二級圓柱齒輪減速器及鏜孔工序夾具設(shè)計（含CAD圖紙+文檔）

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In the reducer, it is the reducer housing that supports and fixes the shaft assembly, which plays an important role in ensuring the running accuracy, lubrication and sealing reliability of the shaft assembly. Therefore, the continuous improvement of the processing technology of the reducer box has a very important role in the use of the reducer.This article has carried on the reduction gear box processing technology and the fixture design. To the machining process of reducer casing a detailed comprehensive design, must pass through manufacturing adopt the form of the blank, choose the locating datum, proposed reducer parts processing craft route, through the determination of mechanical production and processing of allowance, the size of the process and manufacture the dimensions of the blank, and to determine the speed reducer and the processing of cutting parameter to design the basic working hours, etc. Through the analysis and design of the processing technology of the gearbox, the processing technology level of the gearbox manufacturing is improved, and the progress of the gearbox manufacturing industry is promoted. Finally, the design of special jig boring machine, analysis of the jig check and brief operating instructions and so on. Ensure that this fixture can be used in the real world for processing.Key words：reducer；processing technology；special jig boring machineiii目 錄摘 要iAbstractii1 概述11.1 設(shè)計的目的和意義11.2 國內(nèi)外研究動態(tài)12 減速器設(shè)計32.1 設(shè)計內(nèi)容32.2 設(shè)計步驟33 傳動裝置總體設(shè)計方案43.1 傳動方案43.2 該方案的優(yōu)缺點44 選擇電動機(jī)54.1 電動機(jī)類型的選擇54.2 確定傳動裝置的效率54.3 選擇電動機(jī)容量54.4 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比64.4.1 總傳動比的計算64.4.2 分配傳動裝置傳動比65 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)75.1 電動機(jī)輸出參數(shù)75.2 高速軸的參數(shù)75.3 中間軸的參數(shù)75.4 低速軸的參數(shù)75.5 工作機(jī)的參數(shù)76 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算96.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)96.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計96.2.1 計算小齒輪分度圓直徑96.2.2 確定公式中的各參數(shù)值96.2.3 試算小齒輪分度圓直徑116.3 調(diào)整小齒輪分度圓直徑116.3.1 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備116.3.2 計算實際載荷系數(shù)KH116.4 確定傳動尺寸126.4.1 計算中心距126.4.2 按圓整后的中心距修正螺旋角126.4.3 計算小、大齒輪的分度圓直徑126.4.4 計算齒寬126.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度126.6 計算齒輪傳動其它幾何尺寸146.6.1 計算齒頂高、齒根高和全齒高146.6.2 計算小、大齒輪的齒頂圓直徑156.6.3 計算小、大齒輪的齒根圓直徑157 減速器低速齒輪傳動設(shè)計計算167.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)167.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計167.2.1 小齒輪分度圓直徑167.2.2 調(diào)整小齒輪分度圓直徑187.3 確定傳動尺寸197.3.1 計算中心距197.3.2 按照圓整后的中心距修正螺旋角197.3.3 計算小、大齒輪的分度圓直徑197.3.4 計算齒寬197.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度197.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸217.5.1 計算齒頂高、齒根高和全齒高217.5.2 計算小、大齒輪的齒頂圓直徑227.5.3 計算小、大齒輪的齒根圓直徑228 軸的設(shè)計238.1 高速軸的設(shè)計計算238.1.1 確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)238.1.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力238.1.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑238.1.4 軸的受力分析248.1.5 校核軸的強(qiáng)度278.2 中間軸設(shè)計計算288.2.1 確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)288.2.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力288.2.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑288.2.4 軸的受力分析298.2.5 校核軸的強(qiáng)度328.3 低速軸設(shè)計計算328.3.1 確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)328.3.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力328.3.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑328.3.4 軸的受力分析348.3.5 校核軸的強(qiáng)度369 滾動軸承壽命校核379.1 高速軸上的軸承校核379.2 中間軸上的軸承校核389.3 低速軸上的軸承校核3910 鍵聯(lián)接設(shè)計4011 減速器的密封與潤滑4112 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸4213 零件圖樣分析4313.1 零件的作用及技術(shù)要求4313.2 零件結(jié)構(gòu)工藝性分析4313.3 毛坯的類型和制造方法4414 箱蓋工藝規(guī)程設(shè)計4514.1 選擇定位基準(zhǔn)4514.2 擬定加工工藝路線4514.3 加工工藝裝備的選擇4814.4 切削用量和基本工時4915 鏜床專用夾具設(shè)計6515.1 問題的提出6515.2 定位方案設(shè)計6515.3 夾緊方案設(shè)計6515.4 主要零部件設(shè)計6715.5 夾具簡要操作說明67總結(jié)68參考文獻(xiàn)69外文資料70中文譯文76致 謝811 概述1.1 設(shè)計的目的和意義本次設(shè)計主要是減速器設(shè)計及箱蓋加工工藝和夾具設(shè)計。其論文的主要設(shè)計的任務(wù)以及具體設(shè)計流程主要包括以下方方面面：1.減速器設(shè)計2.針對減速器箱蓋零件圖進(jìn)行圖樣分析；3.綜合設(shè)計箱蓋零件的工藝規(guī)程設(shè)計；4.擬定加工工藝路線并且完成工序的換算等；5.最后針對內(nèi)孔設(shè)計鏜床專用夾具（定位元件、夾緊元件、定位誤差、簡要操作等）。完成這次設(shè)計可對我們大學(xué)四年期間所學(xué)的知識進(jìn)行一次較為全面的專業(yè)訓(xùn)練,可以培養(yǎng)我們掌握如何運用過去所學(xué)的知識去解決生產(chǎn)中實際問題的方法,增強(qiáng)從事本專業(yè)實際工作所必需的基本能力和開發(fā)研究能力,為我們以后走上工作崗位打下一個良好的基礎(chǔ)。1.2 國內(nèi)外研究動態(tài)七十年代中期以來，隨著冶金、礦山、化工、水泥等各行業(yè)的發(fā)展，對設(shè)備的性能要求越來越高，生產(chǎn)規(guī)模的進(jìn)一步擴(kuò)大和自動化程度的提高，同時要求環(huán)境噪聲有所降低。對其傳動系統(tǒng)提出了高承載能力、高壽命、低噪聲等高要求，從而促使減速器的發(fā)展和更新。我國從七十年代末開始研究通用硬齒面齒輪減速器,于86年完成標(biāo)準(zhǔn)產(chǎn)品的設(shè)計，制訂了以圓柱齒輪減速器(ZBJ19004-88)為代表的新一代減速器標(biāo)準(zhǔn)。國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主,但普遍存在著功率與重量比小,或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。另外,材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點,特別是大型的減速器問題更突出,使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型減速器(500kw以上),多從國外(如丹麥、德國等)進(jìn)口,花去不少的外匯。我國國內(nèi)的夾具始于20世紀(jì)60年代,當(dāng)時建立了面向機(jī)械行業(yè)的天津組合夾具廠,和面向航空工業(yè)的保定向陽機(jī)械廠,以后又建立了數(shù)個生產(chǎn)組合夾具元件的工廠。在當(dāng)時曾達(dá)到全國年產(chǎn)組合夾具元件800萬件的水平。20世紀(jì)80年代以后,兩廠又各自獨立開發(fā)了適合NC機(jī)床、加工中心的孔系組合夾具系統(tǒng),不僅滿足了我國國內(nèi)的需求,還出口到美國等國家。當(dāng)前我國每年尚需進(jìn)口不少NC機(jī)床、加工中心,而由國外配套孔系夾具,價格非常昂貴,現(xiàn)大都由國內(nèi)配套,節(jié)約了大量外匯。20世紀(jì)70-80年代,世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展,且與新技術(shù)革命的發(fā)展緊密結(jié)合。其主要類型:齒輪減速器;蝸桿減速器;齒輪蝸桿減速器;行星齒輪減速器。在機(jī)械傳動基礎(chǔ)件中,齒輪減速器占有非常重要的地位,其產(chǎn)品水平和質(zhì)量對機(jī)械產(chǎn)品有著重大的影響。目前國內(nèi)外齒輪減速器的發(fā)展趨向為,產(chǎn)品制造水平進(jìn)一步精密化,承載能力進(jìn)一步得以提高,各種不同系列產(chǎn)品之間的模塊化互換程度越來越高。這對系列產(chǎn)品的大批量生產(chǎn)提供了便利,也為產(chǎn)品的進(jìn)一步擴(kuò)展留下了空間。目前國際上幾大典型的傳動基礎(chǔ)件公司均擁有獨具特色的模塊化產(chǎn)品組合體系和極其豐富的產(chǎn)品系列,產(chǎn)品銷售網(wǎng)絡(luò)遍布全球。 從國際上看俄國、德國和美國是組合夾具的主要生產(chǎn)國。當(dāng)前國際上的夾具企業(yè)均為中小企業(yè),專用夾具、可調(diào)整夾具主要接受本地區(qū)和國內(nèi)訂貨,而通用性強(qiáng)的組合夾具已逐步成熟為國際貿(mào)易中的一個品種。有關(guān)夾具和組合夾具的產(chǎn)值和貿(mào)易額尚缺乏統(tǒng)計資料,但歐美市場上一套用于加工中心的夾具和組合夾具的大型基礎(chǔ)件尤其昂貴。由于我國在組合夾具技術(shù)上有歷史的積累和性能價格比的優(yōu)勢,隨著我國加入WTO和制造業(yè)全球一體化的趨勢,特別是電子商務(wù)的日益發(fā)展,其中蘊(yùn)藏著很大的商機(jī),具有進(jìn)一步擴(kuò)大出口的良好前景。2 減速器設(shè)計2.1 設(shè)計內(nèi)容展開式二級斜齒圓柱減速器，拉力F=4800N，速度v=1.75m/s，直徑D=500mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：8年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。2.2 設(shè)計步驟1.傳動裝置總體設(shè)計方案2.電動機(jī)的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算6.傳動軸的設(shè)計7.滾動軸承校核8.鍵聯(lián)接設(shè)計9.潤滑密封設(shè)計10.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計3 傳動裝置總體設(shè)計方案3.1 傳動方案傳動方案已給定，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。3.2 該方案的優(yōu)缺點展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。帶式運輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計設(shè)計條件：1、 運輸帶工作拉力F = 4800N；2、 運輸帶工作速度v = 1.75m/s；3、 卷筒直徑D = 500mm；4、 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35C； 5、 使用折舊期：8年；6、 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；7、 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；8、 運輸帶速度允許誤差：5%；9、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。表4-1傳動裝置表4 選擇電動機(jī)4.1 電動機(jī)類型的選擇根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機(jī)。4.2 確定傳動裝置的效率聯(lián)軸器的效率：1=0.99滾動軸承的效率：2=0.98閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98工作機(jī)的效率：w=0.97a=122432w=0.8424.3 選擇電動機(jī)容量工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=48001.751000=8.4kW電動機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=8.40.842=9.98kW工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010001.75500=66.88rpm經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：840，因此理論傳動比范圍為：840?？蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(840)66.88=535-2675r/min。進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機(jī)型號為：Y160L-6的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=11kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。表4-1 電機(jī)主要尺寸參數(shù)序號電動機(jī)型號同步轉(zhuǎn)速/(r/min)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)1Y180L-8750117302Y160L-61000119703Y160M-415001114604Y160M1-230001129304.4 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.4.1 總傳動比的計算由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=97066.88=14.5044.4.2 分配傳動裝置傳動比高速級傳動比i1=1.35ia=4.42則低速級的傳動比i2=3.28減速器總傳動比ib=i1i2=14.49765 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)5.1 電動機(jī)輸出參數(shù)P0=9.98kWn0=nm=970rpmT0=9550000P0n0=95500009.98970=98256.7Nmm5.2 高速軸的參數(shù)P=P01=9.980.99=9.88kWn=n0=970rpmT=9550000Pn=95500009.88970=97272.16Nmm5.3 中間軸的參數(shù)P=P23=9.880.980.98=9.49kWn=ni1=9704.42=219.46rpmT=9550000Pn=95500009.49219.46=412965.92Nmm5.4 低速軸的參數(shù)P=P23=9.490.980.98=9.11kWn=ni2=219.463.28=66.91rpmT=9550000Pn=95500009.1166.91=1300261.55Nmm5.5 工作機(jī)的參數(shù)P=P122w=9.110.990.980.980.97=8.4kWn=n=66.91rpmT=9550000Pn=95500008.466.91=1198923.93Nmm6 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1 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=20，初選螺旋角=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(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS4.選小齒輪齒數(shù)z1=25，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=254.42=111。6.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計6.2.1 計算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH26.2.2 確定公式中的各參數(shù)值a.試選KHt=1.3b.計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551069.88970=97272.16Nmmc.由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1d.由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46e.由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。f.由式（10-9）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2hancos=arccos25cos20.48325+21cos13=29.653at2=arccosz2costz2+2hancos=arccos111cos20.483111+21cos13=22.984 =z1tanat1tant+z2tanat2tant2=25tan29.653tan20.483+111tan22.984tan20.4832=1.673=dz1tan=125tan13=1.837Z=431+=41.673311.837+1.8371.673=0.67g.由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13=0.987h.計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njL=609701163008=2.235109NL2=NL1u=2.2351094.42=5.056108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.98，KHN2=1.08 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=6000.981=588MPaH2=Hlim2KHN2SH=5501.081=594MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=588MPa6.2.3 試算小齒輪分度圓直徑 d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.397272.16111125+1111252.46189.80.670.9875882=44.057mm6.3 調(diào)整小齒輪分度圓直徑6.3.1 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備a.圓周速度v=d1tn601000=44.057970601000=2.236b.齒寬bb=dd1t=144.057=44.057mm6.3.2 計算實際載荷系數(shù)KHa.由表10-2查得使用系數(shù)KA=1b.根據(jù)v=2.236m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.042c.齒輪的圓周力。Ft=2Td1=297272.1644.057=4415.741NK_AF_t/b=14415.741/44.057=100N|mm100Nmm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=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)KH=1.418由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0421.21.418=1.773，由（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=44.05731.7731.3=48.858mm (4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=48.858cos1325=1.904mm，取mn=2mm。6.4 確定傳動尺寸6.4.1 計算中心距a=z1+z2mn2cos=139.58mm，圓整為140mm6.4.2 按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.7291 =1343446.4.3 計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=225cos13.7291=51.471mmd2=mnz2cos=2111cos13.7291=228.529mm6.4.4 計算齒寬 b=dd1=51.47mm取B1=60mm B2=55mm6.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F(1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=55 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為： 小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=25cos313.7291=27.271 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=111cos313.7291=121.085 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.62，YFa2=2.138 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.59，YSa2=1.834 a.試選載荷系數(shù)KFt=1.3 b.由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.7291=20.54b=arctantancost=arctantan13.7291cos20.54=12.886v=cos2b=1.665cos212.886=1.752Y=0.25+0.75v=0.678=dz1tan=125tan13.7291=1.944 c.由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1120=11.94413.7291120=0.778 (2)圓周速度v=d1n601000=51.471970601000=2.61ms1 (3)寬高比b/h=2a+cm=21+0.252=4.5mmb=554.5=12.222 根據(jù)v=2.61m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.05 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.422，結(jié)合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得 KF=1.079。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.051.11.079=1.246 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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.91 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.913801.25=276.64MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.24697272.162.621.590.6780.801cos213.7291123252=103.502 MPa F1 F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.24697272.162.1381.8340.6780.801cos213.7291123252=97.422 MPa 100Nmm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=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)KH=1.423由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0151.21.423=1.7337.2.2.3 實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=68.45331.7331.3=75.337mm7.2.2.4 確定模數(shù)mn=d1cosz1=75.337cos1327=2.719mm，取mn=3mm。7.3 確定傳動尺寸7.3.1 計算中心距a=z1+z2mn2cos=178.58mm，圓整為179mm7.3.2 按照圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.5741=1334267.3.3 計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=327cos13.5741=83.328mmd2=mnz2cos=389cos13.5741=274.672mm7.3.4 計算齒寬 b=dd1=83.33mm取B1=90mm B2=85mm7.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F T、mn和d1同前齒寬b=b2=85齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=27cos313.5741=29.395大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=89cos313.5741=96.895由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.57，YFa2=2.202由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.779a.試選載荷系數(shù)KFt=1.3b.由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.5741=20.527b=arctantancost=arctantan13.5741cos20.527=12.741v=cos2b=1.664cos212.741=1.749Y=0.25+0.75v=0.679=dz1tan=127tan13.5741=2.075c.由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1120=12.07513.5741120=0.765圓周速度v=d1n601000=83.328219.46601000=0.96ms1寬高比b/h=2a+cm=21+0.253=6.75mmb=856.75=12.593根據(jù)v=0.96m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.018查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.428，結(jié)合b/h=85/6.75=12.593查圖10-13，得KF=1.08。則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0181.11.08=1.209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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.91，KFN2=0.92取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.915001.25=364MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.25=279.68MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.209412965.922.571.60.6790.785cos213.5741133272=105.067 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.209412965.922.2021.7790.6790.785cos213.5741133272=100.093 MPa F2齒根彎曲疲勞強(qiáng)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。齒輪的圓周速度v=d1n601000=83.328219.46601000=0.96ms 選用7級精度是合適的7.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸7.5.1 計算齒頂高、齒根高和全齒高 a=man=3mm f=man+cn=3.75mm =a+f=m2an+cn=6.75mm7.5.2 計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2a=89.328mm ，da2=d2+2a=280.672mm7.5.3 計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d12f=75.828mm df2=d22f=267.172mm8 軸的設(shè)計8.1 高速軸的設(shè)計計算8.1.1 確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=970r/min；功率P=9.88kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=97272.16Nmm8.1.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa8.1.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11239.88970=24.28mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0524.28=25.49mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28圖8-1 高速軸示意圖(1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT=126.45Nm按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為28mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為62mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=50mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm。由手冊上查得7207AC型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。(3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 60 mm，d56 = 55.471 mm。(4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+KB= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 17 10 = 62 mm(5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，低速級小齒輪寬度b3=90mm，則l34=l78=B+ 2=17+10+2=29 mml45=b3+ 3+ 12.52=90+ 15+ 102.52=110.5 mml67=12=102=8 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表8-1 高速軸的各段直徑和長度軸段1234567直徑2833354255.4714235長度626229110.5608298.1.4 軸的受力分析高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2Td1=297272.1651.471=3779.69N高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tancos=3779.69tan20cos13.7291=1416.16N高速級小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1tan=3779.69tan13.7291=923N根據(jù)7207AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=21mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離 l1=622+62+21=114mm軸承壓力中心到齒輪支點距離 l2=29+602+110.521=148.5mm齒輪中點到軸承壓力中心距離 l3=8+602+2921=46mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)a.在水平面內(nèi)軸承A處水平支承力：RAH=Fr1l2Fa1d12l2+l3=1416.16148.592351.4712148.5+46= 1203N軸承B處水平支承力：RBH=Fr1RAH=1416.161203=213N軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=3779.69148.5148.5+46= 2886N軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=3779.6946148.5+46= 894N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=3126.69N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=2132+8942=919.02N截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上彎矩：MBH=0Nmm截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBHl2Fa1d12=213148.592351.4712=55384Nmm截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAHl3=120346=55338Nmm截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上彎矩：MCV=RAVl3=288646=132756Nmm截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm截面A處合成彎矩：MA=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=0Nmm截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV2=553842+1327562=143846Nmm截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV2=553382+1327562=143828Nmm截面D處合成彎矩：MD=0NmmT1=97272.16Nmm截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+T2=02+0.697272.162=58363Nmm截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左2+T2=1438462+0.697272.162=155235Nmm截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右=143828Nmm截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.697272.162=58363Nmm8.1.5 校核軸的強(qiáng)度因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為W=d332=42332=7269.88mm3抗扭截面系數(shù)為WT=d316=14539.77mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=21.35MPa剪切應(yīng)力為=TWT=6.69MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=22.81MPa查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=750MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。8.2 中間軸設(shè)計計算8.2.1 確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=219.46r/min；功率P=9.49kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=412965.92Nmm8.2.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa8.2.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11239.49219.46=39.31mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm圖8-2 中間軸示意圖(1)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d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin= 39.31 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7208AC，其尺寸為dDB = 408018mm，故d12 = d56 = 40 mm。(2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 45 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2 = 55 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 53 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 55 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 15 mm。(3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。(4)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 90 mm，為了