两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明

1、机械设计课程设计说明书设计题目：二级平行轴减速器机械学院机械工程专业卓越机自Y121班设计者：李梦静指导老师：韦丹柯2014年 热处理车间传送设备展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器的设计说明书 设计题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器，该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，载荷较平稳，连续单向运转，环境最高温度35，工作期限为8年。（允许输送带速度误差为±5） 已知条件：滚筒直径d=350mm,输送带速度v=0.8m/s,输送带主轴所需转矩T=950N.m.一、传动装置的总体设计 1.1传动方案的确定两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。1

2、-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-输送带带轮 6-输送带1.2电动机的选择计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。2.选择电动机的功率输送带的角速度为 =2V/d=2×900/0.32N=5625N输送带所需动率为 Pw=Fv/1000=5625×0.75/1000KW=4.22KW由表取，v带传动效率带=0.90，一对轴承效率轴承=0.98，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为总=带轴承4齿轮2联=0.90×0.984×0.9

3、72×0.99=0.773 Pd=PW/总=4.22/0.773Kw=5.46Kw根据表8-53，选取电动机的额定功率为Ped=5.5kwF=5625NPw=4.22KW总=0.773Pd=5.46KwPed=5.5kw3.确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为nw=1000×60×0.75/×320r/ min=44.76r/min查表，v带传动的传动比i带=24，两级减速器传动比i=840，则总传动比范围为 i总=i带i齿=（24）×（840）=16160电动机的转速范围为no=nwi =44.76×（16160）r/min=71

4、6.167161.6r/min由表可知，符合这一要求的电动机同步转速1000 r/min，1500r/min和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，其型号为Y132S-4,外伸直径D=38mm，外伸轴长度E=80mm，中心高H=132mmnw=44.76r/minNm=1440r/minD=38mmE=80mmH=132mm1.3传动比的计算及分配 各级传动比的计算及分配。计算项目 计算及说明计算结果1.总传动比i总=nm/nw=1440/44.76

5、=32.17i总=32.172.分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器传动比为 i=i总/i带=32.17/2.5=12.87高速级传动比为i1=（1.31.4）i=（1.31.4）×12.87=4.094.24取i1=4.16低速级传动比为 i2=i/i1=12.87/4.16=3.09i=12.87i1=4.16i2=3.09 1.4传动装置的运动、动力参数计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速n1=nm/i带=1440/2.5r/min=576r/minn2=n1/i1=576/4.16r/min=138.46r/minn3=n2/i2=13

6、8.46/3.09r/min=44.81r/minnw=n3=44.81r/minn1=576 r/minn2=138.46 r/minn3=44.81r/minnw=44.81r/min2各轴功率P1=Pd带=5.45×0.90kw=4.91kwP2= P1轴承齿=4.91×0.98×0.97kw=4.67kwP3= P2轴承齿=4.67×0.98×0.97kw=4.44KWPW= P3轴承联=4.44×0.98×0.99kw=4.31kwP1=4.91kwP2=4.67kwP3=4.44KWPW=4.31kw 3.各轴转

7、矩T1=9550×(P1/n1)= 9550×(4.91/576) N·m=81.41N·mT2=9550×(P2/n2)= 9550×(4.67/138.46) N·m=322.10 NT3=9550×(P3/n3)= 9550×(4.44/44.81) N·m=946.26 N·msxTW=9550×(PW/nW)= 9550×(4.31/44.81) N·m=918.56 N·mT1=81.41 N·mT2=322.10 N

8、83;mT3=946.26 N·mTW=918.56N·m二、传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计 减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下表。计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率 Pca=KA×Pd由表8-8，查得工作情况系数KA=1.1，则 Pd=1.1×5.45kw=5.995kwPd=5.995kw2.选择带型nm=1440r/min, Pd=5.995kw,由图选择A型带 选择A型V带3.确定带轮的基准直径根据表8-9，选小带轮直径为dd1=100mm,则大带轮的直径为dd2=i带dd1=2.5×

9、100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.验算的速度V带=dd1n0/60×1000m/s=7.54m/s<25m/s带速符合要求5.确定中心距和V带长度根据0.7（dd1dd2）<a0<2（dd1dd2）,初步确定中心距，即0.7×（100250）mm=245mm<a0<2×（100250）mm=700mm取a0=500mmV带计算基准长度为 Ld'2a0/2（dd1dd2）（dd1dd2）2/4 a0=2×500/2（100250）（250100）2/4×350mm=1561mm由表

10、8- 2选V带基准长度Ld=1550mm,则实际中心距为a= a0（LdLd'）/2=500mm(1550-1561)/2mm=495mma0=500mmLd=1550mma=495mm6.计算小带轮包角 a1=180o（dd1dd2）/a×57.3o=163o>120oa1=163o >120o合格7.确定V带根数V带根数可用下式计算： Z= Pca/( P0P0)KKL由表8-4查取单根V带所能传递的功率 P0=1.311 kw, 由表8-5得功率增量P0=0.17KW由表8-6查得K=0.96，由表8-2查得KL=0.98，则带的根数为 Z=Pca/(p0+

11、P0) KKL=5.995/(1.311+0.17)×0.96×0.98=4.31取五根Z=58.计算初拉力由表8-3查得v带质量q=0.105kg/m,则初拉力为F0=500Pca（2.5-K）/(KZV带)+qv带2=500×5.995（2.5-0.96）/（0.96×5×7.54+0.105×7.542N=122NF0=122N9.计算作用在轴上的压力Fp=2z F0sina/2=2×5×122N×sin（163°/2）=1207N Fp=1207N10.带轮结构设计（1）小带轮结构采用实

12、心式，由电动机轴径D=38mm，由表8-11查得 e=15±0.3mm,f=9mm 轮毂宽:L带轮=（1.52）D=（1.52）×38mm=5776mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B带轮=（z1）e2f=(51)×15mm2×9mm=78mm（2）大带轮结构 采用孔板式结构，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 2.2减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和精度等级以及齿数考虑到带式运输机为一般机械，小齿轮和大齿轮材料均为45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，

13、由表10-1得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之间。选用8级精度。小齿轮齿数Z1=24，齿数比u=3.2,计算得大齿轮齿数Z2=77，初选螺旋角=15°，压力角=20°45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2. 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度进行设计，其设计公式为d1t 2KHT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H) ²1/31)确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3

14、由图10-20查取区域系数Z H =2.433由表10-7选取齿宽系数d=1由表10-5，查得弹性系数ZE=189.8MPa12计算小齿轮传递的转距T1=9.55×106P1n1=9.55×106×4.91576N·mm=8.14×104N·mm由Z=4-31-+计算接触疲劳强度重合度系数Zt=tan-1(tantan )=tan-1(tan20°cos15° )=20.647° at1=cos-1z1costz1+2ha*cos =cos-124×cos20.646°24+2

15、5;1cos15°=29.996°at2=cos-1z2costz2+2ha*cos =cos-177×cos20.647°77+2×1cos15°=24.095°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=24tan29.996°-tan20.647°+77tan24.095°-tan20.647°2=1.628=dz1tan/=1×24×tan15°/=2.047Z=4-31-+=4-1.62831-2.047+2.

16、0471.628=0.655z=cos=cos15°=0.983计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别是Hlim1=600MPa和Hlim2=550MPa计算循环应力次数N1=60n1jLh=60×576×1×2×8×365×8=1.61×109N2=N1u=1.61×109/3.2=5.03×108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.97，KHN2=1.08H1= KHN1Hlim1/S=0.97×600/1=582MPaH2= KHN2

17、Hlim2/S=1.08×550/1=594MPaH =H1 =582MPa2)试算小齿轮分度圆直径d1t 2KHT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H) ²1/3=2×1.3×8.14×104/1×(3.21)/3.2×(2.433×189.8×0.655×0.983/582) ²1/3=41.70mm(2)调整小齿轮的分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv=d1tn160×1000=×41.70×57660

18、15;1000=1.26m/s齿宽b=1 d1t=1×41.70mm=41.70mm2)计算实际载荷KH 由表10-2查得使用系数Ka =1.0根据v=1.26m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06齿轮的圆周力Ft1 =2T1/ d1t=2×8.14×104/41.70=3904.08N,K AF t1/b=1×3904.08/41.70=93.62N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4由表10-4用插值法查得8级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时，KH=1.450则KH= KAKVKHKH=1.0×1.06

19、15;1.450×1.4=2.152按实际载荷系数算得分度圆直径d1=d1t3KHKHt=41.7×32.1521.3=49.33mm相应的齿轮模数mn=d1cosz1=49.33×cos15°24=1.985mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数：mnt32KFtT1YYcos²dz1²·YFaYsaF1） 确定公式中各参数的值 试选KFt=1.3 计算弯曲疲劳强度的重合系数Yb=tan-1tancost=tan-1tan15°cos20.647°=14.08°v=/(cosb)&#

20、178;=1.628(cos14.08°)²=1.730 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.730=0.684 计算弯曲疲劳强度重合系数YY=1-120°=1-2.04715°120°=0.744 计算YFaYsaF当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos15°3=26.63Zv2=Z2cos3=77cos15°3=85.44由此查图10-17得齿形系数YFa1=2.67、YFa2=2.20由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.59、Ysa2=1.76由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分

21、别是Flim1=360MPa、Flim1=320MPaN1=60n1jLh=60×576×1×2×8×365×8=1.61×109N2=N1u=1.61×109/3.2=5.03×108由10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1= KFN1Hlim1/S=0.85×360/1.4=218.57MPaF2= KFN2Hlim2/S=0.88×320/1.4=201.14MPaYFa1Ysa1F1=2.67×1.5921

22、8.57=0.0194YFa2Ysa2F2=2.20×1.76201.14=0.0193因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取YFaYsaF=YFa1Ysa1F1=0.01942） 试算齿轮模数 mnt32KFtT1YYcos²dz1²·YFaYsaF=32×1.3×8.14×104×0.684×0.744（cos15°）²1×24²×0.0194=1.840mm(2)调整齿轮模数1）计算实际载荷前的数据准备圆周速度vd1=mntz1/cos=1.8

23、40×24cos15°=45.72mmv=d1tn160×1000=×45.72×57660×1000=1.38m/s齿宽b=1 d1t=1×45.72mm=45.72mm齿高h及宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.840=4.14mm b/h=45.72/4.14=11.042)计算实际载荷系数KF根据v和8级精度，由图10-8查得Kv=1.08由Ft1 =2T1/ d1=2×8.14×104/45.72=3560.80N,K AF t1/b=1×

24、;3560.08/45.72=77.88N/mm<100N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4 由表10-4用插值法查得8级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时，KH=1.451，结合b/h=11.04查图10-13得KF=1.34则KF= KAKVKFKF=1.0×1.08×1.34×1.4=2.026按实际载荷系数算得齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.840×32.0261.3=2.13mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度极限计算的法面模数mn小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足接触疲劳极限出发，从标准中就近选取mn=2m

25、m；为了同时满足弯曲疲劳强度，需按弯曲疲劳算得的分度圆直径d1=45.72mm来计算小齿轮的齿数，即Z1=d1cosmn=45.72×cos15°2=22.08取Z1=23，则Z2=uZ1=3.2×23=73.6,取Z2=74，Z1和Z2互为质数4.几何尺寸计算(1)计算中心距 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2×(2374)mm/(2×cos15o)=100.42mm取圆整故a1=100mm,则螺旋角为 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =cos-1z1+z2mn2a=cos-123+74×22×100=14.070&

26、#176;（3）计算小大齿轮分度圆直径d1=z1mncos=23×2cos14.070°=47.42mmd2=z2mncos=74×2cos14.070°=152.53mm(4)计算齿轮轮宽b=bd1=1×47.42=47.42mm取b1=55mm,b2=50mm5.圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度极限校核按前述类似方法，计算式H=2KHT1dd1³·u+1uZHZEZZ中的各参数。1)确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3由图10-20查取区域系数Z H =2.433由表10-7选取齿宽系数d=1由表1

27、0-5，查得弹性系数ZE=189.8MPa12计算小齿轮传递的转距T1=9.55×106P1n1=9.55×106×4.91576N·mm=8.14×104N·mm由Z=4-31-+计算接触疲劳强度重合度系数Zt=tan-1(tantan )=tan-1(tan20°cos14.070° )=20.567° at1=cos-1z1costz1+2ha*cos =cos-124×cos20.567°24+2×1cos14.070°=29.975°at2=co

28、s-1z2costz2+2ha*cos =cos-177×cos20.567°77+2×1cos14.070°=24.095°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=24tan29.996°-tan20.647°+77tan24.095°-tan20.647°2=1.628=dz1tan/=1×24×tan15°/=2.047Z=4-31-+=4-1.62831-2.047+2.0471.628=0.655z=cos=cos15

29、6;=0.983计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别是Hlim1=600MPa和Hlim2=550MPa计算循环应力次数N1=60n1jLh=60×576×1×2×8×365×8=1.61×109N2=N1u=1.61×109/3.2=5.03×108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.97，KHN2=1.08H1= KHN1Hlim1/S=0.97×600/1=582MPaH2= KHN2Hlim2/S=1.08×550/1=594MP

30、aH =H1 =582MPa2)试算小齿轮分度圆直径d1t 2KHT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H) ²1/3=2×1.3×8.14×104/1×(3.21)/3.2×(2.433×189.8×0.655×0.983/582) ²1/3=41.70mm(2)调整小齿轮的分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv=d1tn160×1000=×41.70×57660×1000=1.26m/s齿宽b=1 d1t=1

31、15;41.70mm=41.70mm2)计算实际载荷KH 由表10-2查得使用系数Ka =1.0根据v=1.26m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06齿轮的圆周力Ft1 =2T1/ d1t=2×8.14×104/41.70=3904.08N,K AF t1/b=1×3904.08/41.70=93.62N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4由表10-4用插值法查得8级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时，KH=1.450则KH= KAKVKHKH=1.0×1.06×1.450×1.4=2.152按实际载荷系

32、数算得分度圆直径d1=d1t3KHKHt=41.7×32.1521.3=49.33mm相应的齿轮模数mn=d1cosz1=49.33×cos15°24=1.985mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2KT1/bmnd1×YFYSYYF(1) K、T1、mn和d1同前(2) 齿宽b= b2=66mm(3) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV1=Z1/(cos)3=23/(cos14.362o)3=25.3 ZV2=Z2/(cos)3=101/(cos14.362o)3=111.1由图8-8查得YF1=2.61，YF2=2.

33、22，由图8-9查得YS1=1.59，YS2=1.81（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.71（5）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.87（6）许用弯曲应力 【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim1=215MPa, FLim2=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN1= YN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25，故 【】F1 =YN1FLim1/SF=1×215/1.25MPa=172MPa 【】F2 =YN2FLim2/SF=1×170/1.25MPa=136MPaF1=2KT1/bmnd1×YF1YS1YY=

34、2×1.505×54380/（66×2.5×59.355）×2.61×1.59×0.71×0.87MPa=42.8MPaF1F2=F1YF1YS1/YF2YS2=42.8×2.22×1.81/(2.61×1.59)MPaF2满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/cos=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齿顶高 ha= ha*mn=1×2.5mm=2.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×2.5mm

35、=3.125mm全齿高 h= ha hf=2.5mm3.125mm=5.625mm顶隙 c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm齿顶圆直径为 da1=d12ha=59.355mm2×2.5mm=61.355mm da2=d22ha=260.645mm2×2.5mm=265.645mm齿根圆直径为 df1=d12hf=59.355mm2×3.125mm=53.105mm df2=d22hf=260.645mm2×3.125mm=254.395mmmt=2.58065mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmc=0.625

36、mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和公差等级大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸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 d3 2K

37、T3/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T3=229810N·mm(2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8,初选Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=1.1(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa(5)初选螺旋角=11o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465(6)齿数比u=i2=3.26(7)初选Z3=25，则Z4=uZ3=3.26×25=81.5,取Z4=82，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 251/ 82)c

38、os11o=1.68轴向重合度为 =0.318d Z3tan=0.318×1.1×23×tan11o=1.70由图8-3查得重合度系数Z=0.775(8)由图11-2查得螺旋角系数Z=0.99(9)许用接触应力可用下式计算H= ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim3=580MPa, Hlim4=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N3=60n2aLh=60×130.9×1.0×2×8×250×8=2.513×108 N4= N3/i2=2.513×

39、;108/3.26=7.71×107由图8-5查得寿命系数ZN3=1.14, ZN4=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力Z3=23Z4=101 H3= ZN3Hlim3/SH=1.14×580MPa/1=661.2MPa大齿轮的许用接触应力 H3= ZN4Hlim4/SH=1.2×390MPa/1=468MPa取H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.4×54380/1.1×(4.41)/4.4

40、5;(189.8×2.46×0.775×0.99/445)1/3mm=47.93mmH3=661.2MPaH4=468MPaH=468MPaD3t76.615mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0，因v=d3tn2/60×1000=×76.615×130.9/(60×1000)m/s=0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07, 由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为 K=KAKVKK=1.0×1.07&

41、#215;1.11×1.2=1.43(2) 确定模数mn ,因K与Kt差异不大，不需对由Kt计算出的d3t进行修正，即 mn= d3cos/Z3=76.615mm×cos11o/25=3.01mm按表8-23，取mn=3.5mm(3)计算传动尺寸 中心距为 a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×cos11o)=190.75mm圆整，取a2=190mm,则螺旋角为 =arccos mn(Z3Z4)/2a2= arcos3.5×(2582)mm/(2×190)=9.76o因与初选值相差较大，故对与有关的参数进

42、行修正，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 251/ 82)cos9.76o=1.69轴向重合度为 =0.318d Z3tan=0.318×1.1×25×tan9.76o=1.50由图8-3查得重合度系数Z=0.77, 由图11-2查得螺旋角系数Z=0.991 d3t2KT3/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.43×229810/1.1×(3.261)/3.26×(189.8×2.4

43、6×0.77×0.991/468)1/3mm=76.77mm因V=d3tn2/（60×1000）=×76.77×130.9/（60×1000）m/s=0.53m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07, K值不变 mn= d3cos/Z3=76.77mm×cos9.76o/25=3.03mm按表8-23，取mn=3.5mm,则中心距为 a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×cos9.76o)=190mmK=1.43d1t76.77mmmn=3.5mma1=190mm则螺旋

44、角修正为 =arccos mn(Z3Z4)/2a= arcos3.5×(2582)mm/(2×190)=9.76o修正完毕，故 d3= mnZ3/cos=3.5×25/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cos=3.5×82/ cos9.76omm=291.215mm b=dd3=1.1×88.785mm=97.66mm，取b4=98mm b3=b(510)mm,取b3=105mm=9.76od3=88.785mmd4=291.215mmb4=98mmb3=105mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2

45、KT3/bmnd3×YFYSYYF(4) K、T3、mn和d3同前(5) 齿宽b= b3=98mm(6) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV3=Z3/(cos)3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos)3=82/(cos9.76o)3=85.7由图8-8查得YF3=2.6，YF4=2.25，由图8-9查得YS3=1.59，YS4=1.79（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.701（5）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.92（6）许用弯曲应力 【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim3=215MPa, FLim

46、4=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN3= YN4=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25，故 【】F3 =YN3FLim3/SF=1×215/1.25MPa=172MPa 【】F4 =YN4FLim4/SF=1×170/1.25MPa=136MPaF3=2KT3/bmnd3×YF3YS3YY=2×1.43×229810/（98×3.5×88.785）×2.6×1.59×0.705×0.92MPa=57.87MPaF3F4=F3YF4YS4/YF3YS3=57.87

47、5;2.25×1.79/(2.6×1.59)MPa=56.38MPaF4满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm齿顶高 ha= ha*mn=1×3.5mm=3.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×3.5mm=4.375mm全齿高 h= ha hf=3.5mm4.375mm=7.875mm顶隙 c=c8mn=0.25×3.5mm=0.875mm齿顶圆直径为 da3=d32ha=88.785mm2×3.5mm=95.785mm da

48、4=d42ha=291.215mm2×3.5mm=298.215mm齿根圆直径为 df3=d32hf=88.785mm2×4.375mm=80.035mm df4=d42hf=291.215mm2×4.375mm=282.465mmmt=3.55140mmha=3.5mmhf=4.375mmh=7.875mmc=0.875mmda3=95.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算见表。计算项目计算及说明

49、计算结果1.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=54380N·mm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角=14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm(2)齿轮1的作用力 圆周力为 Ft1=2T1/d1=2×54380/59.355N=1832.4N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4×tan20o/cos14.362oN=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= Ft1tan=1832.4×tan14.36

50、2oN=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Ft1=1832.4NFr1=688.4NFa1=469.2N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 Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20o×cos14.362o)N= 2012.9N(3)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Fn1=2012.9N 2.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=9.76o。为使齿轮3的轴向力与

51、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d3=88.785mm(2)齿轮3的作用力 圆周力为 Ft3=2T2/d3=2×229810/88.785N=5176.8N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8×tan20o/cos9.76oN=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=5176.8×tan9.76oN=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

52、为 Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20o×cos9.76o)N=5589.9N(3)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Ft3=5176.8NFr3=1911。9 NFa3=890.5NFn3=5589.9N四、轴的设计计算4.1中间轴的设计计算中间轴的设计计算见下表计算项目计算及说明1.已知条件中间轴传递的功率P2=3.15KW,转速n2=130.9r/min,齿轮分度圆直径d2=260.645mm,d3=88.785mm,齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无

53、特殊要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查表9-8得c=106135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则 dmin=c(P2/n2)1/3=110×(3.15/130.9)1/3mm=31.76mmdmin=31.76mm4.结构设计轴的结构构想如下图4-1（1） 轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计（2） 轴承的选择与轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴

54、承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C,经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm,故d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=50mm（3） 轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm 齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）d2=62.478mm

55、,取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3=105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴端和轴端的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故L2=102mm，L4=64mm(4)轴端 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=3.645.2mm,取其高度为h=5mm,故d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为1=10mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为3=10mm,则箱体内壁之间的距离为BX=213b

56、3(b1b2)/2=(2×1010105(7566)/2)mm=205.5mm,取3=10.5mm,则箱体内壁距离为BX=206mm.齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2=1（b1b2）/2=10(7566)/2mm=14.5mm,则轴段的长度为L3=3=10.5mm(5)轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为 L1=B13mm=(2012103)mm=45mm轴段的长度为 L5=B22mm=(201214.52)mm=48.5mm（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=19.4mm,则由图4-1可得轴的支点及受力点距离为 l1=L1b3/2a33mm=(45105/219.43)mm=75.1mm l2=L3(b2b3)/2=10.5(66105)/2=96mm l3=L5b2/2a33mm=(48.566/219.42)mm=60.1mmd1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBX=