浙江工业大学二级斜齿减速箱设计说明书

1、设计任务：二级斜齿圆柱齿轮减速箱传动方案1.I轴5.III 轴2.II6.轴 3. 低速级小齿轮高速级小齿轮7.高速级大齿轮4.低速级大齿轮8.减速箱体原始数据:项目参数工作拉力2700N运输带工作速度1.2m/s卷筒直径500mm备注：工作寿命为5年（每年按365天计算），工作24小时，运输机工作平稳转向不变。设计内容计算及说明结果1.减速箱方案的拟定2.电机的选择1 .减速箱方案的拟定1.1 工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱的体积不是很大，属于小型减速器，传递的功率也不是很大.由于工作运输机工作平稳 ，转向/、变，使用寿命不长（15年），故减速箱应 尽量设计成闭式，箱体内用油液

2、润滑，轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内 零部件尺寸小，结构简单紧凑，造价低廉，生产周期短，效率高。1.2 传动方案的拟定及说明（1） .斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻 振动和冲击，若设计时、旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减 速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（2） .高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生 的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。2 .电机的选择2.1 选择电动机型号按设计任务书要求，选用 Y型三相异步电动机，该型号电机可以直接接入三相交 流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方

3、便，而且体积小，重量轻，价格便宜。2.2 电动机功率的确定工作机的有效功率为FV Pv n1000nw 从电动机到工作机传送带间的总效率为232n = n # na123由机械设计课程设计指导书表 1-7可知：7 :联轴器传动效率 0.98 （弹性联轴器）“2 :滚动轴承效率 0.995 （滚子轴承）“3 :齿轮传动效率0.97 (8级精度一般齿轮传动)。：卷筒传动效率 0.94所以电动机所需工作功率为(3)确定电动机转速按表2-3推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比仄=840而工作机卷筒轴的转速为nw1000 60v=1000 60 1.2 =45.84r/min二 500所

4、以电动机转速的可选范围为nd -ivnw =(840) 45.84r min =(366.721833.6)r min符合这一范围的同步转速有750r.min> 1000r/min、1500厅min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000r min 的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表 12-1选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能和参数如下表1-1和1-2 :3.分配传动 比表1-1所选电机技术数据电动机型号额定功率/kw满载车t速/(r/min)Y132M-4电动机Y132M-45.5

5、9603.分配传动比3.1 分配原则各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等以利实现油池润滑。(4)使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。3.2 计算局速级传动比i1和低速级传动比i2对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直5.41i2 = 3.87径相近的条件分配传动比，常取 i1 =1.4i2o由设计要求可知，减速器总传动比为 i = 960 = 20.94，即i1M i2 = 20.94 。45.844.运动参数 的计算故取 i1=5.41, i2=3.87

6、4.运动参数的计算由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力 相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。P , P2, R分别表示I、n、出轴输入功率（kw）ni, n2, %分别表示I、n、出轴的转速（ r/min ）T1, T2, T3分别表示I、n、出轴的扭矩（Nm4.1 各轴的转速ni =960r / minni960_ .n2 = = 177.45r / min11 5.41n2177.45n3 =45.84r/min12 3.874.2 各轴的输入功率P = P0”1=3.873 M0.98=3.80kwP2 =黑"2黑“3=3.8黑0.

7、995父0.97 =3.67kwP3 = P2 m "2 K"1 = 3.67 m 0.995 父 0.97 = 3.54kw4.3 各轴的转矩P3.8工9550 父9550父-37.8kwni960P23.67T2 =9550 1= 9550 父=197.5kwn2177.45n1 = 960r / minn2 =177.45r / minn3 =45.84r / minR=3.8kwP2 =3.67kwP3 = 3.54kwT1 =37.8NLMT2 =197.5NLmT3 = 737.7N1mR3.54T3 =9550 k，= 9550 m= 737.5kwn345.

8、845.高速级齿 轮的设计计 算轴号转速(r/min)功率(kw)扭矩(N|_|M )I9603.837.8II177.453.67197.5III45.843.54737.5将计算结果汇总列表备用5.高速级齿轮的设计计算5.1选择精度等级、材料及齿数(1)由表10-1 ,选择小齿轮材料为 45钢(调质)，齿面硬度为240HBs大齿 轮材料为45钢，齿面硬度为200HBS(2)由表10-6,选用8级精度。45钢(调质)(3)选小齿轮齿数 乙=24 ,大齿轮齿数Z2 =24父5.41 =129.84 % 130。(4)初选螺旋角一：=14(5)压力角:=205.2 按齿面接触强度计算5.2.1

9、计算小齿轮分度圆直径按式10-24 ,计算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中各参数值 试选载荷系数KHt =1.3由图10-20查取区域系数ZH =2.433 计算小齿轮传递转矩T1=37.8N|_M 由表10-7选取齿宽系数 %=1J 由式10-5查材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa2 由式 10-23 得螺旋角系数 Zp, Z/Jcos4 =Jcos14* = 0.985由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z,1t = arctan tan ： n /Cos - = arctan tan20/cos14 =20.562-1ati = arccos |Z1 cos_/ / Z1

10、 2han cos : ：|= arccos 24cos 20.625 / 24 2 1 cos14 =29.974：- at2 = arccos |Z2 cos ： t/ Z2 - 2han cos : J=arccos 130cos 20.625 / 130 2 1 cos14 =22.702，.-Z1 tan .：iat1 -tan ： tZ2 tan -：iat2 - tan ： t 历二= '24 tan29.974 -tan20.562130 tan22.702 - tan20.562 /2二= 1.665= dZ1 tan -： / 霆=1 24 tan14 /二=1.9

11、05Z i4一-；：；j.665 1 -1.9051.905 = 0.663'I 31 V 31.665计算接触疲劳许用应力hH】由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Qim1 =550MPa和二皿二450MPa由式10-15计算应力循环系数N1 =60nljLh =60 960 1 24 365 5 = 2.523 109 _9M/523 10 .4.658 108 i15.41_KHN1 =0.95由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn2 =0.98取失效I率为1%安全系数为S=1,由式10-14得二 H1二 H2Khn1SKHN 2二lim1 0.95 5501二

12、lim2 0.99 450=522.5Mpa=441Mpa取。H1和仃H 2的较小值作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即二H u；:H2 -441MPa2）试算小齿轮分度圆直径dit -32小丁 uX d+ 1 JZhZeZ? / Lh】2父1.3父3.78乂104 5.41 +1 /2.433 黑 189.8 父 0.663 父 0.985 f= 3 ： 一 -4415.41= 37.9mm5.2.2 调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V二 d1t n二 37.9 960v :- 1.905m/s60 100060 1000齿宽bb = dd1t = 37.9mm2）

13、计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数Ka=1A根据 v = 1.905m/s,8级精度。由图10-8查得动载系数Kv=1.1轮的圆周力为Ft12T12 3.78 1041995N37.9KaFm1995 52.64N /m < 100N / m, 37.9查表10-3的齿间载荷分配系数KHa = 1.4由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮对支承非对称布置时，KHp = 1.44,则载荷系数为K KAKVKH. KH =1 1.1 1.4 1.44=2.21763)由式10-12,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为，.，-K7 .-2.2176d1 =d1t 3,=37.93 4

14、5.28mm",KHt 1.35.3 按齿根弯曲疲劳强度设计5.3.1 试算齿轮模数由式10-20试算齿轮模数，即32Ktys2' dZ12l-F 11)确定公式中的各参数值选载荷系数KFt =1.3由式10-18 ,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y飞 a arctan tan ： cos： t )=arctan tan14 cos20.562') = 13.14,v=，/cos2 =1.665/cos213.14 =1.756Y . = 0.25+0.75/ 二v =0.25 0.75/1.756 =0.677由式10-19,可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yp、

15、，彳1 一 CC 14 c cY"1 - ；-1 -1.905 : 0.778120120由当量齿数 ZV1 =Z1/cos3 ' =24/cos3 14 =26.27Zv2 -Z2 / cos3 -=130/cos314 =142.31查图10-17 ,得齿形系数丫尸& =2.62,丫尸厘=2.17由图10-18 ,查得应力修改系数 Ys& =1.6,Ysm =83计算许用应力，由图10-24查得大小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为-F lim1 = 380MPa , -F lim2 = 320MPa由图10-22查得弯曲疲劳静系数Kfn1=0.9, Kfn2=0.

16、95取弯曲疲劳安全系数S =1.4由式10-14 ,得lcF1 I - KFN1 二日而1S|,_ I _ K FN 2 Flim2S0.9 380 =244.29 MPa1.40.95 320=217.14 MPa1.4丫丁?一2.62 1.6:0.0172 l<F1 I 244.29年;赴沱2.17 1.83- F2217.14:0.0183Y .Y.Y.Y.因为大齿轮的 丫 大于小齿轮，所以取 丫产普=0.01832）计算齿轮模数mnt 32 KtTY 丫 ： cos2dZ12丫匕丫3、工kF 10.01832 1.3 3.78 104 0.677 0.778 co嫉 14-21

17、24=1.1575.3.2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vdi .Zi/cosP =1.157父24/侬143 = 28.618nditRin x 28.618x960 ，v = 1.438 m / s60 M100060 M1000bb =加=28.618mm齿局h及宽局比b/ hh=(2han +ca mnt =(2x1+0.25)x1.157 = 2.289mmb/h =10.992)计算实际载荷系数 KF根据v=1.438m/s, 8级精度。由图10-8查得动载系数 Kv=1.082T2 M3 78M104由 Ft1 =±T! / 3.78 10 =23

18、82N , d131.735KAFt12382-t1 =75.06N /m <100N /m ,b31.735查表10-3的齿间载荷分配系数 K匕= 1.4由表10-4用插值法查得 KHp = 1.446,结合b/h=10.99,查图10-13 ,得KFp = 1.37,则载荷系数为KF =心右小的日=1父1.08M1.4父1.446 =2.186mm2.186,imn =mnt3f= 1.526 mmV 1.3对比计算结果，由齿面解除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，从标准中就近取m = 2mm乙二22Z2 =1195.4几何尺寸计

19、算(1) 计算中心距(Z1Z2 )mna -：2 cos :(22119)22 cos14= 145.32 mm考虑模数增大，为此将中心距减小圆整为145mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角二arccos(j2)mn=arccos(22 119) *3.4892a2 145a = 145 mm飞二13.489d1 = 45.25 mmd 2 = 244.75 mmm=2mm,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di =45.28mm,来计算小齿轮的齿数，即乙=d1cosP/mn =45.28M侬14口/2 =21.97,取 Z1 =22, Z2 =119(3)计算小大齿轮

20、的分度圆直径=45.25 mm=244.75 mmb2 = 46mm b1 = 51mmzmn22 2d二-二cos :cos13.489zZ2mn1182d2cos cos13.489(4)计算齿轮宽度b= dd1=1 45.25 = 45.25mm取 b2 =46mm, bi =51mm5.5圆整中心距的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，kh、Zn KF, y、Yp等均发生变化，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前述类似做法，先计算式10-22中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：Kh =2.161,1=3.78M104NLmm,1d =1 ,

21、d1 = 45.25mm , u =5.41 , Zh =2.433 , ZE =189.8MPa2Zg = 0.584, Zp = 0.987。将它们代入式10-22,得至ij 人"2KdiT1LUu1zHZEZZ=：2 父 2.161 黑S：810454!1* 2.433m 189.8m 0.584m 0.987:45.2535.41= 121.66MPa满足齿面接触疲劳强度条件。(2)齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式10-17中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：Kf =1.737 T1 = 3.78m 104NL_mm,Yfb1 -2.68, YFa2 =

22、2.27,Ysa1 =1.58,42 = 1.78, Y . = 0.670Yp = 0.751, P =13.489*,a=1, mn =2mm, Z二22。将它们代入式10-17,得到2KFTYFaYsaYjOS2 二dm3Z122 1.737 3.78 104 2.68 1.58 0.670 0.751 COS213.489二_321 23 222= 26.34MPa 二1 11Z1 =22Z2 =119m = 2mm二二20a = 145mm13.489b1 = 51mmb2 = 46mm. 2KFTYFaYsaY；cos”：-F1 一.3)2dmnZ1=2 1.737 3.78 10

23、4 2.68 1.58 0.670 0.751 COS213.489 1 23 222= 26.34MPa ； bF |齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5.6主要设计结论6.低速级齿 轮的设计计 算齿数Z1 =22, Z2 =119 ,模数m = 2mm,压力角3 =20螺旋角1 =13.489°,变位系数 x1=x2=0,中心距 a =145mm,齿宽 D=51mm,b2 = 46mm。小齿轮选用45钢（调质），大齿轮选用45钢（常化）。齿轮按8a精度设计。45钢（调质）6.低速级齿轮的设计计算6.1 选择精度等级、材料及齿数（1）由表10-1

24、 ,选择小齿轮材料为 45钢（调质），齿面硬度为240HBs大齿 轮材料为45钢，齿面硬度为200HBS（2）由表10-6,选用8级精度。（3）选小齿轮齿数 乙=24 ,大齿轮齿数Z2 =24父3.87 =92.88 定93。（4）初选螺旋角一二二14（5）压力角：.206.2 按齿面接触强度计算6.2.1 计算小齿轮分度圆直径按式10-24 ,计算小齿轮分度圆直径，即20工 U+1 JZHZEZWp12dtu I瓦】J1）确定公式中各参数值 试选载荷系数 KHt =1.3由图10-20查取区域系数ZH =2.433 计算小齿轮传递转矩T2=197.5NUM 由表10-7选取齿宽系数 % =1

25、1 由式10-5查材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa2 由式 10-23 得螺旋角系数 Zp, Z0 = Jcos% = Jcos140 = 0.985由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z£C-：t -arctan tan : n cos= arctan tan20 /cos14 = 20.5621ati =arccos |Z1 cos：" Z1 - 2han cos : )|= arccos 24cos 20.625 / 24 2 1 cos14')： ”29.974- at2 = arccos | Z2 cos : t/ Z2 2han cos

26、 : Ivarccos 93cos 20.625 / 93 2 1 cos14')=23.455Z1 tan，at1 - tan ：-t Z2 tan 工at2 - tan 二 t /2二=24 tan29.974 -tan20.562130 tan23.455 -tan20.562/2;= 1.640: = dZ1 tan - / -： =1 24 tan14 / 1=1.9054 -4 -1.641.905Z.l：1 _ ；.- .1 -1.9050.671'3' 二,V 31.64计算接触疲劳许用应力bH】仃 lim1 =550MPa 和由图10-25查得小齿轮和

27、大齿轮的接触疲劳极限分别为 二尔2 =450MPa由式10-15计算应力循环系数N1 =60nljLh =60 177.45 1 24 365 5=4.66 108N2N14.66 108i1 -3.87-1.2 108由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.98K HN2 = 0.99取失效I率为1%安全系数为S=1,由式10-14得二 H1KhN1 lim1S0.98 5501= 539Mpa二 H2K ：HN 2 lim2S0.99 4501二445Mpa取。H1和仃H 2的较小值作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即二 H + H2 =445MPa2）试算小齿轮分度圆直径2 1.3

28、 1.975 1 05 3.87 12.433 1 89.8 0.671 0.985x.x |13.87445=67.23mm6.2.2调整小齿轮分度圆直径二 67.23 177.4560 1000=0.625m/s1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v二 d#niv 二60 1000齿宽bb = dd1t = 67.23mm2）计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数Ka=1根据v=0.625m/s, 8级精度。由图10-8查得动载系数 Kv = 1.05轮的圆周力为Ft22T2d12 1.975 10567.23=5280NKAFt2 二 5280 b - 67.23查表10-3的齿

29、间载荷分配系数= 78.52N /m <100N /m,Kh ： -1.4由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮对支承非对称布置时，KHp = 1.58,则载荷系数为K =KAKVKH 1KH -： =1 1.05 1.4 1.58 =2.32263）由式10-12,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为di =%=67.2332.32261.3=81.58mmmn = dicos ：/Z1 =81.58 cos14 /24 = 3.306.3按齿根弯曲疲劳强度设计6.3.1 试算齿轮模数由式10-20试算齿轮模数，即mnt2KtT2YY：cos2 ： Y”Ys：dZ121)确定公式中的

30、各参数值选载荷系数KFt =1.3由式10-18 ,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y:b -arctan tan : cos： t )=arctan tan14 cos20.562') = 13.14；：.v= 1/cos2、=1.64/cos213.14 =1.729Y . = 0.25+0.75/ ；：v =0.25 0.75/1.729 =0.684由式10-19,可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yp14 丫：=1-；二 =1 -1.9050.778120120计算YF喙(由当量齿数 Zv1 =Z"cos3 =24/cos314 =26.27ZV2 = Z2/cos3

31、 ： =93/cos314 =101.8查图10-17 ,得齿形系数丫尸仪=2.62,Yfm =2.19由图10-18 ,查得应力修改系数 YS& =1.6,7so2 =1.81计算许用应力，由图10-24查得大小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为<rFHm1 =380MPa, trFHm2 =320MPa由图10-22查得弯曲疲劳静系数KFN1 =0.95, KFN2 =0.98取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式10-14 ,得I 1 KFN1 二 Flim1 0.95 380 , kF1=258 MPaF1S1.4I KfN2 二 Flim2 0.98 320 , krF2=224 MP

32、aS1.4:0.0162Yf：1Ys：1 _2.62 1.6 lc F1 1 -258上m J19 1.81k-F2l - 224:0.0177Y Y.Y.-Y.因为大齿轮的Y处平大于小齿轮，所以取 手瞥=0.0177异.1I；、12）计算齿轮模数mnt - 32KtT2YY：cos2 1dZ12YFYs1c.; 10.01772 1.3 1.975 105 0.684 0.778 cos2 141 242=1.9926.3.2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vd1 =mnZ1/cosB =1.992 24/cos14' =49.27二 ditl二 49.27 17

33、7.45=0.458m/sv =60 100060 1000齿宽bb = dd1 = 49.27mm齿高h及宽高比b/hh=i：2han Ca m K：2 1 0.25 1.992-4.482mmb/h -10.992）计算实际载荷系数 KF根据v=0.458m/s, 8级精度。由图10-8查得动载系数 Kv =1.05由鼻旦 d12 1.975 10549.27= 8017N ,KaEib8017=162.72N / m >100N / m ,49.27查表10-3的齿间载荷分配系数KFQ = 1.4由表10-4用插值法查得KHp = 1.453,结合 b/h=10.99,查图 10-

34、13,得KFp = 1.36,则载荷系数为KF = KaKvKf：.Kf ： =1 1.05 1.4 1.36 -1.9992mm1.9992mn =1.992 3= 2.299mm1 1.3乙=32Z2 =124对比计算结果，由齿面解除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，从标准中就近取a = 200mmm=2.5mm,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d1 =81.58mm,来计算小齿轮的齿数，即Z1 =d1cosP /mn =81.58Mcos14°/2.5 = 31.66，取 Z1 =32, Z2 =1

35、24P =12.839°6.4几何尺寸计算(2) 计算中心距(Zi 十 Z2)mn (32 + 124)父 2.5 “八皿 a =200.97 mm2 cos P2 cos14 °考虑模数增大，为此将中心距减小圆整为200mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角B -o(z1+Z2)mn ar”"32 +124)父2.5P =arccos= arccos=12.8392a2 M 200(3)计算小大齿轮的分度圆直径Z1min32 M 2.5d1 = - = 82 mmcos P cos12.839 0zZ2mn124 M 2.5d 2 =门=318 mmcos B c

36、os12.839 口(4)计算齿轮宽度b = 4ddi =82mm取 b2 =82mm, b1 =87mm6.5圆整中心距的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、ZJDKf、Y、Yp等均发生变化，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前述类似做法，先计算式10-22中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：Kh =2.087, T2 =1.975M105NLmm,J%=1, d =82mm , u =3.87, Zh =2.433, ZE =189.8MPaZg = 0.653, Zp = 0.986。将它们代入式10-22,得到b2 = 82mm b1

37、=87mm二 Hu 1u ZhZeZZ：=2父2.087父1.975父10513.87 +1 父 2.433 m 189.8 父0.653 M 0.986 ;8233.87二408MPa满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式10-17中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：Kf =1.701, T2 =1.975x105NL_mm,YFai =2.62, YFa2 =2.25, Ysa1 =1.60, Ysa2 =1.77, Y. = 0.692 cYp = 0.771, P =12.839）句=1, mn=2.5mm,乙=32。将它们代入式10-1

38、7 ,得到二 F12KFT2YFaYsaYcos”：电m3Z122 1.701 1.975 1 05 2.62 1.60 0.692 0.771 COS212.839321 2.5 32= 89.28MPa : *F 12KFT2*aYSaYcos”d m3Z122 1.701 1.975 1 05 2.25 1.77 0.692 0.771 COS212.8391 2.53 322轮。= 84.82MPaF 2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿7.高速轴的 结构设计6.6主要设计结论齿数21 =32, Z2 =124,模数m = 2.5mm,压力角口 =20口

39、，螺旋角1 =12.839口，变位系数 x=X2=0,中心距 a=200mm,齿宽 b=87mm,b2 = 82mm。小齿轮选用45钢（调质），大齿轮选用45钢（常化）。齿轮按8a精度设Z1 = 32Z2 =124m = 2.5mm二二20B =12.839Xi = X2 = 0a = 200mmb1 = 87mmb2 = 82 mm计。7.高速轴的结构设计7.1 轴的基本参数P2 =3.8kwn =9607 min T2 =37.8N1m7.2 初步确定轴的最小直径轴为45钢选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3 ,取 儿=112,由式（15 2）初步计算轴的最小直径，于是得dmin

40、 - Ao3 P =112 3 3.8 =17.51mm-n 960显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。按安装两个键槽处增大直径7 % ,得dmin =17.51 1.07= 18.7357mm同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为 1.=Ka,查表14-1，考虑转矩的变化，取（=1.7,则Tca =KaT =1.7 M 37.8 =64.26N m按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准（GB/T5843-2003）,选用LX1型凸缘联 轴器选用LX1型凸缘联轴器。其公称扭矩为250N|_m,半联轴器孔径为 20mm,故高速轴的最小直径dz-n =20mm。半联轴器的长度为 52mm

41、,半联轴器与轴配合的长度 为 38mm。单列圆锥滚子轴承型号302067.3轴的结构设计7.3.1 确定各段轴的直径和长度 轴的示意图如上图所示。I .一 4_ITVI1VIVIVni11(1)为了满足联轴器的轴向定位要求，需要一定高度的轴肩，第II-III段轴的轴径设计为25mm 考虑到轴承盖的拆装，设计该段轴的长度为50mm(2)轴承的选择。由减速器的工作情况，轴承既受轴向力也受径向力，故选用单列圆锥滚子轴承。型号30206,内径30mm宽度17.25mm=右侧轴承靠轴定位， 故III-IV 段轴 l=17.25,d=30 。(3)因为轴径与小齿轮的分度圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的

42、加工方案，则第V-VI段轴的直径为46mm长度为51mm(4)第IV-V段直径选为38mm长度112.5mmt(5)第VI-VII段轴用以安装轴承，故直径选为 30mm长度35.5mm=(6)套筒的选择。套筒左侧抵住轴承内圈，右侧抵住齿轮左侧，选取内径30mm,长度18.25mm。故第III-IV段轴的长度设计为 35.5mm。7.3.2 确定轴上零件的配合联轴器与轴连接采用单圆头平键，查表6-1可得平键截面bxh = 6M6,长度为32mm为了保证联轴器和轴之间的配合有良好的同轴度，故选择轮毂和轴之间的一 . P9配合为一。h8滚动轴承与轴的配合是由过渡配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差

43、为k6。7.3.3 确定圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,选取轴两端的倒角为C1.2;所有圆角取 R1.2 。7.4轴上载荷的确定7.4.1 确定力的简化中心查机械设计手册可得，30206轴承的力的简化中心 a=14,示意图如下:Ft1 =1614NFr1 = 604 NFa1 = 387N齿轮的力的简化中心在其齿宽的中心位置处。故由上可得，高速轴上共有三个受力点，其在轴上的位置如下图所示:A BC设左右轴承力的简化中心分别为A B,齿轮在轴上的力的简化中心为C,联轴器的力的简化中心为E。轴上各部分长度：1AB = 47 mmlBC = 140mm7.4.2 求作用在齿轮上的力已知该轴上小齿轮的

44、分度圆直径为a = 45.25mmFt1 =1614 NFr1 =604NFa1 =387N， ，齿轮受力的方向如下图所示：水平面Ft经计算可得下表8.中间轴的 结构设计载荷水平向H垂直面V%a=12.24MPaJa。1合格支反力FFnh 1 = 1208 NF nh 2 = 406 NFnvi =405NFnv2=199N弯矩MMh = 56776 N mmMvi = 27860N mm总弯矩M max =63243N mm扭矩T7.5按弯扭组合校准轴的强度T =37800N mm查表 15-1 可得，45钢T-11=60MPa扭转切应力为脉动循环变应力，取二=0.6由弯扭组合示意图可以判断

45、出，B面为危险截面，需校核 四面。D截面抗弯系数为：.M2 (: T)2cca =caW按弯扭组合来校准轴的强度，合格。= 12.24MPa 尸-18.中间轴的结构设计轴为45钢8.1 轴的基本参数R =3.67kw n1 =177.45r/min T1 =197.5N1m8.2 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3 ,取A0=112,由式（15 2）初步计算轴的最小直径，于是得P' 3.67dmin 岂A。， =114x3 = 29.87mm，n777.458.3 轴的结构设计8.3.1 确定各段轴的直径和长度 轴的示意图如上图所示。（1）实际最小轴径。

46、由以上计算可得dm.之29.87mm,取30mm最为轴的最小轴径。(2)轴承的选择。由减速器的工作情况，轴承既受轴向力也受径向力，故选用单列圆锥滚子轴承。型号 30206,内径30mm宽度17.25mmi因为轴承与轴之间采用的是 过渡配合，故轴的公差选为 m6左右轴的公差选用相同的参数。(3)套筒的选择。套筒左侧抵住轴承内圈，右侧抵住齿轮左侧，选取内径 30mm长度 20.75mm=(4)设计安装左边齿轮的轴的直径为40mm为了更好地贴合套筒，长度选择略短于齿轮宽，为44mm(5)齿轮之间采用轴肩定位，故轴肩直径选为48mm长度6mm(6)安装右边齿轮的轴与安装左边齿轮的轴相似，轴的直径为 4

47、0mm长度选择略短 于齿轮宽，为85mm8.3.2 确定轴上零件的配合齿轮的轴采用平键连接，查表6-1可得左边平键截面 bMh = 10M8,键槽采用键槽铳刀加工，长度为 36mm右边平键截面b父h = 10父8 ,键槽采用键槽铳刀加工， 长度为63mm为了保证齿轮和轴之间的配合有良好的同轴度，故选择齿轮轮毂和轴.一. P9之间的配合为h8。滚动轴承与轴的配合是由过渡配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为k5。8.3.3 确定圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,选取轴两端的倒角为 C1.6;所有圆角取 R1.6。8.4 轴上载荷的确定8.4.1 确定力的简化中心查机械设计手册可得，30206轴承

48、的力的简化中心 a=14,示意图如下:齿轮的力的简化中心在其齿宽的中心位置处。故由上可得，高速轴上共有四个受力点，其在轴上的位置如下图所示:C、D。设左右轴承力的简化中心分别为A B,左右齿轮在轴上的力的简化中心为轴上各部分长度：lAB = 47mm lBC = 72.5mm lCD = 67.5mm8.4.2 求作用在齿轮上的力已知该轴上左边齿轮的分度圆直径为d1 = 244.75mmFt12T12 1.975 105-1 =1614Ndi244.75Fr1tan 二 ncos := 1614 coXL =604NFa1-FtitanB=1614 tan13.489 = 387N已知该轴上右

49、边齿轮的分度圆直径为d1 = 82mmFt1_ 2T, _ 2 1.975 105di82= 4817NFr1tan 二 n.二晨二1Fa1=Fti tan =4817 tan13.489 -1098N水平面载荷水平向H垂直面V支反力FF nh 1 = 2947 NF nh 2 = 3484 NFnvi=691NFnv2 =503N弯矩MMhi = 138509N mmMH2 = 235170N mmMV1 = 32477 N mmMv2 = 79005N mm总弯矩M max = 248086 N mm经计算可得下表二 ca = 42.96MPa ca<< CT -1 ca 一合

50、格9.低速轴的 结构设计扭矩TT =197500N mm8.5按弯扭组合校准轴的强度查表15-1可得，45钢 尸1 |=60 MPa由弯扭组合示意图可以判断出，C面为危险截面，需校核 CB面。D截面抗弯系数为：JM2 +QT）2-nbca =N1_=42.96MPa < 。11W-按弯扭组合来校准轴的强度，合格。9.低速轴的结构设计9.1 轴的基本参数P = 3.54kwn1 = 45.84r / min 工=737.5N1m9.2 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=114,由式（15 2）初步计算轴的最小直径，于是得JP/ 3.54dmin 之 A03 =112 父 3/ = 47.69mmV nV 45.84显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为Tca = KaT3,查表14-1 ,考虑转矩的变化，取 Ka =1.7,则q = Ka*1.7M 737.5 =1253.75N m按计算的转矩应小于联轴器的公称车t矩的条件，查标准，选用LX4型凸缘联轴器，其公称扭矩为轴孔直径为50mm故低速轴的最小直径也为 50mmio半联轴器的长轴为45钢选用LX4型凸缘联轴器度为112mm半联轴器与轴配合的长度为84mm9.3.1 确定各段轴的直径和长