机械设计课程设计计算说明书

机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书 设计机械带式输送机的传动装置 学院（系） 专业 班设计者 指导老师 2012 年 06 月 18 日 东北大学 目录一、设计任务书及原始数据11.1设计题目11.2设计传动方案11.3原始数据1二、电动机的选择计算12.1选择电动机系列12.2选择电动机功率12.3确定电动机转速22.4分配传动比2三、传动装置的运动及动力参数计算2四、传动零件的设计计算34.1设计减速器高速级齿轮34.1.1选择材料34.1.2按齿面接触强度确定中心距44.1.3验算齿面接触疲劳强度44.1.4验算齿根弯曲疲劳强度54.1.5齿轮主要几何参数64.2设计减速器低速级齿轮64.2.1选择材料64.2.2按齿面接触强度确定中心距64.2.3验算齿面接触疲劳强度74.2.4验算齿根弯曲疲劳强度84.2.5齿轮主要几何参数94.3设计开式齿轮94.3.1选择材料94.3.2按齿根弯曲疲劳强度确定中心距94.3.3齿轮主要几何参数104.4校核总传动比与齿轮设计主要参数列表10五、减速器轴的设计计算与强度校核105.1初步确定轴的最小直径105.2轴的各段直径的设计115.3对低速轴进行强度校核125.3.1计算轴上受力125.3.2计算轴上弯矩、扭矩与绘制弯矩、扭矩图135.3.3校核低速轴的强度145.4对中间轴进行强度校核185.4.1计算轴上受力185.4.2计算轴上弯矩、扭矩与绘制弯矩、扭矩图195.4.3校核低速轴的强度205.5对高速轴进行强度校核245.5.1计算轴上受力245.5.2计算轴上弯矩、扭矩与绘制弯矩、扭矩图255.5.3校核低速轴的强度26六、滚动轴承的选择及寿命计算296.1根据轴径选择轴承型号并确定参数296.2计算轴承寿命296.2.1低速轴轴承寿命296.2.2中间轴轴承寿命306.2.3高速轴轴承寿命32七、键连接的选择计算337.1根据轴径选择平键型号并确定参数337.2校核平键强度33八、联轴器的选择34九、减速器润滑及密封形式的选择34十、参考文献35一、 设计任务书及原始数据1.1设计题目设计机械带式输送机的传动装置(ZL-5A)1.2设计传动方案传动方案示意图 图1.1-11.3原始数据(1)工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量82清洁平稳小批表1.2-1(2)技术数据：滚筒圆周力F带速v滚筒直径D滚筒长度L14000 N0.26 m/s450 mm900 mm表1.3-2二、电动机的选择计算2.1选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。2.2选择电动机功率卷筒所需有效功率：Pw=Fv/1000=140000.26/1000=3.64 kW传动装置总效率：=弹性联轴器2闭合齿轮5轴承滑块联轴器开式齿轮卷筒按表4.2-9(P109)1取：弹性联轴器：弹性联轴器=0.99闭式齿轮：闭合齿轮=0.97滚动轴承：轴承=0.99齿轮联轴器：滑块联轴器=0.99开式齿轮：开式齿轮=0.95Pw=3.64 kW卷筒：卷筒=0.96则传动总效率：=0.990.9720.9950.990.950.96=0.800所需电动机功率：Pr= Pw/=3.64/0.800=4.55 kW查表4.12-11，可选Y系列三相异步电动机Y132M2-6型，额定功率P0=5.5 kW；或选Y系列三相异步电动机Y160M2-8型，额定功率P0=5.5 kW。2.3确定电动机转速卷筒轴转速：nw=60v/D=600.26/3.140.45=11.0 r/min现以同步转速为1000 r/min及960 r/min两种方案进行比较，由表4.12-11查得电动机数据，计算出的总传动比，列于下表2.3-1方案号电动机型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比1Y132M2-65.5100096087.272Y160M2-85.575072065.45表2.3-1比较两方案课件，由于方案二电动机转速太慢造成其质量、外形过大，价格过高。于是，暂定使用方案一。电动机型号为Y132M2-6，额定功率为5.5 kW，同步转速为1000 r/min，由表4.12-2查得电动机中心高H=132 mm，外伸轴段DE=38 mm80 mm。2.4分配传动比由选定的电机型号为Y132M2-6的满载转速n0=960 r/min，总传动比i=n0/nw=960/11.0=87.27。由于i弹性联轴器=i轴承=i齿轮联轴器=1，则i=i开式齿轮i减。根据表4.2-91取i开式齿轮=5，则减速器的传动比为i减=i/i开式齿轮=87.27/5=17.454于是，取两级减速器高速级的传动比为i1=(1.35i减)1/2=(1.3517.454)1/2=4.854则低速级的传动比为i2= i减/ i1=17.454/4.854=3.596以上传动比的分配只是初步的，还需校核。三、传动装置的运动及动力参数计算传动装置简图1.1-1，从电动机开始计算各轴运动及动力参数：0轴：0轴即电动机轴P0=Pr=4.55 kWn0=960 r/minT0=9.55P0/n0=9.554.55103/960=45.26 Nm轴：轴即减速器高速轴P1=P001= P0弹性联轴器=4.550.99=4.50 kWn1= n0/ i01= n0/i弹性联轴器=960/1=960 r/min传动总效率=0.800Pr=4.55 kW选用电动机型号Y132M2-6i=87.27i减=17.454i1=4.854i2=3.596P0=4.55 kWn0=960 r/minT0=45.26 NmP1=4.50 kWn1=960 r/minT1=9.55P1/n1=9.554.50103/960=44.77 Nm轴：轴即减速器中间轴P2=P112= P1轴承闭合齿轮=4.500.990.97=4.32 kWn2= n1/ i12= n1/i1=960/4.854=197.8 r/minT2=9.55P2/n2=9.554.32103/197.8=208.6 Nm轴：轴即减速器低速轴P3=P223= P2轴承闭合齿轮=4.320.990.97=4.15 kWn3= n2/ i23= n2/i2=197.8/3.596=55.0 r/minT3=9.55P3/n3=9.554.15103/55.0=720.6 Nm轴：轴即开式齿轮副输入轴P4=P334= P3轴承齿轮联轴器=4.320.990.99=4.07 kWn4= n3/ i34= n3/(i轴承i齿轮联轴器) =55.0/1=55.0 r/minT4=9.55P4/n4=9.554.07103/55.0=706.7 Nm轴：轴即传动滚筒轴P5=P445= P4轴承开式齿轮=4.320.990.95=3.85 kWn5= n4/ i45= n4/i开式齿轮=55.0/5=11.0 r/minT5=9.55P5/n5=9.553.85103/11.0=3325.1 Nm轴序号功率P/kW转速n/(r/min)转矩T/Nm传动型式04.5596045.26弹性联轴器4.5096044.27闭式齿轮4.32197.8208.6闭式齿轮4.1555.0720.6滑块联轴器4.0755.0706.7开式齿轮3.8311.03325.1四、传动零件的设计计算4.1设计减速器高速级齿轮4.1.1选择材料依据表5-12：小齿轮 45号钢 调制处理 齿面硬度 217255HBS大齿轮 45号钢 正火处理 齿面硬度 162217HBS计算应力循环次数：N1=60n1jLn=609601(830082)=2.2109N2=N1/i12=2.2109/4.854=4.55108依据图5-172得ZN1=1.0，ZN2=1.08(允许一定点蚀)由式5-292得ZX1=ZX2=1.0取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92按齿面硬度217HBS与167HBS，依照图5-16(b)2，得Hlim1=570 MPa，Hlim2=520 MPa。计算许用接触应力：H1=(Hlim1/SHmin)ZN1ZX1ZWZLVR=(570/1.0)1.01.01.00.92=524.4 MPaT1=44.77 NmP2=4.32 kWn2=197.8 r/minT2=208.6 NmP3=4.15 kWn3=55.0 r/minT3=720.6 NmP4=4.07 kWn4=55.0 r/minT4=706.7 NmP5=3.85 kWn5=11.0 r/minT5=3325.1 NmN1=2.2109N2=4.55108H1=524.4 MPaH2=(Hlim2/SHmin)ZN2ZX2ZWZLVR=(520/1.0)1.081.01.00.92=516.7 MPa由于H2H1，计算中取H= H2=516.7 MPa4.1.2按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T1=44.27 Nm=44270 Nmm初定螺旋角=13，Z=(cos)1/2=(cos13)1/2=0.987初取KtZ2t=1.0，依据表5-52得ZE=189.8 MPa1/2，减速传动，u=i=4.854；取a=0.4计算ZH：端面压力角t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos13)=20.4829基圆螺旋角b=arctan(tancost)=arctan(tan13cos20.4829)=12.2035ZH=2cosb/(costtant)1/2=2cos12.2035/(cos20.4829tan20.4829)1/2=2.44计算中心距a：at(u+1)KT1(ZHZEZZ/H)2/(2au)1/3=(4.854+1)1.044270(2.44189.80.987/516.7)2/(20.44.854)1/3=121.4 mm，取中心距a=125 mm估算模数mn=(0.0070.02) a=(0.0070.02)125=0.8752.5mm取标准模数mn=2 mm小轮齿数z1=2acos/ mn (u+1)=2125cos13/2(4.854+1)=20.81z2=uz1=4.85420.81=101.01取z1=21，z2=101。实际传动比i实=z2/z1=101/21=4.810传动比误差i=(|i理-i实|/i理)100%=(|4.854-4.810|/4.854)100%=0.91%其误差小于5%，在允许范围内。修正螺旋角=arccosmn(z2+z1)/2a=arccos2(101+21)/2125=12.5781其与13相近，故ZH与Z可以不用修正。齿轮分度圆直径d1=mnz1/cos=221/cos12.5781=43.033 mmd2=mnz2/cos=2101/cos12.5781=206.967 mm圆周速度v=d1n1/60103=3.1443.033960/60103=2.16 m/s依据表5-62，取齿轮精度为8级。4.1.3验算齿面接触疲劳强度按照电机驱动，载荷平稳，依据表5-22，取KA=1.0依照图5-4(b)2，按照8级精度与vz1/100=2.1621/100=0.45 m/s，得Kv=1.03齿宽b=aa=0.4125=50 mmH2=516.7 MPaZ=0.987t=20.4829b=12.2035ZH=2.44a=125 mmmn=2 mmz1=21z2=101i实=4.810i=0.91%=12.5781d1=43.033 mmd2=206.967 mmv=2.16 m/sb=50 mm依据图5-7(a)2，按照b/d1=50/43.033=1.162，考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.11。依据表5-42，得K=1.2载荷系数K=KAKvKK=1.01.031.111.2=1.372计算重合度，：齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=43.033+21.02=47.033 mmda2=d2+2ha*m=206.967+21.02=210.967 mm端面压力角t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos12.5781)=20.4515齿轮基圆直径db1=d1cost=43.033cos20.4515=40.321 mmdb2=d2cost=206.967cos20.4515=193.922 mm端面齿顶压力角at1=arcos(db1/da1)=arcos(40.321/47.033)=30.9862at2=arcos(db2/da2)=arcos(193.922/206.967)=23.1898=z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)/2=21(tan30.9862-tan20.4515)+101(tan23.1898-tan20.4515)/23.14=1.653=bsin/mn=50sin12.5781/3.142=1.734Z=(1/)1/2=(1/1.653)1/2=0.778Z=(cos)1/2=(cos12.5781)1/2=0.988计算ZH：基圆螺旋角b=arctan(tancost)=arctan(tan12.5781cos20.4515)=11.8083ZH=2cosb/(costtant)1/2=2cos11.8083/(cos20.4515tan20.4515)1/2=2.445H=ZHZEZZ2KT1(u+1)/(bd12u)1/2=2.445189.80.7780.98821.37244270(4.854+1)/(5043.03324.854)1/2=448.7 MPa小于H=516.7 MPa，安全。4.1.4验算齿根弯曲疲劳强度依据图5-18(b)2，Flim1=210MPa，Flim1=200MPa由于mn=2 mm5 mm，YX=1.0，依照图5-192得YN1=YN2=1.0，取YST=2.0，SFmin=1.4计算许用弯曲应力：F1=Flim1YSTYN1YX/SFmin=21021.01.0/1.4=300 MPaF2=Flim2YSTYN2YX/SFmin=20021.01.0/1.4=286 MPazv1=z1/ cos3=21/cos312.5781=22.59zv2=z2/ cos3=101/cos312.5781=108.64依据图5-142，得YFa1=2.74，YFa2=2.23；依据图5-152，得YSa1=1.58，YSa2=1.80。由于=1.734，故取=1.0K=1.372da1=47.033 mmda2=210.967 mmt=20.4515db1=40.321 mmdb2=193.922 mmat1=30.9862at2=23.1898=1.653=1.734Z=0.778Z=0.988b=11.8083ZH=2.445H=448.7 MPaF1=300 MPaF2=286 MPazv1=22.59zv2=108.64Y=1-/120=1-1.012.5781/120=0.895Y=0.25+0.75cos2b/=0.25+0.75cos211.8083/1.653=0.694计算齿根弯曲应力：F1=2KT1YFa1 YSa1YY/bd1mn=21.372442702.741.580.6940.895/5043.0332=75.9 MPaF1=300 MPa，安全F2=F1YFa2 YSa2/YFa1 YSa1=75.92.231.80/2.741.58=70.4 MPaF1=286 MPa，安全4.1.5齿轮主要几何参数z1=21，z2=101，mn=2 mm，=12.5781分度圆直径：d1=mnz1/cos=221/cos12.5781=43.033 mmd2=mnz2/cos=2101/cos12.5781=206.967 mm齿顶圆直径：da1=d1+2ha*m=43.033+21.02=47.033 mmda2=d2+2ha*m=206.967+21.02=210.967 mm齿根圆直径：df1=d1-2(ha*+c*)m=43.033-2(1.0+0.25)2=38.033 mmdf2=d2-2(ha*+c*)m=206.967-2(1.0+0.25)2=201.967 mm齿宽：b2=b=50 mm，b1= b2+(510)=58 mm中心距：a=(d1+d2)/2=(43.033+206.967)/2=125 mm4.2设计减速器低速级齿轮4.2.1选择材料依据表5-12：小齿轮 45号钢 调制处理 齿面硬度 217255HBS大齿轮 45号钢 正火处理 齿面硬度 162217HBS计算应力循环次数：N3=60n2jLn=60197.81(830082)=4.56108N4=N3/i34=4.56108/3.596=1.27108依据图5-172得ZN3=1.08，ZN4=1.12(允许一定点蚀)由式5-292得ZX3=ZX4=1.0取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92按齿面硬度217HBS与167HBS，依照图5-16(b)2，得Hlim3=570 MPa，Hlim4=520 MPa。计算许用接触应力：H3=(Hlim3/SHmin)ZN3ZX3ZWZLVR=(570/1.0)1.081.01.00.92=566.4 MPaH4=(Hlim4/SHmin)ZN4ZX4ZWZLVR=(520/1.0)1.121.01.00.92=535.8 MPa由于H4H3，计算中取H= H4=535.8 MPa4.2.2按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T3=T轴承=2086000.99=206514 Nmm初定螺旋角=13，Z=(cos)1/2=(cos13)1/2=0.987初取KtZ2t=1.0，依据表5-52得ZE=189.8 MPa1/2，Y=0.895Y=0.694F1=75.9 MPaF2=70.4 MPad1=43.033 mmd2=206.967 mmda1=47.033 mmda2=210.967 mmdf1=38.033 mmdf2=201.967 mmb2=50 mmb1=58 mma=125 mmN3=4.56108N4=1.27108H3=566.4 MPaH4=535.8 MPaT3=206.5 NmZ=0.987减速传动，u=i=3.596；取a=0.4计算ZH：端面压力角t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos13)=20.4829基圆螺旋角b=arctan(tancost)=arctan(tan13cos20.4829)=12.2035ZH=2cosb/(costtant)1/2=2cos12.2035/(cos20.4829tan20.4829)1/2=2.44计算中心距a：at(u+1)KT3(ZHZEZZ/H)2/(2au)1/3=(3.596+1)1.0206514(2.44189.80.987/535.8)2/(20.43.596)1/3=171.8mm，取中心距a=175 mm估算模数mn=(0.0070.02) a=(0.0070.02)175=1.2253.5mm取标准模数mn=3 mm小轮齿数z3=2acos/ mn (u+1)=2175cos13/3(3.596+1)=24.73z4=uz3=3.59624.73=88.93取z3=25，z4=89。实际传动比i实=z4/z3=89/25=3.560传动比误差i=(|i理-i实|/i理)100%=(|3.596-3.560|/3.596)100%=1.00%其误差小于5%，在允许范围内。修正螺旋角=arccosmn(z4+z3)/2a=arccos2(89+25)/2175=12.2738其与13相近，故ZH与Z可以不用修正。齿轮分度圆直径d3=mnz3/cos=325/cos12.2738=76.754 mmd4=mnz4/cos=389cos12.2738=273.246 mm圆周速度v=d3n3/60103=3.1476.754197.8/60103=0.79 m/s依据表5-62，取齿轮精度为8级。4.2.3验算齿面接触疲劳强度按照电机驱动，载荷平稳，依据表5-22，取KA=1.0依照图5-4(b)2，按照8级精度与vz3/100=0.7925/100=0.20 m/s，得Kv=1.01齿宽b=aa=0.4175=70 mm依据图5-7(a)2，按照b/d3=70/76.754=0.912，考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.08。依据表5-42，得K=1.2载荷系数K=KAKvKK=1.01.011.081.2=1.309计算重合度，：齿顶圆直径t=20.4829b=12.2035ZH=2.44a=175 mmmn=3 mmz3=25z4=89i实=3.560i=1.00%=12.2738d3=76.754 mmd4=273.246 mmv=0.79 m/sb=70 mmK=1.309da3=d3+2ha*m=76.754+21.03=82.754 mmda4=d4+2ha*m=273.246+21.03=279.246 mm端面压力角t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos12.2738)=20.4296齿轮基圆直径db3=d3cost=76.754cos20.4296=71.926 mmdb4=d4cost=273.246cos20.4296=256.059 mm端面齿顶压力角at3=arcos(db3/da3)=arcos(71.926/82.754)=29.6395at4=arcos(db4/da4)=arcos(256.059/279.246)=23.5136=z3(tanat3-tant)+z4(tanat4-tant)/2=25(tan29.6395-tan20.4296)+89(tan23.5136-tan20.4296)/23.14=1.670=bsin/mn=70sin12.2738/3.143=1.580Z=(1/)1/2=(1/1.670)1/2=0.774Z=(cos)1/2=(cos12.2738)1/2=0.989计算ZH：基圆螺旋角b=arctan(tancost)=arctan(tan12.2738cos20.4296)=11.5231ZH=2cosb/(costtant)1/2=2cos11.5231/(cos20.4296tan20.4296)1/2=2.447H=ZHZEZZ2KT3(u+1)/(bd32u)1/2=2.447189.80.7740.98921.309206514(3.596+1)/(7076.75423.596)1/2=460.2 MPa小于H=535.8 MPa，安全。4.2.4验算齿根弯曲疲劳强度依据图5-18(b)2，Flim3=270MPa，Flim3=200MPa由于mn=3 mm5 mm，YX=1.0，依照图5-192得YN3=YN4=1.0，取YST=2.0，SFmin=1.4计算许用弯曲应力：F3=Flim3YSTYN3YX/SFmin=27021.01.0/1.4=300 MPaF4=Flim4YSTYN4YX/SFmin=20021.01.0/1.4=286 MPazv3=z3/ cos3=25/cos312.2738=26.80zv4=z4/ cos3=89/cos312.2738=95.39依据图5-142，得YFa3=2.61，YFa4=2.24；依据图5-152，得YSa3=1.61，YSa4=1.79。由于=1.580，故取=1.0Y=1-/120=1-1.012.2738/120=0.898Y=0.25+0.75cos2b/=0.25+0.75cos211.5231/1.670=0.681计算齿根弯曲应力：F3=2KT3YFa3 YSa3YY/bd3mn=21.3092065142.611.610.6810.898/7076.7543=86.2 MPaF3=300 MPa，安全F4=F3YFa4 YSa4/YFa3 YSa3da3=82.754 mmda4=279.246 mmt=20.4296db3=71.926 mmdb4=256.059 mmat3=29.6395at4=23.5136=1.670=1.580Z=0.774Z=0.989b=11.5231ZH=2.447H=460.2 MPaF3=300 MPaF4=286 MPazv3=26.80zv4=95.39Y=0.898Y=0.681F3=86.2 MPa=86.22.241.79/2.611.61=82.3 MPaF3=286 MPa，安全4.2.5齿轮主要几何参数z3=25，z4=89，mn=3 mm，=12.2738分度圆直径：d3=mnz3/cos=325/cos12.2738=76.754 mmd4=mnz4/cos=389/cos12.2738=273.246 mm齿顶圆直径：da3=d3+2ha*m=76.754+21.03=82.754 mmda4=d4+2ha*m=273.246+21.03=279.246 mm齿根圆直径：df3=d3-2(ha*+c*)m=76.754-2(1.0+0.25)3=69.254 mmdf4=d4-2(ha*+c*)m=273.246-2(1.0+0.25)3=265.746 mm齿宽：b4=b=70 mm，b3= b4+(510)=78 mm中心距：a=(d3+d4)/2=(76.754+273.246)/2=175 mm4.3设计开式齿轮4.3.1选择材料依据表5-12：小齿轮 QT600-3正火处理 齿面硬度 190270HBS大齿轮 QT600-3正火处理 齿面硬度 180230HBS计算应力循环次数：N5=60n4jLn=6055.01(830082)=1.27108N6=N5/i56=1.27108/5=2.541074.3.2按齿根弯曲疲劳强度确定中心距初定小齿轮齿数z5=21，u= i56=5，则大齿轮齿数z6= z5u=215=105。T5=T轴承=7067000.99=699633 Nmm按齿面硬度230HBS与200HBS，依照图5-18(a)2，得Flim5=210 MPa，Flim6=190 MPa。依照图5-192得YN =1.0，取YST=2.0，SFmin=1.4初定模数mt：mt5 mm初定YX=1.0，KtYt=1.1，取a=0.2再考虑摩擦磨损的影响，将F降低(2035)%，得F5=(0.650.8)Flim5YSTYNYX/SFmin=(0.650.8)2102.01.01.0/1.4=(195240) MPaF6=(0.650.8)Flim6YSTYNYX/SFmin=(0.650.8)1902.01.01.0/1.4=(176217) MPa考虑其作用工况清洁且平稳，最后得F5=220 MPa，F6=200 MPa依据图5-142，得YFa5=2.80，YFa6=2.21；依据图5-152，得YSa5=1.55，YSa6=1.82。YFa5YSa5/F5=2.801.55/220=1.972710-2YFa6YSa6/F6=2.211.82/200=2.011110-2由于YFa5YSa5/F5 YFa6YSa6/F6，取YFaYSa/F=YFa6YSa6/F6=2.011110-2mt4KT5YFaYSaY/az52 (u+1)F1/3F4=82.3 MPad3=76.754 mmd4=273.246 mmda3=82.754 mmda4=279.246 mmdf3=69.254 mmdf4=265.746 mmb4=70 mmb3=78 mma=175 mmN5=1.27108N6=2.54107z5=21z6=105F5=220 MPaF6=200 MPaYFa5YSa5/F5=1.972710-2YFa6YSa6/F6=2.011110-2=41.16996332.011110-2/0.2212(5+1)1/3=4.9取标准模数m=5 mm满足初定的条件mt5 mm当模数m=5 mm时，KY=m3az52 (u+1)F/4YFaYSaT5=530.2212 (5+1) /42.011110-2699633=1.18由于KY与KtYt差别不大，故模数可以不用修正。4.3.3齿轮主要几何参数z5=21，z6=105，m=5 mm分度圆直径：d5=mz5 =521=105 mmd6=mz6 =5105=525 mm齿顶圆直径：da5=d5+2ha*m=105+21.05=115 mmda6=d6+2ha*m=525+21.05=535 mm齿根圆直径：df5=d5-2(ha*+c*)m=105-2(1.0+0.25)5=92.5 mmdf6=d6-2(ha*+c*)m=525-2(1.0+0.25)5=512.5 mm齿宽：b6=b=aa=0.2315=63 mmb5=b6+(510)=70 mm中心距：a=(d5+d6)/2=(105+525)/2=315 mm4.4校核总传动比与齿轮设计主要参数列表i设计=87.27，i实际=i高速级i低速级i开式=4.8103.5605=85.62总传动比误差i=(|i设计-i实际|/i设计)100%=(|87.27-85.62|/87.27)100%=1.89%其误差值位于(35)%内，故齿轮传动零件设计合格。齿轮形式齿数模数/mm螺旋角/分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽中心距小大小大小大小大小大高速级21101212.57814320747211382025850125低速级2589312.27387727383279692667870175开式21105510552511553592.5512.57063325表4.4-1五、减速器轴的设计计算与强度校核5.1初步确定轴的最小直径1、高速轴的最小轴径：m=5 mmKY=1.18d5=105 mmd6=525 mmda5=115 mmda6=535 mmdf5=92.5 mmdf6=512.5 mmb6=63 mmb5=70 mma=315 mmi设计=87.27i实际=85.62i=1.89%材料依据轴为齿轮轴，选择为45号钢根据齿轮为斜齿轮，故轴上受弯矩作用，且所受的弯矩较大，A0取较大值，取A0=118dA0(P/n)1/3=118(4.50/960)1/3=19.75 mm又由于在输出端，加有一键槽用于连接滑块联轴器，故所算出的d值需要加大35%，即d=20.3520.74 mm，圆整成标准值d=22 mm2、中间轴的最小轴径：同高速轴一样，其材料选择为45号钢根据齿轮为斜齿轮，故轴上受弯矩作用，且所受的弯矩较大，A0取较大值，取A0=118dA0(P/n)1/3=118(4.32/197.8)1/3=32.98 mm圆整成标准值d=40 mm3、低速轴的最小轴径：材料选择45号钢根据齿轮为斜齿轮，故轴上受弯矩作用，且所受的弯矩较大，A0取较大值，取A0=118dA0(P/n)1/3=118(4.15/55.0)1/3=49.86 mm又由于在输出端，加有一键槽用于连接滑块联轴器，故所算出的d值需要加大35%，即d=51.3652.35 mm，圆整成标准值d=55 mm5.2轴的各段直径的设计1、高速轴的各段直径与长度设计：高速轴轴段示意图5.3-12、中间轴的各段直径与长度设计：中间轴轴段示意图5.2-23、低速轴的各段直径与长度设计：d=22 mmd=40 mmd=55 mm低速轴轴段设计示意图5.2-35.3对低速轴进行强度校核低速轴轴上零件装配图5.3-15.3.1计算轴上受力低速轴轴上受力分析图5.3-21、计算齿轮受力：由输入转矩T4=720600 Nmm=720.6 NmFt=2T/d4=2720600/273=5279.1 NFr=Fttann/cos=5279.1tan20/cos12.2738=1966.4 NFa=Fttan=5279.1tan12.2738=1148.5 NFn=Ft/coscosn=5279.1/cos12.2738cos20=5749.3 N2、计算垂直面支反力：Ft=5279.1 NFr=1966.4 NFa=1148.5 NFn=5749.3 N低速轴垂直面受力分析图5.3-3由力矩平衡Ma=0，得：RH2Xac-Ft4Xab=0，即：RH2=Ft4Xab/Xac=5279.156/178=1660.8 NRH1=Ft4-RH2=5279.1-1660.8=3618.3 N3、计算水平面支反力：低速轴水平面受力分析图5.3-4由力矩平衡Ma=0，得：Rr2Xac-Fr4Xab+Fa4d/2=0，即：Rr2=(Fr4Xab-Fa4d/2)/Xac=(1966.456-1148.5273/2)/178=-262.1NRr1=Fr4-Rr2=1966.4-(-262.1)=2228.5 N5.3.2计算轴上弯矩、扭矩与绘制弯矩、扭矩图1、计算弯矩，绘制弯矩图垂直面弯矩：b点：MHb=RH2Xbc=1660.8122=202.6 Nm水平面弯矩：b点左：Mrb左=Rr2Xbc=-262.1112=-32.0 Nmb点右：Mrb右=Rr1Xab=2228.556=124.8 Nm合成弯矩：M1=(MHb2+Mrb左2)1/2=202.62+(-32.0)21/2=205.1 NmM2=(MHb2+Mrb右2)1/2=(202.62+124.82)1/2=238.0 Nm计算弯矩：依据脉动循环应力求解，取=0.6b点左：Mcab左=M12+(T)21/2=205.12+(0.6720.6)21/2=478.5 Nmb点右：Mcab右=M22+(T)21/2=M2=238.0 Nmd点：Mcad=Md2+(T)21/2=T=432.4 Nm绘制弯矩图：RH2=1660.8 NRH1=3618.3 NRr2=-262.1NRr1=2228.5 NMHb=202.6 NmMrb左=-32.0 NmMrb右=124.8 NmM1=205.1 NmM2=238.0 NmMcab左=478.5NmMcab右=238.0NmMcad=432.4 Nm弯矩图5.3-55.3.3校核低速轴的强度1、确定危险截面轴上截面编号图5.3-6其中，截面所受弯矩最大，而与相比，其弯矩略小，但是的应力集中情况更加显著，故综合考量弯矩大小与应力集中程度的影响，需同时计算、两截面以保证安全。对于截面来说，其所受弯矩小于截面，且其截面应力集中情况与相比更加轻微，故不计算其安全系数。而、相对于来说，其截面面积大于，且应力集中更不显著或相近，故不计算、截面的安全系数。而截面的截面积明显小于，而它们的弯矩相同，故也要计算截面安全系数。综上所述，需要校核的截面为：、和，这四个截面。低速轴为45号钢，调制处理，查表10-13，得主要力学性能参数：Rm=650MPa -1=300MPa -1=155MPa。2、校核、和截面的强度1）计算截面处的安全系数运用插值法计算截面综合影响系数表，如下：名称根据值有效应力集中系数表10-83(A型普通平键)K=1.83 Kr=1.63绝对尺寸系数表10-113(d=55mm)=0.81 r=0.76加工表面的表面质量系数表10-123(Ra=1.63.2m)1=0.94未加工2=1=12=0.94综合影响系数表5.3-1计算抗弯模量与抗扭模量d=55mm，b=16mm，t=6mm抗弯模量W=d3/32-bt(d-t)2/2d=3.14553/32-166(55-6)2/(255) =14230 mm3抗扭模量WT=d3/16-bt(d-t)2/2d=3.14553/16-166(55-6)2/(255)=30556 mm3计算弯曲应力将弯曲应力看成对称循环应力求解，则弯曲应力幅a=max=M/W =432.4/14230=30.4 MPa平均弯曲应力m=0 MPa计算扭转切应力将扭转切应力看