基于SolidWorks圆锥-圆柱齿轮减速器设计

1、目录基于SolidWorks圆锥-圆柱齿轮减速器的设计2第一章绪论31.1 减速器及其研究方法的现状和发展趋势31.2 设计的内容问题及方法51.3 实体造型软件的选择51.4 课题研究的主要内容和方法81.5 研究过程中的主要问题和解决办法8第二章 圆锥-圆柱齿轮减速器的设计计算及分析92.1 电动机的选择92.11 选择电动机的容量92.22 选择电动机转速102.2传动动和动力参数的计算102.21 计算分配传动比102.22计算各轴的转速112.23 计算各轴的功率112.24 各轴的输入转矩112.3传动零件的设计计算112.31 高速级闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算112.32低

2、速级闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算142.4轴的设计计算182.41 减速器高速轴I的设计182.42 减速器低速轴II的设计202.43 减速器低速轴III的设计222.5滚动轴承的选择与寿命计算242.51 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算242.52.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算252.6键联接的选择和验算272.61.联轴器与高速轴轴伸的键联接272.62 小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接272.63大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接282.64大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接282.65低速轴III与输出联轴器的键联接282.7 联轴器的选择292.71.输入端联轴

3、器的选择292.72 输出端联轴器的选择292.8 润滑油的选择与热平衡计算302.81.减速器的热平衡计算302.82.润滑油的选择302.9 箱体的设计计算312.91 箱体的设计312.92 箱体的主要结构尺寸及其数据32第三章 圆锥圆柱减速器SolidWorks三维造型333.1 SolidWorks软件简介333.2 Solidworks软件各主要模块的介绍333.3 Solidworks建模一般过程333.4 Solidworks装配的基本方法343.5减速箱体三维实体造型35第四章总结38参考文献：39基于SolidWorks圆锥-圆柱齿轮减速器的设计摘要：现如今，我国现代化的工

4、 业、农业、交通等各个部门的发展要求设计出更多生产效率高，性能良好的机械设备，机械设计制造工业为国民经济提供设备，它所表现出的技术和现代化程度极大的影响着整个国民经济的技术水平。因此，必须对机械设计或机构设计提出更高的严格要求。目前，我国的机械工业水平和世界一流技术还存在着差距，甚至于某些行业仍然存在着仿制和类比设计，缺乏自主的创新性，关键问题之一就是在于设计水平落后。要改变这一现状，就必须得加强重视现代设计方法的研究、推广及其应用。在如此条件下，基于计算机的虚拟技术，虚拟产品开发就越来越显出其独特的优势。本设计讲述了圆锥圆柱齿轮减速器的机械设计，先进行了传动方案的选择，选择齿轮减速器作为传动

5、装置，然后进行减速器的设计计算，并通过对各个零件的分析阐述了减速器各部件的装配关系及其工作原理。此外设计采用Solid Works对其三维建模及装配，使得设计的减速器更加形象具体化，让人一目了然。然后通过Solid Works转换为二维图纸，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。关键字：Solid Works 圆锥圆柱齿轮减速器 三维建模第一章 绪论1.1速器及其研究方法的现状和发展趋势减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。减速器的作用有以下两点：一是在降速的同时提高输出扭矩，扭矩输出的比例按照电机输出乘减速比，但是值得

6、注意的是不能超出减速器额定扭矩；二则是降速的同时降低了负载的惯量，惯量值的减少为减速比的平方。减速器分为很多种类，按照传动类型可以大致分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器以及它们相互组合起来的减速器；而按照传动的级数则可以分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可以分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥-圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可以分为展开式、分流式和同轴式减速器。伴随着世界的发展，我国的市场经济也在不断发展与进步,“九五”期间,齿轮行业的专业化生产水平有了明显提高,比如一汽、二汽等 大型企业集团的齿轮变速箱厂、车轿厂,通过企业改组、改制,改为相对独立的专业厂,参与市场竞争;随着军工

7、转民用,农机齿轮企业转加工非农用齿轮产品,调整了企业产品结构;私有企业的崛起,中外合资企业的涌现,齿轮行业的整体结构得到优化,行业实力增 强,技术进步加快。 近十几年来,计算机技术、信息技术、自动化技术在机械制造中的广泛应用,改变了制造业的传统观念和生产组织方式。一些先进的齿轮生产企业已经采用精益生产、敏捷制造、智能制造等先进技术,形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计算机网络化管理。 在产品设计阶段,就同时进行工艺过程设计及安排产品整个生产周期的各配套环节。市场的快速反应大大缩短了产品投放市场的时间。零部件企业正向大型化、专业化、国际化方向发展。齿轮产品将成为国际采购、国际配套的产品。

8、适应市场要求的新产品开发,关键工艺技术的创新竞争,产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神,是21世纪企业竞争的焦点。在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技术与数控技术的发展,使得机械加工精度、加工效率大为提高,从而推动了机械传动产品多样化,整机配套的模块化、标准化,以及造型设计艺术化,使产品更加精致、美观。 CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动,齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。 汽车的自动变速器已成为高档轿车不可缺少的装备

9、。众多厂家都在寻找适合中国国情,具有中国特色的效率高,成本低,结构简单,容易制造,能适应中低挡轿车及城市客车需要的自动变速器。自动变速器(AutomaticTransmission)简称AT,目前在轿车上普遍采用的是液力机械式AT-HMT(HydrodynamicMechanicalTransmission)。AT的发展主要有以下动向:1)变矩器的高效率化;2)多档位化;3)变矩器闭锁离合器的打滑控制;4)换档点控制的智能化;5)换挡过渡过程的高品质化;6)保留手动模式。摩托车齿轮生产的专业化、规模化、标准化已基本形成。今后市场竞争的焦点是质量、品牌与新产品的开发。 临近中国加入世贸组织(WT

10、O),工程机械齿轮必须跟上整机产品升级换代的要求。随着我国大功率工程机械的研制开发,中国工程机械齿轮传动产品液力传动装置和动力换挡变速箱以及静压传动装置,将有较大的发展。 我国农用运输车经过20年的成长与高速发展,现已进入稳定发展期,各型轮式拖拉机有向大功率发展的趋势。因此与之配套的拖拉机齿轮企业的新产品开发,将会紧紧跟上发展的步伐。工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面,向硬齿面(5060HRC)、高精度(45级)、高可靠度软启动、运行监控、运行状态记录、低噪声、高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。中小功率变速箱为适应机

11、电一体化成套装备自动控制、自动调速、多种控制与通讯功能的接口需要,产品的结构与外型在相应改变。矢量变频代替直流伺服驱动,已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等)追求的目标。 随着我国航天、航空、机械、电子、能源及核工业等方面的快速发展和工业机器人等在各工业部门的应用,我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。同时,随着国家高新技术及信息产业的发展,对谐波传动技术产品的需求将会更加突出。 船用齿轮箱在某些指标方面与国际先进水平尚有一定差距,但在制造精度方面及某些产品性能方面已接近国际水平。 随着国民经济的发展和人民生活水平的提高,游艇、高速艇齿轮箱将会有较大的发展。面临21

12、世纪,齿轮先进制造技术的全过程实现计算机信息技术与现代管理技术的结合,将会飞速发展。随着我国改革开放,世界级的跨国大公司已开始大举进军中国市场,并以独资、合资、合作制造等形式在我国生产汽车、工程机械、大型成套设备的齿轮及齿轮装置,齿轮产品在我国将会有大量国际品牌加入,这必将促使我国零部件结构的大调整,车辆齿轮生产的专业化集中度将继续提高。目前齿轮行业存在的低水平制造能力过剩,高水平制造能力不足的局面必须改变。 中国齿轮行业在20世纪90年代的快速发展,已基本完成了由卖方市场到买方市场的转变。随着我国体制改革的深入,充分发挥行业协会作用,加强行业自律性市场约束,形成有序竞争的市场机制,是当前市场

13、发展的迫切任务。 总之,当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率;二低即低噪声、低成本;二化即标准化、多样化。 减速器和齿轮的设计与制造技术的发展,在一定程度上标志着一个国家的工业水平,因此,开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景1.2设计的内容问题及方法基于 SolidWorks 的圆锥圆柱齿轮减速器的设计就是根据给定的原始数据参数， 如轴的转速， 工作载荷等， 设计计算减速器各个零件结构的尺寸。 从而运用实体三维软件 SolidWorks 绘制出实体， 检查减速器设计尺寸的合理性，并进行三维

14、建模。 主要的设计内容大致分成为两大部分： 第一部分， 对圆锥圆柱齿轮减速器的设计。 第二部分， 利用 solidworks 软件对减速器进行三维实体建模。1.21 学习回顾齿轮减速器理论相关知识， 分析出各设计参数对齿轮减速器的性能的影响。 对齿轮动力系统进行学习和选择， 学习传动知识， 进行减速器的总体结构方案设计及运行机理分析；1.22、 进行齿轮减速器的结构设计及计算（电动机的选择、 计算传动装置的总传动比并分配传动比、 计算各轴动力参数、 齿轮的设计计算、 轴的设计及计算等）；1.23、 学习 solidworks 软件， 进行三维实体建模1.3实体造型软件的选择在大学期间，学校给我

15、们开设软件设计课程有CAD，PROE。二这次的毕业设计我选择了SolidWorks进行三维建模。SolidWorks公司是一家专门从事开发三维机械设计软件的高科技公司，在全世界都很有名。公司宗旨是使每位设计工程师都能在自己的微机上使用功能强大的世界最CAD/CAE/CAM系统，公司主导产品是世界领先水平的SolidWorks软件。据了解，在90年代初，国际微机市场发生了根本性的变化，微机性能大幅提高，而价格却一直下降，微机卓越的性能足以运行三维CAD软件。为了开发世界空白的基于微机平 台的三维CAD系统，1993年PTC公司的技术副总裁与CV公司的副总裁成立SolidWorks公司，并于199

16、5年成功推出了SolidWorks 软件，引起世界相关领域的一片赞叹。在SolidWorks软件的促动下，1998年开始，国内、外也陆续推出了相关软件；原来运行在UNIX操作系统的 工作站CAD软件，也从1999年开始，将其程序移植到Windows操作系统中。SolidWorks软件是世界上第一个基于Windows开发的三维CAD系统，该系统在1995-1999年获得全球微机平台CAD系统评比第一名，从1995年至今，已经累计获得十七项国际大奖第一个基于Windows平台的三维机械CAD软件l第一个创造了FeatureManager特征管理员的设计思想l第一个在Windows平台下实现的自顶向

17、下的设计方法第一个实现动态装配干涉检查的CAD软件第一个实现智能化装配的CAD公司第一个开发特征自动识别FeatureWorks的软件公司第一个开发基于Internet的电子图板发布工具(eDrawing)的CAD公司由于SolidWorks出色的技术和市场表现，不仅成为CAD行业的一颗耀眼的明星，也成为华尔街青睐的对象。终于在1997年由法国达索公司以三亿一 千万的高额市值将SolidWorks全资并购。公司原来的风险投资商和股东，以原来一千三百万美元的风险投资，获得了高额的回报，创造了CAD行业的世 界纪录。并购后的SolidWorks以原来的品牌和管理技术队伍继续独立运作，成为CAD行业

18、一家高素质的专业化公司。 功能描述自顶向下的设计是指在装配环境下进行相关设计子部件的能力，不仅做到尺寸参数全相关，而且实现几何形状、零部件之间全自动完全相关，并且为设计者提供完全一致的界面和命令进行全自动的相关设计环境。用户可以在装配布局图做好的情况下，进行设计其它零部件，并保证布局图、零部件之间全自动完全相关，一旦修改其中一部分，其它与之相关的模型、尺寸等自动更新，不需要人工参与。自下向上的设计是指在用户先设计好产品的各个零部件后，运用装配关系把各个零部件组合成产品的设计能力，在装配关系定制好之后，不仅做到尺寸参数全相关，而且实现几何形状、零部件之间全自动完全相关，并且为设计者提供完全一致的

19、界面和命令进行全自动的相关设计环境。 用户可以在产品的装配图做好后，可以设计其它零部件、添加装配关系，并保证零部件之间全自动完全相关，一旦修改其中一部分，其它与之相关的模型、尺寸等自动更新，不需要人工参与。在SolidWorks 中，用户可利用配置功能在单一的零件和装配体文档内创建零件或装配体的多个变种(即系列零件和装配体族)，而其多个个体又可以 同时显示在同一总装配体中。其它同类软件无法在同一装配体中同时显示一个零件的多个个体，其它同类软件也无法创建装配体族。在本次设计中采用SolidWorks来进行零部件的三维造型及装配，在过程中加深了对减速器的理解，强化对软件的运用。SolidWorks

20、的软件功能十分强大，但是组件有点多。同时SolidWorks功能强大，学习简单，设计方便等特点让它成为了先如今运用最为广泛机械制图的软件之一。对于每一个从事机械设计工作的人来说，SolidWorks操作十分的简单，同时学习也方便，运用也方便，对于电脑配置的要很容易满足。同时，在运用该软件绘图修改也很方便，即使是组装好的三维模型，如果需要修改的时候也直接打开装配体上的零件，然后对其修改，再修改完后装配体上也会完成修改，更加方便快捷。1.4课题研究的主要内容和方法拟定总体设计方案。 它可能涉及机械学对象的不同层次、 不同类型的机构组合、 或不同学科知识技术； 2、 减速器的结构设计及计算， 以达到

21、设计要求； 3、 减速器 Solidworks 三维造型仿真。 对设计好的机械结构进行三维实体的模型建造， 建好之后进行装配， 总装之后进行三维实体模型的运动仿真； 4、 绘制相关的零件图、 装配图等。1.5研究过程中的主要问题和解决办法机械结构设计实在充分了 解产品计划和总体方案所考虑的设计意图和全部结构的基础上进一步创造的过程， 必要时可能需要修改甚至推翻前阶段的结论。 应当注意到问题是：1.51、 首先在总体方案设计过程中要考虑到方案的可行性要求， 确定及其总体结构及传动机构布置形式， 对减速器的各传动零件进行校核和设计。 完成减速器的初步设计， 确定最终所选的机构方案；1.52 在结构

22、设计计算过程中应该根据题目 的要求进行认真的校核计算， 以达到题目要求。 结合设计数据进行数据修改和计算， 使减速器不断优化；1.53 掌握三维设计。第二章 圆锥-圆柱齿轮减速器的设计计算及分析2.1电动机的选择2.11 选择电动机的容量已知：运输带工作拉力F=2.4KW 运输带工作速度v （m/s）=1.00m/s卷筒直径D（mm）=320mm电动机的有效功率为Pw=2.4kw从电动机到工作机输出轴间的总效率=12 23 3456式中联轴器的传动效率1=0.96一对圆锥滚子轴承的效率2=0.98一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98一对球轴承的效率 4= 0.99闭式直齿圆锥齿传动效率5=

23、0.95闭式直齿圆柱齿传动效率6= 0.97总效率=12 23 3456=0.960.992 0.983 0.990.950.97=0.808所需电动机的输出功率 Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw2.22 选择电动机转速锥齿轮传动比一般不大于3，二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比为：I=10-25 nw=60x1000v/D=59.68 r/minNd=596.8-1492 r/min=查参考文献1表4-12.2 得 表1.1方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-431500142022.2942Y132S-63100096015.072根据以上两种可行同步转速电机对

24、比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y132S-6型电动机。2.2传动动和动力参数的计算2.21 计算分配传动比（1） 传动装置总传动比i=15.072（2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4（3） 实际总传动比i实=i12i34=3.7624=15.048,i=0.0210.05，故传动比满足要求满足要求。2.22 计算各轴的转速n0=960r/min，I轴 ：n1=n0=960r/min，II轴：n2=n1/ i12=303.673r/min，III轴 ：n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.

25、829r/min2.23 计算各轴的功率p0=pr=3 kw，p1= p02=2.970kw,p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw2.24 各轴的输入转矩因电动机轴的输出转矩：T=9.55Pi/ni 可得：T0=29.844 Nm, T1=29.545 Nm, T2=86.955 Nm,T3=393.197 Nm, T4=381.527 Nm2.3传动零件的设计计算2.31 高速级闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材：按传动方案方案选用直齿圆锥传动，压力角取为20。带式输送机为一般工作机器，查手册2选用7级精度。小齿轮、

26、大齿轮材料选择如下小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1 =220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2 =210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：查手册2 得区域系数5.2=HZ，弹性影响系数2 18.189MpaZE=，查手册2得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Mpa5701lims、N1=60njL=609601811250=1.26710N2=N1/i2 =1.26710/3=2.52210查图517得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，

27、由式（529）得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5800.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =5601.120.92=577 MpaH1 H2，计算取H= H2=533.6 Mpac按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：取齿数 Z1=21，则大齿轮Z2=Z1 i12=3.76232=79，取Z2=79实际齿数比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tan2=cot1，2=72.2965=7216 35，1=17.7

28、035=1742 12，则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cos2=79/cos72.2965=259.79由2图5-14，5-15得YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=2/cossin=2/cos20sin20=2.5由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1， 由2 取K=1.4又 T1=28.381 Nm ，u= 3.762，R=0.3由2式5-56计算小齿轮大端模数：m4KT1YFaYsa/RZF（1-0.5R）2 u2 +1将各值代得 m1.498由2表5-9取 m=3

29、d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=321=63，d2=mz2=379=237齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965=238.827齿根圆直径df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035=56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965=231.808齿轮锥距 R=d1+ d2/2=122.615，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齿宽b=RR =0.3122.615=36.7

30、8由2表5-6，选齿轮精度为8级由1表4.10-2得1=（0.10.2）R=（0.10.2）305.500=30.0560.1取1=10，2=14,c=10轮宽 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4L2=（0.10.2）d2=（0.10.2）291=39e验算齿面接触疲劳强度： 按2式5-53H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R）2 ，代入各值得H=470.899H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2式5-55由2图5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32及

31、m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=21.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.591.812.23/（

32、2.81.55）=178.28300Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2.32 低速级闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a 选材： 传动方案选用直齿圆柱齿轮传动 查手册2选用7级精度 材料选择及热处理如下：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1=220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2=210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：N1=60njL=609601811250=1.26710， N2=N1i23=1.26710/3=2.52210查图517

33、得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（529）得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPaH2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPaH1 H2，计算取H= H2=560.28 Mpac. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：u=i34=4，a=0.4，ZH=2/cossin=2/cos200 sin200 =2.5且由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1 2式5-

34、18计算中心距：a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua）=51.1869552.5189.8/（240.4560.28）=147.61由1表4.2-10 圆整 取 a=160d齿轮参数设计：m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表5-7取 m=2齿数Z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4）=32Z2=uZ1=432=128 取Z2=128则实际传动比 i=149/31=4分度圆直径 d1=mz1=232=64 ，d2=mz2=2128=256齿顶圆直径 da1= d1+2m=68，da2=d2+2m=260齿基圆直径 db1= d

35、1cos=64cos20o =60.14db2= d2cos=256cos20o =240.56齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59df2= d2-2.5m=256-2.52=251圆周速度 v=d1n2/60103=3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齿宽 b=aa =0.4160=64由2表5-6，选齿轮精度为8级e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表5-3，取KA=1.0；由2图5-4（d），按8级精度和VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由2表5-

36、3得Ka=1.2；由2图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36；a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）=1.773即Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZE

37、Z2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（72622 5.024）=240.63H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按Z1=32，Z2=128，由2图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由2图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式5-23计算Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2图5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32切m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，

38、Sfmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=21.397835102.561.650.673/（26464）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.2331.842.18/（2.561.65）=67.644300 Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2

39、.4轴的设计计算2.41 减速器高速轴I的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按 2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dAp/nn0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.110.16d11623 取d1=20c. 考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为dD=38，查1表4.7-1选取联轴器规格HL3（Y3882，Y3060），根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图1.2a所示d. 该轴受力计算齿轮1受力：（1）圆周力Ft1

40、=2T1/dm1=229.545/（6410-3 ）=915.52 N，（2）径向力Fr1= Ft1tancos1=915.52tan200 cos17.70350 =317.44 N，（3）轴向力Fa1= Ft1tansin1=915.52tan200 sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 NY=0，RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，垂直面内D点弯矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.

41、9755-680.45129= 3662.14 N=3.662 Nmf. 水平面内的支撑反力：MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.4564/74=419.07 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面内D点弯矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.0755-101.63129=-7.095Nmg. 合成弯矩：MD=M+ M= 0 Nm，M=M+ M=7.98 Nmh. 作轴的扭矩图，计算扭矩：T=T1 =29.545NmI. 校核高速轴I：根据参考文

42、献3第三强度理论进行校核：由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，MD M ，取M= M=7.98 Nm，又抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14203 /32=1.04510m=M+T/ w=7.98+29.545/1.04510=39.132b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。2.42 减速器低速轴II的设计a选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径db1=62）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理按 2表8-3查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴结构，受力计算简图如图齿轮2受力（与齿

43、轮1大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齿轮3受力：（1）圆周力Ft3=2T2/dm3=286.955/（6410-3 ）=2693.87N（2）径向力Fr3= Ft2tan=2693.87tan200 =980.49 Nc. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52（70+63）+2693.8763/183=1919.26 NY=0，RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N垂直面内C点弯矩：MCy =

44、 RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm，M= RBY（L2+L3）- Ft3L2=1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm，D点弯矩：MDy= RBY L3=1690.1363= 92.96Nm，M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2=1919.26120-915.5270=92.96 Nmd. 水平面内的支撑反力：MB=0，RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz=317.

45、44+980.49-750.70=547.23N，水平面内C点弯矩：MCz= RAzL1=750.7050=23.65 Nm，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23133 - 980.4970=-10.55Nm，D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm，M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120-101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nme. 合成弯矩：MC=M+ M= 47.56NmM=M+ M=42.59 NmMD=M+ M=97.71 Nm，M=M+ M= 97.6

46、6Nmf. 作轴的扭矩图，计算扭矩：T=T2=86.955Nmg. 校核低速轴II强度，由参考文献3第三强度理论进行校核：1. 由图1.3可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，MD M ，取M= M=97.71 Nm，抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3=M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.6510-3=44.27b-1=59 Mpa（2）.由于C点轴径较小故也应进行校核：MC M ，取M= M=47.56 Nm，抗扭截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3=M2 +T2 /

47、w=47.562 +86.9552 /2.6510-6=35.14b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求.2.43 减速器低速轴III的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴受力计算齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）：圆周力Ft4=2693.87N，径向力Fr4=980.49 Nc. 求垂直面内的支撑反力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.8771/（125+71）=1157.52 NY=0，Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157

48、.52 =1536.35 N，垂直面内D点弯矩MDy= RcyL1=1536.3555=84.50 Nm ，M= RBY L2=1157.52125=84.50 Nmd水平面内的支撑反力：MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.4970/196=421.31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面内D点弯矩MDz= RCz L1=559.1871=30.75 Nm，M= RBz L2=421.31125=30.76 Nme. 合成弯矩：MD=M+ M= 90.20 Nm，M=M+ M=89.92 Nmf. 作轴的扭矩图如图所，

49、计算扭矩：T=T3=393.197Nmg. 校核低速轴III：根据参考文献3第三强度理论校核：由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= MD =90.20 Nm，又抗弯截面系数：w=d3 min/32=3.14423 /32=7.2710-6 m3=M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6=55.73b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。2.5滚动轴承的选择与寿命计算2.51 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算a高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40，由1表4.6-3选用型号

50、为30208，其主要参数为：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0当A/R时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力（1）支反力RB= R+ R=36.252 +269.272 =271.70 N，RC= R+ R=1184.792 +353.692 =1236.46 N（2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向

51、力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，FA +SB）= SC =412.15 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6，PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8（0.4271.7+1.6310.82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511236.46= 2225.6

52、3Nf. 计算轴承寿命 又PB PC，故按PC计算，查2表9-4 得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60960）=0.12106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=60.26L=11年故该轴承满足寿命要求。2.52.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=35，由1表4.6-3选用型号为30207，其主要参数为：d=35，D=72，Cr=51500 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200查2表9-

53、6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力1. 支反力RB=R+R=1919.262 +547.232 =1995.75 NRA= R + R =750.702 +353.692 =922.23 N2. 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，FA-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=623