圆柱齿轮减速器 毕业论文.doc

i 摘 要 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。 关键词：齿轮啮合、轴传动、传动比、传动效率 ii abstract wheel gears spreading to move is the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine. its main advantage be: the spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks; power and speed scope applies are wide; spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98;work is dependable, service life long; outline size outside the is small, structure tightly packed. the wheel gear constituted to from wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, used for prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the modern machine. local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem. there are also many weaknesses on material quality and craft level moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt long. the deceleration machine of abroad, with germany, denmark and japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, decelerating the machine work credibility like, service life long. but it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve like the direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops. decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly， and have already produced various structure forms and various products of power model numbers. be close to ten several in the last years, control a technical development because of the modern calculator technique and iii the number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty turns. become a set a machine material in 21 centuries medium, the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts cnc tool machine and the craft technical development, pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon. be spreading to move the electronics control, liquid in the system design to press to spread to move, wheel gear, take the mixture of chain to spread to move, will become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of direction. the academics that is in spread move the design crosses, will become new spread a movable property article the important trend of the development. essential character：gear engagement 、through-drive、drive ratio、transmission efficiency 1 目 录 摘 要 i abstract.ii 第 1 章 绪论 1 1.1 课题背景 1 1.2 国内减速器现状 1 1.3 圆柱齿轮减速器工作原理简介 2 1.4 本项目的技术特点与关键技术 2 1.5 市场需求分析 3 第 2 章 设计书 4 2.1 设计课题 4 2.2 工作情况 4 2.3 原始数据 4 2.4 设计内容 4 2.5 设计任务 5 2.6 设计进度 5 第 3 章 设计步骤 6 3.1 传动方案的拟定及说明 6 3.2 电动机的选择 7 3.2.1 电动机类型和结构的选择 7 3.2.2 电动机容量的选择 7 3.2.3 确定电动机的转速 7 3.2.4 电动机型号的确定 7 3.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 8 3.3.1 计算总传动比 8 3.3.2 分配传动装置比 8 3.3.3 分配减速器的各级传动比 9 3.4 计算传动装置的运动和动力参数 9 3.4.1 各级轴转速 9 3.4.2 各轴输入功率 10 3.4.3 各轴输入转矩 10 3.4.4 各轴输出转矩 11 2 3.5 传动件设计计算 12 3.5.1 第一对齿轮 12 3.5.2 第二对齿轮 17 3.6 轴的设计计算 24 3.6.1 高速轴 24 3.6.2 中间轴 25 3.6.3 低速轴 31 3.7 滚动轴承的选择及校核计算 32 3.7.1 高速轴的轴承寿命校核 33 3.7.2 中间轴的轴承寿命校核 33 3.7.3 低速轴的轴承寿命校核 34 3.8 键连接的选择及校核计算 35 3.9 连轴器的选择 36 3.10 减速器机体结构尺寸 37 3.11 减速器附件的选择 38 3.12 润滑与密封 39 结 论 40 参考文献 41 致谢 42 附录 1.43 附录 2.45 1 第 1 章 绪论 1.1 课题背景 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动 装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低 的问题。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。日本住友重工研制的 fa 型高精度减速器，美国 alan-newton 公司研制的 x-y 式减速器，在传动原理和 结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。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。因此， 除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探 讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构， 也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前， 超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中， 微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级 范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。 1.2 国内减速器现状 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。国内使用的大型 减速器（500kw 以上） ，多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。 60 年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比 大，体积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的 功率，功率一般都要小于 40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方 面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量 轻、机械效率高等这些基本要求。90 年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速 器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能 力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于 该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴 与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的 “内平动齿轮减速器“不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量 2 （或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地 位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工 作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。 1.3 圆柱齿轮减速器工作原理简介 当电机的输出转速从主动轴输入后，带动小齿轮转动，而小齿轮带动大齿 轮运动，而大齿轮的齿数比小齿轮多，大齿轮的转速比小齿轮慢，再由大齿轮 的轴（输出轴）输出，从而起到输出减速的作用。圆柱齿轮减速器的长度较短， 但轴向尺寸及重量较大。两对齿轮侵入油中深度大致相等。高速级齿轮的承载 能力难于充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分 布不均匀。 1.4 本项目的技术特点与关键技术 本项目的技术特点,圆柱齿轮减速器与国内外已有的齿轮减速器相比较， 有如下特点： 传动比范围大，自 i=10 起，最大可达几千。若制作成大传动比的减速器， 则更显示出本减速器的优点。 传递功率范围大：并可与电动机联成一体制造。 结构简单、体积小、重量轻。比现有的齿轮减速器减少 1/3 左右。 机械效率高。啮合效率大于 95%，整机效率在 85%以上，且减速器的效率 将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。 本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线上。它的传动原理是：电机输入 旋转运动，外齿轮作平行移动，其圆心的运动轨迹是一个圆，与之啮合的内齿 轮则作定轴转动。因为外齿轮作平行移动，所以称谓平动齿轮机构。齿轮的平 行移动需要有辅助机构帮助实现的，可采用（612 副）销轴、滚子作为虚拟辅 助平动机构，也可以采用偏心轴作为实体辅助平动机构。内平动齿轮减速器的 关键技术和关键工艺是组成平行四边形构件的尺寸计算及其要求的加工精度、 轮齿主要参数的选择。这些因数都将影响传动的能力和传动的质量。总的说， 组成本减速器的各零部件都要求有较高的精度，它们将决定着减速器的整体传 动质量。 3 1.5 市场需求分析 市场需求前景:同平动齿轮减速器由于体积小，重量轻，传动效率高，将 会节省可观的原料和能源。因此，本减速器是一种节能型的机械传动装置，也 是减速器的换代产品。本减速器可广泛应用于机械，冶金、矿山、建筑、航空、 军事等领域。特别在需要较大减速比和较大功率的各种传动中有巨大的市场和 应用价值。 社会经济效益：现有的各类减速器多存在着消耗材料和能源较多，对于大 传动比的减速器，该问题更为突出。而本新型减速器具有独特的优点。由于减 速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都十分重视研究这个基础部件。不论 在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力 以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和 动力）的节省。 可以预见，本新型减速器在国内外市场中的潜力是很大的， 特别是我国超大型减速器（如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减 速器）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器， 完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益。 4 第 2 章 设计书 2.1 设计课题 设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有 轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,空载起动,卷筒效率为 0.96(包括其支承 轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限 10 年(300 天/年),三班制工作, 滚筒转速容许速度误差为 5%,车间有三相交流,电压 380/220v。 表 1-1 设计参数 皮带有效拉力 f（kn） 3.2 皮带运行速度 v（m/s） 1.4 滚筒直径 d（mm） 400 2.2 工作情况 工作平稳、单向运转 2.3 原始数据 运输机工作轴扭矩 t（nm）：1450 运输带速度 v（m/s）：0.8 卷筒自径 d（mm）：350 运输带容许速度误差（）：5 使用年限（年）：10 工作制度（班/日）：2 2.4 设计内容 电动机的选择与运动参数计算； 斜齿轮传动设计计算； 轴的设计； 滚动轴承的选择； 键和连轴器的选择与校核； 装配图、零件图的绘制； 设计计算说明书的编写； 5 2.5 设计任务 减速器总装配图一张 齿轮、轴零件图一张 设计说明书一份 2.6 设计进度 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 第二阶段：轴与轴系零件的设计 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 6 第 3 章 设计步骤 3.1 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传 动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致 相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 图 3-1 总体布置简图 7 3.2 电动机的选择 3.2.1 电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用三相笼型异步 电动机，封闭式结构，电压 380v，y 型。 3.2.2 电动机容量的选择 a）工作机所需功率 pw 10 fv kw d t02 kw 10358.42 kw6.63 kw （3-1） b）电动机的输出功率 pd d=a w pw/ （3-2）a = 54 2341 式中： 1、 2、 3、 4、 5分别表示 v 带传 动、轴承、齿轮传动、连轴器和滚筒的传动效率。 取 1=0.96， 2=0.98（滚子轴承） ， 3=0.97（齿轮精度为 7 级，不包括轴 承效率） ， 4=0.99（弹性柱销联轴器） ， 5=0.96， 则： a= 96.097.08.96024=0.79 （3-3） 所以 pd= a w = . 3 kw=8.6 kw （3-4） 3.2.3 确定电动机的转速 滚筒轴工作转速为： n= d v106 = 350 8.16 =43.68r/min （3-5） 8 3.2.4 电动机型号的确定 查机械设计课程设计手册指导书表 1 推荐的传动比合理范围，取 v 带 传动比 i1=24，二级圆柱齿轮减速器传动比 i2=840，则总传动比合理范围为a =16160，故电动机转速的可选范围为：nd = ia=（16160） 43.68=698.886988.8r/min （3-6） 符合这一范围的同步转速有 750、1000 和 1500 r/min。根据容量和转速，查 机械设计课程设计手册有表：（3-1） 表 3-1 电动机转速 r / min 堵转转 矩 最大转 矩方案 电动机型 号 额定 功率 ped kw 同步转速 满载转速 质量 kg 额定转 矩 额定转 矩 1 y 160m-4 11 1500 1440 123 2.2 2.2 2 y 160l-6 11 1000 970 147 2.0 1.2 3 y 180l-8 11 750 730 184 1.7 2.0 由表和实际情况选方案 1 ：y160m-4 其额定功率为 11kw，满载转速为 1460 r / min 即可满足。 3.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3.3.1 计算总传动比 由电动机的满载转速 nm和工作机主动轴转速 n,可确定传动装置应有的总 传动比为： ia= = 68.43 10 =33.42 （37） 3.3.2 分配传动装置比 ia= 0 （38） 9 式中 i0、 分别表示 v 带传动和减速器的传动比。 为了使 v 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i=2.5（实际的传动比要在设 计 v 带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算） ，则减速器传动比为： i= a0 = 5.2 43 =13.368 （3-9） 3.3.3 分配减速器的各级传动比 由条件给定为同轴式，考虑润滑条件，为使二级大齿轮直径相近，查机 械设计课程设计手册指导书图 12 同轴式曲线得 i1=5.3，则 i123.5681 =2.52。 取 i2=2.5。 3.4 计算传动装置的运动和动力参数 3.4.1 各级轴转速 高速轴 i： n= i m0 = 5.2 146 =584r/min （3-10） 中间轴 ii： = i1= 3. 8 =110.19 r/min （3-11） 低速轴 iii： in21.45.90 r/min （3-12） 滚筒轴 v： v. r/min 3.4.2 各轴输入功率 高速轴 i： 101pdd 064.8.4kw （3-13） 10 中间轴 ii： 3212p67.9.0864.kw （3-14） 低速轴 iii： = 23= 23= .7.=7.29 kw （3-15） 滚筒轴 v： p= 34= 24= 9.08.=7.07 kw （3-16） 各轴输出功率 高速轴 i： = p2= 98.064.=7.90 kw （3-17） 中间轴 ii： = = .7=7.52 kw （3-18） 低速轴 iii： = 2= 98.0=7.14 kw （3-19） 滚筒轴 v： p= = 6.7.=6.65 kw （3-20） 3.4.3 各轴输入转矩 高速轴 i： 1001ititdd 8.1396.052.4mn （3-21） 中间轴 ii： 32112ii 4.678 （3-22） 低速轴 iii： 3223itit 0.159.9805.246mn （3-23） 滚筒轴 v： 4234 （3-24） 98.153.098.157 11 3.4.4 各轴输出转矩 电动机输入功率： td mn （3-25） 高速轴 i： 2t24.198.013mn （3-26） 中间轴 ii： 2 t15.698.046mn （3-27） 低速轴 iii： 2 4.7.157 （3-28） 滚筒轴 v： 52 tv 29.16.098.3mn （3-29） 运动和动力参数计算结果整理于表：（3-2） 表 3-2 效率(p) kw 转矩(t)mn 轴名 输入 输出 输入 输出 转速 (n) r /min 传动 比 ( i ) 效率 () 电动 机轴 8.4 54.95 1460 2.5 0.96 高速 轴 i 8.064 7.90 131.88 129.24 584 5.2 9506.7.980 中间 轴 ii 7.67 7.52 664.44 651.15 110.19 2.5 低速 轴 iii 7.29 7.14 1579.04 1547.46 44.1 滚筒 轴 v7.07 6.65 1531.98 1441.29 44.1 1 9702980 95.4160.8950npd 12 3.5 传动件设计计算 3.5.1 第一对齿轮 3.5.1.1 选定齿轮类型、选精度等级、材料及齿数 a）根据总体布置简图和已知条件选用圆柱齿轮。 b）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（gb 10095-88） 。 c）材料选择。由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬 度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差 为 40hbs。 d）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数 z2= 2.173.54，取 z2=127。 3.5.1.2 按齿面接触强度设计 查机械设计计算公式（10-9a）进行计算，即： dt1= 32. 21hedzutk （3-30） a）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 kt=1.3。 小齿轮传递的转矩 t1=131.88 mn= 8.105 mn 查机械设计表 10-7 选取齿宽系数 d=1.0。 查机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ze=189.8 pma2 1 。 查机械设计图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limh 600mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限 2limh550mpa 查机械设计式 10-13 计算应力循环次数。n1ljnh60 = )103658(154= .109 （3-31） 2 9.03.i 109 （3-32） 查机械设计图 1019 查得接触疲劳寿命系数 khn19.； hn295.0。 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 s1，查机械设计式 10-12 得 1h= s knlim = 540mpa69.0 mpa （3-33） 13 2hs kn2lim = 509.mpa=522.5 mpa （3-34） b）计算 试计算小齿轮分度圆直径 dt1，代入 h中较小的值。 t1=2.32 321hedtzutk （3-35） =2.32 3 255.4819.2108. mm =69.577 mm 计算圆周速度 v。 v= 106 ndt = 106 857.9 m/s =2.13 m/s （3-36） 计算齿宽 b。 b = dt1=1 . mm=69.577mm （3-37） 计算尺宽与尺高之比 h。 模数 z dmtt1 = 24 57.69 mm=2.899 mm （3-38） 齿高 h =2.25 t= m8.=6.523mm （3-39） 故 b = 53.6=10.667 计算载荷系数。 根据 v=2.13m/s ,7 级精度，查机械设计图 10-8 得动载系数kv =1.08； 直齿轮 h=kf=1； 查机械设计表 10-2 得使用系数 ka=1； 查机械设计表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对于支承对称 布 置时， h= 309.140.318. =1.31575。 （3-40） 由 h b =10.667， k=1.31575，查机械设计图 10-13 得 14 kf=1.25； 故载荷系数 k= avh= 3157.08.1=1.42101 （3-41） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，查机械设计 式（10-10a）得： d1= 3ktt = 3.142057.69 =71.67 （3-42） 计算模数 m。 z1 = 24 . mm=2.986mm （3-43） 3.5.1.3 按齿根弯曲强度设计 查机械设计式 10-5 得弯曲强度的设计公式为： m )231fsadyztk （3-44） a）确定公式内的各计算数值 查机械设计图 10-20c 的小齿轮的弯曲强度极限 1e=500mpa；大齿轮的弯 曲强度极限 2fe=380mpa； 查机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 kfn=0.85， fn2=0.88； 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳系数 s=1.4，查机械设计式 10-12 得： 1f= s kfen14.508 mpa=303.57mpa （3-45） 2= 2.3 mpa =238.86 mpa （3-46） 计算载荷 。 k= avf= 25.108.=1.35 （3-47） 查取齿形系数 查机械设计表 10-5 得 yfa1=2.65； fa2= 16.24. 查取齿形系数 15 查机械设计表 10-5 得 ysa1=1.58； sa2 81.79.250.183 计算大、小齿轮的 f a 并加以比较1fsay = 57.30 862 =0.01379 （3-48） 2f say =.1 =0.01637 （3-49） 故大齿轮的大。 b）设计计算 m 32501637.418.5 mm=2.16mm （3-50） 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（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度的模数 2.16 并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触强度 算得的分度圆直径 d1=71.67mm，算出小齿轮齿数z68.25.7 ，取 z1=29。 （3-51） 故大齿轮齿数 i7.153.29，取 z2=154。 （3-52） 3.5.1.4 几何尺寸计算 a）计算分度圆直径 mzd1m5.72.9 （3-53） 2384 （3-54） b）计算中心距 21a.5.7 （3-55） c）计算齿轮宽度 b= d1= m.2. （3-56） 故取 mb801，b2=75mm. 16 为了凑中心距为 230mm，采取变位，变位系数 25.01x； 中心距变动系数 2 1da.5.2830 （3-57） 齿顶高降低系数 01.21yxy （3-58） 其各齿轮参数如表：（3-3） 表 3-3 计算公式 名称 代号 小齿轮 大齿轮 模数 m 2.5 压力 角 20.84 分度 圆直 径 d mz9.72cos84.011 mzd1.3874.20cos 齿顶 高 hayxha15.3)(11 yxha25.)( 齿根 高 f cf 487.2 cf 487.22 齿全 高 h mhfa6.511 mhfa6.5 齿顶 圆直 径 daza72.811zdaa2.3912 齿根 圆直 径 f mhmff 5.611 mhmff 05.822 基圆 直径 dbd28.0cos3db9.31cos4 齿距 p 5721 齿厚 s mxs41.).tan( 齿槽 宽 e me.38.2021 顶隙 c c65.43 17 中心 距 a m z23084.cos2)(1 注：表中， h为齿顶高系数（=1） ； c为顶隙系数（=0.25） 3.5.1.5 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹 板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 3.5.2 第二对齿轮 3.5.2.1选定齿轮类型、选精度等级、材料及齿数 a）根据总体布置简图和已知条件选用圆柱齿轮。 b）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（gb 10095-88） 。 c）材料选择。由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度 为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs。 d）选小齿轮齿数 z3=26，大齿轮齿数 z4= 65.2。 3.5.2.2按齿面接触强度设计 查机械设计计算公式（10-9a）进行计算，即： dt2= 3. 221hedzutk （3-59） a）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 t=1.3。 小齿轮传递的转矩 t=664.44 mn= 64.105 mn 查机械设计表 10-7 选取尺宽系数 d =1.0。 查机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ze=189.8 pam2 1 。 查机械设计图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限3limh 600mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限 4limh550mpa 查机械设计式 10-13 计算应力循环次数。 ljnnh603= )1036582(19.0= 86.108 （3-60） i2 34 1054868 （3-61） 18 查机械设计图 1019 查得接触疲劳寿命系数 khn30.95； hn40.98。 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 s1，查机械设计 式 10-12 得 3h= s kn3lim = 570mpa695.0 mpa （3-62） 4 4li = 8.mpa=539 mpa （3-63） b) 计算 试计算小齿轮分度圆直径 dt1，代入 h中较小的值。t2 =2.32 32edtzutk （3-64） =2.32 3 25398.1.1064. mm =122.77 mm 计算圆周速度 v。 v= 106 ndt = 106 9.7.2 m/s =0.71 m/s （3-65） 计算齿宽 b。 b = d t2=1 . mm=122.77mm （3-66） 计算尺宽与尺高之比 h b 。 模数 z dmtt32 = 6 7.1 mm=4.72mm （3-67） 齿高 h =2.25 t= m2.45=10.62mm （3-68） 故 b = 523.6 79 =11.56 （3-69） 计算载荷系数。 根据 v=2.13m/s ,7 级精度，查机械设计图 10-8 得动载系数kv =1.05； 直齿轮 h= f=1； 查机械设计表 10-2 得使用系数 ka=1； 19 查机械设计表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对于支承 对 称布置时， kh= 436.1240.5.1 =1.43645。 由 h b =11.56， =1.43645，查机械设计图 10-13 得 kf=1.34； 故载荷系数 = avhk= 4365.10.=1.508 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，查机械设计式 （10-10a）得： d2= 3ktt = 3.15087.2 =129 mm （3-70） 计算模数 m。 z3 2 = 6 9 mm=4.96mm （3-71） 3.5.2.3 按齿根弯曲强度设计 查机械设计式 10-5 得弯曲强度的设计公式为： m )23fsadyztk （3-72） a)确定公式内的各计算数值 查机械设计图 10-20c 的小齿轮的弯曲强度极限 3fe=500mpa；大齿轮的弯 曲强度极限 4fe=380mpa； 查机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 kfn3=0.90， fn4=0.0.95； 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳系数 s=1.4，查机械设计式 10-12 得： 3f= 4.1 5093sfenk mpa=321.43mpa （3-73） 4= 4.8 mpa =257.86 mpa （3-74） 计算载荷 k。 = avfk= 34.105.=1.407 20 查取齿形系数 查机械设计表 10-5 得 yfa3=2.60； fa4= 27.4.8102. 查取齿形系数 查机械设计表 10-5 得 sa3=1.595； sa4 6.137.5 计算大、小齿轮的 f ay 并加以比较3fsay = 4.21 5960 =0.0129 （3-75） 4f say =8.7 =0.01538 （3-76） 故大齿轮的大。 b）设计计算 m 3250138.614.07. mm=3.49mm （3-77） 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（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度的模数 3.49 并就近圆整为标准值 m=4mm，按接触强度算 得的分度圆直径 d2=129mm，算出小齿轮齿数mdz235.3419 ，取 z3=32。 故大齿轮齿数 835.2234i。 （3-78） 3.5.2.4 几何尺寸计算 a）计算分度圆直径 md314 （3-79）zm328 （3-80） b）计算中心距 2 43a 0 （3-81） c）计算齿轮宽度 b= d1= m29 （3-82） 21 故取 mb1304， 135 各齿轮参数如下表： 表 3-4 计算公式 名称 代号 小齿轮 大齿轮 模数 m 4 压力角 a 20 分度圆 直径 d mz1283mzd324 齿顶高 haa4 ha 齿根高 hf cf 5)(3cf 5)(4 齿全高 h hf93f94 齿顶圆 直径 da mzaa16)2(3 mzdaza30)2(4 齿根圆 直径 df caf 83 chaf 24 基圆直 径 db db2.10os3db98.31os4 齿距 p m564 基圆齿 距 pb pb8.cs3 齿厚 s 2.4 齿槽宽 e 863 顶隙 c mc14 标准中 心距 a z230)(3 注：表中， h为齿顶高系数（=1） ； 为顶隙系数（=0.25） 3.5.2.5 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹 板式为宜。 22 3.6 轴的设计计算 3.6.1 高速轴 3.6.1.1 根据工作条件，减速器的高速轴选用 45 钢，调质处理。 3.6.1.2 初步确定轴的最小直径d 30npa = 358406.1 mm=23.99mm 取 d=25mm （3-83） 3.6.1.3 轴的结构设计 a)拟定轴上零件的装配方案 图 3-2 i-ii 段轴用于安装轴承 6306，其轴的直径为轴承的内径，故取直径为 30mm。 ii-iii 段轴为轴肩,其轴的直径为 34mm。 iii-iv 段轴为轴肩,其轴的直径为 36mm iv-v 段轴用于安装齿轮，其轴的直径为 34mm。 v-段轴用于安装套筒和轴承 2306,其轴的直径为轴承的内径,故取 直径为 30mm。 -轴安装套筒，直径为 27mm。 -段安装轮，直径为 25mm。 b）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 i-ii 段轴承宽度为 19mm，所以轴的长度为 19mm。 ii-iv 段轴的长度为 5mm。 iv-v 段轴的轴长比安装在该处齿轮的宽度小 2 mm,而齿轮宽为 80mm, 故该段轴的轴长为 78mm。 v-vii 段轴考虑到安装套筒宽 5mm、上一段轴的轴向长度要比安装在上一段 23 轴上的齿轮宽度小 2mm 和该段轴上安装的轴承长度 19mm 比该段轴要伸出 2mm, 故该段轴的长度为 24mm。 vii-ix 段轴的长度为 78mm。 ix-x 段轴的长度为 110mm。 3.6.1.4 求作用在轴上齿轮上的受力 ft1 = d ta2 = 10 375.8 n=3.35 3n （3-84）fr = 1tan= 84.20tan5.n=1.27 103n （3-85） 3.6.2 中间轴 3.6.2.1 根据工作条件，减速器的高速轴选用 45 钢，调质处理。 3.6.2.2 初步确定轴的最小直径d 30npa 319.0672 mm=49.36mm 取 d=50mm （3-86） 3.6.2.3 轴的结构设计 a）拟定轴上零件的装配方案 图 3-3 i-ii 段轴用于安装轴承 6210，其轴的直径为轴承的内径，故取直径为 50mm。 ii-iii 段轴用于安装套筒，其轴的直径为 50mm。 24 iii-iv 段轴用于安装齿轮，其轴的直径为 54mm。 iv-v 段轴分隔两齿轮，直径为 58mm。 v-vi 段轴用于安装齿轮，直径为 54mm。 vi-viii 段安装套筒和轴承，直径为 50mm。 b）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 i-ii 段轴承宽度为 20mm，所以轴的长度为 20mm。 ii-iii 段轴考虑到安装套筒宽 5mm 和下一