机械设计课程设计 齿轮箱设计

#三、传动零件设计（齿轮）1、高速级齿轮传动设计选精度等级、材料及齿数1）材料选择及热处理小齿轮1选用40Cr，热处理为调质硬度为280HB，软齿面。大齿轮2选用45钢，热处理为调质硬度为240HB，软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=4.82*21=101.2z2取1004）选取螺旋角[二二：。按齿面接触疲劳强度设计|2Ku+1ZZZd>3i（EH&）1t3屮u[G]（1）确定公式内各计算数值试选气=1.6，1）由【图】10-30选取区域系数Zh=2.433.2）由【图】10-26查得J_=0.74,I：=0.88,+3=1.62.小齿轮传递的转矩T1=2.81X104N・mm。3）按【表】10-7选取齿宽系数口；=14）由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP扛5）由【图】10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限■：-::：-.=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限:三:::：：=550MPa6）由【式】10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60X960X1X（2X8X300X5）=1.382X109N2=N/i=2.868X1087）按【图】10-19取接触疲劳寿命系数陷血=0.90,陷血=0.95.8）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=l,由文献【1】式（10-12）得Q]=KhnfIim1=0.9X600=540MPaH1SQ]=Khn2°Iim2=0.95X550=522.5MPaH2SQH]=[QH]=[G]+Q]^-1H22540+522.52=531.25MPa计算计算小齿轮分度圆直径TOC\o"1-5"\h\z,'2KT+1ZZ\2x1.6x2.81x1045.822.433x189.8,十d>31(HE)2=3()2=37mm1tI©s卩[G]31X1.624.82531.25'dah计算圆周速度兀dn兀x37x960.v=1t1==1.86m/s60x100060x1000计算齿宽b及模数mnt。b^-d1t=1X37=37mmdcos037xcosl6°.m=—n==1.69mmntz211h=2.25m=2.25x1.69=3.80mmnt37b/h==9.743.802=0.318AZ]工二1=0.318X1X21X工二160=1.9计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25,根据v=1.69m/s,7级精度，由【图】10-8查得动载系数％=1.06,由【表】10-4查得二工=1.309，由【图】10-13查得二二=1.26.由【表】10-3查得二三：、=：h：、=1.2。故载荷系数K=KAKj三川？＜=1.25X1.06X1.2X1.309=2.08

按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由【式】10-10a得d=dJ―=37xa：'208=40.38mm1吐K31.6t计算模数mndcosP40.38xcosl6°.o_m=t==1.85mmnz2113•齿根弯曲疲劳强度验算一>=:（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KakJ士二m=1.25X1.06X1.2X1.26=22）根据纵向重合度1=1.9，从【图】10-28查得螺旋角影响系数:-=0.883）计算当量齿数。v1C0S3PC0S3P21v1C0S3PC0S3P21C0S316°二23.74100C0S316°二113.034）查取齿形系数由【表】10-5查得YFa1=2.76；YFa2=2.185）查取应力校正系数。由【表】10-5查得YSa1=1.56；YSa2=1.79由【图】10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二2一=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限'二二=380MPa。由【图】10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85,Kfn2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：QF]1Kc=—FN1_FE1S二0.814500=303-57MPa[CF]2=Kc―FN2_FE2S=°88%380=238.86MPa1.4YY6)计算大小齿轮的fa呼并加以比较。[c]FYY—Fa1_[c]F1=2.76X1.56二0.0142303.57YY—Fa2_Sa2[c]F2大齿轮的数值大。(2)设计计算m>J2X2X2・81X104XCMx0.0163二1.75mmn31X212X1.62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，取mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=40.38m来计算应有齿数。于是由dcosBz=1mn40.38xcosl6°=19.382取Z1=20,Z2=uZ1=4.82X20=964.几何尺寸计算(1)计算中心距a二（Z1+Z2）代二（2°+97）X2二121.88mm2cosB2xcos16°将中心距圆整为122mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角°(z+z)mB=arccos+2n=16.5°2a因M直改变不多，故参数：=、zh等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径二込=竺±二41.7mmcosBcosl6.597x97x2cos16.5—202.3mm计算齿轮宽度b—0d—41.7mmb1圆整后B2=42mm,B]=47mm2、低速级齿轮传动设计选精度等级、材料及齿数1）材料选择及热处理小齿轮1选用40Cr，热处理为调质硬度为280HB，软齿面。大齿轮2选用45钢，热处理为调质硬度为240HB，软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）选小齿轮齿数z1=31,大齿轮齿数z2=3.76*30=116.6z2取1174）选取螺旋角：od1td1t2K>3t3屮du土1zZz、(EH)uQ]H（1）确定公式内各计算数值试选K=1.6，t1）由【图】10-30选取区域系数Zh=2.433.2)由【图】10-26查得二一=0.78,-：=0.90,-=：、_+4=1.68.小齿轮传递的转矩T]=128.5N・mo3）按【表】10-7选取齿宽系数二-=114）由【表】10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa25）由【图】10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限「三：：：：_=600MPa；大齿

轮接触疲劳强度极限「三:::：：=550MPa6）由【式】10-13计算应力循环次数叫=60n1jLh=2.868X10sN2=N/i=7.626X1077）按【图】10-19取接触疲劳寿命系数陷血=0.95,陷血=0.98.8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由文献【1】式（10-12）得KGQ]=hn1—limr=0.95x600=570MPaH1SKGQ]=hn2iim2=0.98x550=539MPaH2S[G[GH]=[G]+[G]皿型=554.5MPa（2）计算计算小齿轮分度圆直径d1t=60mm2KTy+1ZZ-2x1.6x1.285x105d1t=60mmTOC\o"1-5"\h\z>31(HE)2=3()2卩Q]31x1.683.76554.5dah计算圆周速度兀dn兀x60x199.2_，-..v=1==0.625m/s60x100060x1000计算齿宽b及模数mntob^-d1t=1X60=60mmdcosp60xcos16°m=—tr==1.86mmMZ311h=2.25m=2.25x1.86=4.18mmntb/h=卷=1435计算纵向重合度■o■=0.3186Z严二^-0.318X1X31^^--160=2.83计算载荷系数K已知使用系数KA-1.25,根据v=0.625m/s,7级精度，由【图】10-8查得动载系数KV=1.03,

由【表】10-4查得二1.312，由【图】10-13查得A:=1.30.由【表】10-3查得二三:、二2：、=1.2。故载荷系数K=KAKjw：t?<=1.25X1.03X1.2X1.312=2.03—=60xy—=60xy203=65mm31.6d=d住11t十Kt计算模数mndcosP65xcos16°m=—r==2.01mmnz3113•齿根弯曲疲劳强度验算（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKv◎乱=1.25X1.03X1.2X1.30=2.012）根据纵向重合度L=2.83，从【图】10-28查得螺旋角影响系数「=0.863)3)计算当量齿数。z=Zt=31=35.04v1cos3卩cos316°z=二=^^=132.24v2cos3Pcos316°4)4)查取齿形系数由【表】10-5查得YFa1=2.52；YFa2=2.145）查取应力校正系数。由【表】10-5查得YSa1=1.65；YSa2=1.83由【图】10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限■「二一=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限■「==380MPa。由【图】10-18取弯曲疲劳寿命系数匕血=0.88%血=0.92计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：Q]=KfnPfe1=0.88X500=314.29MPaf1S1.4Q]=Kfn2^F2=0.88X380=249.71MPaF2S1.4YY计算大小齿轮的严呼并加以比较。0]F4==0.0132[b]314.29F1YY2.14x1.83Fa2SaT==0.0157[b]249.71F2大齿轮的数值大。设计计算1X312X1.68「2X2.01XL285X105X叫16°x1X312X1.68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，取mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=40.38mm来计算应有齿数。于是由dcosB65xcos16。z=-1==31.21m2n取Z1=31,Z2=uZ1=3.76X31=117几何尺寸计算(1)计算中心距a=(Z1+Z2)mn=(31+117)X2=154.17mm2cosB2xcosl6°将中心距圆整为155mm。按圆整后的中心距修正螺旋角陆arccos+H=17.3。2a因M直改变不多，故参数J、二、zh等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径d1=谕=為+65.3mmd2=稔=246.3mm计算齿轮宽度

b=0d=65.3mmb1圆整后B2=65mm,B]=70mm3、传动齿轮主要参数表高速级低速级齿数z209731117中心距a(mm)122155模数m(mm)22齿宽b(mm)47427065分度圆直径d(mm)41.7202.365.3246.3四、轴的设计1、高速轴1的设计总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径螺旋角压力角2.82Kw28.1N・m960r/min41.7mm16.5°20°2.求作用在齿轮上的力2T2x2.81x10441.7i==1347.7N41.7d1cosl6.5°=F畔=1347・7xtan20°=511.5Ntcoscosl6.5°F=Ftanp=1347.7xtan16.5o=399.2Nat初步确定轴的直径先【式】15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据【表】15-3选取A=112。于是有:0rpd=A3：」=16mmmin0YnI1此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。联轴器的型号的选取查【表】14-1,取K=1.3则；T=K-T=1.3x2.81x104=36.53N-mAcaa1按照计算转矩Tea应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003(见表[2]8-2),选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250(N・m)。半联轴器的孔径d1=19(mm)，固取d1-2=19(mm),半联轴器长度为52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。轴的结构设计：拟定轴上零件的装配方案二■Oru1OJ(5寸rOJ丄N80,.26(2)：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1-2段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为250(N・m)。半联轴器的孔径d1=18(mm)，固取d1-2=18(mm)o1-2段轴的长度我们取为L12=42mm：2-3段轴相对于1-2段轴要做一个轴肩，这里我们取L=34mm，同时取D=2223(mm)o：3-4段轴要与滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据【表】16-2选用深沟球轴承，由【表】18-1选用轴承型号为6205，其d=25mm，B=15mm。：4-5段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方案，此段轴的轴长要长一些,L=80mm。45：5-6段轴主要是对与6-7段轴相配合的小齿轮的左端进行轴向定位，所以我们取4mmo：6-7段轴要与高速小齿轮相配合，由前面设计可知高速小齿轮的齿宽为B=55(mm),,根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2边〔mm)，所以取6-7段轴的直径为=:-(L二45mm67：7-8段放置套筒与轴承,为满足轴承的轴向定位要求，这里我们取L二26mm,。78：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按-，由手册查得平键的截面b*h=8*7(mm)见［2］表4-l,L=50(mm)；按叽』=，由手册查得平键的截面b*h=6*6(mm)【表】4-1,L=35(mm)。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6o：确定轴的的倒角和圆角参考⑴表15-2，取轴端倒角为1.0*45°，各轴肩处的圆角半径为1.6。：求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，对于6205深沟滚子轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距为267.3mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出：：按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面(即危险截面C的强度)根据⑴式15-5及表［1］15-4中的取值，且a~0.6(式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取a~0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取a~0.6)①：计算轴的应力

37,37,酣+〔(］』：<3,2口.1X31322.53(Mpa)前已选定轴的材料为45钢，由轴常用材料性能表查得［o-l］=70MPa因此匚:匚〈［。-1］,故安全。2、中间轴2的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由［1］表14-2，取常数C=116，由［1］公式(14-2)，轴的最小直径满足：dmin>C，P二dmin>C，P二Cn二116x32305206.5=25.92mm；3、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据⑴表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取d二30mm>d，由［2］表18-2选用I—IImin轴承型号为6206，其d=30mm，B=16mm。5、中间轴2的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图:(1)拟定轴的结构方案如图:-一■:一…-■一TOC\o"1-5"\h\zIII工I：\匚各轴段直径与长度的确定1)根据所选轴承的直径d=30mm，取中间轴最小直径d=d=30mm；综合壁厚及IIV-^Z箱体尺寸等因素，现取L二L二40mm；I—IIV-W2)为满足齿轮的轴向定位要求，I-II轴段右端及V-切轴段左端要求制出一轴肩，故取

d二d二36mm。根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取IIIW-VL=61mm，L=36mm；I-IW-V3)为满足齿轮的轴向定位要求，取〃叮w二43mm。根据齿轮间间隙推荐值，取L=15mm；I-W至此已初步确定各轴段的直径与长度。1)轴上零件的周向固定1)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。II-III段平键，按d=36mm，由⑴表10-9查得平键的截面b=10mm,h=8mm,I-I由该轴段长度取L=50mm。IV-V段平键，按J”=36mm，由⑴表10-9查得平键的截面b=10mm，h=8mm，由该轴段长度取L=28mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。2)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。(4)轴上倒角与圆角根据［4］表15-2，取轴端倒角C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。3、低速轴3的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为40Cr，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由［1］表14-2，取常数C=100，由［1］式(14-2)，轴的最小直径满足：dmin3rp工Cdmin3rp工C帀C31尸=C3

n、'3二100X32236\60=32.7mm；此轴的最小直径d.即安装在联轴器处轴的最小直径d，为了使所选的轴的直径minI-IId与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的型号。I-I3、选择联轴器查⑴表17-1,取KA二1.5，则计算转矩:T二KT=1.5x355.9二533.85N•m；CA3按照T<T及电动机轴尺寸等限制条件，查［3］表13-1,选用HL3型弹性柱销联轴器。Cn其公称转矩T=630N•m，半联轴器的孔径d二30~42mm，故取低速轴3最小直径nd=35mm>d。I-IImin4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据⑴表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸d二42mm，由［2］表18-2选用轴承型号II—III为6209，其d=45mm，B=19mm。5、低速轴3的结构设计（1）拟定轴的结构方案如图：（2）各轴段直径与长度的确定1）由所选半联轴器的孔径d=30~42mm，取低速轴最小直径d=35mm；半联轴器与I-II轴配合的毂孔长度为L=82mm，I-II断的长度应比L略短一些，现取L=80mm；I-II2）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端要求制出一轴肩，故取II-III段的直径d=42mm；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据II—III轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。故取L=40mm。II—I3）根据所选轴承直径尺寸确定d=d=45mm，取L=19mm，W⑷-WIII-wL=45mm；⑷-W4）为满足轴承的轴向定位要求，取d=50mm，综合中间轴设计取L=68mm；VIV—V为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径d二60mm，长度L二10mm；V-V-根据齿轮几何尺寸，切-⑷段直径d=50mm，长度取L=56mm；WV—W至此已初步确定各轴段的直径与长度。轴上零件的周向固定齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d二35mm，由⑴表10-9查得平键的截面b=10mm，h=8mm，根据该轴段长I-II度，取L=70mm。同理按d二50mm，由⑴表10-9查得平键的截面b=14mm，h=9mm，根据该轴段长度，取L=45mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。四、滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。轴上倒角与圆角根据［4］表15-2，取轴端倒角C1.6，各轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。五、滚动轴承的设计根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为6207，其基本额定动载荷C=25500N，基本额定静载荷C=15200N。TOC\o"1-5"\h\zr0r前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：F二260.3N，F二94.8N，NH1NV1F二685.3N，F二249.4N；NH2NV2由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1也必满足要求。1、求比值对于深沟球轴承所受径向力：F=£685.32+249.42N=731.3Nr所受的轴向力：Fa=0N，a

F根据⑷表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时〜<e。Fr2、计算当量动载荷P根据⑷式(13-8a),P=f(XF+YF)，按照[4]表13-5,X=1，Y=0,Pra按照⑷表13-6，fp=L0〜L2，取fp=1.1。则:P=f(XF+YF)=1.1x(1x731.3)=804.43Npra3、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：L'=5x365x8h=14600h；h所选轴承6207基本额定寿命，根据［4］式(13-5)有C、一))C、一))=P25500804.433=55301060n1106x60x960则L'=14600h<L=553010h，故所选的轴承6207满足要求。hh六、连接设计1、选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按d“=30mm,由⑴表10-9查得平键的截面尺寸b=8mm，h=7mm，由该轴段长度取L=70mm。2、校核键联接的强度由［1］式(10-26)有平键连接的挤压强度条件：c=iT爲1pdhlp1)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由［1］表10-10查得许用挤压应力[c]=100~120MPa，取[c]=110MPa；pp2)键的工作长度l=L—b=70—8=62mm，则由上式得:c=£=4x23640=7.9MPa<CL110MPa；pdhl30x7x62p故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键8X7X70GB/T1069-1979。

七、减速器润滑及密封1、齿轮的润滑:齿轮润滑方式的选择高速轴齿轮圆周速度：3.14X52X^60=3.14X52X^60=2.612(m/s)中间轴大齿轮圆周速度：TOC\o"1-5"\h\zTrd7n73.14X207.96X240.%=&oxim=6o7w55=2'612(m^s)中间轴小齿轮圆周速度：7idin=3.14x58x240*%=63x60x1000=O.?28(m/s}低速轴齿轮圆周速度：nd-n.3.14x170x81.9,内=60x1000=―60X1000—=0.729Cm/s}因为：P=S臥如如％〉=2.612(问旬'>2=1,齿轮采用油润滑。：，V12"，'■；,齿轮采用浸油润滑。即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。2、滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查［2］表19-2，选用钙基润滑脂(GB/T491-1987),代号为L-XAMHA1。3、减速器的密封为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。八、减速器箱体及附件1.箱体设计：低速级中心：a=155(mm)箱座壁厚：◎=0.025a+2.5=6(mm)取为6(mm)箱盖壁厚：◎i=0.025a+2.5=6(mm)取为6(mm)箱座凸缘厚度：b=1.5C=9(mm)箱盖凸缘厚度："i=1.5^1=9(mm)箱座底凸缘厚度：卩=2.5^=15(mm)箱座上的肋厚：m—0.85^=