毕业设计二级直齿圆柱齿轮减速器的设计含全套CAD图纸

1、xxxx大学毕业设计说明书学生姓名： 学 号： 学院： 专业： 题目： 二级直齿圆柱齿轮减速器的设计指导教师： 职称: 职称: 20* 年 12 月 5 日目录1引言 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .12传动装置总体设计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2、. . . . . . . . . . . . .32. 0 设计任务书 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .42. 1 确定传动方案 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .42. 2 电动机的选择 . . . . . . . . . . . . . .

3、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .62. 2. 1 电动机的容量选择 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .62. 2. 2 电动机转速的选择 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .72. 2. 3 电动机型号的确定 . .

4、. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .82. 2. 4 传动比的分配 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .82. 2. 5 传动系统的运动和动力参数计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .93传动零件的设计计算 . . . . . . . . . .

5、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .103. 1 高速级齿轮的参数计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .103. 1. 1 材料选择及热处理 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .103. 1. 2齿根弯曲疲劳强度设计 .

6、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .103. 2 低速级齿轮的计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .134轴及轴承装置的设计计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .164. 1 轴的设计 . . .

7、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .164. 1. 1 中间轴的设计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .174. 1. 2 输入轴的设计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8、 . . . . . . .184. 1. 3 输出轴的设计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .194. 2 轴的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .214. 2. 1 输入轴的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9、. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .214. 2. 2 中间轴的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .264. 2. 3 输出轴的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .294. 3轴承的寿命计算 . . . . . . . . . . . . . . .

10、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .304. 3. 1 7006C 型轴承的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .304. 3. 2 7013C 型轴承的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .314. 3. 3 7008C 型轴承的校核 . . . . .

11、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .32结论 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .34致谢 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12、 . . . . . . . . . . . . . . . . .35参考 文 献 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .361 引言齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：瞬时传动 比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用 的功率和速度范围广；传动效率高， =0. 92- 0. 98；工作可靠、使用寿命长； 外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴

13、承及箱体组成的齿轮减速器, 用于原动机和 工作机或执行机构之间, 起匹配转速和传递转矩的作用, 在现代机械中应用极为广泛。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或 者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特 别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本 处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。 当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也

14、是大力开拓的形式，并已生产多种结构形 式和多种功率型号的产品。近十几年来, 由于近代计算机技术与数控技术的发展，使 得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，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，美观化。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。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。2 传动装置总体设计2 . 0 设 计 任 务 书1 设

15、计任务 设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱直齿齿轮减速器传动。 2 设计要求（1）外形美观，结构合理，性能可靠，工艺性好；（2）多有图纸符合国家标准要求；（3）按毕业设计（论文）要求完成相关资料整理装订工作。 3 原始数据（1）运输带工作拉力 F=4KN（2）运输带工作速度 V=2. 0m/s ( 3) 输送带滚筒直径 D=450mm（4）传动效率 = 0.964 工作条件两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘， 中小批量生产，使用期限 10 年，年工作 300 天。2 . 1 确 定 传 动 方 案图 2 -1 ( a )图 2 -1 ( b)方案（a ）为

16、展开式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比 =840。展开式圆柱齿 轮减速器的特点是其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输 入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。方案（b）为同轴式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比 =840。同轴式圆柱齿 轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺 寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承 载能力难于充分利用。综合比较展开式与同轴式圆柱齿轮减速器的优缺点，在本设计中，我将采用展开 式圆柱齿轮减速器为设计

17、模版。2 . 2电 动 机 的 选 择2. 2. 1 电动机的容量选择 根据已知条件可以计算出工作机所需有效功率 FVPw =1000= 4000 ×2.0 = 8 . 0kW1000设 w 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； c 联轴器效率， c =0. 99 g 闭式圆柱齿轮传动效率， g =0. 97 b 一对滚动轴承效率， b =0. 99 cy 带式输送机滚筒效率。 cy =0. 96估算运动系统总传递效率： = 01 12 23 34 w式中：01 =c = 0.9912 = b g = 0.99 ×0.97 = 0.960323= 34 =b bg = 0.9

18、9 ×0.97 = 0.9603c = 0.99 ×0.99 = 0.9801 w = b cy = 0.99 ×0.96 = 0.9504得传动系统总效率 总 = 0 . 9 9 ×0 . 9 6 0 3 ×0 . 9 6 0 3 ×0 . 9 8 0 1 ×0 . 9 5 0 4 = 0 . 8 5 0 4工作机所需电动机功率dP = Pw = 8= 9.41kW0.8504由表 2- 1 所列 Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足 Pw Pd 条件的 电动机额定功率 Pw 应取为 11 kW 。表 2 - 1

19、电 动 机 型 号额 定 功 率/ kW满 载 转 速/（ r /m in ）堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y100L- 4314202. 22. 2Y112M- 4414402. 22. 2Y132S- 45. 514402. 22. 2Y132M- 47. 514402. 22. 2Y160M- 41114602. 22. 2Y160L- 41514602. 22. 2Y160L- 6119702. 02. 02. 2. 2 电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速nw = 60000v = 60000 ×2.0 84.926 r /min d3.14

20、×450总i= nm = 1460 17.19nw84.926由表 2- 1 初选同步转速为 1500 r /min 和 1000 r /min 的电动机，对应用于额定功率Pw =11kW 的电动机型号应分别为 Y160M- 4 型和 Y160L- 6 型。把 Y160M- 4 型和 Y160L- 6 型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表 2- 2:表 2- 2方案的比较方案号电动机型号额定功率（ kW ）同步转速（ r /min ）满载转速（ r /m in ）总传动比Y160M- 411. 01500146017. 19Y160L- 611. 0100097011. 4

21、2通过对这两种方案比较可以看出：方案选用的电动机转速高、质量轻、价值低，总传动比为 17. 19，比较合适，故选用方案。2. 2. 3 电动机型号的确定 根据工作条件：两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限为 10 年，年工作 300 天，工作机所需电动 机功率 Pd = 9.41kW 及电动机的同步转速 n =1500r /min 等，选用 Y 系列三项异步电动 机，卧式封闭结构，型号为 Y160M- 4，其主要性能数据如下：电动机额定功率Pw =11kw电动机满载转速nm =1460r /min电动机轴身直径D = 42mm电动机轴身长

22、度E =110mm2. 2. 4 传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比i = nm = 1460 =17.19nw由传动系统方案知84.926i 01 =1i 34 =1所以圆柱齿轮总传动比i = i12 ii 34 =17.19i 01 i 34为 便 于 两 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器采 用 浸 油 润 滑 ， 当 两 对 齿 轮 材 料 相 同、 齿 面 硬 度HBS 350 、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比1.3i1.3 ×17.19i12 = 4.727低速级传动比i 23 =i i12= 17.194.727= 3.637传动系统

23、各传动比分别为：i 01 =1 ， i12 = 4.727 ， i 23 = 3.637 ， i 34 =12. 2. 5 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算： 0 轴（电动机轴）：n0 = nm =1460 r mimP 0 = Pd = 9.41Kw09T 0 = 9550 P= 9550 ×.41= 61.55 N mn01 轴（减速器高速轴）：14601n = n0 = 1460 =1460 rmini 01P1 = P 01 01 = 9.41 ×0.99 = 9.3159 KwT1 = T 0 i 01 01 = 61.55 

24、5;0.99 ×1 = 60.9345 N m2 轴（减速器中间轴）：2n = n1 = 1460= 308.86 rmini124.727P 2 = P1 12 = 9.3159 ×0.9603 = 8.9461KwT 2 = T1i12 12 = 60.9345 ×4.727 ×0.9603 = 276.60 N m3 轴（减速器低速轴）：3n = n2 = 308.86 = 84.92 rmini 23P 3 = P 23.637 23 = 8.9461 ×0.9603 = 8.5910 KwT 3 = T 2 i 23 23 = 276

25、.60 ×3.637 ×0.9603 = 968.77 N m3传动零件的设计计算3 . 1 高 速 级 齿 轮 的 参 数 计 算3. 1. 1 材 料 选 择 及 热 处 理减速器要求结构紧凑，故小齿轮选用调质 HBS1=240270 的 45 钢，大齿轮选用正火 HBS2=200230 的 45 钢；载荷稳定，齿速不高，初选 8 级精度。3. 1. 2齿根弯曲疲劳强度设计（1） 确定公式中的参数值mnt 32 KT cos 22YY YFa YSa F dZ11） 载荷系数 Kt试选 Kt =1. 52） 小齿轮传递的转矩T1 = 60.9345 N m3） 大小齿轮

26、的弯曲疲劳强度极限 F lim 1 ， F l i m 2 F lim 1 = F l i m 2 =380 M P a （查图 6. 1 机械设计徐锦康主编） 4） 应力循环次数N1 = 60n1 jLh = 60 ×1460 ×1 ×10 ×300 ×16 = 4.2048 ×10 9N2 = N1 µ = N1 i12 = 4.2048 ×10 9 4.727 = 8.895 ×10 85） 弯曲疲劳寿命系数 KFN1 ， KF N 2KFN1 =0. 86KF N 2 =0. 90（查图 6. 7

27、 机械设计徐锦康主编）6） 许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数 SF =1.4 ，应力修正系数YST = 2.0 ）则 F 1 = KFN1YST F lim 1 / SF =380 ×2 ×0.86 1.4 = 466.86MPa F 2 = KFN 2YSTo F lim 2SF = 380 ×2 ×0.9 1.4 = 488.57 MPa7） 查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数ZV 1 = Z1 cos 3 = 20cos 3 13°= 21.62ZV 2 = Z2cos 3 = 95cos 3 13°=102.70查表

28、3- 1 取齿形系数和应力修正系数YFa 1 = 2.73YFa 2 = 2.18YSa 1 =1.565YS a 2 = 1 .7 9表 3 - 1齿 形 系 数 YFa 及 应 力 修 正 系 数 YSaz( zv)1718192021222324252627YFa2 . 972 . 912 . 852 . 802 . 762 . 722 . 692 . 652 . 622 . 602 . 57YSa1 . 521 . 531 . 541 . 551 . 561 . 571 . 5751 . 581 . 591 . 5951 . 60z( zv)3035404550607080901001

29、50YFa2 . 522 . 452 . 402 . 352 . 322 . 282 . 242 . 222 . 202 . 182 . 14YSa1 . 6251 . 651 . 671 . 681 . 701 . 731 . 751 . 771 . 781 . 791 . 838） 计算大小齿轮的YFa YFa F 并加以比较YFa 1 YSa 1 = 2.73 ×1.565 = 0.009151 F 1466.86YFa 2 YSa 2 = 2.18 ×1.79 = 0.007987 F 2 488.57YFa 1YSa 1YFa 2YSa 2因为>，故按小齿轮

30、进行齿根弯曲疲劳强度设计 F 1 F 2 9） 重合系数 Y 及螺旋角系数 Y取 Y =0. 7 ， Y =0. 86（2） 设计计算1） 试计算齿轮模数 mnt2 KT1 cos 2 YYm3YFa YSammnt dZ1 F 1.4402） 计算圆周速度 mnt Z1 n1 ×1.440 ×20 ×1460v = 2.260 m s60 ×1000 cos 60 ×1000 ×cos13°3） 计算载荷系数查表 6. 2（机械设计 徐锦康主编）得 KA =1 ； 根据 v = 2.260 m s 、8级精度，查图 6.

31、10 （ 机械设计 徐锦康主编） 得 Kv =1.1 ； 斜齿轮传动取Ka = 1 . 2 ；查图 6. 13（机械设计 徐锦康主编）得 K =1.25 。 则载荷系数 K = KA ×Kv ×Ka ×K =1 ×1.1 ×1.2 ×1.25 =1.654） 校正并确定模数 mnmn = mnt 3 K Kt =1.44 ×3 1.65 1.5 =1.486mm （取 mn =2 mm ）（3） 计算齿轮传动几何尺寸1） 中心距 a mna =( Z12 cos 2+ Z2 ) =( 20 + 95) =118.02mm2

32、×cos13°2） 螺旋角（圆整为 a =119mm） = arccos mn( Z1 + Z2 ) = arccos 2(20 + 95) (°) =14°53'57"2a3） 两分度圆直径 d 1 ， d 22 ×1191d = mn Z1 = 2 ×20= 41.39 mmcos cos14°53'52"2d = mn ×Z2 = 2 ×95 =196.61 mmcos cos14°53'52"4) 齿宽 b1 ， b 2b = dd

33、1 = 0.8 ×41.39 = 33.112 mm 取 b 2 =35mmb1 =b +(5 10）mmb1 =40mm( 4) 校核齿面接触疲劳强度o H = ZHZE Z Z H 2 KT1 µ ±1bd 1 2µ1）大小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 1 ， H lim 2o H lim 1 = H lim 2 =1170 M P a2） 接触疲劳寿命系数 KHN1 ， KHN 2查图 6. 6（机械设计 徐锦康主编）得 KHN1 =0. 88， KHN 2 =0. 92 3）计算许用接触应力取安全系数 SH =1 ，则 H 1 = KHN1

34、 H lim 1 SH =1029.6MPa H 2 = KHN 2 H lim 2 SH =0.92×1170=1076.4MPa H = ( H 1+ H 2 ) 2 = (1029.6 +1176.4)2 =1053MPa4） 节点区域系数 ZH查图 6. 19（机械设计 徐锦康主编）得 ZH =2. 445） 重合度系数 ZZ =0. 86） 螺旋角系数 ZZ = 0.983cos cos14°53'52"7） 材料系数 ZE查表 6. 3（机械设计 徐锦康主编）得ZE =189. 8 M P a8）校核计算2 KµT1±1bd

35、 1 2 µoH = ZH ZE Z Z2 1.6560934.54= 2.44 ×189.8 ×0.8 ×0.983 × ××.727 +1×MPa= 734.11MPa H 接触疲劳强度满足要求3 .2 低 速 级 齿 轮 的 计 算35 ×41.39 24.727减速器要求结构紧凑，故大齿轮用 40Cr 调质处理后表面淬火，小齿轮用 45 钢， 载荷稳定，齿速不高，初选 8 级精度，闭式硬齿面齿轮传动，传动平稳，齿数宜多， 选 Z1 =25， Z2 =Z1 i12 = 25 ×3.637

36、= 91.825（取 Z2 =92）。按硬齿面齿轮非对称安装，查表选齿宽系数 d = 0.8 。 初选螺旋角 =13°1齿根弯曲疲劳强度设计（1） 确定公式中的参数值mnt 32 KT cos 22YY YFa YSa F dZ11） 载荷系数 Kt试选 Kt =1. 52） 小齿轮传递的转矩T1 = 276.60 N m3） 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 F lim 1 ， F l i m 2 F lim 1 = F l i m 2 =380 M P a （查图 6. 1 机械设计徐锦康主编） 4） 应力循环次数N1 = 60n1 jLh = 60 ×308.86 

37、5;1 ×10 ×300 ×16 = 8.895 ×10 8N2 = N1 µ = N1 i12 = 8.895 ×10 8 3.637 = 2.446 ×10 85） 弯曲疲劳寿命系数 KFN1 ， KF N 2KFN1 =0. 90KF N 2 =0. 92（查图 6. 7 机械设计徐锦康主编）6） 许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数 SF =1.4 ，应力修正系数YST = 2.0 ）则 F 1 = KFN1YST F lim 1 / SF =380 ×2 ×0.90 1.4 = 488.57 M

38、Pa F 2 = KFN 2YSTo F lim 2SF = 380 ×2 ×0.92 1.4 = 499.43MPa7） 查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数ZV 1 = Z1 cos 3 = 25cos 3 13°= 27.03ZV 2 = Z2cos 3 = 92cos 3 13°= 99.45查表 3- 1 取齿形系数和应力修正系数YFa 1 = 2.57YFa 2 = 2.18YSa 1 =1.60YS a 2 = 1 .7 98） 计算大小齿轮的YFa YFa F 并加以比较YFa 1 YSa 1 = 2.57 ×1.60 = 0

39、.008416 F 1488.57YFa 2 YSa 2 = 2.18 ×1.79 = 0.007813 F 2 499.43YFa 1YSa 1YFa 2YSa 2因为>，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计 F 1 F 2 9） 重合系数 Y 及螺旋角系数 Y取 Y =0. 68 ， Y =0. 86（2） 设计计算1） 试计算齿轮模数 mnt2 KT1 cos 2 YYm3YFa YSammnt dZ1 F 1.9992） 计算圆周速度 mnt Z1 n1 ×1.999 ×25 ×308.86v = 0.83 m s60 ×1000

40、cos 60 ×1000 ×cos13°3） 计算载荷系数查表 6. 2（机械设计 徐锦康主编）得 KA =1 ； 根据 v = 0.83 m s 、8级精度，查图 6. 10（机械设计 徐锦康主编）得 Kv =1.06 ；斜齿轮传动取Ka = 1 .2 ；查图 6. 13（机械设计 徐锦康主编）得 K =1.24 。则载荷系数 K = KA ×Kv ×Ka ×K =1 ×1.06 ×1.2 ×1.24 =1.5774） 校正并确定模数 mnmn = mnt 3 K Kt =1.999 ×3 1

41、.57 1.5 = 2.033mm （取 mn =2. 5 mm ）（3） 计算齿轮传动几何尺寸1） 中心距 a mna =( Z12 cos 2.5+ Z2 ) =(25 + 92) =150.097mm2 ×cos13°2） 螺旋角（圆整为 a =151mm） = arccos mn( Z1 + Z2 ) = arccos 2.5( 25 + 92) (°) =14°24'33"2a3） 两分度圆直径 d 1 ， d 22 ×151d 1 =mn Z1cos 2.5 ×25=cos14°24'3

42、3"= 64.53 mmd 2 =mn ×Z2cos 2.5 ×92=cos14°24'33"= 237.47 mm4) 齿宽 b1 ， b 2b = dd 1 = 0.8 ×64.53 = 51.624 mm 取 b 2 =55mmb1 =b +(5 10）mmb1 =60mm( 4) 校核齿面接触疲劳强度o H = ZHZE Z Z H 2 KT1 µ ±1bd 1 2µ1）大小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 1 ， H lim 2o H lim 1 = H lim 2 =1170 M P

43、 a2） 接触疲劳寿命系数 KHN1 ， KHN 2查图 6. 6（机械设计 徐锦康主编）得 KHN1 =0. 92， KHN 2 =0. 96 3）计算许用接触应力取安全系数 SH =1 ，则 H 1 = KHN1 H lim 1 SH =1076.4MPa H 2 = KHN 2 H lim 2 SH =0.96×1170=1123.2MPa H = ( H 1+ H 2 ) 2 = (1123.2 +1176.4)2 =1099.8MPa4） 节点区域系数 ZH查图 6. 19（机械设计 徐锦康主编）得 ZH =2. 435） 重合度系数 ZZ =0. 86） 螺旋角系数 ZZ

44、 = 0.984cos cos14°24'33"7） 材料系数 ZE查表 6. 3（机械设计 徐锦康主编）得ZE =189. 8 M P a8）校核计算2 KµT1±1bd 1 2 µoH = ZH ZE Z Z2 1.5772766003= 2.43 ×189.8 ×0.8 ×0.984 × ××.637 +1×MPa接 触= 800.11MPa H 疲劳强度满足要求4 轴及轴承装置的设计计算4 .1 轴 的 设 计55 ×64.53 23.637轴是减速

45、器的主要零件之一，轴的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸。如图 4- 1 为两级圆柱齿轮减速器轴的布置状况。图 4 - 1两 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 轴 的 布 置考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸 s ，可取 s =10mm。 考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸 k，可取 k=10mm。 为保证滚动轴承放在箱体轴承座孔内，计入尺寸 c =5mm。初取轴承宽分别为 n1=20mm, n2=22mm, n3=22mm。3 根轴的支承跨距分别为4. 1. 1 中间轴的设计图 4- 2 中间轴轴的材料选用 45 钢，调质处理，查表 11. 3（机械设计 徐锦康主编）确定 C 值。

46、d 0 min = c3 Pn =112 ×3 8.9461 276.60 = 35.6844mm（取 d 0 min = 36mm ）即取段上轴的直径 d 1 = 40mm 。由 d 1 = 40mm 可初选轴承，查表 11- 4（机械设计课程设计王大康 卢颂峰主编） 选 7008C 型轴承，其内径 d = 40mm，外径 D=68 mm , 宽度 B=15mm 。处轴肩的高度 h=( 0.07 0.1 ) d 1 = 2.8 4mm , 但因为该轴肩几乎不受轴向力， 故取 h = 2mm ，则此处轴的直径 d 2 = 44mm 。又因为此处与齿轮配合，故其长度应略 小于齿宽，取

47、l 2 = 32mm。齿轮的定位轴肩高度 h = (0.07 0.1)d 2 = 3.08 4.4mm ，但因为它承受轴向力，故 取 h = 4mm ，即 d 3 = 4 4 + 2 ×4 = 5 2 mm 。而此处轴的长度：l 3 =1.4h =1.4 ×4 = 6.4mm （取 l 3 = 8mm ）处也与齿轮配合，其直径与处相等，即 d 4 = 44mm。该处的长度应略小于齿 轮宽度，取 l 4 = 57mm 。结合图 4- 1 和图 4- 2 可得段和段处轴的长度：l1 = B + c + k + 2.5 +(l齿宽 l 2 )+1 =15 + 5 +10.5 +

48、2.5 + 3 +1 = 37mml 5 = B + c + k +(l齿宽l 4 )+1 =15 + 5 +10 + 3 +1 = 34mm综上，中间轴各段长度和直径已确定：l1 = 37mml 2 = 3 2 m ml 3 = 8mml 4 = 57mml 5 = 34mmd 1 = 40mmd 2 = 44mmd 3 = 52mmd 4 = 44mmd 5 = 40mml总 = l1 + l 2 + l 3 + l 4 + l 5 = 37 + 32 +8 + 57 + 34 =168mm4. 1. 2 输入轴的设计图 4 - 3 输 入 轴轴的材料选用 45 钢，调质处理。（1） 估算

49、轴的最小直径 d 0 mind 0 min = C 3 P n查表 11. 3（机械设计 徐锦康主编）确定 C 值。d 0 min = C 3 P n =112 ×3 9.3159 1460 = 20.77mm单键槽轴径应增大 5% 7% 即增大至 21.8085 22.22mm（取 d 0 min = 22mm ）。（2）选择输入轴的联轴器1）计算联轴器的转矩 TcaTca = KA T查表 10. 1（机械设计 徐锦康主编）确定工作情况系数 KA =1.3Tca = KA T =1.3 ×60.9345 = 79.21485 N m选择弹性柱销联轴器，按 T Tca =

50、 79.21485 Nm ，n 1460 rmin ，查标准GB/T5014- 1985，选用 HL2 型弹性联轴器 T = 315 Nm ， n = 5 6 0 0 rm i n 。半联轴器长度 LL = 52mm与轴配合毂孔长度 L1L1 = 3 8 m m半联轴器孔径 d 2d 2 = 22mm（3）确定轴的最小直径 d 1 = d min应满足 d 1 = d min d 0 min （取 d min = 22mm）（4） 确定各轴段的尺寸段轴的长度及直径l1 应略小于 L1取 l1 = 36mmd 1 = 2 2 m m段轴的尺寸处轴肩高度 h = (0.07 0.1)d1 = 1.54 2.2mm（取 h = 2 m m ），则 d 2 = d1 + 2h = 22 + 2 ×2 = 26mm ；为便于轴承端盖拆卸，取l 2 = 50mm 。段轴的尺寸该处安装轴承，故轴的直径应与轴承配合，查表 11- 4 （机械 设计课程设计 王大康 卢颂峰主编）选 7006C 型轴承，其内 径 d = 30mm，外径 D=55 mm , 宽度 B= 13mm 。d 3 = d = 30mm