二级减速器斜齿锥齿综述

1、编号： 机械设计课程设计说明书题 目： 二级斜齿圆柱齿轮减速器 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师单位： 桂林电子技大机电工程学院 姓 名： 职 称： 2016年12月20日目录一、任务书41.1带式运输机的工作原理41.2工作条件41.3设计原始数据51.4 设计工作量5二、电动机的选择52.1 工作机主动轴功率：52.2 电动机的转速：6三、传动装置运动及动力参数计算63.1 传动装置总传动比63.2分配各级传动比，选择齿数63.3 各轴的转速63.4 各轴的输入功率73.5 各轴的转矩73.6 主要设计结论7四、带传动设计84.1

2、小转轮转速：84.2 确定计算功率：84.3 选择V带的带型84.4 确定带的基准直径并验算带速V84.5 确定V带的中心距a和基准长度Ld84.6 验算小带轮上的包角94.7 计算带的根数Z94.8 计算单根V带的初拉力F094.9 计算压轴力Fp94.10 V带轮的结构设计104.11 主要设计结论10五、锥齿轮的参数设计115.1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数115.2 按齿面接触疲劳强度计算115.3 调整小齿轮分度圆直径125.4 按齿根弯曲疲劳强度计算135.5 几何尺寸计算145.6 主要设计结论15六、斜齿轮的参数设计156.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数156.2

3、按齿面接触疲劳强度设计166.3按齿根弯曲疲劳强度计算176.4几何尺寸计算206.5 圆整中心距后的强度校核206.6 主要设计结论216.7 齿轮传动的润滑22七、 输入轴的设计计算227.1输入轴的计算227.2 中间轴的设计计算277.3 输出轴的设计计算29八、联轴器的设计328.1 类型选择328.2 载荷计算328.3 型号选择32九、减速器的润滑与密封329.1齿轮传动的润滑339.2 润滑油牌号339.3轴承的润滑与密封339.4减速器的密封33十、 减速器箱体及其附件3310.1箱体结构形式及材料3410.2箱体主要结构尺寸表3410.3主要附件作用及形式35十一、装配体三

4、维截图36十二、参考文献37一、任务书设计一带式输送机传动装置（二级锥齿斜齿轮减速器）总体布置简图如图1-1：图1-11.1带式运输机的工作原理输送带（或钢丝绳）连接成封闭环形，用张紧装置将它们张紧，在电动机的驱动下，靠输送带(或钢丝绳)与驱动滚简（或驱动轮）之间的摩擦力，使输送带(或钢丝绳)连续运转，从而达到将货载由装载端运到卸载端的目的。1.2工作条件滚筒传动效率0.96（包括轴承与卷筒传动效率损失）；工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用折旧期：8年；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；检修间隔期：4年一次大修，2年一次中

5、修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。（带传动i=3）1.3设计原始数据 表1-1 设计原始数据原始数据已知条件输送带拉力F（KN）输送带速度V(m/s)滚筒直径（mm）数据4.621.223951.4 设计工作量1、减速器装配图1张（计算机绘制，图幅A0,用A2图幅打印）；2、零件(大齿轮、输出轴) 工作图2张(计算机绘制，用A3图幅打印)；3、打印设计说明书1份，约10000字，有减速器装配三维模型和零件三维模型的截图；4、减速器装配三维模型、减速器装配图、零件三维模型、零件工作图和设计说明书电子版。二、电动机的选择2.1 工作机主动轴功率：𝑃&

6、#119908; = 𝐹𝑉 =4.62*1.225.6364kw传动装置的总效率： 𝜂 = 𝜂1 𝜂23 𝜂3 𝜂4 𝜂5 𝜂6（式中h𝜂1 、𝜂22、𝜂33、𝜂4、 𝜂5、𝜂6分别为V 带传动、滚动轴承、原锥齿轮传动、圆柱齿轮传动、滚筒和联轴器的传动效率。）取h 𝜂11=0.95（V0 带传动）， 𝜂2 =0.985（滚动轴

7、承）， 𝜂3 =0.96（齿轮精度为8 级，不包括轴承效率） 𝜂44=0.97（齿轮精度为8 级，不包括轴承效率），𝜂5 =0.96（滚筒效率，包括轴承）𝜂6 = 0.99（联轴器效率）则𝜂 = 0.95 0.9853 0.96 0.97 0.96 0.99 = 0.837电动机所需的功率: 𝑃𝑑 =pw=5.63640.837=6.734kw确定电动机的额定功率Ped：因载荷较平稳，电动机的额定功率Ped只要略大于Pd就可以，所以暂定Ped=7.5kw2.2 电动机的转速：n=60

8、*1000vd=60*1000*1.223.14*395=59.02 r/min查教材得二级圆锥-圆柱齿轮传动比一般范围为：ia=815，普通平带传动比𝑖𝑑=13，故电动机转速nd=n*ia*id=472.162655.9 r/min查机械课程设计手册，选用Y132M-4 7.5 kw 三相异步电动机。额定功率为7.5kw,满载转速为nm=1440 r/min。三、传动装置运动及动力参数计算3.1 传动装置总传动比 ia=nmn=144059.02=24.43.2分配各级传动比，选择齿数取带的传动比i0=3锥齿的传动比i1=3圆柱齿轮的传动比为:i2=24.43

9、*3=2.73.3 各轴的转速n1=nmi0=14403=480 r/minn2=n1i1=4803=160 r/minn3=n2i2=1602.7=59.3 r/minn滚筒=n4=59.3 r/min3.4 各轴的输入功率按电动机额定功率Pd计算各轴输入功率，即轴：P1=Pd*带=6.734*0.95=6.3973kw轴：P2=P1*轴*锥=6.3973*0.96*0.985=6.0492kw轴：P3=P2*带*斜*轴=6.0492*0.97*0.985=5.780kw滚筒的功率为：P4=P3*滚筒*轴*联轴器=5.780*0.96*0.985*0.99=5.4109kw3.5 各轴的转矩

10、T0=9550*Pdnm=9550*6.7341440=44.66 N·m轴转矩：T1=9550*P1n1=9550*6.3973480=127.28 N·m轴转矩：T2=9550*P2n2=9550*6.0492160=361.06 N·m轴转矩：T3=9550*P3n3=9550*5.78059.3=930.84 N·m3.6 主要设计结论电动机轴轴轴滚筒转速（r/min）144048016059.359.3输入功率（kw）6.7346.39736.04925.7805.4109转矩（N·m）44.66127.28361.06930.84四

11、、带传动设计4.1小转轮转速：nm=1440 r/min,大转轮转速：n1=480 r/min,传动比i=3，所需传动功率为：P=7.5kw4.2 确定计算功率：Pca=KA*P=1.2*7.5=9kw(查机械设计，选KA=1.2)4.3 选择V带的带型根据功率Pca和小带轮转速nm从课本图8-1选取普通V带的带型为A型带。4.4 确定带的基准直径并验算带速V 4.4.1 初选小带轮直径，由机械设计表8-7和8-9确定小带轮的基准直径dd1=112 4.4.2 验算带速v=*dd1*nm60*1000=3.14*112*144060*1000=8.440 m/s因为5m/s<8.440m

12、/s<30m/s,在推荐值范围之内，故带速合适。4.5 确定V带的中心距a和基准长度Ld 4.5.1 dd2=i*dd1=3*112=336mm 圆整到315由0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）,即298.9 a0854 初选a0=4004.5.2 计算带所需的基准长度Ld0为：Ld02a0+2（dd1+dd2）+(dd2-dd1)24a0=800+703.6+31.361535mm由机械设计表8-2选Ld=1600 4.5.3计算实际中心距aa=a0+Ld-Ld02=400+1600-15352=432.4mmamin=a0-0.015Ld=408.4mmamax= a0

13、+0.03Ld=480.4mm即中心距的变化范围为：408.4mm480.4mm.4.6 验算小带轮上的包角1180°（dd2dd1）57.3°a=150°>120°4.7 计算带的根数Z 4.7.1 有dd1=112mm和nm=1440 r/min,查机械设计表8-2得P0=1.6kw根据nm=1440r/min,i=3查机械设计表8-5得P0=0.17kw。查机械设计表8-6得K=0.92，查表8-2得 KL=0.99，于是：Pr=( P0+P0)* K* KL=（1.6+0.17）*0.92*0.99=1.6124.7.2 计算V带的根数：Z

14、=PcaPr=91.612=5.58,选Z=64.8 计算单根V带的初拉力F0由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以：F0=500(2.5-K)PcaKZV+qv2=160.09 N4.9 计算压轴力Fp Fp=2ZF0sin12=2*6*160.09*sin150°21863.4N4.10 V带轮的结构设计 4.10.1大带轮设计 采用轮辐式，查机械设计表8-11得大带轮的相关参数如下：f=9mm，e=15mmhamin=2.75，hfmin=8.7mm，bd=11.0mm取轴d=26mm普通V带的偰角都是40°，为了使V带的工作面与带轮的轮

15、槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40°。一般取34°、36°、38°，小带轮上的V带变形严重，对应轮槽角小些，大带轮的轮槽角则可以大一些。本次设计选用38°。B=2f+(z-1)e=2×9+（5-1）×15=93mmL=(1.52)d=(1.52)*26=39mm52mm,取L=50mmd1=(1.82)d=(1.82)*26=46.8mm52mm,取d1=50mmC=(1714)B=(1714)*93=13.29mm23.25mmda=dd2+2ha=315+2*2.75=320.5mm4.10.2 小

16、带轮结构设计由于小带轮基准直径为dd1=112mm<300mm,故采用腹板式，计算相关参数如下： 其中部分参数查机械设计表8-11得：d=25mm，f=9mm，e=15mm，hamin=2.75，hfmin=8.7mm，bd=11.0mm轮槽角取=34°。其他相关参数如下：B=2f+(z-1)e=2×9+（5-1）×15=93mmL=(1.52)d=(1.52)*25=37.5mm50mm,取L=40mmd1=(1.82)d=(1.82)*25=45mm50mm,取d1=50mmC=(1714)B=(1714)*93=13.29mm23.25mmda=dd1

17、+2ha=112+2*2.75=117.5mm4.11 主要设计结论选用A型普通V带6根，带的基准长度1600mm，带的基准直径dd1=112mm，dd2=315mm，中心距控制在408.4mm480.4mm，单根带的初拉力为F0=160.09 N。五、锥齿轮的参数设计5.1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数5.1.1 按减速器传动简图所示的传动方案，选用压力角为20度的锥齿轮传动。5.1.2 减速器为一般工作机器，选用7级精度。5.1.3 材料选择。小齿轮选择40Cr的材料,经过调制处理，吃面硬度280HBS；大齿轮选择45钢，也经过调制处理，表面硬度为240HBS。5.1.4 选小齿轮齿

18、数Z1=22，大齿轮齿数Z2=Z1*i2=22×3=66.5.2 按齿面接触疲劳强度计算5.2.1 试算小齿轮分度圆直径 d134KHtT1R1-0.5R2u(ZHZEH)2确定公式中的各个参数值a. 试选KHt=1.3b. 选取齿宽系数R=1.3c. 由机械设计图10-20查得区域系数ZH=2.5d. 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2e. 计算接触疲劳许用应力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Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*480*1*(2*8*30

19、0*8)=1.106×109N2=N1i2=1.106×1093=3.69×108查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2=1.08.取安全系数S=1，两齿轮的接触许用应力分别为 H1=KHN1Hmin1S=0.92*6001=552MPa H2=KHN2Hmin2S=1.08*5501=594MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H= H1=552MPa试算小齿轮分度圆直径 d1t34KHtT1R1-0.5R2u(ZHZEH)2 =34*1.3*127.28*1030.3*1-0.5*0.32*3×(2.5*189.8

20、552)2 =90.94mm5.3 调整小齿轮分度圆直径 5.3.1计算实际载荷系数前的数据准备 a.圆周速度v dm1=d1t(1-0.5R)=90.94×（1-0.5*0.3）mm=77.299mm vm=*dm1n160*1000=*77.299*48060*1000m/s=1.94m/s b.当量齿轮的齿宽系数d b=Rd1tu2+1/2=0.3×90.9432+1 /2mm=43.11mm d=bdm1=43.1177.299=0.557 5.3.2 计算实际载荷系数a.由机械设计表10-2查得使用系数KA=1。b.根据vm=1.94m/s、8级精度，查取动载荷系

21、数KV=1.05。c. 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KH=1。d.由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KH=1.345。由此，得实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=1*1.05*1*1.345=1.412 5.3.3 由实际载荷系数计算分度圆直径 d1=d1t3KHKHt=90.94×31.4121.3=93.48mm及相应的齿轮模数 m=d1z1=93.4822mm=4.249mm5.4 按齿根弯曲疲劳强度计算 5.4.1 试算模数，即 mt3KFtT1R1-0.5R2z12u2+1(YFaYsaF)确定公式中的各个参数值a. 试

22、选KFt=1.3b. 计算YFaYsaF由分锥角𝛿1=arctan(1u)= arctan(13)18.345°和𝛿2=90°18.345°=71.565°，可得当量齿数ZV1=Z1COS1=22COS18.345°=23.19，ZV2=Z2COS2=66COS71.565°=208.71查机械设计图10-17得齿型系数YFa1=2.73，YFa2=2.147。查机械设计图10-18取应力修正系数YSa1=1.57，YSa2=1.87. 查取小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是 Flim1=500MP

23、a, Flim1=380MPa。查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.7F1=KFN1Fmin1S=0.85×5001.7MPa=250 MPaF2=KFN2Fmin2S=0.88×3801.7MPa=196.71 MPaYFa1Ysa1F1=2.73*1.57250=0.017YFa2Ysa2F2=2.147*1.87196.71=0.0204因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取 YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0204试取模数 mt3KFtT1R1-0.5R2z12u2+1(YFaYsaF) =31.3*

24、127.280.31-0.5*0.32×22232+1×0.0204 =2.167mm5.4.2 调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备a. 圆周速度vd1=m1z1=2.167×22mm=47.674mmdm1=d1(1-0.5R)=47.674*(1-0.5×0.3)=40.52mmvm=dm1n160*1000=*40.52*48060000m/s=1.0179m/sb. 齿宽b b=Rd1tu2+1/2=0.3*90.9432+1/2=43.105mm计算实际载荷系数a. 根据vm=1.0179m/s，8级精度，查取动载荷系数KV=1.04。b

25、. 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KF=1。c. 用插值法查取KH=1.348，查机械设计图10-13得KF=1.1310。 则得载荷系数为 KF=KAKVKFKF=1*1.04*1*1.1310=1.362按实际载荷系数算得的齿轮模数为 m=mt3KFKFt=2.167×31.3621.3=2.20mm按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选取标准模数m=2mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径𝑑1=93.48𝑚𝑚，算出小齿轮齿数𝑍1=𝑑1/2=93.48/2=46.74mm，取Z1=46，则大齿

26、轮齿数Z2= Z1u=138。5.5 几何尺寸计算 1.计算分度圆直径 d1=Z1m=46*2=92mm d2=Z2m=138*2=276mm 2.计算分锥角 𝛿1=arctan(1u)= arctan(13)=18.444° 𝛿2=90°18.444°=71.556° 3.计算齿轮宽度 b=Rd1u2+1/2=0.3*9232+1/2 mm=43.608mm 取b1=b2=44mm5.6 主要设计结论齿数Z模数m/mm变位系数x压力角小齿轮462020°大齿轮138分锥角𝛿齿宽b/mm精度材料及

27、热处理小齿轮18.444°44740Cr（调质后淬火）大齿轮71.556°4445钢（调质）六、斜齿轮的参数设计6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 6.1.1 考虑到带式输送机为一般机械，根据机械设计表10-1，选取小齿轮材料为40Cr，热处理方法为调质后表面淬火，齿面硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，调质处理，表面硬度240HBS；选用7级精度。 6.1.2 在这里要设计的齿轮为斜齿轮，压力角为=20°，初选螺旋角=14°。 6.1.3 初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2= Z1*i=24*2.7=64.8，取大齿轮齿数Z2=64。6

28、.2按齿面接触疲劳强度设计 6.2.1 试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1u(ZHZEZZH)2 其中：试选载荷系数KHt=1.3 选取齿宽系数d=1 查取区域系数ZH=2.433 查取材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°)=20.562°t1=arccosZ1COStZ1+2han*cos=arccos24*cos20.562°24+2*1*cos14°=29.974°t2=arccosZ2COStZ2

29、+2han*cos=arccos64*cos20.562°64+2*1*cos14°=24.67° =Z1(tant1tant')+Z2(tant2tant')/2=24(tan29.974°-tan20.562°)+64（tan24.67°-tan20.562°）/2=1.624 =dZ1tan/=1×24×tan14°/=1.905Z=4- 31- + =4-1.62431-1.905+1.9051.624=0.675确定螺旋角系数Z Z=cos=cos14°=0.

30、985 小斜齿轮所在扭矩和其所在轴相等，T=361.06 N·m查取小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别是𝜎Hmin1=600MPa、𝜎Hmin2=550MPa计算应力循环次数 N3=60n3jLh=60×160×1×（2×8×300×8）=3.69×108 查取接触疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN4=0.97取失效率为1%，安全系数S=1，两齿轮的接触许用应力分别为H3=KHN3Hmin1S=0.95*6001=570MPaH4=KHN4Hmin2S=0.97*5501=53

31、3.5MPa取H3和H4中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力， 即 H= H4=533.5MPa综上参数，则小齿轮分度圆直径 d1t32KHtTdu+1u(ZHZEZZH)2 =32*1.3*361.06*10001·2.7+12.7·(2.433*189.8*0.675*0.985533.5)2 =75.157mm 6.2.2调整小齿轮分度圆直径 a.数据准备 圆周速度V=d1tn260*1000=3.14*75.157*16060*1000=0.63m/s 齿宽b=dd1t=1*75.157=75.157mmb.计算实际载荷系数KH查得使用系数KA=1，V=0.63

32、m/s、7级精度，查得动载荷系数KV=1.05齿轮的圆周力Ft1=2T/d1t=2*361.06*1000/75.157=9.608×103 NKA Ft1/b=1*9.608×103/75.157=127.8 N/mm>100N/mm，查机械设计表10-3选齿间载荷分配系数KH=1.2查表10-4，用插值法得7级精度、小斜齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.422则载荷系数KH=KAKVKHKH=1*1.05*1.2*1.422=1.792按实际载荷计算分度圆直径 d1= d1t3KHKHt=75.157*31.7921.3=83.64相应的齿轮模数mn=d1cos

33、z1=75.157*cos14°/24=3.038mm6.3按齿根弯曲疲劳强度计算 6.3.1试算模数，即 mnt32KFtTYYCOS2dZ12(YFaYsaF)a. 确定公式中的各个参数值试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan(tancost)=arctan(tan14°cos20.562°)=13.14° av=/cos2b=1.624/ cos213.14°=1.713Y=0.25+0.75/av=0.25+0.75/1.713=0.688计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y Y=1- 120°=1

34、-1.905×14°120°=0.778计算YFaYsaF。当量齿数ZV1=Z1COS3=24COS14°3=26.27，ZV2=Z2COS3=64COS14°3=70.06查取齿型系数YFa3=2.62 ，YFa4=2.22查取应力修正系数Ysa3=1.60，Ysa4=1.78查取小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是 𝜎Flim3=500MPa，𝜎Flim4=380MPa 查取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.90, KFN4=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.7 F3=KFN3Fmin1S=0.90*5001.

35、7=264.706MPa F4=KFN3Fmin1S=0.92*3801.7=205.647MPa YFa3Ysa3F3=2.62*1.60264.706=0.0158 YFa4Ysa4F4=2.22*1.78205.647=0.0192因为大齿轮的 YFaYsaF大于小齿轮，所以取 YFaYsaF= YFa4Ysa4F4=0.01926.3.2 试取模数 mnt32KFtTYYCOS2dZ12(YFaYsaF) =32*1.3*361.06*1000*0.688*0.778cos214°1*242×0.0192 =2.507mm6.3.3 调整齿轮模数 （1）计算实际载荷

36、系数前的数据准备 a.圆周速度V d1= mntZ1/cos=2.507*24/cos14°=62.028mm v=d1n260*1000=3.14*62.028*16060*1000=0.519m/sb. 齿宽b b=dd1=1*62.028mm=62.028mm齿高h及宽高比b/h h=(2han*+cn*) mnt=(2*1+0.25)*2.507=5.64 bh=62.028/5.64=10.998 （2）计算实际载荷系数KF a. 根据v=0.519m/s ，7级精度，查取动载荷系数KV=1.07 b. 齿轮的圆周力Ft1=2T/d1=2×361.06×

37、1000/62.028N=1.164×104N KA Ft1/b=1*1.164×104/62.028 N/mm=187.657 N/mm>100N/mm 查取齿间载荷分配系数KF=1.2c. 用插值法查取KH=1.420。于是KF=1.20 则得载荷系数为KF=KAKVKFKF=1*1.07*1.2*1.20=1.54（3）按照实际载荷系数算得的齿轮模数为mn=mnt3KFKFt=2.507×31.541.3=2.653mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准模数中就近取m

38、9899;=3；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=83.64mm来计算小齿轮的齿数，即 Z3=d1cos/mn =83.64cos14°/3=27.05；取Z3=28Z4= Z3i2=28*2.7=75.6；为使两齿轮互质Z4=75。6.4几何尺寸计算 6.4.1 计算中心距a =(z3+z4)mn2cos=28+75*32cos14°mm=159.278mm将中心距圆整为159mm 6.4.2 计算调整后的中心距修正螺旋角 =arccos(z3+z4)mn2a=arccos28+75*32*159=13.664° 6.4.3 计算大

39、小齿轮的分度圆直径 d3=z3mncos=28*3/cos13.664°=86.45mm d4=z4mncos=75*3/cos13.664°=231.58mm 6.4.4 计算齿宽 b =dd3=1×86.45mm=86.45mm 取b4=87mm，b3=92mm6.5 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整后，KH、Z、和Y、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力1. 齿面接触疲劳强度校核H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：KH=1.913，T1=361.06×103N·mm,

40、d=1,d1=85.27,u=2.72，ZH=2.45，ZE=189.8MPa1/2, Z=0.64, Z=0.99。将他们代入式中得H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ= 2*1.913*361.06*10001*85.273·2.72+12.72*2.45*189.8*0.64*0.99=439.789MPa<H满足齿面接触疲劳强度条件2. 齿根弯曲疲劳强度校核F=2KFT1YFaYsaYYCOS2dmn3z12做法类似，同样，为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：KF=1.877，T1=361.06×103N·mm,YFa3=2.30,Ysa3=1.

41、55,YFa4=1.72,Ysa4=1.57, Y=0.62, Y=0.68,=12.58°，d=1，mn=3mm,Z1=29F=2KFT1YFa3Ysa3YYCOS2dmn3z12 = 2*1.877*361.06*1000*2.30*1.55*0.62*0.68*COS212.58°1*33*292 =256.36MPa<F3F=2KFT1YFa4Ysa4YYCOS2dmn3z12= 2*1.877*361.06*1000*1.72*1.57*0.62*0.68*COS212.58°1*33*292=194.19MPa<F4齿根弯曲疲劳强度满足要求

42、。6.6 主要设计结论齿数模数mm压力角螺旋角变为系数mm小齿轮28320°13.664°0大齿轮75320°13.664°0中心距mm齿宽mm精度材料热处理小齿轮15992740Cr调质后表面淬火大齿轮8745钢调质处理6.7 齿轮传动的润滑 通常齿轮的失效形式主要有点蚀、齿根折断，齿面胶合等。在润滑时会使相互啮合的齿轮之间产生一层油膜，避免齿面的直接接触，保护齿面在长期运转中不受损伤，降低摩擦损失，减少磨损和发热，减少噪声等 。绝大多数减速器传动零件都采用油润滑，其润滑方式多采用浸油润滑，对于高速传动则采用压力喷油润滑。由于高速级齿轮圆周速度v=0.

43、519m/s12（m/s）所以采用浸油润滑。箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要，为了避免大齿轮回转时将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池底面的距离应大于3050mm。为保证传动零件充分润滑且避免搅油损失过大，传动零件应有合适的浸油深度，二级圆柱齿轮减速器传动零件浸油深度推荐值如下：高速级大齿轮，约为0.7个齿高，但不小于10mm。低速级大齿轮，约为1个齿高（1/61/3）个齿轮半径。七、 输入轴的设计计算7.1输入轴的计算7.1.1确定轴的材料输入轴材料选定为45钢，锻件，调质。7.1.2求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率

44、输入轴的转速 输入轴的转矩 圆周力：径向力：轴向力：7.1.3初步确定轴的最小径选取轴的材料为45号钢，调制处理，取 因为轴上有一个键槽，故轴径增大5%，取。7.1.4 根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度（1） 轴段1-2：选大带轮为腹板式，则大带轮的宽度B=5e+2f=93mm 因为,所以取。而，取，并且1-2轴段右端需制出一轴肩，故取1-2段，2-3段用来与轴承的内孔配合，所以直径。1-2轴段不仅与大带轮配合，还得留出一段长度用来与端盖配合，故1-2段的长度应比长一些，现取。（2）初步选择滚动轴承 因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。由轴承产品目录中初步选

45、择0基本游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7213AC，其尺寸为，故，。右端角接触球轴承采用轴肩轴向定位，初取，。轴承采取反装。（3）因为结构所限，只能采取齿轮轴的形式。（4）轴上零件的周向定位： 大带轮、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，大带轮与轴的配合为；。角接触球轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（5）确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图8-1-1所示。7.1.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图8-1-1做出轴的计算简图如图8-1-2所示。对于7213AC轴承，由手册中查得。

46、因此，轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8-2）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的面B处的、及M的值列于下表（参见图8-1-2）图 8-1-2载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩扭矩7.1.6 轴承校核 查得7213AC轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷. (1)求两轴承受到的径向载荷和 （2）求两轴承的计算轴向力和 已知7213AC轴承的派生轴向力，水平向左。 ,方向水平向左； ，方向水平向右。 所以A端压紧，B端放松，则,。 ,取 则,。 因为,所以按轴承B的受力大小验算 故所选的轴承满足寿命要求。7.1.7 键的校核 （

47、1）选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在轴大带轮在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。参考轴径为55mm,从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=18mm,高度h=11mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=63mm。 （2）校核键的连接强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 =100200MPa，取其平均值=110MPa。键的工作长度l=L-b=63-18=45mm。由式（6-1）可得（合格） 键的标记：GB/T 1096键18×11×63。7.1.8 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常

48、只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。单位：mm段1-22-33-44-55-66-77-8轴长9050255025539.22轴直径556265606570键深5键长63备注连接大带轮反装角接触球轴承7213AC反装角接触球轴承7213AC连接锥齿轮7.2 中间轴的设计计算7.2.1 根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度如图8-2-1所示。图 8-2-17.2.2 求轴上的载荷 见图8-2-2图 8-2-

49、2载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩扭矩7.2.3 轴承校核 故所选的轴承满足寿命要求。7.2.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为40，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。单位：mm段1-22-33-44-5轴长404040140轴直径55606560键深55.5键长2580备注正装角接触球轴承7211AC连接大锥齿轮正装角接触球轴承7211AC7.3 输出轴的设计计算7.3.1确定轴的材料如图8-3-1所示。图 8-3-17.3.2 求轴上的载荷 见图8-3-2图 8-2-2载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩扭矩7.2.3 轴承校核 故所选的轴承满足寿命要求。7.2.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为40，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。单位：mm段1-22-33-4轴长8042138轴直径