机械设计课程设计-二级V带展开式双斜齿圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书全套图纸加扣3012250582题 目二级V带展开式双斜齿圆柱齿轮减速器学 院机电工程学院专 业机械班 级143学生姓名指导教师完成日期2016年10月24日设计说明书设计及说明结果一、传动方案的确定（如下图）：采用二级V带展开式双斜齿圆柱齿轮减速器的传动方案。二、原始数据：a) 带拉力： F=4000Nb) 带速度： v=0.56m/sc) 滚筒直径： D=400mm减速器寿命（年）每年工作天数（天）每天工作小时数（时）Year=15年Day=360天Hour=8小时三、确定电动机的型号：1选择电动机类型：选用Y系列三相异步电动机。2选择电动机功率：运输机主轴上所需要的功率：Pw=Fv1000=40000.561000=2.24kW 传动装置的主要包括两对斜齿轮，所以轴承主要涉及卷筒处的球轴承，选用深沟球轴承，由于减速器的输入轴、中间轴和输出轴上由于三轴上有斜齿轮，所以预先确定轴承为滚子轴承，选用圆锥滚子轴承，故总效率：总=联轴器球轴承滚子轴承32齿轮卷筒V带其中，查机械设计课程设计P6表2-3联轴器，弹性联轴器的效率联轴器=0.99齿轮，闭式圆柱齿轮的效率齿轮=0.98球轴承，球轴承的效率球轴承=0.99滚子轴承，滚子轴承的效率滚子轴承=0.98卷筒，工作机的效率卷筒=0.98所以减速器的总效率：总=联轴器球轴承滚子轴承32齿轮卷筒V带=0.990.990.9830.9820.980.96=0.842电动机所需功率：Pd=Pw总=2.240.842=2.661kW3选择电动机的转速：工作机的转速：nw=v601000D=0.56601000400=26.738r/min根据机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器（闭式）传动比i1=840，V带的i2=24则电动机转速范围：nd=nwi1i2=26.738(840)(24)=(427.8084278.085)r/min根据电机的所需功率Pd=2.661kW和电机的转速范围nd选用查阅机械设计课程设计选用电机型号为：Y132S-6，转速nm=960 r/min：电机的具体参数如下表所示：电机型号电机额定功率电机额定电流电机转速Y132S-63kW7.2A960 r/min堵转转矩/额定转矩堵转电流/额定电流最大转矩/额定转矩26.52.2四、确定传动装置的总传动比及各级分配：传动装置总传动比及各级分配如下表所示：计算参数计算过程计算结果总传动比i总i总=nd/nwi总=35.904V带的传动比i1取i1=2.8i1=2.8圆柱齿轮的总传动比i总1i总1=i总/i1i总1=12.823高速级圆柱齿轮传动比i2取i2=4.3i2=4.3低速级圆柱齿轮传动比i3i3=i总1/i2i3=2.982输入轴转速n1n1=nw/i1n1=342.857 r/min输出轴转速n2n2=n1/i2n2=79.734r/min输出轴转速n3n3=n2/i3n3=26.738 r/min输入轴输入功率P11P11=PdV带P11=2.554 kW输入轴输出功率P12P12=P11滚子轴承P12= 2.503 kW中间轴输入功率P21P21=P12齿轮P21= 2.453 kW中间轴输出功率P22P22=P21滚子轴承P22= 2.404 kW输出轴输入功率P31P31=P22齿轮P31= 2.356 kW输出轴输出功率P32P32=P31滚子轴承P32= 2.309 kW卷筒轴输入功率P41P41=P32联轴器P41=2.286 kW卷筒轴输出功率P42P42=P41球轴承卷筒P42=2.240 kW输入轴输入转矩T11T11=9550P11/n1T11=71.145 N/m输入轴输出转矩T12T12=9550P12/n1T12=69.722 N/m中间轴输入转矩T21T21=9550P21/n2T21=293.810 N/m中间轴输出转矩T22T22=9550P22/n2T22=287.934 N/m输出轴输入转矩T31T21=9550P21/n3T31=841.462 N/m输出轴输出转矩T32T22=9550P22/n3T32=824.633 N/m卷筒轴输入转矩T41T41=9550P41/n3T41=816.387 N/m卷筒轴输出转矩T42T42=9550P42/n3T42=800.059 N/m五、传动零件的设计计算:1普通V带传动的设计计算: 确定计算功率PcPc=KAPd=1.22.661=3.193kWKA根据V带的工作时间和载荷情况，取V带的工况系数KA=1.2。 选择V带型号根据相关资料的机械设计普通V带型选型图，通过之前确定的V带的计算功率Pc=3.193kW与小带轮的转速nm=960 r/min，故选择A型V带。 确定带轮的基准直径Dd1根据相关资料的机械设计普通V带的基准直径系列，且V带的带型为A型，取小带轮直径Dd1=100mm。 验证带速和计算大带轮的直径v=Dd1nm601000带入以上数值，计算可得 v=5.027m/s。 在5m/s30m/s之间。故带的速度合适。Dd2=i1Dd1=2.8100=280.000mm根据相关资料的机械设计普通V带的基准直径系列，故取标准值为Dd2=280mm。 确定V带的基准长度和传动中心距a0初选传动中心距范围为：0.7(Dd1+ Dd2)a02(Dd1+ Dd2)，即266.000mma0760.000mm，初定a0=400mmV带的基准长度：L0=2a0+2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2400+2100+280+280-10024400=1416.850mm根据相关资料的机械设计普通V带的基准长度Ld(mm)及带长的修正系数KL，选取带的基准直径长度Ld=1430mm，并查得带长的修正系数KL=0.96。实际中心距：a=a0+Ld-L02=400+1430-1416.8502=406.575mm中心距的变化的上下限为：amin=a-0.015Ld=406.575-0.0151430=385.125mmamax=a+0.03Ld=406.575+0.031430=449.475mm 验算主动轮的包角1=180-57.3(Dd2-Dd1)a=180-57.3280-100406.575=154.632由于154.632120，故小带轮的包角是合理的。 计算V带的根数zz=Pc(P0+P0)KaKL由已知Dd1=90mm、nm=960 r/min和V带的传动比i1=2.8则：根据相关资料的机械设计单根普通V带的基本额定功率P0与单根普通V带的基本额定功率的增量P0确定：P0= 0.776kW P0=0.112 kW根据相关资料的机械设计的包角修正系数，则确定，包角修正系数Ka=0.947。通过之前确定了带长的修正系数为KL=0.96。则单根V带的额定功率Pr为：Pr=P0+P0KaKL=(0.776+0.112)0.9470.96=0.807kW则V带的根数为：z=Pc/Pr=3.193/0.807=3.956圆整得到 z=4根。 计算V带的合适初拉力F0F0=500(2.5-Ka)PcKazv+qv2根据相关资料的机械设计的V带单位长度的质量，q=0.105kg/m。F0=500(2.5-Ka)PcKazv+qv2=500(2.5-0.947)3.1930.94745.027+0.1055.0272=132.857N 计算作用在轴上的载荷Q=2zF0sin12=24132.857sin154.6322=1036.917N V带轮的设计结果及其结构设计计算参数小带轮大带轮带型A带轮基准直径DdDd1=100mmDd2=280mmV带的根数zz=4根带的基准直径长度LdLd=1430mm实际中心距 a406.575mm中心距的变动范围385.125mm449.475mm槽型Abd11mmha2.75mmhf8.7mme150.3mmf9mmBB=2f+(z-1)e=63mm带轮结构形式实心式腹板式带轮采用材料HT2002齿轮传动设计计算（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。 选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为7级的精度(GB10095-2001)。 初选螺旋角=14。 初选小齿轮的齿数z1=23；已知该减速级下的传动比的传动比为u=4.3大齿轮的齿数为：z2=uz1=4.323=98.900取z2=99。压力角=20。考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度计算试算小齿轮分度圆直径，即：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=1.3。2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=69.722N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=69.722103 N.mm。3)查阅相关资料机械设计取齿宽系数d=0.95。4)查阅相关资料机械设计取区域系数ZH=2.4215)查阅相关资料机械设计查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/26)计算接触疲劳强度用重合度系数Z：齿轮的端面压力角t：t=arctantan ncos=arctantan 20cos14=20.562小齿轮齿顶圆压力角at1为：at1=arccosz1cos t/(z1+2han*cos)=arccos23cos 20.562/(23+21cos14)=30.295大齿轮齿顶圆压力角at2为：at2=arccosz2cos t/(z2+2han*cos)=arccos99cos 20.562/(99+21cos14)=23.322齿轮的重合度的计算：=z1tan at1-tan t+z2tan at2-tan t/2=23tan 30.295-tan 20.562+99tan 23.322-tan 20.562/2=1.648=dz1tan/=0.9523tan(14) /=1.734则接触疲劳强度用重合度系数Z为：Z=4-31-+=4-1.64831-1.734+1.7341.648=0.6907)计算螺旋角系数Z：Z=cos=cos14=0.9858)计算接触疲劳许用应力H：分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮Hlim1=650MPa大齿轮Hlim2=550MPa确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：N1=60njLh式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：N1=60njLh=60342.8571(836015)=888685714.286 N2=N1/u=888685714.286/4.3=206671096.346则查阅相关资料机械设计的接触疲劳的寿命系数，确定：小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.91大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=0.97取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力H为：H1=KHN1Hlim1S=0.916501=591.5MPaH2=KHN2Hlim2S=0.975501=533.5MPa取H1和H2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：H=533.5 MPa8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2=321.369.7221030.954.3+14.32.421189.80.6900.985533.52=43.215mm调整小齿轮的分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：v=d1tn601000=43.215342.857601000=0.776m/s计算齿宽b：b=dd1t=0.9543.215=41.054mm2)计算实际载荷KH：查阅相关资料机械设计使用系数，确定齿轮副的使用系数为KA=1。根据v=0.776m/s，级精度，确定动载系数为KV=1.04。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=269.722103/43.215=3226.784NKAFt1/b=13226.784/41.054=78.598N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KH=1.4。在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽b=41.054mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数KH=1.293。由此可以确定实际载荷系数KH为：KH=KAKVKHKH=11.041.41.293=1.8833)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：d1=d1t3KHKHt=43.21531.8831.3=48.892mm及其相应的模数mn：mn=d1cos/z1=48.892cos(14)/23 =2.063mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数，即：mnt32KFtT1YYdz12.YFaYsaF确定公式中的各个参数：1)试选KFt=1.3。2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。基圆螺旋角b：b=arctantan cos t=arctan(tan 14cos 20.562)=13.140v=/cos2 b=1.648/cos213.140=1.738Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.738=0.6823)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数Y：Y=1-120=1-1.73414120=0.7984)计算YFaYsaF计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zv2：zv1=z1/cos3 =23/cos314=25.178zv2=z2/cos3 =99/cos314=108.373查阅相关资料机械设计查得齿型系数:小齿轮齿型系数：YFa1=2.63大齿轮齿型系数：YFa2=2.19查阅相关资料机械设计查得应力修正系数： 小齿轮应力修正系数：Ysa1=1.59大齿轮应力修正系数：Ysa2=1.81查阅相关资料机械设计的齿轮弯曲疲劳极限，确定：小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=530MPa大齿轮的弯曲疲劳极限Flim2=380MPa查阅相关资料机械设计弯曲疲劳寿命系数，确定：小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：F1=KFN1Flim1S=0.865301.3=350.615MPaF2=KFN2Flim2S=0.893801.3=260.154MPaYFa1Ysa1F1=2.631.59350.615=0.012YFa2Ysa2F2=2.191.81260.154=0.015取两者的较大值所以：YFaYsaF=0.0155)试算齿轮模数：mnt32KFtT1YYcos2 dz12.YFaYsaF=321.369.7221030.6820.798cos2 140.952320.015=1.412调整齿轮模数1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：d1=mntz1/cos=1.41223/cos 14=33.463mmv=d1n601000=33.463342.857601000=0.601m/s计算齿宽b：b=dd1=0.9533.463=31.790mm计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)mnt=(21+0.25) 1.412=3.176mmb/h=31.790/3.176=10.0082)计算实际载荷系数KF：根据v=0.601m/s，7级精度，确定动载系数为KV=1。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=269.722103/33.463=4167.166NKAFt1/b=14167.166/31.790=131.086N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KF=1.2。已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料机械设计齿向载荷分布系数KH=1.385，已知b/h=10.008，KF=1.348。则将以上计算得到的数据带入得到：KF=KAKVKFKF=111.21.348=1.6183)按照实际载荷系数计算齿轮模数：mn=mnt3KFKFt=1.41231.6181.3=1.518mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径d148.892mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以mn1.518mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取mn=2mm，则计算小齿轮的齿数为：z1=d1/mn，计算结果取整得到z1=24。则大齿轮的齿数为：z2=uz1=4.324=103.200取z2=103。（3）几何尺寸的计算1)计算中心距：a=(z1+z2)mn2cos =(24+103)22cos 14=130.888mm取中心距a=131mm。2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(24+103)22131=14.1953)计算小、大齿轮的分度圆直径：d1=z1mn/ cos =242/cos14.195=49.512mmd2=z2mn/ cos =1032/cos14.195=212.488mm4)计算齿轮宽度：b=dd1=0.9549.512=47.036mm取大齿轮宽度为b2=50mm，一般将小齿轮宽度增加410mm，取b1=56mm。该级的齿轮副的设计结果如下表所示：计算参数小齿轮大齿轮齿轮材料40Cr45齿轮齿数24103齿轮模数2 mm2 mm齿轮分度圆直径49.512 mm212.488 mm齿轮齿宽56 mm50 mm齿轮压力角2020螺旋角14.19514.195齿轮中心距131mm3齿轮传动设计计算（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。 选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为7级的精度(GB10095-2001)。 初选螺旋角=14。 初选小齿轮的齿数z1=23；已知该减速级下的传动比的传动比为u=2.982大齿轮的齿数为：z2=uz1=2.98223=68.587取z2=69。压力角=20。考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度计算试算小齿轮分度圆直径，即：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=1.3。2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=287.934N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=287.934103 N.mm。3)查阅相关资料机械设计取齿宽系数d=0.9。4)查阅相关资料机械设计取区域系数ZH=2.4215)查阅相关资料机械设计查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/26)计算接触疲劳强度用重合度系数Z：齿轮的端面压力角t：t=arctantan ncos=arctantan 20cos14=20.562小齿轮齿顶圆压力角at1为：at1=arccosz1cos t/(z1+2han*cos)=arccos23cos 20.562/(23+21cos14)=30.295大齿轮齿顶圆压力角at2为：at2=arccosz2cos t/(z2+2han*cos)=arccos69cos 20.562/(69+21cos14)=24.400齿轮的重合度的计算：=z1tan at1-tan t+z2tan at2-tan t/2=23tan 30.295-tan 20.562+69tan 24.400-tan 20.562/2=1.628=dz1tan/=0.923tan(14) /=1.643则接触疲劳强度用重合度系数Z为：Z=4-31-+=4-1.62831-1.643+1.6431.628=0.7087)计算螺旋角系数Z：Z=cos=cos14=0.9858)计算接触疲劳许用应力H：分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮Hlim1=650MPa大齿轮Hlim2=550MPa确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：N1=60njLh式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：N1=60njLh=6079.7341(836015)=206671096.346 N2=N1/u=206671096.346/2.982=69304974.899则查阅相关资料机械设计的接触疲劳的寿命系数，确定：小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.97大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=1取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力H为：H1=KHN1Hlim1S=0.976501=630.5MPaH2=KHN2Hlim2S=15501=550MPa取H1和H2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：H=550 MPa8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2=321.3287.9341030.92.982+12.9822.421189.80.7080.9855502=72.232mm调整小齿轮的分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：v=d1tn601000=72.23279.734601000=0.302m/s计算齿宽b：b=dd1t=0.972.232=65.009mm2)计算实际载荷KH：查阅相关资料机械设计使用系数，确定齿轮副的使用系数为KA=1。根据v=0.302m/s，级精度，确定动载系数为KV=1。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=2287.934103/72.232=7972.446NKAFt1/b=17972.446/65.009=122.636N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KH=1.2。在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽b=65.009mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数KH=1.282。由此可以确定实际载荷系数KH为：KH=KAKVKHKH=111.21.282=1.5383)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：d1=d1t3KHKHt=72.23231.5381.3=76.402mm及其相应的模数mn：mn=d1cos/z1=76.402cos(14)/23 =3.223mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数，即：mnt32KFtT1YYdz12.YFaYsaF确定公式中的各个参数：1)试选KFt=1.3。2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。基圆螺旋角b：b=arctantan cos t=arctan(tan 14cos 20.562)=13.140v=/cos2 b=1.628/cos213.140=1.716Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.716=0.6873)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数Y：Y=1-120=1-1.64314120=0.8084)计算YFaYsaF计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zv2：zv1=z1/cos3 =23/cos314=25.178zv2=z2/cos3 =69/cos314=75.533查阅相关资料机械设计查得齿型系数:小齿轮齿型系数：YFa1=2.63大齿轮齿型系数：YFa2=2.24查阅相关资料机械设计查得应力修正系数： 小齿轮应力修正系数：Ysa1=1.59大齿轮应力修正系数：Ysa2=1.76查阅相关资料机械设计的齿轮弯曲疲劳极限，确定：小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=530MPa大齿轮的弯曲疲劳极限Flim2=380MPa查阅相关资料机械设计弯曲疲劳寿命系数，确定：小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：F1=KFN1Flim1S=0.895301.3=362.846MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.3=268.923MPaYFa1Ysa1F1=2.631.59362.846=0.012YFa2Ysa2F2=2.241.76268.923=0.015取两者的较大值所以：YFaYsaF=0.0155)试算齿轮模数：mnt32KFtT1YYcos2 dz12.YFaYsaF=321.3287.9341030.6870.808cos2 140.92320.015=2.293调整齿轮模数1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：d1=mntz1/cos=2.29323/cos 14=54.346mmv=d1n601000=54.34679.734601000=0.227m/s计算齿宽b：b=dd1=0.954.346=48.912mm计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)mnt=(21+0.25) 2.293=5.159mmb/h=48.912/5.159=9.4822)计算实际载荷系数KF：根据v=0.227m/s，7级精度，确定动载系数为KV=1。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=2287.934103/54.346=10596.286NKAFt1/b=110596.286/48.912=216.641N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KF=1.2。已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料机械设计齿向载荷分布系数KH=1.355，已知b/h=9.482，KF=1.319。则将以上计算得到的数据带入得到：KF=KAKVKFKF=111.21.319=1.5823)按照实际载荷系数计算齿轮模数：mn=mnt3KFKFt=2.29331.5821.3=2.448mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径d176.402mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以mn2.448mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取mn=3mm，则计算小齿轮的齿数为：z1=d1/mn，计算结果取整得到z1=25。则大齿轮的齿数为：z2=uz1=2.98225=74.551取z2=75。（3）几何尺寸的计算1)计算中心距：a=(z1+z2)mn2cos =(25+74)32cos 14=153.093mm取中心距a=153mm。2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(25+74)32153 =13.9313)计算小、大齿轮的分度圆直径：d1=z1mn/ cos =253/cos13.931=77.27mmd2=z2mn/ cos =743/cos13.931=228.7mm4)计算齿轮宽度：b=dd1=0.977.5=69.75mm取大齿轮宽度为b2=72mm，一般将小齿轮宽度增加410mm，取b1=78mm。该级的齿轮副的设计结果如下表所示：计算参数小齿轮大齿轮齿轮材料40Cr45齿轮齿数2574齿轮模数3 mm3 mm齿轮分度圆直径77.3 mm228.7 mm齿轮齿宽78 mm72 mm齿轮压力角2020螺旋角13.93113.931齿轮中心距153mm六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计根据机械设计课程设计减速器部分尺寸的经验公式，列出下表：计算参数计算结果机座壁厚8 mm机盖壁厚18 mm机座凸缘厚度b12 mm机盖凸缘厚度b112 mm机座底部凸缘厚度b220 mm地脚螺栓直径d121 mm地脚螺栓到外机壁的距离C127 mm地脚螺栓到凸缘边缘距离C222 mm地脚螺栓对应的鱼眼坑直径D136 mm轴承旁联接螺栓直径d216 mm轴承旁联接螺栓到外机壁的距离C122 mm轴承旁联接螺栓到凸缘边缘距离C220 mm轴承旁联接螺栓对应的鱼眼坑直径D232 mm上下机体联接螺栓直径d310 mm上下机体联接螺栓到外机壁的距离C116 mm上下机体联接到凸缘边缘距离C214 mm上下机体联接螺栓对应的鱼眼坑直径D324 mm轴承端盖螺栓直径d410 mm窥视孔盖螺栓直径d56 mm轴承旁凸台半径R20 mm轴承旁凸台高度h152 mm外机壁至轴承座端盖之间距离L48 mm大齿轮齿顶圆与内机壁之间距离110 mm齿轮端面与内机壁之间的距离29 mm机座肋厚度h27 mm机盖肋厚度h37 mm七、轴的设计：1输入轴的结构设计与校核：（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力-1=60MPa。（2）初步估算轴的最小直径查阅相关资料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：dA03PnA0：确认常数值A0=113。P：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=2.554kW。n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=342.857 r/min。以上表达式的值带入可得：dA03Pn=11332.554342.857=22.070mm（3）轴的结构设计因为输入端需要接电机，需要由键槽通过将电机的的动力传递到输入端，所以输入轴处需要键槽，需要将轴径增大5%，所以输入端的可取的最小轴径为d=(1+5%)22.070=23.173mm，故选择弹性柱销联轴器，对应其，型号为：，所以许用最终的输入端的直径d=26mm。通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：名称型号或尺寸输入轴左侧键GB/T 1096 键 8756输入轴圆锥滚子轴承30207输入轴尺寸L163 mm输入轴尺寸L279 mm输入轴尺寸L317 mm输入轴尺寸L494 mm输入轴尺寸L556 mm输入轴尺寸L69 mm输入轴尺寸L718 mm输入轴尺寸D126 mm输入轴尺寸D231 mm输入轴尺寸D335 mm输入轴尺寸D443 mm输入轴尺寸D544.512 mm输入轴尺寸D643 mm输入轴尺寸D735 mm已知轴承的型号为：30207，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：尺寸数值轴承小径d35 mm轴承大径D72 mm轴承内圈宽度B17 mm轴承外圈宽度C15 mm轴承总宽度T18.25 mm轴承载荷位置点距离a15.3 mm（4）受力的各个支点间的距离：通过确定轴结构的尺寸，可以确定齿轮受力点的之间的距离：名称数值ZL1124.050 mmZL2124.950 mmZL339.950 mm（5）按弯扭合成应力校核轴的强度轴的载荷分析与计算如下图a所示为输入轴的载荷的总受力图：图中：T：表示输入轴承受的转矩的大小及其方向。通过之前的计算可得T=71.145N.m。Ft2：表示输入轴上小齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知小齿轮的分度圆直径为d=49.512mm，通过公式Ft2=2000T/d，可计算得到Ft2=2873.874N。Fr2：表示输入轴上小齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr2=Ft2tann/cos，表示小齿轮的分度圆压力角，由此可得Fr2=1078.950N。Fa2：表示小齿轮上承受的轴向力。通过Fa2=Ft2tan，则可以计算得到Fa2=726.949。Fzc13：表示左侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。Fzc12：表示左侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。Fzc23：表示右侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。Fzc22：表示右侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。Fzc21：表示右侧轴承的轴向的受力的大小及其方向。通过求得的齿轮的径向力和轴向力，既可以通过简单的受力分析得到左侧和右侧轴承的水平方向和竖直方向的大小和方向。各个力的数值如下表所示（如果数值为正，表示与图中的受力的方向相同）：名称数值T71.145 N.mmFt22873.874 NFr21078.950 NFa2726.949 NFzc13696.248 NFzc12152.261 NFzc232177.626 NFzc22926.689 NFzc21726.949 N绘制输入轴的轴的载荷分析图根据求得的输入轴的所有的载荷的大小及其方向，通过弯矩和扭矩图的绘制方法，既可以得到输入轴的轴的载荷分析图，如下图所示：图中：Mxymax：表示在水平方向上输入轴承受弯矩的最大值。Mxzmax：表示在竖直方向上输入轴承受弯矩的最大值。Mmax：表示输入轴承受的最大弯矩。且Mmax=Mxymax2+Mxzmax2Tmax：表示输入轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以Tmax=T。已知轴上的所有的载荷的大小及其方向，既可以求得以上该四个数值，如下表所示：名称数值Mxymax37021.229N.mmMxzmax86996.166 N.mmMmax94545.779 N.mmTmax71145.353 N.mm输入轴的弯扭校核ca=M2+(T)2W确定以上数值：1)M表示轴所受的弯矩，在这里M=Mmax=94545.779N.mm2)T表示轴的所受的扭矩T=71145.353 N.mm3) 表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取=0.34)W轴的抗弯截面系数，在弯矩最大的处的对应的轴的直径的为d=44.512mm，所以W为：W=d332=44.512332=8658.162mm3将以上数值带入可得：ca=M2+(T)2W=94545.7792+(0.371145.353)28658.162=11.195MPa已知输入轴的许用弯曲应力-1=60MPa。故输入轴满足弯扭合成应力的强度要求，故输入轴安全。2中间轴的结构设计与校核：（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力-1=60MPa。（2）初步估算轴的最小直径查阅相关资料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：dA03PnA0：确认常数值A0=113。P：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=2.453kW。n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=79.734 r/min。以上表达式的值带入可得：dA03Pn=11332.45379.734=35.408mm（3）轴的结构设计由于最小轴径为d=35.408mm，结合合理的中间轴的上使用的轴承的内径，最终的确定中间轴的最小直径d=40mm。通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：名称型号或尺寸中间轴左侧键GB/T 1096 键 12870中间轴右侧键GB/T 1096 键 12845中间轴圆锥滚子轴承32008中间轴尺寸L130 mm中间轴尺寸L277 mm中间轴尺寸L310 mm中间轴尺寸L449 mm中间轴尺寸L532 mm中间轴尺寸D140 mm中间轴尺寸D242 mm中间轴尺寸D347 mm中间轴尺寸D442 mm中间轴尺寸D540 mm已知轴承的型号为：32008，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：尺寸数值轴承小径d40 mm轴承大径D68 mm轴承内圈宽度B19 mm轴承外圈宽度C14.5 mm轴承总宽度T19 mm轴承载荷位置点距离a14.9 mm（4）受力的各个支点间的距离：通过确定轴结构的尺寸，可以确定齿轮受力点的之间的距离：名称数值ZL152.1 mmZL274 mmZL332.100 mm（5）按弯扭合成应力校核轴的强度轴的载荷分析与计算如下图a所示为中间轴的载荷的总受力图：图中：Ft1：表示中间轴上大齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知高速级大齿轮的分度圆直径为d=212.488mm，通过公式Ft1=2000T/d，式中T=293.810N.m，可计算得到Ft1=2765.428N。Fr1：表示中间轴上高速级大齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr1=Ft1tann/cos，n表示大齿轮的分度圆压力角，表示高速级齿轮对的螺旋角，由此可得Fr1=1038.235N。Fa1：表示高速级大齿轮上承受的轴向力。通过Fa1=Ft1tan，则可以计算得到Fa1=699.517N。Ft2：表示中间轴上低速级小齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知小齿轮的分度圆直径为d=77.5mm，通过公式Ft2=2000T/d，可计算得到Ft2=7582.204N。Fr2：表示中间轴上低速级小齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr2=Ft2tann/cos，n表示低速级小齿轮的分度圆压力角，表示低速级齿轮对的螺旋角，由此可得Fr2=2851.686N。Fa2：表示低速级小齿轮上承受的轴向力。通过Fa2=Ft2tan，则可以计算得到Fa1=1973.963N。Fzc13：表示左侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。Fzc12：表示左侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。Fzc11：表示左侧轴承的轴向方向的受力的大小及其方向Fzc23：表示右侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。Fzc22：表示右侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。通过求得的齿轮的径向力和轴向力，既可以通过简单的受力分析得到左侧和右侧轴承的水平方向和竖直方向的大小和方向。各个力的数值如下表所示（如果数值为正，表示与图中的受力的方