斜齒輪錐齒輪減速電機反求設計

斜齒輪錐齒輪減速電機反求設計,斜齒輪錐齒輪減速電機反求設計,齒輪,齒輪減速電機,設計 ）任務書 題　目 斜齒輪錐齒輪減速電機反求設計 —k67原理方案分析及k47總裝配反求設計 姓　名 學　　號 題目類型 模擬題 科　 研 其　它 一、課題主要研究（設計）內容： 本設計主要熟悉掌握斜齒輪-錐齒輪減速器電機的原理，繪出相應零件的圖紙，并對組成零件進行強度校核和計算。 二、工作進度要求（分階段提出具體時間要求）： 1. 12月中旬：完成開題報告； 2. 12月下旬~次年1月中旬：對零件測繪，進行強度校核計算，繪制減速器的裝配圖； 3. 2月中旬~2月下旬：畢設學期檢查； 4. 3月~4月下旬：中期檢查、對論文和設計進行整理和改進。準備答辯。 5． 5月12日~5月16日：畢業(yè)設計答辯 三、應查閱的主要參考文獻： 1.《齒輪減速器的反求設計》 作者：張曉輝 《長春大學學報》 2.《圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設計》 作者：王煦偉 《天津職業(yè)院校聯(lián)合學報》 3.《單級圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設計》 作者：胡新華 金華職業(yè)技術學院 4.《圓柱齒輪減速器設計中應考慮的問題》作者：戴娟; 夏尊鳳; 汪大鵬 長沙大學 5.《機械設計課程設計》 主編：唐增寶 常建娥 華中科技大學出版社 6.《機械創(chuàng)新設計》 主編：呂仲文 機械工業(yè)大學出版社 7. 《機械設計實用手冊》 機械設計實用手冊編委會主編，北京，機械工業(yè)出版社，2009 8. 《簡明零件設計手冊》 朱龍根主編，北京，機械工業(yè)出版社，2003 9. 《材料力學》單輝祖主編，高等教育出版社 10. 《理論力學》哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室主編，高等教育出版社 11. 《機械原理》孫恒 陳作模主編，西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室 12. 《機械設計》濮良貴主編，高等教育出版社 四、畢業(yè)設計（論文）預期成果或結論性觀點 1. 斜齒輪錐齒輪減速電機的工作原理分析和方案評價； 2. 完成對減速器各個零件的校核計算、結構設計等工作。完成K67原理方案分析和K47減速器裝配圖的設計以及各個組成零件的受力分析及校核，并編寫說明書（至少40頁）； 3. 編寫有關機械設計方面的VB程序和相關英文文獻的翻譯。 五、畢業(yè)設計（論文）完成提交方式（設計、技術文檔或論文、含有技術文檔或論文的光盤等）：設計、論文光盤 年 月 日 格里森弧齒錐齒輪幾何尺寸 格里森弧齒錐齒輪幾何尺寸 小錐齒輪齒數(shù)Z1 Z1=19 大錐齒輪齒數(shù)Z2 Z2=31 中點螺旋角βm βm=35° 壓力角αn αn=20° 齒頂高系數(shù)ha* ha*=0.85 頂隙系數(shù)c* c*=0.188 齒數(shù)比u u=i= Z2/Z1=31/19=1.63 大端模數(shù)me me = 3 mm 大端分度圓直徑de de1=me Z1 = de2=me Z2= 分錐角 δ1=arctan Z1/Z2 δ2=arctan Z2/Z1 δ1= δ2= 外錐距 Re = de1/2sinδ1 Re = 齒寬系數(shù) ФR=b/Re=1/4~1/3 取ФR= 0.3 齒寬b = ФR Re b = 中點模數(shù) mm=(1-0.5ФR) me mm= 切向變位系數(shù)Xt Xt2 = - Xt1 Xt1= 0.005 Xt2 = -0.005 徑向變位系數(shù)X X2 = - X1 X1 = 0.39(1-1/u2) = X2 = 齒頂高ha=( ha*+X) me ha1=，ha2= 齒根高 hf = ( ha*+ c*- X) me hf1=，hf2= 全齒高h= ha+ hf h = 齒根角 θf1= arctan hf1/Re θf2= arctan hf2/Re θf1= θf2= 齒頂角 θa1=θf2 θa2=θf1 θa1= θa2= 頂錐角 δa1=δ1 +θf1 δa2=δ2 +θf2 δa1= δa2= 根錐角 δf1=δ1 -θf1 δf2=δ2 -θf2 δf1 = δf2 = 冠頂距 Ak1= de2/2 - ha1 sinδ1 Ak2= de1/2 - ha2 sinδ2 Ak1= Ak2= 中點法向弧齒厚 Smn1=(0.5πcosβm+2X1tanαn+Xt1) mm Smn2= πmmcosβm- Smn1 Smn1= Smn2= 中點法向弦齒厚 式中φmn= Smncosδcos2βm/2 φmn1 = φmn2 = 當量齒數(shù)Zv=Z/cosδcos3βm Zv1= Zv2= 端面重合度εvα εvα= (Ln1+Ln2)/Pn 式中 Pn=πmecosβm(1-0.5ФR)/cosαn(cos2βm+ cos2αn) rn= de (1-0.5ФR)/2cosδcos2βm ham=ha-0.5btanθa Pn= rn1= rn2= ham1= ham2= Ln1= Ln2= εvα= 縱向重合度εvβ εvβ = 總重合度ε ε = 斜齒輪錐齒輪減速電機反求設計—k67箱體測繪及k87總裝配反求設計 第6章. K87減速電機反求 目錄 1概述………………………………………………………… 1.1 研究背景………………………………………………………………… 1.2 研究內容……………………………………………………………… 2 K67減速器的測繪及初步計算…………………………………… 3校核K67減速器測繪數(shù)據(jù)………………………………………… 3.1 K67減速器齒輪校核………………………………………………………… 3.1.1 Ⅲ級齒輪校核………………………………………………………………… 3.1.2 Ⅱ級齒輪校核………………………………………………………………… 3.1.3 Ⅰ級齒輪校核………………………………………………………………… 3.2 K67減速器軸的校核………………………………………………………… 3.2.1 Ⅲ軸校核……………………………………………………………………… 3.2.2 Ⅱ軸校核……………………………………………………………………… 3.2.3 Ⅰ軸校核……………………………………………………………………… 3.3 K67減速器軸承校核…………………………………………………………… 3.3.1 Ⅲ軸軸承校核………………………………………………………………… 3.3.2 Ⅱ軸軸承校核………………………………………………………………… 3.3.3 Ⅰ軸軸承校核………………………………………………………………… 3.4 K67減速器鍵的校核…………………………………………………………… 4設計K47減速器…………………………………………………… 4.1初步設計K47減速器參數(shù)…………………………………………………… 4.2確定K47減速器齒輪參數(shù)…………………………………………………… 4.2.1 Ⅲ級齒輪校核………………………………………………………………… 4.2.2 Ⅱ級齒輪校核………………………………………………………………… 4.2.3 Ⅰ級齒輪校核………………………………………………………………… 4.3 K47軸系的設計………………………………………………………………… 4.3.1 Ⅲ軸校核……………………………………………………………………… 4.3.2 Ⅱ軸校核……………………………………………………………………… 4.3.3 Ⅰ軸校核……………………………………………………………………… 4.4 K47軸承壽命計算……………………………………………………………… 4.4.1 Ⅲ軸軸承校核………………………………………………………………… 4.4.2 Ⅱ軸軸承校核………………………………………………………………… 4.4.3 Ⅰ軸軸承校核……………………………………………………………… 4.5 K47鍵的校核………………………………………………………………… 5結論………………………………………………………………… 致謝…………………………………………………………………… 參考文獻……………………………………………………………… 附錄…………………………………………………………………… 第1章 緒論 1 1.1研究背景 2 1.2 研究內容 3 第2章 K67減速器的測繪及初步設計 4 2.1 K67減速器的測繪數(shù)據(jù) 4 2.2 齒輪參數(shù)系數(shù)確定 4 2.3 格里森弧齒錐齒輪幾何尺寸 6 第3章 K67減速器測繪數(shù)據(jù)校核計算 7 3.1 傳動裝置的總體設計 7 3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 7 3.2.1分配各級傳動比 7 3.2.2 總傳動比和各軸的轉速計算 8 3.2.3各軸的輸入功率計算 8 3.2.4各軸的輸入轉矩計算 9 3.3 齒輪的校核 9 3.3.1第Ⅲ級齒輪校核計算 9 3.3.2 格里森弧齒錐齒輪設計 12 3.3.3第Ⅰ級齒輪校核計算 16 3.4 K67減速器軸承校核 19 3.4.1 第Ⅲ級軸軸承校核計算 19 3.4.2格里森弧齒錐軸承校核計算 21 3.4.3第Ⅱ級軸上軸承計算 23 3.5 鍵的校核 24 第4章 K47齒輪減速機設計 26 4.1初步設計K47減速器參數(shù) 26 4.1.1 傳動比的分配和各軸的轉速計算 26 4.1.2各軸的輸入功率計算 26 4.2.4各軸的輸入轉矩計算 27 4.2 齒輪的校核 27 4.2.1第Ⅲ級齒輪校核計算 27 4.2.2第Ⅱ級齒輪校核計算 30 4.2.3第Ⅰ級齒輪校核計算 34 4.3 K47減速器軸承校核 36 4.3.1 第Ⅲ級軸軸承校核計算 36 4.3.2第Ⅱ級軸軸承校核計算 38 4.3.3第Ⅰ級軸上軸承計算 40 4.4 鍵的校核 41 第5章 總結 43 致　　謝 44 參考文獻 45 46 第1章 緒論 1.1研究背景 減速機是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將電機的回轉數(shù)減速到所要的回轉數(shù)，并得到較大轉矩的機構。在目前用于傳遞動力與運動的機構中，減速機的應用范圍相當廣泛。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產(chǎn)設備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等.其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機的應用，且在工業(yè)應用上，減速機具有減速及增加轉矩功能。本文將采用反求設計方法方法對斜齒輪錐齒輪減速電機進行分析研究，旨在掌握斜齒輪-錐齒輪減速器電機的原理，以及鞏固大學四年所學的機械相關知識。 反求設計（也稱逆向設計）是設計人員以先進設備的軟件（圖樣、程序、技術文件）、影像（圖片、照片等）和實物作為研究對象，應用現(xiàn)代設計理論方法、人機工程學等有關專業(yè)知識，進行系統(tǒng)的分析和研究，進而開發(fā)出同類的先進產(chǎn)品的過程。 反求設計和反求工藝是相互聯(lián)系的，缺一不可。在缺乏制造原型產(chǎn)品的先進設備與先進工藝方法和未掌握某些技術技巧的情況下，對反求對象進行工藝分析通常采用以下幾種常用的方法。 （1）采用反判法編制工藝規(guī)程。以零件的技術要求如尺寸精度、形位公差、表面質量等為依據(jù)，查明設計基準，分析關鍵工藝，優(yōu)選加工工藝方案，并依次由后向前遞推加工工序，編制工藝規(guī)程。 （2）改進工藝方案，保證引進技術的原設計要求。在保證引進技術的設計要求和功能的前提條件下，局部地改進某些實現(xiàn)較為困難的工藝方案。 （3）用曲線對應法反求工藝參數(shù)。先將需分析的產(chǎn)品的性能指標或工藝參數(shù)建立第一參照系，以實際條件建立第二參照系，根據(jù)已知點或某些特殊點把工 藝參數(shù)及其有關的量與性能的關系擬合出一條曲線，并按曲線的規(guī)律適當拓寬，從曲線中找出相對于第一參照系性能指標的工藝參數(shù)，即是需求的工藝參數(shù)。 （4）材料國產(chǎn)化，局部改進原型結構以適應工藝水平。由于材料以及工藝對加工方法的選擇起決定性作用，所以，在無法保證使用原產(chǎn)品的制造材料時，或在使用原產(chǎn)品的制造材料后，工藝水平不能滿足要求的情況下，可以使用國產(chǎn)化材料，以適應當前的工藝水平。對反求對象進行裝配分析，應主要考慮：用什么裝配工藝來保證產(chǎn)品的性能要求，能否將原產(chǎn)品的若干個零件組合成一個部件，如何提高裝配速度等。 實物反求設計法的研究對象為引進的比較先進的設備或產(chǎn)品實物，其目的是通過對產(chǎn)品的設計原理、結構、材料、工藝裝配等進行分析研究，研制開發(fā)出與被分析產(chǎn)品功能、結構等方面相似的產(chǎn)品。實物反求設計是一個認識產(chǎn)品—再現(xiàn)產(chǎn)品—超越原產(chǎn)品的過程。實物反求可分為對整個設備的反求（即整機反求）、對組成機器的部件的反求（即部件反求）和對機器零件的反求（即零件反求）三個組成部分。實物反求設計的過程如圖 1.1所示。 圖1.1 實物反求設計過程 1.2 研究內容 本文的研究內容如下： 1、依據(jù)K67減速機實際測繪數(shù)據(jù)，分析了其基本原理，并對它的主要零部件（斜齒輪、錐齒輪、軸承、鍵）進行了參數(shù)反求設計；運用機械設計方法，對它們的進行了驗證校核。 2、對K47減速機進行了總裝配反求設計，確定了其主要零部件（斜齒輪、錐齒輪、軸承、鍵）的基本參數(shù)，然后依次對其進行校核計算等。 第2章 K67減速器的測繪及初步設計 2.1 K67減速器的測繪數(shù)據(jù) K67減速器的測繪數(shù)據(jù)如下： (1）第一級：Z1= 27 (右旋)，b1= 20 mm，Z2= 78 (左旋)，b2= 13 mm， ba= 29°，da2= 90.5mm，df2= 86 mm ，an = 20° Z2的公法線長度W13= 42 mm，W14= 45 mm (2）第二級： Z1= 19(左旋)，Z2= 31(右旋)，da2= 101 mm (3）第三級： Z1= 14 (左旋)，b1= 50 mm，Z2= 81(右旋)，b2= 38 mm， ba = 11°，da2= 145 mm，df2= 139 mm，an = 20°Z1的公法線長度W2 = 8.7 mm，W3 = 14 mm 2.2 齒輪參數(shù)系數(shù)確定 確定測繪數(shù)據(jù)后，我們可以計算得出基本參數(shù)和動力參數(shù)，如表2.1所示。 表2.1 基本參數(shù)和動力參數(shù)的確定 基本參數(shù) 第一級 1.模數(shù)的確定 （1）W14- W13 = mnπcosαn 代入數(shù)據(jù)計算 mn= 1.017 mm （2）h2=( da2- df2)/2=2.25mn 代入數(shù)據(jù)計算 mn = 1 mm 由模數(shù)標準得：實際mn = 1 mm 2.螺旋角的確定 sinβ= mn Z2tanβa/da2 代入數(shù)據(jù)計算 β=28.435° 第二級 大端模數(shù)me的確定 δ2=arctan Z2/Z1= arctan31/19 = 58.496° da2= de2+2ha2 cosδ2= 31me+2(ha+x2) mecos58.496° =31me+2(0.85-0.24) mecos58.496°= 101 me= 3.19mm 由模數(shù)標準得：實際me= 3 mm 第三級 1.模數(shù)的確定 （1）W3-W2 = mnπcosαn 代入數(shù)據(jù)計算 mn=1.796 mm （2）h2=( da2- df2)/2=2.25mn 代入數(shù)據(jù)計算 mn = 1.33 mm 由模數(shù)標準得：實際mn = 1.75 mm 2.螺旋角的確定 sinβ= mn Z2tanβa / da2 代入數(shù)據(jù)計算 β=10.85° 2.3 格里森弧齒錐齒輪幾何尺寸 參照設計手冊【】，我們可以計算出格里森弧齒輪幾何尺寸，其幾何關系圖表2.2所示。 表2.2格里森弧齒錐齒輪幾何尺寸 小錐齒輪齒數(shù)Z1 Z1=19 大錐齒輪齒數(shù)Z2 Z2=31 中點螺旋角βm βm=35° 壓力角αn αn=20° 齒頂高系數(shù)ha* ha*=0.85 頂隙系數(shù)c* c*=0.188 齒數(shù)比u u= Z2/Z1=31/19=1.63 大端模數(shù)me me = 3 mm 第3章 K67減速器測繪數(shù)據(jù)校核計算 3.1 傳動裝置的總體設計 本傳動裝置工作參數(shù)：傳動效率，在室內工作（環(huán)境最高溫度為35攝氏度），載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉，使用壽命24000小時。本設計擬采用圓錐圓柱齒輪減速器，錐齒輪直徑不宜過大，便于加工。傳動簡圖如圖3-1所示。 圖3.1 傳動鏈示意圖 3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3.2.1分配各級傳動比 已知第一級齒輪，，第一級齒輪傳動比取 （3.1） 已知第二級齒輪，，第二級齒輪傳動比取 （3.2） 已知第三級齒輪，，第三級齒輪傳動比取 （3.3） 3.2.2 總傳動比和各軸的轉速計算 （3.4） 各軸的轉速計算如下： （3.5） （3.6） （3.7） （3.8） （3.9） 3.2.3各軸的輸入功率計算 已知，，，從而可知： （3.10） （3.11） （3.12） 3.2.4各軸的輸入轉矩計算 （3.13） （3.14） （3.15） （3.16） 綜上，我們可以統(tǒng)計出各軸的運動和動力參數(shù)，如表3.1 表3.1各軸的運動和動力參數(shù) 項目 電動機軸 第一級軸 第二級軸 第三級軸 轉速（） 1410 488.06 299.06 51.69 功率（kW） 1.5 1.455 1.397 1.342 轉矩（） 10.160 28.470 44.611 247.942 傳動比 2.889 1.632 5.786 3.3 齒輪的校核 3.3.1第Ⅲ級齒輪校核計算 已知第三級齒輪材料為16MnCrS5，其力學性能與20CrMnTi相近，故查表10-1（《機械設計》第八版P191） 材料牌號 熱處理方法 強度極限 屈服極限 硬度 齒芯部 齒面 20CrMnTi 滲碳后淬火 1100 850 300HBS 58~ 62HRC 已知，，，，，，，確定b (3.17) 查圖10-26（《機械設計》第八版P215），， (3.18) 查圖10-30（《機械設計》第八版P217）， 由公式10-13（《機械設計》第八版P206）計算齒輪工作應力循環(huán)次數(shù) (3.19) (3.20) 查圖10-19（《機械設計》第八版P207），， 安全系數(shù)S=SF =1.25，應用公式10-12（《機械設計》第八版P205） (3.21) (3.22) 許用接觸應力 (3.23) 查表10-6（《機械設計》第八版P201）， 查表10-7（《機械設計》第八版P205）， 計算小齒輪傳遞的轉矩 (3.24) 試算小齒輪分度圓直徑 (3.25) 計算圓周速度 (3.26) 計算齒寬 (3.27) 計算齒寬與齒高之比 (3.28) (3.29) 計算中心距 (3.30) 按齒根彎曲強度計算 (3.31) 已知使用系數(shù)，查圖10-8（《機械設計》第八版P194）， 查表10-4（《機械設計》第八版P197）， 查圖10-13（《機械設計》第八版P198）， 查表10-3（《機械設計》第八版P195）， (3.32) 計算縱向重合度 (3.33) 查圖10-28（《機械設計》第八版P217）， 計算當量齒數(shù) (3.34) (3.35) 查表10-5（《機械設計》第八版P200），，，， 查圖10-20（《機械設計》第八版P208），， 查圖10-18（《機械設計》第八版P206），， 計算彎曲疲勞許用應力，安全系數(shù) (3.36) (3.37) 計算大小齒輪的 (3.38) (3.39) 設計計算 (3.40) ，所以齒輪模數(shù)符合要求。 3.3.2第Ⅱ級齒輪校核計算 已知小錐齒輪齒數(shù)，大錐齒輪齒數(shù)，中點螺旋角，壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，大端模數(shù)。 齒數(shù)比 (3.41) 大端分度圓直徑 (3.42) (3.43) 分錐角 (3.44) (3.45) 外錐距 (3.46) 齒寬系數(shù) (3.47) 齒寬 (3.48) 中點模數(shù) (3.49) 切向變位系數(shù) (3.50) (3.51) 徑向變位系數(shù) (3.52) (3.53) 齒頂高 (3.54) (3.55) 齒根高 (3.56) (3.57) 全齒高 (3.58) (3.59) 齒根角 (3.60) (3.67) 齒頂角 (3.68) (3.69) 頂錐角 (3.70) (3.71) 根錐角 (3.72) (3.73) 冠頂距 (3.74) (3.75) 中點法向弧齒厚 (3.76) (3.77) 中點法向弦齒厚 (3.78) (3.79) (3.80) (3.81) 當量齒數(shù) (3.82) (3.83) 端面重合度 (3.84) (3.85) (3.86) (3.87) (3.88) (3.89) (3.90) (3.91) 縱向重合度 (3.92) (3.93) (3.94) 總重合度 (3.95) 3.3.3第Ⅰ級齒輪校核計算 已知第一級齒輪材料為16MnCrS5，其力學性能與20CrMnTi相近，故查表10-1（《機械設計》第八版P191） 材料牌號 熱處理方法 強度極限 屈服極限 硬度 齒芯部 齒面 20CrMnTi 滲碳后淬火 1100 850 300HBS 58~ 62HRC 已知，，，，，，，可以確定b： （3.96） 查圖10-26（《機械設計》第八版P215），，，故： （3.97） 查圖10-30（《機械設計》第八版P217）， 由公式10-13（《機械設計》第八版P206）可計算出齒輪工作應力循環(huán)次數(shù)： （3.98） （3.99） 查圖10-19（《機械設計》第八版P207），， 安全系數(shù)，應用公式10-12（《機械設計》第八版P205） (3.21) (3.22) 許用接觸應力 查表10-6（《機械設計》第八版P201）， 查表10-7（《機械設計》第八版P205）， 計算小齒輪傳遞的轉矩 （3.103） 試算小齒輪分度圓直徑 （3.104） 計算圓周速度 （3.105） 計算齒寬 （3.106） 計算齒寬與齒高之比 （3.107） （3.108） 計算中心距 （3.109） 按齒根彎曲強度計算 （3.110） 已知使用系數(shù)，查圖10-8（《機械設計》第八版P194）， 查表10-4（《機械設計》第八版P197）， 查圖10-13（《機械設計》第八版P198）， 查表10-3（《機械設計》第八版P195）， （3.111） 計算縱向重合度 （3.112） 查圖10-28（《機械設計》第八版P217）， 計算當量齒數(shù) （3.113） （3.114） 查表10-5（《機械設計》第八版P200），，，， 查圖10-20（《機械設計》第八版P208），， 查圖10-18（《機械設計》第八版P206），， 計算彎曲疲勞許用應力，安全系數(shù) （3.115） （3.116） 計算大小齒輪的 （3.117） （3.118） 設計計算 （3.119） 因為，所以齒輪模數(shù)符合要求。 3.4 K67減速器軸承校核 3.4.1 第Ⅲ級軸軸承校核計算 已知 ，，，， n=51.96r/min 軸承型號為GB/T297 30212x2 查表22-24（《機械零件設計手冊》第三版下冊P171）得 C=97.8KN e=0.4 Y=1.5 (3.120) 軸承1所受徑向力 (3.121) 軸承2所受徑向力 (3.122) 派生軸向力 (3.123) (3.124) ==678.941N (3.125) ==519.493N (3.126) 對軸承1 (3.127) 故由表13-5 13-6（《機械設計》第八版下冊P321）查得X=0.4 Y=2 fp=1.2 當量動負荷為 =(X+Y) （3.128） 對軸承2 (3.129) 當量動負荷為 =(X+Y) （3.130） 因為P1>P2 所以按軸承1的受力大小來算 軸承2壽命為 = =h>25000h (3.131) 所以軸承適用 3.4.2第Ⅱ級軸軸承校核計算 已知 ，，，， n=488.06r/min 軸承1型號為GB/T297 30305 查表22-24（《機械零件設計手冊》第三版下冊P171）得 Cr1=44.8KN e1=0.3 Y1=2 (3.132) 軸承2型號為GB/T297 32205 查表22-24（《機械零件設計手冊》第三版下冊P171）得 Cr2=40KN e2=0.36 Y2=1.67 (3.132) 軸承1所受徑向力 (3.133) 軸承2所受徑向力 (3.134) 派生軸向力 (3.135) (3.136) 因為 +=457.177+428.8=885.977N>Fd1 (3.137) 所以 =+=547.177+ 428.8=885.977N (3.138) ==457.177N (3.139) 對軸承1 (3.140) 故由表13-5 13-6（《機械設計》第八版下冊P321）查得X=0.4 Y=Y1=2 fp=1.2當量動負荷為 =(X+Y) = =2498.104N (3.141) 軸承1壽命為 = =515545h>25000h (3.142) 所以軸承1適用 對軸承2 (3.143) 故由表13-5 13-6（《機械設計》第八版下冊P321）查得X=1 Y=0 fp=1.2 當量動負荷為 =(X+Y) = =1828.764N (3.144) 軸承2壽命為 = =999347h>25000h (3.145) 所以軸承2適用 3.4.3第Ⅱ級軸上軸承計算 已知 ，，，， n=299.6r/min 軸承型號為GB/T297 30305x2 查表22-24（《機械零件設計手冊》第三版下冊P171）得 C=44.8KN e=0.3 Y=2 軸承1所受徑向力 (3.146) 軸承2所受徑向力 (3.147) 派生軸向力 (3.148) (3.149) 因為 +=289.635+14.7=304.335NP1 所以按軸承2的受力大小來算 軸承2壽命為 = =h>25000h (3.157) 所軸承適用 3.5 鍵的校核 （1）格里森弧齒錐軸上鍵的計算 選用的鍵為GB1096-79 鍵所在軸徑d=20mm查表6-1（《機械設計》第八版P106）得b=6mm，h=6mm，L=20mm，T=28.470 普通平鍵連接強度條件為 (3.158) 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2（《機械設計》第八版P106）得需用擠壓應力[]=100-120MPa。 鍵的工作長度 l=L-b=20-6=14mm (3.159) 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5x6=3mm (3.160) 由式（5-1）得 (3.161) 所以鍵的強度足夠 （2）第二級軸上鍵的計算 選用的鍵為GB1096-79 鍵所在軸徑d=25mm查表6-1（《機械設計》第八版P106）得b=8mm，h=7mm，L=20mm，T=44.611 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2（《機械設計》第八版P106）得需用擠壓應力[]=100-120MPa。 鍵的工作長度 l=L-b=20-8=12mm (3.162) 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5x7=3.5mm (3.162) 由式（5-1）得 (3.163) 所以鍵的強度足夠 （3）第三級軸上鍵的計算 選用的鍵為GB1096-79 鍵所在軸徑d=20mm查表6-1（《機械設計》第八版P106）得b=12mm，h=8mm，L=36mm，T=247.942 (3.164) 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2（《機械設計》第八版P106）得需用擠壓應力[]=100-120MPa 鍵的工作長度 l=L-b=36-12=24mm (3.165) 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5x8=4mm() 由式（5-1）得 (3.166) 所以鍵的強度足夠 第4章 K47齒輪減速機設計 4.1初步設計K47減速器參數(shù) 根據(jù)獲取的K47齒輪減速機銘牌數(shù)據(jù)，減速機的傳動比為25.91，輸入轉速1410，輸出轉矩54，輸出扭矩265，功率1.5KW,查詢K系列螺旋錐齒輪減速電機參數(shù)表可知：使用系數(shù)，電動機座號為,長度，寬度G=195。 4.1.1 傳動比的分配和各軸的轉速計算 參考機械設計手冊，可知高速級可以大些，傳動比，因為錐齒輪的傳動比不能大于3，故取，從而，初步設計各齒輪的齒數(shù)如下：，，，，，。 各軸的轉速計算如下： （4.1） （4.2） （4.3） （4.4） （4.5） 4.1.2各軸的輸入功率計算 已知，，，從而可知： （4.6） （4.7） （4.8） 4.2.4各軸的輸入轉矩計算 （4.9） （4.10） （4.11） （4.12） 綜上，我們可以統(tǒng)計出各軸的運動和動力參數(shù)，如表4.1 表4.1各軸的運動和動力參數(shù) 項目 電動機軸 第一級軸 第二級軸 第三級軸 轉速（） 1410 217.66 134.37 54.44 功率（kW） 1.5 1.455 1.397 1.342 轉矩（） 10.160 65.513 104.22 235.42 傳動比 6.478 1.632 2.45 4.2 齒輪的校核 4.2.1第Ⅲ級齒輪校核計算 已知第三級齒輪材料為16MnCrS5，其力學性能與20CrMnTi相近，故查表10-1（《機械設計》第八版P191） 材料牌號 熱處理方法 強度極限 屈服極限 硬度 齒芯部 齒面 20CrMnTi 滲碳后淬火 1100 850 300HBS 58~ 62HRC 1、初步計算傳動的尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行計算，其設計公式為： （1） （2） 試選 （3） 查得彈性系數(shù) （4） 初選螺旋角，查得區(qū)域系數(shù)為 （5） 齒數(shù)比 （6） 齒寬系數(shù) （7） 初選，，取,則查得端面重合度為：； （8） 1.93；查得重合度系數(shù)為 （9） 查得螺旋角系數(shù) （10） 許用接觸應力可用下式計算：，由圖查得接觸疲勞極限應力為； 由公式10-13（《機械設計》第八版P206）計算齒輪工作應力循環(huán)次數(shù) (4.13) (4.14) 查圖10-19（《機械設計》第八版P207），， 安全系數(shù)S=SF =1.25，應用公式10-12（《機械設計》第八版P205） (4.15) (4.16) 許用接觸應力 (4.17) 初算小斜齒輪的分度圓直徑 =24.6mm 2、確定傳動尺寸 （1） 計算載荷系數(shù)：，查得載荷系數(shù)；；；； (4.18) （2） 對進行修正: (4.19) （3） 確定模數(shù)，查表取標準值=2.5 （4） 中心距 (4.20) 取整數(shù) 螺旋角為，與初選的螺旋角相差不大，所以 所以 (4.21 （5），由于裝配或者安裝的誤差，小斜齒輪應該比大斜齒輪的寬度大5~10，故大斜齒輪的寬度 3、計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù) 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑為： (4.22) (4.23) 齒根圓直徑為： (4.24) (4.25) 4.2.2第Ⅱ級齒輪校核計算 已知小錐齒輪齒數(shù)，大錐齒輪齒數(shù)，中點螺旋角，壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，大端模數(shù)。 齒數(shù)比 (4.26) 大端分度圓直徑 (4.27) (4.28) 分錐角 (4.29) (4.30) 外錐距 (4.34) 齒寬系數(shù) (4.32) 齒寬 (4.33) 中點模數(shù) (4.34) 切向變位系數(shù) (4.34) (4.36) 徑向變位系數(shù) (4.37) (4.38) 齒頂高 (4.39) (4.40) 齒根高 (4.41) (4.42) 全齒高 (4.43) (4.44) 齒根角 (4.45) (4.46) 齒頂角 (4.47) (4.48) 頂錐角 (4.49) (4.50) 根錐角 (4.51) (4.52) 冠頂距 (4.74) (4.53) 中點法向弧齒厚 (4.584) (4.55) 中點法向弦齒厚 (4.56) (4.57) (4.58) (4.59) 當量齒數(shù) (4.60) (4.61) 端面重合度 (4.62) (4.63) (4.64) (4.65) (4.66) (4.67) (4.68) (4.69) 縱向重合度 (4.70) (4.71) (4.72) 總重合度 (4.73) 4.2.3第Ⅰ級齒輪校核計算 已知第三級齒輪材料為16MnCrS5，其力學性能與20CrMnTi相近，故查表10-1（《機械設計》第八版P191） 材料牌號 熱處理方法 強度極限 屈服極限 硬度 齒芯部 齒面 20CrMnTi 滲碳后淬火 1100 850 300HBS 58~ 62HRC 1、初步計算傳動的尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行計算，其設計公式為： （11） （12） 試選 （13） 查得彈性系數(shù) （14） 初選螺旋角，查得區(qū)域系數(shù)為 （15） 齒數(shù)比 （16） 齒寬系數(shù) （17） 初選，，取,則查得端面重合度為：； （18） 1.18；查得重合度系數(shù)為 （19） 查得螺旋角系數(shù) （20） 許用接觸應力可用下式計算： (4.74) (4.75) 查圖10-19（《機械設計》第八版P207），， 安全系數(shù)，應用公式10-12（《機械設計》第八版P205） (4.76) (4.77) 許用接觸應力 (4.78) 初算小斜齒輪的分度圓直徑 =57.42 (4.79) （5） 計算載荷系數(shù)：，查得載荷系數(shù)；；；； (4.80) （6） 對進行修正: (4.81) （7） 確定模數(shù)，查表取標準值=3.5 （8） 中心距 (4.82) 取整數(shù) 螺旋角為，與初選的螺旋角相差不大，所以 所以 （5），由于裝配或者安裝的誤差，小斜齒輪應該比大斜齒輪的寬度大5~10，故大斜齒輪的寬度 端面模數(shù) 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑為： (4.83) (4.84) 齒根圓直徑為： (4.85) (4.86) 4.3 K47減速器軸承校核 4.3.1 第Ⅲ級軸軸承校核計算 已知 ，，，， n=54.44r/min 軸承型號為GB/T297 30305x2 查表22-24（《機械零件設計手冊》第三版下冊P171）得 C=44.8KN e=0.3 Y=2 軸承1所受徑向力 (4.87) 軸承2所受徑向力 (4.88) 派生軸向力 (4.89) (4.90) 因為 +=289.635+14.7=304.335NP1 所以按軸承2的受力大小來算 軸承2壽命為 = =h>25000h (4.98) 所軸承適用 4.3.2第Ⅱ級軸軸承校核計算 已知 ，，，， n=299.06r/min 軸承1型號為GB/T297 30305 查表22-24（《機械零件設計手冊》第三版下冊P171）得 Cr1=44.8KN e1=0.3 Y1=2 (4.99) 軸承2型號為GB/T297 32205 查表22-24（《機械零件設計手冊》第三版下冊P171）得 Cr2=40KN e2=0.36 Y2=1.67 (4.100) 軸承1所受徑向力 (4.101) 軸承2所受徑向力 (4.102) 派生軸向力 (4.103) (4.104) 因為 +=457.177+428.8=885.977N>Fd1 (4.105) 所以 =+=547.177+ 428.8=885.977N (4.106) ==457.177N (4.107) 對軸承1 (4.108) 故由表13-5 13-6（《機械設計》第八版下冊P321）查得X=0.4 Y=Y1=2 fp=1.2當量動負荷為 =(X+Y) = =2498.104N (4.109) 軸承1壽命為 = =315901h>25000h (4.111) 所以軸承1適用 對軸承2 (4.112) 故由表13-5 13-6（《機械設計》第八版下冊P321）查得X=1 Y=0 fp=1.2 當量動負荷為 =(X+Y) = =1828.764N (4.113) 軸承2壽命為 = =61234h>25000h (4.114) 所以軸承2適用 4.3.3第Ⅰ級軸上軸承計算 已知 ，，，， n=488.06r/min 軸承型號為GB/T297 30212x2 查表22-24（《機械零件設計手冊》第三版下冊P171）得 C=97.8KN e=0.4 Y=1.5 (4.115) 軸承1所受徑向力 (4.116) 軸承2所受徑向力 (4.117) 派生軸向力 (4.118) (4.119) ==678.941N (4.120) ==519.493N (4.121) 對軸承1 (4.122) 故由表13-5 13-6（《機械設計》第八版下冊P321）查得X=0.4 Y=2 fp=1.2 當量動負荷為 =(X+Y) （4.123） 對軸承2 (4.124) 當量動負荷為 =(X+Y) （4.125） 因為P1>P2 所以按軸承1的受力大小來算 軸承2壽命為 (4.126) h>25000h，所以軸承適用 4.4 鍵的校核 （1）第Ⅲ級軸上鍵的計算 選用的鍵為GB1096-79 鍵所在軸徑d=20mm查表6-1（《機械設計》第八版P106）得b=12mm，h=8mm，L=36mm，T=247.942 (4.127) 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2（《機械設計》第八版P106）得需用擠壓應力[]=100-120MPa 鍵的工作長度 l=L-b=36-12=24mm (4.128) 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5x8=4mm() 由式（5-1）得 (4.129) 所以鍵的強度足夠 （2）第Ⅱ級軸上鍵的計算 選用的鍵為GB1096-79 鍵所在軸徑d=20mm查表6-1（《機械設計》第八版P106）得b=6mm，h=6mm，L=20mm，T=28.470 普通平鍵連接強度條件為 (4.130) 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2（《機械設計》第八版P106）得需用擠壓應力[]=100-120MPa。 鍵的工作長度 l=L-b=20-6=14mm (4.131) 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5x6=3mm (4.132) 由式（5-1）得 (4.133) 所以鍵的強度足夠 （3）第Ⅰ級軸上鍵的計算 選用的鍵為GB1096-79 鍵所在軸徑d=25mm查表6-1（《機械設計》第八版P106）得b=8mm，h=7mm，L=20mm，T=44.611 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2（《機械設計》第八版P106）得需用擠壓應力[]=100-120MPa。 鍵的工作長度 l=L-b=20-8=12mm (4.134) 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5x7=4.5mm (4.135) 由式（4-1）得 (4.136) 所以鍵的強度足夠 第5章 總結 本文依據(jù)K67減速機實際測繪數(shù)據(jù)，分析了其基本原理，并對它的主要零部件（斜齒輪、錐齒輪、軸承、鍵）進行了參數(shù)反求設計；運用機械設計方法，對它們的進行了驗證校核。對K47減速機進行了總裝配反求設計，確定了其主要零部件（斜齒輪、錐齒輪、軸承、鍵）的基本參數(shù)，然后依次對其進行校核計算等。通過可靠性驗證表明，反求工程技術為快