V带-展开式二级直齿圆柱齿轮减速器设计-联轴器)F5800_v0.5_D500

1、减速器设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第1部分 设计任务书11.1设计题目11.2工作情况11.3设计数据1第2部分 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1第3部分 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比4第4部分 动力学参数计算44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数54.3中间轴的参数54.4低速轴的参数54.5工作机轴的参数54.6V带设计计算6第5部分 减速器高速级齿轮传动设计计算115.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数115.

2、2按齿根弯曲疲劳强度设计115.3确定传动尺寸145.4校核齿面接触疲劳强度145.5计算齿轮传动其它几何尺寸165.6齿轮参数和几何尺寸总结175.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差175.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差19第6部分 减速器低速级齿轮传动设计计算206.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数206.2按齿根弯曲疲劳强度设计216.3确定传动尺寸236.4校核齿面接触疲劳强度246.5计算齿轮传动其它几何尺寸266.6齿轮参数和几何尺寸总结266.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差276.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差28第7部分 轴的设计307.1高速轴设计计算307.2中间轴设计计算367.3低速轴

3、设计计算42第8部分 滚动轴承寿命校核478.1高速轴上的轴承校核478.2中间轴上的轴承校核488.3低速轴上的轴承校核49第9部分 键联接设计计算509.1高速轴与大带轮键连接校核509.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核519.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核519.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核519.5低速轴与联轴器键连接校核51第10部分 联轴器的选择5210.1低速轴上联轴器52第11部分 减速器的密封与润滑5211.1减速器的密封5211.2齿轮的润滑5311.3轴承的润滑53第12部分 减速器附件5412.1油面指示器5412.2通气器5412.3放油孔及放油螺塞5512.4

4、窥视孔和视孔盖5612.5定位销5712.6起盖螺钉5812.7起吊装置59第13部分 减速器箱体主要结构尺寸60第14部分 设计小结62第15部分 参考文献62全套图纸加扣 3346389411或3012250582第1部分 设计任务书1.1设计题目1.2工作情况 每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.3设计数据拉力F5800N速度v0.5m/s直径D500mm第2部分 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V

5、带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。第3部分 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 V带的效率：v=0.96 工作机的效率：w=0.96a=1×24×32&#

6、215;v×w=0.99×0.994×0.982×0.96×0.96=0.8423.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=5800×0.51000=2.9kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.90.842=3.44kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.5×500=19.1rmin 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：25，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：16200。可选择

7、的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16200)×19.1=306-3820r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890图3-2 电机尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA&#

8、215;BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=96019.1=50.262 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=5 高速级传动比i1=1.35×iaiv=3.68 则低速级的传动比为i2=2.73 减速器总传动比ib=i1×i2=10.0464第4部分 动力学参数计算4.1电动机输出参数P0=3.44kWn

9、0=nm=960rminT0=9550×P0n0=9550×3.44960=34.22Nm4.2高速轴的参数P=P0×v=3.44×0.96=3.3kWn=n0i0=9605=192rminT=9550×Pn=9550×3.3192=164.14Nm4.3中间轴的参数P=P×2×3=3.3×0.99×0.98=3.2kWn=ni1=1923.68=52.17rminT=9550×Pn=9550×3.252.17=585.78Nm4.4低速轴的参数P=P×2×

10、;3=3.2×0.99×0.98=3.1kWn=ni2=52.172.73=19.11rminT=9550×Pn=9550×3.119.11=1549.19Nm4.5工作机轴的参数P=P×1×2×2×w=3.1×0.99×0.99×0.99×0.96=2.89kWn=n=19.11rminT=9550×Pn=9550×2.8919.11=1444.24Nm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nm)电机轴9603.

11、4434.22高速轴1923.3164.14中间轴52.173.2585.78低速轴19.113.11549.19工作机轴19.112.891444.244.6V带设计计算 1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×P=1.2×3.44=4.128kW 2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=112mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v=×dd1×n60×

12、;1000=×112×96060×1000=5.63m·s-1 带速在530m/s范围内，合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2=i×dd1=5×112=560mm 根据表8-9，取标准值为dd2=560mm。 4.确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=1010mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×1010+2×112+560+560-

13、11224×10103125mm 由表选带的基准长度Ld=2700mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=1010+2700-31252798mm 按式（8-24）,中心距的变化范围为758-879mm。 5.验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-560-112×57.3°798=147.83°>120° 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=112mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=1.16kW。 根据n

14、1=960r/min，i=5和A型带，查表8-5得P0=0.112kW。 查表8-6得K=0.916，表8-2得KL=1.1，于是 Pr=P0+P0×K×KL=1.16+0.112×0.916×1.1=1.282kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=4.1281.2823.22 取4根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=500×2.5-0.916×4.1280.916

15、15;4×5.63+0.105×5.632=161.82N 8.计算压轴力FpFQ=2×z×F0×sin12=2×4×F0×sin147.83°2=1243.88N 9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=112 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×38=76mmda=dd+2×ha=112+2×2.75=117.5mmB=z-1×e+2×f=4-1×1

16、5+2×9=63mm轮毂直径 dk=1.82d=6876=76mmL=2.0×d=2.0×38=76mm图4-2 带轮结构示意图 2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=28mm 因为大带轮dd2=560mm 因此大带轮结构选择为轮辐式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×28=56mmda=dd+2×ha=560+2×2.75=565.5mmB=z-1×e+2×f=4-1×15+2×9=63mm轮毂直径 dk=1.82d=5056=56mmh1=290×3Pn

17、z=47.16mmh2=0.8×h1=37.73mmb1=0.4×h1=18.86mmb2=0.8×b1=15.09mmf1=0.2×h1=9.43mmf2=0.2×h2=7.55mmL=2.0×d=2.0×28=56mm图4-3 带轮结构示意图 10.主要设计结论 选用A型V带4根，基准长度2700mm。带轮基准直径dd1=112mm，dd2=560mm，中心距控制在a=758879mm。单根带初拉力F0=161.82N。带型AV带中心距798mm小带轮基准直径112mm包角147.83°大带轮基准直径560mm

18、带长2700mm带的根数4初拉力161.82N带速5.63m/s压轴力1243.88N第5部分 减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°。 2.参考表10-6选用7级精度。 3.材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为60HBS，大齿轮45（调质），硬度为60HBS 4.选小齿轮齿数z1=28，则大齿轮齿数z2=z1×i=28×3.68=103。5.2按齿根弯曲疲劳强度设计 1.由式（10-7）试算模数，即mt32×KFt×T×Yd&

19、#215;z12×YFa×YSaF (1)确定公式中的各参数值。 试选KFt=1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.75=0.679 计算YFa×YSa/F 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.55，YFa2=2.17 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.61，YSa2=1.8 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=620MPa、Flim2=620MPa 应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×192×1

20、×16×300×10=5.53×108NL2=NL1i=5.53×1083.68=1.503×108 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1×KFN1S=620×0.911.25=451.36MPaF2=Flim2×KFN2S=620×0.921.25=456.32MPaYFa1×YSa1F1=0.00910YFa2×YSa2F2=0.00856 两者取较大值，所以YFa&

21、#215;YSaF=0.0091 (2)试算齿轮模数mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×164140.63×0.6791×282×0.0091=1.498mm 2.调整齿轮模数 (1)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度d1=mt×z1=1.498×28=41.944mmv=×d1×n60×1000=×41.944×19260×1000=0.421ms 齿宽bb=d

22、5;d1=1×41.944=41.944mm 齿高h及齿宽比b/hh=2×han*+cn*×mnt=3.37mmbh=41.9443.37=12.446 (2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.421m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.058 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.491，结合b/h=12.446查图10-13，得KF=1.09。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.058×1.1×1.09=1.586 (3)由

23、式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt×3KFKFt=1.498×31.5861.3=1.601mm 取m=2mm (4)计算分度圆直径d1=m×z1=2×28=56mm5.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2×m2=131mm，圆整为131mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=28×2=56mmd2=z2×m=103×2=206mm 3.计算齿宽b=d×d1=56mm 取B1=65mm B2=60mm5.4校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为H=2

24、×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z (1)T、d和d1同前v=×d1×n60×1000=×56×19260×1000=0.56ms 根据v=0.56m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.011 齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×164140.6356=5862.165NKA×Ftb=1.25×5862.16565=113Nmm>100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.1 由表10

25、-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.494 由此，得到实际载荷系数 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.011×1.1×1.494=2.077 由图查取区域系数ZH=2.49 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos28×cos20°28+2×1=28.712°a2=arccosz2×cosz2+2×

26、han*=arccos103×cos20°103+2×1=22.81°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=28×tan28.712-tan20°+103×tan22.81-tan20°2=1.747Z=4-3=4-1.7473=0.867 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×192

27、×1×16×300×10=5.53×108NL2=NL1u=5.53×1083.68=1.503×108 由图查取接触疲劳系数：KHN1=1.08，KHN2=1.14 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=Hlim1×KHN1SH=1100×1.081=1188MPaH2=Hlim2×KHN2SH=1100×1.141=1254MPaH=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z=2

28、5;2.077×164140.631×563×3.68+13.68×2.49×189.8×0.867=910.48MPa<H=1188MPa (2)齿轮的圆周速度v=×d1×n60×1000=×56×19260×1000=0.56ms 选用7级精度是合适的5.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=m×han*=2×1=2mm hf=m×han*+cn*=2×1+0.25=2.5mm h=ha+hf=m

29、×2han*+cn*=4.5mm (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=60mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=210mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=51mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=201mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6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n2020法面齿顶高系数ha*1.01

30、.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左旋0°0'0"右旋0°0'0"齿数z28103齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d56206齿顶圆直径da60210齿根圆直径df51201齿宽B6560中心距a1311315.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.129mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2×cosn=-0.1292×cos20=-0.06864mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mn×Z=2×28=56mm 由表D.3查得，

31、径向跳动公差为Fr=0.029mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br2×2×tann=0.0292+0.042×2×tann=0.03596mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.06864-0.03596=-0.1046mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.06864×cos20=-0.065mm 公法线

32、长度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.1046×cos20=-0.098mm 由表D.10查得，查得K=1，Z'=KZ=1×28=28 按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=10（跨侧齿数K=4），按Z'的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wn×mn=10+0×2=20mmWnk=20-0.098-0.065mm5.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.129mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2×cosn=-0.1292&

33、#215;cos20=-0.06864mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mn×Z=2×103=206mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br2×2×tann=0.0392+0.042×2×tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.06864-0.04067=-0.10931mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.

34、4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.06864×cos20=-0.065mm 公法线长度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.10931×cos20=-0.103mm 由表D.10查得，查得K=1，Z'=KZ=1×103=103 按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=35（跨侧齿数K=12），按Z'的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wn×mn=35+0×2=70mmWnk=70-0.103-0.065mm图5-2 高速级大齿轮结构图

35、第6部分 减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°。 2.参考表10-6选用7级精度。 3.材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为60HBS，大齿轮45（调质），硬度为60HBS 4.选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1×i=26×2.73=71。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 1.由式（10-7）试算模数，即mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF (1)确定公式中的各参数值。 试

36、选KFt=1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.71=0.689 计算YFa×YSa/F 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.6，YFa2=2.24 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.75 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=620MPa、Flim2=620MPa 应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×52.17×1×16×300×10=1.502×108NL2

37、=NL1i=1.502×1082.73=5.504×107 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1×KFN1S=620×0.921.25=456.32MPaF2=Flim2×KFN2S=620×0.931.25=461.28MPaYFa1×YSa1F1=0.00912YFa2×YSa2F2=0.00850 两者取较大值，所以YFa×YSaF=0.00912 (2)试算齿轮模数mt32×KFt&

38、#215;T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×585777.27×0.6891×262×0.00912=2.419mm 2.调整齿轮模数 (1)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度d1=mt×z1=2.419×26=62.894mmv=×d1×n60×1000=×62.894×52.1760×1000=0.172ms 齿宽bb=d×d1=1×62.894=62.894mm 齿高h及齿宽比b/

39、hh=2×han*+cn*×mnt=5.443mmbh=62.8945.443=11.555 (2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.172m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.053 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.494，结合b/h=11.555查图10-13，得KF=1.092。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.053×1.1×1.092=1.581 (3)由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt×

40、3KFKFt=2.419×31.5811.3=2.582mm 取m=3mm (4)计算分度圆直径d1=m×z1=3×26=78mm6.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2×m2=145.5mm，圆整为146mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=26×3=78mmd2=z2×m=71×3=213mm 3.计算齿宽b=d×d1=78mm 取B1=85mm B2=80mm6.4校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为H=2×KH×Td×d13×u

41、+1u×ZH×ZE×Z (1)T、d和d1同前v=×d1×n60×1000=×78×52.1760×1000=0.21ms 根据v=0.21m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.004 齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×585777.2778=15019.93NKA×Ftb=1.25×15019.9385=221Nmm>100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.1 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向

42、载荷分布系数KH=1.496 由此，得到实际载荷系数 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.004×1.1×1.496=2.065 由图查取区域系数ZH=2.49 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos26×cos20°26+2×1=29.241°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos71×cos20°

43、71+2×1=23.943°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=26×tan29.241-tan20°+71×tan23.943-tan20°2=1.715Z=4-3=4-1.7153=0.873 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×52.17×1×16×300×

44、;10=1.502×108NL2=NL1u=1.502×1082.73=5.504×107 由图查取接触疲劳系数：KHN1=1.14，KHN2=1.23 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=Hlim1×KHN1SH=1100×1.141=1254MPaH2=Hlim2×KHN2SH=1100×1.231=1353MPaH=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z=2×2.065×585777.271

45、5;783×2.73+12.73×2.49×189.8×0.873=1088.89MPa<H=1254MPa (2)齿轮的圆周速度v=×d1×n60×1000=×78×52.1760×1000=0.21ms 选用7级精度是合适的6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=m×han*=3×1=3mm hf=m×han*+cn*=3×1+0.25=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm

46、(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=84mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=219mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=70.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=205.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6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mn33法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25

47、螺旋角右旋0°0'0"左旋0°0'0"齿数z2671齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d78213齿顶圆直径da84219齿根圆直径df70.5205.5齿宽B8580中心距a1461466.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.154mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2×cosn=-0.1542×cos20=-0.08194mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mn×Z=3×26=78mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.0

48、29mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br2×2×tann=0.0292+0.042×2×tann=0.03596mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08194-0.03596=-0.1179mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.08194×cos20=-0.077mm 公法线长度下偏差Ebni=Esn

49、i×cosn=-0.1179×cos20=-0.111mm 由表D.10查得，查得K=1，Z'=KZ=1×26=26 按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按Z'的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wn×mn=7+0×3=21mmWnk=21-0.111-0.077mm6.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.154mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2×cosn=-0.1542×cos20=-0.0

50、8194mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mn×Z=3×71=213mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br2×2×tann=0.0392+0.042×2×tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08194-0.04067=-0.12261mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度

51、上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.08194×cos20=-0.077mm 公法线长度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.12261×cos20=-0.115mm 由表D.10查得，查得K=1，Z'=KZ=1×71=71 按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=23（跨侧齿数K=8），按Z'的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wn×mn=23+0×3=69mmWnk=69-0.115-0.077mm图6-2 低速级大齿轮结构图第7部分 轴的设计7.1高速轴设计计算

52、 1.已经确定的运动学和动力学参数 转速n=192r/min；功率P=3.3kW；轴所传递的转矩T=164140.63Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表15-1选用40Cr（调质），硬度为60HBS，许用弯曲应力为=60MPa 3.按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=95。dA0×3Pn=95×33.3192=24.52mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×24.52=25.75mm 查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28图7-2 高速轴示意图 (1)高

53、速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=28mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=54mm。选用普通平键，A型键，b×h = 8×7mm(GB/T 1096-2003)，键长L=40mm。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 33 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm。 由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67

54、= 42 mm。 (3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 65 mm，d56 = 60 mm (4)轴承端盖厚度e=10，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5 + 24 - 17 -10 = 64 mm (5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体

55、内壁一段距离，取 = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=85mm，则l34=l78=B+ 2=17+10+2=29 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=85+ 15+ 10-2.5-2=105.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径28333542604235长度546429105.565829 4.轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2×Td1=2×164140.6356=5862.17N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan=5862.

56、17×tan20°=2133.66N 根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm 第一段轴中点到轴承压力中心距离: l1=542+64+8.5=99.5mm 轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=29+652+105.5-8.5=158.5mm 齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=8+652+29-8.5=61mm 计算轴的支反力 高速轴上外传动件压轴力Q=-1243.88 水平支反力FNH1=Ft×l3-Q×l1+l2+l3l2+l3=5862.17×61-1243.88×99.5+158.5+61158.5+61=3436.86N

57、FNH2=Ft×l2+Q×l1l2+l3=5862.17×158.5+-1243.88×99.5158.5+61=3669.19N 垂直支反力FNV1=Fr×l3l2+l3=2133.66×61158.5+61=592.95NFNV2=Fr×l2l2+l3=2133.66×158.5158.5+61=1540.71N 计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面C处的水平弯矩MH1=FNH1×l2=3436.86×158.5=544742.31Nmm 截面B处的水平弯矩MBH=Q×l1=-1243.

58、88×99.5=-123766.06Nmm 截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1×l2=592.95×158.5=93982.58NmmMV2=FNV2×l3=1540.71×61=93983.31Nmm 分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）MB=MBH2+MBV2=123766.062+02=123766.06Nmm 截面C处的合成弯矩M1=MH12+MV12=544742.312+93982.582=552790.11NmmM2=MH12+MV22=544742.312+93983.312=552790.24Nmm 作合成弯矩图（图d）T=164140.63Nmm 作转矩图（图e）图7-3 高速轴受力及弯矩图 5.校核轴的强度 因C右侧弯矩大，且作用有转矩，故C右侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×42332=7269.88mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=×42316=14539.77mm3