机械设计课程设计斜齿轮减速器设计

#机械设计课程设计任务一.设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器（石77寝室第4组数据）题目数据寝室号12345678910F(kn)3.63.84.04.24.44.64.85.05.25.5丫(m/)0.80.70.60.750.91.00.80.70.60.7D(mm550530500450400550530500450520二．运输机的工作条件工作时不逆转，载荷有轻微的冲击；单班制工作，每年按300天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。1.电动机2.带传动3.减速器4。联轴器5.滚筒6.传送带皮带运输机简图三、设计任务.选择电动机型号；.计算皮带冲动参数；.选择联轴器型号；.设计二级斜齿圆柱齿轮减速器。四、设计成果.二级圆柱齿轮减速器装配图一张；.零件工作图2张；.设计计算说明书1份.

一、传动系统设计方案分析与确定传动系统斜齿轮减速方案分析将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。传动方案确定根据题目中要求，工作时不逆转，载荷有轻微的冲击；单班制工作，每年按300天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。考虑还要满足工作可靠、传动效率高、结构简单、制造方便、成本经济、工艺性好、使用维护性好等要求本设计具体如下：电动机选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机；工作机用V带轮传动，而且将带传动布置于高速级；减速器选用闭式斜齿圆柱齿轮减速，用二级减速。二、电动机的选择2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。丫（讦44）笼型封闭自扇冷式电动机，具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。电动机选择根据动力源和工作条件，对载荷有轻微冲击，长期工作的机器。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2选择电动机容量（1）电动机所需功率为pp二—pp二—dnw,工作机所需要的功率p（kw）为wFV1000（2）由电动机至工作机的总效率nn=n-n-n-n…n

1234n带传动V带的效率——n「0.94~0.97 取n1=0.96一对滚动轴承的效率——n=0.98•••0.995 取n=0.9922

一对齿轮传动的效率一一一对齿轮传动的效率一一"3=0.96-0.98闭式取1二0.97取H4=。.99联轴器的效率——H取H4=。.994传动滚筒效率叩=0.965又・・・n=n14F2FF=0.96x0.994x0.972x0.99x0.96=0.82512345FV4.2x0.75x1000所需电动机功率为p：而而=1000x0.825=3-82KW因有点轻微的冲击，载荷基本上平稳，电动机额定功率p略大于p即可。Y系列ed电动技术数据，选电动机的额定功率p为4.0KW。ed（3）电动机转速的选择

滚筒轴工作转速60x1000V 60x1000x0.75n= = =31.85r/•w兀D 兀x450 /min通常，丫带传动的传动比常用范围为，；=24」级圆柱齿轮减速器为i；=840,则总传动比的范围为i=16160，故电动机的转速可选范围为1n'=in=（16160）x31.85=509.65096r/.d攻 min2.3确定电动机的型号~由上述转速，符合这一范围的同步转速有750,1000,1500,3000r/min。现将后3中转速方案比较如下：~ ~方案电动机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min质量kg价格/元传动比i1Y112M-24.030002890459102.91i2Y112M-44.015001440499181.50i3Y112M-64.01000960751433i很明显，综合考虑选择电机型号为Y112M-42.4电动机的主要参数（1）电动机的主要技术数据电动机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min质量kgY112M-44.01500144049（2）电动机的外形示意图和实物图

Y型三相异步电动机三、机构的运动分析及动力参数选择与计算总传动比的确定及各级传动比的分配理论总传动比i'n1440in1440i=—m= n31.85245.21nm: 电动机满载转速各级传动比的分配(1)V带传动的理论传动比(1)V带传动的理论传动比iv，初取i'=3.26

vi' 45.21⑵两级齿轮传动的传动比i,i=—=o=13.87hli' 3.26v(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取i>i,可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还hl可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但i过大，有可能会使h高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在i'=(1.3~1.4)•i'中取，要求d-d心20〜30mm。h l 2l 2h(由[3]P9图2-2)取i'=1.40i',又"：i'•〃=13.87 ,i'=4.40,h l hl hi'=3.16l

注意：以上传动比的分配只是初步的。传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定下来后才能出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许误差为3%-5%。3.2运动和动力的参数计算0轴（电动机轴）p=p=p=p=3.82kwn=n=14400d0mp p 3.82r/. T=95500=9550x——=25.3N-m/'mm0 n 144001轴（高速轴）p=pn=pnn=3.82x0.96x0.99=3.67kw1 0 01 0 1 2nn=—0

inn=—0

ii'v=442r/.T=95501=9550x3.67+442=79N-m3.26 /min1ni2轴（中间轴）p=pn=pnn=3.67x0.99x0.97=3.52kw2 1 12 1 2 3nn=2nn=2i'4.40h442=101夕minpT=9550亍=9550x3.52+101=333N-m23轴（低速轴）：=3.52x0.99x0.97=3.38=3.52x0.99x0.97=3.38kwnn=-13nn=-13i'l101—22r p777=32/minT=95503=9550x3.38+32=1009N-m3.16 ‘ 3n34轴（滚动轴）：p=pn=pnn=3.38x0.99x0.99=3.31kw4 3 34 3 2 4n32 ppn=T=—=32r/.T=95504=9550x3.31+32=988N・m4i1丁mm 4n3.3运动34和动力参数的计算结果汇总4轴名功率pkw转矩TN.m转速%mJ传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴3.8225.314401轴3.673.637978.24423.260.962轴3.523.483333301014.400.963轴3.383.351009999323.160.964轴3.313.289889783210.98注：1-3轴的输出功率为输入的乘以轴承效率0.99，转矩类推就是。

四、V带设计及计算4.1原始数据电动机功率一一C二4.0kw电动机转速一一nd=1440r/minV带理论传动比——i'=3.26v工作时不逆转、单班制、工作机为带式运输机4.2设计计算(1)确定计算功率PcaPca=KA•Pd根据单班制工作,即每天工作8小时,工作机为带式运输机,(由[1]P109表5-5〉查得工作系数K=1.1APca=KAXPd=1.1X4.0=4.4kw(2)选取普通丫带带型根据Pca,nd确定选用普通V带八型。(由[1]P109图5-14)(3)确定带轮基准直径dd1和dd2a.初选小带轮基准直径dd1=80mm查课本P表5—6小带轮基准直径d=80mm,则大带轮基准直径d1d=ixd=3.26x80=261mm，式中1为带传动的滑动率，通常取(1%〜2%),查课d2 0d1本Pd1d=ixd=3.26x80=261mm，式中1为带传动的滑动率，通常取(1%〜2%),查课d2 0d1本P表5-6后取d=265mm。109b.验算带速v兀dnV= d^-id2兀x80x1440 =6.03m/sc.60x1000 60x1000计算dd2d=i-d=3.26x80=261mm(根据[1]P1d2 d1(4)确定普V带的基准长度和传动中心距在5〜25m/s范围内，V带充分发挥。09表5—6〉圆整dd2=265mm根据0.55(dd1+dd2)<a0<2189.75mm<a0<690mm初步确定中心距a0=400mm(dd1+dd2,, 兀. .L =2a+—(d+d)+d 0 2 d1 d2(d，-d)2d2 di—4a0- …兀… =2x400+_(80+265)+(265-80)24x400=1363.04mm(根据[1]P106表5-2〉取Ld=1400mm计算实际中心距a "=419mm(5)验算主轮上的包角a1a=180。-d2—dix(57.3。)1 a=180。-(265-80)x(57.3。)+419工154.7o>120。・•・主动轮上的包角合适(6)计算V带的根数ZPZ= ca (P+AP)KKTOC\o"1-5"\h\z0 0alPo——基本额定功率(由[1]P107表5-3>得Po=0.85kwAP0——额定功率的增量(由[1]P108表5-4>APo=O.17K——包角修正系数<由[1]P110表5-7>得K=0.93a aKi——长度系数〈由⑴P1°6表5-2>得£<96r P 4.4・•.Z= ca = . =4.83(P+AP)KK0.911\o"CurrentDocument"0 0al取Z=5根(7)计算预紧力F0一P2.5F=500—(一-1)+qv20ZvKaq V带单位长度质量<由P106[1]表5-1>q=0.10kg/m(F)=500工(25-1)+qv2=50044(9-1)+0.1*6,0320minZvK 5义6.030.93a=126.8N应使带的实际出拉力F0NF0^

（8）计算作用在轴上的压轴力FP22N（F）=2ZFsin女=2x5x126.8xsin154,0=1237.22NP0min v0 2 24.3带传动主要参数汇总表带型LdmmZddlmmdd2mmammF0NFPNA1400580265419126.81237.224.4带轮材料及结构（1）带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200（2）带轮的结构带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型8型小带轮结构图 大带轮结构图五.齿轮的设计5.1高速级齿轮传动设计原始数据输入转矩一一TJ7.82x104N.mm小齿轮转速一一ni=442r/min齿数比 u=i'=4.40h由电动机驱动单向运转、工作机不逆转、单班制工作、工作寿命这里取为8年、工作

机为带式运输机、载荷较平稳。（每年工作日为300天）设计计算一选齿轮类、精度等级、材料及齿数为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS1=220接触疲劳强度极限O =570MPa（由[1]P138图6-14）Hlim1弯曲疲劳强度极限O =440Mpa（由[1]P139图6-15）FE1大齿轮材料：45号钢正火HBS2=190接触疲劳强度极限O =400MPa（由[1]P138图6-14）Hlim2弯曲疲劳强度极限o =330Mpa（由[1]P139图6-15）FE24初选小齿轮齿数23大齿轮齿数Z=Z•i'=23X4.40=101.12取1012 1h5初选螺旋角P=14。t二按齿面接触强度设计计算公式：（由[1]P143式6-14）7 3,'2KT u±1ZZZZd> ' 1义 义（—H口—区）2 mm上丫①u [o]d HP由硬齿面，确定公式内的各计算参数数值由硬齿面，试选K=1.25（课本表6-2）；由7级齿轮精度，取K=1.05；AvK=1.15,K=1.1,则K=1.25x1.05x1.15x1.1=1.66B a查课本图6-12选取区域系数ZH=2.5=（cosB=Jcos14=0.985P141表68齿宽系数$d=°.8材料的弹性影响系数Z=189.8Mpa1/2（由[1]136表6-3）E区域系数Z=2.5 （由[1]135图6-12）H由课本公式6-11计算应力值环数N=60njL=60X442X1X（1X8X300X8）1h=5.09X108hN==1.16X108h#(4.32ZN==1.16X108h#(4.32Z1为齿数比，即4.391=号）Z1查课本6-16图得:Z=0.9N1Z=1.0取安全系数S-1.1N2 H齿轮的疲劳强度极限Zo―Zo―N1-Hliml:SZo—N2-Hlim2S=497.5MPa=363.6MPa许用接触应力[o]=([o]+[o])/2=(497.5+363.6)/2=430.55MPa<1.23[o]=447.23查课本由P136表6.3得：Z=189.8MPE aT=95.5X105XP/n=95.5X105X3.63/442ii=7.82X104N.mm2.计算(1)试算小齿轮分度圆直径(1)试算小齿轮分度圆直径d1tZZZZ_H__E__8 P_)2[o ]HP312x1.66x7.82x1045.4/2.5x189.8x0.8x0.985、(2)(3)(4)0.84.4430.55=66.97mm仁70mm计算圆周速度兀dnv=(2)(3)(4)0.84.4430.55=66.97mm仁70mm计算圆周速度兀dnv= it 60x1000兀x70x442_60x1000T62m/s计算齿宽b及模数mntb-5-d-0.8x70-56mmd11mntd-cosP—u Z170xcos14°…

2.9523h-2.25m-6.64mmntb/h=8.438计算纵向重合度P8-0.318①ZtgP-0.318x0.8x23xtg14。=1.46P d1t(5)计算载荷系数K=K.K.K.KHAV Ha H|3①使用系数KA(由［1］P193表10-2＞根据电动机驱动得K=1.10A②动载系数KV＜由［3］P210表10-8＞根据v=2.0m/s、7级精度K=1.10V③按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数KrHP＜由［3］P196表10-4＞根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、。=0.8、b=56mm,得K=1.29d Hp④按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数KFP(由［3由198图10-13＞根据b/h=8.43、K=1.291HP⑤齿向载荷分配系数K、KHa Fa＜由［3］P195表10-3＞假设K•F/b(100N/mm，根据7级精度，软At齿面传动，得K=K=1.4Ha Fa・•.K=K-K-K-K=1.1X1.1X1.4X1.291=2.18HAVHaHP⑥按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1d=d3K/K=70x3；2.185/1.66=76.7mm1 1t工Ht三按齿根弯曲强度设计(Y-Y)FSIQ](Y-Y)FSIQ]JFmaxm>' l^_£ n3 ①Z2d11确定计算参数(1)计算载荷系数KK=K-K-K-K=1.10x1.1x1.4x1.29=2.185AV Fa FP⑵螺旋角影响系数Yp和1根据纵向重合系数'=1.52，得

Y=0.88P由于Y在0.65与0.85之间，这里Y取0.67.（3）弯曲疲劳系数KFN（由由］P206图10-18＞得K=K=0.92FN1K=0.88FN2（4）计算弯曲疲劳许用应力［。］f取弯曲疲劳安全系数S=1.4＜由［1］P137式（6-10）＞得K-。（4）计算弯曲疲劳许用应力［。］f取弯曲疲劳安全系数S=1.4＜由［1］P137式（6-10）＞得K-。—FN1 FE1S0.92x440 =289.14MPa1.4KP―FN2 FE2S0.88x440 二207.43MPa1.4（5）计算当量齿数ZVZV1C0S3P23—―=25.19cos3140 'ZV2C0S3P101 =110.62cos314° '（6）查取齿型系数丫卜。应力校正系数YSa（由［1］P201表10-5〉得YY=2.60Fa1Y=2.17Fa2YY=1.595Sa1Y=1.8Sa2（7）计算大小齿轮的Y-YFa】Sa并加以比较（7）计算大小齿轮的Y-YFa】Sa并加以比较［。］FY•Y……—Fa1——Sa1=0.0143［。］F1Y•Y—FO2——SO2-=0.0188［。］F2比较Y•YYY-Fa1 Sa1<-Fa2-Sa2［。］ ［。］F1 F2所以大齿轮的数值大，故取0.0188。2计算2KTYYcos2P2计算 IP£ ①Z2d1(Y.•Y-Fa Sa[6]、F、)max12x2.185x(Y.•Y-Fa Sa[6]、F、)max31 x0.01883 0.8x232=2.03mm四分析对比计算结果对比计算结果，取mn=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d来计算应有的ZZd•cosPd•cosP二 m76.7xcos14。2=37.20取Z1=37Z=uZ=4.40x37=162.8取Z=16321 2需满足Z1、Z2互质五几何尺寸计算1计算中心距阿a(Z+Z)m(37+163)x2a=-1 2cn= =206.19mm2cosP2cos14。将a圆整为206mm2按圆整后的中心距修正螺旋角BP=arccos%+Z)m-13.8622ao3计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2Zm37x2 Zm163x2d-—^c“丁=76.22mmd-2-n- -335.78mmcosPcos13.862 2cosPcos13.8624计算齿轮宽度b°b=5d-0.8x76.22-60.98mmd1圆整后b-61mmb-66mm21六验算-2051.95N2T 2x7.82x-2051.95NF-—1 td76.221

KF—AKF—A-t

b1.1x2051.9560.98=37.01N/mm<ioon/mm与初设相符设计符合要求5.2低速级齿轮传动设计原始数据输入转矩一一=3.3x105N-mm小齿轮转速 n=101r/min齿数比 u=i'=3.16ii i由电动机驱动单向运转、工作机不逆转、单班制工作、工作寿命这里取为8年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（每年工作日为300天）5.2.2设计计算一选齿轮类、精度等级、材料及齿数为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；（2）因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；（3）为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS3=220接触疲劳强度极限o =570MPa（由[1]P138图6-14）Hlim3弯曲疲劳强度极限o =440Mpa（由[1]P139图6-15）FE3大齿轮材料：45号钢正火HBS4=190接触疲劳强度极限o =400MPa（由[1]P138图6-14）Hlim4弯曲疲劳强度极限o =330Mpa（由[1]P139图6-15b）FE4⑷初选小齿轮齿数Z3二28大齿轮齿数Z，二Z3M二28X3.16二88.48取89⑸初选螺旋角P=10°t按齿面接触强度设计计算公式：,、.12KTu+1(ZZ^2mm4,气k•-[eJ'da 'H'mm1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数K=1.6t小齿轮传递的转矩T=3.3x105N・mmn齿宽系数。=0.8d材料的弹性影响系数Z=189.8Mpai力E区域系数Z=2.58=0.78,材料的弹性影响系数Z=189.8Mpai力E区域系数Z=2.58=0.78,e=0.86H a3 a48=8+8=1.64aa3a4应力循环次数N=60njL=60义101义1义(1*8义300*8)2h=1.16X108N=N=L1?X!08=3.68x107i3.16h接触疲劳寿命系数Khn3=L0 K=1.10HN3 HN4(由[1]139图6-16)接触疲劳许用应力，取安全系数S=1.1HH3K-o=—HN3 Hlim3S1.0X570 =518.18MPa1.1[。]H4K・o—HN4 Hlim4S1.1X400 =400MPa1.1[o]+[o] H42518.18+4002=459.1MPa・•・取[o]=459.1MPa

H2.计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t22；2KTd+1,ZZ、一d>,',t口• •(—H E)2313巾8D [o]da H；2X1.6x3.3X1053.16+1.2.5X189.8、3 X X( )23 0.8X1.64 3.16 459.1=104.22mm(2)计算圆周速度兀dn

3

60x1000=0.55m/s(3)计算齿宽b及模数mntb=^-d=0.8义104.22=83.38mmd3td-cosP

m=Tt =3.67ntZ3h=2.25m=2.25义3.67=8.2mmntb/h=83.38/8.2=10.178(4)计算纵向重合度P8=0.318。ZtgP=1.776TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"P d3t(5)计算载荷系数K=K.K.K.KHAV Ha HP①使用系数K根据电动机驱动得K=1.1A A②动载系数K根据v=0.77m/s7级精度K=1.1V V③按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数KHP根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、。d=0-8b=66«7皿得KhP二1’7④按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数KFP(由[3]P198图10-13>根据(由[3]P198图10-13>根据b/h=10.17K=1.298K=1.26邠⑤齿向载荷分配系数K、KHa Fa<由[3]P195表10-3>假设K•F/b(100N/mm，根据7级精度，软At齿面传动，得K=K=1.4Ha FaK=K•K•K-K=1.1X1.1X1.4X1.297=2.20HAV Ha HP⑥按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1(由[3]P204式(10-10a)>d=d3；K/K=104.22x3'2.20/1.6=115.89mm3 31飞Ht三按齿根弯曲强度设计(Y•YFO^ SaI[(Y•YFO^ SaI[O],F)max. n-^ I0Z28d3a

1确定计算参数（1）计算载荷系数KK=K-K-K-K=1.1x1.1x1.4x1.26=2.20AV Fa Fp（2）螺旋角影响系数Yp根据纵向重合系数'=1.776，得：Yp=0.88（3）弯曲疲劳系数KFN(由［3］P206图10-18>得：K=0.88K=0.92FN3 FN4（4）计算弯曲疲劳许用应力［。］fK-。―FN3 K-。―FN3 FE3SK ・。―FN4 FE4S0.88x440 =276.6MPa1.40.92x330 二216.9MPa1.4（5）计算当量齿数ZVZV3ZV3C0S3P高二2932，ZV489一二93.18cos3P COS3ZV4（6）查取齿型系数YFa应力校正系数Ysa，（由［3］P201表10-5〉得YY=2.55Fa3Y=2.20Fa4YY=1.61Sa3Y=1.78Sa4（7）计算大小齿轮的卡［。］F的并加以比较Y•Y Y（7）计算大小齿轮的卡［。］F的并加以比较Y•Y Y•Y八…-F3——Sa3=0.01484.Fa4i4——Sa4=0.018［。］ ;［。］F3 F4Y•YYY比较：F3Sa3＜Fa4Sa4；所以大齿轮的数值大，故取0.018。［。］ ［。］F3F42计算,12KTYcos2Pm>3, 3 0z28d3a—Fa SaI［。］f7max,2x2.20x3.3x105x0.88xcos2l0°…°二31 x0.0183 0.8x282x1.64=2.79m四分析对比计算结果对比计算结果，取mn=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d来计算应有的ZZTOC\o"1-5"\h\z3=99.35mm 3 4取Zi=34)d-cosP取Zi=34Z=-3 _= =34.213m 3nZ=uZ=3.16x34=108.11取Z=10943 2需满足Z、Z互质34五几何尺寸计算(1)计算中心距阿a(Z+Z)m(34+109)x3a=-3 4--n= =217.81mm2cosP2cos14°将a圆整为218mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角B(Z+Z)mP=arccos— 4—^-10.302a⑶计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4Zm―3n--103.67mmcosPZm一n-332.35mmcosP(4)计算齿轮宽度bb-中d-0.8x103.67=82.9mmd3圆整后b-83mmb-88mm4 3六验算2TF———江

t2TF———江

td

32x3.3x105103.67-6366.35NKF—A-t

b1.1x6366.3583-84.37N/mm<100N/mm与初设相符与设计符合要求5.3齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z 1 3776.2280.2271.227Z 2 163335.78339.78330.78传动传动比i中心距2模数mn螺旋角B计算齿宽b2(mm)4.40206213.862°61低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z 3 34103.67109.6796.177Z4 109332.35338.35324.85传动传动比i中心距2模数mn螺旋角B计算齿宽b4(mm)3.16218310.30°835.4齿轮结构齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。六.轴及轮毂连接6.1低速轴的结构设计低速轴上的功率P]]]、转速4]、转矩TnP[]j3.38n^=32minT：1.009x106mm估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。<由[1]P23表n.3>4=110dmin>Aq:勺=110x3：^^=52.00mmdmino3n332YIII由于需要考虑轴上的键槽放大,/.d>d(1+6%)=55mm0min段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。

T=K-TcaAIII（由[1]P213表（10-1）＞得： 工作情况系数K=1.5A＜由[2]P300表2.144得： 选用LT9型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn=1000N•mm轴孔长度L=112mm（丫型）孔径d]=56mm联轴器外形示意图联轴器外形示意图联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N•m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg•m2许用补偿量轴向径向角向HL410002850561122500.213土1.50.15《0°30’轴的结构设计（直径,长度来历）一低速轴的结构图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）I段与联轴器配合取d=56,I为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取L=102。I⑵为了满足半联轴器的轴向定位，n段右侧设计定位轴肩，(由[2]P290表2-139〉毡圈油封的轴径取dn=60mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取L:49。(3)轴肩m为主定位轴肩，〈由②P264表2-121〉初选角接触球轴承取dn=70考虑轴承£位稳定，略小于轴承宽度加挡油环长度取％;28。(4)根据轴上型件(轴承)的定位要求及箱体之间关系尺寸取d:76m,L：v=79(5)轴肩V克定位轴上，直径应大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,且保证A三10mm取dv=88mm,Lj8nlm⑹VI段安装由轮，由/速级大齿轮内径取dv=80考虑/3轴向定位，％皿略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取％j80mm(7)VII齿轮右端用套筒定位,(1皿二76mm,Lvn=15mm⑻轴肩Vm间安装角接触球轴承%：7014A^dvni=70mm根据箱体结构取Lvin=28 Vm轴上齿轮、半联轴翥卷件的周向定位均采用键联接。由回P236表(2-168),取轴端倒角1.5X45°,各轴肩处圆角半径R=l.6mm二、中速轴尺寸（1）确定各轴段直径dl=40mmd2=50mmd3=60mmd4=107mmd5=60mmd6=40mm（1）确定各轴段长度L1=45mm L2=60mmL3=10mmL4=75mmL5=20mmL6=20mm三、高速轴尺寸U~)C0IIIII(1)确定各轴段直径d1=25mmd2=32mmd3=35mmd1=25mmd2=32mmd3=35mmd4=40mm⑵确定各轴段长度L1=56mmd5=71.849mmL2=36mmd6=40mmd7=35mmL3=24mmL4=104mm6.2低速轴强度校核作用在齿轮上的力L5=60mmd4=40mm⑵确定各轴段长度L1=56mmd5=71.849mmL2=36mmd6=40mmd7=35mmL3=24mmL4=104mm6.2低速轴强度校核作用在齿轮上的力L5=60mmL6=18mmL7=30mm2-TFt=——I2X1.009X106=6455.123332Fr=Ft#"=6455.123x瑶20°=2417.574NcosP cos13.30°Fa=Ft•tgP=6455.123xtg13.30。=1565.436N6.2.2计算轴上的载荷载荷分析图(1)垂直面FNV1FxL=—t 3L+L236455.123x79 二2266.47N146+79FNV2FxL=—t 2L+L23"⑵3146二4151.75N146+79M=FxL=4151.75x79=3.36x105N.mmVNV2 3载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面D1565.436x332-F—= “2 2-2.54x105N•mmFNH1(FxL—M)2417.574x79—3.36x105 r 3 a—— L+L 22523-617.52N“FxL+M2417.574x146+3.36x105F-t 2 a 3035.10Nnh2L+L 146+7923M=FxL=2303.37x146=3.37x105N•mmTOC\o"1-5"\h\zH1NH1 2M=FxL=4151.75x79=3.36x105N.mmH2NH2 3总弯矩M=、：M2+M2=、：(3.36x105)2+(3.37x105)2=4.76x105N.mm1V H1M=[M2+M22VVH2=\：(3.36x105)2+(3.36x105)2=M=[M2+M22VVH2从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MM、,M、，及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=617.52NFni2=3015.10NFnv1=2303.37NFnv2=4151.75N弯矩MMH1=3.37X105N•mmMH2=3.36X105N•mmMV=3.36X105N•mm总弯矩M1=4.76X105N•mmM2=4.75X105N•mm扭矩TTn=10.09x105N•mm6.2.3按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由［3］P362表（15-1），得：口］=60MPa—1由［3］P374式（15-5），取a=0.6，轴的计算应力为:aca_」aca_」M2十(a*)2_\,：(4.76x105)2+(0.6x10.09x105)20.1x703=22.96MP<口］=60MPaa —16.3键联接强度校核低速轴齿轮的键联接选择类型及尺寸根据d=80mm,L'=80mm,（由［3］P140表（14-1）>,选用人型，bXh=20X12,L=70mm键的强度校核（1）键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=L-b=70-20=50mmk=0.5h=6mm强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取［Qp］=110MPaTn=10.4573x105川山山

2T义103 2*10.4573义105N.mm=87.14MPa<[。=87.14MPa<[。p]kld 6义50义80键安全合格低速轴联轴器的键联接选择类型及尺寸根据d=56mm,L’=102mm,（由[3]P140表（14-1）>,选用C型，bXh=16X10L=110mm键的强度校核（1）键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k=L-b/2:102mmk=0.5h=5mm2）强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[Qp]=110MPaT=10.4573x105N.mmin=73.23MPa<[。p]2Tx103 2x10.4573=73.23MPa<[。p]=—^—-——= kld5x102x56键安全合格七.轴承选择计算减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速轴7007AC35621441561中间轴7008AC40681546621低速轴7014AC70110207710317.2低速轴轴承寿命计算预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为300天）。预期寿命Lh=8X300X8=19200h=1.92x105h寿命验算载荷分析图（俯视）

1）轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷FaFr1=2303.374N,Fr2=4151.75NFa1=617.52N,Fa2=3035.1N2）当量动载荷PJDP2 .一 .f=1.2低速轴轴承选用6314,由[3]p321表（13-6）得到，p已知£=3，ft-1（常温）由[3]p145表（15-3）得到Cr=80.2KN,C=63.2KN0r

Fa1/Cor=0.010,由插值法并由[3]p144表(15-3),得到e=0.15Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26>e,由[3]p321表(13-5)得到X=0.56,Y=2.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42NFa2/C0r=0.048由插值法并由[3]p144表(15-3),得到e=0.248Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73>e,由[3]p321表(13-5)得到X=0.56,Y=1.794P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N取Pmax=P2=9392.94N3)验算轴承寿命因为I〉/所以按轴承2的受力大小验算106 fCrL= X(—4)s106 fCrL= X(—4)s=60xn Pin2 x( )3=2.53x105h>L60x41 9392.94 hL〉Lh，所以所选轴承可满足寿命要求。减速器的润滑与密封齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s,所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当,既要避免搅油损失太大,又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近,以便浸油深度相近。润滑油牌号及油量计算润滑油牌号选择由[3]P153表（16-2）,得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s由[3]P153表（16-1）,得：选用N220工业齿轮油油量计算1）油量计算以每传递1KW功率所需油量为350--700cm3，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700--1400cm3实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度11在（~）齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于30—50mm的要求得：（设计值63+50+50=35.34mm最低油深：最高油深：32 3 2+最高油深：32 3 2+50=70.69mm箱体内壁总长：L=780mm 箱体内壁总宽：b=172mmV=44义78*17.1=58687.2cm3 可见箱体有足