn)速 nⅢ ，工作機（滾筒）的轉(zhuǎn)速 n2）工作條件等 見任務(wù)書2．設(shè)計過程： 參見 [4] P.178. （四）滾子鏈傳動的設(shè)計計算3．注意： 單排鏈節(jié)距過大時，可采用多排鏈，以減小節(jié)距。（三）選擇聯(lián)軸器1．類型選擇：1）高速軸（電機軸與Ⅰ軸的）聯(lián)軸器： 彈性套柱銷聯(lián)軸器 [3] P.146.2）低速軸（Ⅲ軸與卷筒軸的）聯(lián)軸器： 凸緣聯(lián)軸器 [3] P.142.（∵ [3] 中無十字滑塊聯(lián)軸器，∴只能用凸緣聯(lián)軸器）HEDB 2．尺寸選擇：1）估算Ⅰ、Ⅲ軸的軸徑 dⅠ ，d Ⅲ ：① 軸材料： 一般用 45 號鋼② 估算公式： [4] P.370.2）按以下條件選擇聯(lián)軸器 Tca ≤[T 聯(lián) ]n ≤[n 聯(lián) ] [4] 第十四章3）把 dⅠ ，d Ⅲ 圓整到與聯(lián)軸器孔徑一致，軸徑應(yīng)在聯(lián)軸器孔徑范圍內(nèi)。3．定型號： 同時記下聯(lián)軸器的孔徑長度等。二．減速器內(nèi)傳動零件的設(shè)計：應(yīng)先算減速器的第一級、再算第二級。1．設(shè)計第一級的已知條件：1）傳遞的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速： 表 2 中Ⅰ軸的輸出轉(zhuǎn)矩 TⅠ ′轉(zhuǎn)速 nⅠ 2）傳動比： 按實際的 i 帶 → 修正 i 減 → 分配得 i1 3）工作條件： 任務(wù)書注： 第一級設(shè)計好后，按實際的 i1 = z2/z1 列入表 2，并按此修正Ⅱ軸的 nⅡ 及 TⅡ ，T Ⅱ ′等。2．設(shè)計第二級的已知條件：1）傳遞的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速： 表 2 中Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速 nⅡ 及輸出轉(zhuǎn)矩 TⅡ ′2）傳動比： 按實際的 i1 及 i 減 確定： i2 = i 減 /i1 3）工作條件： 任務(wù)書注：① 第二級設(shè)計完成后，將實際的 i2 = z4/z3 列入表 2，并按此算出Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速 nⅢ 及輸入、輸出轉(zhuǎn)矩 TⅢ 、 TⅢ ′，列入表 2② 對減速器 一 鏈傳動輸送機，按 nⅢ ，T Ⅲ ′設(shè)計鏈傳動。③ 最后，校核工作機的轉(zhuǎn)速是否滿足速度允許誤差。3．圓柱斜齒輪傳動的設(shè)計：1）材料、熱處理、精度： 材 料： 一般用 35、40、45 鋼，45 鋼最常用。熱處理： 小輪，調(diào)質(zhì)； 大輪，正火。精 度： 8 級。2）設(shè)計過程： 參見[4]. P.218. 例 10-23）說明： a.齒寬系數(shù) φ d： 可取 φ d = 1.0～1.4b.中心距： 應(yīng)調(diào)整成 0、5 結(jié)尾。3o/PA? c.螺旋角 β： 用 β 調(diào)整 a 時，應(yīng)保證：β=8°～20°d.應(yīng)檢查高速級大齒輪與低速軸Ⅲ是否干涉。e.齒輪結(jié)構(gòu)： [2]. P.74. P.75.4．圓錐齒輪傳動的設(shè)計：1）材料、熱處理、精度： 同斜齒輪。2）設(shè)計過程： 見[4] §10-8 仿圓柱齒輪。3）說明： a.齒數(shù) z1： 一般可取 z1 = 17～25b.齒寬系數(shù) φ R： 一般可取 φ R = b/R = 0.3c.齒輪結(jié)構(gòu)： [2]. P.75. P.76.5．蝸桿傳動：1）設(shè)計過程： [4]. P.270. 例題2）說明：① 本設(shè)計中，蝸桿采用下置式② 蝸桿強、剛度校核及熱平衡計算要完成裝配草圖后進行∵ 裝配草圖完成前支點距離及散熱面積尚不知道第三講 裝配圖設(shè)計一．設(shè)計準(zhǔn)備：1．已定出各傳動零件的中心距、外徑、寬度。2．已選定聯(lián)軸器的類型及型號，及兩軸孔的直徑及長度。3．按[1]. P.26. 表 3. 表 4. 算出各項數(shù)據(jù)備用。二．設(shè)計過程：1．估算軸徑：mm [4]. P.3701）Ⅰ、Ⅲ軸： 軸徑已估算，該估算軸徑應(yīng)作為軸的最小軸徑。2）Ⅱ軸： ∵Ⅱ軸僅中段受扭，估算軸徑可作為軸的最大軸徑。注： ① 估算軸徑僅是軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的指導(dǎo)尺寸，② 設(shè)計時，軸尺寸一般應(yīng)： Ⅲ＞Ⅱ＞Ⅰ。2．確定機體內(nèi)壁及軸承座端面的位置： 本工作應(yīng)分以下二步做：1）畫草圖，初定減速器的大概外形尺寸：長×寬×高。① 畫出傳動零件的中心線及輪廓線。② 定出軸承及軸承座端面的位置。③ 由草圖定出減速器的大概外形尺寸：長×寬×高。注： ① 草圖無需嚴(yán)格按比例畫，畫法以蝸桿 一 齒輪為例如左圖。② 齒輪寬度 Bi，各預(yù)留間隙 Δi 等見 [1]. P.26. 表 1.2）在 1#圖紙上，根據(jù)上述外形尺寸，選擇適當(dāng)?shù)谋壤撸碵1]. P.39. 圖 28.合理布置好三個視圖，重復(fù)上述①、② 步。3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）設(shè)計過程： [4]. P.377. 例題2）軸的外伸端長度： 確定方法見： [1]. P.46. P.47. 圖 45.3on/PAd? ① 應(yīng)為聯(lián)軸器的裝拆留有足夠的空間。 [1]. P.47. 圖 45.② 應(yīng)在不拆下聯(lián)軸器的情況下，能拆下端蓋螺釘，以便可開啟箱蓋。3）各段軸的直徑最好以 0，5，2，8 結(jié)尾。4．確定軸的支點距離和力的作用點：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計完成后，軸徑及軸承等均已確定，故可定出支點距離及力的作用點。蝸桿一齒輪減速器草圖： 參照 [2]. P.51.c12c2 a41△ δd△ 1△ 1dwh3甩 油 輪tlB△B△l252432△13△ t Δ3 ── 軸承端面到箱體內(nèi)壁的距離，與軸承潤滑有關(guān) [1]. P.43. 圖 34.Δ2 ── 齒輪端面到箱體內(nèi)壁的距離。Δ4 ── 要為箱體內(nèi)蝸桿軸承座留有足夠的空間，一般可取 Δ4≈Δ5 Δ5 ── 要保證蝸桿軸套杯能安裝 B2 ── 蝸輪轂寬，與蝸輪軸直徑有關(guān)?？沙跞。? Δ4+Δ5+ B2= 2da1 da1 ── 蝸桿齒頂圓直徑。寬 =Δ2+ B3+Δ4+ B2+Δ5+ 2l2+ 2t + 余量 t ── 軸承蓋凸緣厚度。高 = da4+Δ1+δ1+ b2+（30～50）長 = a2+ DW/2 + da4/2 + 2Δ1+ 2δ1+ 余量（含蝸桿外伸部分及兩側(cè)凸緣）5．軸、鍵、軸承的強度校核： 僅校核中間軸及其鍵和軸承1）軸的校核：① 僅需校核中間軸。② 待圓角半徑、粗糙度、加工工藝等完全確定后，方可校核疲強。③ 校核應(yīng)在畫出軸的零件圖后再進行。2）鍵： 需校核擠壓及剪切強度。3）軸承： 進行壽命計算。6．傳動零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計：齒輪：① 當(dāng)鍵槽到齒輪根圓的距離 x≥2.5mn 時，齒輪應(yīng)與軸分開，否則制成齒輪軸 [1]. P.55.② 齒輪的結(jié)構(gòu)： [2]. P.74. P.75.錐輪： 也有齒輪軸與分離齒輪之分，結(jié)構(gòu)見： [2]. P.75. P.76.蝸桿： 制成蝸桿軸，加工及結(jié)構(gòu)見： [2]. P.76.蝸輪： [2]. P.77. 或 [4]. P.270.7．軸承端蓋的結(jié)構(gòu)：1）端蓋作用： ① 固定軸承并承受軸向力。② 調(diào)整軸承間隙（通常增減墊片）2）端蓋結(jié)構(gòu)： [2]. P.85.8．軸承的潤滑與密封：1）潤滑：油潤滑： 浸油齒輪分圓周速＞2m/s時采用，此時應(yīng)：xA- a．箱座接合面開導(dǎo)油槽。[1]. P.66. 圖 90～91.b．軸承蓋端應(yīng)小一些，并開進油口。c．軸承旁齒輪或蝸桿的直徑小于軸承外徑時，應(yīng)加擋油板。[1]. P.57.脂潤滑： 浸油輪周速＜2m/s 時采用，此時，軸承旁應(yīng)加擋油板。 [1]. P.43. 圖 34. [2]. P.81.2）密封： [1]. P.58. [2]. P.81. P.82.9．減速器的機體設(shè)計1）軸承旁凸臺高度：按低速級軸承座外徑（與軸承蓋凸緣外徑相同）確定：[1].P.63. P.43.① 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓中心線與軸承座外徑相切② 以上述中心線為基準(zhǔn)，留出板手空間 C1、C 2 。2）高速級箱蓋圓弧半徑 R2： 按上述方法定出軸承旁凸臺高度后：① R2 最好應(yīng)包住Ⅰ軸軸承座凸臺（易于鑄造）② R2 與 R1 的中間過渡平面不得與中間軸大齒輪干涉。3）機座： 機座的高度由以下三個制約因素確定① 低速級大齒輪到箱底的距離 H： 應(yīng) H = 30～50 mm（以免轉(zhuǎn)動時攪起箱底沉渣）② 傳動件的浸油深度： [1]. P.65.a．二級圓柱齒輪減速器中間軸大齒輪浸油深度 h： h = 1 個齒高，且≥10mm低速級大齒輪浸油深度 h1： h1≤R/3 （R ── 齒輪半徑）b. 下置式蝸桿的蝸桿 一 齒輪減速器油面不超過蝸桿軸承中最下方滾動體的中心c. 圓錐 一 圓柱齒輪減速器大錐輪浸油深度 h2： h2 = (0.5～1)b (b ── 錐輪齒寬)注：若由于某個條件制約，中間軸齒輪或蝸桿浸不到油，可裝濺油盤或濺油輪。 [1]. P.65. 圖 89.③ 所需油量：12R 單級傳動： Vo = 0.35～0.7 dm3/kw多級傳動： Vo =（0.35～0.7）×級數(shù) dm3/kw10．減速器附件：1）窺視孔： 位置： 應(yīng)能看到兩個嚙合區(qū)。尺寸： 有標(biāo)準(zhǔn)，但由于無手冊查，故自定。 原則：盡量大一些2）通氣器： [2]. P.87.3）放油塞： [2]. P.86. 要求： d 孔 ≥20 mm4）油標(biāo)： [2]. P.86. [1]. P.71～72.5）起蓋螺釘： d = d2 (d2 ── 蓋、座凸緣聯(lián)接螺栓直徑)6）定位銷： 兩個，d =（0.7～0.8）d 2 7）吊環(huán)： [2]. P.86.吊耳： [2]. P.86.注：上述工作完成后，請教師審核。第四講 完成裝配圖一．標(biāo)注尺寸：1．傳動中心距 a 及其偏差 ±fa:按齒輪的工作平穩(wěn)性精度等級（即第Ⅱ公差組精度等級）7～8 級，查[3] 得±f a:1）圓柱齒輪副： [3]. P.226. 表 16-20.2）蝸桿傳動： [3]. P.263. 表 16-67.2．配合尺寸：齒輪、軸承等主要零件的配合處都應(yīng)標(biāo)出尺寸、配合性質(zhì)及精度等級。主要零件的薦用配合見 [1]. P.81. 表 8.3．安裝尺寸：1）機體底面尺寸： 長、寬2）地腳螺栓孔的孔徑及其中心的定位尺寸3）減速器的中心高4）主、從動軸外伸部分的長度及直徑4．外形尺寸： 減速器的總長、總寬、總高等。二．標(biāo)技術(shù)特性： [1]. P.81.三．標(biāo)技術(shù)要求：技術(shù)要求主要應(yīng)包括在視圖上無法表示的關(guān)于裝配、調(diào)整、檢驗、維護等方面的要求。參見： [1]. P.81～85. 或[2]. P.7.( 圓柱) P.29.( 圓錐) P.36.( 蝸桿)四．零件編號：1．每種不同的零件都應(yīng)有編號，各相同零件應(yīng)只有一個編號。2．編號線應(yīng)互不相交，且不與剖面線平行。3．編號應(yīng)按順時針或逆時針方向整齊排列。4．編號數(shù)字字高應(yīng)比尺寸數(shù)字大。五．零件明細表及標(biāo)題欄格式及尺寸見： [1]. P.86.第五講 零件圖設(shè)計一．零件設(shè)計任務(wù)1．箱蓋。2．低速軸大齒輪3．中間軸。 （定出粗糙度及圓角半徑后，再進行強度校核）二．箱蓋：1．軸承油潤滑時，箱蓋凸緣內(nèi)壁應(yīng)倒角，倒角斜面應(yīng)達箱座接合面上的油溝。 2．箱蓋軸承孔中心距偏差±Δa：應(yīng)比齒輪副中心距偏差±f a 小，一般?。? Δa =（0.7～0.8）f a （只有這樣，在制造及安裝誤差下，才能保證： a±fa）3．軸承孔中心線間的平行度公差： ∥按箱蓋兩端面間距及平行度公差等級 4～5 級查 [3]. P.218.4．軸承座孔中心線對機體剖分面在垂直方向的位置度公差：1）相對于剖分面的位置度： [1] 要求 ≤0.3 mm.一般，中、小型減速器可?。?≤0.6mm [2]. P.9.2）相對于垂直面的位置度： 一般可取兩軸線平行度的二分之一5．軸承座端面對其中心線的垂直度公差： ⊥以 7～8 級公差等級按箱體寬度查 [3]. P.218. 表 14-14.6．箱蓋接合面的平面度：以公差等級 7～8，按箱蓋寬度查 [3]. P.216. 表 14-12.7．軸承座孔圓柱度：以公差等級 6～7 級，按軸承座孔徑查： [3]. P.217. 表 14-13.8．兩軸承座孔中心線的同軸度：0.6A12A φ d B2處 φ DC2處處 處 △ KC兩 端 面 3-Md7H深 15均 布 K B兩 端 面 以 7～8 級，按軸承座孔徑查： [3]. P.219. 表 14-15.9．圓錐齒輪副兩軸線的垂直度： ⊥7～8 公差等級，按小錐輪套杯座端面到大錐輪軸線的距離查：[3].P.218. 表 14-1410．螺栓孔中心線的位置度：軸承端蓋螺釘孔中心線，箱蓋、座聯(lián)接螺栓中心線的位置度公差 Δ：Δ≈0.5×0.1d d ── 螺栓大徑（即公稱直徑）∵螺栓孔孔徑 d′≈1.1d, ∴在螺栓能安裝的前提下，栓與孔徑的中心線的最大可能位移尺寸為 0.1d，而按經(jīng)驗，位置度≈0.5×最大可能位移。三．齒輪：齒輪工作圖見： [4]. P.221. 圖 l0-32. [2]. P.8. P.64.尺寸、形位公差、嚙合特性、技術(shù)要求的標(biāo)注要求見 [1]. P.93～95.四．軸：1．軸工作圖見： [4]. P.382. 圖 l5-27. [2]. P.8. P.70.2．尺寸、形位公差、表面粗糙度等的標(biāo)注方法和要求見： [1]. P.89～92.3．中心孔尺寸 [3]. P.52.4．鍵槽尺寸及公差 [3]. P.90.5．零件圖畫好后，進行軸的強度及疲強校核 [4]. P.381. 例五．編寫說明書 [1]. P.99～102.1．內(nèi)容： 1）目錄 （標(biāo)題、頁次）2）設(shè)計任務(wù)書3）運動及動力參數(shù)計算4）傳動零件的設(shè)計計算5）中間軸的強度校核6）鍵、滾動軸承的選擇和計算（中間軸上者）7）參考資料2．要求： 1）計算公式： 文字公式 → 數(shù)值代公式 → 結(jié)果2）公式、數(shù)據(jù)等應(yīng)注明來源 ── 參考資料的編號及頁次3）其它 見[1]3．格式： [1]. P.100. 第 - 1 -頁目 錄設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………………………………… 2第一部分……………………………………………………………………………… 3傳動方案………………………………………………………………………………… 3原動機選擇……………………………………………………………………………… 3傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配…………………………………… 4運動和動力參數(shù)計算…………………………………………………………………… 5第二部分……………………………………………………………………………… 6減速器外傳動零件的設(shè)計……………………………………………………………… 6選擇聯(lián)軸器……………………………………………………………………………… 6減速器內(nèi)傳動零件的設(shè)計……………………………………………………………… 7高速級減速齒輪設(shè)計…………………………………………………………………… 7低速級減速齒輪設(shè)計…………………………………………………………………… 11軸的設(shè)計及校核………………………………………………………………………… 16中間軸軸承的校核……………………………………………………………………… 21中間軸鍵的校核………………………………………………………………………… 21第三部分……………………………………………………………………………… 22參考資料………………………………………………………………………………… 22 第 - 2 -頁 第 - 3 -頁第一部分 傳動裝置總體設(shè)計一、 傳動方案（已給定）1） 減速器為兩級展開式圓柱斜齒輪減速器。2） 方案簡圖如下：計 算 與 說 明 結(jié)果二、原動機選擇（Y 系列三相交流異步電動機）1）選擇電機類型： 電機類型很多，因本課程設(shè)計對電機無特別要求，所以一般選用 Y 系列三相異步電動機 （[3]. P.273.）2）選擇電機容量：(1)工作機所需的工作功率 Pw：對卷揚機給定： 起吊重量 Q=4500（N） ，起吊速度 v=0.9(m/s)Pw = Qv/1000=4.05kw(2)電動機所需的功率 Pd:Pd = Pw/ηa ηa ── 傳動裝置的總效率。ηa =η1·η2·η3·…… ηi ── 每個傳動副（齒輪、蝸桿、鏈及帶） ，每對軸承，每個聯(lián)軸器及卷筒的效率?？刹椋?. P.7.表 1. 及 P.12.ηa =η 卷 ·η 凸緣聯(lián)軸器 ·η4 軸承 ·η2 齒輪 ·η 彈性聯(lián)軸器=0.96×1×（0.99 3×0.98）×0.98 2×0.99=0.8679（其中 η 卷 ＝0.96, η 凸緣聯(lián)軸器 =1,η 滾動軸承 ＝0.99, η 滑動軸承 ＝0.99, η 齒輪 =0.98, η 彈性聯(lián)軸器 ＝0.99）Pd = Pw/ηa＝4.05/0.8679=4.6664=4.7kw(3)電機的額定功率 Ped:應(yīng)略大于 Pd，即應(yīng)： Ped ≥ Pd =4.7kw3）確定電機轉(zhuǎn)速 nm（n m ── 電機的滿載轉(zhuǎn)速）：工作功率Pw=4.05kw總效率：ηa=0.8679電動機所需的功率：Pd=4.7kwQ 第 - 4 -頁同類型、同容量的電機有幾種同步轉(zhuǎn)速（3000，1500，1000，750 r/min）同步轉(zhuǎn)速↓ → 電機尺寸、重量、價格↑，選擇時應(yīng)綜合考慮。(1)傳動裝置總傳動比的合理范圍 ia′：ia′= i1′·i2′·i3′·……ii′── 各級傳動副傳動比的合理范圍 [1]. P.7. 表 1.二級圓柱 i′= 8～40ia′= i′= 8～40(2)工作機轉(zhuǎn)速 n：在本課程設(shè)計中，可按下式確定：n = 60×1000V/πD=45.23r/minV ── 帶速或起吊速度，m/sD ── 卷筒或滾筒直徑，mm(3)電機轉(zhuǎn)速的可選范圍 nd： nd = ia′·n=（8～40）×45.23r/min=（362～1809）r/min(4)確定電機轉(zhuǎn)速 nm a．在 nd 中，選定電機的同步轉(zhuǎn)速：考慮到經(jīng)濟性，選擇：n m=1500r/minb．按 nd、P ed [3]. P.291. 選定電機型號。選擇機座號：132S1c．記下電機的外形尺寸，軸伸尺寸，鍵接尺寸，滿載轉(zhuǎn)速。中心高H外形尺寸L×（AC/2+AD）×HD地腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K132 475×347.5×315 216×140 12軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD38×80 10×41三、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1）傳動裝置的總傳動比 ia：由電機滿載轉(zhuǎn)速 nm 及工作轉(zhuǎn)速 n 確定：ia = nm/n = i1·i2 …… in ii ── 各級傳動裝置的傳動比。對于此減速器：i a = nm/n=32.05842）傳動比的分配 [1]. P.15～19.記：i 減 ,i1,i2 ── 減速器的總傳動比，高速級及低速級的傳動比。對展開式兩級圓柱齒輪減速器：宜：i 1 = (1.3~1.4)???減i2 = i 減 /i1 工作機轉(zhuǎn)速n=45.23r/min同步轉(zhuǎn)速nm=1500r/min總傳動比 iaia =32.0584高速級及低速級的傳動比：i1=6.58,i2=4.87 第 - 5 -頁取 1.3~1.4 的中間值 1.35,得：i 1=6.58,i2=4.87四．運動和動力參數(shù)計算：1.各軸的轉(zhuǎn)速：Ⅰ軸 nⅠ = nm/i0＝1450/1=1450r/minⅡ軸 nⅡ= nⅠ /i1＝1450/6.58=220.36r/minⅢ軸 nⅢ= nⅡ/i 2＝220.36/4.87=45.25r/min卷筒軸 n 卷= nⅢ/i 3＝45.25/1=45.25r/min2．各軸的輸入功率：Ⅰ軸 PⅠ = Pdηo1=4.7×0.99=4.65kwⅡ軸 PⅡ= P Ⅰ η12=4.65×0.99×0.98=4.51kwⅢ軸 PⅢ= PⅡη 23=4.51×0.99×0.98=4.38kw卷筒軸 P 卷=PⅢη 34=4.38×0.99=4.34kw各軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率3．各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：Td =9550×Pd/nm =30.96 N·mⅠ軸 TⅠ = Tdioηo=30.96×1×0.99＝30.65N·mⅡ軸 TⅡ= TⅠ i1η12=30.65×6.58×0.99×0.98＝195.67N·mⅢ軸 TⅢ= TⅡi 2η23=195.67×4.87×0.99×0.98＝924.52N·m卷筒軸 T 卷 = TⅢi oη34=924.52×1×0.99＝915.27N·m各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率功率(kW) 轉(zhuǎn)矩(N·m)軸名 輸入 輸出 輸入 輸出 轉(zhuǎn)速 n(r/min) 傳動 比 i效率η電機軸 4.7 30.96 1450 1 0.99Ⅰ軸 4.65 4.60 30.65 30.34 14506.58 0.97Ⅱ軸 4.51 4.46 195.67 193.71 220.36 4.81 0.97各軸的轉(zhuǎn)速：nⅠ =1450r/minnⅡ=220.36r/minnⅢ=45.25r/minn 卷=45.25r/min各軸的輸入功率：PⅠ =4.65kwPⅡ=4.51kwPⅢ=4.38kwP 卷=4.34kw各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：TⅠ ＝30.65N·mTⅡ195.67N·mTⅢ＝924.52N·mT 卷 ＝915.27N·m 第 - 6 -頁Ⅲ軸 4.38 4.34 924.51 915.27 45.25卷筒軸 4.34 4.25 915.27 896.96 45.25 1 0.99第二部分 傳動零件的設(shè)計計算一．減速器外傳動零件的設(shè)計選擇聯(lián)軸器1．類型選擇：1）高速軸（電機軸與Ⅰ軸的）聯(lián)軸器： 彈性套柱銷聯(lián)軸器 [3] P.146.2）低速軸（Ⅲ軸與卷筒軸的）聯(lián)軸器： 凸緣聯(lián)軸器 [3] P.142.2．尺寸選擇：1）估算Ⅰ、Ⅲ軸的軸徑 dⅠ ，d Ⅲ ：① 軸材料： 一般用 45 號鋼② 估算公式： d≥Ao [4] P.370.3??/??得： dⅠ ≥17.22mmdⅢ ≥53.61mm對于 d≤100mm 的軸有一鍵槽時軸徑增大 5％～7％有兩鍵槽時軸徑增大 10％～15％則： dⅠ ≥18.08~18.43mmdⅢ ≥58.97~61.65mm2）按以下條件選擇聯(lián)軸器 Tca ≤[T 聯(lián) ]n ≤[n 聯(lián) ] [4] 第十四章Tca = KA×T（K A 根據(jù)工作條件取 1.5 見 4.P351）對于軸Ⅰ：[T 聯(lián) ] ≥45.98N·m [n 聯(lián) ] ≥1450r/min對于軸Ⅲ：[T 聯(lián) ] ≥1386.8 N·m [n 聯(lián) ] ≥45.25r/min3）把 dⅠ ，d Ⅲ 圓整到與聯(lián)軸器孔徑一致，軸徑應(yīng)在聯(lián)軸器孔徑范圍內(nèi)。3．定型號： 同時記下聯(lián)軸器的孔徑長度等。對于高速軸和電機：彈性套柱銷聯(lián)軸器 TL6主動端 J 型軸孔直徑 38mm 長度 60mm從動端 J 型軸孔直徑 32mm 長度 82mm對于低速軸和卷筒軸：凸緣聯(lián)軸器 YL12主動端 J 型軸孔直徑 60mm 長度 107mm高速軸和電機：彈性套柱銷聯(lián)軸器 TL6低速軸和卷筒軸：凸緣聯(lián)軸器YL12 第 - 7 -頁從動端根據(jù)卷筒軸直徑及長度具體確定二．減速器內(nèi)傳動零件的設(shè)計：一、高速級減速齒輪設(shè)計（斜齒圓柱齒輪）1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。精 度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用 8 級2）設(shè)計過程：(1)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。初選小齒輪齒數(shù) Z1＝20 大齒輪齒數(shù) Z2＝Z1×i1＝20×6.58=131.6 取 Z2＝ 132螺旋角 β＝14 ゜(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（4.P218 式 10－21）2131 )][(HEdtt uTK???????確定各參數(shù)的值:1)初選動載系數(shù) ：t試選 =1.6t2)區(qū)域系數(shù) Z ：H查 4.P217 圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z =2.433 H3)端面重和度 εα：由 4.P215 圖 10-26 得：εα1=0.75 εα2=0.93 則 εα=εα1+εα2=0.75+0.93=1.684)許用接觸應(yīng)力①由圖 4.P209 圖 10－21d 及圖 10－21c 按齒面硬度查得：（按 4.P191 表 10－1：小齒輪齒面硬度取 240HBS大齒輪齒面硬度取 200HBS）小齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim1＝590MPa(取 MQ 值)大齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim2＝500MPa(取 ME 和 ML 的中間偏上值) 第 - 8 -頁②由 4.P206 公式 10-13 計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N =60n j =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×101hL 9N =N1/i1=4.0646×10 /6.58=6.1773×10 (i1= )2982Z③查課本 4.P207 圖 10-19 得：K =0.93 K =0.951??2??（取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）④齒輪的疲勞強度極限取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,應(yīng)用 4.P205 公式 10-12 得:[ ] = =0.93×590=548.7MPa H?1SHN1lim[ ] = =0.95×500=475MPa 2K2li則許用接觸應(yīng)力： [ ]=([ ] +[ ] )/2=(548.7+475)/2=511.85MPa H?1H25)彈性影響系數(shù) ：EZ查課本由 4.P201 表 10-6 得： =189.8MPEa6)齒寬系數(shù) ： d?由 4.P205 表 10-7 得: =1d7)傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1T1=30.34 N·m＝30340 N·mm(傳遞的轉(zhuǎn)矩即是軸Ⅰ 的輸出轉(zhuǎn)矩)代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑 d t1＝37.84mm231 )][(2HEdtt ZuTK???????從而得：①計算圓周速度 ?2.873m/s??106　nt?②計算齒寬 b 和模數(shù) ntm計算齒寬 bb= =37.84mmtd1?計算模數(shù) mn初選螺旋角 =14??= 1.836mmnt?1cosZt③計算齒寬與高之比 hb 第 - 9 -頁齒高 h=2.25 =2.25×1.836=4.131ntmm= =9.16hb13.487④計算縱向重合度=0.318 =1.5857??1??d ?14tan208.tan???⑤計算載荷系數(shù) K查 4.P193 表 10－2 使用系數(shù) =1.25(工作時有輕微振動)AK根據(jù) ,8 級精度, 查 4.P194 圖 10-8 得smv/.873?動載系數(shù) KV=1.15查 4.P196 表 10-4 得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)K = 1.450?H查 4.P198 圖 10-13 得: K =1.35?F查 4.P195 表 10-3 得: K = =1.2?H故載荷系數(shù):K＝K K K K =1.25×1.15×1.2×1.45=2.5?H?⑥按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d =d =37.84× =43.911tt/36.1523m⑦計算模數(shù) nm= Z3.204cos9.cos1????(3) 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由 4.P201 公式 10－5 彎曲強度的設(shè)計公式≥nm)][(cos2123FSadYZKT?????確定各參數(shù)的值:1) 確定載荷系數(shù) K：K＝K K K K =1.25×1.15×1.2×1.35=2.332) 螺旋角影響系數(shù) Y根據(jù)縱向重合度 ，從 4.P217 圖 10-28 查得：??螺旋角影響系數(shù) Y =0.883) 計算當(dāng)量齒數(shù)z ＝z /cos ＝20/ cos 14 ＝21.89 3? 第 - 10 -頁z ＝z /cos ＝132/ cos 14 ＝144.503?4) 查取齒形系數(shù) Y 和應(yīng)力校正系數(shù) Y :由 4.P200 表 10-5 用插值法得：齒形系數(shù):Y ＝2.7244 Y ＝2.1444 應(yīng)力校正系數(shù):Y ＝1.5689 Y ＝1.82565) 計算并比較大小齒輪的 ][FS??①由 4.P208 圖 10-20c 查得：小齒輪彎曲疲勞強度極限 aMP4301?（取 MQ 線值）由 4.P207 圖 10-20b 查得：大齒輪彎曲疲勞強度極限 aF2?（取 ME 和 ML 中間偏上值）②由 4.P206 圖 10-18 查得：彎曲疲勞壽命系數(shù) K =0.90 K =0.931FN2FN(取網(wǎng)格中間值)其中應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N =60n j =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×101hL 9N =N1/i1=4.0646×10 /6.58=6.1773×10 (i1= )2982Z③計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4[ ] =F?1 MPaSKFN43.276.109??[ ] =2 1.5.2046343.76589.][1???FSY?? 17..22S?小齒輪的數(shù)值大，故選用代入數(shù)據(jù)得：≥ ＝1.39mmnm)][(cos123FSadYZKT?????對比計算結(jié)果，齒面疲勞強度的法面模數(shù) mn 大于由齒根彎曲強度計a＝170 m法面模數(shù)為 2＝221z＝1432=?930546.° 第 - 11 -頁算的法面模數(shù)，可以在滿足彎曲疲勞強度的前提下，按由接觸疲勞強度的所確定的分度圓來計算齒數(shù)(4) 幾何尺寸計算計算中心距 a≥ = =166.422)1(di?291.43)58.6(?m將中心距圓整為 a＝170 m取法面模數(shù)為 2由 a= (其中 ， ＝6.58)?cos)(21nz?21zi?i得： ＝ ＝221)58.6(a?nm其中 ＝ ＝1652z?ns＝165－22＝1432按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos °? 930546.172)4(arcos2)(1 ??????nm因 值改變不多,故參數(shù) , , 等不必修正.???khZ計算大.小齒輪的分度圓直徑d = =45.331930546.1cos???nz md = =294.672.2m計算齒輪寬度B= 3.45.1????圓整得： 02B1i1=143/22=6.5傳動比誤差為：(6.5-6.58)/6.58=-1.216%修正傳動比：i 2 = i 減 /i1＝32.0584/6.5=4.93功率(kW) 轉(zhuǎn)矩(N·m)軸名 輸入 輸出 輸入 輸出 轉(zhuǎn)速 n(r/min) 傳動 比 i效率η電機軸 4.7 30.96 1450 1 0.99Ⅰ軸 4.65 4.60 30.65 30.34 14506.50 0.97Ⅱ軸 4.51 4.46 193.23 191.30 223.084.93 0.97Ⅲ軸 4.38 4.34 924.24 915.00 45.25 1 0.99502?B41i1 = 6.5 第 - 12 -頁卷筒軸 4.34 4.25 915.00 896.70 45.25二、低速級減速齒輪設(shè)計（斜齒圓柱齒輪）1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。精 度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用 8 級2）設(shè)計過程：（1）設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。初選小齒輪齒數(shù) Z1＝20 大齒輪齒數(shù) Z2＝Z1×i1＝20×4.93=98.6 取 Z2＝ 99螺旋角 β＝14 ゜（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（4.P218 式 10－21）2131 )][(HEdtt ZuTK???????確定各參數(shù)的值:1)初選動載系數(shù) ：t試選 =2t2)區(qū)域系數(shù) Z ：H查 4.P217 圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z =2.433 H3)端面重和度 εα：由 4.P215 圖 10-26 得：εα1=0.765 εα2=0.9 則 εα=εα1+εα2=0.765+0.9=1.6654)許用接觸應(yīng)力①由圖 4.P209 圖 10－21d 及圖 10－21c 按齒面硬度查得：（按 4.P191 表 10－1：小齒輪齒面硬度取 240HBS大齒輪齒面硬度取 200HBS）小齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim1＝590MPa(取 MQ 值)大齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim2＝500MPa(取 ME 和 ML 的中間偏上值)②由 4.P206 公式 10-13 計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N =60n j =60×223.08×1×（2×8×365×8）=6.2534×101hL 8N =N1/i1=6.2534×10 /4.95=1.2633×10 (i1= )2882Z③查課本 4.P207 圖 10-19 得：K =0.95 K =0.971??2??（取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）④齒輪的疲勞強度極限 第 - 13 -頁取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,應(yīng)用 4.P205 公式 10-12 得:[ ] = =0.95×590=560.5MPa H?1SKHN1lim[ ] = =0.97×500=485MPa 22li則許用接觸應(yīng)力： [ ]=([ ] +[ ] )/2=(560.5+485)/2=522.75MPaH?1H25)彈性影響系數(shù) ：EZ查課本由 4.P201 表 10-6 得： =189.8MPEa6)齒寬系數(shù) ： d?由 4.P205 表 10-7 得: =1d7)傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1T1=191.30 N·m＝191300N·mm(傳遞的轉(zhuǎn)矩即是軸 Ⅰ的輸出轉(zhuǎn)矩)代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑 d t1＝75.54mm2131 )][(2HEdtt ZuK???????從而得：①計算圓周速度 ?0.882m/s??106　nt?②計算齒寬 b 和模數(shù) ntm計算齒寬 bb= =75.54mmtd1?計算模數(shù) mn初選螺旋角 =14??= 3.665mmnt?1cosZt③計算齒寬與高之比 hb齒高 h=2.25 =2.25×3.665=8.2463ntmm= =9.16hb2463.857④計算縱向重合度=0.318 =1.5857??1??d ?14tan208.tan???⑤計算載荷系數(shù) K查 4.P193 表 10－2 使用系數(shù) =1.25(工作時有輕微振動)A 第 - 14 -頁根據(jù) ,8 級精度, 查 4.P194 圖 10-8 得smv/0.82?動載系數(shù) KV=1.08查 4.P196 表 10-4 得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)K = 1.4616?H查 4.P198 圖 10-13 得: K =1.36?F查 4.P195 表 10-3 得: K = =1.2?H故載荷系數(shù):K＝K K K K =1.25×1.08×1.2×1.4616=2.3678?⑥按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d =d =75.54× =79.911tt/3 23678.m⑦計算模數(shù) nm= Z8.3014cos9.cos1????(3) 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由 4.P201 公式 10－5 彎曲強度的設(shè)計公式≥nm)][(cos2123FSadYZKT?????確定各參數(shù)的值:1)確定載荷系數(shù) K：K＝K K K K =1.25×1.08×1.2×1.36=2.20322) 螺旋角影響系數(shù) Y根據(jù)縱向重合度 ，從 4.P217 圖 10-28 查得：??螺旋角影響系數(shù) Y =0.883) 計算當(dāng)量齒數(shù)z ＝z /cos ＝20/ cos 14 ＝21.89 3?z ＝z /cos ＝99/ cos 14 ＝108.374) 查取齒形系數(shù) Y 和應(yīng)力校正系數(shù) Y :由 4.P200 表 10-5 用插值法得：齒形系數(shù):Y ＝2.7244 Y ＝2.1733 應(yīng)力校正系數(shù):Y ＝1.5689 Y ＝1.79675) 計算并比較大小齒輪的 ][FS??①由 4.P208 圖 10-20c 查得： 第 - 15 -頁小齒輪彎曲疲勞強度極限 aFMP4301??（取 MQ 線值）由 4.P207 圖 10-20b 查得：大齒輪彎曲疲勞強度極限 aF2（取 ME 和 ML 中間偏上值）②由 4.P206 圖 10-18 查得：彎曲疲勞壽命系數(shù) K =0.93 K =0.951FN2FN(取網(wǎng)格中間值)其中應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N =60n j =60×223.08×1×（2×8×365×8）=6.2534×101hL 8N =N1/i1=6.2534×10 /4.95=1.2633×10 (i1= )2882Z③計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4[ ] =F?1 MPaSKFN64.2854.1309??[ ] =2 .7.209664.857.][1???FSY?? 138.3.22S?小齒輪的數(shù)值大，故選用代入數(shù)據(jù)得：≥ ＝2.504mmnm)][(cos123FSadYZKT?????法面模數(shù)選為 4mm，齒數(shù)不變即可同時滿足由疲勞強度極限所確定的分度圓直徑和由彎曲疲勞強度所確定的最小模數(shù)(4) 幾何尺寸計算取法面模數(shù)為 4不需改變 ＝20, ＝991z21z2中心距 a= ＝245.29mm?cos)(2nm?圓整得：a＝245mm按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos °? 729136.452)90(arcos2)(1 ???????n法面模數(shù)為 4a＝245mm＝201z＝992=?79136.°82?B1i1=4.95總傳動比誤差：0.364% 第 - 16 -頁因 值改變不多,故參數(shù) , , 等不必修正.????khZ計算大.小齒輪的分度圓直徑d = =82.351729136.cos40??nmz md = =407.652.?計算齒輪寬度B= m35.82.1????圓整得： 72B1i1=99/20=4.95傳動比誤差為：(4.95-4.93)/4.93=0.4057%總傳動比：(143/22)×(99/20)＝32.175總傳動比誤差：(32.175-32.0584)/ 32.0584=0.364% e＝0.24611得徑向動載荷系數(shù) X=0.56,軸向動載荷系數(shù) Y=1.7593從而據(jù) 4.P320 公式 13－8 得：左邊的軸承的當(dāng)量動載荷 P＝X×Fr＋Y ×Fa＝2981Nσca=21.19MPaσ-1=55MPaσcaL0=17520hLh 左邊軸承＝49893h>L0=17520h故軸承符合要求 第 - 22 -頁右邊的軸承的當(dāng)量動載荷 P＝Fr 軸承右＝3375N根據(jù) 4.P319 公式 13－5，得：???＝ 10660×??(????)??(因為是深溝球軸承，其中 ε 取 3，轉(zhuǎn)速 n＝223.08r/min)Lh 左邊軸承＝72405h>L0＝365 ×3×2×8＝17520hLh 左邊軸承＝49893h>L0＝365 ×3×2×8＝17520h故軸承符合要求五、中間軸鍵的校核根據(jù)軸 II 的安裝齒輪段的軸徑 d＝42mm，查 3.P90 得到鍵的尺寸鍵 1：b×h×L:12×8 ×36鍵 2：b×h×L:12×8 ×80鍵 1 傳遞得轉(zhuǎn)矩 T1＝193.23 N·m鍵 2 傳遞得轉(zhuǎn)矩 T2＝191.30 N·m根據(jù) 4.P106 公式 6－1σp (其中 k＝ 0.5×h,l=L-b,d=42mm)＝2??×103??×??×??得 σp1＝95.85MPa,σp2＝33.49MPa由 4.P106 表 6－2，工作有輕微沖擊，查得：[σp ]=100～120MPaσp1,σp2<[σp],故鍵滿足要求第三部分 附錄σp1＝95.85MPaσp2＝33.49MPa[σp]的值區(qū)間：100～120MPaσp1,σp2<[σp],故鍵滿足要求參考資料： [1] ── 機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書（第二版） 龔桂義主編高等教育出版社 1990 年 4 月第 2 版。[2] ── 機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版） 龔桂義主編高等教育出版社 1989 年 5 月第 3 版。[3] ── 機械零件手冊（第五版） 周開勤主編 高等教育出版社 2001 年 7 月[4] ── 機械設(shè)計（第八版） 濮良貴主編 2006 年 5 月。高等教育出版社 2006 年 5 月第 8 版