课程设计二级斜圆柱齿轮减速器说明书

第一章设计任务书 21.1设计题目 21.2设计步骤 3第二章传动装置总体设计方案 32.1传动方案 32.2该方案的优缺点 3第三章电动机的选择 43.1选择电动机类型 43.2选择电动机的容量 43.3确定传动装置的效率 43.4确定电动机参数 43.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 53.6.1总传动比的计算 53.6.2分配传动装置传动比 5第四章计算传动装置运动学和动力学参数 54.1电动机输出参数 54.2高速轴Ⅰ的参数 54.3中间轴Ⅱ的参数 54.4低速轴Ⅲ的参数 6第五章普通V带设计计算 65.1已知条件和设计内容 65.2设计计算步骤 6第六章减速器高速级齿轮传动设计计算 86.1选精度等级、材料及齿数 86.2按齿面接触疲劳强度设计 86.3按齿根弯曲疲劳强度设计 106.4确定传动尺寸 126.5校核齿根弯曲疲劳强度 126.6计算齿轮传动其它几何尺寸 136.7齿轮参数和几何尺寸总结 14第七章减速器低速级齿轮传动设计计算 147.1选精度等级、材料及齿数 147.2按齿面接触疲劳强度设计 147.3按齿根弯曲疲劳强度设计 167.4确定传动尺寸 187.5校核齿根弯曲疲劳强度 197.6计算齿轮传动其它几何尺寸 207.7齿轮参数和几何尺寸总结 20第八章轴的设计 218.1高速轴设计计算 218.2中间轴设计计算 258.3低速轴设计计算 29第九章滚动轴承寿命校核 339.1高速轴上的轴承校核 339.2中间轴上的轴承校核 349.3低速轴上的轴承校核 35第十章键联接设计计算 3610.1高速轴与带轮配合处的键连接 3610.2中间轴与齿轮2配合处的键连接 3610.3中间轴与齿轮3配合处的键连接 3610.4低速轴与齿轮4配合处的键连接 3710.5低速轴与联轴器配合处的键连接 37第十一章联轴器的选择 3711.1低速轴上联轴器 37第十二章减速器的密封与润滑 3812.1减速器的密封 3812.2减速器的润滑 3812.3齿轮的润滑 3812.4轴承的润滑 38第十三章减速器附件设计 3813.1轴承端盖 3813.2油面指示器 3913.3放油孔及放油螺塞 3913.4窥视孔和视孔盖 4013.5定位销 4013.6启盖螺钉 4013.7螺栓及螺钉 40第十四章减速器箱体主要结构尺寸 40第十五章拆卸减速器 4115.1分析装配方案 4115.2分析各零件作用、结构及类型 4115.3减速器装配草图设计 4215.4完成减速器装配草图 4215.5减速器装配图绘制过程 4315.6完成装配图 43第一章设计任务书1.1设计题目展开式二级斜齿圆柱减速器，扭矩T=800N*m，速度v=0.85m/s，直径D=420mm，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。1.2设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.普通V带设计计算6.减速器齿轮传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计12.箱体结构设计第二章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。第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按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选择电动机的容量eqPw=\f(2×T,D×1000)=3.24kW3.3确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99一对滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98普通V带的传动效率：η4=0.96工作机效率：η5=0.97故传动装置的总效率eqη\s(,a)=η\s(,1)η\s(3,2)η\s(2,3)η\s(,4)η\s(,5)=0.8593.4确定电动机参数电动机所需额定功率Pd=P/ηa=3.77kWeq工作转速nw=\f(60×1000×V,π×D)=38.67r/min经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2--4二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8--40因此理论传动比范围为：16--160。可选择的电动机转速范围为619--6187r/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。3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比3.6.1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=nm/nw=24.8253.6.2分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=2.5eq高速级传动比i1=\r(,1.35×ia/iv)=3.66则低速级的传动比为i2=2.71减速器总传动比ib=i1×i2=9.9186第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=3.77kW转速：n0=nm=960r/min扭矩：T0=9550000×P0/n0=37503.65N•mm4.2高速轴Ⅰ的参数功率：P1=P0×η2=3.62kW转速：n1=n0/iv=384r/min扭矩：T1=9550000×P1/n1=90028.65N•mm4.3中间轴Ⅱ的参数功率：P2=P1×η2×η3=3.51kW转速：n2=n0/i1=104.92r/min扭矩：T2=9550000×P2/n2=319486.28N•mm4.4低速轴Ⅲ的参数功率：P3=P2×η2×η3=3.41kW转速：n3=n0/i2=38.72r/min扭矩：T3=9550000×P3/n3=841051.14N•mm第五章普通V带设计计算5.1已知条件和设计内容设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=3.77kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5;设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。5.2设计计算步骤（1）确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×P=4.524kW（2）选择V带的带型根据Pca、n1由图选用B型。确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=125mm。2）验算带速v。按式验算带的速度eqv=\f(π×dd1×n,60×1000)=6.28m/s因为5m/s＜v＜30m/s，故带速合适。取带的滑动率ε=0.02（3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径dd2=i×dd1×(1-ε)=306.25mm根据表，取标准值为dd2=315mm。（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式，初定中心距a0=600mm。由式计算带所需的基准长度eqLd0=2×a0+\f(π,2)×(dd1+dd2)+\f((dd2-dd1)\s(2,),4×a0)≈1906mm由表选带的基准长度Ld=1950mm。按式计算实际中心距a。eqa≈a0+\f(Ld-Ld0,2)≈622mm按式,中心距的变化范围为593--680mm。（5）验算小带轮的包角αaeqαa≈180°-(dd2-dd1)×\f(57.3°,a)≈162.5°>120°（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=125mm和n1=960r/min,查表得P0=1.65kW。根据n1=960r/min，i=2.5和B型带，查表得△P0=0.2632kW。查表的Kα=0.965，表得KL=0.97，于是Pr=(P0+△P0)×Kα×KL=1.791kW2）计算带的根数zeqz=\f(Pca,Pr)≈2.53取3根。（6）计算单根V带的初拉力F0由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以eqF0=500×\f((2.5-Kα)×Pca,Kα×z×v)+q×v\s(2,)=197.69N（7）计算压轴力FpeqFp=2×z×F0×sin\f(α1,2)=1172.34N第六章减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮20Cr()硬度为390HBS，大齿轮40Cr()硬度为350HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=89。（3）初选螺旋角β=14°。（4）压力角α=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd1t≥\r(3,\f(2×KHt×T,φd)×\f(u+1,u)×(\f(ZH×ZE×Zε×Zβ,[σH]))\s(2,))1）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩T=9550×P/n1=90028.65N•mmm③查表选取齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ZH=2.46⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zεeqαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.612°eqαat1=arccos[z1×cos(αt)/(z1+2×han×cos(β))]=30.007°eqαat2=arccos[z2×cos(αt)/(z2+2×han×cos(β))]=23.65°eqεα=[z1×(tan(αat1)-tan(αt)+z1×(tan(αat2)-tan(αt)]/2π=1.645eqεβ=φd×z1×tan(β)/π=1.905eqZε=\r(,\f(4-εα,3)(1-εβ)+\f(εβ,εα))=0.669⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。eqZβ=\r(,cos(β))=0.985⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=1100Mpa，σHlim2=1100Mpa。计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=1.106×10^8NL2=NL1/u=3.022×10^7由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.874，KHN2=0.951取失效概率为1%，安全系数S=1，得eq[σH]1=\f(KHN1×σHlim1,S)=961MPaeq[σH]2=\f(KHN2×σHlim2,S)=1046MPa取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=961MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd1t≥\r(3,\f(2×KHt×T,φd)×\f(u+1,u)×(\f(ZH×ZE×Zε×Zβ,[σH]))\s(2,))=31.26mm（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。①圆周速度νeqv=\f(π×d1t×n,60×1000)=0.63m/s齿宽bb=φd×d1t=31.26mm2）计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1.25②查图得动载系数Kv=1.063③齿轮的圆周力。Ft=2×T/d1=5760NKA×Ft/b=230N/mm>100N/mm查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.2查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.429实际载荷系数为：KH=KA×Kv×KHα×KHβ=2.2793）按实际载荷系数算得的分度圆直径eqd1=d1t\r(3,\f(KH,KHt))=37.693mmeqmn=\f(d1×cos(β),z1)=1.524mm6.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即eqmnt≥\r(3,\f(2×KFt×T×Yε×Yβ×cos\s(2,)β,φd)×z\s(2,1)×\f(YFa×YSa,[σF]))1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KFt=1.3②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yεeqβb=arctan(tan(β)×cos(αt))=13.136°eqεαv=\f(εα,cos\s(2,)(βb))=1.73eqYε=0.25+\f(0.75,εαv)=0.68③计算弯曲疲劳寿命系数YβeqYβ=1-εβ\f(β,120°)=0.778④计算YFa×YSa/[σF]eq小齿轮当量齿数:Zv1=\f(z1,cos\s(3,)(β))=26.27eq大齿轮当量齿数:Zv2=\f(z2,cos\s(3,)(β))=97.43YFa1=2.55，YFa2=2.18YSa1=1.6，YSa2=1.79查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.788，KFN2=0.878取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得eq[σF]1=\f(KFN1×σFlim1,S)=349MPaeq[σF]2=\f(KFN1×σFlim2,S)=389MPaeq\f(YFa1×YSa1,[σF]1)=0.01169eq\f(YFa2×YSa2,[σF]2)=0.01003两者取较大值，所以eq\f(YFa×YSa,[σF])=0.011692）试算齿轮模数eqmnt≥\r(3,\f(2×KFt×T×Yε×Yβ×cos\s(2,)β,φd)×z\s(2,1)×\f(YFa×YSa,[σF]))=1.333mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度νeqd1=\f(mnt×z1,cos(β))=32.97mmeqv=\f(π×d1×n,60×1000)=0.66m/s②齿宽bb=φd×d1=33mm③齿高h及齿宽比b/hh=(2×han+cn)×mnt=2.999mmb/h=112）计算实际载荷系数KF查图得动载系数Kv=1.063查表得齿间载荷分配系数：KFα=1.2查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.429查表得齿向载荷分布系数：KFβ=1.08实际载荷系数为：KF=KA×KV×KFα×KFβ=1.7223）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数eqmn=mnt\r(3,\f(KF,KFt))=1.209mm对比计算结果，由齿面接触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mn=2.5mm。z1=d1×cos(β)/mn=14，取z1=24（避免轴承端盖干涉）z2=u×z1=87.84，取z2=896.4确定传动尺寸（1）计算中心距eqa=\f((z1+z2)×mn,2×cos(β))=145.57mm，圆整为146（2）按圆整后的中心距修正螺旋角eqβ=acos(\f((z1+z2)×mn,2×a))=14.6627°=14°39'45"（2）计算小、大齿轮的分度圆直径eqd1=\f(z1×mn,cos(β))=62mmeqd2=\f(z2×mn,cos(β))=230mm（3）计算齿宽b=φd×d1=62mm取B1=70mmB2=65mm6.5校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为eqσF=\f(2×K×T1,b×mn×d1)×YFa×YSa×Yε×Yβ≤[σ]F1）K、T1、mn和d1同前齿宽b=b2=65齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：eq小齿轮当量齿数:Zv1=\f(z1,cos\s(3,)(β))=26.27eq大齿轮当量齿数:Zv2=\f(z2,cos\s(3,)(β))=97.43查表得：YFa1=2.55，YFa2=2.18YSa1=1.6，YSa2=1.79查图得重合度系数Yε=0.68查图得螺旋角系数Yβ=0.778查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.788，KFN2=0.878取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力eq[σF]1=\f(KFN1×σFlim1,S)=349MPaeq[σF]2=\f(KFN1×σFlim2,S)=389MPaeqσF1=\f(2×K×T1,b×mn×d1)×YFa1×YSa1×Yε×Yβ=291.48MPa<[σF]1=349MPaeqσF2=σF1×\f(YFa2×YSa2,YFa1×YSa1)=278.78MPa<[σF]2=389MPa6.6计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高和齿根高齿顶高：ha=m×ha*=2.5mm齿根高：hf=m×(ha*+c*)=3.125mm齿全高：h=(ha+hf)=m×(2ha*+c*)=5.625mm（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2×ha=m×(z1+2ha*)=67mmda2=d2+2×ha=m×(z2+2ha*)=235mm（3）计算小、大齿轮的齿顶圆直径df1=d1-2×hf=m×(z1-2ha*-2c*)=55.75mmdf2=d2-2×hf=m×(z2-2ha*-2c*)=223.75mm注：ha*=1.0，C*=0.256.7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mn2.52.5法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β左14°39'45"右14°39'45"齿数z2489齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d62230齿顶圆直径da67235齿根圆直径df55.75223.75齿宽B7065中心距a146第七章减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮20Cr()硬度为390HBS，大齿轮40Cr()硬度为350HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=65。（3）初选螺旋角β=14°。（4）压力角α=20°。7.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd1t≥\r(3,\f(2×KHt×T,φd)×\f(u+1,u)×(\f(ZH×ZE×Zε×Zβ,[σH]))\s(2,))1）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩T=9550×P/n1=319486.28N•mmm③查表选取齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ZH=2.46⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zεeqαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.612°eqαat1=arccos[z1×cos(αt)/(z1+2×han×cos(β))]=30.007°eqαat2=arccos[z2×cos(αt)/(z2+2×han×cos(β))]=24.653°eqεα=[z1×(tan(αat1)-tan(αt)+z1×(tan(αat2)-tan(αt)]/2π=1.626eqεβ=φd×z1×tan(β)/π=1.905eqZε=\r(,\f(4-εα,3)(1-εβ)+\f(εβ,εα))=0.675⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。eqZβ=\r(,cos(β))=0.985⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=1100Mpa，σHlim2=1100Mpa。计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=3.022×10^7NL2=NL1/u=1.115×10^7由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.951，KHN2=1.013取失效概率为1%，安全系数S=1，得eq[σH]1=\f(KHN1×σHlim1,S)=1046MPaeq[σH]2=\f(KHN2×σHlim2,S)=1114MPa取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=1046MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd1t≥\r(3,\f(2×KHt×T,φd)×\f(u+1,u)×(\f(ZH×ZE×Zε×Zβ,[σH]))\s(2,))=46.44mm（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。①圆周速度νeqv=\f(π×d1t×n,60×1000)=0.25m/s齿宽bb=φd×d1t=46.44mm2）计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1.25②查图得动载系数Kv=1.055③齿轮的圆周力。Ft=2×T/d1=13759NKA×Ft/b=370N/mm>100N/mm查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.2查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.438实际载荷系数为：KH=KA×Kv×KHα×KHβ=2.2763）按实际载荷系数算得的分度圆直径eqd1=d1t\r(3,\f(KH,KHt))=55.972mmeqmn=\f(d1×cos(β),z1)=2.263mm7.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即eqmnt≥\r(3,\f(2×KFt×T×Yε×Yβ×cos\s(2,)β,φd)×z\s(2,1)×\f(YFa×YSa,[σF]))1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KFt=1.3②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yεeqβb=arctan(tan(β)×cos(αt))=13.136°eqεαv=\f(εα,cos\s(2,)(βb))=1.71eqYε=0.25+\f(0.75,εαv)=0.69③计算弯曲疲劳寿命系数YβeqYβ=1-εβ\f(β,120°)=0.778④计算YFa×YSa/[σF]eq小齿轮当量齿数:Zv1=\f(z1,cos\s(3,)(β))=26.27eq大齿轮当量齿数:Zv2=\f(z2,cos\s(3,)(β))=71.15YFa1=2.55，YFa2=2.234YSa1=1.6，YSa2=1.758查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.878，KFN2=0.961取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得eq[σF]1=\f(KFN1×σFlim1,S)=389MPaeq[σF]2=\f(KFN1×σFlim2,S)=426MPaeq\f(YFa1×YSa1,[σF]1)=0.01049eq\f(YFa2×YSa2,[σF]2)=0.00922两者取较大值，所以eq\f(YFa×YSa,[σF])=0.010492）试算齿轮模数eqmnt≥\r(3,\f(2×KFt×T×Yε×Yβ×cos\s(2,)β,φd)×z\s(2,1)×\f(YFa×YSa,[σF]))=1.97mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度νeqd1=\f(mnt×z1,cos(β))=48.73mmeqv=\f(π×d1×n,60×1000)=0.27m/s②齿宽bb=φd×d1=49mm③齿高h及齿宽比b/hh=(2×han+cn)×mnt=4.432mmb/h=11.062）计算实际载荷系数KF查图得动载系数Kv=1.055查表得齿间载荷分配系数：KFα=1.2查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.438查表得齿向载荷分布系数：KFβ=1.083实际载荷系数为：KF=KA×KV×KFα×KFβ=1.7143）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数eqmn=mnt\r(3,\f(KF,KFt))=1.375mm对比计算结果，由齿面接触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mn=3.5mm。z1=d1×cos(β)/mn=14，取z1=27（避免轴承端盖干涉）z2=u×z1=73.17，取z2=737.4确定传动尺寸（1）计算中心距eqa=\f((z1+z2)×mn,2×cos(β))=180.36mm，圆整为180（2）按圆整后的中心距修正螺旋角eqβ=acos(\f((z1+z2)×mn,2×a))=13.5431°=13°32'35"（2）计算小、大齿轮的分度圆直径eqd1=\f(z1×mn,cos(β))=97mmeqd2=\f(z2×mn,cos(β))=263mm（3）计算齿宽b=φd×d1=97mm取B1=105mmB2=100mm7.5校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为eqσF=\f(2×K×T1,b×mn×d1)×YFa×YSa×Yε×Yβ≤[σ]F1）K、T1、mn和d1同前齿宽b=b2=100齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：eq小齿轮当量齿数:Zv1=\f(z1,cos\s(3,)(β))=26.27eq大齿轮当量齿数:Zv2=\f(z2,cos\s(3,)(β))=71.15查表得：YFa1=2.55，YFa2=2.234YSa1=1.6，YSa2=1.758查图得重合度系数Yε=0.69查图得螺旋角系数Yβ=0.778查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.878，KFN2=0.961取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力eq[σF]1=\f(KFN1×σFlim1,S)=389MPaeq[σF]2=\f(KFN1×σFlim2,S)=426MPaeqσF1=\f(2×K×T1,b×mn×d1)×YFa1×YSa1×Yε×Yβ=308.77MPa<[σF]1=389MPaeqσF2=σF1×\f(YFa2×YSa2,YFa1×YSa1)=297.22MPa<[σF]2=426MPa7.6计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高和齿根高齿顶高：ha=m×ha*=3.5mm齿根高：hf=m×(ha*+c*)=4.375mm齿全高：h=(ha+hf)=m×(2ha*+c*)=7.875mm（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2×ha=m×(z1+2ha*)=104mmda2=d2+2×ha=m×(z2+2ha*)=270mm（3）计算小、大齿轮的齿顶圆直径df1=d1-2×hf=m×(z1-2ha*-2c*)=88.25mmdf2=d2-2×hf=m×(z2-2ha*-2c*)=254.25mm注：ha*=1.0，C*=0.257.7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mn3.53.5法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β左13°32'35"右13°32'35"齿数z2773齿顶高ha3.53.5齿根高hf4.3754.375分度圆直径d97263齿顶圆直径da104270齿根圆直径df88.25254.25齿宽B105100中心距a180第八章轴的设计8.1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数n1=384r/min；P1=3.62kW；T1=90028.65N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表，选用45钢，调质处理，硬度为217-255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由表5-1可得A=107-118由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A=115。eqd≥\r(3,\f(P1,n1))=24.29mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=(1+0.07)d=25.99mm查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故将高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，选用普通平键，A型，b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,长32mm；定位轴肩直径为33mmb.确定各轴段的直径和长度（以下数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸）第1段：d1=28mm，L1=40mm第2段：d2=33mm（比第一段大5mm作为轴肩），L2=53mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=45mm（与轴承内径配合），L3=37mm（由轴承宽度确定）第4段：d4=50mm（与齿轮1内径配合），L4=68mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=55mm（轴肩），L5=5mm第6段：d6=50mm（轴肩），L6=11mm第7段：d7=45mm（与轴承内径配合），L7=17mm（由轴承和挡油环（定距环）宽度确定）（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的圆周力Ft1=2×T1/d1=2904N（d1为齿轮分度圆直径）齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1×tanα/cosβ=1092N齿轮1所受的轴向力Fa1=Ft1×tanβ=760NLa=95mm，Lb=179mm，Lb=74mmc.计算作用在轴上的支座反力水平面内RAH=(Fr1×Lb-Fp×La)/(Lb+Lc)=332NRBH=(Fp×(La+Lb+Lc)+Fr1×Lc)/(Lb+Lc)=1932N垂直面内RAV=Ft1×Lb/(Lb+Lc)=2055NRBV=Ft1×Lc/(Lb+Lc)=849Nd.绘制水平面弯矩图MAH=0（此处无弯矩，所以等于0）MBH=Fp×La=111372N•mmMCH左=Fp×(La+Lb)-RBH×L2+Fa1×d1/2=-1047N•mmMCH右=_RAH×Lc=24568N•mme.绘制垂直面弯矩图MAV=MBV=0N•mmMCV=RAV×Lc=152070N•mmf.绘制合成弯矩图MB=MBH=111372N•mmeqMC左=\r(,M\s(,CH左)+M\s(2,CV))=152074N•mmeqMC右=\r(,M\s(,CH右)+M\s(2,CV))=154042N•mmg.绘制扭矩图T=90028.65N•mmh.绘制当量弯矩图eqMVB=\r(,M\s(2,B)+(αT)\s(2,))=123780N•mmeqMVC左=\r(,M\s(2,C左)+(αT)\s(2,))=161383N•mmeqMVC右=\r(,M\s(2,C右)+(αT)\s(2,))=163238N•mm注：以下弯矩图和扭矩图仅供参考，买家抄上去的时候根据自己的数据改下h.确定轴的危险截面并校核轴的强度截面Beqσ\s(,VB)=\f(M\s(,VB),0.1×d\s(3,B))=34MPa<[σ]=60MPa截面Ceqσ\s(,VC)=\f(M\s(,VC左),0.1×d\s(3,C))=13MPa<[σ]=60MPa8.2中间轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数n2=104.92r/min；P2=3.51kW；T2=319486.28N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表13-10，选用45钢，调质处理，硬度为217-255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由表5-1可得A=107-118由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A=115。eqd≥\r(3,\f(P2,n2))=37.06mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=45mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在低速轴上，中间轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径（以下数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸）第1段：d1=45mm（与轴承内径配合），L1=43.5mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=50mm（与齿轮2内孔配合），L2=63mm（比齿轮2宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第3段：d3=60mm（轴肩），L3=73.5mm（一般取10mm）第4段：d4=50mm（与齿轮3内孔配合），L4=103mm（比齿轮3宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=45mm（与轴承内径配合），L5=41mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画中间轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮2所受的圆周力Ft2=2×T2/d2=2904N齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2×tanα/cosβ=1092N齿轮2所受的轴向力Fa2=Ft2×tanβ=760N齿轮3所受的圆周力Ft2=2×T2/d2=6587N齿轮3所受的径向力Fr2=Ft2×tanα/cosβ=2465N齿轮3所受的轴向力Fa2=Ft2×tanβ=1587Nc.计算作用在轴上的支座反力La=45mm，Lb=85mm，Lc=102.5mm水平面内RAH=(Fr3×La-Fr2×(La+Lb))/(La+Lb+Lc)=-133NRBH=(Fr3×(La+Lc)-Fr2×Lc)/(La+Lb+Lc)=1082N垂直面内RAV=(Ft3×La+Ft2×(La+Lb))/(La+Lb+Lc)=2899NRBV=(Ft3×(Lb+Lc)+Ft2×Lc)/(La+Lb+Lc)=6592Nd.绘制水平面弯矩图MAH=MBH=0MCH右=-RAH×Lc=13632N•mmMCH左=Fa3×d3/2-_RAH×Lc=196138N•mmMDH右=RBH×La-Fa2×d2/2=-133815N•mmMDH左=RBH×La=48690N•mme.绘制垂直面弯矩图MAV=MBV=0N•mmMCV=RAV×Lc=297148N•mmMDV=RBV×La=296640N•mmf.绘制合成弯矩图MA=MB=0N•mmeqMC右=\r(,M\s(2,CH右)+M\s(2,CV))=297461N•mmeqMC左=\r(,M\s(2,CH左)+M\s(2,CV))=356044N•mmeqMD右=\r(,M\s(2,DH右)+M\s(2,DV))=325425N•mmeqMD左=\r(,M\s(2,DH左)+M\s(2,DV))=300609N•mmf.绘制扭矩图T2=319486.28N•mmg.绘制当量弯矩图MVA=MVB=0N•mm注：以下弯矩图和扭矩图仅供参考，买家抄上去的时候根据自己的数据改下eqMVC右=\r(,M\s(2,C右)+(αT)\s(2,))=353877N•mmeqMVC左=\r(,M\s(2,C左)+(αT)\s(2,))=404367N•mmeqMVD右=\r(,M\s(2,D右)+(αT)\s(2,))=377687N•mmeqMVD左=\r(,M\s(2,D左)+(αT)\s(2,))=356527N•mmh.确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面D处当量弯矩最大，是轴的危险截面eqσ\s(,VD)=\f(M\s(,VD),0.1×d\s(3,D))=31MPa<[σ]=60MPa8.3低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数n3=38.72r/min；P3=3.41kW；T3=841051.14N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表13-10，选用45钢，调质处理，硬度为217-255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由表5-1可得A=107-118由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A=107。eqd≥\r(3,\f(P3,n3))=47.61mm由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=(1+0.05)d=49.99mm查表可知标准轴孔直径为60mm故取dmin=60（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故将高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径（以下长数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸）第1段：d1=60mm（标准直径确定），L1=142mm第2段：d2=65mm（轴肩），L2=47mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=65mm（与轴承内径配合），L3=43.5mm（轴承宽度）第4段：d4=70mm（与大齿轮内径配合），L4=98mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=80mm（轴肩），L5=5mm第6段：d6=70mm（轴肩），L6=7.5mm第7段：d7=65mm（与轴承内径配合），L7=23mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力Ft4=2×T3/d4=6587N（d4为齿轮4的分度圆直径）齿轮4所受的径向力Fr4=Ft4×tanα/cosβ=2465N齿轮4所受的轴向力Fa4=Ft4×tanβ=1587Nc.计算作用在轴上的支座反力（La=91mm，Lb=183mm，Lc=129mm水平面内RAH=Fr4×La/(La+Lb)=2188NRBH=Fr4×Lb/(La+Lb)=4399N垂直面内RAV=Ft4×La/(La+Lb)=2188NRBV=Ft4×Lb/(La+Lb)=4399Nd.绘制水平面弯矩图MAH=MBH=0MCH=RBH×La=400309N•mme.绘制垂直面弯矩图MAV=MBV=0N•mmMCV右=RAV×La=199108N•mmMCV右=RAV×La=199108N•mmMCV左=RBV×La-Fa4×d4/2=191618N•mmf.绘制合成弯矩图MA=MB=0N•mmeqMC左=\r(,M\s(2,CH左)+M\s(2,CV))=443807N•mmeqMC右=\r(,M\s(2,CH右)+M\s(2,CV))=447092N•mmg.绘制扭矩图T=841051.14N•mmh.绘制当量弯矩图MVA=0N•mmeqMVB=MVD=\r(,0+(αT)\s(2,))=504631N•mmMVC左=M左=443807N•mmeqMVC右=\r(,M\s(2,C右)+(αT)\s(2,))=674198N•mmh.确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面eqσ\s(,VC)=\f(32×M\s(,VC),π×d\s(3,C))=20MPa<[σ]=60MPa第九章滚动轴承寿命校核9.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7209AC45851936.8根据前面的计算，选用7209ACAC角接触球轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=36.8kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h，轴承采用正装。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：eqFr1=\r(,RAH\s(2,)+RAV\s(2,))=2081.65NeqFr2=\r(,RBH\s(2,)+RBV\s(2,))=2820.58NFd1=0.68×Fr1=1415.52NFd2=0.68×Fr2=1917.99N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=2677.99NFa2=Fd2=1917.99NFa1/Fr1=1.286Fa2/Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=3183.33NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=2820.58N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式eqLh=\f(10\s(6,),60n)×(\f(ft×Cr,fp×Pr))=72116.5h>48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。9.2中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7209AC45851936.8根据前面的计算，选用7209ACAC角接触球轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=36.8kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h，轴承采用正装。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：eqFr1=\r(,RAH\s(2,)+RAV\s(2,))=2902.05NeqFr2=\r(,RBH\s(2,)+RBV\s(2,))=3094.34NFd1=0.68×Fr1=1973.39NFd2=0.68×Fr2=2104.15N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=2931.15NFa2=Fd2=2104.15NFa1/Fr1=1.01Fa2/Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=3739.94NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=3094.34N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式eqLh=\f(10\s(6,),60n)×(\f(ft×Cr,fp×Pr))=80320.5h>48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。9.3低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7213AC651202366.5根据前面的计算，选用7213ACAC角接触球轴承，内径d=65mm，外径D=120mm，宽度B=23mm当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=66.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h，轴承采用正装。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：eqFr1=\r(,RAH\s(2,)+RAV\s(2,))=3094.3NeqFr2=\r(,RBH\s(2,)+RBV\s(2,))=4913.1NFd1=0.68×Fr1=2104.12NFd2=0.68×Fr2=3340.91N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=3340.91NFa2=Fd2=3340.91NFa1/Fr1=1.08Fa2/Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=4175.25NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=4920.96N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式eqLh=\f(10\s(6,),60n)×(\f(ft×Cr,fp×Pr))=82243h>48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。第十章键联接设计计算10.1高速轴与带轮配合处的键连接高速轴与带轮配合处选用A型普通平键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长28mm。键的工作长度l=L-b=20mm带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。键连接工作面的挤压应力eqσp=\f(4×T,h×l×d)=58MPa<[σ]p=60MPa10.2中间轴与齿轮2配合处的键连接中间轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,键长50mm。键的工作长度l=L-b=34mm齿轮2材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力eqσp=\f(4×T,h×l×d)=75MPa<[σ]p=120MPa10.3中间轴与齿轮3配合处的键连接中间轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。键的工作长度l=L-b=74mm齿轮3材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力eqσp=\f(4×T,h×l×d)=35MPa<[σ]p=120MPa10.4低速轴与齿轮4配合处的键连接低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查表得b×h=22mm×14mm（GB/T1096-2003）,键长80mm。键的工作长度l=L-b=58mm齿轮4材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力eqσp=\f(4×T,h×l×d)=59MPa<[σ]p=120MPa10.5低速轴与联轴器配合处的键连接低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T1096-2003）,键长125mm。键的工作长度l=L-b=105mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力eqσp=\f(4×T,h×l×d)=5MPa<[σ]p=120MPa第十一章联轴器的选择11.1低速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=1093366.482N•mm选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为GY8型弹性柱销联轴器（GB/T5014-2003），公称转矩Tn=3150N•m，许用转速[n]=4800r/min，Y型轴孔（圆柱形），孔直径d=60mm，轴孔长度L1=142mm。Tc=1093366.482N•mm<Tn=3150000N•mmn=38.72r/min<[n]=4800r/min第十二章减速器的密封与润滑12.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。12.2减速器的润滑12.3齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10。12.4轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。第十三章减速器附件设计13.1轴承端盖根据下列的公式对轴承端盖进行计算：d0=d3+1mm；D0=D+2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1≥e；m由结构确定；D4=D-(10～15);mm；D5=D0-3d3；D6=D-(2～4);mm；d1、b1由密封尺寸确定；b=5～10，h=(0.8～1);b13.2油面指示器用来指示箱内油面的高度。13.3放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便