二級展開式直齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 =； =⑥查取齒形系數 由表 10－5 查得 =?Fa2Fa==1][FE?=2][FEK=K==??1FSaYσ=??2FSaσ 2 計算齒輪齒數計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度⑦計算大、小齒輪的并 加以比較??FSaYσ= =??1FSaYσ ?= = 8.大齒輪的數值大。(2)設計計算m≥ =325016.. ??對結果進行處理取 m=2mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 大于m由齒根彎曲疲勞計算的模數，由于齒輪模數 的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與直徑的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數 并就近圓整為標準值（第一系列） m=，按接觸強度算得的分度圓直徑 d=，算出小齒輪齒數小齒輪齒數 = /m=≈351Zd大齒輪齒數 = = 35=122，取 =12221i?2Z 幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑= m=35 2=70mm 1dZ?= m=122 2 =244mm2(2)計算中心距a=( + )/2=(70+244)/2=157mm，1d2m=2mm=351Z=1222=70mm1d=244mm2a=157mm=70mm1B=75mm2 2 初步確定軸上的力初步確定軸的直徑 (3)計算齒輪寬度 b=φd =70mm1d=70mm， =75mm 1B2備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 510mm 小結實際傳動比為： ?i誤差為： %509.??由此設計有模數 分度圓直徑 齒寬 齒數小齒輪 2 70 75 35大齒輪 2 244 70 122 四． 軸、鍵、軸承的設計計算 高速軸Ⅰ的設計 總結以上的數據及軸上力的計算。功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑壓力角 m 1440/min 56mm 20176。初步確定軸上的力 : 軸（高速級）的小齒輪的直徑為 56mm，圓周力: F NT16725480x2d1t ??徑向力：F tanr?．2 初步確定軸的直徑圓周力 N1672徑向力 08= 2 輸入軸的設計選擇滾動軸承先按式 152 初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45 號鋼。根據表 153 選取 A0=112。于是有: d ??A由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大：?這是安裝聯軸器處的軸的直徑，為使其與聯軸器相適合，取 20mm 軸的設計1）聯軸器的型號的選取為了滿足聯軸器的軸向定位要求，12 軸段右端需制出一軸肩 ，取 h=，故 23 段h=~d（ ）的直徑 d=20+=24mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=25。選用 HL 型彈性柱銷聯1軸器，與軸配合的轂孔長度 L=52mm，2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據 d23=24mm，由機械設計手冊選型號為6206，得尺寸為 dxDxB=30x62x16。故 d34= d78=30mm,而 34 軸段的長度可取為 L34=16mm,右端應用軸肩定位，取 d45=30+=35mm.3）67 軸段裝齒輪，為齒輪安裝方便，該段值應略大于 78 軸段的直徑，可取 d67=32mm.齒輪右端用套筒固定，為使套筒端面緊湊在齒輪做d12=20mmd23=24mmL12=52mm軸承代號 6206d34= d78=30mm,L34=16mm,d45=35mm.d67=32mm.L67=58mmd56=L56=5mm 2 鍵的設計斷面上 67 軸段的長度應比齒輪轂長略短，已知齒寬B=61mm，故選取 67 軸段的長度為 L67=58mm，齒輪左端用軸肩固定，由此可確定 56 軸段的直徑，取 d56=32+=而 L56===,取 L56=5mm4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速機器軸承端蓋的結構而定） 。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與聯軸器右端面的距離 l=30mm，故取 。2305lm??? 5）取齒輪距箱體內避之距離 a=16mm，同時考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離 s，s=8mm。故在軸的右端取=56+16+8+1258=34mm。7816731827039lBal m????????6）取中間軸上大齒輪和小齒輪之間的距離c=15mm，已知中間軸上大齒輪輪轂長 B =56mm，中間2軸上小齒輪輪轂長 B =75mm，則2L45=s+a+B +C+ 8+16+75+15+32261??658L5=115mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 鍵的設計軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸齒輪、聯軸器與軸的周向定位均采取平鍵聯接，查表 61，得 齒輪：鍵尺寸參數 bxh=10mmx8mm,L=45mm，t=4mm； 聯軸器：鍵尺寸參數 b*h=6mmx6mm,L=45mm，t=4mm。 參考教材表 152，軸段左端倒角 ，右端倒角取145??。各軸肩處的圓角半徑為 R=。145??L23=50mmL78=34mmL45=115mm 2 計算水平支反力計算垂直面支反力計算軸 O 軸的受力分析及強度校核軸的受力分析，取齒輪齒寬中間點為力的作用點 1）根據軸向所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所傳遞的扭矩，作出扭矩圖。 (注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了直觀說明問題的關鍵所在。故只示意表示。)2） 水平支反力： 1120,()0AtRXMFL?????有 NtB 8975621x? FBtAx 31x??? 垂直面支反力： 1120,()0ArBZML??有 NXFrBz 4685621??? BrAz 10z?= xBFN1289=383NAx=140NAzF 2 處彎矩校核軸的強度校核鍵的連接強度 計算軸 O 處彎矩 水平 矩： ?? 垂直面彎矩： .mZO7240 合成彎矩： .)(2? 計算轉矩：T= ?T3）校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，O 剖面處彎矩最大，還有鍵槽引起的應力集中，故 O 處剖面左側為危險截面，該處軸的抗彎截面系數為 323 ??? 按彎矩合成應力校核軸的強度，對于單向轉動的轉軸，通常轉矩按脈動循環處理，故取折合系數 ，?? 221()??? 前面已選定軸的材料為 45 剛，調制處理，由表 151 查得 ，因 ，故1[]0? 1[]ca???安全。 校核鍵的連接強度 1）齒輪的鍵： = =p?? 查表 62 得 ， 。[]~pP?[]p??故強度足夠，鍵校核安全 2）聯軸器的鍵：=468NBzF=軸的強度要求符合鍵的強度符合要求 2 校核軸承的壽命確定軸上的力 = = p?? 查表 62 得 ，[]~pP?。故強度足夠，鍵校核安全[]p? ．7 校核軸承的壽命 1）校核軸承 A 和計算壽命 軸向載荷查表 13NFZXA )22r ?????（6，按載荷系數得 ，取 ，當量動載.~pf 1pf荷 ,校核安全。 該軸承壽命為：6310()72rAhACLhnP? =329775h 2）校核軸承 B 和計算壽命 徑向載荷 NFZXB 137468129)22r ?????（查表 136，按載荷系數得 ，取 ，~pf .pf量動載荷 ≤C =13700N,校核安全。NPB5frr 該軸承壽命為： =8678h631()2098rAhBCLhnP? 中間軸Ⅱ的設計、轉速和轉矩功率 轉矩 轉速 m 480/min : 軸承 A 壽命為329775h軸承 B 壽命為8678h 2 選擇滾動軸承小齒輪：軸（高速級）的小齒輪的直徑為 70mm，有圓周力: F ??徑向力：F tanr?大齒輪：軸（高速級）的小齒輪的直徑為 168mm，有圓周力: F ??徑向力：F ? 初步確定軸的直徑先按式 152 初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45 號鋼，調制處理。根據表 153 選取 A0=112。于是有: d ??A由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大： ? ．4 軸的設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據