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(jī)械設(shè)計》課程設(shè)計[1] ── 機(jī)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(jī)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(jī)械零件手冊（第五版） 周開勤主編 高教出版社 2001 年 7 月[4] ── 機(jī)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(jī)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(jī)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(jī)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(yùn)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(dú)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(jī)1）選擇電機(jī)類型： 電機(jī)類型很多，因本課程設(shè)計對電機(jī)無特別要求，所以一般選用 Y 系列三相異步電動機(jī) （[3]. P.273.）2）選擇電機(jī)容量：(1)工作機(jī)所需的工作功率 Pw：a. 對帶式運(yùn)輸機(jī)給定： 工作拉力 F，帶速 v(m/s)Pw = Fv/1000 kwb. 對卷揚(yáng)機(jī)給定： 起吊重量 Q（N） ，起吊速度 v(m/s)Pw = Qv/1000 kw(2）電動機(jī)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。可查：[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(jī)的額定功率 Ped:應(yīng)略大于 Pd，即應(yīng)： Ped ≥ Pd 3）確定電機(jī)轉(zhuǎn)速 nm（n m ── 電機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速）：同類型、同容量的電機(jī)有幾種同步轉(zhuǎn)速（3000，1500，1000，750 r/min）同步轉(zhuǎn)速↓ → 電機(jī)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(jī)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(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍 nd： nd = ia′·n r/min(4)確定電機(jī)轉(zhuǎn)速 nm a．在 nd 中，選定電機(jī)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(jī)型號。如： Y100L2 - 4 Y ── 異步電機(jī) 100 ── 中心高 100mm L ── 長機(jī)座 2 ── 功率序號4 ── 極數(shù)c．記下電機(jī)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(jī)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(yùn)動和動力參數(shù)計算：1）選定電機(jī)，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(jī)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(jī)的輸出功率是實需功率而非電機(jī)的額定功率。② io ── 電機(jī)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(jī)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(jī)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(jī)中心高是否相稱等 [1] P.30.1）小帶輪半徑大于電機(jī)中心高時，地基上要定制凹孔，不好，應(yīng):D/2＜H(電機(jī)中心高)2）帶輪寬度（取決于帶數(shù)）與電機(jī)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(jī)（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(jī)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(jī)，按 nⅢ ，T Ⅲ ′設(shè)計鏈傳動。③ 最后，校核工作機(jī)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(qiáng)、剛度校核及熱平衡計算要完成裝配草圖后進(jìn)行∵ 裝配草圖完成前支點(diǎn)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(jī)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?，按[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(diǎn)距離和力的作用點(diǎn)：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(diǎn)距離及力的作用點(diǎn)。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(qiáng)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(qiáng)。③ 校核應(yīng)在畫出軸的零件圖后再進(jìn)行。2）鍵： 需校核擠壓及剪切強(qiáng)度。3）軸承： 進(jìn)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(jìn)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(jī)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?、褫S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(jī)座： 機(jī)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(jī)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(hù)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(xì)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(jìn)行強(qiáng)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(dá)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(jī)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、小型減速器可取： ≤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(jìn)行軸的強(qiáng)度及疲強(qiáng)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(yùn)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(qiáng)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(jī)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(yùn)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(jī)選擇（Y 系列三相交流異步電動機(jī)）1）選擇電機(jī)類型： 電機(jī)類型很多，因本課程設(shè)計對電機(jī)無特別要求，所以一般選用 Y 系列三相異步電動機(jī) （[3]. P.273.）2）選擇電機(jī)容量：(1)工作機(jī)所需的工作功率 Pw：對卷揚(yáng)機(jī)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(jī)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。可查：1. 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(jī)的額定功率 Ped:應(yīng)略大于 Pd，即應(yīng)： Ped ≥ Pd =4.7kw3）確定電機(jī)轉(zhuǎn)速 nm（n m ── 電機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速）：工作功率Pw=4.05kw總效率：ηa=0.8679電動機(jī)所需的功率：Pd=4.7kwQ 第 - 4 -頁同類型、同容量的電機(jī)有幾種同步轉(zhuǎn)速（3000，1500，1000，750 r/min）同步轉(zhuǎn)速↓ → 電機(jī)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(jī)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(jī)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(jī)轉(zhuǎn)速 nm a．在 nd 中，選定電機(jī)的同步轉(zhuǎn)速：考慮到經(jīng)濟(jì)性，選擇：n m=1500r/minb．按 nd、P ed [3]. P.291. 選定電機(jī)型號。選擇機(jī)座號：132S1c．記下電機(jī)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(jī)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(jī)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(yùn)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(jī)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(jī)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(jī)：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(jī)：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(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度極限：σHlim1＝590MPa(取 MQ 值)大齒輪接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度設(shè)計由 4.P201 公式 10－5 彎曲強(qiáng)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(qiáng)度極限 aMP4301?（取 MQ 線值）由 4.P207 圖 10-20b 查得：大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)度的法面模數(shù) mn 大于由齒根彎曲強(qiáng)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(qiáng)度的前提下，按由接觸疲勞強(qiáng)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(jī)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(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度極限：σHlim1＝590MPa(取 MQ 值)大齒輪接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度設(shè)計由 4.P201 公式 10－5 彎曲強(qiáng)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(qiáng)度極限 aFMP4301??（取 MQ 線值）由 4.P207 圖 10-20b 查得：大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)度極限所確定的分度圓直徑和由彎曲疲勞強(qiáng)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(jī)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(jī)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(jī)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(jī)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