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二级 圆柱齿轮 减速器 设计

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二级圆柱齿轮减速器的设计,二级,圆柱齿轮,减速器,设计

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山西农业大学减速器装配图1铸铁1:111张慧骏20210506标记处数分区更改文件号签名年、月、日设计审核工艺标准化批准阶段标记重量比例共张第张序号代号名称数量材料重量单件总计备注1下箱体1HT2002上箱体1HT2003GB/T 27-1988六角头铰制孔用螺栓-A级 M121208钢4窥视孔盖板1HT2005通气器16螺钉47GB/T41-2000六角螺母-C级 M1214钢8GB859-1987轻型弹簧垫圈 121465Mn代替GB/T859-19769GB/T 27-1988六角头铰制孔用螺栓-A级 M12406钢10油标111油塞112垫片1石棉橡胶纸13GB/T 117-2000圆锥销 10262钢14起盖螺钉215输入轴145166306深沟球轴承60000型 30203系列17输入轴承盖1HT15018毛毡圈1羊毛19键6x34 GB1096-79普通平键A型14520中间轴齿轮14521中间轴套筒1HT20022键10x71 GB1096-79普通平键A型14523中间轴承盖1HT150246307深沟球轴承60000型 35203系列25输出轴齿轮14526输出轴套筒11HT150276211深沟球轴承60000型 55202系列28键14x61 GB1096-79普通平键A型14529输出轴承盖11HT15030输出轴承盖21HT15031毛毡圈1羊毛32键12x72 GB1096-79普通平键A型14533中间轴大齿轮14534键10x45 GB1096-79普通平键A型14535中间轴套筒21HT15036输入轴齿轮145562388.75402402311:进入装配的零件及部件（包括外购件、外协件），均必须具有检验部门的合格证方能进行装配。2：零件在装配前必须清理和清洗干净，不得有毛刺、飞边、氧化皮、锈蚀、切屑、油污、着色剂和灰尘等。3：装配前应对零、部件的主要配合尺寸，特别是过盈配合尺寸及相关精度进行复查。4：装配过程中零件不允许磕、碰、划伤和锈蚀。5：螺钉、螺栓和螺母紧固时，严禁打击或使用不合适的旋具和扳手。紧固后螺钉槽、螺母和螺钉、螺栓头部不得损坏。6：圆锥销装配时应与孔应进行涂色检查，其接触率不应小于配合长度的60，并应均匀分布。技术要求12345678910111314151617182021232425262729303133353662H6p525H6k535H6k535H6k5204.5244.519012517084193422283212技术要求1.未注圆角R2R32.时效处理清除内应力15223762H7(+0.030)85H7(+0.0350)R401410.379.51640.300150.50.3001150.30035.250.30064662.2562.25241512167198.50.30062.2562.252-锥销孔10配作1700.0301250.030110.25123830R2530R25R198.75R67R130.562.25R53R42.5R57R39.75R47.5R57.511817.5446-1518Ra6.3Ra3.2Ra12.5Ra6.3Ra6.3Ra3.2Ra3.2Ra0.8A-AAABB85858080904-M3Ra12.512-M6标记处数分区更改文件号签名年、月、日设计审核工艺标准化批准阶段标记重量比例共张第张20210506张慧骏111:1铸铁1上箱盖山西农业大学1640.300150.50.3001150.30064635.250.30062.2562.2562.2562.25544R10198.50.300R40A-AAA164.5204.5244.5148.523720技术要求1.未注圆角R2R32.时效处理清除内应力240.751700.0301250.030R53R42.5R57R47.5R57.5R6762H7(+0.025 0)80H7(+0.03 0)85H7(+0.025 0)6-1518Ra12.52402315621700.0301250.03012301220R1010816190 0.000-0.30020506462-锥销孔10配作Ra0.810-15配作R15Ra3.2Ra6.3Ra6.36-1518Ra12.510M101.5BB1:13022M12标记处数分区更改文件号签名年、月、日设计审核工艺标准化批准阶段标记重量比例共张第张山西农业大学下箱体2铸铁1:111张慧骏20210506技术要求毕业设计中文摘要二级圆柱齿轮减速器的设计摘 要二级圆柱齿轮减速器作为一种常用的减速器在生产生活中有着举足轻重的作用。探索二级圆柱齿轮减速器以新形式的设计是充分发挥减速器作用的一个方法。本文通过对减速器的初始数据来进行研究，确定适合的电动机，且对带轮、齿轮传动付诸改进，进行传动轴及传动轴承的优化。联轴器、减速器的机械润滑和空气密封、箱体布局等都是其首要组成部件。对减速器的各部分零件设计且校核完毕后画出零件图。完成减速器的优化设计可以更大发挥减速器的效率，促进生产提高工作效率。而且一定程度上加强了所学知识，训练了自己的计算能力，设计能力，制图能力。对我们的文献阅读能力也有一定的培养。关键词：减速器；齿轮；传动轴；传动轴承；减速器箱体毕业设计英文摘要Design of two stage cylindrical gear reducerAbstractAsacommonlyuseddecelerator,thesecondarycylindricalgearreducerplaysanimportantroleinproductionlife.Thesecondarycylindricalgearreducercanadapttoacertaindegreeofworkandrequiresthenecessarydesign.Exploringthedesignofthesecondarycylindricalgearreducerinanewformisonewaytogivefullplaytotheroleofthereducer.Inthispaper,throughtheinitialdataofthegearboxtostudy,determinethesuitablemotor,andthebeltwheel,geartransmissiontoimprove,transmissionshaftandtransmissionbearingoptimization.Lubricationandsealingofcouplingsanddecelerators,andthemainstructuraldimensionsofthereducerbox.Thepartsofthereduceraredesignedandcheckedandthepartsaredrawn.Theoptimizationdesignofthereducercanmakemoreuseoftheefficiencyofthereducerandpromotetheproductiontoimprovetheefficiencyofwork.Andtoacertainextenttostrengthentheknowledgelearned,trainingtheircomputingability,designability,mappingability.WealsohavesometraininginourliteraturereadingabilityKeywords: agear；adriveshaft；adrivebearing；agearbox目 录1 绪论11.1 课题背景11.2 国内外概况11.3 课程研究的目的和意义21 设计任务书21.1 设计要求21.1.1 设计数据21.1.2 设计步骤32 传动装置总体设计方案32.1 传动方案特点33 计算传动装置总效率34 电动机的选择44.1确定传动装置的总传动比和分配传动比55 计算传动装置的运动和动力参数56 V带的设计66.1 确定计算功率Pca66.2 选择V带的带型66.3 确定基准直径dd并验算带速v76.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld76.5 验算小带轮上的包角176.6 计算带的根数z86.7 计算单根V带的初拉力F086.8 计算压轴力FP86.9 主要设计结论86.10 带轮结构设计96.10.1 小带轮的结构设计96.10.2 大带轮的结构设计107 齿轮传动的设计107.1 选精度等级、材料及齿数107.2 按齿面接触疲劳强度设计117.3 几何尺寸计算137.4 校核齿根弯曲疲劳强度137.5 计算齿轮传动其它几何尺寸147.6 齿轮参数和几何尺寸总结158 低速级齿轮传动的设计计算168.1 选精度等级、材料及齿数168.2 按齿面接触疲劳强度设计168.3 几何尺寸计算188.4 校核齿根弯曲疲劳强度198.5 计算齿轮传动其它几何尺寸208.6 齿轮参数和几何尺寸总结209 传动轴和传动轴承及联轴器的设计219.1 输入轴的设计219.2中间轴的设计269.3输出轴的设计3010 键联接的选择及校核计算3510.1 输入轴键选择与校核3510.2输出轴键选择与校核3511 轴承的选择及校核计算3511.1 输入轴的轴承计算与校核3511.2 中间轴的轴承计算与校核3611.3 输出轴的轴承计算与校核3712 联轴器的选择3812.1 载荷计算3812.2 型号选择3813 减速器的润滑和密封3813.1减速器的润滑3813.2减速器的密封3914 减速器附件及箱体主要结构附件3914.1附件的设计3914.2箱体主要结构尺寸4115 结论42参 考 文 献42致 谢43山西农业大学农业工学院本科毕业设计二级圆柱齿轮减速器的设计1 绪论1.1 课题背景随着社会生产力水平的快速发展，各式各样的机械类产品被人类使用。在人类使用的机械产品中有一个较普遍使用的装置，它就是减速器。在各种各样的减速器产品中二级圆柱齿轮减速器的使用占有一个很大的比率，是一种不可或缺的传动装备。二级圆柱齿轮减速器是被普遍适用的传动设备，它可以输送较大的功率，它本身制作容易、维修便利且运用寿命长，常利用在冶金、采矿、修建、物资运输等行业 。目前生产的二级减速器仍有占地不够小，分量不够轻、承受能力不够高、运用时长不够长等缺陷1。因此对减速器进行优化设计，增加承受能力、降低分量和节约成本等是我们必须要面对的问题。因此想设计一个能满足使用要求的前提下结构、性能等更为优秀的减速器。1.2 国内外概况由于国内外发展程度的不同，在减速器方面国内外之间有一定的差距，国外主要以定轴传动为主，在一些发达国家制作材料与制造工艺上具有显著优势，制作出的减速器工作稳定性好，运用时间长2。但有好的一方面就有不好的一方面，没有解决好占地问题和分量问题，因此需要进一步的优化，解决好实际问题。以齿轮传动、蜗杆传动为主设计减速器是国内主流的设计的方法，在某些方面是比国外更具优势的。但这也存在一个问题：由于功率占地体积比小，传动比大，导致机械效能过低。我们的减速器产品在其材料质量和制造工艺技术水平上远远落后于发达国家，尤其是大型减速器，运用时间不长，成本也较高3。我们国家减速器发展的总趋势就是要向标准化、多样化前进4。提高减速器的各综合能力，向更优秀的减速器王国迈进。更高精度化，智能化51.3 课程研究的目的和意义课题来源于大三学期所做的机械课程设计带式运输机期望能够满足以下要求：适于在高温且有粉尘的室内环境下长时间的稳定工作，且使用折旧期为8年。查阅相关资料，熟悉操作过程，牢记各种齿轮之间的配合方式，准确地计算参数。掌握了减速器所需要轴、减速器的上下部箱体、端盖、轴承等各种加工参数的计算并且能够熟练运用AutoCAD软件，做出各种机械零件和装配图。对于一个本科生，设计一个减速器对自己的学习能力、知识技能各方面的提升都是具有很大的意义。此次设计的主要目标之一就是为了设计制造出符合要求的二级圆柱齿轮式减速器。在一些传动比较大的场合我们可以考虑直接使用它。通过这次的探索我对于减速器原理、设计、核验以及制图等各个方面有了更深刻的理解。1 设计任务书1.1 设计要求（1）工作台条件:中等规模机械厂的可进行7-8级精度齿轮加工;两班制，工作较平稳环境最高温度为35度-（2）最长使用期最好为8年，在这期间可以每半年检查一次，每两年小修一次，四年大范围修理一次。（4）动力:电力，三相交流(220V/380V)（5）误差: 4%1.1.1 设计数据初始数据数据运输带拉力F（N）2800运输带工作速度V（m/s）1.39卷筒直径D（mm）350表11.1.2 设计步骤1、传动装置总体设计方案2、电动机的选择3、计算传动效率及各参数4、V带的设计5、齿轮传动的设计6、轴、轴承及联轴器的设计7、键联接的选择及校核计算8、轴承的选择及校核计算9、联轴器的选择10、减速器的润滑和密封11、减速器附件及箱体主要结构尺寸2 传动装置总体设计方案2.1 传动方案特点1.组成: 主要的传动部件由发电机、V带、减速器、工作机等部分构成。2.特点:齿轮位置相对于轴承的对称性分布。3.确定传动方案:电机转速高，V带有缓振能力。选择V带传动和二级圆柱齿轮减速器。3 计算传动装置总效率 a=1243245V带效率: =0.96球轴承(每对) : =0.99圆柱齿轮传动: =0. 97弹性联轴器: =0. 99传动滚筒效率: =0.96传动装置总效率:=0.960.9940.9720.990.96=0.8254 电动机的选择工作机的效率PwPw= 28001.39/1000=3.89kw电动机所需工作功率为:Pd= 3.89/0.825=4.72kw工作机的转速为:nw = 6010001.39/(350)=75.89r/min查表得传动比合理范围，V带传动的传动比i0=24，二级圆柱轮减速器传动比i=925，则总传动比合理范围为ia=1810015，电动机转速的可选范围为nd = ianw = (18100)75.89= 1364.47580r/min。综合考虑选定型号为Y132S1-2的三相异步电动机，额定功率为5.5kw满载转速nm=2900r/min，同步转速3000。7电动机主要外形尺寸：图1 电动机外形尺寸图4.1确定传动装置的总传动比和分配传动比(一) 确定传动比由于所选择的电动机最大满载转速n和主动轴转速n,可得电动机与传动控制总传动比i，i = n/n= 2900/75.89=38.21初步取v带的传动比0=2.65,则传动速器的传动比为: =38.3/3.15=14.42(二)分配减速器的各级传动比减速器结构是展开布置，所以我们选择高速级传动作比。高速级与低速级之间有这样一个关系 ，我们选择高速级传动比，由得低速级传动比为(14.42/1.4)1/2=3.21。可知高速级传动比为1.43.21=4.49。总传动比电机满载转速输入轴-中间轴中间轴-输出轴滚筒转速14.422900r/min=4.49=3.2175.89r/min表2 （传动比分配）5 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速: 输入轴：n1 = nm/i0 =2900/2.65= 1094.34r/min 中间轴：n2 = n1/i12 =1094.34/4.49= 243.73r/min 输出轴：n3 = n3/i23= 243.73/3.21= 75.93r/min 工作机轴：n4 = n3 = 75.93r/min（2)各轴输入功率:输入轴：P1 = Pdh1 = 4.720.96 = 4.53kw中间轴：P2 = P1h2h3 = 4.530.990.97 =4.35kw 输出轴：P3 = P1h2h3 = 4.350.990.97 =4.18kw工作机轴：P4 = P3h2h2h4h5 = 4.180.990.990.990.96=3.89kw(3)各轴输入转矩:输入轴：T1=9550=9550 4.53/1094.34=39.53Nm中间轴：T2=9550=95504.35/243.73=170.44Nm 输出轴：T3=9550=95504.18/75.93=525.73Nm 工作机轴：T4=9550=95503.89/75.93=489.26Nm轴名称功率(KW)转速(r/min)转矩(Nm)输入轴4.531094.3439.53中间轴4.35243.73170.44输出轴4.1875.93525.73卷筒轴3.8975.93489.26表36 V带的设计6.1 确定计算功率Pca 工作情况系数KA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.24.72 kW =5.66kW6.2 选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用A型。6.3 确定基准直径dd并验算带速v 1）首先初步确定一个小带轮的初始基准直径为dd1。考虑这小带轮的平均基准直径dd1 =140mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度V=1402900/(601000)=21.25m/s 由于5 m/s v 1206.6 计算带的根数z 1）单根V带的额定功率Pr。 由dd1 =140mm和nm =2900r/min，查表得P0 =1.62kW。 根据nm =2900r/min，i0 =2.65和A型带，查表得P0 = 0.17 kW。 查表得K = 0.95，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0+P0)KKL = (1.62+ 0.17)0.950.99 kW =1.68kW 2）V带的根数zz = Pca/Pr =5.66/1.68=3.37 取4根。6.7 计算单根V带的初拉力F0 根据资料可知A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，据公式F0 = = 500（2.5-0.95）5.66/(0.95421.25)+0.10521.252=101.74N6.8 计算压轴力FPFP = 2zF0sin(1/2) = 24101.74sin(151.85/2) =789.49N6.9 主要设计结论带型小带轮基准直径dd1根数大带轮基准直径dd2V带中心距a带基准长度L小带轮包角1带速单根V带初拉力F0压轴力FPA型140mm4根400mm529.2mm1940mm151.8521.25m/s101.74N789.49N表46.10 带轮结构设计6.10.1 小带轮的结构设计1）小带轮的结构图图22）小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 38mm38mm分度圆直径dd1140mmdadd1+2ha140+22.75145.5mmd1(1.82)d(1.82)3876mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d(1.52)3876mm表56.10.2 大带轮的结构设计图3代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 20mm20mm分度圆直径dd1400mmdadd1+2ha400+22.75405.5mmd1(1.82)d(1.82)2040mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d(1.52)2040mm表67 齿轮传动的设计7.1 选精度等级、材料及齿数（1）首先选择好齿轮的材料最好确定小齿轮材质为40Cr（调质），齿面光滑硬度280HBS。大型专用齿轮齿体材料为45钢（调质），齿面材质硬度要求值为240HBS13。（2）选用7级精度。（3）一般确定小齿轮的齿数在20到40之间，大齿轮齿数与小齿轮齿数之比与传动比对比误差不超过5%便可满足要求。这里我们可以假设使小齿轮齿数z1= 23，大齿轮齿数z2 =102，则实际传动比为u=z2/z1=102/23=4.43。与之对比满足条件12。 （4）压力角a = 20。7.2 按齿面接触疲劳强度设计（1）小齿轮分度圆直径，即 1）确定各参数值。载荷系数KHt = 1.3。小齿轮传递的转矩T1 = 9550=95504.53/1094.34=39.53N/m选取齿宽系数d = 1.2区域系数ZH = 2.46材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2重合度端面重合度：ea = 1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）cos=1.88-3.2（1/23+1/102）cos0o= 1.81轴向重合度：eb = 0.318dz1tanb = 0.3181.223tan0= 0查得重合度系数：Ze = 0.866计算接触疲劳许用应力sH小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1= 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth= 601094.3412103008 = 3.15109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth= N1/u = 3.15109/4.43 = 7.02108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.988、KHN2 = 0.997。取失效概率为1%安全系数S=1,得: sF1= = =593MPasF2 = = =549MPasF1和sF2比较大小，选取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sF= sF2 =549MPa2）试算小齿轮分度圆直径= 41.07mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）数据准备圆周速度vv = =41.071094.34/(601000) =2.35 m/s齿宽bb = = 1.241.07=50 mm2）实际载荷系数KH使用系数KA= 1。动载系数KV = 1.343。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1= 2100039.53/46 = 1718.7 N齿间载荷分配系数KHa = 1。齿向载荷分配系数KHb = 1.426。则载荷系数为：KH = KAKVKHaKHb = 11.34311.355 =1.823）按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 41.07 =41.071.12=46mm齿轮模数m = d1/z1 = 46/23 = 2 mm 模数取为标准值m = 2 mm7.3 几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =z1m=232= 46 mm d2 = z2m=1022= 204 mm（2）计算中心距a = =（23102）2/2= 125 mm中心距圆整为a = 125 mm。（3）计算齿轮宽度 b = =50mm 取b1 = b2+(510)=57 mm、b2 = 50mm。7.4 校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF= sF1） K、T、m、和d1同前齿宽b=b2=50mm齿形系数YFa和应力修正系数YSa查表得： YFa1 = 2.11 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.85 YSa2 = 1.93小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为 sHlim1= 500 MPa、sHlim2 = 380 MPa。弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 300 MPasF2 = = = 233.43 MPasF1= =22.02839.5310002.111.850.680.795cos213.736/(1.223232)= 267.18MPa sF1sF2 = =22.02839.5310002.051.930.680.795cos213.736/(1.223232)= 210.29MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。7.5 计算齿轮传动其它几何尺寸（1）齿顶高、齿根高和全齿高ha=mha*=2mm（2）小、大齿轮的齿顶圆直径(3)小、大齿轮的齿根圆直径7.6 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mn22法面压力角an2020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0右0齿数z23102齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d46204齿顶圆直径da50208齿根圆直径df41199齿宽B5650中心距a125125表7图4（齿轮结构图）8 低速级齿轮传动的设计计算8.1 选精度等级、材料及齿数（1）首先选择好齿轮的材料最好确定小齿轮材质为40Cr（调质），齿面光滑硬度280HBS。大型专用齿轮齿体材料为45钢（调质），齿面材质硬度要求值为240HBS。（2）选用7级精度。（3）一般确定小齿轮的齿数在20到40之间，大齿轮齿数与小齿轮齿数之比与传动比对比误差不超过5%便可满足要求。这里我们设定使小齿轮齿数z3= 20，大齿轮齿数z4=65，则实际传动比为u=z4/z3=65/20=3.25。与之对比满足条件。 （4）压力角a = 20。8.2 按齿面接触疲劳强度设计（1）小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。载荷系数KHt = 1.3。小齿轮传递的转矩T2 = 9550=95504.35/243.73=170.44 N/m齿宽系数d=0.943区域系数ZH =2.5弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2重合度端面重合度：ea = 1.88-3.2（1/Z3+1/Z4）cos=1.88-3.2（1/20+1/65）cos0= 1.81轴向重合度：eb = 0.318dz1tanb = 0.3180.94323tan0= 0查得重合度系数：Ze = 0.866计算接触疲劳许用应力sH小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1= 600MPa、sHlim2= 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth= 60243.7312103008 = 7.02109大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth= N3/u = 7.02109/3.25 = 21.87108接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.988、KHN2 = 0.997。取失效概率为1%,安全系数S=1,得: sF1= = =593MPasF2 = = =549MPasF1与sF2相对比，选取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sF1=sF2=549MPa2）试算小齿轮分度圆直径= 72.07mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）数据准备圆周速度vv = =72.07243.73/(601000) =0.92 m/s齿宽bb = =0.94372.07=68mm2）计算实际载荷系数KH使用系数KA = 1。动载系数KV = 1.344。齿轮的圆周力Ft2 = 2T2/d3= 21000170.44/80 = 4261 N齿间载荷分配系数KHa = 1。齿向载荷分配系数KHb = 1.318。则载荷系数为：KH = KAKVKHaKHb = 11.34411.318 =1.7713）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3= = 72.07 =72.071.11=80mm齿轮模数m = d3/z3 =80/20 = 4mm 模数取为标准值m =4mm。8.3 几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径d3 =z1m=204=80mmd4 = z2m=654= 260mm（2）计算中心距a = =（2065）4/2=170 mm中心距圆整为a = 170 mm。（3）计算齿轮宽度 b = = 68mm 取b3 = b4+(510)=75mm、b4= 68 mm。8.4 校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF1 = sF（2）K、T、m、和d1同前齿宽b=b2=68mm齿形系数YFa和应力修正系数YSa查表得： YFa1 = 2.11 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.85 YSa2 = 1.93小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sHlim1= 500 MPa、sHlim2 = 380 MPa。弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86取安全系数S=1.4，得 sF1 = = = 300 MPa sF2= = = 233.43 MPasF1 = =22.028170.4410002.111.850.680.795cos213.736/(0.94323202)= 268.49MPa sF1sF2 = =22.028170.4410002.051.930.680.795cos213.736/(0.94323202)= 217.91MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。8.5 计算齿轮传动其它几何尺寸（1）齿顶高、齿根高和全齿高ha=mha*=4mm（2）小、大齿轮的齿顶圆直径 (3)小、大齿轮的齿根圆直径8.6 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mn44法面压力角an2020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0右0齿数z2065齿顶高ha44齿根高hf55分度圆直径d80260齿顶圆直径da88268齿根圆直径df70250齿宽B7668中心距a170170表8图5（齿轮结构图）9 传动轴和传动轴承及联轴器的设计9.1 输入轴的设计(1)轴的最小直径首先选择轴的材质为40Cr（调质），按文献和材料确定A0=105。则105(4.53/1094.34)1/3=16.86mm 轴上需要开设键槽，因此需要在强度上会增加。采取在轴颈加至少5%，取d1=20mm。（2）确定轴的各段直径和长度。d1段直径和长度设计d1轴段的左端定位可以由右侧轴端挡圈来确定，右端需要一轴肩，故采用d1段的直径d1=22mm；设计挡圈直径D = 20mm作为轴段直径，大带轮宽度B = 42mm。I段的长度比大带轮宽度B短一些保障轴端挡圈只压大带轮不压轴端面。现设计L1 =40mm，孔径d1=20mm。d2段直径和长度设计轴承靠轴肩轴向定位，按要求h0.07d，取 h=1mm则 d2=22mm。箱体壁距凸台外测的距离L=11.5mm，垫圈厚度1=2mm，端盖厚度2=13mm，伸进长度为13.5mm。所以L2=45mmd3段直径和长度设计 d3段出口处配备了深沟球轴承，只受到径向力。选用6305C型号其尺寸为；DPd=621725，轴段L3=23mm。d3=d7=25mmd4段直径和长度设计 d4段过渡结构,则d4=32mm。L4 =84mm。d5段直径和长度设计 齿轮轴相关尺寸，直径d5=50mm，L5=56mmd6段直径和长度设计d6段轴段要被套筒定位目的是为了加工时轴与轴承配合的面能被分开。尺寸定为32mm，长度为4mm。d7段直径和长度设计d7段直径和长度设计同d3,d7=25mm,L7 =26mm。输入轴的结构设计如下：图6（输入轴结构图）轴段名称1234567长度(mm)4045238456426直径(mm)20222532503225 表9 （输入轴各段设计）（3）输入轴的受力分析及校核1）轴的受力分析高速级小齿轮所受的圆周力 =239.531000/46=1718.7N 高速级小齿轮所受的径向力1718.7tg20=643.01N带轮中点距左支点距离L1= 73.5mm齿宽中点距左支点距离L2= 126.5 mm齿宽中点距右支点距离L3= 49.5 mm2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）： (1718.749.5)/(126.5+49.5)=483.38 N =1718.7-483.38=1235.32 N 垂直面支反力（见图d）：=643.0149.5-789.49（73.5+126.5+49.5)/(126.5+49.5)=-884.91 N-884.91+643.01-789.49=-241.89 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩： 483.38126.5=61147.57 Nmm 截面A处的垂直弯矩： 789.4973.5=58027.52 Nmm 截面C处的垂直弯矩： -884.91126.5=-111941.11 Nmm -241.89126.5=-11973.55 Nmm 作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： (61147.572+-111941.112)1/2=61145.74 Nmm (61147.572+-11973.552)1/2=62308.84 Nmm 作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：仅当校核轴上就能够承受最大弯矩和转向扭矩的截面（即危险的最大截面扭矩C）的最高扭矩强度。必要时还可能需要对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行一定的运动强度校核。取= 0.6，则有： =61145.742+(0.639.53)2)1/2/(0.1503) =4.89 MPa-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：图79.2中间轴的设计(1)轴径最小尺寸 首先选择轴的材质为40Cr（调质），按文献和材料确定A0=105。则得 105(4.35/243.73)1/3=27.44mm 轴上需要开设键槽，因此需要在强度上会增加。采取在轴颈加至少5%，取dmin=35mm。（2）确定轴的各段直径和长度d1段位置需安放轴承，此时轴承仅受径向力作用，可确定此处应为深沟球轴承，考虑轴承型号为6307C，而获得d1=35mm。轴承结构尺寸约为 DPd=802135。所以可取d1=d5=35mm左端轴承定位采用轴向定位，可取d2=d4=37mm， d3=40mm。若齿轮2的齿宽为76mm，宽度与长度相同，则L2=76mm。齿轮3的齿宽为50mm，则可取L4=50mm齿轮之间的距离c=4mm，轴承的宽度为B=25mm，齿轮距箱体内壁轴承直径宽度的距离为L8=10mm。轴承与箱体内壁缝隙间距约为S=8mm，则L1=34mm, L5=37mm。其结构图如下：图8（中间轴设计图）轴段名称12345长度(mm)347645037直径(mm)3537403735表10（中间轴各段设计）（3）中间轴的校核中间轴的受力分析和校核1)轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力 =2170.441000/204=1670.98 N 高速级大齿轮所受的径向力 1670.98tg20=625.16 N 低速级小齿轮所受的圆周力 =2170.441000/80=4261 N 低速级小齿轮所受的径向力4261tg20=1610.35 N作轴的计算简图（见图a）: 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1=51.5mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=67mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3=61.5 mm2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）：=1670.98(67+61.5)+426161.5/(51.5+67+61.5）=2648.74 N=4261+1670.98-2648.74=3283.24 N 垂直面支反力（见图d）：=625.16（67+61.5)-1610.3561.5/(51.5+67+61.5)=386.06 N625.16-386.06-1610.35=-1371.25 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面B、C处的水平弯矩： 2648.7451.5=136410.11 Nmm 3283.2461.5=201919.26 Nmm 截面B、C处的垂直弯矩： 386.0651.5=19882.09 Nmm -1371.2561.5=-84331.87 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面B、C处的合成弯矩： (136410.112+19882.092)1/2=136410.26 Nmm (201919.262+-84331.872)1/2=218822.42 Nmm 作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：仅当校核轴上就能够承受最大弯矩和转向扭矩的截面（即危险的最大截面扭矩B）的最高扭矩强度11。必要时还可能需要对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行一定的运动强度校核。取= 0.6，则有：=136410.262+(0.6170.44)21/2/(0.1403)=21.31 MPa-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：图99.3输出轴的设计(1)确定轴径最小尺寸首先选择轴的材质为40Cr（调质），按文献和材料确定A0=105。则得105(4.18/75.93)1/3=39.94mm轴上需要开设键槽，因此需要在强度上会增加。采取在轴颈加至少5%，取d1=42mm。(2)结构设计d1段直径和长度设计该段设置应配备一个联轴器，并且要求联轴器的孔径应与轴径大小相等。联轴器可以计算转矩 Tca=KAT =1.5525.73=788.6Nm。弹性柱销联轴器，符合上述要求。轴端传动档圈安装固压半轴器时需要去让型号为HL3半联轴器长度L=107mm（J型孔）与轴的配合段长度L1=107mm相等。轴长稍短一些，取L1=84mmd2段直径和长度设计d2段是为轴承位置，且又轴向定位住了联轴器左端。故h0.07d1，取 h=1.5mm,则d2=45mm，L2=43mm。d3段直径和长度设计d3段出口处装有深沟球轴承，只受到径向力。选用6305C型号其尺寸为；DPd=851945，轴段L3=26mm。考虑d3=45mmd4段直径和长度设计 接近齿轮处的轴径为47mm，是作用与齿轮定位，按要求h0.07d，取h=2mm,则d4=51mm。 L4=59mmd5段直径和长度设计轴肩定位d5=63mm。L5=8mmd6段直径和长度设计d6段直径同齿轮的孔径相同。齿轮的孔为47，轴的直径d4=47，d6段长度同齿轮的宽度相同。齿轮的宽度为68mm。L6=67mm可使齿轮被挡油环断面紧靠。d7段直径和长度设计d7段为轴承位置，d3=d7=45mm，由于有轴套，所以轴6段的长度L6=37mm可得输出轴的总长度为： L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5 + L6=324mm综上可得轴的结构设计如下：图10（输出轴的结构设计）轴段1234567长度(mm)8443265986737直径(mm)42454551634745表11（输出轴各段设计）（3）输出轴的受力分析及校核1）作轴的计算简图（见图a）: 轴的受力分析 低速级大齿轮所受的圆周力 =2525.731000/260=4044.08N 低速级大齿轮所受的径向力4044.08tg20=1528.37N 第一段轴的中点距左支点的距离L1= 94.5mm 齿宽中点距左支点距离L2= 117.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3= 60.5 mm2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）： (4044.0860.5)/(117.5+60.5)=1374.53 N =4044.08-1345.23=2698.85 N 垂直面支反力（见图d）：=(1528.3760.5)/(117.5+60.5)=1345.23N1345.23-1528.37=-183.13N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩： 1374.53117.5=161507.28 Nmm 截面C处的垂直弯矩： 1345.23117.5=158064.53 Nmm -183.1360.5=-11079.36 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： (161507.282+158064.532)1/2=161508.26 Nmm (161507.282+-11079.362)1/2=161886.85 Nmm 作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：仅当校核轴上就能够承受最大弯矩和转向扭矩的截面（即危险的最大截面扭矩B）的最高扭矩强度。必要时还可能需要对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行一定的运动强度校核14。取= 0.6，则有： =(161508.262+(0.6525.73)2)1/2/(0.1633) =6.46 MPa-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：图1110 键联接的选择及校核计算10.1 输入轴键选择与校核确定为普通平键bhl=8mm7mm40mm，接触长度:l = 40-8=32 mm，传递转矩为:T = 0.25hld，sF = 0.2573226120/1000 = 174.72 Nm TT1，键满足强度要求。10.2输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键确定普通平键尺寸为：bhl = 18mm11mm40mm，接触长度:l = 40-18 = 22 mm，传递转矩为:T = 0.25hld ，sF = 0.25112250120/1000 =435.6 Nm TT2，键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键确定普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm70mm，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，传递转矩为:T = 0.25hld，sF =0.2595645120/1000 = 680.4 Nm TT2，键满足强度要求。11 轴承的选择及校核计算轴承预计寿命：Lh = 2103008= 48000h11.1 输入轴的轴承计算与校核选择轴承型号及参数如下：轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)6305C25621722.2表12 （轴承参数）当量动载荷P:此处轴承承受轴向力还有径向力，径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0因此可以计算合成支反力：(483.38)2+(-884.91)21/2=1008.33(1235.32)2+(-241.89)21/2=1258.78查表得X1=1， Y1=0, X2=1， Y2=0查表ft=1,fp=1.211008.33+00=1008.3311258.78+00=1258.78=106/(601094.34)(122.2)/(1.21008.33)3=94059.7所以轴承预期寿命足够。11.2 中间轴的轴承计算与校核选择轴承型号:选择轴承型号及参数如下：轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)6307C35802133.2表13（轴承参数）初步计算当量动载荷P: 此处轴承承受轴向力还有径向力，径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0因此可以计算合成支反力：(2648.74)2+(386.06)21/2=2676.73(3283.24)2+(-1371.25)21/2=3558.09查表得X1=1， Y1=0, X2=1， Y2=0查表ft=1,fp=1.212676.73+00=2676.7313558.09+00=3558.09=106/(60243.73)(133.2)/(1.22676.73)3=75508.63所以轴承预期寿命足够。11.3 输出轴的轴承计算与校核选择轴承型号:选择轴承型号及参数如下：轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)6209C45851931.5表14（轴承参数）初步计算当量动载荷P: 此处轴承承受轴向力还有径向力，径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0因此可以计算合成支反力：(1374.53)2+(1345.23)21/2=1923.27(2698.85)2+(-183.13)21/2=2705.06查表得X1=1， Y1=0, X2=1， Y2=0查表ft=1,fp=1.211923.27+00=1923.2712705.06+00=2705.06 =106/(6075.93)(131.5)/(1.21923.27)3=558087.76所以轴承预期寿命足够。12 联轴器的选择12.1 载荷计算公称转矩：T = T2 = 170.44NmKA = 1.3，转矩为：Tca = KAT2 = 1.3170.44= 221.57 Nm12.2 型号选择选用LT8型联轴器，联轴器许用转矩为T = 710 Nm，许用最大转速为n = 3000 r/min，轴孔直径为45 mm，轴孔长度为84 mm。Tca =221.57 Nm T = 710 N.mn2 = 243.73r/min n = 3000 r/min联轴器满足要求，故合用。13 减速器的润滑和密封13.1减速器的润滑1）齿轮的润滑对齿轮的润滑可以带走传动时产生的热量，增加了齿轮的运用时长。齿轮的润滑方式源于齿轮的圆周速度。由上述知大齿轮的圆周速度v 12 m/s，润滑的方法可以采用浸油润滑8。润滑时不仅减小了齿轮的摩擦，而且还可以运用齿轮的速度把油甩到箱体壁上，可进行散热9。齿轮没入油时对传动产生的热量有一个消热的作用。没入油的深度至少大于10mm但不能超过一个齿高齿。油池底部的污物会造成齿面磨损致使传动效率降低。大齿轮齿顶到油池底高于30mm10，取齿顶距箱底为30mm。大齿轮全齿高h = 4.5 mm 10 mm，确定浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118 cSt。2）轴承的润滑轴承润滑加强了机构之间的联系使之运动更为顺畅。油润滑与脂润滑是轴承润滑的两种方式。除此，还可以用固体润滑剂润滑。低速大齿轮的润滑方式又源于齿轮的圆周速度。采用脂润滑时，大齿轮的圆周速度v = 1.63 m/s 2 m/s，这说明了此时的负载还有增加的趋向。采用脂润滑可使缝隙之间被弥补，油就不容易泄露出来，这样持续工作的时间就越长，寿命也被延长11。装备脂量最好到轴承容积的1/32/3最好，挡油环可将轴承与箱体内部分开，油脂不容易被稀释。在本设计中选用通用锂基润滑脂，在温度宽范围机械设备中常见。选用牌号为ZL-1的润滑脂。13.2减速器的密封润滑剂泄露和杂质的侵入会导致箱体内齿轮等的传动陷入阻碍，会破坏齿轮等零件的精度导致传动效率降低。这种风险致使我们思考减速器的密封性能。密封有不同样式。在没有相对运动发生的结合面上可以发挥出作用的只有密封胶或者耐油橡胶垫圈。旋转零件的密封件以及结构的组织设计是由不同的运动速度和密封要求确定的。接触式密封适用于相对速度较小的场合。半粗羊毛毡密封圈应用于输入轴与轴承盖间的速度v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s。14 减速器附件及箱体主要结构附件14.1附件的设计（1）油面指示器 此物可用于观察油量的多少，是否溢出。油