齿轮及轴的设计

六、齿轮传动设计1、选择材料及确定许用应力考虑到传动功率不大（1P=2.85kw）,所以齿轮选择软齿面。由已知条件（单向传动、载荷较平稳）通过查《机械设计基础》表11-1，小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度217~286HBS，1limH=730Mpa，1FE=580Mpa；大齿轮选用45钢调质，齿面硬度197~286HBS，2limH=600Mpa，2FE=450Mpa。由表11-5，取HS=1.1,FS=1.25。所以，1H=HHS1lim=Mpa1.1730=664Mpa2H=Mpa1.1600=545Mpa1F=FFES1=Mpa25.1580=464Mpa2F=Mpa25.1450=360Mpa2、按齿面接触强度设计根据表11-2，设齿轮按8级精度设计。由表11-3取载荷系数K=1.2,由表11-6取齿宽系数d=0.8,小齿轮转矩1T=0.48×510N·mm,由表11-4取EZ=188,又HZ,所以3211112HHEdZZKTd=3255455.21886168.01048.02.12≈49.99mm取1Z=20，2Z=01i1Z=6×20=120（《机械设计指导》表16-2）模数m=111Zd=2099.49㎜=2.5齿宽b=d11d=0.8×49.99mm=39.99mm大齿轮的齿宽b=40mm小齿轮的齿宽b=45mm取2b=45mm,1b=50mm,按表4-1取m=2.5mm,实际的11d=1Zm=20×2.5mm=50mm,12d=120×2.5mm=300mm中心距1a=21211dd=175mm验算轮齿弯曲强度齿形系数1FaY=2.94（图11-8）,1SaY=1.56（图11-9）2FaY=2.13,2SaY=1.811F=121112zbmYYKTSaFa=205.299.3956.194.21048.02.1225=105.7Mpa1F=464Mpa2F=11221SaFaSaFaFYYYY=56.194.281.113.27.105Mpa=88.85Mpa2F=360Mpa,安全。3、齿轮的圆周速度100060111ndv=600004.5615014.3m/s=1.47m/s6m/s（对照课本表11-2），选择8级精度是合适的。七、输入轴的设计1、按扭转强度初步计算轴径根据课本表14-1，材料选用45号钢调质，硬度217~255HBS，由表14-2取c=11521d311npc=11534.56185.2mm=19.8mm考虑有键槽加大5%,21d=19.8（1+5%）=19.86mm取21d=20mm2、轴的结构设计将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮、套筒、左轴承、轴承盖和皮带轮依次从左面装入，轴端挡圈固定皮带轮。3、确定轴的各段直径和长度根据《机械设计指导》表10-1初选用6005深沟球轴承,其内径为25mm,宽度为12mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则该段长32mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则此段长度IIL=（2+12+20+47）mm=81mm。轴承盖安装安装直径12d=66mm,高度31mm；齿轮安装直径14d=28mm；轴肩直径15d=（28+2×6）mm=40mm，宽度为8mm。IIIL=（31+12+0.6）mm=43.6mm,带轮安装轴径L=（1.5~2）221d=（15~20）mm取L=20mm。（机械设计手册6.1-21）V带轮缘宽B=（Z－1）e+2f=（（4－1）×（150.3）+2×9）)mm=（630.9）mm,取B=63mm。IL=（63+22+8－2）mm=91mm4、按弯矩复合强度计算由上已知:分度圆直径11d=50mm,转矩2T=290.8N.m①圆周力1tF=1112dT=2×48.48N.m/50mm=1939.2N②向力1rF=1tFtan=1939.2N×tan020=705.81N③轴进行受力分析齿轮位于两轴承中央,所以1L=2L=48.5mmAyF1rFByFAzFCBzF1tF④绘制垂直面弯矩图轴承支反力：AyF=ByF=1rF/2=352.91NAzF=BzF=1tF/2=969.6N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为1CM=AyF1L=17.12N.m，水平面弯矩2CM=AzF2L=47.025N.m,合弯矩CM=2221CCMM=50.04N.m。画出弯矩图C1BM2BMBMT④求轴传递的转矩T=1tF×d/2=11635.2×300/2=290.88N.M⑥如图可知C是危险截面,绘制其当量弯矩图eM=22TMC,可认为轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数а=0.6所以eM=2288.2906.0300.26=181.56N.MeMC⑦校验危险截面e=341.0dMe=32.01.056.181Mpa=3.961Mpab1=55Mpa所以该轴的强度足够八、输出轴的设计1、按扭矩初算轴径根据课本表14-1选用45#调质钢，硬度（217~255HBS），取c=115，已知2P=2.85kw,2n=93.57minr,根据公式31dc3nP=115×357.9385.2mm=35.9mm,考虑有键槽应加大5%,31d=35.9（1+5%）=37.7mm取31d=38mm2、轴的结构设计将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和皮带轮依次从右面装入,轴承挡圈固定带轮。3、确定各段直径和长度根据《机械设计指导》表10-1初步选用6010深沟球轴承,内径50mm,宽度16mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。IIL'=（50+20+16+2）mm=88mm，IL'=（16+1+15）mm=32mm。轴承盖高度取31mm，安装直径26d=110mm；轴肩宽度为3mm，直径为23d=78mm。齿轮安装直径为22d=24d=68mm，27d=31d=38mm。3、按弯扭复合强度计算已知：分度圆直径12d=300mm，转矩2T=290.88N.m①
圆周力:2tF=1222dT=2×290.88N.m/320mm=1939.2N②径向力:2rF=2tFtan=1939.2N×020tan=705.81N⑤支承反力因为齿轮安装在两轴承中央,所以1L'=2L'=63mmAyF'=ByF'=2rF/2=352.90NAzF'=BzF'=1tF/2=969.60N⑥定危险截面,并计算弯矩由设计以及输入轴的计算可确定同样截面C为危险截面。所以在C截面垂直面弯矩1CM'=AyF''1L=22.23N.m,水平面弯矩2CM'=AzF'2L=61.08N.m合弯矩为CM'=2221''CCMM=65.00N.m当量弯矩:取=0.6,所以'eM=222'TMC=186.24N.m⑦验危险截面3241.0''dMee=3631.024.186Mpa=7.82Mpab1=40Mpa所以此轴的强度足够九、滚动轴承寿命的校核计算根据已知条件,计算要求寿命为16×8×360=46080h1、计算输入轴轴承已知条件:初选6005深沟球轴承,两轴承径向反力rAF=rBF=352.91N,转速1n=561.4minr,寿命计算公式hpcnLrh60106①当量动载荷p的计算因为只受径向力,所以根据课本机械设计基础表16-11,取径向动载荷系数X=1,轴向动载荷系数Y=0,故P=rAF=352.91N②寿命计算根据《机械设计指导》表10-1得基本额定动载荷rC=10.0KN。取=3，所以寿命hL=33645.2117100.104.5616010=69092h46080h预期寿命足够2、计算输出轴轴承已知条件:初选6010深沟球轴承,两轴承径向反力'rAF='rBF=352.90N,转速2n=93.57minr,寿命计算公式hpcnLrh60106①当量动载荷p的计算同理P='rAF=352.90N②寿命计算根据《机械设计指导》表10-1得基本额定动载荷rC=30.2KN。同样取=3，所以寿命hL=33690.352102.3057.936010=111637979h46080h预期寿命足够十、键连接的选择和强度校核计算1、带轮与输入轴连接已知轴径21d=20mm,转矩1T=48.48N.m。材料选用45#钢，根据《机械设计基础》表10-10，取p=110Mpa。根据《机械设计指导》表9-25选用A型平键,标记为6×40GB/T1096-1979,h=6mm。则平键挤压强度p=dhlT4=4×48.48N.m/（20mm×6mm×40mm）=40.4Mpap=110Mpa强度足够2、输入轴与齿轮连接已知轴径14d=28mm，转矩1T=48.48N.m。材料选用45#钢，根据《机械设计基础》表10-10，取p=110Mpa。根据《机械设计指导》表9-25选用A型平键,标记为8×40GB/T1096-1979,h=7mm。则平键挤压强度p=dhlT4=4×48.48N.m/（28mm×7mm×40mm）=24.73Mpap=110Mpa强度足够3、输出轴与齿轮连接已知轴径24d=68mm,转矩2T=290.88N.m。材料选用45#钢，根据《机械设计基础》表10-10，取p=110Mpa。根据《机械设计指导》表9-25选用A型平键,标记为20×50GB/T1096-1979,h=12mm。则平键挤压强度p=dhlT4=4×290.88N.m/（62mm×11mm×50mm）=34.12Mpap=110Mpa强度足够十一、输入轴与传送机连接联轴器选择1、选择类型选用弹性套柱销联轴器2、求计算转矩已知输入轴转矩2T=48.48N.m。由《机械设计基础》表17-1选择机器工作情况系数AK=1.5,故计算转矩CT=AKT=1.5×48.48N.m=72.72N.m3、确定型号由《机械设计课程设计》表8-164选取HL1弹性柱销联轴器。其公称转矩为160N·m，钢性材料许用转速为7100r/min，允许的轴孔直径中有20mm。以上数据均满足要求，故适用。十二、减速器的润滑油及润滑方式的选择1、齿轮润滑此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为一级圆柱展开式，其齿轮的最大线速度：100060111ndv=600004.5615014.3m/s=1.47m/s12m/s。故选用机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为h=4mm，一级圆柱齿轮减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑，详见装配图。2、轴承润滑滚动轴承在本设计中均采用深沟球轴承。因为最大齿轮的速度100060111ndv=600004.5615014.3m/s=1.47m/ssm/2,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且不易流失，查《机械课程设计》选用1号通用锂基润滑脂（GB7324-87）。