二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书

1、二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书、课程设计书设计一个螺旋输送机传动装置，用普通 V带传动和圆柱齿轮传动组成减速 器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。工作时载荷基本稳定，二班制, 使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生产。题号输送机主轴功率Pw/KW输送机主轴转速n（ r/min）74.2115、设计要求一 A0装配图零件图3-4不少于30页设计计算说明书三、设计步骤计算结果计算及说明1传动装置总体设计方案:（1）传动方案：传动方案如图1-1所示，外传动为V带传动，减速器为二 级展开式圆柱齿轮减速器。（2）方案优缺点：展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向

2、载 荷分布不均，故要求周有较大的刚度。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，大幅减低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中 应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大 的刚度。（3）传动效率V带的效率10.96 ；10.96滚子轴承的效率2 0.98 ；20.98齿轮传动的效率（67级精度齿轮传动）2 0.98 ；30.98联轴器效率40.99 ；40.99传动装置的总效率a：a1 23 32 40.96 0.983 0.982 0.990.859 ；a 0.8592.电动机的选择电动机所需工作功率为：Fd

3、1.2 5.87kWFd 5.87kWa0.859输送机王轴转速nw 115r/minnw 115r / min经查表按推荐的传动比合理围，V带传动的传动比：i° 2 4 ,两级圆柱齿轮减速器传动比:i 860 ,则总传动比合理围为:ia 16 240 ,电动机转速的可选围为：nd ia nw (16 240) 1151840 27600r / min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定丫132S2-2型电机，参数如下表：ia 25.2210 2.81i 8.9811 3.4112 2.63n11032r /minn2 302.65r / minn

4、3 115.08r/minR 5.64kWP25.42kWR 5.21kWR'5.53kW电动机型号额定功率kW同步转速r/mi n满载转速r/mi n重量kgY132S2-27.530002900723. 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比由选定的电动机满载转速nm和输送机主动轴转速nw ,可 得传动装置总传动比为ia nm/ nw 2900/115 25.22(2) 分配传动装置传动比ia io i，式中i0, i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0 2.81，则减速器传动比为i ia/i025.22 2.81 8.98对展开式二级

5、圆柱齿轮减速器，可取i143 i d.3 8.98 3.41则 i2 i /i18.98 3.412.634. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n1 n m/i02900/2.81 1032.03r/minn2 n1 / Lj 1032.03/3.41 302.65r / min傀 n2 /i2 302.65/2.63 115.08r/ min(2) 各轴输入功率： 轴I的输入功率：R Pd1 5.87 0.96 5.64kW轴U的输入功率：P2 P23 5.64 0.98 0.98 5.42kW轴川的输入功率：P, F223 5.42 0.98 0.98 5.21kW(3) 各州

6、输出功率：轴I的输出功率：R' R 25.64 0.98 5.53kW轴U的输出功率：p'P22 5.42 0.98 5.31kWP25.31kW轴川的输出功率：P3 P,2 5.21 0.98 5.11kWP35.11kW(4) 各轴输入转矩： 电动机轴的输出转矩：Td 9550 Pdnm9550 5.87/290019.33NTd19.33N m轴I的输入转矩:Ti Td i0119.33 2.81 0.9652.14NTi52.14N m轴U的输入转矩:T27； i123 52.14 3.41 0.98 0.98170.76 N m轴川的输入转矩:T2170.76N m4

7、31.31N mT3 T2 i223 170.76 2.63 0.98 0.98 431.31N m(5) 各轴的输出转矩： 轴I的输入转矩：T12 52.14 0.9851.10N m轴U的输入转矩:T151.10N mT2 T2 2 170.76 0.98轴川的输入转矩：167.34N m轴名功率P (kW转矩T (N*m)转速r/mi n输入输出输入输出电机轴5.8719.332990轴I5.645.5352.1451.101032.03轴U5.425.31170.76167.34302.65轴川5.215.11431.31422.68115.08422.68N m(6)运动和动力参数结

8、果如下表表4-1Ta T32 431.31 0.985.设计V带和带轮(1)确定计算功率PCa由机械设计表8-8查得工作情况系数KA 1.2Pea167.34N m422.68N m9.0kW则：Pca KAP 1.2 7.5kW9.0kW（2）选取V带带型根据Pea 9.0kW ,转速n满=2900r/min ,查机械设计图8-11选取普通V带类型：A型（3）确定带轮直径dd，并验算带速v1）初选小带轮基准直径，由表 8-7和表8-9，取ddi 112mm目人苗H4+*、古dd1nm1122900/2）验算带速：v 17.01m/s，60 1000 60 1000在（525m/s），设计合理

9、。3）计算大带轮的基准直径dd2 i1dd1 2.81 112314.72mm由表8-9，圆整为315mm。（4）确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld1） 由公式（8-20）: 0.7（d1 d2）a。 2© d?），初定中心距a0520mm2）由式（8-22）计算带所需的基准长度dd20 2a0dd1 dd2 1730.54mm，由表 8-2，24a°选带的Ld 1750mm3）按式（8-23）计算实际中心距，Ld Ld01750 1730.54a a010520 529.73mm，2 2中心距变动围amin a 0.015Ld 529.73 0.015 1750503

10、.48amax a 0.03Ld 529.73 0.03 1750 582.23即 503.48582.23mm（5）验算小带轮的包角因为打滑只在小带轮上发生，所以只校核小带轮的包角，57 31180dd2 dd1.a57.3180315 112158.04120529.73符合要求dd1 112mmv 17.01m/sdd2 315mma0520mmLd 1750mma 529.73mm1158.04（6）计算带的根数1）计算单根V带的额定功率：由 dd1 112mm , n满 2900r/min 查表 8-4,得：P02.51kW,根据n满2900r/min , h 2.81且带型为Z型，

11、查表 8-5，得：P0 0.34kW ,查表 8-6,得：K 0.95查表8-2，得：Kl 1.00，于是：P （P0P0）?K ?Kl （2.51 0.34） 0.95 1.00kW 2.71kW2）计算V带的根数：Pz 旦 9.0 2.71332，取 4 根。P（7）计算单个V带的初拉力的F。由表8-3得A型带的单位长度质量q 0.105kg/m，所以l “c 2.5 K FL2F0500qvK zvLCC 2.5 0.959.0 c "L ” "2 c CC"500 0.105 17.012138.29N0.95 4 17.01（8）计算压轴力Fp最小值FP

12、 2zF0s in2158.042 4 138.29 sin 1086.07N2（9）确定带轮的结构尺寸1）小带轮基准直径 dd1 112mm2.5d2.5 38 95mm且dd1 112mm 300mm，故采用腹板式。小带轮转速为电动机转速，转速较咼，故选取带轮材料为铸钢ZG200-400z 4F0138.29NFp 1086.07 N小带轮直径dd1 112mm ,电机轴直径d 38mm，则小带轮孔径 d 38mm, d1(1.82.0)d68.4 76mm，取 dl 70mm查表 8-11 得 B 2f 3e 2 9 3 15 63mm，贝U1 1 'C (一 )B 7 15.7

13、5mm，取 C 10mm ,74L (1.52)d57 76mm立)取L 60mm(当 B1.5d 时，L B，在此不成查表 8-11 得 bd 11.0mm，hamin2.75mmhf min8.7mme 15mm fmin 9mm342）大带轮基准直径dd2 315mm300mm，米用轮辐式。高速轴最小直径d 36mm，取大带轮孔径d 36mm，B2f3e 29 3 15 63mmL(1.5 -2)d54mm 72mm (当 B1.5d 时，成立）取L 60 mm。h12903P290 37.535.39mmnza1032 4h20.8h10.835.3928.31mmb10.4lh|0.

14、435.3914.16mmb20.8b10.814.1611.33mmf10.2h10.2 35.397.08mmbd11.0mm，ha min2.75mm， hf min8.7mmfmin9mm，38L B，在此不d1(1.8 2.0)d64.8mm 72mm取 d1 70mm图5-1腹板式带轮3JUx,图5-2轮辐式带轮图5-3轮槽6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动装置总设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。（2）螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表10-6， 选用7级精度。（3）选择材料。由机械设计表 10-1,

15、选择小齿轮材料为 45钢（调质），齿面硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质）， 齿面硬度240HBS（4） 选小齿轮齿数z1 22，大齿轮齿数z2 i13.41 22 75.02，取 z2 75。【2】按齿面接触疲劳强度设计（1）由下式计算小齿轮分度圆直径，即3u 1ZhZeZ 2d1t J（ r T ）dU H 1）确定公式中的各值数值 试选Krt 1.3。 小齿轮传递的转矩：T15.11 104 N mm 由机械设计表10-7选取齿宽系数d 1 由机械设计表10-20查得区域系数Zh 2.5 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数1/2ZE 189.8MPa 计算接粗疲劳强度用重合

16、度系数za1 arccosz1 cos /（z1 2ha）arccos|22 cos20 /（22 2 1） 30.527a2 arccosz2 cos /（z2 2ha）arccos75 cos20 /（75 2 1）23.754Z122z275Krt 1.34T15.11 10N mmd1Zh2.5Ze 189.8MPa1/：zi(ta ni tan ) Z2(ta n 2 tan )/222 (tan30.527 tan20) 75 (tan23.754 tan20 )/21.6994 1.69930.876计算接触疲劳需用应力H 。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极

17、 限分别为H|im1 600 MPa Hiim2 550MPa计算应力循环次数：N160n1 jLh 60 1332 1 (2 8 300 10)3.836 109N2 N1/i1 3.836 1 09/(75/22) 1.125 1 09由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数khn 10.90 khn20.95取失效概率为1%安全系数S=1,可得h1Khn1 H lim10.90 600 MPa 540MPa1H 2Khn2 h lim 2S0.95 550 MPa 523MPa1Z 0.876N 3.836 1099N21.125 10H 523MPa取H 1和h2中的较小者作为该齿轮

18、副的接触疲劳许用应 力，即h h2 523MPa2)计算小齿轮分度圆直径3 .d 25 u 1 (ZhZeZ )2d1t 1 ( ) dU h (75/22)_1 (2.5_189.8_0.876)2V175/22(523)47.701mm（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vdig47.701 1032 /“ /vm/s 2.6m/ s60 100060 1000 齿宽bbdd|t 1 47.701mm 47.701mm2）计算实际载荷系数Kh 由机械设计表10-2查得使用系数KA 1 根据v 2.6m/s、7级精度，由机械设计表10-8查得动载荷系数Kv

19、1.10 齿轮的圆周力Ft1 2T1/d1t 2 5.11 104/47.701N 2.143 10NKAFt1/b 1 2.143 103/47.701N/mm 44.9N100N查表10-3得齿间载荷分配系数Kh 1.2 由表10-4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KhKAKvKh Kh 1 1.10 1.2 1.419 1.873）可按实际载荷系数算得的分度圆直径33 九 87d1 d1t J H 47.701 J53.847mm ©t' 1.3相应的齿轮模数m d1 / z153.847 /22m

20、m2.448mm【3】按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算模数3 ,|2KRT1Y YFaYSa VdZ12 f1）确定公式中的各参数值试选Kfb 1.3v 2.6m/sb 47.701mmKa 1KV1.10Kh 1.2Kh 1.87d153.847mmm 2.448mmKfb 1.3 计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y 0.25 0.750.250.750.6911.699 计算丫FaYsaf由图10-17查得齿形系数YFai2.75 , YFa2 2.28由图10-18查得应力修正系数YSa1 1.57，YSa2 1.77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F|im1 50

21、0MPa， Fiim2 380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85, KfN2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得F1 Kfn1 Flim1 0.85 500303.57MPaS1.4f2 Kfn2 Flim2 0.88 380238.86MPaS1.4YFa1YSa12.75 1.57 门 c-a-Sa1 0.0142f 1303.57YFa2YSa22.28 1.77Fa2 Sa2 0.0仃0F2238.86因为大齿轮的Yf 大于小齿轮，所以取fYFaYSaYFa2YSa20 0仃0F F】22）计算模数3 i（2 MY YFaYSadZ1 f3,2 1.3

22、5.11 104 0.691 一、20.0170mm 1.477mm' 1 222（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vY 0.6910.0170 fmt 1.477mmd1 口乙 1.477 22mm 32.494mmdp32.494 1032 ,vm/s 1.75m/ s60 100060 1000 齿宽bbdd| 1 32.494mm 32.494mm 宽高比b/hh (2ha c )mt (2 1 0.25) 1.477mm 3.323mmb/h 32.494/3.3239.782) 计算实际载荷系数Kf 根据v 1.75m/s , 7级精度，由图10-8

23、查得动载荷系数Kv 1.09 由 Ft1 2T1 /d1 2 5.11 104/32.494N 3.145 103NKAFt1/b 1 3.145 103/32.494N/mm96.79 N 100N查表10-3得齿间在和分配系数KFa 1.2 由表10-4查得Kh1.415，结合b/h 9.78查图10-13，得Kf 1.32。则载荷系数为Kf KaKvKf Kf 1 1.09 1.2 1.321.733) 按实际载荷系数算得的齿轮模数3 31m mt j1.477 Jmm 1.625mm KFt 1.3对比计算结果，由吃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，由于齿轮模

24、数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所 决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得 的模数1.625mm并就近圆整为标准值m=2mm按接触疲劳强度 算得的分度圆直径d153.847 mm，算出小齿轮齿数v 1.75m/sb 32.494mmb/h 9.78Kf 1.73m 1.625mmm 2mmz1 d1/m 53.847/226.924。取Zi 27，则大齿轮齿数z2 11 Zi 3.41 27 92.07，取Z292 , Zl与Z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又 满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。【

25、4】几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径d127 2mm 54mmd2 Z2m 92 2mm 184 mm(2) 计算中心距a (d1 d2)/ 2(54 184) / 2mm 119mm(3) 计算齿轮宽度bdd| 1 54mm 54mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽(5 10)mm ,即b1 b (510)mm54 (510)mm59 64mm取b1 62mm ,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2 b 54mm【5】圆整中心距后的强度校核采用变位法将中心距就诉整圆至 a'120mm。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，

26、以明确齿轮的工作能力。(1)计算变为系数和计算啮合角，齿数和、变位系数、中心距变动系数和齿顶咼 降低系数。arcos(acos )/a arcos(119 cos20 )/12021.27zz1 z2 27 92 119z127Z292d154 mmd2184mma 119mmbi 62 mmb2 54mma 120mm'21.27z 1191x x1 x2 (invinv )z /(tan )(inV21.27 inv20 ) 119/(tan20 ) 0.507y (a' a)/m (120 119)/2 0.5y x y 0.507 0.50.007从图10-21a可知，

27、当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重 合度有所下降。分配变位系数x1、x2。由图 10-21-b 可知，x1 0.36，x2 0.14(2) 齿面接触疲劳强度校核 按前述方法计算各参数，可得Kh 1.87T15.11 104N md1d1 54mmi13.41Zh 2.4ZE 189.8MPa1/2Z 0.869代入式子，得i'2KhT1 i11 7 H .3ZhZeZ dd1i1h 1.87 5.11 104 3.41 1 “ccJ3 2.4 189.8 0.869MPaX1 5433.41495.94MPa h齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有 所下降。(3)

28、齿根弯曲疲劳强度校核 按前述做法，计算式中各参数x 0.507y 0.5y 0.007x1 0.36x20.14Kf 1.77T,5.11 104N mYFa1 3.10YFa2 2.27Ysa1 1.78Ysa2 1.83Y 0.682d1m 2mmz127将其代入卜列式子，得2心玳屆丫F132dm Z142 1.77 5.11 103.10 1.78 0.6821 23 272116.73MPa fL2KFT2YFa2Ysa2YF23一 2dm Z12 1.77 5.11 104 2.27 1.83 0.682321 22787.88MPa F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。（二）低速级齿轮传

29、动的设计计算【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动装置总设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20 0（2）螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表10-6 , 选用7级精度。（3）选择材料。由机械设计表10-1,选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度320HBS大齿轮材料为45钢（调质）， 齿面硬度350HBS（4） 选小齿轮齿数z1 24，大齿轮齿数Z2 i2 乙 2.63 24 63.12，取 z2 63。【2】按齿面接触疲劳强度设计（1）由下式计算小齿轮分度圆直径，即20z124Z2633：2KhJi u 1 /ZhZeZ 2dit()dU H 1)确定公式中的各值

30、数值 试选KHt 1.3。 小齿轮传递的转矩：T21.6734 105N mm 由机械设计表10-7选取齿宽系数d 1 由机械设计表10-20查得区域系数Zh 2.5 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数1/2Ze 189.8MPa 计算接粗疲劳强度用重合度系数za1 arccosz1cos /(Z1 2ha)arccos24 cos20o /(24 2 1) 29.841°a2 arccosz2 cos /(z2 2ha)arccos63 cos20°/(63 2 1) 24.387°1 1zjta n 1 tan ) z2(ta n 2 tan )/22

31、4 (tan29.841o tan20°) 63 (tan24.387o tan20o)/21.697r)4M 1.697 cc”Z *3”30.876 计算接触疲劳需用应力H 。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为h lim 1650 MPah lim 2680 MPa计算应力循环次数：N160n2jLh 60 302.65 1 (2 8 300 10) 8.716 108N2 NJi2 8.716 108 /(63/24) 3.321 108由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数KHt 1.3T21.6734 105N mmd1Zh2.5Ze 189

32、.8MPa1/:Z 0.876N18.716 108N23.321 108khn 1 1.05K hn2 0.98取失效概率为1%安全系数S=1,可得KHNi Hliml 1 .05 650cuflnH 1 MPa 682.5MPaS1KHN2 Hlim 20.98 680H 2 MPa 666.4MPaS1取H】1和H】2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即h h2666.4MPa3）计算小齿轮分度圆直径二 叽u 1 /ZhZeZ、2d1t、（ rT ）Ydu h3 ： 2 1.3 1.6734 1 05 （63/24） 1 （2.5 189.8 0.876、2 丫163/24（53

33、9）70.948mm（2）调整小齿轮分度圆直径2）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度vd1tn270.948 302.65 ,vm/ s 1.12m/s60 1000 60 1000 齿宽bbdd|t 1 70.948mm 70.948mm3）计算实际载荷系数Kh 由机械设计表10-2查得使用系数Ka 1 根据v 1.12m/s、7级精度，由机械设计表10-8查得动载荷系数Kv 1.04 齿轮的圆周力53Ft1 2T2/d1t 2 1.6734 10 /70.948N4.717 10 N3KAFtMb 1 4.717 10 /70.948N/mm66.5N100Nh666.4MPad1t

34、 70.948mmv 1.12m/ sb 70.948mmKa 1Kv 1.04Kv 1.04查表10-3得齿间载荷分配系数Kh1.2由表10-4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 Kh1-424。由此，得到实际载荷系数KhKaKvKh Kh 1 1.04 1.2 1.424 1.784）可按实际载荷系数算得的分度圆直径33,'1.78d1 d1tH 70.948 、78.783mmM 1.3相应的齿轮模数m d1 / z-i 78.783/ 24mm 3.283mm【3】按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算模数3 1一QKfJYYFaYsamti2dZ1 f2）

35、确定公式中的各参数值 试选KFa 1.3 计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y 0.25 0.75 0.250.6921.697 计算丫FaYSaf由图10-17查得齿形系数YFa1 2.65，YFa2 2.27由图10-18查得应力修正系数YSa1 1.58，YSa2 1.74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F|im1 500MPa，Fiim2 380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KfN10.85, KfN2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得K FN1 Flim10.85 500F1FN1 Flim1303.57MPaS1.4Kh 1.78d178.

36、783mmm 3.283mm41.3Y 0.692F 2f1303.57YFa 2822.27 1.74F 2238.86因为大齿轮的YFaY5afYFaYsaYFa2YSa2仃(fF 2YFalYsal2.65 1.580.0165大于小齿轮，所以取计算模数3)30.0138普 O"65mt2KfJYYFaYSafd乙22.051mm1.4S Flim2 0.88 380238.86MPaS1 2423 2 1.3 佃34 1 05 0-692 0.0165mm 2.051mm(2)调整齿轮模数0.780m/s1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd1 mtZ12.051 24

37、mm 49.224mmv 60 1000齿宽b轮224 陀6©0.780m/s60100049.224mmb dd1 49.224mm49.224mm宽咼比b/hb/h10.67h (2hac)mt (2 10.25) 2.051mm 4.615mmb/h 49.224/4.615 10.67Kv1.032)计算实际载荷系数Kf根据v 0.780m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv 1.03由 Ft1 2T2/d1 2 1.6734 105/49.224N6.799 10NKFa1.03KaFti/b 1 6.799 10 /49.224N/mm138.13N100N查表

38、10-3得齿间在和分配系数KFa 1.0由表10-4查得Kh 1.419，结合b/h 10.67查图10-13 , 得 Kf 1.34。则载荷系数为Kf KaKvKf Kf 1 1.03 1.0 1.34 1.383）按实际载荷系数算得的齿轮模数3 3 jJKf c CL# |138c CCCm mt 2.051 mm 2.092mm KFt 1.3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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所 决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得 的模数2.092mm并就近圆整为

39、标准值m=2mm按接触疲劳强度 算得的分度圆直径d170.948mm，算出小齿轮齿数乙 d1/m 70.948/235.474。取z1 36，则大齿轮齿数z2 i2 z1 2.63 36 94.68，取Z295， Z1与Z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又 满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。【4】几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1 z,m 36 2mm 72mmd2 z2m 95 2mm 190mm（2）计算中心距a （d1 d2）/2（72 190）/2mm131mm（3）计算齿轮宽度Kf 1.34Kf 1.38m 2.092mmm 2mmz13

40、6z295d1 72mmd2190mma 131mmb 72mmbdd| 1 72mm 72mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽(5 10)mm ,即b1 b (510)mm72 (510)mm77 82mm取b177 mm ,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2 b 72mm【5】圆整中心距后的强度校核采用变位法将中心距就诉整圆至 a'130mm。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1) 计算变为系数和 计算啮合角，齿数和、变位系数、中心距变动系数和齿顶咼 降低系数。' ' 0 0ar

41、cos(acos )/a arcos(131 cos20 )/13018.75zZ1 Z2 36 95 1311x x1 x2 (invinv )z /(tan )(in v18.75o in v20o) 131/(ta n20o)0.971y (a' a)/m (130 131)/20.5y x y 0.791 0.50.291从图10-21a可知，当前的变位系数和增加了重合度，但承载能力有所下降。 分配变位系数X1、X2。由图 10-21-b 可知，x10.12，x20.85(2) 齿面接触疲劳强度校核按前述方法计算各参数，可得b 77 mmb2 72mm1a 130mm'

42、18.75z 131x0.971y0.5y 0.291 x10.12X20.85Kh 1.78T,1.6734 105N md1d, 72mmh 2.63ZH 2.681/2ZE 189.8MPaZ 0.862代入式子，得'2KhT1 i21 Z Z ZH2ZH ZEZV dd1i2I2 1.78 1.6734 105 2.63 1Ju g2.68 189.8 0.862MPa1 7232.63650.79MPa H齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有 所下降。（3）齿根弯曲疲劳强度校核按前述做法，计算式中各参数Kf 1.685T21.6734 10 N mYFa1

43、2.37YFa2 2.01Ysa1 1.32Ysa2 1.58Y 0.674d1m 2mmz136将其代入卜列式子，得2KFT2YFa1Ys,F132dm Z152 1.68 1.6734 1 05 2.37 1.32 0.6741 23 362114.35MPa f1P332KFTiYFa2Ysa2YF232dm zi52 1.68 1.6734 102.01 1.58 0.6741 23 362116.08MPa f2齿根弯曲疲劳强度满足要求。（一）低速轴的设计图7-1低速轴的结构方案图7-2二级直齿轮减速器【1】初步确定轴的最小直径取A 120，于是得dmin120 3： 5.1142.

44、49115.087.传动轴的设计和轴承的选用选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 di 2。为了使所选的轴直径di 2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴 器型号。联轴器的计算转矩Tea KaT3，查机械设计表14-1，考虑 输送机转矩变化小，故取Ka 1.3，贝U：Tea KaT31.3 422.68 1000549484N mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000N mm半联轴器的孔径d1 45mm，故取d1 2 45mm，半联轴器的长 度L 112mm

45、,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 84mm。【2】轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案经过多次分析比较，选用图7-1所示的装配方案(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一 轴肩，故取2-3段的直径d2 3 52mm ;左端用轴端挡圈定位， 按轴端直径取挡圈直径D 55mm。半联轴器与轴配合的毂孔 长度L184mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压 在轴的端面上，故1-2段的长度应比L.略短一些，现取l1 2 82mm。2) 初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 352mm，初

46、步选取深沟球轴承6011，其尺寸为 d D T 55mm 90mm 18mm，故d34 d7 855m m;而l7 8 18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得6311型轴承的定位轴肩咼度d1 2 45mmd2 3 52mml1 2 82mmd3 4 55mmd7 8 55mml7 8 18mmh 3.5mm，因此，取 d6 7 67mm。3）取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4 5 60mm ；齿轮的左端 与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为72mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故 取I4 5 68mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h （2

47、3）R，由轴径d 60mm查机械设计表15-2，得R 2mm，故取h 6mm，则轴环处的直径d5 6 72mm。轴环宽度 b 1.4h，取 l5 6 12mm。4）轴承端盖的总宽度为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便于对轴承添加润滑脂的要 求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 I 30mm （参 见图 7-2），故取 l2 3 50mm。5） 取齿轮距箱体壁之距离16mm，低速级大齿轮与高速级 大齿轮之间的距离c 20mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚 动轴承位置时，应距箱体壁一段距离s，取s 8mm，已知滚动 轴承宽度B 29mm，高速级大齿轮轮毂L

48、54mm，则l3 4 T s （72 68）（18 8 16 4）mm 46mmd6 7 67mmd4 5 60mml4 5 68mmd5 6 72mml5 6 12mmI2 3 50mml3 4 46mml6 7 L c s l5 6 （54 20 16 8 12）mm 86mml6 7 86mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 按d45由机 械设计表6-1差得平键截面b h 18mm 11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 旦z;同样，半联轴n

49、6器与轴的连接，选用平键为14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为H7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保k6证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为C1.6,各轴肩处的圆角半径如图7-3所示。礼X輕曲图7-3低速轴的结构尺寸从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的Mh、MV及M的值列于F表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 3001.15NFNH2 1448.11NFNV1 1092.33NFNV2 527.07N弯矩MM h 207079N mmMv 75371N mm总弯矩M V'2070792 753712 2