二级圆锥圆柱齿轮减速器毕业设计论文

毕业 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 (论文)说明书 题 目：二级圆锥圆柱齿轮减速器 机械实体造型设计、仿真 系 别： 机电工程系 专 业：机械设计制造及其自动化 学生姓名： 王俊 学 号： 0601010513 指导教师： 皋萍 职 称： 题目类型： 理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发 2010年 5月 31 日 摘 要 本课题主要研究的内容是根据减速器设计的原始资料，研究减速器够组成部件（包括齿轮、轴、轴承、上箱体和下箱体）的设计及校核方法。对二级圆锥圆柱齿轮减速器设计进行功能分解，确立齿轮减速器三维参数化设计方法以及齿轮减速器零件（各主要传动件，标准件等）模型库、总装配库的构建方法。并用inventor虚拟软件，进行二级圆锥圆柱齿轮机构的三维建模，对圆锥圆柱减速器的机构的组成，内部传动部件，进行装配干涉分析、应力应变分析、运动仿真，最终生成二维工程图。 利用inventor虚拟软件对所设计的产品进行三维建模，装配，运动仿真和工程图的产生等方面进行研究后发现，干涉、应力分析在CAD中是极其重要的内容。 从三维开始设计，在现有的软件支持下，这个模型至少有可能 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 达出设计构思的全部几何参数，整个设计过程可以完全在三维模型上讨论，对设计的辅助就很容易迅速扩大的全过程，设计的全部流程都能使用统一的数据，从三维开始的设计，二维工程图的表达仍然要遵守传统设计的要求。 关键字：三维虚拟设计；三维建模；减速器； 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 inventor 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 inventor 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 in the CAD 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. This is a CAD developed today, tomorrow our computer CAD. Key words：3D virtual design; three-dimensional modeling; reducer; 目 录 引言 …………………………………………………………………………………1 1 概述…………………………………………………………………………2 2 电机的选择计算……………………………………………………………4 2.1 选择电动机的类型……………………………………………………………4 2.2 选择电动机的容量………………………………………………………………4 2.3确定电动机转速…………………………………………………………………4 2.4 计算传动装置的总传动比i∑ 并分配传动比 ………………………………5 2.4.1 分配原则 ……………………………………………………………………5 2.4.2 总传动比i∑…………………………………………………………………5 2.4.3分配传动比……………………………………………………………………5 2.5 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ………………………………………5 2.5.1 各轴的转速 …………………………………………………………………5 2.5.2 各轴的输入功率 ……………………………………………………………5 2.5.3 各轴的输入转矩 ……………………………………………………………6 3 传动零件的设计计算 ………………………………………………………6 3.1 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算…………………………………………6 3.2 闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算……………………………………………9 3.3 轴的设计计算 …………………………………………………………………12 3.3.1减速器高速轴Ⅰ的设计 ……………………………………………………12 3.3.2 减速器的低速轴Ⅱ的设计 …………………………………………………14 3.3.3 减速器低速轴Ⅲ的设计计算 ………………………………………………16 4 滚动轴承的选择与寿命计算 ……………………………………………18 4.1 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算 ………………………………18 4.2 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算 ……………………………19 5 键联接的选择 ………………………………………………………………20 5.1 高速轴的键联接 ………………………………………………………………20 5.2 低速轴的键连接 ………………………………………………………………20 6 减速器机体的结构设计……………………………………………………20 6.1 机体要具有足够的刚度 ………………………………………………………20 6.2 机体的结构要便于机体内零件的润滑，密封及散热 ………………………21 6.3 机体结构要具有很好的 工艺 钢结构制作工艺流程车尿素生产工艺流程自动玻璃钢生产工艺2工艺纪律检查制度q345焊接工艺规程 性 ………………………………………………22 6.4 确定机盖大小齿轮一段的外轮廓半径 ………………………………………22 7 润滑和密封设计 ………………………………………………………………22 7.1 润滑……………………………………………………………………………22 7.2 密封……………………………………………………………………………23 8 箱体设计的主要尺寸及数据 ……………………………………………23 9 三维建模………………………………………………………………………24 9.1 三维建模技术 …………………………………………………………………24 9.2 草图概念设计 …………………………………………………………………25 9.2.1 零件的三维参数化设计建摸 ………………………………………………25 9.2.2 虚拟装配……………………………………………………………………28 9.2.3 干涉分析……………………………………………………………………30 9.2.4 应力分析……………………………………………………………………30 10 结论 …………………………………………………………………………31 谢辞…………………………………………………………………………………32 参考文献 …………………………………………………………………………33 引言 本课题研究的目的是在已有减速器设计的基本理论基础上，利用Inventor 2008三维设计软件和数据库技术，建立齿轮、轴、轴承、上箱体及下箱体的三维参数模型，将各零件进行装配。 本课题研究的意义在于：能够为齿轮减速器是设计提供一种全新手段和方法，改变原有的手工设计，二维设计变为三维设计，并在设计中体现引导作用，使设计更为直观、形象、生动；通过实时人机互动式的三维参数化实体造型设计，更好地理解、掌握零部件的结构及装配关系，实现齿轮建起的动力学参数设计计算、齿轮传动设计技术、轴系的设计技术；分析三维参数化设计的方法，运用设计辩论与程序设计相结合的方法实现零件的三维参数化设计，在此基础上采用了在零件环境中以及在装配环境中建立零件模板的两天方法；分析齿轮减速器总装配及各部件之间的结构尺寸约束关系，并运用自顶向下与自底向上的设计思想分别构建减速器总装装配模板和轴系模板。采用Inventor 2008三维设计软件，并结合AutoCAD_2004等二维绘图软件，设计了一个二级圆锥圆柱齿轮减速器，实现了减速器的三维模型生产，以及由此生成二维工程图的思想。通过Inventor 2008三维设计软件特有的干涉分析、应力应变分析、空间运动分析、运动仿真功能，对减速器进行了检查和优化设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ，实现减速器的运动仿真，完成了减速器在计算机中虚拟设计。 1 概述 随着现代工业的不断发展和扩大，对工业机械的需求量也再迅速的增加，同时对机械设备的可靠性，维修性，安全性，经济性和燃油性也提出而来更高的要求。随着微电子工业向机械工业的渗透，现代机械日益向智能化和机电一体化方向发展。自20世纪90年代以来，国外机械工业进入了一个新的发展时期，技术发展的重点在于努力完善产品的标准化实现高精度，多用途，超小型化是工业机械的发展趋势。 齿轮机构是在各种机构中应用最广泛的一种传动机构。它可以用来传递空间任意两轴件的运动和动力，并具有功率范围大，传动效率高，传动比准确，使用寿命长，工作安全可靠等特点。而作为齿机构的最基本组成部分齿轮所起的作用是无可代替的，所以齿轮的设计尤为重要。齿轮是应用最为广泛的通用零件，广泛用在各种传动中，如机床的传动装置，汽车的变速箱和后桥，减速器和玩具等。齿轮传动机构中很重要的应用就是减速器。减速器是原动机和工作机之间独立的闭式机械传动装置用来降低原动机转速或增大转矩，以满足工作机需要。而齿轮减速器作为一种重要的动力传递装置，在机械化生产中起着不可替代的作用。圆柱圆锥齿轮减速器是最常用的机械传动机构之一。 纵观国内减速器行业的现状，为保持行业的健康可持续发展在充分肯定行业不断发展、进步的同时，更应看到存在的问题，并积极研究对策，采取措施，力争在较短时间内能有所进展。目前，同外减速器行业存在的比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次、缺乏有国际影响力的产品品牌、行业整体散、乱情况依然较为严重 当今世界各国减速器及齿轮技术发展总的趋势是向六高、二低、三化方向发展。六高即指高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动率；二低，即低噪声、低成本；三化，即标准化、多样化、通用化。减速器及齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因为其应用非常广泛，大到矿山机械中的传动装置，小到汽车变速箱等领域无不渗透着齿轮以及减速器的应用。当今是要求人与自然和谐发展的社会，我们的齿轮加工也逐步往绿色环保的干式、半干式加工转变，其中有高速和低温冷风干式加工两个方向，从这一点上讲，传统的机加工都将迈向一个新的台阶。 国际上，动力传动齿轮装置正沿着小型化、高速化、标准化方向发展．特殊齿轮的应用、行星齿轮装置的发展、低振动、低噪声齿轮装置的研制是齿轮减速器设计方面的一些特点．为达到齿轮减速器装置小型化目的，可以提高现有渐开线齿轮的承载推力。各国普遍采用硬齿面技术，提高硬度以缩小装置的尺寸；也可应用以圆弧齿轮为代表的特殊齿形。英法合作研制的舰载直升飞机主传动系统采用圆弧齿轮后，使减速器高度大为降低。随着船舶动力由中速柴油机代替的趋势，在大型船上采用大功率行星齿轮装置确有成效；现在冶金、矿山、水泥一轧机等大型传动装置中，行星齿轮以其体积小、同轴性好、效率高的优点而应用愈来愈多。 研究手段的现状和发展趋势随着科学技术的发展和日益增长的社会需求，机械产品的类型、规格及性能迅速地发生变化，市场要求产品的设计周期越来越短.传统的减速器设计往往是手工设计，因计算烦琐、复杂，致使手工设计的效率、可靠性、准确性大大降低，而且对于系列化产品设计需要进行反复的计算、查询和绘图，造成大量重复劳动。另外，传统的类比设计中还存在一个极大的毛病，即在设计时，大部分设计人员都是在己有产品的基础上将尺寸增大，这样的相似设计使得产品的尺寸与重量越来越大，造成财力、人力的浪费。 在科学技术日益发展的今天，虽然CAD技术已被企业重视，但通用CAD支撑软件对大多数用户来说，只是绘图工具，只是使所绘图便于保存，便于修改，不是真正的实现了通过计算机设计的目的，不能解决设计问题，其实质仍是手工设计，它不仅设计效率低，同时对使用者的要求也较高，因使用者要直接使用图形支撑软件的命令去构造图形，这就要求其对各种命令的功能及其使用方法十分了解，从而限制了对这些命令不熟悉但精通产品设计的人员有效地使用计算机进行辅助设计，而使硬件和软件得不到充分利用。 而且，在传统绘图设计过程中，工程师们感到最别扭的、最影响设计质量的、最需要有人辅助的几个常见的问题可能有下列几项：复杂的投影线生成问题、漏标尺寸，漏画图线的问题、机构的几何关系和运动关系的分析讨论问题、设计的更新与修改问题、设计工程管理问题、二维参数化的局限性等等，这些在我们的二维软件绘图中都不能得到很好的解决。 在二维参数化软件前景不甚明确的条件，在此背景下，基于计算机的虚拟技术，虚拟产品开发就越来越显出其独特的优势。基于特征的三维参数化/变量化软件开始进入设计领域。 人在设计零件时的原始冲动是三维的，是有颜色、材料、硬度、形状、尺寸、位置、相关零件、制造工艺等等关联概念的三维实体，甚至是带有相当复杂的运动关系的三维实体。如果能直接以三维概念开始设计，在现有的软件支持下，这个模型至少有可能表达出设计构思的全部几何参数，整个设计过程可以完全在三维模型上讨论，对设计的辅助就很容易迅速扩大的全过程，设计的全部流程都能使用统一的数据。这样就有可能比较容易地建立充分而完整的设计数据库，并以此为基础，进一步进行应力应变分析、制件质量属性分析、空间运动分析、装配干涉分析、NC控制可加工性分析、高正确率的二维工程图生成、外观色彩和造型效果评价、商业广告造型与动画生成等一系列的需求都能充分满足，是对设计全过程的有效的辅助，是有明确效益的CAD。三维设计的好处已经确实了，Inventor或其他同类软件的实施过程中，都能体会得到。。由三维实体造型自动生成二维工程图纸的方法，这在实际设计工作中有很大的优势，尤其是对于复杂的零部件的造型及其黑维工程图纸的设计，会得到事半功倍的效果，如剖面图自动生成，空间相贯线求交、投影等。对于创成设计，三维设计模式几乎是最为合理的了 2 电机的选择计算 2.1 选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V. 2.2 选择电动机的容量 工作机的有效功率为Pw=FV/1000=(2200N×1.0m/s)/1000=2.2kw. 从电动机到工作机输送带间的总效率： 联轴器的传动效率 η1=0.99. 带传动效率η2=0.96. 一对圆锥滚子轴承的效率 η3= 0. 98. 一对球轴承的效率 η4= 0.99. 闭式直齿圆锥齿传动效率η5= 0.97. 闭式直齿圆柱齿传动效率η6= 0.97. 总效率=η21η2η33η4η5η6=0.992×0.96×0. 983×0.99×0.97×0.97=0.817. 所以电动机所需工作功率为： Pd=Pw/η∑=2.2kw/0.817=2.69kw 2.3确定电动机转速 查表得二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i=8-40，而工作机卷筒轴的转速为： d=250mm nw=60×1000V/πd=76.5r/m 所以电动机转速的可选范围为： nd=i×nw =(8-40) ×76.5=(612-3060)r/m 符合这一范围的同步转速有750 r/m,1000 r/m,1500 r/m,3000 r/m四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/m的电动机如表2-1： 表2-1 电动机的型号 额定功率/kw 满载转速/（r/m） 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132S-6 3 960 2.0 2.0 电动机的主要安装 尺寸和外形尺寸如表2-2： 表2-2 尺寸/mm 型号 H A B C D E F×GD G Y132S 132 216 140 89 38 80 10×8 33 2.4 计算传动装置的总传动比i∑ 并分配传动比 2.4.1 分配原则 1.各级传动的传动比不应该超过其传动比的最大值 2.使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸 3.使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利于实现油池润滑 2.4.2 总传动比i∑ 为： i∑ =nm/ nw=960/76.5=12.549 2.4.3分配传动比： i∑ =i1i2 圆锥齿轮传动比一般不大于3，所以： 直齿轮圆锥齿轮传动比：i1=3 直齿轮圆柱齿轮传动比: i2=4.18 实际传动比：i’∑ = 3×4.18=12.54 因为△i=0.009<0.05,故传动比满足要求 2.5 计算传动装置各轴的运动和动力参数 2.5.1 各轴的转速 Ⅰ轴 nI=nm=960r/m Ⅱ轴 nⅡ=nI/ i1=960/3=320 r/m Ⅲ轴 nⅢ=nⅡ/ i2=320/4.18=76.6 r/m Ⅳ轴 nⅣ=nⅢ=76.6r/m 2.5.2 各轴的输入功率 Ⅰ轴 PI= Pdη1=2.69kw×0.99=2.663kw Ⅱ轴 PⅡ= PIη5η4=2.663×0.99×0.97=2.557kw Ⅲ轴 PⅢ= PⅡη6η3=2.557×0.97×0.98=2.43kw Ⅳ轴 PⅣ= PⅡη1η3=2.43×0.99×0.98=2.358kw 2.5.3 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td =9.55×106×2.69/960=2.68×104 N.mm 所以： Ⅰ轴 TI=Td×η1=2.68×104×0.99=2.65×104 N.mm Ⅱ轴 TⅡ=TI×η5η4×i1=2.65×104×0.99×0.97×3=7.63×104 N.mm Ⅲ轴 TⅢ=TⅡ×η6η3×i2=7.63×104×0.97×0.98×4.18=3.03×105 N.mm Ⅳ轴 TⅣ=TⅢ×η1η3=3.03×105×0.99×0.98=2.94×105 N.mm 运动和动力参数计算结果整理如表2-3： 表2-3 轴名 功率P/kw 转矩T/(N.mm) 转速n/（r/m） 传动比i 效率η 电机轴 2.69 2.68×104 960 1 0.99 Ⅰ轴 2.663 2.65×104 960 13 0.98-0.99 Ⅱ轴 2.557 7.63×104 320 3-4.18 0.98 Ⅲ轴 2.43 3.03×105 76.6 4.18 0.97-0.98 Ⅳ轴 2.358 2.94×105 76.6 1-4.18 0.97 3 传动零件的设计计算 3.1 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 a．选材 七级精度 小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~286， 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217， 按齿面接触疲劳强度设计： σHmin1=0.87HBS+380 由公式得出： 小齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin1=600 Mpa ； 大齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin2 =550 Mpa b. (1) 计算应力循环次数N: N1=60njL=60×960×1×8×10×300=2.765×109 N2=N1/ i1=2.765×109/3=9.216×108 (2)查表得疲劳寿命系数：KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系数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) 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）: 取齿数 Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×3=72， 取Z2=72 ∵实际传动比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tanδ2=cotδ1=3 ∴δ1=18.435° δ2=71.565° 则小圆锥齿轮的当量齿数 zm1=z1/cosδ1=24/cos18.435°=25.3 zm2=z2/cosδ2=72/cos71.565°=227.68 (4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=2.0 有∵T1=2.65×104 T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3. ∴试计算小齿轮的分度圆直径为： d1t≥2.92 EMBED Equation.DSMT4 =63.96mm c.齿轮参数计算 (1)计算圆周速度 v=π*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s (2)计算齿轮的动载系数K 根据v=3.21335m/s，查表得： Kv=1.18,又查表得出使用系数KA=1.00 取动载系数K =1.0 取轴承系数K =1.5*1.25=1.875 齿轮的载荷系数K= Kv*KA* K *K =2.215 (3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式: d1= d1t× =63.96× =66.15mm m=66.15/24=2.75 d．按齿根弯曲疲劳强度设计： σFmin1=0.7HBS+275 由公式查得： (1)小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500 Mpa ； 大齿轮的弯曲疲劳强度σFE2 =380 Mpa m≥ (2)查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.88. 计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取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 计算载荷系数 K= Kv*KA* K *K =2.215 1.查取齿形数： YFa1=2.65, YFa2=2.236 2.应力校正系数 Ysa1=1.58, Ysa2=1.754 3.计算小齿轮的YFa * Ysa /[σF]并加以比较 ∵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 所以选择YFa2 * Ysa2/[σF] 2=0.01632 m≥ = =2.087 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即m=2.5。 按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=66.15得，Z1=d1/m=66.15/2.5≈28,则Z2=Z1*m=28*3=84 f.计算大小锥齿轮的基本几何尺寸 模数： m=2.5 分度圆直径： d1=m*Z1=2.5*28=70mm； d2=m*Z2=2.5*82=210mm 齿顶圆直径： da1=d1+2m* cosδ1=70+2*2.5* cos18.435°=74.74mm da2=d2+2m* cosδ2= 210+2*2.5*cos71.565°=211.58mm 齿根圆直径： 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 齿轮锥距： R=0.5m = =110mm 将其圆整取R=112mm 大端圆周速度： v=π*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s 齿宽： b=R* =112/3=38mm 所以去b1=b2=38mm 分度园平均直径： dm1=d1*(1-0.5) =70*5/6=58mm dm2=d2*(1-0.5) =210*5/6=175mm 3.2 闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算 a．选材 七级精度 小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~286， 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217， 按齿面接触疲劳强度设计： σHmin1=0.87HBS+380 由公式得出： 小齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin1=600 Mpa ； 大齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin2 =550 Mpa b. (1) 计算应力循环次数N: N1=60njL=60×320×1×8×10×300=9.216×108 N2=N1/ i1=91216×108/4.18=2.204×108 (2)查表得疲劳寿命系数：KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系数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) 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）: 取齿数 Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×4.18=100， 取Z2=100 ∵实际传动比u=Z2/Z1=100/24=4.167， (4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=1.5 有∵T1=7.63×104 T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3. 齿宽系数： =1 ∴试计算小齿轮的分度圆直径为： d1t≥2.32 * = * =60.34mm c.齿轮参数计算 (1)计算圆周速度 v=π*d1t*nI /60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s 齿宽b= *d1t=1*60.34=60.34 计算齿宽与齿高之比：b/h 模数mt= d1t/Z1=60.34/24=2.514 h=2.25mt=5.6565 b/h=60.34/5.6565=10.667 (2)计算齿轮的动载系数K 根据v=1.0104m/s，查表得： Kv=1.05,又查表得出使用系数KA=1.00 取动载系数K =1.1 取轴承系数K =1.1*1.25=1.42 齿轮的载荷系数K= Kv*KA* K *K =1.6401 (3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式: d1= d1t× =60.34× =62.16mm m=62.16/24=2.59 d．按齿根弯曲疲劳强度设计： σFmin1=0.7HBS+275 由公式查得： (1)小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500 Mpa ； 大齿轮的弯曲疲劳强度σFE2 =380 Mpa m≥ (2)查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.885,KFN2=0.905. 计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取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 计算载荷系数 由b/h=10.667, =1.42查得KF =1.45 K= Kv*KA* K *KF =1*1.05*1.1*1.35=1.559 1.查取齿形数： YFa1=2.65, YFa2=2.28 2.应力校正系数 Ysa1=1.58, Ysa2=1.79 3.计算小齿轮的YFa * Ysa /[σF]并加以比较 ∵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 所以选择YFa2 * Ysa2/[σF] 2=0.01661 m≥ = =1.98 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即m=2.5。 按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=62.16得，Z1=d1/m=62.16/2.5≈26,则Z2=Z1*m=26*4.167=108 f.计算大小锥齿轮的基本几何尺寸 模数： m=2.5 分度圆直径： d1=m*Z1=2.5*26=65mm； d2=m*Z2=2.5*108=270mm 齿顶圆直径： da1=d1+2 ha=65+2*2.5=70mm da2=d2+2 ha=210+2*2.5=275mm 齿根圆直径： df1= d1-2hf=65-2*2.5* (1+0.25)=58.75mm （ha=h*m） df2= d2-2hf=210-2*2.5* (1+0.25)=263.75mm （hf=（1.+0.25）m） 齿轮中心距： R=（d1+d2）/2=（65+270）/2=167.5,mm 齿宽： b=d1* =65*1=65mm 所以去小直齿轮b1=65mm， 大直齿轮b2=60mm 3.3 轴的设计计算 3.3.1减速器高速轴Ⅰ的设计 (1)选择材料:由于传递中功率小，转速不太高，故选用45号钢，调质处理 查表得， ， EMBED Equation.DSMT4 (2)根据 P1=2.663kW T1=2.65×104 n1=960r/m3 初步确定轴的最小直径 取c=118mm dmin ≥c =118× ≈16.58mm 由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5％-7％， 故dmin =16.58×1.05=17.409mm (3)考虑I轴与电动机轴用联轴器连接，因为电动机的轴伸直径为d=38mm，查表选取联轴器的规格YL7 联轴器的校核： 计算转矩为:Tc=KT K为工作情况系数，工作机为带式运输机时，K=1.25-1.5。根据需要去K=1.5T为联轴器所传递的转矩，即: T=9550×P/n=9550×2.663/960=26.19N Tc=KT=1.5×26.19=39.3N.m 联轴器的需用转矩Tn=1250>39.3 许用转速[n]=4750r/min>n=960r/m 所以联轴器符合使用要求 (4)作用在小锥齿轮上的力： dm1=[1-0.5×b/R]×d1=[1-0.5/112]×70=50.125mm ①圆周力：Ft1=2T1/ dm1=2×2.65×104 /58.125=911.82N ②径向力：Fr1= Ft1*tan20°*cosδ1=911.82N×tan20°×cos18.435°=314.83N ③轴向力:Fa1= Ft1*tan20°*sin18.435°=104.97N (5)轴的结构设计如图3-1： 图3-1 (1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-Ⅱ轴端右端需要制出一轴肩dI-Ⅱ =30mm，故取dⅡ-Ⅲ =35mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-Ⅱ轴段取L I-Ⅱ =62mm。 初步选定滚动轴承，因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求根据dⅡ-Ⅲ =35mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为30208，其主要参数为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 取安装齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ =32mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。轴段的长度取LⅥ-Ⅶ =58mm。 由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定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，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 (6)求轴上的载荷如图3-2 计算轴上的载荷： 图3-2 ①求垂直面内的支撑反力： 该轴受力计算简图如下图，齿轮受力 ∵LⅣ-Ⅴ =56mm 轴承的T=19.75mm a=17.6 ∴L2= LⅣ-Ⅴ+2（T-a）=56+2×(19.75-17.6)=60.3mm 根据实际情况取L2=60mm，估取L3=40mm ∵ =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求水平面内的支撑力： ∵ =0，∴RCz= [Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2]/L2=[314.83×(60+40)- 104.97×50.125/2]/L2=480.86N ∵ =0，∴RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m ∵水平面内C点弯矩，Mz=480.86×60=28851.6N.m ③合成弯矩： M= = =95637.71N.m ④作轴的扭矩图如图3-3 图3-3 计算扭矩:T=T1=2.65×104 N.m ⑤校验高速轴Ⅰ：根据第三强度理论进行校核： ∵MD454.43 许用转速[n]=4750r/min>n=76.6r/m 所以联轴器符合使用要求 (4)作用在大直齿轮上的力： 圆周力：Ft4= Ft3=2543.33N Fr4= Fr3=925.7N (5)轴的结构设计如图3-5 如图3-5 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-Ⅱ轴端右端需要制出一轴肩dI-Ⅱ =40mm，故取dⅡ-Ⅲ =50mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-Ⅱ轴段取L I-Ⅱ =80mm。 初步选定滚动轴承，因为轴承只有轴向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求根据dⅡ-Ⅲ =50mm，根据机械设计手册标准，深沟球承选用型号为60210，其主要参数为d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以dⅢ-Ⅳ =56mm，为大齿轮的右端定位制造出一轴肩的高度为65mm，宽度为10mm，即dⅣ-Ⅴ =65mm，LⅣ-Ⅴ=10mm，dⅤ-Ⅵ =50mm，LⅢ-Ⅳ =17mm 取安装齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ =60mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。大直齿轮的齿宽为60mm，所以轴段Ⅵ-Ⅶ的长度取LⅥ-Ⅶ =58mm。 为保证机箱的宽度，故为确保机箱的宽度，Ⅱ轴和Ⅲ轴安装轴承的轴的长度应向对应，故取LⅡ-Ⅲ =322.5mm。 由轴承盖端的总宽度和挡圈宽度轴承的宽度来确定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，已经初步确定了轴的各段直径很长度。 (6)求轴上的载荷 该轴受力计算简图如图3-6： 计算轴的载荷： 图3-6 ①求垂直面内的支撑力： ∵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， ∴垂直面内D点弯矩： MDy= RcyL1=1059.29×109.8=116310.04 N·m ， Meq \o(\s\up 5(1 ),\s\do 2(Dy))= RBY L2=1484.04×78.5=116497.14N·m ②水平面内的支撑反力： ∵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， ∵水平面内D点弯矩 MDz= RCz L1=385.92×109.8=42420.32N·m， Meq \o(\s\up 5(1 ),\s\do 2(Dz))= RBz =539.78×78.5=42372.73 N·m ③合成弯矩：MD= = =123804.31 N·m， Meq \o(\s\up 5(1 ),\s\do 2(D ))= = =42407.7N·m ④作舟的扭矩图如图3-7 图3-7 计算扭矩:T=T1=3.03×105 N.mm。 ⑤校核低速轴Ⅲ:根据第三强度理论进行校核： 由图可知，D点弯矩最大，故验算D处的强度 ∵MDe时，X=0.4,Y=1.6 (2)计算轴承D的受力（图1.5）， ①支反力RB= = =630.04 N， RC= = =1593.96 N ②附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB/2Y=630.04/3.2=196.88 N， SC=RC /2Y=1593.96/3.2=498.1125 N ③轴向外载荷 FA=Fa1=104.97 N (4)各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =104.97-498.1125=393.14N， AC=（SC，FA +SB）= SC =498.15N (5)计算轴承当量动载 由于受较小冲击查表得 fd=1.2，又轴I受较小力矩，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