二级减速器机械仪表工程科技专业资料

1、机械设计课程设计说明书题 目输送带传动装置设计学 院班 级 姓 名 学 号指导老师 目录第 1 章 机械设计课程设计任务书 第 2 章 传动装置的总体设计 31. 传动方案拟定 32. 电动机的选择 43. 总传动比各级传动比的分配 54. 传动装置运动参数的计算 5第 3 章 传动零件的设计计算 错误 ! 未定义书签。1. V 带传动设计 102. 高速级齿轮传动设计 153. 低速级齿轮传动设计 21第 4 章 轴的设计计算 221 、中速轴 II 的结构设计 222 、高速轴 I 的设计 233、低速轴皿设计 25第 5 章轴的校核 271. 高速轴校核 272. 中速轴校核 293.

2、低速轴校核 31第 6 章 滚动轴承的选择及校核计算 34第 7 章 键联接的选择及计算 361. 带轮与高速轴 I 的键连接 362. 齿轮 2、 2'与中速轴 II 的键连接 363. 齿轮 3 与中速轴 II 的键连接 364. 齿轮 4 与低速轴 III 的键连接 375. 联轴器与低速轴 III 的键连接 37第 8 章 减速器附件设计 38第 9 章 润滑方式及密封形式的选择 39第 10 章 箱体设计 39第 11 章 参考文献 40计算及说明计算结果第1章机械设计课程设计任务书1.1 .设计条件1 ）机器功用 由输送带传送机器的零、部件；2 ）工作情况 单向运输、轻度振

3、动、环境温度不超过35 C;3 ）运动要求输送带速度误差不超过 5%4 ）使用寿命10年，每年365天，明天16小时；5）检修周期 一年小修，两年大修；6 ）生产批量单件小批生产；7）生产厂型中型机械厂。1.2 .原始数据主动滚筒扭矩T=1000 Nm主动滚筒速度V=0.8 m/s主动滚筒直径 D=340 mm1.3 .设计任务1）设计内容a）电动机选型；b）带传动设计；c）减速器设计；d）联轴器选型设计；e）其他。2）设计工作量a ）传动系统安装图（说明书中）；b ）减速器装配图1号图纸一张；c ）零件图两张（齿轮类零件图、轴类零件图各一张3号图）；d ）设计计算说明书一份。1.4 .设计要

4、求1 ）减速器设计成分流式二级圆柱齿轮减速器；2）对所设计的减速器要求有两对斜齿轮传动，变位与否设计者自定第2章传动装置的总体设计2.1传动方案的拟定1 ）输送带不需要立式结构，故米用卧式减速器；2）设计要求为分流式二级圆柱齿轮减速器；3）为加工方便，采用水平剖分式；4）由于传递功率不大，而且咼速轴与中速轴之间采用斜齿轮传动，对称安装，轴向力相互抵消，故高速轴与中速轴采用深沟球轴承；中 速轴与低速轴之间采用直齿轮传递，轴向载荷不大，故低速轴采用深 沟球轴承；滚筒对称安装，轴向载荷不大，采用深沟球轴承5）传递功率不大，一般选用非金属弹性元件联轴器，滚筒与输出轴 之间选用弹性套柱销联轴器（GB/T

5、4323-1984）传动系统方案最后确定为下图所示Jr311_n0h运输机传动方案设计1电动机2-V帯传动31级IS柱斜士轮减少4联轴器5卷筲6 运输带2.2电动机的选择和计算1）电动机输出功率计算电动机至滚筒之间传动装置的总效率为n：1，2，3 ，4，5，6，7分别为传动系统中带传动，角接触球轴承，深沟球轴承，齿轮，联轴器，滚筒及油池内油的飞溅和密封摩擦的效率。由参考文献1机械设计课程上机与设计中表9-1（ P102）查得:1 =0.96 ，2 = 3 =099 ，4 =0.97 ，5 =0.99 ，6 =0.96 ，7 =0.96高速轴上两齿轮并联，其并联总效率b=0.970.7916F=

6、5882.35 NP =5.95 KwP=5.95 Kwb=（ P14 + P24）/（ R + P2）=44,24 4 5 6 70.96 0.992 0.992 0.972 0.99 0.96 0.96滚筒上作用力 F=2000T/D=2000*1000/340 NP =FV/1000=5882.35*0.8/（1000*0.7916） Kw对于输送带无过载，取K=1,P=KP =1*5.95 Kw2 ）确定电动机型号由参考文献1机械设计课程上机与设计中表 16-2 （ P215）查 得：方电动机额定功率电动机转速n/（r/mi n）案型号(KW同步 转速、卄 +、， 满载 转速最大转矩

7、额定转矩1Y132S2-27.5300029002.22Y132M-47.5150014402.23Y160M-67.510009702.24Y160L-87.57507202.2方案1满载转速过 格昂贵，故都不予考虑 电动机的技术参数和夕【高，会使传动比过大，方案4质量体积过大，且价亠最终选择方案2即Y132M-4型电动机、型、安装尺寸如卜表所示型号ABCDEFGHY132M-42161788938801033132KABACAD122802702102.3总传动比及传动比分配1)总传动比输出轴转速n为n =60000V/(D) =60000*0.8/ ( 3.14*340) r/mini=

8、n/ n =1440/44.942 )传动比分配外加带的传动比控制在1.52.5之间，取带传动比i0 =2.2为保证高低速级大齿轮浸油深度大致相近，取i1 =1.3 i2且 i1 i2 =i/ i°故 I? = Ji /1.3i。=(32.04/ (1.3*2.2)i 1 =1.3 i： =1.3*3.35n =44.94r/mi n i=32.04i°=2.2i 2 =3.35i1 =4.352.4传动装置运动参数的计算从减速器的高速轴开始命名为I轴、U轴、川轴。1) 各轴转速计算第 I 轴转速 n =n/ i° =1440/2.2 r/min第 U 轴转速 n

9、|= n/( i0 i1 )=1440/(2.2*4.35) r/min第川轴转速 n川=n/ (i0 i1 i2) =1440/(2.2*4.35*3.35) r/min2) 各轴功率计算第 I 轴功率 P|=P 1 2 厂=5.95*0.96*0.99* 封0.96 Kw 第 U 轴功率 P| =P|2 4=5.58*0.99*0.97*30.96 Kw第川轴功率 Pm = Pi 3 4 W =5.28*0.99*0.97*引0.96 Kw3) 各轴扭矩计算第 I 轴扭矩 T|9550 P =9550*5.58/654.55 Nmn|n| =654.55 r/min n| =150.47r

10、/mi n n| =44.92r/minP| =5.58KwP| =5.28KwRii =5.01KwT| =81.41NmTH =335.11NmP第 U 轴扭矩 T|9550 丄=9550*5.28/1150.47 Nmp第川轴扭矩 T川 9550 丿-=9550*5.01/44.92 Nmn川4）各轴转速、功率、扭矩列表Tin 1065.13Nm轴号转速(r/mi n )输出功率（kw）输出转矩（N m）传动比i效率电机轴14405.9539.462.20.938I654.555.5881.414.350.946n150.475.28335.113.350.94944.925.01106

11、5.1310.938卷筒轴44.924.701000第3章传动零件的设计计算3.1V带传动设计已知数据：额定功率 P=5.95KW 转速n=1440r/min ;传动比i 0=2.2 ;每天工作16h3.1.1确定设计功率Pd设计功率Pd表达式为：Pd KaP式中：P所需传递的名义功率（KW,即为电机功率5.95KW; Ka工作情况系数，按教材表 8-7选取Ka =1.2。所以：Pd KaP=1.2*5.95KW。3.1.2选择V带型号V带的型号看根据设计功率Pd和小带轮转速n1选取。根据 教材图8-11普通V带选型图，可知应选取 A带。3.1.3确定V带的基准直径dd1和dd2一般取dd1大

12、于等于许用的取小带轮基准直径 dd min ,所选带 轮直径应圆整为带轮直径系列表。根据教材表8-6知：dd1dd min故根据教材表8-8对小带轮直径圆整可取dd1 =125mm于是dd2 i°dd1 2.2 125 275mm故根据教材表8-8对大带轮直径圆整可取dd2 =280mm3.1.4验算带的速度由p_ F 可知，传递一定功率时，带速愈咼，圆周力愈小，1000Pd 7.14Kw dd1 =125mmdd2=280m/s所需带的根数愈少，设计时应使max o对于A型带max=25m/s,根据带的公式可求得：ddi n125 1440v m/s60 1000 60 1000

13、小于25m/s，故符合要求。3.1.5确定中心距a和V带基准长度Ld根据0.7 dd1 dd2a0 2 dd1 dd2初步选取中心距a0：0.7 125 280a0 2 125 280根据上述要求应取：a0=380mm计算V带基准长度：Ld 2a° -（ dd1 dd2）（dd2 dd1）1422mm24a。由教材表8-2选V带基准长度Ld =1430mm则实际中心距为：Ld Ld “a 1430 1422a a0380384 mm2 2按式（8-24 ）算得中心距变化范围为amin a 0.015Ld 384 0.015 1430amax a 0.03Ld 384 0.03 143

14、0a=362.55426.93.1.6计算小轮包角dd2 dd1180 -57.3157a3.1.7确定V带根数z带的根数z愈多，其受力愈不均匀，故设计时应限制根数。 一般z<10,否则应改选型号，重新设计或改用联组V带。其计算公式为：V=9.42m/sa0 =380mmLd =1430mma=384ma=362.55426.91571157120包角合适Fdz(FoF0) K Kl式中 K包教修正系数，考虑包角180对传动能力的影响，由教材表8-5查取K =0.938 ;Kl 带长修正长度，考虑带长不为特定带长时对使用 寿命的影响，由教材表 8-2查取Kl =0.96 ；F0V带基本额

15、定功率，由教材表8-4a查取F0=1.9096kw;P。一一功率增量，由教材表8-4b查取F0 = 0.1692KW则带的根数z Pd 3.81p0p0 K Kl故应取z=4根。3.1.8确定初拉力F。F0是保证带传动正常工作的重要因素，它影响带的传动能 力和寿命。F。过小易出现打滑，传动能力不能充分发挥。F。过大带的使用寿命降低，且轴和轴承的受力增大。初拉力F。计算如下：F)500Pl 2.5 Kq 2167NzK式中qV带每米长度的质量，由教材表8-3查取m=0.105kg/m。3.1.9计算作用在轴上的压力Fp压轴力Fp等于松边和紧边拉力的向量和，如果不考虑带两 边的拉力差，可以近似地按

16、带两边所受初拉力的合力来计算。压轴力Fp的计算公式如下：z=4F°=167NFp=1309NFp 2zF0si1309N3.1.10带轮结构设计（1）带轮材料：选用HT200（2）带轮结构尺寸：小带轮 ddi = 125mm>2.5d =2.538=95mr，ddi<300mm（其中d为电动机输出轴的直径）大带轮dd2 =280mm因此大、小带轮均采用腹板式。3.2高速级齿轮传动设计已知数据：额定功率 R=5.58KW 转速n1=654.55r/min ；a =20°传动比i 1=4.35。7级精度1 ）选择精度等级、材料及齿数小齿轮40Cr（调质） 按图示传动

17、方案，压力角取20°；大齿轮45钢（调质） 带式传输及为一般工作机器，参考表 10-6，选用7级乙=21精度；Z2=85 材料选择：由表10-1，选小齿轮材料为40Cr（调质），B =14°齿面硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS 初选小齿轮齿数 乙=26，大齿轮齿数 Z2=i 1Z1=113.1,取Z2=113初选螺旋角14°2）按齿面接触疲劳强度设计试算小齿轮分度圆直径.2如 u 1 ZHgZEgZ gZ 2 d1tdggH（ 1）确定公式中各参数值a.试选载荷系数Khi 1.3b. 由图10-20查取区域系数Zh 2.433c.

18、由表10-7选取齿宽系数d 1d. 重合系数Z计算20.5623 g1t arctan tan n /cosarctan tan20 /cos14tlarccos 乙 cos t / Nt1t229.39423.003arccos 26cos20.562 /26 2 1 cos14arccosz2 cos t / z22han cos1.668arccos 113cos20.562 / 113 21 cos14N tan t1tan tz2 tan t2tan t / 22.06326 tan 29.394 tan 20.56285tan 23.003ta n20.5622d gz1gtan

19、/1 26 tan14 /j10.6414 1.668f-g1e.计算螺旋角系数2.06320631.6680.985、cos14Z cosf. 由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa1/2g. 小齿轮传递的转矩T1 Ti/240705Nmmh. 计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 600MPa, Hlim2 550MPa，应力循环次数分别为：60n 1jLh 60 654.55 1 (16 350 16)9N1 /u 2.199 10 /4.35图 10-23 查取接触疲劳寿命系0.934, Khn2H lim1N1N2由Khn1数

20、0.958 ,取失效概率为1%安全系数S=1,则：ZeT1N1N21/2189.8MPa40705Nmm92.199 10985.056 10取 力，即KHN1 g H lim1SKhn2 g°.934 600 MPa560.4MPa526.9MPaHlim2 0.958 550 MPaS1H 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应526.9MPaH 2526.9MPaH 1计算小齿轮分度圆直径d1t 3dit34.160 mm2 1.3 40705 4.35 12.433 189.8 0.641 0.98514.35526.9调整小齿轮分度圆直径 a.圆周速度Vdw1.171m/s

21、V60 1000b. 齿宽bbdUt 134.160 654.5560 100034.160c. 计算实际载荷系数Kh由表10-2查得使用系数Ka=1.25根据V=1.171m/s, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.049齿轮圆周力 Ft1 2T/d1t 2 40405/34.160,KAFt1 /b 1.25 2383/34.16087.21N / mm 100N / mm，查表10-3的齿间载荷分配系数Kh 1.4由表10-4线性插值的7级精度、小齿轮支撑对称布置时Kh 1.3077则载荷系数Kh KaKvKh Kh 1.25 1.049 1.4 1.3077按实际载荷系数算

22、得分度圆直径为34.1602.4011.3相应齿轮模数为：mn d1 cos / z141.912 cos14 /263)按齿根弯曲强度设计试算齿轮模数mnt 32心蜩"gpos2gYf gYs2dgz1确定公式中各参数值a. 试选载荷系数KFt 1.3b. 计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yarctan(tan gcos t) arctan(tan14cos 20.562 )/ cos b0.750.2521.668/cos 13.1400.750.25 -1.759c.计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数丫KaKvKhKhKhd1mn34.160mm1.251.0492383N1.41.30

23、772.40141.912mm1.564mm1.7590.67613.140Y 1g1201 2063d.计算菲gfs140.759120F当量齿数zv1z, / cos3zv2 z2 / cos3由图10-19的齿形系数Yf26/cos314113/cos3142.59, Yf 228.46123.702.15由图10-18得应力修正系数Ys 11.61,Ys 2 1.81由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲强度疲劳极限分别为 Fiim1 500MPa, Fiim2 380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 0.905, Kfn20.917，取弯曲疲劳强度安全系数s=

24、1.4，贝Kfn1 Flim1sKFN2 F lim2s2.59 1.610.905 500Yf 1醜F 1Yf 22323.211.40.917 3802.15 1.81248.9323.21MPa1.4Yf 1*s248.9MPa0.0129F 2因为大齿轮的Yf g/s大于小齿轮，所以0.0156Yf gfsF0.0156Yf gfs0.0156F试算模数为:mnt 3a.Yf g/s223 40705 °.676 °.759 cos 140.0156 1 262调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V：d1 mnt gz1 / cos 1.057 26

25、/ cos14d©28.323 654.55mnt1.057 mmd128.323mmb.c.V60 1000齿宽bb dgd11 28.323齿咼h及宽咼比b/hh (2h*n c；)mnt (2 10.25) 1.05760 100028.323mm2.378mm0.971m/sKv 1.038Ft12874NKf 1.4Kf 1.282Kh 1.996mn 1.219mmb/h 28.323/2.378 11.91d.计算实际载荷系数Kf根据V=0.971m/s , 7级精度，由图10-8查得动载荷系数 K=1.038齿轮圆周力 Ft1 2T/d1t 2 40705/28.32

26、3 , KAF/b 1.25 2874/28.323126.86N / mm 100N /mm，查表10-3的齿间载荷分配系数2由表10-4线性插值的7级精度、小齿轮支撑对称布置时Kh 1.3064，结合 b/h=11.91 查图 10-13 得 心 1.282 则载荷系数KhKaKvKf Kf1.25 1.038 1.2 1.282按照实际载荷系数算得齿轮模数a 127.796mm a 130mm17.475dt 48.147 mmd2211.7741mmb 48.147mmb2 40mmb1 46mm对比计算结果，由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

27、。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近选取 mn 2mm。为了同时满足接触Z1 23疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d141.912mm来计算小齿轮的模数。即 Z2101Z1 d1 cos / mn 41.912 cos14 / 220.334，取 乙 23，则 Z24.35 23 100.05，取 z2 101，乙和 z互为质数。4) 几何尺寸计算a. 计算中心距o (Z1 Z2)mn (23 101) 2 a2cos2 cos14将中心距圆整为130mmb. 按圆整后的中心距修正螺旋角(Z1 Z2)mn(23 101) 2arccos arccos2a2 130c. 计算大小齿轮

28、的分度圆直径zg23 2d1cos cos17.475Z2gmn101 2d2cos cos17.475d. 计算齿轮宽度bdgd1 1 48.147取b240mm,d b (5 10)mm45 50mm ,取b1 46mm5）圆整中心距后强度校核齿轮副的中心距在圆整后，Kh，Z , Kf，Y，丫等均发生改变。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮工作能力。a.齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（1）中各参数，为节省篇幅, 在此不一一赘述。这里仅给出计算结果。Kh1/20.831,d148.417mm u 4.391,Z 0.679,ZE 189.8MPab.弯曲H ,2加：1站妙g2 2.

29、317 40705 4.391 1 n32.407 189.8 0.679 0.977 V 0.831 48.1474.391疲劳强度校核Kfh 478.89MPaHYf40705 Ngmm,YF 11.83,Y0.658, Y2mm, Z123,故22.227,T2.18, Ys0.831, mn2.61,Ys 11.620.721,17.4752心6* 90S弘亦2.317,ZH 2.407,Z0.977" 40705Ngmm3 220.721 cos 17.475F 94.086MPaf1F1F 88.772MPadgrnzi2 2.227 40705 2.61 1.62 0.

30、6851 23 2于22KFggfg<9os 务2龍2F23 2dgrnz2 2.227 40705 2.18 1.83 0.658 0.721 co$5 17.475按图示传动方案，压力角取20°带式传输及为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度;材料选择：由表10-1，选小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS初选小齿轮齿数zi=24，大齿轮齿数Z2=i z=78.735,取Z2=782）按齿面接触疲劳强度设计a =20°7级精度小齿轮40Cr（调质）大齿轮45钢（调质）乙=24Z2=7822KHtT1

31、 u 1 ZhSZeCZd1t 3Ugg H E - d uH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 2.5由表10-7选取齿宽系数d 1.2 重合系数Z计算(1)i.j.k.l.试算小齿轮分度圆直径g1t arctan tan n /cos arctan tan20 /cos14t1arccos 弓 cos t / Zj2阮 cosarccos 24 cos20.562 /24 2 1 cos14arccos z cos t / z22h*n cosarccos 78 cos20.562 /78 2 1 cos14Z1 tan t1 tan tZ2 tan

32、 t2 tan t /224 tan29.841 tan20.56278 tan23.623 tan20.56221.712Z '、3'、'、3m.由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa1/2n.计算接触疲劳许用应力h由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hiim1 600MPa, Hiim2 550MPa，应力循环次数分别为：N160n 1jLh 60 150.47 1 （10 350 16）N2N1/u 5.06 108/3.35由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn10.95, Khn20.97,t 20.562t1 29.84

33、1t223.6231.712Z 0.873Ze 189.8MPa1/2取失效概率为 1% ,安全系数 S=1 ,则： gg Hiim1 0.95 600 MpaN15.06 1081.51 108N2SKHN2 g H lim2 0.97550 "仆MPaS1、H 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应取力，即计算小齿轮分度圆直径d1t 3570MPaH 2533.5MPa22 1.3 335110 3.28 12.5 189.8 0.8733.281.2533.5533.5MPa533.5MPa调整小齿轮分度圆直径 a.圆周速度Vd1tgnd1t76.107 mmV60 1000b

34、. 齿宽bbdgd1t 1.276.107 150.4760 100076.107c. 计算实际载荷系数Kh由表10-2查得使用系数Ka=1.25根据V=0.600m/s, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.026齿轮 圆周力 & 2T / d1t 2 335110/76.107 ， KaF /b 1.25 8806/76107144.63N / mm 100N / mm ，查表10-3的齿间载荷分配系数Kh 1.0由表10-4线性插值的7级精度、小齿轮支撑对称布置时Kh 1.361则载荷系数Kh KaKvKh Kh1.25 1.026 1.0 1.361按实际载荷系数算得

35、分度圆直径为KaKvFt!Kh0.600m/s91.328mm1.251.0268806N1.0a d1tKh1.745H 76.107KHt1.3相应齿轮模数为：m d1 / Z184.701/ 247）按齿根弯曲强度设计 试算齿轮模数mt32KFtgr!(y g Yf y2 d g1KhKhd11.3611.74584.701mm确定公式中各参数值3.529mma.b.试选载荷系数KFt 1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数丫0.750.250.750.251.712c.计算Yf gYsF由图10-19的齿形系数Yf 12.65,Yf 22.23由图10-18得应力修正系数Ys 1 1.58

36、,Ys 21.76由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲强度疲劳极限分别为 Flim1 500 MPa , F Iim2 380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K取弯曲疲劳强度安全系数s=1.4，贝Kfn F Iim1FN10.937, Kfn20.952 ,0.688YFigYss1.4KFN2 F Iim20.952 380s1.40.937 500F 2F 1F 1Yf 222.65 1.58334.62.23_1.76258.41334.6MPaF 2因为大齿轮的Yf gYs大于小齿轮，所以2258.4MPaYf gYsFYf20.01522KFt STi JYYf gY

37、s32 gVdJZ1F2 1.33351100.688mt3F 2F试算模数为:0.0152 2V1.2 24调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备a. 圆周速度V：d1mtgz12.166 24vd1gn60 1000b. 齿宽bb dgd1 1.251.983 150.4760 100051.983c.齿咼h及宽咼比b/hh (2 h* c*)m (2 1 0.25) 2.166YfX0.0121Yf 2號20.01520.0152mtd12.166 mm51.983mm0.41m/ sb 62.38mm h 4.874mmKv 1.018Ft112893NKf 1.0Kf 1.356K

38、f 2.056mn 2.38mmz134z2111a 181.25mma 180mmb/h 62.38/4.874 12.798d.计算实际载荷系数Kf根据V=0.41m/s, 7级精度，由图 10-8查得动载荷系数K=1.018齿轮 圆周力 Ft1 2T/dit 2 335110/51.983,KAF/b 1.25 12893/62.38258.36N /mm 100N /mm，查表10-3的齿间载荷分配系数Kf 1.0由表10-4线性插值的7级精度、小齿轮支撑对称布置时Kh 1.368，结合 b/h=12.798 查图 10-13 得 心 1.356 则载荷系数KfKaKvKf Kf 1.

39、25 1.018 1.0 1.356按照实际载荷系数算得齿轮模数阮 c "C J1.725mn %3；心；1.3对比计算结果，由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，从标准中就近选取 mn 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 d184.701mm来计算小齿轮的模数。即z, d1/m 84.701/ 2.5 33.880 ， 取 乙 34 ， 则 Z2 hg1 3.281 24 111.554，取 z? 111，乙和 z互为质 数。几何尺寸计算a. 计算中心距(Z1 Z2)m (34 11

40、1) 2.5a 2 2b. 采用变位法将中心距就近圆整为 a 180mm1)计算变位系数和arccos(a*cos /a)18.876Z 乙 Z234 111145xx-i x2 (inv inv )Z / (2 tan )0.002y (a a)/m (180 181.25)/2.50.52)分配变位系数由图10-21b可知，坐标点(Z /2, x /2)=(72.5,0.001222 )位于L11和L12之间，按这两条线作射 线，再从横坐标的Z1,Z2处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别 是 X1 0.203, X2 0.205c.计算大小齿轮的分度圆直径 ad2乙m 34 2.5mm 乙m

41、 111 2.5mm计算齿轮宽度dgd1d.bd gd1 1.2 85取 b2 80mm,b1 b （5 10） mm 85 90mm ,取 4 86mm。8）圆整中心距后强度校核齿轮副的中心距在圆整后，Kh,Z , Kf,Y ,Y等均发生改变。 应重新校核齿轮强度，以明确齿轮工作能力。a.齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（1）中各参数，为节省篇幅， 赘述。这里仅给出计算结果。1.702,Zh 2.5托 335110Nmm1/20.941,d1 85mm, u 3.28,Z0.757,Ze 189.8MPa在此不Khdd；2 1.70233351103.28 1 2.5 189.8

42、 0.757 V 0.9418尺3.28b.弯曲疲劳强度校核KfYf 2故1.71" 335110 Ngmm,YF 1 2.33,YS 1 1.732.22,Ys 21.75,Y0.579 d 0.941,mn 2.5mm,z134,F1XiX2d1d2b2bi0.2030.20585mm277.5mm102mm80mm86mm506.17 MPa3 2dg!Z11.71 335110 2.331.73 0.5790.941 2.5 342心5孑*弘2醜2-23 2d W z12 1.71 335110 2.22 1.75 0.5790.941 2.R 34"齿根弯曲强度满

43、足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏能 力大于大齿轮。9）主要设计结论齿数Z1 34,互111,模数m 2.5mm,压力角 20，螺旋 0 ,变位系数 X1 0.203,X2 °.205,中心距 a 180mm,齿 86mm,b2 80mm,小齿轮40Cr （调质），大齿轮45钢（调 齿轮按7级精度设计F1F2157.37MPaFi151.6创Pa角宽bl 质）,F23.4浸油校核由以上计算可知，高速级大齿轮 d2211.774mm，低速级大齿轮d2' 277.5mm。假设高速级低速级两张齿轮中心高度相 同，当浸油高度为高速级大齿轮没及一个齿高时，低速级大齿 轮浸油高度为h

44、m(2h*c*)(d 'd )/2hmn(2hCn)(d2d?"2 2.25 (277.5211.774)/2d2'37.363mm6浸油高度适合。1、第4章轴的设计计算中速轴II的结构设计中速轴的传递功率P2 5.28kW转速n2 150.47r/ min，转矩T2 335.11Nm ,齿轮2和2'分度圆直径d2211.774mm，齿轮宽度b? 40mm，齿轮3分度圆直径d385mm，齿轮宽度b3 86mmFt2求作用在齿轮上的力20 . 5 T 1 cos已=汙d 11691N,Ft2Fti =1691NFr2Fa2F t1 tanFr1=t1cosFa1

45、 = F t1 tan645NFr2Fa2Fr1 =645NFa1 =532NFt3Fr32T2 一=7885Nd3Ft3 tan20° =2870N根据式dmin AX 3532 N初步确定轴的最小直径,n n调质处理。查表15-3，取A=112,得选取轴的材料为45钢,mm=30.26mmd min AX该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为d2min =35mmd2min =35mm初步选取0组游隙，0级公差30207轴承,其尺寸为 dx DX B=35mmc 72mmx 17mm,轴段上安装齿轮 2,轴段上安装齿轮和d5应分别大于d1和d6，可取d2 d5齿轮2右端采用轴肩定

46、位，左端采用套筒定位，套筒外径取2为了便于齿轮的安装，d240mm48mm宽度取b=10mm齿轮2 /左端采用轴肩定位右端采用套筒定位 由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，由 d2 48mm为了齿轮3便于安装取d3 51mm。取其轮毂宽度与齿轮宽度 ba 86 mm相等，右端 米用轴肩疋位，左端米用套筒疋位固疋。为使套筒端面能够顶到齿轮端 面，轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L3 82mm。因为 b386 mm ， b2 b2 40mmL5 b2340-3 37 mm该减速器齿轮的圆周速度小于 3m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距

47、离取为14mm，中间轴上两个齿轮的固定均有挡油环完成齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接按：d2 40mm， L2 38mm ；d3 51mm， L3 82mm ；d5 40mm， L5 36mm。查图表6-1取各键的尺寸为：轴段和选键： bx h x L=12mm< 8mrh( 32mm轴段选键：bx hx L=16mnX 10mnX 80mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6查指导书表9-6取轴端倒角为1.5 x 45，各轴肩处圆角半径为 R12、高速轴1的设计高速轴的传递功率 R 5.58kW转速n654.55r / min，转矩1T1 81.41Nm，每个齿轮传递转

48、矩T 1 40.75Nm齿轮1和1'分度圆直径d1 48.147mm，齿轮宽度b1 46mm。2 T 1 cos巳 Ft1=-1691N,d 1F t1 tannFr2 Fr1= 645N，cos645Ff = F t1 tannFa2 Fa1= t1532 N3 IX A P先按式d A #;mm初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查3图表14-2，取A=112，得Ft 2Ft1 =1691NFr2Fr1 =645NFa2Fa1 =532N5.58654.5522.88mm，输入轴的最小直径是安装大带轮处的直径。考虑到该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速

49、器预期寿命的要求，初定轴段的直径di=25mm轴段的直径 di=25mm带轮轮彀的宽度为(1.52.0)di=37.550mm取带轮轮彀的宽度 L带轮=47mm轴段的长度应略小于彀孔的宽度，取Li=45mm该处轴的圆周速度小于 3m/s，可选用毡圈油封，查参指导书15-15选毡圈30 ,则轴段处d2=30mm由于配对的斜齿轮相当于人字齿， 轴II相对于机座固定，故选用圆柱滚 子轴承。根据d2 30mm，查GB/T276-1994初步取0组游隙，0级公差 的深沟球轴承N207E其尺寸为d x DX B=35mmc 72mm< 17mm,内圈定位轴肩直径 da 42mm，外圈定位内径Da 64mm，故取轴段的直径 d3 35mm。轴承用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱 体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端