二级斜齿轮圆柱齿轮减速器设计

湖北工业大学商贸学院毕业设计I摘 要减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。上世纪 7080 年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。其主要由传动零件(齿轮或蜗杆) 、轴、轴承、箱体及其附件所组成。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。当今世界减速器正被越来越多地应用各种民用和军用设备上，另一方面，人们对减速器的要求随着时代的变革也在发生着变化，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高的减速器更受人们喜爱，减速器也正朝着高水平、高性能的方向不断推进。关键字：减速器 转矩 传动零件 轴承 湖北工业大学商贸学院毕业设计IIAbstractSpeed reducer in the original motivation and implement mechanism between the matching speed and torque transfer function, in the modern machine is widely applied in the. Speed reducer can be classified according to use general reducer and special reducer two categories, both the design, manufacture and use of characteristics of different.70 of the last century80s, the world speed reducer technology had very great progress, and the development of new technology revolution closely reducer is the prime mover and machine between independent closed gearing device, used to reduce speed and increase torque, to meet the operational needs, in some occasions also used to speed-up, called the speeder. The reducer is a kind of relatively sophisticated machinery, the use of it is designed to reduce the speed, increased torque. It is mainly composed of a driving parts ( gear or worm ), shaft, bearing, box and its accessories. Speed reducer can be classified according to use general reducer and special reducer two categories, both the design, manufacture and use of characteristics of different. In todays world of reducer are being increasingly applied in various civil and military equipment, on the other hand, people on the reducer requirements with the change of time is also changing, small volume, light weight, low noise, high efficiency, high reliability of the reducer is more influenced by people like love, speed reducer is also facing the high level, high performance continuously in the direction of advance. Keywords: Retarder Torque Transmission parts Bearing湖北工业大学商贸学院毕业设计III目 录摘 要 IAbstract.II目 录 III引 言 11 设计任务书 .21.1 设计题目 21.3 设计内容 21.4 设计要求 22 传动装置的总体方案设计 .32.1 对传动方案的要求 32.2 拟定传动方案 32.2.1 选用闭式斜齿圆柱齿轮 .32.2.1 选用带传动 .32.3 电动机的选择 32.3.1 选择电动机的类型和结构形式 .32.3.2 电动机转速的确定 .42.3.3 确定电动机的功率和型号 .42.4 传动比的分配 62.5 计算传动装置的运动和动力参数 62.5.1 各轴转速的计算 .62.5.2 各轴输入功率计算 .62.5.3 各轴的输入转矩据算 .73 传动零件的设计计算 .83.1 设计带传动的设计 83.2 高速级齿轮传动的设计计算 .103.2.1 选定高速齿轮类型、精度等级、材料，热处理及齿数 103.2.2 按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数 103.2.3 确定传动尺寸 113.2.4 校核齿根弯曲强度 123.2.4 齿轮结构设计 133.3 低速级齿轮传动的设计计算 .143.3.1 选定低速齿轮类型、精度等级、材料，热处理及齿数 143.3.2 按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数 143.3.3 确定传动尺寸 153.3.4 校核齿根弯曲强度 163.3.4 齿轮结构设计 17湖北工业大学商贸学院毕业设计IV4 轴的设计 194.1 轴的材料选择和最小直径估算 .194.2 轴的结构设计 .194.2.1 高速轴的结构设计 194.2.2 中间轴的结构设计 204.2.3 低速轴的结构设计 215 轴的校核 225.1 轴的力学模型的建立 .225.1.1 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定 225.1.2 绘制轴的力学模型图 225.2 计算中间轴上的作用力 .235.3 计算支反力 .235.4 绘转矩、弯矩图 .245.5 弯扭合成强度校核 .256 零件的选择与校核 266.1 键的选择与校核 .266.2 联轴器的选择 .267 滚动轴承的选择和校核 277.1 中间轴滚动轴承的选择 .277.2 滚动轴承的校核 .277.2.1 计算径向载荷 277.2.2 计算内部轴向力 277.2.3 计算轴承所受的轴向载荷 277.2.4 计算当量载荷 287.2.5 验算轴承寿命 288 润滑与密封的设计 298.1 润滑设计 .298.2 密封设计 .299 箱体的结构设计 309.1 确定箱体的尺寸与形状 .309.2 合理设计肋板 .309.3 合理选择材料 .3010 减速器附件的结构设计 .3211 减速器输出轴加工工艺 .3311.1 输出轴的零件图和技术要求 3311.2 输出轴的加工工艺分析 3311.2.1 主要加工表面 .3311.2.2 次要加工表面 .3411.3 输出轴加工工艺路线和加工过程 34湖北工业大学商贸学院毕业设计V11.3.1 输出轴加工工艺路线 .3411.3.2 输出轴加工过程 .3411.4 检验 按图样技术要求项目检查 .3811.4.1 选择机床与工艺装备 .3811.5.1 粗车工序图 .3911.5.2 半精车工序图 .3911.5.3 精车工序图 .3911.5.4 粗铣工序图 .4011.5.5 精铣工序图 .4011.5.6 粗磨工序图 .4011.5.7 精磨工序图 .40结 束 语 .41参 考 文 献 42致 谢 .43湖北工业大学商贸学院毕业设计1引 言减速器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。本设计采用的是二级斜齿轮传动机器，主要研究其传动部分的结构和效率，传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为二级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。主要设计的部分包括带传动、斜齿轮、高速轴、中间轴以及输出轴、轴承、键、零部件及其箱体的结构设计。湖北工业大学商贸学院毕业设计21 设计任务书1.1 设计题目运用机械设计中机械传动装置的设计原理,完成带式输送机的传动方案的设计, 完成减速器装配图,要求选用带传动 ,选用标准中心距。1.2 设计任务（1）减速器装配图（0 号） 1 张 （2）低速轴零件图（2 号） 1 张（3）低速级大齿轮零件图（2 号） 1 张 （4）设计计算说明书 1 份1.3 设计内容设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器。有轻微冲击,工作经常满载, 原动机为电动机,齿轮单向传动,单班制工作（每班 8 小时）, 运输带速度误差为5%,减速器使用寿命 5 年 ,每年按 300 天计, 小批量生产, 启动载荷为名义载荷的 1.5倍。 1.4 设计要求1）各级齿轮传动的强度验算2）中间轴的弯扭合成强度验算3）中间轴键的强度验算（只验算一处）4）中间轴上的滚动轴承寿命验算5）两级传动大齿轮浸油深度验算6）选择减速器内齿轮润滑方式验算 V7）选择滚动轴承的润滑（剂）方式验算 dn湖北工业大学商贸学院毕业设计32 传动装置的总体方案设计2.1 对传动方案的要求合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠、机构简单、尺寸紧凑、传动效率高、重量轻、成本低廉、工艺性好、使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。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。2.2 拟定传动方案满足同一工作机功能要求，往往可采用不同的传动机构，不同的组合和布局，从而可得到不同的传动方案。拟定传动方案时，应充分了解各种传动机构的性能及适用条件，结合工作机所传递的载荷性质和大小、传动方式和速度以及工作条件等。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。2.2.1 选用闭式斜齿圆柱齿轮齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级采用闭式斜齿轮传动。另一方面，其润滑及防护条件最好，传动较平稳，动载荷较小、结构简单紧凑。其加工上只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.2.1 选用带传动带传动具有传动平稳、吸振等特点，且能起到过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递相同功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大，为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。由以上条件可初步确定带式运输机传动装置及其简图。2.3 电动机的选择选择电动机的内容包括：选择电动机类型、结构形式、功率、转速和型号。湖北工业大学商贸学院毕业设计42.3.1 选择电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式应根据电源种类、工作天剑、工作时间的长短及载荷性 2 3 5 4 1IIIVPdPw图 2-1 带式运输机传动装置及其简图质、大小、起动性能和过载情况等条件来选择。工业上一般采用三相交流电动机。Y 系列三相异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故应用最广泛。因此，根据动力源和工作条件，选用 Y 系列三相异步电动机。2.3.2 电动机转速的确定同一功率功率的异步电动机有同步转速 1500、1000、750r/min 等几种。一般来说，电动机的同步转速越高，磁极对数越少，外廓尺寸越小，价格越低；反之，转速越低，外廓尺寸越大，价格越贵。当工作机转速高时，选用高速电动机教经济。但若工作机转速较低也选用高速电动机，则总传动比会增大，会导致传动结构复杂，造价较高。所以在确定电动机转速时，应全面分析。2.3.3 确定电动机的功率和型号电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。功率选得过小，不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载而过早损坏；功率选得过大，则电动机价格较高，且经常不在满载下运行，电动机效率和功率都较低，造湖北工业大学商贸学院毕业设计5成很大的浪费。电动机功率的确定，主要与其载荷的大小、工作时间长短、发热多少有关。对于长期连续工作、载荷较稳定的机械，可根据电动机所需的功率 来选择，而不必dP校核电动机的发热和起动力矩。选择时应使电动机的额定功率稍大于电动机的所需功率，具体计算如下：1） 工作机所需要的有效功率为：kW 2.（1）98.108 vFpw为了计算电动机所需功率 d，需要确定传动装置总效率 。a为 V 带的效率, 为轴承 1 的效率，12345、 为齿轮啮合传动的效率， 为联轴器的效率，67 8为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。9则传动装置的总效率为：0.95 0.990.960.8；987654321a 48.029.电动机所需工作功率为： P P / 1.98/0.82.5kW 2.（2）查表选取电动机的额定功率为 3kW。2） 电动机转速的选择选用常用同步转速 1500r/min 和 1000r/min 两种作对比。工作机转速 2.（3）min/028.7in/301.610rrDvnw 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y100L2-4 的三相异步电动机，额定功率为 3.0kw。满载转速 1430 r/min，同步转速 1500r/min。mn由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 1430/70.02820.42 2.（4）aiw/图 2-2 电动机的外型图表 2-1 电动机主要参数湖北工业大学商贸学院毕业设计62.4 传动比的分配由 可得，式中 分别为 V 带传动和减速器的传动比。ai0ii,0为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 2，则减速器传动比为0i 20.42/210.21i0/a取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比2.（5）64.321.3.1ii右则低速级的传动比2.（6）8.4.3012i2.5 计算传动装置的运动和动力参数2.5.1 各轴转速的计算 1430/2715r/minn0/im 715/4.38196.43r/min1 / 196.43/2.8=70 r/min2i= =70 r/minn2.5.2 各轴输入功率计算 2.50.952.375kWPdp1 2 2.3750.98 0.982.281kW6 4 2.2810.980.982.191kW7 8=2.1910.980.992.126kW2.5.3 各轴的输入转矩据算电动机转速 minr传动装置的传动比方案电动机型号额定功率Pedkw同步转速满载转速电动机重量N参考价格元 总传动比V 带传动 减速器1 Y100L2-4 3 1500 1430 33 210 20.42 2 10.21中心高 外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸 DE装键部位尺寸 FGD100 380 283 245 160 140 12 2860 8 54湖北工业大学商贸学院毕业设计7电动机轴的输出转矩 =9550 =95502.5/1430=16.696 Nm 2.（7）dTmdnP所以: 2.375/715=31.722 Nm950/ 2.281/196.43=110.897Nm950 2.191/70=298.915NmT/nP= 2.126/70=289.911 Nm950将传动装置的运动和动力参数归纳于表 2-1表 2-1 运动和动力参数轴号 转速 n（ r/min 功率/kw 转矩/N.m0 1430 2.5 16.696 715 2.375 31.722 196.43 2.281 110.897 70 2.191 298.915 70 2.126 289.911湖北工业大学商贸学院毕业设计83 传动零件的设计计算注：本计算采用西北工业大学编机械设计（第七版）的计算方法。有关设计计算公式、图标、数据均引自此书。3.1 设计带传动的设计(1)确定计算功率查教材表 8-6 得工作情况系数 ，P 为传递的额定功率,既额定功率0.1AKP=2.5kw。, 3.（1）kwkPAc 5.2.（2）选择带型号根据 ， ,查教材 表 8-8 和 表 8-9 选用带型为 Z 型wc5.0.1A152P153带（3）确定大、小带轮的基准直径选取带轮基准直径 21,d查教材 表 8-3 和 表 8-7 得小带轮基准直径 ，则大带轮基准直径145P53 md801； 3.（2）idd .569.08)0.(102 式中带传动的滑动率，通常取（1%2%），圆整后取 。误差小于d5，是允许的。（4）验算带速 v； 3.（3） smndVm /25/0.6160438160在 525m/s 范围内，带充分发挥。（5）确定中心距 0a中心距 ,所以初步选取中心距 mm，360)18(5.)(5.120 d初定中心距 ，ma360（6）基准长度计算= ； 3.（4）0dL104)()(20221 addm对于 Z 型带，查教材 表 8-2 选取基准长度4PLd湖北工业大学商贸学院毕业设计9得实际中心距，取 ma3703.（5）mLd 3702/)1(620 (7)验算小带轮包角 1，包角合适。 3.（5） 073.5182ad(8)确定 v 带根数 z因 ，带速 ，传动比 ,查教材 表 8-5a 或 8-5c 和 8-md01 sv/620i148P5b 或 8-5d,并由内插值法得 。kwpkp.;3.0查教材 表 8-2 得 =1.08，142PLK查教材 表 8-8,并由内插值法得 =1.05 由 公式 8-22 得143.（6）408.1)4.03(52)(0 lckpZ故选 Z=4 根带。（9）计算预紧力 0F查教材 表 8-4 可得 ,故:145Pmkgq/6.单根普通带张紧后的初拉力为 NvkzvFc 29.806.)10.52(645).2(02 （10）计算作用在轴上的压轴力 pF利用公式可得:3.（7）zFp 64217sin29.8042sin10 表 3-1 V 带传动的主要参数名称 结果 名称 结果 名称 结果带型 Z 传动比 0i根数 Z=4基准长度 mLd12预紧力 NF29.80带轮基准直径 md16082中心距 a=370mm 压轴力 P64查表 8-10 可得：槽间距 e=12 0.3mm；槽边距 f=8 1mm。则带轮轮缘宽度：B=（z-1)e+2f=(4-1)x12+27mm=50mm；大带轮毂孔直径由后续高速轴设计而定，d= = 1d20mm，大带轮毂宽度 L：当 B1.5d 时，取 L=B=50mm。湖北工业大学商贸学院毕业设计103.2 高速级齿轮传动的设计计算3.2.1 选定高速齿轮类型、精度等级、材料，热处理及齿数考虑到带式运输机为一般机械，故用斜齿轮传动，高速级小齿轮选用 45 钢调质，平均齿面硬度为 250HBS，大齿轮选用 45 钢正火，平均齿面硬度为 200HBS。选用 8 级精度。3.2.2 按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数因为是闭式软齿面齿轮传动，故先按齿面接触疲劳强度进行设计，即3.（8）2131 )(2HEdtt ZuTK确定上式各参数的值:（1）试选 =1.4， 31722N/mm，u=3.64；t1（2）按表 10-7 取齿宽系数 1.0；d（3）取 ，取 初选螺旋角912564.3,2511uzz ,2z14则由公式可得： 1.88-3.2（ ） 3.（9）21Zcos1.883.2（1/251/91）cos14 1.666（4）由 ，查图 18-19 得区域系数 Z =2.41；14H（5）由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 MPaE8.19（6）许用接触应力按 计算。HNSlim查教材图 10-21 得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接 H501lim触疲劳强度极 限 。MPaH3902lim由教材 公式 10-13 计算应力值环数0PN =60n j =607151（83005） 3.（10）1hL=5.14810 h8N =N /u=1.4141021查图 10-22 得接触疲劳寿命系数 ，13.;.21NZ失效概率为 1%,取安全系数 ,应用 公式 10-12 得:0HS0P = 3.（11）H1 MZN65.51lim湖北工业大学商贸学院毕业设计11 = 3.（12） H2 MPSZN7.40.1392lim取 MPa7.40初算小齿轮的分度圆直径 d ，得t13.（13）2131 )(2HEdtt ZuTK= m83.41)7.409(6.3.7423 3.2.3 确定传动尺寸（1）计算圆周速度 ，因此 7 级精度合用106ndtsm/57.10683.4（2）计算载荷系数 K。查教材表 10-2 可得使用系数 =1.25；A根据 ,7 级精度, 查教材由 表 10-8 得动载系数 K =1.04；smv/57.1192PV查教材表 10-3 可得齿间载荷分配系数 ；.K查教材图 10-8 可得齿向载荷分配系数 5故载荷系数: 645.1.0412.KA（3）对 进行修正。td13.（14）mtt .4.16583.31 （4）确定模数 。nm= ， 3.（15）Zd7.25cos.4cos1取为标准模数 =2mmn（5）计算中心距。a= = =119.55 3.（16）cos2)(1nmz14cos)9(m圆整为 a=120湖北工业大学商贸学院毕业设计12（6）精算螺旋角。=arccos 3.（17） 84.120)95(arcos2)(1 mn因为 值与初选值相差不大，故与 值有关的数据不需修正。（7）精算分度圆直径。3.（18）mzdn 14.72.5184.cos21 zmn 8s922（8）计算齿宽，mdb72.51.01取 b60)(,523.2.4 校核齿根弯曲强度由式可得3.（19）1FSaFnFYmbdKT式中各参数为：（1） 值同前；,1ndbTK（2）由当量齿数 3.（20）7.284.1cos5331zv4.10.92v由图 10-17、10-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数 Y 2.62 ；Y 2.20 应力校正系数 Y 1.59； Y 1.78（3）计算斜齿轮的纵向重合度=0.318 =2.949 3.（21）1d 84.1tan350.8.tan查图 10-21 得螺旋角影响系数为 7Y（4）许用弯曲应力由式，即按 计算，FNstFSlim查图 10-15 可得弯曲疲劳极限 MPP160,202li1li 查图 10-22 可得弯曲疲劳寿命系数 .NY湖北工业大学商贸学院毕业设计13取 ，安全系数 ，故0.2stY25.1FS3.（22）MPYNstF 320.10lim1 SFst 56.62li23.（23）YbdKTanF11= 1748.059162.94.27.536 FMP3.（24）21212 80FSaFFY满足齿根弯曲疲劳强度。（5）高速级各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径： mbdmd5,28.1,34.7251，中心距 ，模数mb5,6021a0n3.2.4 齿轮结构设计小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见表 3-2；大齿轮 2 结构图参见设计图。高速级齿轮传动尺寸归于表 3-3。表 3-2 大齿轮 2 结构尺寸名 称 结构尺寸经验计算公式 结果/mm毂孔直径 d由中间轴设计而定 24d40轮毂直径 3DD6.13 64轮毂宽度 L78)2.(L65（取为与齿宽 b2相等）腹板最大直径 0 namd400150板孔分布圆直径 1 2/)(31107板孔直径 2D5.302D25腹板厚度 CbC)(15湖北工业大学商贸学院毕业设计143.3 低速级齿轮传动的设计计算3.3.1 选定低速齿轮类型、精度等级、材料，热处理及齿数考虑到带式运输机为一般机械，故用斜齿轮传动，高速级小齿轮选用 45 钢调质，平均齿面硬度为 250HBS，大齿轮选用 45 钢正火，平均齿面硬度为 200HBS。选用 8 级精度。3.3.2 按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数因为是闭式软齿面齿轮传动，故先按齿面接触疲劳强度进行设计，即 2232 )(1HEdtt ZuTK确定上式各参数的值:（1）试选 =1.4， 110897N/mm，u=2.8；tKI（2）按表 10-7 取齿宽系数 1.0；d（3）取 ，取 初选螺旋角8430.2,304uzz ,74z12则由公式可得：1.88-3.2（ ）431Zcos1.883.2（1/301/87）cos12 1.7（4）由 ，查图 18-19 得区域系数 Z =2.45；12H（5）由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 MPaE8.19（6）许用接触应力按 计算。HNSlim查教材图 10-21 得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触H503lim疲劳强度极限 。MPaH3904lim由教材 公式 10-13 计算应力值环数20PN =60n j =60196.431（83005）3hL=1.41410 h8N =N /u=5.0510437查图 10-22 得接触疲劳寿命系数 ，5.0;1.43NNZ失效概率为 1%,取安全系数 ,应用 公式 10-12 得:0HS2P =3 MP.63.53lim湖北工业大学商贸学院毕业设计15 = H4 MPSZN1950.34lim取 MPaH1954初算小齿轮的分度圆直径 d ，得t12232 )(HEdtt ZuTK= m10.2)1958.4.(8.7.10943 3.3.3 确定传动尺寸（1）计算圆周速度 ，因此 8 级精度合用1062ndts/15.10643（2）计算载荷系数 K。查教材表 10-2 可得使用系数 =1.25；A根据 ,7 级精度 , 查教材由 表 10-8 得动载系数 K =1.02；smv/15.192PV查教材表 10-3 可得齿间载荷分配系数 ；.K查教材图 10-8 可得齿向载荷分配系数 5故载荷系数: 760.12.01.KA（3）对 进行修正。td2 mdtt 9.4.176.2332 （4）确定模数 。nm= ，Z9.30cos9.1cos32取为标准模数 =4mmn（5）计算中心距。a= = =239.23cos2)(43nmz12cos4)870(m圆整为 a=240（6）精算螺旋角。湖北工业大学商贸学院毕业设计16=arccos 84.1202)73(arcos2)(43 mn因为 值与初选值相差不大，故与 值有关的数据不需修正。（7）精算分度圆直径。 mzdn 9.1208.34.12cos033 m.56.74（8）计算齿宽，db08.123.0.13取 b)5(,25343.3.4 校核齿根弯曲强度由式可得 23FSaFnFYmbdKT式中各参数为：（1） 值同前；,32ndbTK（2）由当量齿数37.284.1cos033zv.9.4v由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数 Y 2.40 ；Y 2.16 应力校正系数 Y 1.67； Y 1.81（3）计算斜齿轮的纵向重合度=0.318 =2.9493d 84.12tan30.18.0tan查图 10-21 得螺旋角影响系数为 7（4）许用弯曲应力由式，即按 计算，FNstFSYlim查图 10-15 可得弯曲疲劳极限 MPP160,204li3li 查图 10-22 可得弯曲疲劳寿命系数 .4N湖北工业大学商贸学院毕业设计17取 ，安全系数 ，故0.2stY25.1FSMPYNst 3205.103lim3 SFstF 6.64li4YbdKTanF132= 3847.0614.29.08.1576 FMP1234 2.SaFFY满足齿根弯曲疲劳强度。（5）低速级各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径： mbdmd08.123,9.356,9.12043 ，中心距 ，模数bm5,1304an43.3.4 齿轮结构设计小齿轮 3 由于直径较小，采用键连接结构；大齿轮 4 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的低速轴配合段直径计算，见表 3-4；大齿轮 4 结构图参见设计图。高速级齿轮传动尺寸归于表 3-5。表 3-4 大齿轮 4 结构尺寸名 称 结构尺寸经验计算公式 结果/mm毂孔直径 d由中间轴设计而定 32d65轮毂直径 3DD6.13 104轮毂宽度 L 125（取为与齿宽 b4相等）腹板最大直径 0 namd)40(0323板孔分布圆直径 1 2/31214板孔直径 2D)(5(302D55腹板厚度 CbC38湖北工业大学商贸学院毕业设计18表 3-3 高速级齿轮传动的尺寸 表 3-5 低速级齿轮传动的尺寸名 称 计算公式 结果/mm 名 称 计算公式 结果/mm法面模数 nm2法面模数 nm4法面压力 角 20法面压力 角 20螺旋角 14.84 螺旋角 12.841z25 3z30齿数 291齿数 487传动比 i3.64 传动比 i2.801d51.72 3d123.08分度圆直 径 2188.28分度圆直 径 4356.93naamh155.72 naamh23131.08齿顶圆直 径 d2192.28齿顶圆直 径 d4364.93naf c)(146.72 naf c)(3113.08齿根圆直 径 fh2183.28齿根圆直 径 fh24354.93中心距 cos)(1nz120 中心距 cos)(3nz24051b60 53b130齿宽 255齿宽 4125湖北工业大学商贸学院毕业设计194 轴的设计4.1 轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为 45，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即： 。 4.（1）初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑nPAdo3min键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大 57，两个键槽时，d 增大 1015 。A0 值查教材表 15-3 可得：高速轴 A01=126，中间轴 A02=120，低速轴 A03=112。高速轴： ，因高速轴最小直径处安mnPAd80.1753.216301min1 装大带轮，设有一个键槽，则： md 85.19)07.(.%)(min1i 取为整数 。2in1中间轴： ，因中间轴最小直径处安nPAd 17.243.9682030mi 装滚动轴承，取为标准值 。mi低速轴： ，因低速轴最小直径处安m0.5701.330min3装联轴器，设有一个键槽，参见后面联轴器的选择，取为联轴器的孔径，d42min34.2 轴的结构设计4.2.1 高速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：最小直径，安装大带轮的外伸轴径， 。d md20in1：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度 ，12 1).07.(dh以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封）， 。251：滚动轴承处轴段， =30mm。滚动轴承选取 7206AC，其尺寸为13d13ddDBa=30mm62mm16mm14.2mm。：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于 2m/s，滚动轴承采用脂润14滑，间隙为 10mm，考虑挡油盘的轴向定位， =35mm。14d齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构，所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 45 钢，调质处理。湖北工业大学商贸学院毕业设计20：滚动轴承处轴段， = =30mm。15d15d3（2）各轴段长度的确定：由大带轮的毂孔宽度 B=50mm 确定， =48mm。1l 1l：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定， =58mm。2 2：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定， =36mm。13l 13l：由装配关系、箱体结构等确定， =140mm。4 14l：由高速级小齿轮宽度 确定， 。15l mb601mb60：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定， =36mm。6 1l（3）细部结构设计略，参见中间轴。4.2.2 中间轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段， 。滚动轴承选取2d md30in217206AC，其尺寸为 dDBa=30mm62mm16mm18.7mm。：低速级小齿轮轴段， =40mm。2 2d：轴环，根据齿轮的轴向定位要求， =55mm。3d 23d：高速级大齿轮轴段， =40mm。24 24：滚动轴承处轴段， = =30mm。5 5d1（2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定， =40mm。1l 21l：由低速级小齿轮的毂孔宽度 确定， =128mm。2 mb30：轴环宽度， =10mm。3l23l：由高速级大齿轮的毂孔宽度 确定， =53mm。24 5224l：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定， =40mm。5l 5（3）细部结构设计查教材表 10-1 可得高速级大齿轮处键 b h-L=12mm 8mm-45mm（t=5mm，r=0.25mm）；低速级小齿轮处键 b h-L=12mm 8mm-110mm（t=5mm，r=0.25mm）:；齿轮轮毂与轴的配合选为 ；滚动轴承与轴6/740nH的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为 ；查表 7-19，各轴肩处的过渡63m圆角半径为 2mm，各倒角为 C2。湖北工业大学商贸学院毕业设计214.2.3 低速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：滚动轴承处轴段， =60mm。滚动轴承选取 7212AC，其尺寸为3d31ddDBa=60mm110mm22mm22.4mm。：低速级大齿轮轴段， =65mm。32 32：轴环，根据齿轮的轴向定位要求， =80mm。d 3d：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位， =65mm。34 4：滚动轴承处轴段， = =60mm。5 35d1：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡36d圈密封）， =55mm。：最小直径，安装联轴器的外伸轴段， = =42mm。37 37dmin（2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定， =49mm。31l 31l：由低速级大齿轮的毂孔宽度 确定， =123mm。2 b2542：轴环宽度， =10mm。3l3l：由装配关系、箱体结构等确定， =55mm。4 34l：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定， =47mm。35l 35l：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定， =52mm。6 6：由联轴器的毂孔宽 L1=84mm 确定， =82mm。37l 37l（3）细部结构设计略，参见中间轴。湖北工业大学商贸学院毕业设计225 轴的校核5.1 轴的力学模型的建立5.1.1 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的重点。故支点跨距 L 240mm；低速级小齿轮的力作用点 C 到左支点 A 距离 ，两齿轮的力作用点之间的距mL871离 ，高速级大齿轮的力作用点 D 到右支点 B 距离 。mL1032 m4935.1.2 绘制轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制轴的力学模型图见图 5-1a。图 5-1 轴的力学模型及转矩、弯矩图湖北工业大学商贸学院毕业设计23a)力学模型图 b）V 面力学模型图 c）V 面弯矩图 d)H 面弯矩图e)合成弯矩图 f)转矩图 g)当量弯矩图5.2 计算中间轴上的作用力齿轮 2： 5.（1）NdTFtt 8.742.51312 5.（2）ntr 6cos20tancosa12 5.（3）ta 478t.74齿轮 3： NdTFt 61.3508.1293ntr 56.84.2cos0tancosta 931t6.535.3 计算支反力(1) 垂直面支反力（XZ 平面）参看图 5-1b。由绕支点 B 的力矩和 ,得：0BVM5.（4） )(2)( 323323321 LFdFLLFraarRAV N N49.18 )49103(6.0819.8.17.56 ,NLRAV 7.5)437/(4.2)/(232 方向向下。同理，由绕支点 A 的力矩和 ，得：0BVM5.（5）)()( 321321321 dFFLF aarrRBV湖北工业大学商贸学院毕业设计24N N35.481 208.139.528.147.586.1)07(62 ，LFRBV .7)03/(.)/(32 方向也向下。由轴上的合力 ,校核：0VF，计算无误。056.1.2807.5189.32 rRABV(2) 水平面支反力（XY 平面）。由绕支点 B 的力矩和 ,得：BHM5.（6）)()( 3232321 LFLFttRAHN35.28706)4910(87.45 RAH 41)/.)/(.8706321方向向下。同理，由绕支点 A 的力矩和 ,得：0AHM5.（7）)()( 211321 LFLFttRBHN36.014)38(486.5 RB 45.80)9/6.0)/(.04321 方向向下。由轴上的合力 ,校核：HF，计算无误。045.180.26.1358.7432 RBAttF(3）A 点总支反力 5.（8）NFRAHV 31.2722B 点总支反力 5.（9）BRB .9.25.4 绘转矩、弯矩图(1)垂直面内的弯矩图参看图 5-1c。C 处弯矩： mNLFMRAVCV 5107870.51右5.（10）mNda9.3742/.3./3D 处弯矩： NdFLaRBVV87.25042/8.1.25913/右5.（11） mNLMRBVD 739143右湖北工业大学商贸学院毕业设计25(2)水平面内的弯矩图参看图 5-1d。C 处弯矩： mNLFMRAHC 10248704.12D 处弯矩： BD 65.8953(3) 合成弯矩图，参看图 5-1e。C 处： CHV 27.1031024722右右mNN8495.32右右D 处： MDV 1.6.68222右右H 3717.2右右(4) 转矩图，参看图 5-1f。mNTI108972(5) 当量弯矩图，参看图 5-1g。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数 =0.6T4.590310876.2C 处： mNMC271右右mNT1244.590318.)( 222 D 处： D 897642 右右.378右右5.5 弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。5.（12）MPdMWCca 10.941.02.33 右右根据选定的轴材料 45 钢，调质处理，查教材表 15-1 可得 。P601因 ，故强度足够。1ca