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机械设计减速器设计说明书全套图纸加扣 3346389411或3012250582 系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 原始设计数据11.1设计题目11.2设计步骤1第二部分 传动装置总体设计方案22.1传动方案22.2该方案的优缺点2第三部分 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量33.4确定传动装置的总传动比和分配传动比4第四部分 动力学参数计算54.1电动机输出参数54.2高速轴的参数54.3中间轴的参数54.4低速轴的参数54.5工作机轴的参数6第五部分 链传动设计计算6第六部分 减速器高速级齿轮传动设计计算96.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数96.2按齿面接触疲劳强度设计96.3确定传动尺寸126.4校核齿根弯曲疲劳强度126.5计算齿轮传动其它几何尺寸146.6齿轮参数和几何尺寸总结156.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差156.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差16第七部分 减速器低速级齿轮传动设计计算187.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数187.2按齿面接触疲劳强度设计197.3确定传动尺寸217.4校核齿根弯曲疲劳强度227.5计算齿轮传动其它几何尺寸247.6齿轮参数和几何尺寸总结247.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差257.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差26第八部分 轴的设计288.1高速轴设计计算288.2中间轴设计计算338.3低速轴设计计算39第九部分 滚动轴承寿命校核449.1高速轴上的轴承校核449.2中间轴上的轴承校核459.3低速轴上的轴承校核46第十部分 键联接设计计算4710.1高速轴与联轴器键连接校核4710.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核4710.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核4710.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核4810.5低速轴与链轮键连接校核48第十一部分 联轴器的选择4811.1高速轴上联轴器48第十二部分 减速器的密封与润滑4912.1减速器的密封4912.2齿轮的润滑4912.3轴承的润滑50第十三部分 减速器附件5013.1油面指示器5013.2通气器5113.3放油塞5213.4窥视孔盖5313.5定位销5413.6起盖螺钉5513.7起吊装置56第十四部分 减速器箱体主要结构尺寸57第十五部分 设计小结59第十六部分 参考文献59第一部分 原始设计数据1.1设计题目 展开式二级直齿圆柱减速器，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。工作机所需功率Pw3kW转速nw50rmin1.2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.链传动设计计算 6.减速器内部传动设计计算 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.箱体结构设计第二部分 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，后置外传动为链传动，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 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。 和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达0.950.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。第三部分 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照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确定传动装置的效率a=12432cw=0.853 1=0.993为联轴器的效率,2=0.99为滚动轴承的效率,3=0.98为闭式圆柱齿轮的效率,c=0.96为链传动的效率,w=0.97为工作机的效率3.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=3kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=30.853=3.52kW 工作转速：nw=n=50rmin， 经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：26，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：16240。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(16240)50=800-12000r/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。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890图3-1 电机尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （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=nmnw=96050=19.2 （2）分配传动装置传动比 取链传动比：ic=2 高速级传动比i1=1.35iaic=3.6 则低速级的传动比i2=2.67 减速器总传动比ib=i1i2=9.612第四部分 动力学参数计算4.1电动机输出参数P0=3.52kWn0=nm=960rminT0=9550P0n0=95503.52960=35.02Nm4.2高速轴的参数P=P01=3.520.993=3.5kWn=n0=960rminT=9550Pn=95503.5960=34.82Nm4.3中间轴的参数P=P23=3.50.990.98=3.4kWn=ni1=9603.6=266.67rminT=9550Pn=95503.4266.67=121.76Nm4.4低速轴的参数P=P23=3.40.990.98=3.3kWn=ni2=266.672.67=99.88rminT=9550Pn=95503.399.88=315.53Nm4.5工作机轴的参数P=Pc22w=3.30.960.990.990.97=3.01kWn=ni3=99.882=49.94rminT=9550Pn=95503.0149.94=575.6Nm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nm)电机轴9603.5235.02高速轴9603.534.82中间轴266.673.4121.76低速轴99.883.3315.53工作机轴49.943.01575.6第五部分 链传动设计计算 (1)选择链轮齿数 取小链轮齿数z1=25，链轮齿数为z2=iz1=50，所以取z2=51。 实际传动比i=z2/z1=2.04 (2)确定计算功率 由表9-6查得工况系数KA=1.1，由图9-13查得主动链轮齿数系数Kz=1.22，单排链，则计算功率为Pca=KAKzP=1.11.223.3kW=4.429kW (3)选择链条型号和节距 根据Pca=4.429kW，n1=99.88r/min，查图9-11，可选16A-1，查表9-1，链条节距p=25.4mm。 (4)计算链节数和中心距 初选中心距a0=3050p=305025.4=7621270mm 取a0=1016mm，相应的链长节数为Lp=2a0p+z1+z22+pa0z1-z222=2101625.4+25+512+25.4101625-5122=118.428节 取链长节数Lp=118节 查表9-8，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24858，则链传动的最大中心距为a=p4Lp-z1+z22+Lp-z1+z222-8z2-z122=25.44118-25+512+118-25+5122-851-2522=1015.63mm (5)计算链速v，确定润滑方式v=z1np601000=2599.8825.4601000=1.057 由v=1.057m/s和链号16A，查图9-14可知应采用滴油润滑。 (6)计算压轴力Fp 有效圆周力为F=1000Pv=10003.31.057=3122N 链轮水平布置时的压轴力系数KFp=3122，则压轴力为Fp1.15FFp=1.153122=3590N 链轮尺寸及结构 滚子直径dr=15.88 分度圆直径d1=psin180z1=25.4sin18025=202.76mmd2=psin180z2=25.4sin18051=412.81mm 齿顶圆直径damin1=d1+p1-1.6z1-dr=202.76+25.41-1.625-15.88=210.65mmdamax1=d1+1.25p-dr=202.76+1.2525.4-15.88=218.63mmdamin2=d2+p1-1.6z2-dr=412.81+25.41-1.651-15.88=421.53mmdamax2=d2+1.25p-dr=412.81+1.2525.4-15.88=428.68mm 齿根圆直径df1=d1-dr=202.76-15.88=186.88mmdf2=d2-dr=412.81-15.88=396.93mm (7)主要设计结论 链条型号16A-1；链轮齿数z1=25，z2=51；链节数Lp=118，中心距a=1015.63mm第六部分 减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。 2.参考表10-6选用7级精度。 3.材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS 4.选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1i=263.6=95。6.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 (1)确定公式中的各参数值 (1)试选KHt=1.3 (2)计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551063.5960=34817.71Nmm (3)由表10-7选取齿宽系数d=1 (4)由图10-20查得区域系数ZH=2.49 (5)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 (6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos26cos2026+21=29.241a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos95cos2095+21=23.027=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=26tan29.241-tan20+95tan23.027-tan202=1.73Z=4-3=4-1.733=0.87 (7)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Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=6096011630010=2.765109NL2=NL1u=2.7651093.6=7.68108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.97，KHN2=1.04 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=6000.971=582MPaH2=Hlim2KHN2SH=5501.041=572MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=572MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.334817.7119526+195262.49189.80.875722=39.098mm 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v=d1tn601000=39.098960601000=1.964ms (2)齿宽bb=dd1t=139.098=39.098mm (2)计算实际载荷系数KH (1)由表10-2查得使用系数KA=1.25 (2)根据v=1.964m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.037 (3)齿轮的圆周力。Ft=2Td1=234817.7139.098=1781.048NKAFtb=1.251781.04839.098=57Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.417 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=1.251.0371.21.417=2.204 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=39.09832.2041.3=46.621mm (4)确定模数m=d1z1=46.62126=1.79mm，取m=2mm。6.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2m2=121mm，圆整为121mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=262=52mmd2=z2m=952=190mm 3.计算齿宽b=dd1=52mm 取B1=60mm B2=55mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KFTYFaYSaYdm3z12F (1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=55 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.6，YFa2=2.19 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.78 (1)试选KFt=1.3 (2)由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.734=0.683 (2)圆周速度v=d1n601000=52960601000=2.61ms (3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=554.5=12.222 根据v=2.61m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4查得KH=1.422，结合b/h=55/4.5=12.222查图10-13，得KF=1.079。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=1.251.051.21.079=1.699 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.88，KFN2=0.91 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=5000.881.25=352MPaF2=Flim2KFN2S=3800.911.25=276.64MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=21.69934817.712.61.60.683123262=62.159MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=21.69934817.712.191.780.683123262=58.247MPaF2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 (4)齿轮的圆周速度v=d1n601000=52960601000=2.61ms 选用7级精度是合适的6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=21=2mm hf=mhan*+cn*=21+0.25=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=56mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=194mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=47mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=185mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6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mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左旋000右旋000齿数z2695齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d52190齿顶圆直径da56194齿根圆直径df47185齿宽B6055中心距a1211216.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.126mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1262cos20=-0.06704mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=226=52mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.029mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0292+0.0422tann=0.03596mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.06704-0.03596=-0.103mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.06704cos20=-0.063mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.103cos20=-0.097mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=126=26 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=7+02=14mmWnk=14-0.097-0.063mm6.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.126mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1262cos20=-0.06704mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=295=190mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0392+0.0422tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.06704-0.04067=-0.10771mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.06704cos20=-0.063mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.10771cos20=-0.101mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=195=95 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=32（跨侧齿数K=11），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=32+02=64mmWnk=64-0.101-0.063mm图6-1 高速级大齿轮结构图第七部分 减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。 2.参考表10-6选用7级精度。 3.材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS 4.选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1i=262.67=69。7.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 (1)确定公式中的各参数值 (1)试选KHt=1.3 (2)计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551063.4266.67=121760.98Nmm (3)由表10-7选取齿宽系数d=1 (4)由图10-20查得区域系数ZH=2.49 (5)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 (6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos26cos2026+21=29.241a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos69cos2069+21=24.045=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=26tan29.241-tan20+69tan24.045-tan202=1.71Z=4-3=4-1.713=0.874 (7)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Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=60266.6711630010=7.68108NL2=NL1u=7.681082.67=2.876108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.04，KHN2=1.12 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=6001.041=624MPaH2=Hlim2KHN2SH=5501.121=616MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=616MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.3121760.9816926+169262.49189.80.8746162=58.054mm 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v=d1tn601000=58.054266.67601000=0.81ms (2)齿宽bb=dd1t=158.054=58.054mm (2)计算实际载荷系数KH (1)由表10-2查得使用系数KA=1.25 (2)根据v=0.81m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.015 (3)齿轮的圆周力。Ft=2Td1=2121760.9858.054=4194.749NKAFtb=1.254194.74958.054=90Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.421 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=1.251.0151.21.421=2.163 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=58.05432.1631.3=68.792mm (4)确定模数m=d1z1=68.79226=2.65mm，取m=3mm。7.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2m2=142.5mm，圆整为142mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=263=78mmd2=z2m=693=207mm 3.计算齿宽b=dd1=78mm 取B1=85mm B2=80mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KFTYFaYSaYdm3z12F (1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=80 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.6，YFa2=2.24 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.75 (1)试选KFt=1.3 (2)由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.713=0.688 (2)圆周速度v=d1n601000=78266.67601000=1.09ms (3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=806.75=11.852 根据v=1.09m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.021 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4查得KH=1.427，结合b/h=80/6.75=11.852查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=1.251.0211.21.08=1.654 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.91，KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=5000.911.25=364MPaF2=Flim2KFN2S=3800.921.25=279.68MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=21.654121760.982.61.60.688133262=63.16MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=21.654121760.982.241.750.688133262=59.517MPaF2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 (4)齿轮的圆周速度v=d1n601000=78266.67601000=1.09ms 选用7级精度是合适的7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=31=3mm hf=mhan*+cn*=31+0.25=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=84mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=213mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=70.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=199.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6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mn33法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角右旋000左旋000齿数z2669齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d78207齿顶圆直径da84213齿根圆直径df70.5199.5齿宽B8580中心距a1421427.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.153mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1532cos20=-0.08141mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=326=78mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.029mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0292+0.0422tann=0.03596mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08141-0.03596=-0.11737mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.08141cos20=-0.077mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.11737cos20=-0.11mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=126=26 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=7+03=21mmWnk=21-0.11-0.077mm7.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.153mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1532cos20=-0.08141mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=369=207mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0392+0.0422tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08141-0.04067=-0.12208mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.08141cos20=-0.077mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.12208cos20=-0.115mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=169=69 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=23（跨侧齿数K=8），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=23+03=69mmWnk=69-0.115-0.077mm图7-1 低速级大齿轮结构图第八部分 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 转速n=960r/min；功率P=3.5kW；轴所传递的转矩T=34817.71Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表15-1选用40Cr（调质），硬度为280HBS，许用弯曲应力为=60MPa 3.按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11233.5960=17.24mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0517.24=18.1mm 查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30图8-1 高速轴示意图 (1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑轻微冲击，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=45.26Nm 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm(GB T 1096-2003)，键长L=70mm。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 35 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为dDB = 408018mm，故d34 = d78 = 40 mm。 取挡油环宽度s1为12,则l34=l78=B+s1=18+12=30 mm 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 (3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 60 mm，d56 = 56 mm (4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与传动部件右端面有一定距离，取l23= 63 mm (5)取小齿轮距箱体内壁之距离 =10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=85mm，则l45=b3+ c+ -2.5-2=85+ 15+ 10-2.5-2=105.5 mml67=-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径30354047564740长度826330105.560830 4.轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=234817.7152=1339.14N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan=1339.14tan20=487.41N 根据6208深沟球查手册得压力中心a=9mm 第一段轴中点到轴承压力中心距离: l1=822+63+9=113mm 轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=30+602+105.5-9=156.5mm 齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=8+602+30-9=59mm (1)计算轴的支反力 水平支反力FNH1=Ftl3l2+l3=1339.1459156.5+59=366.63NFNH2=Ftl2l2+l3=1339.14156.5156.5+59=972.51N 垂直支反力FNV1=Frl3l2+l3=487.4159156.5+59=133.44NFNV2=Frl2l2+l3=487.41156.5156.5+59=353.97N (2)计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面C处的水平弯矩MH1=FNH1l2=366.63156.5=57377.6Nmm 截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1l2=133.44156.5=20883.36Nmm 分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c） 截面C处的合成弯矩M1=MH12+MV12=57377.62+20883.362=61059.84Nmm (3)作合成弯矩图（图d）T=34817.71Nmm 作转矩图（图e）图8-2 高速轴受力及弯矩图 5.校核轴的强度 因C右侧弯矩大，且作用有转矩，故C右侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=47332=10187.63mm3 抗扭截面系数为WT=d316=47316=20375.26mm3 最大弯曲应力为=MW=61060.1310187.63=5.99MPa 剪切应力为=TWT=34817.7120375.26=1.71MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=5.992+40.61.712=6.33MPa 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。8.2中间轴设计计算 1.已经确定的运动学和动力学参数 转速n=266.67r/min；功率P=3.4kW；轴所传递的转矩T=121760.98Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表15-1选用45（调质），硬度为240HBS，许用弯曲应力为=60MPa 3.按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11233.4266.67=26.16mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm图8-3 中间轴示意图 (1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 26.16 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6206，其尺寸为dDB = 306216mm，故d12 = d56 = 30 mm。 (2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 33 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 55 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 53 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 33 mm查表，得R=2.5，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 43 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 15 mm。 (3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h=2mm,因此，取d23=33。 (4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3= 85 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 83 mm。 (5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 10 mm，则l12=B+s+2=16+10+10+2= 38 mml56=B+s+2+2=16+10+12.5+2= 40.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3033433330长度3883155340.5 4.轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）Ft2=2Td2=2121760.98190=1281.69N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tan=1281.69tan20=466.5N 低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）Ft3=2Td3=2121760.9878=3122.08N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tan=3122.08tan20=1136.34N 根据6206深沟球查手册得压力中心a=8mm 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离: l1=38+832-8=71.5mm 低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离: l2=55+852+15=85mm 高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离 :l3=40.5+532-8=59mm (1)计算轴的支反力 水平支反力FNH1=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=3122.0885+59+1281.695971.5+85+59=2437.12NFNH2=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=3122.0871.5+1281.6971.5+8571.5+85+59=1966.65N 垂直支反力FNV1=Fr2l3-Fr3l2+l3l1+l2+l3=466.559-1136.3485+5971.5+85+59=-631.6NFNV2=Fr2-FNV1-Fr3=466.5-631.6-1136.34=-38.24 (2)计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面B处的水平弯矩MBH1=FNH1l1=2437.1271.5=174254.08Nmm 截面C处的水平弯矩MCH1=FNH1l3=2437.1259=143790.08Nmm 截面C处的垂直弯矩MCV1=-FNV2l3=-38.2459=2256.16 截面B处的垂直弯矩MBV1=-FNV1l1=-631.671.5=45159.4Nmm 分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c） 截面B处
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