机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器讲解

1、齐齐哈尔大学普通高等教育机械设计课程设计题目题号：两级展开式圆柱齿轮减速器（17-A）学院:机电工程学院专业班级：机电123学生姓名：王聪指导教师：张红霞成 绩:2014 年 12 月 23 日机械设计基础课程设计任务书 .1一、绪论 3二、 传动方案的拟定及说明 .4三、电动机的选择 .4四、计算传动装置的运动和动力参数 .6五、传动零件的设计 .7六、轴的设计计算.24七、轴承的选用及寿命校核 .33八、键的选用及寿命校核 .37九、 箱体及附件的设计 .38十、润滑油的选择与计算 41十一、附件的设计与选择 .42参考资料目录齐齐哈尔大学机械电子工程专业机械设计课程设计任务书学生姓名：王

2、聪班级：机电123学号：2012113060一 设计题目： 单级圆柱齿轮减速器（13-A）给定数据及要求1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-鼓轮6-传送带已知条件：鼓轮直径 300mm，传送带运行速度 0.63m/s，传送带主动轴所需转矩700N.m ;两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限8年；两班制；小批量生产。二应完成的工作1. 减速器装配图1张（A0或A1图纸）；2. 零件工作图2张（从动轴、齿轮等）；3. 设计说明书1份。指导教师：发题日期2014年12月8日机械设计课程设计成绩评阅表题目评分项目分值评价标准评价等级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题

3、合理性题目新颖性10课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性10设计内容符合本学科 理论与实践发展趋 势，科学性强。方案 确疋合理，技术方法 正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与图纸质量20设计说明书结构完整，层次清楚，语言 流畅。设计图纸质量高，错误较少。设计说明书结构一般， 层次较清楚，无重大语 法错误。图纸质量一般，有较多 错误独立工作及创造性20完全独立工作，有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度20遵守纪律，工作认真， 勤奋好学。工作态度一般。答辩情况20介绍、发言准确、清 晰，回答问题正确，介绍、发言情况一般， 回答问题有较多错误。评价总

4、分总体评价、绪论1选题的意义及目的减速器在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，减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加 转矩。按照传动级数不同可分为单级和多级减速机；按照齿厂轮形状可 分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥-圆柱齿引轮减速机；按 照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同进轴式减速机。减速器 是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件，常用作原动件与工作机之间的减速传动装置。在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。2本课题在国内外的发展状况减速机是国民经济诸多领域

5、的机械传动装置，行业涉及的产品类别 包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机，也包括了各种 专用传动装置，如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的 各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船 舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。我国减速机行业发展历史已有近 40年,在国民经济及国防工业的各 个领域，减速机产品都有着广泛的应用。食品轻工、电力机械、建筑机 械、冶金机械、水泥机械、环保机械、电子电器、筑路机械、水利机械、 化工机械、矿山机械、输送机械、建材机械、橡胶机械、石油机械等行 业领域对减速机产品都有旺盛的需求。潜力巨大的市场催生了激烈的行业竞争，在残酷

6、的市场争夺中，减 速机行业企业必须加快淘汰落后产能， 大力发展高效节能产品，充分利 用国家节能产品惠民工程政策机遇，加大产品更新力度，调整产品结构, 关注国家产业政策，以应对复杂多变的经济环境，保持良好发展势头。二. 传动方案的分析和拟定两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示nCT1|111!411|11-电动机 2-带传动3-减速器4-联轴器 5-鼓轮6-传送带三. 电动机的选择1选择电动机的类型根据工作要求和工作条件选用 丫系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。2选择电动机的容量工作机有效频率为Pw=Fv/1000=4667 X 0.63/1000KW=2.94KW由表取，v带传

7、动效率n带=0.96，一对轴承效率n轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率n齿轮=0.97，联轴器效率n联=0.99，则电动机到工作机 间的总效率为4242n 总=耳带耳轴承 n 齿轮 n 联=0.96 X 0.99 X0.97 X0.99=0.859Po=PW/ n 总=2.94/0.859Kw=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为 Pm=4kw3确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为nw=1000x 60X 0.63v/ n X 300r/min=40.13r/min所以电动机转速可选范围no=nwi =40.13 X（ 16160） r/min=642.1 6421r/min符合这一

8、要求的电动机同步转速 1000 r/min，1500r/min，3000r/min考虑3000r/min的电动机的转速太高，而1000r/min的电动机的体积大 且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为 1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为 Y112M-4确定传动装置的总传动比和分配传动比1确定总传动比ii 总=门巾门 w=1440/40.13=35.882分配各级传动比根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5i 总=io x i=2.5 x 14.35=35.88高速级传动比为i i=V 1.4 ) i= V 1.4 x 14.35 4.

9、4取 i 1=4.4低速级传动比为i 2=i 总/i 1=35.88/4.4=3.26取 i 2=3.26四、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速no=n m=1440r/m inn1=no/i 带=1440/2.5r/min=576r/minn2=m/i 1=576/4.4r/mi n=130.9r/mi nn3=n2/i 2=130.9/3.26r/min=40.15r/minnw=n 3=40.15r/min2各轴输入功率P1=Pon 1=3.42 x 0.96kw=3.28kwP2= P1 n 2 n 3= =3.28 x 0.99 x 0.97kw=3.15kwP3= P2 n 2

10、 n 3= =3.15 x 0.99 x 0.97kw=3.02kwPw= P3n2n 1= =3.02 x0.99 x0.99kw=2.96kw3各轴输入转矩To=955OX (Po/n o)=955O X (3.42/1440)N m=22.68 N mTi=9550X (Pi/n 1)= 9550 X (3.28/576)N m=54.38 N mT2=9550X (P2/n 2)= 9550 X (3.15/130.9)N m=229.81 N m-m=718.33 N m-m=704.06 N m3=9550X (P3/n 3)= 9550 X (3.02/40.15)N v=955

11、0X (Pv/nv)= 9550 X (2.96/40.15)N五. 传动零件的设计1减速器外传动零件设计确定设计功率由表8-8，查得工作情况系数 K=1.2，则Pd*X P0Pd=1.2 X 3.42kw=4.1kw选择带型n0=1440r/min, P d=4.1kw,由图8-11选择A型带确定带轮的基准直径和验算的速度 根据表选小带轮直径为dd1=100mm,V 带=n dd1 nc/60 X 1000m/s=7.54m/sVmaX=25m/s计算大轮基准直径大带轮的直径为dd2=i带dd1=2.5 X 100mm=250mm确定中心距和V带长度根据式子(8-20) 0.7 (dd1+

12、dd2)a)2 (dd1+ dd2),初步确定中心距,0.7x( 100+ 250) mm=245mm120计算的带根数z由dd1和n1查表8-4查取单根V带所能传递的功率P=1.3 kw,由n 1, i和A带查表8-5功率增量.: R=0.134 kw由表8-2查得Ka=0.935，由表8-8查得Kl=0.93 ,Pr= (Po+：Po) Ka心(1.3+0.134 ) X 0.935 X 0.93=1.257Z=Pca/Pr=4.1/1.257=3.262则带的根数取四根计算初拉力由表8-3查得v带质量q=0.1kg/m,则初拉力为2F0=qvd+500pa ( 2.5-K a ) /Ka

13、zu =500 X 4.1/4 X7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1 X 7.542N=119.45N计算作用在轴上的压力Fp=2z Fosina/2=2 X 4X 119.45NX sin 154.88 /2=932.72N带轮结构设计(1) 小带轮结构采用腹板式，查得电动机轴径D0=28,查得e=15 0.3mm,f=10 + 2 1mm轮毂宽：L 带轮二(1.5 2) Do= (1.5 2)x 28mm=4咎56mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B 带轮=(z 1) e + 2f=(4 1) x 15mn+ 2X 10mm=65mm(2) 大带轮结构 采用孔板

14、式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。减速器内传动零件设计选择材料、热处理和公差等级(高速级斜齿圆柱齿轮的设计)考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45钢，小 齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表 10-1得齿面硬度 HBV=217 255HBWVHBV=162217HBW平均硬度 HBW=236HB，HBW=190HBWHBW HBW=46 HBVy在3050 HBW之间。选用8级精度，初选乙=23,贝U Z2=uZ1=4.4 X 23=101.2,取 乙=101初选螺旋角B =12压力角取20 .按齿面接触疲劳强度设计(高速级斜齿圆柱齿轮的设计)因为是软齿

15、面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其 设计公式为(小轮分度圆直径)d it 三2KhtT dX (u + 1)/u X (ZeZZ/ S h) 21/31因v值未知，Kz值不能确定，可初步选载荷系数 Kht=1.11.8,初选 Kht=1.42由图10-20，查得节点区域系数ZH=2.463由式(10-21)计算解除疲劳强度用重合度系数ZEq =arctan(tanan/cos ：) =arctan(tan20 /co42 ) =20.413aai =arccost| cosat/(乙 2hacos ：) Larccos23 cos20.413 /(23 2 1 cos12 )=30.

16、260aa2 = arccosZ? cosa/(Z2 2ha cos :arccoslOl cos20.413 /(10V 2 1cos12 )=23.163 ；a = Z1(ta naa1 -ta na) z2(ta na2-ta na) 1/2：=23 (tan30.260 -tan20.413) 101 (tan23.163 -tan20.413) / 2 ：厂=d Z| tan ： / 二=1 23 tan /12 ) / 二-1.556Z ； =.4 ； ；a一3=0.7754由式/ 10-23)可得螺旋角系数ZZf；= cos： = cos12 =0.978试算小齿轮分度圆直径d

17、1t 三2KT/ d X (u + 1)/u X (ZeZHZcZb/ c H) : 1/32 X 1.4 X 54380/1.1 X (4.4 + 1)/4.4 X (189.8 X 2.46 X 0.775 X 0.99/445)1/3mm=47.93mm调整小齿轮分度圆直径1圆周速度为V=n d1t m/60 X 1000= n X 47.93 X 576/60 X1000m/s=1.45m/s,齿宽b= dd1=1.1 X 47.93mm=47.93mm2计算载荷系数Kh由表10-2查得使用系数Ka=1.0 ,因v=1.44m/s,和8级精度，由图10-8查得动载荷系数K/=1.13,

18、齿轮的圆周力F ti =2Ti/d it =2X 54380/47.93=2269.14NKaF ti /b=1 X 2269.14/65.29=34.75N/mm100N/mm由表10-3查得齿间载荷分配系数 匕=1.2由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分配系数Kb=1.11 ,，则载荷系数为Kh=KAK/Kp Ka=1.0 X 1.13 X 1.11 X 1.2=1.505由式（10-12 ），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t （ K/Kt） 1/3 三 47.93 X（ 1.505/1.4 ） 1/3mm=49.1mr及相应的齿轮模数m

19、n= d 1cos B /Z 1=49.1mrX cos12/23=2.09mm按表 8-23，取 m=2.5mm按齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10-7 ）试算模数，即2心丁1丫丫 ：曲:dz-E丿mnt _3确定公式中的参数值1试选用Kft= 1.32由式（10-18）计算弯曲疲劳强度用重合度系数飞=arctan(tan ： cosa() =arctan(tan12 cos20.413 ) =13.104=；a /cos l-b = 1.597/cos 13.104 =1.701Yg =0.25 0.75/ ；ar =0.25 0.75/1.70仁 0.6913由式(10-19)，可得计算弯

20、曲疲劳强度的螺旋角系数P123Y： =11 -1.5560.84H 20 1204计算菲aYsa/F 1由当量齿数为ZV1=Z1/(COS B ) 3=23/(cos12 ) 3=24.6Zv2=Z2/(cos B )3=101/(cos12 )3=107.9得齿形系数=2.61 , Yf2=2.22 ,由图 10-18 查得 Ys1=1.59 , Ys2=1.81YFaYsa1F 丨=(2.61x1.59)/172 = 0.024YFaYsa2F 2 (2.22 1.71)/136 = 0.030取 YFaYsa/F =0.030试算齿轮模数mint32 d Z12KFtT1YY：cs2 :

21、调整齿轮模数d 1= mnZ/cos B =2.5 x 23/ Cs12 mm=58.785mmV= n d1tn/60 x 1000= n x 58.785 x 576/60 x 1000m/s=1.77m/s齿宽b= dd1=1.1 x 59.355mm=65.29mm齿咼h及宽咼比h=(2ha* + c*)mn=(2 + 0.25) x 2.5mm=5.625mm计算实际载荷系数Kf1 根据v=1.44m/s,由图10-8查得动载荷系数Kv=1.132 根据2T 2 54.38d, 一 0.05935=1832.4 NWtib1 1832.465.29=28.07 N / mm 查得齿间

22、载荷分配系数 匕=1.23 查表查得K =1.07，结合b/h查得齿向载荷分配系数 Kb=1.11则载荷系数为K=KaK/Kb K =1.0 X 1.07 X 1.11 X 1.2=1.43由式(10-13)可按实际再和系数算得的齿轮模数1/31/3m1=mt (K/Kt)=2.5 X( 1.505/1.4 )mm=2.56mm堆积计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由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，从变标准取近值nn=2.5mm, 为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=59.355mm 来 计算小齿轮的 齿数，即 z1=d1c

23、os : /mn=48.53mmX cos12/2.5 23几何尺寸计算1中心距为a 1= m(Z1 + Z2)/2csB =2.5 X (23 + 101)mm/(2 Xcs12)=158.46mm考虑到模数从2.56减小圆整到2.5mm为此中心距取160mm2则螺旋角为B =arccos m(Z1 + Z)/2a 1= arcos2.5 X (23 + 101)mm/(2 X160)=14.362 3计算小，大齿轮的分度圆直径d1= mnZi/cos B =2.5 x 23/ cos14.362 mm=59.355mmd 2= mn乙/cos B =2.5 x 101/ cos14.362

24、 mm=260.545mm4齿宽b= ddi=1.1 x 59.355mm=65.29mm取 b2=66mmi=b+ （5 10）mm取 bi=75mm圆整中心距后的强度校核齿轮福德中心距在圆整之后，一些参数均发生了变化，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按之前类似做法，先计算10-22的参数T1=54380N/mmd=1, d1=59.355mm等带入式子2KhT“ 竺dd； . u：465MPav满足齿面接触疲劳强度计算条件2齿根弯曲疲劳强度校核按之前类似做法，先计算10-17中的参数带入F1札口泊2T19MPaV F 1：103MPa F 22KfT1YFa

25、YsYpos2 一：32dgZ1齿根弯曲疲劳强度满足需求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于 齿轮主要设计理论螺旋角 1 =14.362齿数 z1=23 z2=101中心距 a=160mm齿宽 b i=75mm b=66mm端面模数 mt=m/cos B =2.5/cos14.362 mm=2.58065mm齿顶高 h a= ha*m=1x 2.5mm=2.5mm齿根高 h f= (h a* + c*)mn=(1 + 0.25) x 2.5mm=3.125mm全齿高 h= h a+ hf=2.5mm 3.125mm=5.625mm顶隙 c=c8m=0.25 x 2.5mm=0.625mm齿顶

26、圆直径为da1=d1+ 2ha=59.355mn+ 2 x 2.5mm=61.355mmda2=d2+ 2ha=260.645mn+ 2x 2.5mm=265.645mm齿根圆直径为df1=d1 2hf=59.355mm- 2x 3.125mm=53.105mmdf2=d2 2hf=260.645mn 2x 3.125mm=254.395m减速器内传动零件设计选择材料、热处理和公差等级（低速级斜齿圆柱齿轮的设计）考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45钢，小 齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表 10-1得齿面硬度 HBV=217 255HBWV HBW=162217HBW平均硬度

27、HBW=236, HBW=190. HBW HBW=46 HBVy在3050 HBW之间。选用8级精度，）初选Za=25，则 Z4=uZ=3.26 x 25=81.5,取乙=82初选螺旋角B =11压力角取20 .按齿面接触疲劳强度设计（低速级斜齿圆柱齿轮的设计）因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为（小轮分度圆直径）d it 三2Kht/ dX (u + 1)/u X (ZeZZJ 8 h) 21/31因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数 Kht=1.11.8,初选如1.42由图10-20，查得节点区域系数ZH=2.4653由式(10-21)计算解除疲劳强度

28、用重合度系数Zeat = arctan(tanan/cos ：)二arctan(tan20 /co41 ) =20.184aa1 =arccost| cosat/(乙 2hacos ：) L arccos25 cos20.184 /(25 2 1 cos11 )=30.103aa2 二 arccosZ2 cosa /(z2 2ha cos ：) L arccos82 cos20.184 / (82 2 1 cos11 )=23.018 ；a = Z1(ta naa1 -ta na) z2(tana2-ta na) 1/2：=23(tan30.103 -tan20.184) 101 (tan23

29、.018 -tan20.184) / 2 :二 d N tan ： M -1 25 tan (11 ) M -1.547Z = a (1 -) 3卩霜=0.7754由式/ 10-23)可得螺旋角系数Z ：Z = cos cos11 =0.9911/3试算小齿轮分度圆直径1t 三2KT/ d X (u + 1)/u X (ZeZhZc Zb/W2 X 1.4 X 229810/1.1 X (3.26 + 1)/3.26 X (189.8 X 2.46 X 0.77 X1/30.991/468)mm=76.615mm调整小齿轮分度圆直径1圆周速度为v= n d3t n2/60 X 1000= n

30、X 76.615 X 130.9/(60 X1000)m/s=0.52m/s齿宽b= dd1=1.1 X 76.615mm=76.615mm2计算载荷系数Kh由表10-2查得使用系数&=1.0，因v=0.52m/s,和8级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.07, 齿轮的圆周力Ftl =2T1/d lt =2X 229810/76.615 6000NKaF tl /b=1 X 6000/76.615=78.31N/mm100N/mm由表10-3查得齿间载荷分配系数 匕=1.2由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得 齿向载荷分配系数Kb=1.11 ,，则载荷系数为

31、Kh=KAKKb K =1.0 X 1.07 X 1.11 X 1.2=1.43由式(10-12 )，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径1/31/3d=d 1t (Kh/Kt)三 76.615 X( 1.43/1.4 )mm=76.77mm及相应的齿轮模数mn= d 3cos B /Z 3=76.615mnX cos11 o/25=3.01mm取 m=3.5mm按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-7 )试算模数，即mnt _32KFtTiYYcos2 ：YFaYsadZi2+f!确定公式中的参数值1试选用Kft= 1.32由式（10-18）计算弯曲疲劳强度用重合度系数：b = arctan(ta

32、n ： cosa()二 arctan(tan11 cos20.184 ) =10.34 ；ar =；：a/cos2 -b -1.597/cos210.34 =1.65Yg 二 0.25 0.75/ ；ar 二 0.25 0.75/1.65 二 0.7053由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数卜11Y： =11 -1.5470.861201204计算YFaYsa/打1由当量齿数为Zv3=Z3/(cos B )3=25/(cos9.76 )3=26.1Zv4=Z/(cos B )3=82/(cos9.76 o)3=85.7得齿形系数 论=2.6 , W=2.25 ,由图 10-18

33、 查得 Ys1=1.59 , Ys2=1.79YFaYsa1F 1 (2.6 1.59)/172 = 0.024YFaYsa2 A-f 2 =(2.25 1.79)/136 = 0.030取YFaYsa 八鼻 5.030试算齿轮模数mnt _32Kf/YY：cos2d z1 2.丫門=3.03调整齿轮模数d3= mnZVcos B =3.5 x 25/ cosll mm=76.77mmV=n d3t n2/ (60 x 1000) = n x 76.77 x 130.9/ ( 60 x 1000) m/s=0.53m/s齿宽b= ddi=1.1 x 76.77mm=88.785mm齿咼h及宽咼

34、比h= (2ha + c )mn=(2 + 0.25) x 3.5mm=7.875mm计算实际载荷系数Kf1 根据v=0.53m/s,由图10-8查得动载荷系数Kv=1.132 根据2T 2 229810心片 1 59875987N， -tl77.99N /mm 查得齿间载d176.772b 76.77荷分配系数Ka =1.23 查表查得K =1.13，结合b/h查得齿向载荷分配系数 Kb=1.12则载荷系数为K=K aKvKb Ka=1.0 x 1.13 x 1.12 x 1.2=1.518由式(10-13)可按实际再和系数算得的齿轮模数1/31/3m1=mt ( K/Kt) =3.5 x(

35、 1.518/1.4 )mm=3.684mm堆积计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mi大于由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，从变标准取近值mi=3.5mm, 为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=76.77mm来计算小 齿轮的 齿数，即 z仁d1cos : /mn=76.77 mnrKcos11/3.5 25几何尺寸计算1中心距为a= mn(Z3+Z/2cos B =3.5 x (25 + 82)mm/(2X cos11)=190.75mm考虑到模数从3.58减小圆整到3.5mm,为此中心距取190mm2则螺旋角为B =arccos

36、m(Z3 + Z/2a 2= arcos3.5 x (25 + 82)mm/(2 x190)=9.76 o计算小，大齿轮的分度圆直径d3= mnZ3/cos B =3.5 x 25/ cos9.76 mm=88.785mmd4= mnZ4/cos B =3.5 x 82/ cos9.76 mm=291.215mm4齿宽b= dd3=1.1 x 88.785mm=97.66m,取 b4=98mmb3=b+ (5 10)mm取 b3=105mm圆整中心距后的强度校核齿轮福德中心距在圆整之后，一些参数均发生了变化，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按之前类似做法，先计算

37、 10-22的参数 T仁229810N/mmd=1.1 ,d3=88.785mm等带入式子2KhT1討3：476MPav满足齿面接触疲劳强度计算条件2齿根弯曲疲劳强度校核按之前类似做法，先计算10-17中的参数带入-F12KTlYFaYs Y：cos儿 32dminZi:125MPa A F 1dm3z1:101.5MPa 卜 F 2齿根弯曲疲劳强度满足需求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于 齿轮端面模数mt=m/cos B =3.5/cos9.76 omm=3.55140mm齿顶咼h*a= h a m=1 x 3.5mm=3.5mm齿根高hf= (h a + c )mn=(1 + 0.2

38、5) x 3.5mm=4.375mm全齿高h= ha+ hf=3.5mm 4.375mm=7.875mm顶隙c=c8m=0.25 x 3.5mm=0.875mm齿顶圆直径为daa=da+ 2ha=88.785mn+ 2 x 3.5mm=95.785mmda4=ck+ 2ha=291.215mn+ 2x 3.5mm=298.215mm齿根圆直径为df3 =da 2hf =88.785mm- 2 x 4.375mm=80.035mmdf4=d4 2hf=291.215mn 2x 4.375mm=282.465mm斜齿圆柱齿轮上作用力的计算高速级齿轮传动的作用力1 已知条件高速轴传递的转矩T1=54

39、380Nmm转速m=576r/min,高速级齿轮的螺旋角B =14.362：小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度 圆直径 di=59.355mm2 齿轮1的作用力圆周力为Fti=2Ti/d i=2X 54380/59.355N=1832.4N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为Fn=Fitanan/cos B =1832.4 X tan207cos14.362 oN=688.4N其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为Fa1= Ft1 tan B =1832.4 X tan 14.362 N=469.2N其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四指的方向 顺着轮的转动方向，

40、此时拇指的指向即为该力方向 法向力为Fn1=R/cosa ncos B =1832.4/(cos20 X cos14.362 o)N=2012.9N3 齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大 小相等，作用方向相反低速级齿轮传动的作用力1 已知条件 中间轴传递的转矩 T2=229810N mm,转速 n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角B =9.76。为使齿轮3的轴向力与 齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋， 小齿轮分度圆直径da=88.785mm2 齿轮3的作用力圆周力为Ft3 =2T/d 3=2 X 229810/88.785N=5176

41、.8N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为Ftanan/cos B =5176.8 x tan207cos9.76 N=1911 9N其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为Fa3= Ft3tan B =5176.8 x tan9.76 N=890.5N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的轴线，并使四指的方向 顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为Fn3=Ft3/cosa ncos B =5176.8/(cos20 x cos9.76 )N=5589.9N3 齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反六、轴的设计计算低速轴的设计计算

42、1、求输出轴上的功率 P、转速n和转矩TP=3.02KW, n=40.15r/m in T=718.33 N2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半d=291.215mmFt=2T2 718.330.291215=4933.33NFr= Ft.cos -= 4933.3 tan201911.9NCOS9.76Fa=Fttan： =1911.9 tan9.76 = 890.5N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图4-8b所示3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第九版）表15-3，取较小值Ao=106，则得1/31/3d min

43、=Ao（P3/n 3） =106X （3.02/40.15）mm=44.75mm，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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 Tc=KA3,查机械设计（第 八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取Ka=1.5，贝yTc=KaT3=1.5 x 718330N mm=1077495 N mm查机械设计（机械设计基础）课程设计表 17-4, HL4型弹性柱销联轴器符 合要求，其公称转矩为1250N-m,联轴器的孔径为d=48mm，、联轴器长度L=112 , 联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。1、轴的结构设计拟定轴上零件的

44、装配方案（见图4-4）1为了满足联轴器的轴向定位，1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=55,左端用轴端挡圈定位， 按轴端挡圈直径 D=60mm联轴器与轴配合 的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上， 故1段的长度应比L1略短些，现取l1 =82mm。2初步轴承。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，参照工作要求并根据d2=55mm，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 15-7中初步 选取0基本游隙组，6段轴承为7212C, 3段为7211c其尺寸为d=60mm外径 D=110mm宽度B=22mmd3=d7=60mm，而L7=49.5mm。左端轴承采

45、用轴肩进行 轴向定位3取安装齿轮处的轴段 d5=77.57mm ,齿轮的右端与右端之间采用套筒定位，已 知齿轮轮毂的宽度为 80mm，故取L4=81.5mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩 高度h 0.07d，故取h= 4mm，则轴环处的直径为 d5=77.57mm。轴环宽度b -1.4h。L5=10mm4轴承端盖的总宽度为 50.6mm ,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与联轴器右端面间的距离L=13.5mm，故取L2=74.1mm5箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取L3=37mm L6=96mm-（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d

46、5由机械设计（第九版）表6-1查得平键bx h=18mm x 11mm截面键槽用键槽铳刀加工，长为80mm,同时为H7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m6 ；由机械设计（第九版）表 6-1查得平键截面同样，b x h=14mm x 9mm，联轴器与轴H 7的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为m6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 455、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FR1h=728.1NRv=3503.2NRh=1183.8NR=1673.6N弯矩MMhf53.95N mMf=

47、18.36N mMv=26.51N m总弯矩22M1=/5395.2 + (-259587.1) N- mm=26.51N mM2=/183607.42+ (-259587.1) 2N mm=31.79N m扭矩TT1=71.83 N m6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取- hO.6 ,轴的计算应力caM2 肛)2=15.7MPa前已选定轴的材料为 45钢（调质），由机械设计（第九版）表15-1查得一1 丨=60MPa, ；ca ：,故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面b-b咅y面7右侧受应力最大（2）b-b剖面右侧抗弯截

48、面系数W= n d35/32-bt（d 5-t）/2d 5= nX 623/32mriT-18 X 7 X （62-7）7（2 X62） mm3=20312mm抗扭截面系数WT=n d35/16- bt(d 5-t)/2d 5= nX 623/16mnVl8 X 7 X (62-7) 2/(233X 62) mm =43698 mmb-b咅y面右侧弯矩M为M =69025N *mmb-b咅【J面上的扭矩为T4 =37166N *mm截面上的弯曲应力(T b=Ma/W=317957.8/20312MPa=15.7MPa截面上的扭转切应力t =T7WT=718330/43698MPa=16.4MP

49、a轴的材料为45钢，调质处理。由表 15-1查得(T B=650MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数、及按机械设计(第九版)附表3-2查取。因丄=:0.04 ,二7757 : 1.1，经插值后查得d 60d 60 c - 2.00, ： . =1.32又由机械设计(第八版)附图3-2可得轴的材料敏感系数为 q；= 0.82, q . =0.85故有效应力集中系数为k；，11) =1 0.82 (2 -1) =1.82k. =1 q-C -11 0.85 (1.32-1) =1.27由机械设计(第九版)附图3-2的尺寸系数；匚=.73，扭转尺寸系数；.=0.86。轴按磨削加工，由机械设计

50、(第就版)附图3-4得表面质七二-.=0.92轴未经表面强化处理，即：q，则综合系数为1.82 1 +0.73 0.92-仁 2.58丄_1 =旦 一仁1.56氏 0.86 0.92又取碳钢的特性系数c = 0.1，= .5计算安全系数Sca值S；-275= 19.312.58 5.52 0.1 0S =K 论 +%m155而両才29231.56 0.05 S；:SSea = f衣于2 +S子219.31 129.2319.10、19.31八 2 129.23A2S =1.5故可知安全。高速轴的设计计算1、求输出轴上的功率 P1、转速n1和转矩T1P 1=3.28KW,ni=576r/min

51、T 1=54.38 N m2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d仁59.355mmFt=2T2 54.380.05935= 1832.4NFr= Ft= 1832.4伽20688.4Ncos14.362Fa=Fttan -1832.4 tan 14.362 -469.2N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图4-5所示3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第九版）表15-3，取较小值Ao=120,则得d min=Ao（Pi/n 1）1/3=120X （3.28/576） 1/3mm=21.43mm2、轴的结构设计拟定轴上零

52、件的装配方案（见图4-4）1）2段的直径d2=35，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D=35mm联轴器与轴配合的毂孔长度L=50mm ,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故 1段的长度应比L1略短些，现取l1 =48mm。2） 初步轴承。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，参照工作要 求并根据d2=35mm，由机械设计（机械设计基础）课程设计 表15-7车由承内径d=40mm外径D=80mn宽度B=18mm内圈定位轴肩直径 da=47mm, 外圈定位直径 Da=73mm,其尺寸为，d3=35mm d7=40mm，而l3=33mm左 端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程3）表15-7查得轴承的内圈定位轴肩直径da=47mm外圈定位直径Da=73mm, 因此取d4=48mm ;轴设计成齿轮轴，已知齿轮轮毂的宽度为 82mm ,故取L6=。 齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取h =4mm，则轴环处的