資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 二級圓錐圓柱齒輪減速器 目錄 摘 要 I Abstract II 1 引言 1 1.1 概述 1 2 電機的選擇計算 4 2.1 選擇電動機的類型 4 2.2 選擇電動機的容量 4 2.3確定電動機轉(zhuǎn)速 4 2.4 計算傳動裝置的總傳動比i∑并分配傳動比 5 2.4.1 分配原則 5 2.5 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 5 2.5.1 各軸的轉(zhuǎn)速 5 2.5.2 各軸的輸入功率 6 2.5.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 6 3 傳動零件的設計計算 7 3.1 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算 7 3.2 閉式直齒圓柱齒輪傳動的設計計算 10 3.3 軸的設計計算 13 3.3.1減速器高速軸Ⅰ的設計 13 3.3.2 減速器的低速軸Ⅱ的設計 16 3.3.3 減速器低速軸Ⅲ的設計計算 18 4 滾動軸承的選擇與壽命計算 21 4.1 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算 21 4.2 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算 22 5 鍵聯(lián)接的選擇 23 5.1 高速軸的鍵連接 23 5.2 低速軸的鍵連接 24 6 減速器機體的結(jié)構(gòu)設計 24 6.1 機體要具有足夠的剛度 24 6.2 機體的結(jié)構(gòu)要便于機體內(nèi)零件的潤滑，密封及散熱 25 6.3 機體結(jié)構(gòu)要具有很好的工藝性 26 6.4 確定機蓋大小齒輪一段的外輪廓半徑 26 7 潤滑和密封設計 27 7.1 潤滑 27 7.2 密封 27 8 箱體設計的主要尺寸及數(shù)據(jù) 28 9 三維建模 29 9.1 三維建模技術 29 9.2 草圖概念設計 31 9.2.1 零件的三維參數(shù)化設計建摸 31 9.2.2 虛擬裝配 35 9.2.3 干涉分析 39 9.2.4 應力分析 42 10 結(jié)論 43 謝 辭 45 參考文獻 46 二級圓錐圓柱齒輪減速器 摘 要 本課題主要研究的內(nèi)容是根據(jù)減速器設計的原始資料，研究減速器夠組成部件（包括齒輪、軸、軸承、上箱體和下箱體）的設計及校核方法。對二級圓錐圓柱齒輪減速器設計進行功能分解，確立齒輪減速器三維參數(shù)化設計方法以及齒輪減速器零件（各主要傳動件，標準件等）模型庫、總裝配庫的構(gòu)建方法。并用solidworks虛擬軟件，進行二級圓錐圓柱齒輪機構(gòu)的三維建模，對圓錐圓柱減速器的機構(gòu)的組成，內(nèi)部傳動部件，進行裝配干涉分析、應力應變分析、運動仿真，最終生成二維工程圖。 利用solidworks虛擬軟件對所設計的產(chǎn)品進行三維建模，裝配，運動仿真和工程圖的產(chǎn)生等方面進行研究后發(fā)現(xiàn)，干涉、應力分析是極其重要的內(nèi)容。 從三維開始設計，在現(xiàn)有的軟件支持下，這個模型至少有可能表達出設計構(gòu)思的全部幾何參數(shù)，整個設計過程可以完全在三維模型上討論，對設計的輔助就很容易迅速擴大的全過程，設計的全部流程都能使用統(tǒng)一的數(shù)據(jù)，從三維開始的設計，二維工程圖的表達仍然要遵守傳統(tǒng)設計的要求。 關鍵字 三維虛擬設計 三維建模 減速器 Two stage cone cylinder gear reducer Abstract The main research topics are based on the design of the original data reducer, reducer enough of component parts (including gears, shafts, bearings, the upper casing and lower casing) design and verification method. Of the two conical gear reducer design of functional decomposition, the establishment of three-dimensional parametric gear reducer and gear reducer design parts (the main transmission parts, standard parts, etc.) model library, the total assembly method of constructing the library. And with the solidworks of virtual software and database technology, for two conical cylindrical gears three-dimensional modeling of conical reducer cylindrical body composition, the internal transmission parts, and assembly interference analysis, stress and strain analysis, spatial motion analysis, motion simulation, eventually to produce two dimensional drawings. Using solidworks of virtual software products designed three-dimensional modeling, assembly, motion simulation and engineering plans and other aspects of the production study found that stress and strain analysis is an extremely important element. Only three-dimensional design, be possible to set up the finite element analysis of raw data, and then to part geometry and the optimal shape. Otherwise, the design is the traditional method: even the prototype for many of the bench test for the high cost, cycle length, is the modern market economy can not be tolerated. Starting from the three-dimensional design, in support of existing software, this model may be expressed at least all the geometric parameters of the design concept, the whole design process can be fully discussed in the three-dimensional model, it is easy to design the supporting rapid expansion of the whole process the design of all the processes can use a unified data, starting from the three-dimensional design, the expression of two-dimensional engineering drawings still have to comply with the requirements of traditional design. Key words 3D virtual design three-dimensional modeling reducer 45 1 引言 本課題研究的目的是在已有減速器設計的基本理論基礎上，利用Solidworks三維設計軟件和數(shù)據(jù)庫技術，建立齒輪、軸、軸承、上箱體及下箱體的三維參數(shù)模型，將各零件進行裝配。 本課題研究的意義在于：能夠為齒輪減速器設計提供一種全新手段和方法，改變原有的手工設計，二維設計變?yōu)槿S設計，并在設計中體現(xiàn)引導作用，使設計更為直觀、形象、生動；通過實時人機互動式的三維參數(shù)化實體造型設計，更好地理解、掌握零部件的結(jié)構(gòu)及裝配關系，實現(xiàn)齒輪建起的動力學參數(shù)設計計算、齒輪傳動設計技術、軸系的設計技術；分析三維參數(shù)化設計的方法，運用設計辯論與程序設計相結(jié)合的方法實現(xiàn)零件的三維參數(shù)化設計，在此基礎上采用了在零件環(huán)境中以及在裝配環(huán)境中建立零件模板的兩種方法；分析齒輪減速器總裝配及各部件之間的結(jié)構(gòu)尺寸約束關系，并運用自頂向下與自底向上的設計思想分別構(gòu)建減速器總裝裝配模板和軸系模板。采用Solidworks三維設計軟件，并結(jié)合AutoCAD等二維繪圖軟件，設計了一個二級圓錐圓柱齒輪減速器，實現(xiàn)了減速器的三維模型生產(chǎn)，以及由此生成二維工程圖的思想。通過Solidworks三維設計軟件特有的干涉分析、應力應變分析、空間運動分析、運動仿真功能，對減速器進行了檢查和優(yōu)化設計方案，實現(xiàn)減速器的運動仿真，完成了減速器在計算機中虛擬設計。 1.1 概述 隨著現(xiàn)代工業(yè)的不斷發(fā)展和擴大，對工業(yè)機械的需求量也再迅速的增加，同時對機械設備的可靠性，維修性，安全性，經(jīng)濟性和燃油性也提出而來更高的要求。隨著微電子工業(yè)向機械工業(yè)的滲透，現(xiàn)代機械日益向智能化和機電一體化方向發(fā)展。自20世紀90年代以來，國外機械工業(yè)進入了一個新的發(fā)展時期，技術發(fā)展的重點在于努力完善產(chǎn)品的標準化實現(xiàn)高精度，多用途，超小型化是工業(yè)機械的發(fā)展趨勢。 齒輪機構(gòu)是在各種機構(gòu)中應用最廣泛的一種傳動機構(gòu)。它可以用來傳遞空間任意兩軸件的運動和動力，并具有功率范圍大，傳動效率高，傳動比準確，使用壽命長，工作安全可靠等特點。而作為齒機構(gòu)的最基本組成部分齒輪所起的作用是無可代替的，所以齒輪的設計尤為重要。齒輪是應用最為廣泛的通用零件，廣泛用在各種傳動中，如機床的傳動裝置，汽車的變速箱和后橋，減速器和玩具等。齒輪傳動機構(gòu)中很重要的應用就是減速器。減速器是原動機和工作機之間獨立的閉式機械傳動裝置用來降低原動機轉(zhuǎn)速或增大轉(zhuǎn)矩，以滿足工作機需要。而齒輪減速器作為一種重要的動力傳遞裝置，在機械化生產(chǎn)中起著不可替代的作用。圓柱圓錐齒輪減速器是最常用的機械傳動機構(gòu)之一。 縱觀國內(nèi)減速器行業(yè)的現(xiàn)狀，為保持行業(yè)的健康可持續(xù)發(fā)展在充分肯定行業(yè)不斷發(fā)展、進步的同時，更應看到存在的問題，并積極研究對策，采取措施，力爭在較短時間內(nèi)能有所進展。目前，同外減速器行業(yè)存在的比較突出的問題是，行業(yè)整體新產(chǎn)品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產(chǎn)品仍為中低檔次、缺乏有國際影響力的產(chǎn)品品牌、行業(yè)整體散、亂情況依然較為嚴重。 當今世界各國減速器及齒輪技術發(fā)展總的趨勢是向六高、二低、三化方向發(fā)展。六高即指高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動率；二低，即低噪聲、低成本；三化，即標準化、多樣化、通用化。減速器及齒輪的設計與制造技術的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因為其應用非常廣泛，大到礦山機械中的傳動裝置，小到汽車變速箱等領域無不滲透著齒輪以及減速器的應用。當今是要求人與自然和諧發(fā)展的社會，我們的齒輪加工也逐步往綠色環(huán)保的干式、半干式加工轉(zhuǎn)變，其中有高速和低溫冷風干式加工兩個方向，從這一點上講，傳統(tǒng)的機加工都將邁向一個新的臺階。 國際上，動力傳動齒輪裝置正沿著小型化、高速化、標準化方向發(fā)展．特殊齒輪的應用、行星齒輪裝置的發(fā)展、低振動、低噪聲齒輪裝置的研制是齒輪減速器設計方面的一些特點．為達到齒輪減速器裝置小型化目的，可以提高現(xiàn)有漸開線齒輪的承載推力。各國普遍采用硬齒面技術，提高硬度以縮小裝置的尺寸；也可應用以圓弧齒輪為代表的特殊齒形。英法合作研制的艦載直升飛機主傳動系統(tǒng)采用圓弧齒輪后，使減速器高度大為降低。隨著船舶動力由中速柴油機代替的趨勢，在大型船上采用大功率行星齒輪裝置確有成效；現(xiàn)在冶金、礦山、水泥一軋機等大型傳動裝置中，行星齒輪以其體積小、同軸性好、效率高的優(yōu)點而應用愈來愈多。 研究手段的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢隨著科學技術的發(fā)展和日益增長的社會需求，機械產(chǎn)品的類型、規(guī)格及性能迅速地發(fā)生變化，市場要求產(chǎn)品的設計周期越來越短.傳統(tǒng)的減速器設計往往是手工設計，因計算煩瑣、復雜，致使手工設計的效率、可靠性、準確性大大降低，而且對于系列化產(chǎn)品設計需要進行反復的計算、查詢和繪圖，造成大量重復勞動。另外，傳統(tǒng)的類比設計中還存在一個極大的毛病，即在設計時，大部分設計人員都是在己有產(chǎn)品的基礎上將尺寸增大，這樣的相似設計使得產(chǎn)品的尺寸與重量越來越大，造成財力、人力的浪費。 在科學技術日益發(fā)展的今天，雖然CAD技術已被企業(yè)重視，但通用CAD支撐軟件對大多數(shù)用戶來說，只是繪圖工具，只是使所繪圖便于保存，便于修改，不是真正的實現(xiàn)了通過計算機設計的目的，不能解決設計問題，其實質(zhì)仍是手工設計，它不僅設計效率低，同時對使用者的要求也較高，因使用者要直接使用圖形支撐軟件的命令去構(gòu)造圖形，這就要求其對各種命令的功能及其使用方法十分了解，從而限制了對這些命令不熟悉但精通產(chǎn)品設計的人員有效地使用計算機進行輔助設計，而使硬件和軟件得不到充分利用。 而且，在傳統(tǒng)繪圖設計過程中，工程師們感到最別扭的、最影響設計質(zhì)量的、最需要有人輔助的幾個常見的問題可能有下列幾項：復雜的投影線生成問題、漏標尺寸，漏畫圖線的問題、機構(gòu)的幾何關系和運動關系的分析討論問題、設計的更新與修改問題、設計工程管理問題、二維參數(shù)化的局限性等等，這些在我們的二維軟件繪圖中都不能得到很好的解決。 在二維參數(shù)化軟件前景不甚明確的條件，在此背景下，基于計算機的虛擬技術，虛擬產(chǎn)品開發(fā)就越來越顯出其獨特的優(yōu)勢?；谔卣鞯娜S參數(shù)化/變量化軟件開始進入設計領域。 人在設計零件時的原始沖動是三維的，是有顏色、材料、硬度、形狀、尺寸、位置、相關零件、制造工藝等等關聯(lián)概念的三維實體，甚至是帶有相當復雜的運動關系的三維實體。如果能直接以三維概念開始設計，在現(xiàn)有的軟件支持下，這個模型至少有可能表達出設計構(gòu)思的全部幾何參數(shù)，整個設計過程可以完全在三維模型上討論，對設計的輔助就很容易迅速擴大的全過程，設計的全部流程都能使用統(tǒng)一的數(shù)據(jù)。這樣就有可能比較容易地建立充分而完整的設計數(shù)據(jù)庫，并以此為基礎，進一步進行應力應變分析、制件質(zhì)量屬性分析、空間運動分析、裝配干涉分析、NC控制可加工性分析、高正確率的二維工程圖生成、外觀色彩和造型效果評價、商業(yè)廣告造型與動畫生成等一系列的需求都能充分滿足，是對設計全過程的有效的輔助，是有明確效益的CAD。三維設計的好處已經(jīng)證實了，Solidworks或其他同類軟件的實施過程中，都能體會得到。由三維實體造型自動生成二維工程圖紙的方法，這在實際設計工作中有很大的優(yōu)勢，尤其是對于復雜的零部件的造型及其黑維工程圖紙的設計，會得到事半功倍的效果，如剖面圖自動生成，空間相貫線求交、投影等。對于創(chuàng)成設計，三維設計模式幾乎是最為合理的了 2 電機的選擇計算 2.1 選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V. 2.2 選擇電動機的容量 工作機的有效功率為Pw=FV/1000=(2200N×1.0m/s)/1000=2.2kw. 從電動機到工作機輸送帶間的總效率： 聯(lián)軸器的傳動效率 η1=0.99. 帶傳動效率η2=0.96. 一對圓錐滾子軸承的效率 η3= 0. 98. 一對球軸承的效率 η4= 0.99. 閉式直齒圓錐齒傳動效率η5= 0.97. 閉式直齒圓柱齒傳動效率η6= 0.97. 總效率=η12η2η33η4η5η6=0.992×0.96×0. 983×0.99×0.97×0.97=0.817. 所以電動機所需工作功率為： Pd=Pw/η∑=2.2kw/0.817=2.69kw 2.3確定電動機轉(zhuǎn)速 查表得二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比i=8-40，而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為： d=250mm nw=60×1000V/πd=76.5r/m 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： nd=i×nw =(8-40) ×76.5=(612-3060)r/m 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/m,1000 r/m,1500 r/m,3000 r/m四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/m的電動機如表2-1： 表2-1電動機參數(shù) 電動機的型號 額定功率 /kw 滿載轉(zhuǎn)速/(r/m) 啟動額定轉(zhuǎn)矩 最大額定轉(zhuǎn)矩 Y132S-6 3 960 2.0 2.0 2.4 計算傳動裝置的總傳動比i∑并分配傳動比 2.4.1 分配原則 1.各級傳動的傳動比不應該超過其傳動比的最大值 2.使所設計的傳動系統(tǒng)的各級傳動機構(gòu)具有最小的外部尺寸 3.使二級齒輪減速器中，各級大齒輪的浸油深度大致相等，以利于實現(xiàn)油池潤滑 2.4.2 總傳動比i∑ 為： i∑ =nm/ nw=960/76.5=12.549 2.4.3分配傳動比： i∑ =i1i2 圓錐齒輪傳動比一般不大于3，所以： 直齒輪圓錐齒輪傳動比：i1=3 直齒輪圓柱齒輪傳動比: i2=4.18 實際傳動比：I’∑ = 3×4.18=12.54 因為△i=0.009<0.05,故傳動比滿足要求 2.5 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 2.5.1 各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 nI=nm=960r/m Ⅱ軸 nⅡ=nI/ i1=960/3=320 r/m Ⅲ軸 nⅢ=nⅡ/ i2=320/4.18=76.6 r/m Ⅳ軸 nⅣ=nⅢ=76.6r/m 2.5.2 各軸的輸入功率 Ⅰ軸 PI= Pdη1=2.69kw×0.99=2.663kw Ⅱ軸 PⅡ= PIη5η4=2.663×0.99×0.97=2.557kw Ⅲ軸 PⅢ= PⅡη6η3=2.557×0.97×0.98=2.43kw Ⅳ軸 PⅣ= PⅡη1η3=2.43×0.99×0.98=2.358kw 2.5.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td =9.55×106×2.69/960=2.68×104 N.mm 所以： Ⅰ軸 TI=Td×η1=2.68×104×0.99=2.65×104 N.mm Ⅱ軸 TⅡ=TI×η5η4×i1=2.65×104×0.99×0.97×3=7.63×104 N.mm Ⅲ軸 TⅢ=TⅡ×η6η3×i2=7.63×104×0.97×0.98×4.18=3.03×105N.mm Ⅳ軸 TⅣ=TⅢ×η1η3=3.03×105×0.99×0.98=2.94×105 N.mm 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理如表2-3： 表2-3 運動和動力參數(shù) 軸名 功率p/kw 轉(zhuǎn)矩T(N.mm) 轉(zhuǎn)速n(r/m) 傳動比i 效率η 電機軸 2.69 2.68x103 960 1 0.99 Ⅰ軸 2.663 2.65x10 960 13 0.98-0.99 Ⅱ軸 2.557 7.63 320 3-4.18 0.98 Ⅲ軸 2.43 3.03 76.6 4.18 0.97-0.98 Ⅳ軸 2.358 2.94 76.6 1-4.18 0.97 3 傳動零件的設計計算 3.1 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算 a．選材 七級精度 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~286， 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， 按齒面接觸疲勞強度設計： σHmin1=0.87HBS+380 由公式得出： 小齒輪的齒面接觸疲勞強度σHmin1=600 Mpa ； 大齒輪的齒面接觸疲勞強度σHmin2 =550 Mpa b. (1) 計算應力循環(huán)次數(shù)N: N1=60njL=60×960×1×8×10×300=2.765×109 N2=N1/ i1=2.765×109/3=9.216×108 (2)查表得疲勞壽命系數(shù)： KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系數(shù)SHmin =1 ∴[σ]H=σHmin× KHN / SHmin ∴[σ]H1=600×0.91/1=546 Mpa [σ]H2=550×0.93/1=511.5 Mpa ∵[σ]H1>[σ]H2 ∴取511.5 Mpa (3) 按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）: 取齒數(shù) Z1=24，則Z2=Z1×i1=24×3=72， 取Z2=72 ∵實際傳動比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tanδ2=cotδ1=3 ∴δ1=18.435° δ2=71.565° 則小圓錐齒輪的當量齒數(shù) zm1=z1/cosδ1=24/cos18.435°=25.3 zm2=z2/cosδ2=72/cos71.565°=227.68 (4)查表有材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8，取載荷系數(shù)Kt=2.0 又∵T1=2.65×104 T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3. ∴試計算小齒輪的分度圓直徑為： × c.齒輪參數(shù)計算 (1)計算圓周速度 v=π×d1t×nI /60000=3.14×63.96×960/60000=3.21335m/s (2)計算齒輪的動載系數(shù)K 根據(jù)v=3.21335m/s，查表得： Kv=1.18,又查表得出使用系數(shù)KA=1.00 取動載系數(shù)Kα=1.0 取軸承系數(shù)Kβ=1.5×1.25=1.875 齒輪的載荷系數(shù)K= Kv×KA× Kα ×Kβ=2.215 (3)按齒輪的實際載荷系數(shù)所得的分度圓直徑由公式: d1= d1t×=63.96×32.221/2=66.15mm m=66.15/24=2.75 d．按齒根彎曲疲勞強度設計： σFmin1=0.7HBS+275 由公式查得： (1)小齒輪的彎曲疲勞強度σFE1=500 Mpa ； 大齒輪的彎曲疲勞強度σFE2 =380 Mpa (2)查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1=0.86,KFN2=0.88. 計算彎曲疲勞強度的許用應力，安全系數(shù)取S=1.4 由[σF]=σFmin× KFN / SFmin 得 [σF]1=σFE1× KFN1/S=500×0.86/1.4=308.929 Mpa [σF]2=σFE2× KFN2/S=380×0.88/1.4=240.214 Mpa 計算載荷系數(shù) K= Kv×KA× Kα ×Kβ=2.215 1.查取齒形數(shù)： YFa1=2.65, YFa2=2.236 2.應力校正系數(shù) Ysa1=1.58, Ysa2=1.754 3.計算小齒輪的YFa × Ysa /[σF]并加以比較 ∵YFa1 × Ysa1 /[σF]1 =2.65×1.58/308.928=0.01355 YFa2 × Ysa2/[σF] 2 =2.236×1.754/240.214=0.01632 ∴YFa1 × Ysa1 /[σF]1 < YFa2 × Ysa2/[σF] 2 所以選擇YFa2 × Ysa2/[σF] 2=0.01632 ==2.087 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由因為齒輪模數(shù)m的大小主要由彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關，所以將取標準模數(shù)的值，即m=2.5。 按接觸疲勞強度計算的分度園直徑d1=66.15得， Z1=d1/m=66.15/2.5≈28,則Z2=Z1×m=28×3=84 f.計算大小錐齒輪的基本幾何尺寸 模數(shù)：m=2.5 分度圓直徑：d1=m×Z1=2.5×28=70mm； d2=m×Z2=2.5×82=210mm 齒頂圓直徑：da1=d1+2m× cosδ1=70+2×2.5× cos18.435°=74.74mm da2=d2+2m× cosδ2= 210+2×2.5×cos71.565°=211.58mm 齒根圓直徑： df1= d1-2.4m× cosδ1=70-2×2.5× cos18.435°=64.31mm df2= d2-2.4m× cosδ2=210-2×2.5×cos71.565°=208.11mm 齒輪錐距： R=0.5m==110mm 將其圓整取R=112mm 大端圓周速度： v=π×d1t×nI /60000=3.14×63.96×960/60000=3.21335m/s 齒寬：b=R×Rφ=112/3=38mm 所以 b1=b2=38mm 分度圓平均直徑： dm1=d1×(1-0.5) Rφ=70×5/6=58mm dm2=d2×(1-0.5) Rφ=210×5/6=175mm 3.2 閉式直齒圓柱齒輪傳動的設計計算 a．選材 七級精度 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~286， 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， 按齒面接觸疲勞強度設計： σHmin1=0.87HBS+380 由公式得出： 小齒輪的齒面接觸疲勞強度σHmin1=600 Mpa ； 大齒輪的齒面接觸疲勞強度σHmin2 =550 Mpa b. (1) 計算應力循環(huán)次數(shù)N: N1=60njL=60×320×1×8×10×300=9.216×108 N2=N1/ i1=91216×108/4.18=2.204×108 (2)查表得疲勞壽命系數(shù)：KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系數(shù)SHmin =1 ∴[σ]H=σHmin× KHN / SHmin ∴[σ]H1=600×0.96/1=576 Mpa [σ]H2=550×0.98/1=539 Mpa ∵[σ]H1>[σ]H2 ∴取539 Mpa (3) 按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）: 取齒數(shù) Z1=24，則Z2=Z1×i1=24×4.18=100， 取Z2=100 ∵實際傳動比u=Z2/Z1=100/24=4.167， (4)查表有材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8，取載荷系數(shù)Kt=1.5 有∵T1=7.63×104 T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3. 齒寬系數(shù)：d=1 ∴試計算小齒輪的分度圓直徑為： = =60.34mm c.齒輪參數(shù)計算 (1)計算圓周速度 v=π×d1t×nI /60000=3.14×60.34×320/60000=1.0104m/s 齒寬b=dφ×d1t=1×60.34=60.34 計算齒寬與齒高之比：b/h 模數(shù)mt= d1t/Z1=60.34/24=2.514 h=2.25mt=5.6565 b/h=60.34/5.6565=10.667 (2)計算齒輪的動載系數(shù)K 根據(jù)v=1.0104m/s，查表得： Kv=1.05,又查表得出使用系數(shù)KA=1.00 取動載系數(shù)Kα=1.1 取軸承系數(shù)Kβ=1.1×1.25=1.42 齒輪的載荷系數(shù)K= Kv×KA× Kα ×Kβ=1.6401 (3)按齒輪的實際載荷系數(shù)所得的分度圓直徑由公式: d1= d1t×=60.34×=62.16mm m=62.16/24=2.59 d．按齒根彎曲疲勞強度設計： σFmin1=0.7HBS+275 由公式查得： (1)小齒輪的彎曲疲勞強度σFE1=500 Mpa ； 大齒輪的彎曲疲勞強度σFE2 =380 Mpa (2)查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1=0.885,KFN2=0.905. 計算彎曲疲勞強度的許用應力，安全系數(shù)取S=1.4 由[σF]=σFmin× KFN / SFmin 得 [σF]1=σFE1× KFN1/S=500×0.885/1.4=316.07 Mpa [σF]2=σFE2× KFN2/S=380×0.905/1.4=245.64 Mpa 計算載荷系數(shù) 由b/h=10.667,kμβ=1.42查得KFβ=1.45 K= Kv×KA× Kα ×KFβ=1×1.05×1.1×1.35=1.559 1.查取齒形數(shù)： YFa1=2.65, YFa2=2.28 2.應力校正系數(shù) Ysa1=1.58, Ysa2=1.79 3.計算小齒輪的YFa × Ysa /[σF]并加以比較 ∵YFa1 × Ysa1 /[σF]1 =2.65×1.58/316.07=0.01324 YFa2 × Ysa2/[σF] 2 =2.28×1.79/245.64=0.01661 ∴YFa1 × Ysa1 /[σF]1 < YFa2 × Ysa2/[σF] 2 所以選擇YFa2 × Ysa2/[σF] 2=0.01661 m≥ = =1.98 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由因為齒輪模數(shù)m的大小主要由彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關，所以將取標準模數(shù)的值，即m=2.5。 按接觸疲勞強度計算的分度園直徑d1=62.16得，Z1=d1/m=62.16/2.5≈26,則Z2=Z1×m=26×4.167=118 f.計算大小錐齒輪的基本幾何尺寸 模數(shù)： m=2.5 分度圓直徑： d1=m×Z1=2.5×26=65mm； d2=m×Z2=2.5×118=295mm 齒頂圓直徑： da1=d1+2 ha=65+2×2.5=70mm da2=d2+2 ha=295+2×2.5=300mm 齒根圓直徑： df1= d1-2hf=65-2×2.5× (1+0.25)=58.75mm （ha=h×m） df2= d2-2hf=295-2×2.5× (1+0.25)=288.75mm （hf=（1.+0.25）m） 齒輪中心距： R=（d1+d2）/2=（65+295）/2=180,mm 齒寬： b=d1×dφ=65×1=65mm 所以去小直齒輪b1=65mm， 大直齒輪b2=60mm 3.3 軸的設計計算 3.3.1減速器高速軸Ⅰ的設計 (1)選擇材料:由于傳遞中功率小，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表得，σb=637Mpa，許用應力[σb]-1=159Mpa (2)根據(jù) P1=2.663kW T1=2.65×104 n1=960r/m 初步確定軸的最小直徑 取c=118mm dmin ≥=118×≈16.58mm 由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應該加大5％-7％， 故dmin =16.58×1.05=17.409mm (3)考慮I軸與電動機軸用聯(lián)軸器連接，因為電動機的軸伸直徑為d=38mm，查表選取聯(lián)軸器的規(guī)格YL7 聯(lián)軸器的校核： 計算轉(zhuǎn)矩為:Tc=KT K為工作情況系數(shù)，工作機為帶式運輸機時，K=1.25-1.5。根據(jù)需要去K=1.5T為聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩，即: T=9550×P/n=9550×2.663/960=26.19N Tc=KT=1.5×26.19=39.3N.m 聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩Tn=1250>39.3 許用轉(zhuǎn)速[n]=4750r/min>n=960r/m 所以聯(lián)軸器符合使用要求 (4)作用在小錐齒輪上的力： dm1=[1-0.5×b/R]×d1=[1-0.5/112]×70=50.125mm ①圓周力：Ft1=2T1/ dm1=2×2.65×104 /58.125=911.82N ②徑向力：Fr1= Ft1×tan20°×cosδ1=911.82N×tan20°×cos18.435°=314.83N ③軸向力:Fa1= Ft1×tan20°×sin18.435°=104.97N (5)軸的結(jié)構(gòu)設計如圖3-1： 圖3-1高速軸結(jié)構(gòu) (1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-Ⅱ軸端右端需要制出一軸肩dI-Ⅱ =30mm，故取dⅡ-Ⅲ =35mm，為了保證軸噸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面不壓在軸的斷面上，故I-Ⅱ軸段取L I-Ⅱ =62mm。 初步選定滾動軸承，因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求根據(jù)dⅡ-Ⅲ =35mm，根據(jù)機械設計手冊標準，單列圓錐滾子承選用型號為30208，其主要參數(shù)為d=40mm，D=80mm，T=19.75，B=18，C=16，所以dⅢ-Ⅳ =40mm，dⅣ-Ⅴ =50mm，dⅤ-Ⅵ =40mm，LⅢ-Ⅳ =17mm 取安裝齒輪處的軸端Ⅵ-Ⅶ的直徑dⅥ-Ⅶ =32mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。軸段的長度取LⅥ-Ⅶ =58mm。 由軸承蓋寬度和套筒寬寬的確定LⅡ-Ⅲ =44mm。 d I-Ⅱ =30mm L I-Ⅱ =62mm dⅡ-Ⅲ =35mm LⅡ-Ⅲ =44mm dⅢ-Ⅳ =40mm LⅢ-Ⅳ =17mm dⅣ-Ⅴ =50mm LⅣ-Ⅴ =56mm dⅤ-Ⅵ =40mm LⅤ-Ⅵ =17mm dⅥ-Ⅶ =32mm LⅥ-Ⅶ =58mm 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 (6)求軸上的載荷如圖3-2 計算軸上的載荷： 圖3-2 軸的載荷 ①求垂直面內(nèi)的支撐反力： 該軸受力計算簡圖如下圖，齒輪受力 ∵LⅣ-Ⅴ =56mm 軸承的T=19.75mm a=17.6 ∴L2= LⅣ-Ⅴ+2（T-a）=56+2×(19.75-17.6)=60.3mm 根據(jù)實際情況取L2=60mm，估取L3=40mm ∵∑MB=0,∴Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=911.82×(60+40)/60=1519.7N ∴Rby= Ft1- Rcy=911.82-1519.7=-607.88N Mcy=1519.7×60=91182N.mm ②求水平面內(nèi)的支撐力： ∵∑MB=0，∴RCz= [Fr1(L2+L3)-Fal×dm1/2]/L2=[314.83×(60+40)- 104.97×50.125/2]/L2=480.86N ∵∑Z=0，∴RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m ∵水平面內(nèi)C點彎矩，Mz=480.86×60=28851.6N.m ③合成彎矩： M===95637.71N.m ④作軸的扭矩圖如圖3-3 圖3-3 軸的扭矩圖 計算扭矩:T=T1=2.65×104 N.m ⑤校驗高速軸Ⅰ：根據(jù)第三強度理論進行校核： ∵MD454.43 許用轉(zhuǎn)速[n]=4750r/min>n=76.6r/m 所以聯(lián)軸器符合使用要求 (4)作用在大直齒輪上的力： 圓周力：Ft4= Ft3=2543.33N Fr4= Fr3=925.7N (5)軸的結(jié)構(gòu)設計如圖3-5 如圖3-5 低速軸Ⅲ的結(jié)構(gòu) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-Ⅱ軸端右端需要制出一軸肩dI-Ⅱ =40mm，故取dⅡ-Ⅲ =50mm，為了保證軸噸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面不壓在軸的斷面上，故I-Ⅱ軸段取L I-Ⅱ =80mm。 初步選定滾動軸承，因為軸承只有軸向力的作用，故選深溝球軸承。參照工作要求根據(jù)dⅡ-Ⅲ =50mm，根據(jù)機械設計手冊標準，深溝球承選用型號為60210，其主要參數(shù)為d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以dⅢ-Ⅳ =56mm，為大齒輪的右端定位制造出一軸肩的高度為65mm，寬度為10mm，即dⅣ-Ⅴ =65mm，LⅣ-Ⅴ=10mm，dⅤ-Ⅵ =50mm，LⅢ-Ⅳ =17mm 取安裝齒輪處的軸端Ⅵ-Ⅶ的直徑dⅥ-Ⅶ =60mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。大直齒輪的齒寬為60mm，所以軸段Ⅵ-Ⅶ的長度取LⅥ-Ⅶ =58mm。 為保證機箱的寬度，故為確保機箱的寬度，Ⅱ軸和Ⅲ軸安裝軸承的軸的長度應向?qū)嗜Ⅱ-Ⅲ =322.5mm。 由軸承蓋端的總寬度和擋圈寬度軸承的寬度來確定LⅡ-Ⅲ =58.5mm d I-Ⅱ =40mm L I-Ⅱ =88mm dⅡ-Ⅲ =50mm LⅡ-Ⅲ =66mm dⅢ-Ⅳ =56mm LⅢ-Ⅳ =59.8mm dⅣ-Ⅴ =65mm LⅣ-Ⅴ =10mm dⅤ-Ⅵ =60mm LⅤ-Ⅵ =58mm dⅥ-Ⅶ =50mm LⅥ-Ⅶ =58.5mm 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑很長度。 (6)求軸上的載荷 該軸受力計算簡圖如圖3-6： 計算軸的載荷： 圖3-6 軸的載荷計算 ①求垂直面內(nèi)的支撐力： ∵ΣMC=0，∴RBY= Ft4L1/（L1+L2）=2543.33×109.8/（109.8+78.5）=1484.04N ∵ΣY=0，∴Rcy= Ft4- RBY =2543.33-1484.04 =1059.29 N， ∴垂直面內(nèi)D點彎矩： MDy= RcyL1=1059.29×109.8=116310.04 N·m ， = RBY L2=1484.04×78.5=116497.14N·m ②水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=925.7×109.8/188.3=539.78N ∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =925.7-539.78=385.92N， ∵水平面內(nèi)D點彎矩 MDz= RCz L1=385.92×109.8=42420.32N·m， = RBz =539.78×78.5=42372.73 N·m ③合成彎矩：MD===123804.31 N·m， = ==42407.7N·m ④作軸的扭矩圖如圖3-7 圖3-7 軸的扭矩計算 計算扭矩:T=T1=3.03×105 N.mm。 ⑤校核低速軸Ⅲ:根據(jù)第三強度理論進行校核： 由圖可知，D點彎矩最大，故驗算D處的強度 ∵MDe時，X=0.4,Y=1.6 (2)計算軸承D的受力（圖1.5）， ①支反力RB===630.04 N， RC===1593.96 N ②附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB/2Y=630.04/3.2=196.88 N， SC=RC /2Y=1593.96/3.2=498.1125 N ③軸向外載荷 FA=Fa1=104.97 N (4)各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC）= FA -SC =104.97-498.1125=393.14N， AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= SC =498.15N (5)計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查表得 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=393.14/630.04=0.623＞е=0.37 ， ∴取X=0.4，Y=1.6， ∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×630.04+1.6×393.14）=1585.872N ∵AC/ RC =498.15/1585.872=0.314＜е=0.37 ，取X=1，Y=0， ∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1593.96=2869.128N (6)計算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計算，查表，得ft=1.0 ∴L10h=106（ftC/P）/60n1=106（59800/2869.128）10/3/（60×960）=0.032×106h。 4.2 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算 (1)高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55mm，由表選用型號為6210，其主要參數(shù)為：d=50mm，D=90mm，Cr=33500 N，Cr0=25000 (2)計算