机械设计起重机、二级圆柱斜齿轮减速器课程(编辑修改稿)

机械设计起重机、二级圆柱斜齿轮减速器课程(编辑修改稿)内容摘要：

2 .25 m 2 .25 1 10. 596 m m    湖南理工 学 院 课 程 设计 第 12 页 共 40 页 33 bh 计算纵向重合度  = 10. 31 8 ta n 0. 31 8 1 23 ta n 14 1. 82d z      5)、计算载荷系 数 根据 3v =,7 级 精 度 ，查 得 动载 系 数 3Kv = 齿 间载 荷 分配 系数 : 1HFKK 查得使用系数 A3K =1 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称分布时， H3K = 由 11bh=， H3K = 查得： F3K = 故载荷系数： 3 A 3 V 3 H 3 H 3K K K K K 1 1 .1 2 1 1 .4 2 3 1 .5 9 4      6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 3 3tdd3 33t1 . 5 9 41 1 1 . 5 5 4 1 1 9 . 3 9 9 m m1 . 3KK    7)、计算模数 m 176。 33 3c o s 1 1 9 . 3 9 9 c o s 1 4 4 . 4 626dm m mz     按齿根弯曲强度校核 弯曲强度得设计公式为 3 212 12 c os ()[]FSn d a FK T Y YYmZ   322 Fa SaF dKT Y Ymz  确定公式内各计算数值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限： FE3 = 500MPa 查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限： FE4 =380MPa 湖南理工 学 院 课 程 设计 第 13 页 共 40 页 取弯曲疲劳寿命系数 : FN3K = FN4K = 取弯曲疲劳安全系数 S= 许用弯曲应力：   333 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 4F N F EF K M P aS      444 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EF K M P aS    计算载荷系数 3 A 3 V 3 F 3 F 3K K K K K 1 1 .1 2 1 1 .3 5 1 .5 12     。 根据纵向重合度   ，从图《螺旋角影响系数 Y 》，查得  。 计算当量 齿数 33 3326 2 8 . 4 6c o s c o s 1 4V zz    44 33115 1 2 5 . 8 9c o s c o s 1 4V zz    查取齿形系数和应力校正系数 Fa3Y = Sa3Y = Fa4Y = Sa4Y = 弯曲应力 533333 2 3 2332 2 1 . 5 1 2 1 . 3 3 1 0 2 . 6 5 1 . 5 8 1 9 . 9 3 [ ]1 5 2 6B F a S aFFdK T Y Ymz         544433 2 3 2332 2 1 . 5 1 2 1 . 3 3 1 0 2 . 2 2 6 1 . 7 6 4 1 8 . 6 9 [ ]1 5 2 6B F a S adK T Y Ymz         所以齿轮 2 满足弯曲疲劳强度要求。 计算大、小齿轮的  Fa SaFYY 并加 以比较。  333 2 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 7 93 0 3 . 5 7F a S aFYY   444 2 .2 2 6 1 .7 6 4 0 .0 1 6 4 42 3 8 .8 6F a S aFYY  湖南理工 学 院 课 程 设计 第 14 页 共 40 页 大齿轮的数值较大。 3 21 212 c os ()[]FSn d a FK T Y YYmZ     5244 33 223 42 2 10 c os 14 26Fa SaBdF YYKTm mm mmz           取模数标准值 3m =。 但为了同时满足接触疲劳强度，需要 按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 3d  来计算应有的齿数 . 333c o s 1 1 9 . 3 9 9 c o s 1 4 4 6 . 3 42 . 5dz m     取 z3 =47 z4 = 23= 取 z4 =207。 几何尺寸计算 计算中心距： a= 3 4 3()2cosz z m= (47 207) cos14= 将中心距圆整为 327mm。 修正螺旋角  =arccos 3 2 4 3() ( 4 7 2 0 7 ) 2 . 5a r c c o s 1 3 . 8 32 2 3 2 7z z m   因  值改变不多 ,故参数  , k , hZ 等不必修正。 分度圆直径 d3 = 33 4 7 2 .5 1 2 1 .1c o s c o s 1 4zm mm d4 = 33 2 0 7 2 .5 5 3 3 .3 4c o s c o s 1 4zm  mm 齿轮宽度： 33bdd =1 = 取 3B =128mm 4B =122mm 系零件的 设计 计算 湖南理工 学 院 课 程 设计 第 15 页 共 40 页 低速 轴的 设计 选取轴的材料 因为轴的受力大，对材料的强度和硬度比较高，可选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 求 输出轴上的功率 3P 、 转速 3n 、 转矩 3T 3P ＝ CP 3 ＝ ＝ 3n = 3 3 3= 9 5 5 0 P / 9 5 5 0 4 .7 2 / 8 1 .8 2 5 5 0 .9 2 N mTn     求作用在齿轮上的力 已知低速级 大齿轮的分度圆直径为 4d = 而 Ft = 342Td  32 5 5 0 .9 2 2 0 6 5 .6 95 3 3 .4 1 0 N  rF = Ft ta n ta n 2 02 0 6 5 . 6 9 7 7 4 . 3c o s c o s 1 3 . 8 3ono N    F F ta n = 2 0 6 5 .6 9 ta n 1 3 .8 3 5 0 8 .5 3at N    圆周力 Ft ，径向 力 Fr 及轴向力 F a的方向如图 2 所 示。 初步确定轴的最小直径 先估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢 , 调质处理 ,根 据 《 轴 常 用几 种 材 料 的 [ T ] 及 0A 》表，查的[T ]=35MP, 0A =112。 333 m in 3 3/ 1 1 2 4 .7 2 / 8 1 .8 2 4 3 .2 8od A P n m m   输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ⅡⅠ d ,为了使所选的轴与联轴器吻合 ,故需同 时选取联轴器的型号。 联轴器的计算扭矩为 3ca aT KT ，查《工作系数表》，取 AK = 3 550 .92 126 2c a aT K T N m     因为计算转矩小于联轴器公称转矩 ,所以查《弹性柱销联轴器》表，根据 caT ，选择 4L型弹性柱销联轴器， 48d Ⅰ Ⅱ mm，其 公称转矩为 2500 Nm ,半联轴器 的长 度为图 2 湖南理工 学 院 课 程 设计 第 16 页 共 40 页 112mmL ， 半联轴器 与轴 的 配合长度 1 84L mm。 拟定轴上的装订方案如图 3 所示 A B C D 图 3 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要求的轴向定位要求 ,Ⅰ Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩 ,故取Ⅱ Ⅲ的 直径 55d mm Ⅱ Ⅲ。 左端用轴端挡圈定位 ,按轴端直径取挡圈直径55D mm 半联轴器与 轴配合的轮毂孔长度 为 1 84L mm ， 保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 , 故Ⅰ Ⅱ的长度应比 1L 略短一些 ,现取mml 82ⅡⅠ。 选用单列角接触球轴承 .参照工作要求并根据 55d mm Ⅱ Ⅲ ,由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组标准精度级的接触球轴承 7212C型 . 对于选取的角接触球轴承其尺寸的为 60 11 0 22d D B mm mm mm    ,故 60d d mmⅢ Ⅳ Ⅶ Ⅷ。 而 22l mm Ⅶ Ⅷ。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 手册上查得 7212C 型轴承定位轴肩 直径min( ) 69d  mm，故取 70l mm Ⅵ Ⅶ。 取安装齿轮处的轴段 66d mm Ⅳ Ⅴ ， 齿轮的 左 端与左轴承之间采用套筒定位 .已知齿轮 毂 的宽度为 122mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短于轮毂宽度 ,故取 118l mm Ⅳ Ⅴ。 齿轮的 右 端采用轴 肩 定位 , 取 轴肩高 h=4mm,取湖南理工 学 院 课 程 设计 第 17 页 共 40 页 74d mm Ⅴ Ⅵ .轴环宽度 hb  ,取 b=12mm。 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 ,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 30 ,故取 mml 50ⅢⅡ . 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm ,考虑到箱体的铸造误差 ,在确定滚动轴承位置时 ,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8mm ,已知滚 动轴承宽度 T=22mm,则  55 10 16 8 22 65 11 1l a s T m m         Ⅲ Ⅳ 1 2 1 6 8 1 2 1 2l a s m m       Ⅵ Ⅶ 至此 ,已初步确定了轴的各端直径和长度。 根据结构图作出轴的计算简图 , 确定顶轴承的支点位置 对于 7212C型的角接触球轴承 ,a=,因此 ,作为简支梁的轴的支承跨距。 1 mm 2 mm 3 mm 受力分析 21 23 1 4 6 . 63 8 3 2 . 4 9 2 2 2 0 . 7 2253N H tLF F NLL    32 23 1 0 6 . 43 8 3 2 . 4 9 1 6 1 1 . 7 7253N H tLF F NLL    22 23508 .53 533 .34139 146 .622 272 .27253arNVFDFLFNLL     12 502 .03N V r N VF F F N   325 .56HM N m 1 1 2 N VM F L N m   2 2 3 N VM F L N m   221 1 1 3 3 3 .7 8HVM M M N m    222 2 2 3 2 6 .8 5HVM M M N m    2 2 2= 9 5 5 0 P / 9 5 5 0 4 .7 2 / 8 1 .8 2 5 5 0 .9 2 N mTn。