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1、传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。电动机的选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式 Y(IP44)系列的电动机。2电动机容量的选择1) 工作机所需功率 PwPw3.4kW2) 电动机的输出功率PdPw/ 0.904Pd3.76kW3电动机转速的选择nd(i1i2in)nw初选为同步转速为 1000r/min 的电动机4电动机型号的确定由表 2
2、01 查出电动机型号为 Y132M1-6,其额定功率为 4kW,满载转速 960r/min。基本符合题目所需的要求计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为:inm/nwnw38.4i25.142合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置,所以 i1i2 。因为 i25.14,取 i25,i1=i2=5速度偏差为 0.5%5%,所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 鼓 轮转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.
3、4功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57转矩(Nm) 39.8 39.4 191 925.2 888.4传动比 1 1 5 5 1效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理;选择小齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质) ,硬度为240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。2) 精度等级选用 7 级精度;3) 试选小齿轮齿数 z120,大齿轮齿数 z2100 的;4) 选取螺旋角。初选螺旋角 142按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据
4、进行计算按式(1021)试算,即dt1) 确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt1.6(2) 由图 1030 选取区域系数 ZH2.433(3) 由表 107 选取尺宽系数 d1(4) 由图 1026 查得 10.75,20.87,则 1 2 1.62(5) 由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa(6) 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2550MPa;(7) 由式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh601921(283005)3.3210e8N2N1/56.64107(8) 由图
5、 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95;KHN2 0.98(9) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1,安全系数 S1,由式(1012)得H10.95600MPa570MPaH20.98550MPa539MPaHH1H2/2554.5MPa2) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t = =67.85(2) 计算圆周速度v= = =0.68m/s(3) 计算齿宽 b 及模数 mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt= = =3.39h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89(4) 计算纵向重合度 = =0.
6、3181tan14 =1.59(5) 计算载荷系数 K已知载荷平稳,所以取 KA=1根据 v=0.68m/s,7 级精度,由图 108 查得动载系数 KV=1.11;由表 104 查的 KH 的计算公式和直齿轮的相同,故 KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42由表 1013 查得 KF=1.36由表 103 查得 KH=KH=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(1010a)得d1= = mm=73.6mm(7) 计算模数 mnmn = mm=3.743按齿根弯
7、曲强度设计由式(1017 mn1) 确定计算参数(1) 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96(2) 根据纵向重合度 =0.318dz1tan=1.59,从图 1028 查得螺旋角影响系数 Y0。88(3) 计算当量齿数z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47(4) 查取齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.724;Yfa2=2.172(5) 查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.569;Ysa2=1.798(6) 计算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95K
8、FN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MPa(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较= =0.0126= =0.01468大齿轮的数值大。2) 设计计算mn =2.4mn=2.54几何尺寸计算1) 计算中心距z1 =32.9,取 z1=33z2=165a =255.07mma 圆整后取 255mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos =13 5550”3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =85.00mmd2 =425mm4) 计算齿轮宽度b=dd1b=85mmB1=90mm,B2=85mm5) 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm,而又小于 500mm,故
9、以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II 轴:1初步确定轴的最小直径d =34.2mm2求作用在齿轮上的受力Ft1= =899NFr1=Ft =337NFa1=Fttan=223N;Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案i. I-II 段轴用于安装轴承 30307,故取直径为 35mm。ii. II-III 段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为 44mm。iii. III-IV 段为小齿轮,外径 90mm。iv. IV-V 段分隔两齿轮,直径为 55mm。v. V-VI 段安装大齿轮,直径为
10、40mm。vi. VI-VIII 段安装套筒和轴承,直径为 35mm。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II 段轴承宽度为 22.75mm,所以长度为 22.75mm。2. II-III 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 12mm,轴承和箱体的间隙 4mm,所以长度为16mm。3. III-IV 段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度 90mm。4. IV-V 段用于隔开两个齿轮,长度为 120mm。5. V-VI 段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为 83mm。6. VI-VIII 长度为 44mm。4 求轴上的载荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=6
11、03.5N查得轴承 30307 的 Y 值为 1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故:Fa1=638NFa2=189N5精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面由于截面 IV 处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面2) 截面 IV 右侧的截面上的转切应力为由于轴选用 40cr,调质处理,所以(2P355 表 15-1)a) 综合系数的计算由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , ,(2P38 附表 3-2 经直线插入)轴的材料敏感系数为 , ,(2P37 附图 3-1)故有效应力集中系数为查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 ,(2P37 附图 3-
12、2) (2P39 附图 3-3)轴采用磨削加工,表面质量系数为 ,(2P40 附图 3-4)轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为b) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为 ,c) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。I 轴:1作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52初步确定轴的最小直径3轴的结构设计1) 确定轴上零件的装配方案2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为 25mm。e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应
13、达 2.5mm,所以该段直径选为 30。f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有 2mm 的圆角,则轴承选用 30207 型,即该段直径定为 35mm。g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有 2mm 的圆角,经标准化,定为 40mm。h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达 5mm,所以该段直径选为 46mm。i) 轴肩固定轴承,直径为 42mm。j) 该段轴要安装轴承,直径定为 35mm。2) 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下:a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽 18.25mm,该段长度定为 18.25mm。b) 该段为轴环,宽度不小于 7mm,定为 11mm。c) 该段安装
14、齿轮,要求长度要比轮毂短 2mm,齿轮宽为 90mm,定为 88mm。d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 13.5mm、轴承与箱体内壁距离取 4mm(采用油润滑) ,轴承宽 18.25mm,定为 41.25mm。e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。f) 该段由联轴器孔长决定为 42mm4按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45 钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。III 轴1作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2初步确定轴的最小
15、直径3轴的结构设计1) 轴上零件的装配方案2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII直径 60 70 75 87 79 70长度 105 113.75 83 9 9.5 33.255求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合滚动轴承的选择及计算I 轴:1求两轴承受到的径向载荷5、 轴承 30206 的校核1) 径向力2) 派生力3) 轴向力由于 ,所以轴向力为 ,4) 当量载荷由于 , ,所以 , , , 。由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为5) 轴承寿命的校核II 轴:6、 轴承 30307 的校核1) 径向力2) 派生力,3) 轴向力由于 ,所以轴向力为 ,4) 当量载荷由于 , ,所以 , , , 。由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为5) 轴承寿命的校核III 轴:7、 轴承 32214 的校核1) 径向力2) 派生力3) 轴向力由于 ,所以轴向力为 ,4) 当量载荷由于 , ,所以 , , , 。由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为5) 轴承寿命的校核键连接的选择及校核计算代号 直径(mm) 工作长度(mm) 工作高度(mm) 转矩(Nm) 极限应力(MPa)高速轴 8