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六、齿轮传动设计 1、齿轮传动失效形式 (1)齿轮折断 (2)齿面点蚀 (3)齿面磨损 (4)齿面胶合 (5)塑性变形 2、设计准则 在设计齿轮传动时,应按照可能出现的主要失效形式,。悬着相应的强度计算方法,确定齿轮主要参数和尺寸,然后再进行其他方面的强度校核,以保证在规定的试用期间内不发生任何形式的失效。 结 果 3、选择齿轮材料与热处理 小齿轮选用45钢, 所设计齿轮传动属于闭式传动,而且带式输送机的工作载荷比较平稳,对减速器的外廓尺寸没有限制,为了便于加工,采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢,调质处理,齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢,正火调质处理,齿面平均硬度为190HBS。 4、参数选择 确定有关参数如下： (1).传动比i齿轮= 3.275,由于采用软齿面闭式传动,故齿数取,Z1=20,所以： Z 2 = i齿轮3Z1=3.275320=65.5，取Z 2 =66。 Z 2 =66 (2).查资料【1】(P147表11-2),取电动机载荷系数K=1.2。 K=1.2 (3).由于是单级齿轮传动,且两支承相对齿轮为对称布置,两轮均为软齿面,查资料【1】(P151表11-5),取齿宽系数?d=1.0。 5、确定许用应力 小齿轮的齿面平均硬度为240HBS.许用应力可根据表：查【1】(P145表11-1),通过线性插值来计算, [σH] 1=[513+(240-217)/(255-217)3(545-513)] MPa =532MPa [σF] 1=[301+(240-217)/(255-217)3(315-301)] MPa =309MPa Z1=20 大齿轮选用45钢,正火调质处理 调质处理 ?d=1.0 [σH]1=532MPa [σF]1=309MPa 大齿轮的齿面平均硬度为190HBS,查参考资料：【1】(P145表11-1),通过线性插值来计算, [σH] 2=491Mpa [σF] 2=291 MPa 6、计算小齿轮的转距 ：T1=44344N?mm 7、按齿面接触疲劳强度计算
[σH]2=491MPa [σF]2=291MPa T1=44344N?mm 11
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由【1】(P148表11-3),知ZE=189.8,取较小的许用接触应力[σH] 2代入： d1>=2.32[KT/?d(u+1)/u(ZE/[σH] 2)] 21/3 ZE=189.8 m=2.5mm d 1 =50mm d 2 =165mm d a1=55mm d a2=170mm a=107.5mm b2=50mm b1=60mm σF1 =71.3MPa σF2=66.8MPa V齿轮=0.94m/s =51(mm) 式中：d 1——小齿轮的分度圆直径,T 1——小齿轮的转矩,u——齿数比,u= Z 2/ Z1 ?d——齿宽系数,[σH] 2——许用接触应力。 齿轮的模数为 ：m=d 1/Z1?51/20mm=2.55mm 取标准模数m=2.5mm。 8、计算齿轮的主要几何尺寸 分度圆直径:d 1 = m Z1 =2.5320mm=50mm ，d 2 = m Z 2 =2.5366mm=165mm 齿顶圆直径:d a1=( Z1+ 2h a)m=[(20+231)32.5]mm =55mm d a2=( Z2+ 2h a)m =[(66+231)32.5]mm=170mm 中心距：a=(d 1+d 2)/2=(50+165)/2mm=107.5mm 齿宽:b=φbd 1=50 mm 故取b2=50mm,b1=b2+(5~10)mm,取b1=60mm。 9、按齿根弯曲疲劳强度校核 确定有关系数如下： (1)、齿形系数YFa 查【1】(P149表11-4), YFa1=2.65,YFa2=2.236 (2)、应力修正系数Y2**Sa 查【1】(P149表11-4), YSa1=1.58,YSa2=1.754 代入： 2σF1 =2KT1/(bmZ1)YFa1 YSa2=231.2344344/(5032.5320)32.6531.58 MPa =71.3MPa ?[σF]1 =309MPa σF2=σF13YFa2YSa2/ YFa1 YSa1=71.332.23631.754/(2.6531.58) MPa =66.8MPa?[σF] 2=291 MPa 齿根弯曲强度校核合格。 10、计算齿轮的圆周速度V齿轮 ：V齿轮=πd1n1/(6031000)=0.94m/
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七、轴的设计 （一）输出轴的设计计算 1、轴的设计要求 在进行轴的设计时,为了保证其具有足够的工作能力,必须根据使用条件对轴进行强度计算；对于有刚度要求的轴,还要进行刚度计算；对于高速运转的轴,要进行震动稳定性的计算。但对于一般的机械设备中的轴,因转速不高,只要保证强度或刚度要求就行了。另外,还要根据装配、加工等具体要求,合理的进行轴的结构设计。 2、轴的材料的选择 由于工作时轴上的应力多为交变应力,所以轴的失效一般为疲劳断裂,因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度；对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求了,并具有良好的加工性。轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁、和高强度铸铁。 因此,轴的材料选择为45钢,调质处理。查【1】(P224表15-1)可知： 强度极限σb=650MPa,屈服极限σs=360MPa,许用弯应力[σ]=60 MPa, 硬度217～255 HBS。 3、按扭转强度估算轴的最小直径 轴径d的设计计算公式为 d≥A(P2/n2) 1/3结 果 45钢调质处理 σb=650MPa σs=360MPa [σ]=60 MPa P2=1.59KW n2=109.10 (r/min) A=115 d=30mm d1=30mm 13
查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式,得: d≥28mm 考虑键槽影响以及联轴器孔径系列标准,将直径增大5%,则 d=283(1+5%)mm=29.4mm 取d=30mm合适。 因此,可取最细的轴径d1=30mm。 4、轴的结构设计 (1) 轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定。 (2) 确定轴各段直径 绘制轴的计算简图
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图7.1 输出轴的结构图 查【2】(P42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.1中的d1与d2,d4与d5, d6与d7的轴肩. 查【1】(P226表15-2),可知,为保证零件与定位面靠紧,轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径R和倒角C。一般取定位轴肩高度a=(0.07～0.1)d,轴环宽度b?1.4a。 所以,d2= d1+2(0.07～0.1)d1=33.8～36mm 取：d2=34mm d2=34mm 查【2】(P42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.1所示的安装齿轮和联轴器处的直径d4、d1,一般应取标准值(见查【2】表10-7表14-1)。另外,安装轴承及密封元件处的轴径d2、d7和d3 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(查【2】表13-2和表17-5)。 查【2】(P43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为(1～3)mm,如 图7-1中的d2与d3,d3与d4,d5与d6处的直径变化。 因此,由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等,d1=30mm,考虑前面所述决定径向尺寸的各种 因素,其他各段直径可确定为： 求d3： 齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2, 所以,d3=d2+(1～3)=35mm～37mm ，取d3=35mm。 求d4：为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3， 所以,d4= d3+(1～3)=38mm～40mm d4处安装齿轮一般取标准值,查【2】(P97表10-7).可知取d4=40mm。 求d5：考虑在d4与d5处用轴肩实现轴向定位， d3=36mm d4=40mm
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所以，d5=d4+2(0.07～0.1)d4=45.6mm～48mm ，取d5=46mm。 求d7：满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=35mm 求d6：d6与d7用轴肩实现轴向定位,齿轮在左端用轴环定位,轴环直径d6, 所以，d6=d7+2(0.07～0.1)d7=39.9mm～42mm，取d6=42mm。 (3)选择轴承型号 由于d7和d3两处都安装轴承,且d7=35mm,初选深沟球轴承,查【2】(P130表13-2),可知,轴承代号可为6007,轴承宽度B=14mm,安装尺寸为damin=41mm。所以d6 =41mm。 (4)确定轴各段的长度 如图7.1中d4、d1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定。轮毂宽度L0与孔径有关,查【2】(P43).知,一般情况下,轮毂宽度L0=(1.2～1.6)d,最大宽度Lmax?(1.8～2)d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.6～1.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度L应较轮毂宽L0短(2～3)mm,以保证轴上零件定位可靠.因此可以得到 L1=(1.8～2)d-2=(1.8～2)330-3=51mm～57mm 取 L1=52mm L4=(1.2～1.6)d4-3=(1.2～1.6)340-3=45mm～61mm 取 L4=48mm 因为轴端倒角45度,所以 ，L7=B+2=16mm。 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长L套筒 =16mm；所以 ， L3= B+L套筒+2=16+16+2=34mm。 齿轮位于轴的中间,即L5+ L6=L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。 d5=46mm d7=35mm d6=42mm L1=52mm L4=48mm B=14mm L7=16mm L3=34mm L5=6mm L6=10mm 在图7.1中,L2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖,查【2】(表4-15),伸出端盖外部分的长度LB与伸出端安装的零件有关,与端盖固定螺钉的装拆有关,查【2】(P44)。可取B?(3.5～4) d3螺钉,此处d3为轴承端盖固定螺钉直径,轴上零件不影响螺钉等的拆卸,查【2】(P44),这时可取LB=(0.15～0.25) d3螺钉。由装拆弹性套销距离B确定(B值可由联轴器标准查出).轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。 查【2】(P21),可知 地脚螺栓直径：df=0.036a+12=0.0363107.5+12=15.87mm
df=15.87mm 15