二级斜齿圆柱齿轮减速器说明书洛阳理工

1、机械设计减速器说明书 系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录一 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1二 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1三 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3四 计算传动装置运动学和动力学参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3中间轴的参数44.4低速轴的参数54.5工作机的参数5五 普通V带设计计算5六 减速器高速级齿轮传动设计计算96.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数96.2按齿面接触疲劳强度设计96

2、.3确定传动尺寸126.4校核齿根弯曲疲劳强度126.5计算齿轮传动其它几何尺寸146.6齿轮参数和几何尺寸总结14七 减速器低速级齿轮传动设计计算157.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数157.2按齿面接触疲劳强度设计167.3确定传动尺寸187.4校核齿根弯曲疲劳强度187.5计算齿轮传动其它几何尺寸207.6齿轮参数和几何尺寸总结21八 轴的设计228.1高速轴设计计算228.2中间轴设计计算288.3低速轴设计计算34九 滚动轴承寿命校核409.1高速轴上的轴承校核409.2中间轴上的轴承校核419.3低速轴上的轴承校核42十 键联接设计计算4310.1高速轴与大带轮键连接校核43

3、10.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核4410.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核4410.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核4410.5低速轴与联轴器键连接校核44十一 联轴器的选择4511.1低速轴上联轴器45十二 减速器的密封与润滑4512.1减速器的密封4512.2齿轮的润滑4512.3轴承的润滑46十三 减速器附件4613.1油面指示器4613.2通气器4613.3六角螺塞4613.4窥视孔盖4713.5定位销4813.6启盖螺钉48十四 减速器箱体主要结构尺寸48十五 设计小结49参考文献49一 设计任务书1.1设计题目二级斜齿圆柱齿轮减速器，扭矩T=1700Nm，速度v=1.25m/

4、s，直径D=370mm，单班制工作，输送带的速度允许误差为，使用期限8年。每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计二 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用

5、V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。三 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=1×24×32×v×w=0.

6、853.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=Tw×nw9550=11.49kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=11.490.85=13.52kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.25×370=64.56rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：16160。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16160)×64.56=1033-10330r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等

7、因素，选定电机型号为：Y160L-4的三相异步电动机，额定功率Pen=15kW，满载转速为nm=1460r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y200L-8157507302Y180L-61510009703Y160L-415150014604Y160M2-21530002930 电机主要外形尺寸图3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160650×385254×25414.542

8、5;11012×373.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=146064.56=22.615 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2 高速级传动比i1=1.35×iaiv=3.91 则低速级的传动比为i2=2.89 减速器总传动比ib=i1×i2=11.2999四 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数P0=13.52kWn0=nm=1460rpmT0=9550000×P0n0=9550000×13

9、.521460=88435.62Nmm4.2高速轴的参数P=P0×v=13.52×0.96=12.98kWn=n0i0=14602=730rpmT=9550000×Pn=9550000×12.98730=169806.85Nmm4.3中间轴的参数P=P×2×3=12.98×0.99×0.98=12.59kWn=ni1=7303.91=186.7rpmT=9550000×Pn=9550000×12.59186.7=643998.39Nmm4.4低速轴的参数P=P×2×3=12.

10、59×0.99×0.98=12.21kWn=ni2=186.72.89=64.6rpmT=9550000×Pn=9550000×12.2164.6=1805038.7Nmm4.5工作机的参数P=P×1×2×2×w=12.21×0.99×0.99×0.99×0.97=11.49kWn=n=64.6rpmT=9550000×Pn=9550000×11.4964.6=1698599.07Nmm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW

11、转矩T/(Nmm)电机轴146013.5288435.62高速轴73012.98169806.85中间轴186.712.59643998.39低速轴64.612.211805038.7工作机64.611.491698599.07五 普通V带设计计算 1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KA×P=1.1×13.52=14.872kW 2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用B型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=125mm。 2）验算带速

12、v。按式（8-13）验算带的速度v=×dd1×n60×1000=×125×146060×1000=9.55ms-1 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2=i×dd1=2×125=250mm 根据表8-9，取标准值为dd2=250mm。 4.确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=560mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124&#

13、215;a0=2×560+2×125+250+250-12524×5601716mm 由表选带的基准长度Ld=1760mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=560+1760-17162582mm 按式（8-24）,中心距的变化范围为556-635mm。 5.验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-250-125×57.3°582=167.69°>120° 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=125

14、mm和n1=1460r/min,查表8-4得P0=2.2kW。 根据n1=1460r/min，i=2和B型带，查表8-5得P0=0.463kW。 查表8-6得K=0.971，表8-2得KL=0.94，于是 Pr=P0+P0×K×KL=2.2+0.463×0.971×0.94=2.431kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=14.8722.4316.12 取6根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=

15、500×2.5-0.971×14.8720.971×6×9.55+0.17×9.552=219.85N 8.计算压轴力FpFp=2×z×F0×sin12=2×6×219.85×sin167.69°2=2622.99N 9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=42mm 因为小带轮dd1=125 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×42=84mmda=dd+2×ha=125+2×3.5

16、=132mmB=z-1×e+2×f=6-1×19+2×11.5=118mm L=2.0×dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=118mm图5-1 带轮结构示意图 2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=32mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×32=64mmda=dd+2×ha=250+2×3.5=257mmB=z-1×e+2×f=6-1×19+2×11.5=118mmC=

17、0.25×B=0.25×118=29.5mmL=2.0×d=2.0×32=64mm图5-2 带轮结构示意图 10.主要设计结论 选用B型普通V带6根，基准长度1760mm。带轮基准直径dd1=125mm，dd2=250mm，中心距控制在a=556635mm。单根带初拉力F0=219.85N。带型BV带中心距582mm小带轮基准直径125mm包角167.69°大带轮基准直径250mm带长1760mm带的根数6初拉力219.85N带速9.55m/s压轴力2622.99N六 减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)

18、根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°，初选螺旋角=13°。 (2)参考表10-6选用7级精度。 (3)材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度241286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度217255HBS (4)选小齿轮齿数z1=32，则大齿轮齿数z2=z1×i=32×3.91=125。6.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2 1)确定公式中的各参数值

19、试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×12.98730=169806.85Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.46 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.483°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos32×cos20.

20、48332+2×1×cos13=27.993°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos125×cos20.483125+2×1×cos13=22.721°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=32×tan27.993°-tan20.483°+125×tan22.721°-tan20.4832=1.704=d×z1×tan=1×32

21、5;tan13°=2.352Z=4-3×1-+=4-1.7043×1-2.352+2.3521.704=0.588 由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos13°=0.987 计算接触疲劳许用应力H 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60x730x1x8x300x8 = 8.4096x108NL2=NL1/u=2.1506x108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.982，KHN2=1.077 取失效概率为1%，安全系数S=1，

22、得H1=KHN1×Hlim1S=0.982×6001=589.2MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.077×5501=592.35MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=589.2MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×169806.851×3.91+13.91×2.46×189.8×0.588×0.987589.22=4

23、8.946mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v=×d1t×n60×1000=×48.946×73060×1000=1.87 齿宽bb=d×d1t=1×48.946=48.946mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=1.87m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.036 齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×169806.8548.946=6938.538NKA×Ftb=1×6938.53

24、848.946=142Nmm>100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.419 由此，得到实际载荷系数 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.036×1.2×1.419=1.764 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=48.946×31.7641.3=54.188mm 4)确定模数mn=d1×cosz1=54.188×cos13

25、6;32=1.65mm，取mn=2.5mm。6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2×mn2×cos=201.41mm，圆整为201mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=12.4872° =12°29'13" (3)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mn×z1cos=2.5×32cos12.4872=81.938mmd2=mn×z2cos=2.5×125cos12.4872=320.072mm (4)计算齿宽 b=d×d1=8

26、1.94mm 取B1=90mm B2=85mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×K×T×YFa×YSa×Y×Y×cos2d×m3×z12F 1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=85 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos3=32cos312.4872°=34.383 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=125cos312.4872°=134.308 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.492，YFa2=2.0

27、9 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.635，YSa2=1.918 试选载荷系数KFt=1.3 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt'=arctantanncos=arctantan20°cos12.4872°=20.445°b=arctantan×cost'=arctantan12.4872°×cos20.445°=11.723°v=cos2b=1.709cos211.723°=1.783Y=0.25+0.75v=0.671=d×z1×t

28、an=1×32×tan12.4872°=2.256 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-×120°=1-2.256×12.4872120°=0.765 2)圆周速度v=×d1×n60×1000=×81.938×73060×1000=3.13ms-1 3)宽高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×2.5=5.625mmbh=905.625=16 根据v=3.13m/s，7级精度，由图10-

29、8查得动载系数Kv=1.059 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.7 由表10-4用插值法查得KH=1.428，结合b/h=90/5.625=16查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.059×1.7×1.08=1.944 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.88，KFN2=0.914 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×F

30、lim1S=0.88×5001.25=352MPaF2=KFN2×Flim2S=0.914×3801.25=277.86MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2×K×T×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2d×m3×z12=69.529 MPa <F1F2=2×K×T×YFa2×YSa2×Y×Y×cos2d×m3×z12=68.406 MPa <F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并

31、且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 4)齿轮的圆周速度v=×d1×n60×1000=×81.938×73060×1000=3.13ms 选用7级精度是合适的6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.625mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=86.94mm da2=d2+2×ha=325.07mm （3）计算小

32、、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=75.69mm df2=d2-2×hf=313.82mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左12°29'13"右12°29'13"齿数z32125齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d81.938320.072齿顶圆直径da86.94325.07齿根圆直径df75.6931

33、3.82齿宽B9085中心距a201201图6-1 高速级大齿轮结构图七 减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°，初选螺旋角=13°。 (2)参考表10-6选用7级精度。 (3)材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度241286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度217255HBS (4)选小齿轮齿数z1=32，则大齿轮齿数z2=z1×i=32×2.89=93。7.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t3

34、2×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2 1)确定公式中的各参数值 试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×12.59186.7=643998.39Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.46 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20

35、.483°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos32×cos20.48332+2×1×cos13=27.993°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos93×cos20.48393+2×1×cos13=23.43°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=32×tan27.993°-tan20.483°+9

36、3×tan23.43°-tan20.4832=1.69=d×z1×tan=1×32×tan13°=2.352Z=4-3×1-+=4-1.693×1-2.352+2.3521.69=0.592 由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos13°=0.987 计算接触疲劳许用应力H 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60x186.7x1x8x300x8 =2.1507x108NL2=NL

37、1/u =1.0236x108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.077，KHN2=1.136 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=1.077×6001=646.2MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.136×5501=624.8MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=624.8MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×643998.3

38、91×2.89+12.89×2.46×189.8×0.592×0.987624.82=75.461mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v=×d1t×n60×1000=×75.461×186.760×1000=0.737 齿宽bb=d×d1t=1×75.461=75.461mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=0.737m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.014 齿轮的圆周力

39、。Ft=2×Td1=2×643998.3975.461=17068.377NKA×Ftb=1×17068.37775.461=226Nmm>100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.425 由此，得到实际载荷系数 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.014×1.2×1.425=1.734 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=

40、75.461×31.7341.3=83.066mm 4)确定模数mn=d1×cosz1=83.066×cos13°32=2.529mm，取mn=3.5mm。7.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2×mn2×cos=224.5mm，圆整为224mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=12.4356° =12°26'8" (3)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mn×z1cos=3.5×32cos12.4356=114.6

41、91mmd2=mn×z2cos=3.5×93cos12.4356=333.32mm (4)计算齿宽 b=d×d1=114.69mm 取B1=120mm B2=115mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×K×T×YFa×YSa×Y×Y×cos2d×m3×z12F 1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=115 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos3=32cos312.4356°=34.362 大齿轮

42、当量齿数：Zv2=z2cos3=93cos312.4356°=99.865 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.492，YFa2=2.194 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.635，YSa2=1.783 试选载荷系数KFt=1.3 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt'=arctantanncos=arctantan20°cos12.4356°=20.441°b=arctantan×cost'=arctantan12.4356°×cos20.441°=11.675

43、°v=cos2b=1.695cos211.675°=1.767Y=0.25+0.75v=0.674=d×z1×tan=1×32×tan12.4356°=2.246 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-×120°=1-2.246×12.4356120°=0.767 2)圆周速度v=×d1×n60×1000=×114.691×186.760×1000=1.12ms-1 3)宽高比b/hh=2×h

44、a*+c*×m=2×1+0.25×3.5=7.875mmbh=1207.875=15.238 根据v=1.12m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.021 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.436，结合b/h=120/7.875=15.238查图10-13，得KF=1.081。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.021×1.1×1.081=1.214 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MP

45、a、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.914，KFN2=0.918 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×Flim1S=0.914×5001.25=365.6MPaF2=KFN2×Flim2S=0.918×3801.25=279.07MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2×K×T×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2d×m3×z12=63.331 MPa <F1F2=2×K×T

46、×YFa2×YSa2×Y×Y×cos2d×m3×z12=60.805 MPa <F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 4)齿轮的圆周速度v=×d1×n60×1000=×114.691×186.760×1000=1.12ms 选用7级精度是合适的7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=m×han*=3.5mm hf=m×han*+cn*=4.375mm h=ha+hf=m

47、×2han*+cn*=7.875mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=121.69mm da2=d2+2×ha=340.32mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=105.94mm df2=d2-2×hf=324.57mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn3.53.5法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左12°26'8"右12°2

48、6'8"齿数z3293齿顶高ha3.53.5齿根高hf4.3754.375分度圆直径d114.691333.32齿顶圆直径da121.69340.32齿根圆直径df105.94324.57齿宽B120115中心距a224224图7-1 低速级大齿轮结构图八 轴的设计8.1高速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=730r/min；功率P=12.98kW；轴所传递的转矩T=169806.85Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr调质，许用弯曲应力为=70MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较

49、小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×312.98730=29.23mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×29.23=30.69mm 查表可知标准轴孔直径为32mm故取dmin=32 (4)确定轴的直径和长度图8-1 高速轴示意图 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=32mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=62mm。选用普通平键，A型键，b×h = 10×8mm(GB/T 1096-2003)，键长L=50mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，

50、故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 37 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7208AC，其尺寸为d×D×B = 40×80×18mm，故d34 = d78 = 40 mm。 由手册上查得7208AC型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 90 mm，d56 = 86.94 mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺

51、钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=10mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 10+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 18 -10 = 67 mm 5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=120mm，则l34=l78=B+ 2=18+10+2=30 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=120+ 15+ 10-2.5-2=140.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴

52、的各段直径和长度。轴段1234567直径3237404786.944740长度626730140.590830 (5)轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2×Td1=2×169806.8581.938=4144.764N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tancos=4144.764×tan20°cos12.4872°=1545.122N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1×tan=4144.764×tan12.4872°=918N 第一段轴中点到轴

53、承压力中心距离l1=121mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=192.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=60mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 带传动压轴力（属于径向力）Q=2622.99N 在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=2622.99N 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×l2-Q×l1-Fa1×d12l2+l3=1545.122×

54、;192.5-2622.99×121-918×81.9382192.5+60= 70N 轴承B处水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=2622.99+1545.122-70=4098N 在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×l2l2+l3=4144.764×192.5192.5+60= 3160N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×l3l2+l3=4144.764×60192.5+60= 985N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=702+31602=3160.78N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+

55、RBV2=40982+9852=4214.72N 绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=Q×l1=2622.99×121=317382Nmm 截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBH×l2-Fa1×d12=4098×192.5-918×81.9382=826475Nmm 截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAH×l3=70×60=4200Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm 绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯

56、矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上弯矩：MCV=RAV×l3=3160×60=189600Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm 绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=317382Nmm 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=8264752+1896002=847944Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=42002+1896002=189647Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm g.转矩和扭矩图T1=169806.85Nmm h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B

57、处当量弯矩：MVB=MB2+×T2=3173822+0.6×169806.852=333334Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+×T2=8479442+0.6×169806.852=854043Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右=189647Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+×T2=02+0.6×169806.852=101884Nmm图8-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×47332=10187.

58、63mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=20375.26mm3 最大弯曲应力为=MW=29.11MPa 剪切应力为=TWT=8.33MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+4××2=30.78MPa 查表得40Cr调质处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。8.2中间轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=186.7r/min；功率P=12.59kW；轴所传递的转矩T=643998.39Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略