二级直齿减速器课程设计473.2%1.15%400%161%194.doc
二级直齿减速器课程设计473.2%1.15%400%161%194
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计473.2%1.15%400%161%194,减速器课程设计
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题 目 : 两级直齿圆柱齿轮减速器 学 院： 工学院 姓 名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 二 零 一 二 年 六 月 nts 前言 一、课程设计目的 : 1.综合运用机械设计 课程以及其它先修课程的理论和生产 实际知识，进行机械设计基本训练，培养理论联系实际的正确设计思想。 2.学习并掌握通用机械零件、 机械传动装置或简单机械的一般设计过程和方法，培养学生进行独立设计和解决实际设计问题的能力。 3.对学生在工程计算、 工程制图和运用设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算、 试算和处理数据等机械设计的基本技能方面进行一次全面训练，以提高他们的实际工作能力。 二、课程设计内容 ： 以所选题目作为设计对象，包括以下内容： 1.传动方案的拟定和分析。 2.电动机的选择与传动装置运动和动力 参数计算。 3.传动零件的设计。 4.轴的设计。 5.轴承组合设计。 6.键联接、联轴器的选择及校核计算。 7.箱体、润滑及减速器附件设计。 8.装配图和零件图的设计。 9.设计计算说明书的编写。 三、课程设计的主要工作量： 1.减速器装配图一张（ 1号图纸） 2.零件工作图两张（传动零件、轴各一张） ) 3.设计计算说明书一份（开纸 ） nts 目录 1 设计任务书 . - 1 - 2 传动方案的确定 . - 1 - 3 选择电动机 . - 1 - 3.1 选择电动机的功率 . - 2 - 3.2 电动机参数的确定 . - 2 - 3.2.1 电动机到工作机器的总效率 . - 2 - 3.2.2 工作机器的输出功率 . - 3 - 3.2.3 所需电动机输出的功率 Pd . - 3 - 3.3 选择电动机的转速 . - 4 - 3.4 选择电动机的类型和型号 . - 4 - 4 传动装置的运动和动力参数 . - 6 - 4.1 传动装置的传动比分配： . - 6 - 4.2计算传动装置各轴的运动和动力参数： . - 6 - 5 传动零件设计（齿轮） . - 8 - 5.1 高速级齿轮传动设计 . - 8 - 3.2 第二级齿轮传动设计计算 . - 12 - 1）确定材料热处理方式 . - 12 - 4 轴的设计 . - 16 - 4.1 高速轴 1 的设计 . - 16 - 4.2 中速轴 2 的设计 . - 19 - 4.3 低速轴 3 的设计 . - 21 - 5 滚动轴承校核 . - 23 - 5.1 高速级轴承 . - 23 - 5.2 中速级轴承 . - 24 - 5.3 低速级轴承 . - 25 - 6 连接零件的校核 . - 26 - 6.1 高速轴连接零件 . - 26 - 6.2 中速轴连接零件 . - 27 - 6.3 低速轴连接零件 . - 28 - 7 减速器润滑及密封 . - 29 - 7.1 齿轮的润滑 . - 29 - 7.2 滚动轴承的润滑 . - 30 - 7.3 减速器的密封 . - 30 - 8 齿轮的结构设计 . - 30 - 8.1 实心结构齿轮 . - 30 - 8.2 腹板式齿轮 . - 30 - 9 箱体及其附件结构设计 . - 31 - 10 设计总结 . - 33 - 11 参考资料 . - 35 - nts - 1 - 1 设计任务书 设计用于带式运输机的两级直齿圆柱齿轮减速器。工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为 ，减速器小批量生产，使用寿命五年。 设计参数：运输带的拉力 F=3.2kN，卷筒直径 D=400mm，带速 V=1.15m/s 。 传动简图如下图所示。 2 传动方案的确定 带式输送机由电动机驱动。电动机通过 联 轴器将动力传入减速器 ，传动系统中采用两级 直齿 圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度 ，同时传动要求高效平稳 ，固也要对齿轮，滚动 轴承进行设计。 3 选择电动机 电动机是标准化、系列化的部件，设计者只需根据工作载荷、工作机的特性和工作环境、选择电动机的类型、结构形式和转速，计算电动机的功率，确定电动机的型号。 nts - 2 - 3.1 选择电动机的功率 电动机的功率主要根据电动机运行时发热条件决定，电动机的发热又与其工作情况有关。一般分以下两种情况。 1） 变载下长期运行的电动机、短时运行的电动机（工作时间短，停歇时间较长）和重复短时运行的电动机（工作时间和停歇时间都不长），电动机的额定功率选择要按等效功率法计算并进行发热验算。 2） 长期连续运转、载 荷不变或很少变化的机械，要求所选电动机的额定功率 Ped稍大于所需电动机输出的功率 Pd，即 Ped Pd，则一般不需校验电动机的发热和起动力矩。 3.2 电动机参数的确定 3.2.1电动机到工作机器的总效率 = 1 2 3 w 式中 1 2 3 w 为各级传动（齿轮、带或链）、一对轴承、每个联轴器的效率。各种传动效率的数值见表 3-1 联连轴器传动效率： 0.99 滚滚子轴承传动效率： 0.99 啮 8级精度齿轮啮合传动效率：0.97 带 带传动效率： 0.98 电机至工作机之间的传动装置的总效率： = 2 3 2 带联 啮滚 =0.877 在进行效率计算时，还应注意以下几点： （ 1）轴承效率指一对而言，如一根轴上有三个轴承时，按两对计算。 （ 2）同类型的多对传动副，要分 别计入各自的效率。 （ 3）表内所推荐的效率有一个范围，工作条件差时，效率取低值，反之则取高值。 nts - 3 - 3.2.2工作机器的输出功率 已知工作机器的阻力 F(N)，圆周速度 (m/s)，则 PW=1000F=3.68 (kw) 3.2.3所需电动机输出的功率 Pd Pd=WP=4.12（ kW） 式中 PW 工作机器的输出功率 (kw) 由电动机到工作机的总效率 表 3.1 常见机械传动机 构及运动副的效率 类 别 传 动 型 式 效 率 圆柱齿轮传动 很好跑合的 6级精度和 f级精度齿轮传动 (油润滑 ) 8级精度的一般诣轮传动 (油润滑 ) 9级精度的齿轮传动 (油润滑 ) 加工份的开式齿轮传动 (脂润滑 ) 0.98. 0.995 0.97 0.96 0.94 0.96 圆锥齿轮传动 很好跑合的 6 级和 7 级精度齿轮传动(油润滑 ) 6级精度的一般齿轮传动 (油润滑 ) 加工齿的开式齿轮传动 (脂润滑 ) 0.97 0.98 0.94 0.97 0.92 0. 95 蜗杆传动 自锁蜗杆 单头蜗杆 双头 蜗杆 三头和四头蜗杆 0.40 0.45 0.70 0.75 0.75 ().82 0.82 0.92 带传动 平型带无压紧轮的开式传动 平型带有压紧轮的开式传动 平型带交叉传动 V带传动 0.98 0.97 0.90 0.95 链传动 套筒旗子链 无声链 0.96 0.98 nts - 4 - 滑动轴承 润滑不良 润滑正常 液体摩擦 0.94 0.97 0.99 滚动轴承 球轴承 (油润滑 ) 族子轴承 (泊润沿 ) 0.99 0.98 联轴器 浮动联轴器 齿轮联轴器 弹性联轴器 万向联轴器 ( 3 ) 万向联舶器 ( 3 .) 0.97 0.99 0.99 0.99 0.995 0.97 0.98 0.95 0.97 螺旋传动 滑动螺旋 滚动螺旋 0.30 0.60 0.85 0.95 卷简 0.96 3.3 选择电动机的转速 额定功率相同的同一类电动机有多种转速可供选择。确定电动机的转速时，一般应综合分析电动机及传动装置的性能、尺寸、重量和价格等因素。一般采用同步转速为 1500和 1000r/min 为宜。 根据工作机的转速要求和各级 传动的合理传动比范围，可按下式推算出电动机转速的可选范围，即： n=(i1 i2 i3 in) n 卷筒 (r/min) 式中： n电动机可选转速范围 (r/min) n 卷筒 工作机轴的转速 (r/min) i1 i2 i3 in各级传动的传动比合理范围 n 卷筒 = =55 r/min 3.4 选择电动机的类型和型号 电动机类型可根据电源种类、工作条件、载荷特点 、 起动性能和起、nts - 5 - 制动、反转的频繁程度，转速及调速性能要求进行选择 ,同一额定功率可有多种转速，应综合分析比较，选定电动机的转速 1500 r/min，则电动机的型号 Y132s-4,参数如表 3-3。 表 3-3 电动机型号参数表 型号 满载 转速 r/min 同步 转速 r/min 质量 电流 cos 额定功率kW 效率 Y132s-4 1440 1500 68Kg 11.6A 0.84 5.5 85.5 注意：设计计算所依据的功率，可以是电动机的额定功率 Ped，也可是工作机实际需要的功率 Pd，对于通 用机械，常用电动机的额定功率 Ped 作为设计功率。对于传动装置的设计功率，一般按实际需要的电动机功率 Pd。转速按电动机额定功率时的转速 nm（满载转速，不等于同步转速） nts - 6 - 4 传动装置的运动和动力参数 4.1 传动装置的传动比 分配 ： 根据电动机的满载转速mn和滚筒转速 n卷筒 可算出传动装置总传动比为： i= ,高速级传动比 i1，由公式可得，又因为传动装置 为展开式，固 C=1.5 则 二级圆柱齿轮减速器分配到各级 传动比： 1)高速级的传动比为： i1= =6.30 2）低速级的传动比为： i2 =4.1 4.2计算传动装置各轴的运动和动力参数： 1）各轴的转速： 1轴 n1=1440 r/min 2轴 n2= 3轴 n3= =55 卷筒 n 卷筒 =55 r/min 2）各轴的输出功率： 1轴 1 = 4 . 1 2 0 . 9 9 4 . 0 8dP P k W 联 轴 器， 26.18i 总 1 6.30i 2 4.1i 各轴转速 1 1 4 4 0 m innr 2 2 2 9 m innr 3 55 m innr= 5 5 m innr卷 筒 各 轴功率 1 4.08P kW 2 3.92P kW 3 3.76P kW= 3 .6 9P kW卷 筒 各轴转矩 2 7 .3 2dT N m nts - 7 - 2轴 21 = 4 . 0 8 0 . 9 9 0 . 9 7 = 3 . 9 2P P k W 轴 承 齿 轮， 3轴 32 = 3 . 9 2 0 . 9 9 0 . 9 7 = 3 . 7 6P P k W 轴 承 齿 轮， 卷筒 3= = 3 . 7 6 0 . 9 9 0 . 9 9 = 3 . 6 9 k WPP 卷 筒 轴 承 联 轴 器； 3) 各轴转矩 电机 轴 4 . 1 29 5 5 0 9 5 5 0 2 7 . 3 21440dd dpT N mn 1轴 1114 . 0 89 5 5 0 9 5 5 0 2 7 . 0 61440PT N mn ， 2轴 2223 . 9 29 5 5 0 9 5 5 0 1 6 3 . 4 8229PT N mn ， 3轴 3333 . 7 69 5 5 0 9 5 5 0 6 5 2 . 8 755PT N mn ， 卷筒 3 . 6 9= 9 5 5 0 = 9 5 5 0 = 6 4 0 . 7 2 N m55PTn 卷 筒卷 筒 卷 筒由以上数据得各轴运动及动力参数表： 轴 功率 PkW 转矩()T N m 转速( min)nr 电机轴 4.12 27.32 1440 1轴 4.08 27.06 1440 2轴 3.92 163.48 229 3轴 3.76 652.87 55 卷筒轴 3.69 640.72 55 1 2 7 .0 6T N m 2 1 6 3 .4 8T N m 3 6 5 2 .8 7T N m= 6 4 0 .7 2T N m卷 筒 nts - 8 - 5 传动零件设计（齿轮） 5.1 高速级齿轮传动设计 1. 选定齿轮材料及齿数 ： 运输机为一般工作的机器，速度不高，故选用 8级，精度，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS,两材料硬度差为40HBS，选取小齿轮齿数 Z1=20， 则大齿轮 Z2=6.3 2. 按齿面接触强度设计 设齿轮按 8级精度制造。 2131 2 12 . 3 2 ( )EdHK T Zudu(1)确定公式中的各计算数值： 1)选择载荷系数 t 1.3K ； 2)小齿轮的转矩： 41 2 . 7 0 6 1 0T T N m m ； 3)由表 10-7选择齿宽系数 =1d 4)齿数比 1 6.30ui 5)由表 10-6选 材料的弹性影响系数 12= 1 8 9 .9 M P aEZ 6) 由图 10-21d 选 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限lim 1 = 6 5 0 M P aH，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 = 5 6 0 M P aH。 7） 计算应力循环次数 。 91 1 hN 6 0 L 6 0 1 4 4 0 1 8 3 0 0 5 1 . 0 3 7 1 0nj （ ） 9 812N 1 . 0 3 7 1 0N 1 . 6 4 6 1 06 . 3 0i 8） 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90; KHN2=0.95 ， t 1.3K =1d 1 6.30ui 12= 1 8 9 .9 M P a EZ lim 1 = 6 5 0 M P aHlim 2 = 5 6 0 M P aH91N 1 .0 3 7 1 0 82N 1 .6 4 6 1 0 KHN1=0.90 KHN2=0.95 nts - 9 - 9） 计算接触疲劳应许应力 。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 H N 1 l i m 11H N 2 l i m 22K 0 . 9 6 5 0 a 5 8 5 aSK 0 . 9 5 5 6 0 a 5 3 2 aSHHHHM P M PM P M P (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径t1d，带入 H中较小的值 。 4221 331t+ 1 1 . 3 2 . 7 0 6 1 0 7 . 3 0 1 8 9 . 8d 2 . 3 2 ( ) 2 . 3 2 ( )1 6 . 3 0 5 3 24 0 . 1 6 3EdHK T Zuumm 2）计算圆周速度 v。 11 333 . 1 4 4 0 . 1 6 3 1 4 4 0 3 . 0 2 7 /6 0 1 0 6 0 1 0dn ms 3)计算齿宽 b。 1 1 * 4 0 . 1 6 3 4 0 . 1 6 3dtb d m m 4）计算齿宽与齿高之比hb。 模数114 0 . 1 6 3m t 2 . 0 0 120td mmz 齿高 h=2.25mt=2.25 2.001=4.502mm 5)计算载荷系数。 根据 v=3.027m/s,8 级精度，由图 10-8查的动载系数 1.1VK直齿轮， 1 FH KK; 由表 10-2查的使用系数 1AK ; 由表 10-4 用插值法查的 8 级精度、小齿轮相对支承 非对称布置时， 423.1HK 125 8 5 a5 3 2 aHHMPMP1td 4 0 .1 6 3mm3 .0 2 7 /ms 4 0 .1 6 3b m m m t 2 .0 0 1mm h =4.502mm nts - 10 - 由 b/h=8.92, 423.1HK查图 10-13得 35.1FK;故载荷系数 K=HK HK VK AK= 5 6 5 3.1423.111.11 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 3311 1 . 5 6 5 3d d 4 0 . 1 6 3 4 2 . 7 2 8 m m1 . 3ttKK 计算模数 m。 mm 3. 按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得完全强度的设计公式为 3 21 12 F SaFad YYzKTm （ 1） 确定公式内的各计算数值 1) 由图 10-20c 查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限MPMP FEFE 380a500 21 限；大齿轮的弯曲强度极 2)由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数120 . 8 5 0 . 8 8 ;F N F NKK，3)计算弯曲疲劳许用应力 1 F N 112 F N 22K 3 0 3 . 5 7 aK 2 3 8 . 8 6 aF l NFF l NFMPSMPS4)计算载荷系数 K K=FK FK VK AK= 485.135.111.11 5)查取齿形系数 由表 10-5查得 YFa1=2.80,YFa2=2.16 6)查取应力校正系数 由表 10-5查得 应力校正系数 YSa1=1.55,YSa2=1.81 1d 4 2 .7 2 8 m m mm 125 0 0 a380FEFEMPMP120.850. 8;FNFNKK 123 0 3 . 5 7 a2 3 8 . 8 6 aFFMPMPK 1.485 YFa1=2.80,YFa2=2.16 YSa1=1.55,YSa2=1.81 nts - 11 - 7）计算大小齿轮 的 1aFaY F SY并加以比较 F a 1 a 11Y 2 . 8 0 1 . 5 5 = 0 . 0 1 4 3 03 0 3 . 5 7SFY F a 2 a 22Y 2 . 1 6 1 . 8 1 = 0 . 0 1 6 3 72 3 8 . 8 6SFY 大齿轮 的数值大一些 ，选小齿轮进行计算 （ 2） 设计计算 3 21 12 F SaFad YYzKTm =1.42mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮的模数 m 的大小主要决定于齿根弯强度，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于直径有关， 按 GB/T1357-1987圆整为标准模数，取 m=2mm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 d1=42.728mm，计算小齿轮齿数 Z1= 1d 4 2 . 7 2 8 2 1 . 3 6 4 2 2m2 大齿轮齿数 Z2 6 . 3 0 2 2 1 3 8 . 6 1 3 9 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 1122d z m 2 2 2 4 4 m md z m 1 3 9 2 2 7 8 m m （ 2） 计算中心距 a= 12dd 4 4 2 7 8 1 6 1 m m22 （ 3） 计算齿轮宽度 F a 1 a 11Y 0 .0 1 4 3 0SFY F a 2 a 22Y 0 .0 1 6 3 7SFY m=2mm 1Z 22 2Z 139 12d 44mmd 278mm a 161mm b 44mm B2=44mm,B1=50mm nts - 12 - b=d1d 1 4 4 4 4 m m B2=44mm,B1=50mm 3.2 第二级齿轮传动设计计算 1.选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）确定材料热处理方式 材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 2）传动方案选择直齿圆柱齿轮传动。 3）运输机为一般工作机器，速度不高，选用 8 级精度（ GB10095-88） 4) 选择小齿轮数 Z1=30,大齿轮数 Z 2 = 4 . 1 3 0 1 2 3 2按 齿 面接触强度设计 由设计计算公式（ 10-9a）进行计算，即 3 21t1 )(12.32d HEd ZuuKT （ 1） 确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 3.1tK 2)小齿轮的转矩： 32 1 6 3 . 4 8 1 0T T N m m ； 3)由表 10-7选择齿宽系数 =1d 4)齿数比 2 4.1ui ； 5)由表 10-6选 材料的弹性影响系数 12= 1 8 9 .9 M P aEZ 6) 由图 10-21d 选 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限lim 1 = 6 5 0 M P aH，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 = 5 6 0 M P aH。 7） 计算应力循环次数。 Z1=30 Z2=123 t 1.3K 31 6 3 .4 8 1 0T N m m =1d 2 4.1ui 12= 1 8 9 .9 M P a EZ lim 1 = 6 5 0 M P aHlim 2 = 5 6 0 M P aH91N 1 .6 4 8 1 0 82N 4 .0 2 1 1 0 KHN1=0.90； KHN2=0.95 nts - 13 - 91 1 hN 6 0 L 6 0 2 2 9 1 8 3 0 0 5 1 . 6 4 8 1 0nj （ ） 9 812N 1 . 6 4 8 1 0N 4 . 0 2 1 1 04 . 1i 8） 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90; KHN2=0.95 9） 计算接触疲劳应许应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 H N 1 l i m 11H N 2 l i m 22K 0 . 9 6 5 0 a 5 8 5 aSK 0 . 9 5 5 6 0 a 5 3 2 aSHHHHM P M PM P M P (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径t1d，带入 H中较小的值。 5221 331t+ 1 1 . 3 1 . 6 3 4 8 1 0 5 . 1 1 8 9 . 8d 2 . 3 2 ( ) 2 . 3 2 ( )1 4 . 1 5 3 27 4 . 8 9 9EdHK T Zuumm 2）计算圆周速度 v。 12 333 . 1 4 7 4 . 8 9 9 2 9 9 1 . 1 7 2 /6 0 1 0 6 0 1 0dn ms 3)计算齿宽 b。 1 1 * 7 4 . 8 9 9 7 4 . 8 9 9dtb d m m 4）计算齿宽与齿高之比hb。 模数117 4 . 8 9 9m t 2 . 4 9 730td mmz 齿高 h=2.25mt=2.25 2.497=5.618mm 5)计算载荷系数。 根据 v=1.172m/s,8 级精度，由图 10-8查的动载系数 1.1VK 125 8 5 a5 3 2 aHHMPMP1td 7 4 .8 9 9 mm1 .1 7 2 /ms 7 4 .8 9 9b m m m t 2 .4 9 7 mm h =5.618mm nts - 14 - 直齿轮， 1 FH KK; 由表 10-2查的使用系数 1AK ; 由表 10-4 用插值法查的 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 423.1HK由 b/h=8.92, 423.1HK查图 10-13得 35.1FK;故载荷系数 K=HK HK VK AK= 5 6 5 3.1423.111.11 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 3311 1 . 5 6 5 3d d 7 4 . 8 9 9 7 9 . 6 8 2 m m1 . 3ttKK 计算模数 m。 mm 3. 按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得完全强度的设计公式为 3 21 12 F SaFad YYzKTm （ 2） 确定公式内的各计算数值 1) 由图 10-20c 查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限MPMP FEFE 380a500 21 限；大齿轮的弯曲强度极 2)由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数120 . 8 5 0 . 8 8 ;F N F NKK，3)计算弯曲疲劳许用应力 1 F N 112 F N 22K 3 0 3 . 5 7 aK 2 3 8 . 8 6 aF l NFF l NFMPSMPS4)计算载荷系数 K 1d 7 9 .6 8 2 m m mm 125 0 0 a380FEFEMPMP120.850.88;FNFNKK 123 0 3 . 5 7 a2 3 8 . 8 6 aFFMPMPK 1.485 YFa1=2.52,YFa2=2.16 YSa1=1.625 nts - 15 - K=FK FK VK AK= 485.135.111.11 5)查取齿形系数 由表 10-5查得 YFa1=2.52,YFa2=2.16 6)查取应力校正系数 由表 10-5查得 应力校正系数 YSa1=1.625,YSa2=1.81 7）计算大小齿轮 的 1aFaY F SY并加以比较 F a 1 a 11Y 2 . 5 2 1 . 6 2 5 = 0 . 0 1 3 6 23 0 3 . 5 7SFY F a 2 a 22Y 2 . 1 6 1 . 8 1 = 0 . 0 1 6 3 72 3 8 . 8 6SFY 大齿轮 的数值大一些 ，选小齿轮进行计算 （ 2） 设计计算 3 212 F a S adFYYKTmz =1.937mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮的模数 m 的大小主要决定于齿根弯强度，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于直径有关， 按 GB/T1357-1987圆整为标准模数，取 m=2mm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 d1=74.899mm，计算小齿轮齿数 Z1= 1d 7 4 . 8 9 9 3 7 . 4 5 0 3 8m2 大齿轮齿数 Z2 4 . 1 8 1 5 5 . 8 1 5 6 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 YSa2=1.81 F a 1 a 11Y 0 .0 1 3 6 2SFY F a 2 a 22Y 0 .0 1 6 3 7SFY m=2mm 1Z 38 2Z 156 12d 76mmd 312mm a 194mm b 76mm nts - 16 - 1122d z m 3 8 2 7 6 m md z m 1 5 6 2 3 1 2 m m （ 2） 计算中心距 a= 12dd 7 6 3 1 2 1 9 4 m m22 （ 3） 计算齿轮宽度 b=d1d 1 7 6 7 6 m m B2=76mm,B1=82mm 4 轴的设计 4.1 高速轴 1 的设计 1.选择材料及热处理方式 选取轴的材料为 45号钢，调质处理。 2.齿轮上的作用力 3 3112 2 2 7 . 0 6 1 0F 1 . 2 3 1 044tT Nd 3F F t a n 0 . 3 6 4 1 . 2 3 1 0 4 4 7 . 6 8rt NN 0203.初步确定轴的最小直径mind按扭转强度法估算高速轴的直径，由表 15-3，取常数0 112A ，由 1公式 (14-2)，轴的最小直径满足： 1333m i n 0 014 . 0 81 1 2 1 5 . 8 51440PPd A A m mnn ； 该段轴上有 一 键槽将计算值加大 5%，取m in 1 6 .6 4d m m此轴的最小直径 mind 即安装在联轴器处轴的最小直径1mind，为了使所选的轴的直径 d与联轴器的孔径相适应，故需同时选B2=76mm,B1=82mm 3F 1 .2 3 1 0t NF 4 4 7 .6 8r N m in 1 6 .6 4d m m 12 20d mm L=32mm nts - 17 - 取联轴器的型号。 根据传动装置的工作条件拟选用 HL型弹性注销联轴器。 查表 14-1，取AK =1.3,则计算转矩： A 1 . 3 2 7 . 0 6 2 9 . 5 5CT K T N m ； 按照nC TT 及电动机轴尺寸等限制条件，查 GB/T 5014-2003，选用 HL1 型弹性柱销联轴器。其公称转矩 160nT N m，半联轴器的孔径 1 2 2 4d m m : 最后确定减速器高速轴外伸直径12 20d mm ,半联轴器长度L=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=27mm。 4. 轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 （ 2）根据轴定位的要求确定轴的个段的直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2 的轴的左 段 需要制出一轴肩 ，故 取 2-3 段直径23 24d mm ，右端 用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=30mm。半联轴器与 轴配合的L1=27mm， 为了保证轴端挡圈指压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2段长度比 L1略短一些，现取 L1-2=22mm 2）初步选择滚动轴承。 因轴只承受到径向力的作用，故选用深沟球轴 承。参照工作要求并根据23 24d mm ，由轴承 产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承60306，故 L7-8=19，而 3 4 7 8 = 3 0d d m m 。 左端滚动轴承采用轴肩 进行定位 ，由手册查的轴肩高度h=6mm，因此，取 67 42d mm 。 3)取安装 齿轮处的轴段 4-5 段直径 45 34d mm ；齿轮右端与右端轴承的左端之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为50mm， 为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短与轮毂宽度，故 L4-5=47mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度 h0.07d，故取 h=6mm，则轴环处的直径 56 50d mm 。轴环的宽度L1=27mm 23 24d mm D=30mm L1-2=22mm 3 4 7 8 = 3 0d d m m L7-8=19 67 42d mm 45 34d mm L4-5=47mm 56 50d mm L5-6=12mm L2-3=50mm nts - 18 - b 1.4h，取 L5-6=12mm。 4）轴承端盖的共宽度为 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使用便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器左端面间的距离 L=30mm，故L2-3=50mm。 5） 取齿轮距箱体内壁的距离 a=16mm， 两圆柱齿轮之间的距离 c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚定轴承的位置时，应矩箱体的内壁一段距离 s，取 s=8mm，已知滚动 轴承宽度T=19mm， 中速轴上的小齿轮宽度为 B=82mm,则 L3-4=T+s+a+(50-47)=（ 19+8+16+3） mm=46mm L6-7=B+c+a+s-L5-6=（ 82+20+16+8-12） mm=114mm 至此，已初步确定 了轴的个段直径和长度 ,轴的总长度L=310mm。 （ 3） 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均为采用平键连接。 按 45
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