二级圆柱齿轮减速器A

1、二级圆柱齿轮减速器 a上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰shanghai university课程设计说明书题目:二级圆柱齿轮传动设计学专院:业:上海大学高等技术学院机电一体化学号: 08320939学生姓名 :凌冰2上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰机械设计课程设计说明书一设计题目：二级直齿圆柱齿轮传动设计目 录任 务 设 计书 1二 前言 3 三 减速箱原始数据及传动方案的选择 5 四 电动机的选择计算 8 五 轴的设计与校核 11 六 联轴器的选择 26 七 圆柱齿轮传动设计 29 八 轴承的设计及校核 40 九 减速器的润滑 26 十 箱体设计 43 十一设计结论 44 十

2、二设计小结 45 十三 . 参考文献 46致谢 47一机械设计课程设计任务书设计题目：2 级直齿圆柱齿轮传动设计 原始数据：f=1500n f：输送带拉力；v=1.2m/s v：输送带速度； d=200mm d：滚筒直径。设计工作量： 设计说明书一份3上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰 电子装配图一份工作要求：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，传动比误差为 5%，每隔2min 工作一次，停机 5min，工作年限为 10 年。运动简图：（见附图）电动机联轴器高速轴中低减速器系统框图二 前言机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工

3、作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成 本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布

4、置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减 小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。4上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一 进行选择。三 减速箱原始数据及传动方案的选择1.传动方案选择传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电 机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动 力参数，为计算各级传动件准备条件。由于我们的实验 的要求较高，电机输入的最高转速较大，为了减少成本，

5、 降低对电机的要求，同时能够满足减震器试验台的正常 工作，我们对减震器采用这样的方案 :变频电机通过带 轮的传递，到达第一对啮合齿轮，为了让减速器具有变 速功能，我们使第二对啮合齿轮为双联齿轮，最后由输 出轴传递给偏心轮机构。因为本试验属于多功能测试， 包括了静特性试验、疲劳试示功试验、耐久试验。所以 对整个传递要求较高。所以第一、二根轴 ; 两端采用角 接触球轴承，第三根轴采用一头用角接触球轴承另一头 采用普通调心球轴承。注意点是使用这个传动方案应保证工作可靠，并且 结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、 传动效率 高和使用维护便利。减速器设计5上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰二级

6、圆柱齿轮减速器传动比一般为 840，用斜齿、 直齿或人字齿，结构简单，应用广泛。展开式由于齿轮 相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均， 要求轴有较大刚度；分流式则齿轮相对于轴承对称布置， 常用于较大功率、变载荷场合。同轴式减速器，长度方 向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。 两级大齿轮直径接近有利于浸油润滑，轴线可以水平、 上下或铅垂布置，如图：图中展开式又可以有下面两种，如下所示：根据材料力学（工程力学）可以算出在相同载荷作 用下，a 方案优先于 b 方案， 最终选 a61122上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰由装配图查得， x1=74, l =275, l

7、=201。y =l q1 bf x (l-x )(l+l)=l 1 16ei lzf x l (l-x )(l+l)= 6ei lzf 74 201(275-74 )(275+74) = 6ei 275zf=685422.6 mm6eiz由装配图查得， x2=103, l =173, l =77y =l q2 bf x (l-x )(l+l)=l 2 26ei lzf x l (l-x )(l+l)= 6ei lzf 94 182 (275-94 )(173+182 = 6ei 275zf=902268.7 mm6eiz)7上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰综上所述：可得 y1y2 。选

8、 a 方案。四 电动机的选择计算合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰 当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择得不合 适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。选择电动机的内 容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、启动转矩、 防护形式、结构形式等，但是结合农村具体情况，需要 选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项比较重要 的内容，因此在这里介绍一下电动机的选择方法及使用。 1.电动机选择步骤电动机的选择一般遵循以下三个步骤：型号的选择电动机的型号很多，通常选用异步电动机。从类型上可分为鼠笼式与绕线式异步电动机 两种。常用鼠笼式的有 j、j2、jo、jo2、jo3 系列的小型异步电动机和

9、js、jsq 系列中型 异步电动机。绕线式的有 jr、jr o2 系列小型绕线式异步电动机和 jrq 系列中型绕线式异 步电动机。功率的选择一般机械都注明应配套使用的电动机功率，更换或配套时十分方便，有的农业机械注明 本机的机械功率，可把电动机功率选得比它大 10%即可（指直接传动）。一些自制简易农机 具，我们可以凭经验粗选一台电动机进行试验，用测得的电功率来选择电动机功率。电动机的功率不能选择过小，否则难于启动或者勉强启动，使运转电流超过电动机的额 定电流，导致电动机过热以致烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资，而 且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。

10、选择电动机功率时，还要兼顾变压器容量的大小，一般来说，直接启动的最大一台鼠笼 式电动机，功率不宜超过变压器容量的 1/3。转速的选择选择电动机的转速，应尽量与工作机械需要的转速相同，采用直接传动，这样既可以避 免传动损失，又可以节省占地面积。若一时难以买到合适转速的电动机，可用皮带传动进行 变速，但其传动比不宜大于 3。异步电动机旋转磁场的转速（同步转速）有 3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min 等。异步电动机的转速一般要低 2%5%，在功率相同的情况下，电动机转速越低体积越大， 价格也越高，而且功率因数与效率较低；高转速电动机也有它的缺点，它的启动转矩

11、较小而8上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰启动电流大，拖动低转速的农业机械时传动不方便，同时转速高的电动机轴承容易磨损。所 以在农业生产上一般选用 1500r/min 的电动机，它的转速也比较高，但它的适应性较强，功 率因数也比较高。2.电动机型号的确定根据已知的工作要求和条件，选用 y 型全封闭笼型 三相异步电动机。 由公式 p1=fv=15001.2=1.8 kw电动机转速 n1= =114。65.r/min 求电机功率 p5 p= p 电 =ab 齿 2z3 p= fv 查阅资料可得：选取 1=0.99 弹性柱销联轴器2=0.97 6 级精度齿轮的效率3=0.98 7 级精度齿轮的

12、效率4=0.938 滚动滚子轴承的效率5=0.96滚子链传动则总=12345=0.8503p5= = =2.127 kw查阅资料可得：取 i=860则 n5=n1i=114.65(840)=917.24586 (r/min) 电动机符合这一范围的同步转速有 1500、3000，综9上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动 比，显然选择 1500 r/min 的同步转速电动机比较合适。电动机型号y112m-4额定功率2.2 kw满载转速1440 r/min极数4(额定转矩)堵 转转矩2.2 kw最大转矩(额定转矩) 2.2 kw五 轴的设计与校核1

13、. 轴的设计(1)高速轴设计初定最小直径，选用材料 45钢，调质处理。取 a0=112（不同）则 rmin=a0=16.56mm最小轴径处有键槽rmin= 1.07dmin = 17.72mm最小直径为安装联轴器外半径，取 ka=1.7，同上 所述已选用 tl4 弹性套柱联轴器，轴孔半径 r=20mm。取高速轴的最小轴径为 r=20mm。由于轴承同时受径向和轴向载荷，故选用 6300 滚 子轴承按国标 t297-94 d*d*t=17.25轴承处轴径 d =36mm高速轴简图如下：取 l1=38+46=84mm,取挡圈直径 d=43mm,取 d2=d4=54mm,d3=67mm,d1=d5=6

14、7mm。联轴器用键：圆头普通平键。b*h=6*6,长 l=91 mm10上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰齿轮用键：同上。b*h=6*6, 长 l=10mm,倒角为 2*45 度(2)中间轴设计中间轴简图如下：初定最小直径 dmin=20mm选用 6303 轴承，d*d*t=25*62*18.25d1=d6=25mm,取 l1=26mm,l2=19，l4=120mm,d2=d4=35mm,l3=12mmd3=50mm,d5=30mm,l5=1.2*d5=69mml6=55mm，齿轮用键：圆头普通键： b*h=12*8,长 l=61mm (3)低速轴设计初定最小直径：dmin=25mm取小

15、轴径处有键槽dmin=1.07dmin=36.915mm取 d1=75mm,d2=90mm,d3=97mm,d4 =75mmd5=65mm,d6=60mm,l1=35mm,l2=94mm,l3=15mm,l4=28mm,l5=38mm,l6=40mm,l7=107mm11上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰齿轮用键：圆头普通键： b*h=16*6,长 l=85mm选用 6300轴承：d*d*t=40*90*25.25mm,b=23mm,c=20mm 第二轴的设计设 计 计 算 与 说 明结果1.择轴的材料确定许用应力普通用途、中小功率减速器，选用 45 钢，正火处理。查表 2-7取 =60

16、0 mpa, =95 mpa 。b 0b2、按扭转强度，初估轴的最小直径 由表 2-6 查得 c=110， =40 mpa按式（2-44）得p=6.914knn=71.62r/mindc3pn=35.7mm由于键槽的存在 , 应增大轴颈 以 考 虑 其 对 轴 强度 的 影 响到d=d(1+3%)=37.5 1.确定齿轮和轴承的润滑12上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰计算齿轮圆周速度=小齿轮的速度=1.2m/sv dmin齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润 .5=37滑。2.轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图， 如图 2-4。v2=1.考虑到斜齿圆柱齿

17、轮传动，选用 m/s 角接触球轴承，采用螺栓联接式轴承 盖实现轴两端单向固定，依靠普通平 键联接实现周向固定，大齿轮的轴向 固定采用轴肩与套筒相配合实现，轴 采用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定，如图 2-4 示。轴与其它零部 件相配合的具体情况见后装配。图2-4d1=313上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰3.轴的结构设计 7.5轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2） =4d2各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺 0 mm寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等） 的确定。=4d33 mma) 径向尺寸的确定 =4d4如上草图所示，从轴段 =37.5 8mmd1开始，逐段

18、选取相邻轴段的直径。 =4d5起定位固定作用，定位轴肩高度 4 mm d2h 可在（23）c（c 为联轴器内孔m in倒角尺寸，取 c=2 ）范围内经验选 =5l1取，故 = +2c37.5+(21）=39.5 5mm d d2 1mm, 按 轴 的 标 准 直 径 系 列 取 =40 =3d l2 2mm 。d 与齿轮内径相配合，取 =44 0 mmd3 3mm， 为轴肩直径，起定位作用，同 =5d l4 3理 ， 按 轴 的 标 准 直 径 系 列 ， 取 5mmd4=48mm， = =44 mm =1d d l5 2 4b) 轴向尺寸的确定 0 mm轴段长 =55 mm。 与轴承相配合，

19、 =3 l l l1 2 5查轴承宽度 b =20 mm，,密封圈长 10 0 mm1mm, 于是取 =30mm 。 与齿轮配合，l l2 3取 =55 。l314f +f f =ar2上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰4.轴的强度校核1)计算齿轮受力前面计算出 :转矩 t=0.92193 nmm齿轮切向力:10 6f =2t=7.32knt径向力:d2 tf = f tan =7.32 ar ttan20 =2.664kn0轴向力: = tan=1.96kn f f t2)计算支承反力及弯矩（a）水平面上0b=95mpafah=fbh=ft2=3.66knc 点弯矩mch=fahl2=

20、3.66 1402=256.2kn. （b）垂直面上d2 t52=2d 140 2 r 2 =3.096kn140=0.432knf =f -fb r ag rb 点弯矩： l 216.72kn.m =f =c g agmml=140 15( )2c上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰 （c）求合成弯矩mcmc=m 2ch所以,= =335.57kn. m 2 +m 2ch cgc 点当量弯矩： =609.61kn. + t10 m =40.03 d 3 csf =2r.664kn=1f.96kn0 b考虑到键,所以=42.06 105%=42.03 dc实际直径为 60 ,强度足够.如

21、所选超凡直径和键连接等计算后寿 命和强度均能满足 ,则该轴的结构设 计无须修改。.6t=00.92193106nmm(1)高速轴的校核由于减速器中，最容易出现损坏的轴为高速轴，16上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰故在进行轴的校验的时候，只需对高速轴进行校验。 高速轴的校验计算如下所示： p=3.105kw,n=960r/min,t=30.89n.m 齿轮受力：ft=1095n,fr=370n,fe=148n支持力 ：fv1=365n,fv2=1460n,fh1=-66n,fh2=431nmr=fv1*90=-33n.mmh1=fh1*90=-5.94n.mmh2=m=5.01n.mt=

22、30.89n.mm=33.38n.mca=24.4mpa-1=60mpaca所以轴安全。六 联轴器的选择1 联轴器的功用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的 部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械 传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有17上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护 作用。2 联轴器的类型特点刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相 对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单， 价格便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两 轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。挠性联轴器：具有一定

23、的补偿被联两轴轴线相对偏 移的能力，最大量随型号不同而异。无弹性元件的挠性联轴器：承载能力大，但也不具 有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转 时，有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。非金属弹性元件的挠性联轴器：在转速不平稳时有 很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等） 弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低18上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰温，故适用于高速、轻载和常温的场合金属弹性元件的挠性联轴器： 除了具有较好的缓冲 减震性能外，承载能力较大，适用于速度和载荷变化较 大及高温或低温场合。安全联轴器：在结构上的特点是，存在一个保险环 节（如销钉

24、可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际 载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截 断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损 坏，即起安全保护作用。起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有 将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。3 联轴器的选用联轴器选择原则：转矩 t： t，选刚性联轴器、无弹性元件或有金 属弹性元件的挠性联轴器； t 有冲击振动，选有弹性元 件的挠性联轴器；转速 n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器； 对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器； 环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器

25、；19上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的 联轴器；4 联轴器材料半联轴器的材料常用 45、20cr 钢，也可用 zg270 500 铸钢。链齿硬度最好为 40hrc 一 45hrc。联轴 器应有罩壳，用铝合金铸成。用单排链时，滚子和套筒 受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时， 销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴与外链板之间的 过盈配合容易松动。在高速轻载场合，宜选用较小链节 距的链条，重量轻，离心力小；在低速重载场合，宜选 用较大链节距的链条，以便加大承载面积。链轮齿数一 般为 1222。为避免过渡链节，宜取偶数。本机构查 gb43

26、23-84，选用 tl4 型弹性套柱销联轴器， 其尺寸参数如表所示，20上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰轴孔长 轴孔直 度 l、l1型号 公称径 y,j,j1转矩,zn.md1，d2，l、l1dzd s a d0 b质量kgtl tlltl1 - 6.3 9-14 14-32 71 3 18 - -tl2 - 16 12-19 20-42 80 3 18 - -1.161.64-tl3 - 31.5 16-22 30-52 95 4 35 - - 2.2 - tl4 - 63 20-28 38-62 106 4 35 - - 3.2 -tl5tll1125 25-35 44-82 13

27、0 5 45 200 858.368.3tl6tl7tl8tll2tll3tll4250 32-42 60-112 160 5 45 250 105500 40-48 84-112 190 5 45 315 132710 45-63 84-142 224 6 65 315 13210. 15.36 315. 30.7 025. 39.4 6tl9tll 47.1000 50-71 84-142 250 6 65 315 168 315 021上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰tl1 tll 107-17 65. 92.2000 60-95 315 8 80 400 1680 6 2 9

28、6tl1 tll 80-11 132-21 122 1724000 400 10 100 500 2101 7 0 2 .6 .3tl1 tll 100-1 167-25 500/ 8000 475 12 1302 8 30 2 630210/265218 304.4 .3tl1 tll 1600 120-1 167-30 3 9 0 70 2600 14 180 710 298425 576.8 .8t=t0=31.236n.m取 ka=1.7 则tca=ka*t=1.7*31.236n*m=53.1n*m 许用转距：63n*m许用最大转速： 5700r/min轴径：20-80mm七 圆柱齿

29、轮传动设计1.齿轮传动特点与分类和其他机械传动比较，齿轮传动的主要优点是：工 作可靠，使用寿命长；瞬时传动比为常数；传动效率高；22上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰结构紧凑；功率和速度适用范围很广等。缺点是：齿轮 制造需专用机床和设备，成本较高；精度低时，振动和 噪声较大；不宜用于轴间距离大的传动等。按齿线相对于齿轮母线方向分：直齿，斜齿，人宇 齿，曲线齿按齿轮传动工作条件分： 动，半形式传动按齿廓曲线分：圆弧齿按齿面硬度分：硬齿面(350 佃)2.齿轮传动的主要参数与基本要求闭式传动，形式传渐开线齿，摆线齿，软齿面(350 佃)，齿轮传动应满足两项基本要求 :1)传动平稳;2) 承载

30、能力高。主要参数基本齿廓。渐开线齿轮轮齿的基本齿廓及其基本参 数见表 122 或查阅机械设计手册。模数。为了减少齿轮刀具种数，规定的标准模数见 表 123 或查阅机械设计手册。中心距。荐用的中心距系列见表 12，4 或查阅机23上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰械设计手册。传动比 i、齿数比 u。主动轮转速 nl 与从动轮转 速 n2 之比称为传动比 i。大齿轮的齿数 z2 与小齿轮齿 数 z1 之比称为齿数比 u。减速传动时，u=i；增速传动 u=1/i 。标准模数 m：1 斜齿轮及人宇齿轮取法向模数为标准模数，锥齿轮 取大端模数为标准模数。2 标准中优先采用第一系列，括号内的模数尽可

31、能不 用。变位系数。刀具从切制标准齿轮的位置移动某一径 向距离(通称变位量)后切制的齿轮，称为径向变位系数。刀具变位量用 xm 表示，x 称为变 位系数。刀具向齿轮中心移动，x 为负值，反之为正值。 随着 x 的改变，轮齿形状也改变，因而可使渐开线上的 不同部分作为工作齿廓，以改善啮合性质。 ，由变位齿轮所组成的齿轮传动，若两轮变位系数的 绝对值相等，但一为正值，另一为负值，即 x1=-x2 称 为“高度变位”，此时，传动的啮合角等于分度圆压力 角，分度圆和节圆重合，中心距等于标准齿轮传动中心 距，只是齿顶高和齿根高有所变化。若 x1=-x2 ；x1+x2 0，这种齿轮传动称为角度变位齿 轮传

32、动。此时，啮合角将不等于分度圆压力角，分度圆24上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰和节圆不再重合。精度等级的选择在渐开线圆柱齿轮和锥齿轮精度标准 (gbl0095 -88 和 gbll365 89)中，规定了 12 个精度等级，按精 度高低依次为 112 级，根据对运动准确性、传动平稳 性和载荷分布均匀性的要求不同，每个精度等级的各项 公差相应分成三个组：第公差组、第公差组和第 公差组。齿轮传动的失效形式齿轮传动的失效形式主要有轮齿折断和齿面损伤两 类。齿面损伤又有齿面接触疲劳磨损 (点蚀)、胶合、磨 粒磨损和塑性流动等。减速器中齿轮分布如图所示，齿轮的传动形式一般有： 1)齿轮传动：按

33、齿根弯曲疲劳强度设计公式作齿轮的设计计算，不按齿面接触疲劳强度设计公式计算，也无需用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。开式齿轮25上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰传动，将计算所得模数加大 10%-15%（考虑磨损影响。 传递动力的齿轮模数一般不小于 1.5-2mm（以防意外断 齿）。2)齿轮传动：方法一 软齿面闭式齿轮传动传动， 接触疲劳点蚀是主要失效形式，计算时先按齿面接触疲 劳强度设计公式求出小齿轮直径 d 和接触齿宽 b，再用1齿根弯曲疲劳强度校核公式进行校核。硬齿面闭式齿轮 传动计算时先按齿根弯曲疲劳强度设计公式求出模数 m 和接触齿宽 b，再用齿面接触疲劳强度校核公式进行校

34、核。方法二 不论软硬齿面都分别按弯曲疲劳强度设计 公式求出模数 m,按接触疲劳强度设计公式求出小齿轮 分度圆直径 d1，再按 d1=mz1 调整齿数 z1。与方法一相 比，这样设计出的齿轮传动，既刚好满足接触疲劳强度， 又刚好满足弯曲疲劳强度，所以结构紧凑，避免浪费。3.齿轮参数计算材料选择：小齿轮 40c r（调质）硬度 280hbs 大齿轮 45#钢（调质）硬度 240 hbs；（硬度差40hbs）材料选择：运输机为一般工作机器速度不高，故选用 6 级和 7 级精度（gb10095-88）选择初选螺旋角 =14 度，取 z1=21，z2=4*21=8426 eef上海大学高等技术技术学院机

35、电一体化 凌冰高速级斜齿轮、圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择精度等级、材料及齿数选择小齿轮材料为 40cr(调质)，硬度为 280hbs， 大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240hbs；减速器一般选用 7 级精度（gb10095-88） 选择 z =20，由 z = i z =53.45，圆整 z =541 2 高 1 2则 i = z /z =54/20=2.7高 2 1 =ii高ii高高%=1%2.5%，u=2.7i = i =2.7高 高选取螺旋角，初选螺旋角 =14（2）按齿面接触强度设计（以下公式、表、图均 出自机械设计）d 1t32k tt 3faeau +1 z z (

36、h eu sh)2 试选载荷系数 k =1.6t 查阅资料可得，选取区域系数 z =2.433h 查阅资料可得， =0.78, =0.87,e ea1 a2则： = + =0.78+0.87=1.65ea a1 a1 查阅资料可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限s=560mpa ，大齿轮的接触疲劳强度极限sh 1m1=531mpah 1m 2 查阅资料可得，选取持宽系数 =1d 查阅资料可得，材料的弹性影响系数 z =200mpae271010 9=0.3 1 f8z bnt ae上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰 查阅资料可得，计算应力循环次数n =60n jl =601420

37、1(1830010)=2.045101 hn =n / =2.04510 /2.7=7.574102 1 查阅资料可得，接触疲劳强度系数 khn1=1，khn2=1.11 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 s=1（简明机械零件设 计手册）sh 1=ks hn 1 h 1m1s=1560560 mpash2= kshn 2sh 1m 2=1.11531589.4 mpa（3）计算小齿轮分度圆直径 dts=(s+s)/2=(560+589.4)/2=574.7 mpa h h 1 h 2 d =1t32 1.6 12.213 103 3.7 200 2.433 ( )1 1.8 4

38、574.72=29mm 计算圆周速度v= pd n = 3.14 29 1420 =2.1 m/s 1t 360 1000 60 1000 计算齿宽 b 及模数 mntb= d =129=29mmd 1tm =ntd cos1tz1b=29 cos1421=1.34h=2.25m =2.251.34=3.28mmntb/h=29/3.28=8.84 计算纵向重合度eb=0.318121b d 1tan 14=1.665282 2332n32上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰 计算载荷系数 k查阅资料可得， k =1a根据 v=3 m/s，7 级精度，查阅资料可得，k =1.15v查阅资料

39、可得， kh的计算公式kh=1.15+0.18(1+0.6 ) +0.3110 bd d=1.15+0.18(1+0.6) +0.3110 29=1.447查阅资料可得， k =1.31f查阅资料可得， kh= k =1.4f载荷系数 k=k k ka vhkh=11.41.4471.4=2.31 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，d1=d1t3kkt=2932.311.6=32.77mm 计算模数 mnm =md cos b 32.77 cos14 1 =z 211=1.59（3）按齿根弯曲强度设计m 2 kt y cos b 3 bfdz e1 a 确定计算参数y yfa sasf

40、计算载荷系数k=k k k k =11.141.41.31=2.09 a v f f 根据纵向重合度 螺旋角影响系数1.665 ，查阅资料可得，29sf 1sf2fa sa 上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰 y =0.90 计算当量齿数z =r1z =r2z1cos3z2cos3bb= 21 =22.5cos 143= 84 =86.59cos 143 查取齿形系数，由资料可得，yfa1=2.724，y=2.284fa2 查取应力校正系数， y =1.568，y =1.727sa1 sa2 查阅资料可得，小齿轮的弯曲疲劳强度 大齿轮的弯曲疲劳极限=531mpassfe1=560mpa，

41、fe 2 查阅资料可得，弯曲疲劳寿命系数，k k =0.87fn2 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s1.4，s=k fn 1 fe1 = 0.83 560 =332 mpas 1.4s=k fn 2 fe 2 = 0.87 531 =330mpas 1.4 计算大、小齿轮的 y y并加以比较 sffn1=0.83，y yfa1 sa1sf 1=2.724 1.568332=0.01286y yfa 2 sa 2sf 2=1 . 7 27 3302=. 0.01195284大齿轮的数值大。 设计计算30 kea上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰m m32 2.09 12.213

42、10 3 0.88 cos2 20 2 1.586214 y y fa 2 sa 2sf 2=1.1mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数， m 2，n n但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 d =291z =1d cos1mnb=29 cos14 2=20取 z =20，则 z =uz =2.927=78.3，圆整取 z =79。 1 2 1 2（4）几何尺寸计算 计算中心矩a=( z +z )m 1 2 n2 cos b=(20 +79) 2 2cos14 =102.3mm圆整中心矩 a=120mm 按圆整中心

43、矩修正螺旋角 =arccos( z +z ) m 1 2 n2a= arccos(20 +79) 2 2 102.3=14.36因 值改变不多，故参数 、 、z 等不必修正。hb 计算大、小齿轮的分度圆直径d =1z m1 ncos b=20 2cos14.360=45.42mmd =2z m2 ncos b=79 2cos14.36 =162.89mm 计算齿轮宽度b=fdd1=129=29mm31 eee则上海大学高等技术技术学院机电一体化 凌冰圆整后取 b =36mm，b =45mm2 1低速级斜齿轮圆柱齿轮传动的设计计算（1）选精度等级、材料及齿数1 材料及热处理仍按高速级的选取2 精度选 7 级精度3 选小齿轮齿数 z =18，由 i =3.842，则 z = z i1 低 2 1低3.84218=69.158，圆整为 z =702i低=70/18=3.89 ， i= i低i-i低低100%= 2.5% ， =3.742i =3.84高 选取螺旋角，初选螺旋角 14 （2）按齿面接触强度设计（a） d 1t32k t u +1 z z t 1 ( h e )fe u