課程陵計COURSEPROJECT題目： 兩級斜齒圓柱齒輪減速器系別： 機械工程系專業： 機械設計制造及有動化學制： 四年姓名： 戴建英 學號：1006013001 導師： 王勇 2012年1月5日目錄第1章 機械設計課程設計任務書 錯誤!未定義書簽。設計題目 錯誤！未定義書簽。設計數據 錯誤！未定義書簽。設計要求 錯誤！未定義書簽。TOC\o"1-5"\h\z設計說明書的主要內容 1第2章傳動裝置的總體設計 3傳動方案擬定 3\o"CurrentDocument"電動機的選擇 3\o"CurrentDocument"計算總傳動比及分配各級的傳動比 4\o"CurrentDocument"運動參數及動力參數計算 4第3章傳動零件的設計計算 7V帶傳動設計 7\o"CurrentDocument"高速級齒輪傳動設計 10\o"CurrentDocument"低速級齒輪傳動設計 14\o"CurrentDocument"齒輪結構設計 19第4章軸的設計計算 22軸的材料選擇 22\o"CurrentDocument"軸的結構設計 22\o"CurrentDocument"軸的校核 24第5章滾動軸承的選擇及校核計算 29滾動軸承的選擇 29滾動軸承校核 錯誤！未定義書簽。第6章鍵聯接的選擇及計算 30鍵連接的選擇 30\o"CurrentDocument"鍵連接的校核 30第7章聯軸器的選擇與校核 331低速軸上聯軸器的選擇與校核 31\o"CurrentDocument"第8章減速器潤滑方式和密封類型選擇 31\o"CurrentDocument"第9章減速器附件的選擇和設計 32\o"CurrentDocument"第10章減速器箱體設計 33設計小結 35參考文獻 36第1章《機械設計》課程設計任務書學生姓名班級設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱齒輪減速器），傳動示意圖如下：W1—電動機 2—V帶傳動 3—減速器 4—軸器5—鼓輪6—輸送帶已知條件：1） 鼓輪直徑：D=250mm；2） 鼓輪上的圓周力：F=7000N；3） 輸送帶速度V=0.8m/s；技術條件與說明：1）傳動裝置的使用壽命預定為10年，每年按300天計，兩班制工作，每班按8小時計算；2） 工作機的載荷性質為輕微沖擊；單向回轉；3）電動機的電源為三相交流電，電壓為 380/220伏；4） 傳動布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許作適宜的選擇；5）輸送帶允許的相對速度誤差《土5-10%。二、設計要求1）減速器裝配圖1張；2） 零件圖2?4張（具體畫什么零件，由指導老師指定）；3） 設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫；1.1.設計說明書的主要內容封面（標題及班級、姓名、學號、指導老師、完成日期）目錄（包括頁次）設計任務書第2章 傳動裝置的總體設計傳動方案擬定如圖1帶式運輸機簡圖所示，帶式運輸機由電動機驅動，電動機6帶動V帶1通過帶動減速器2運轉將運動通過聯軸器3傳送到卷筒軸5上，帶動運輸帶4工作。帶傳動承載能力較低，但傳動平穩，緩沖吸振能力強，故布置在高速級。斜齒輪傳動比較平穩，在傳動系統中采用兩級展開式斜齒圓柱齒輪減速器，其結構簡單，且齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和在彎矩作用下產生的彎曲變形部分的相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。本傳動機構的特點：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難電動機的選擇項目計算及說明結果1、 電動機類型選擇2、 電動機功率計算3、 電動機轉速1、 電動機類型選擇Y系列三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V。2、 電動機所需功率計算由電動機至運輸帶的傳動總效率為?戲（其中：門1——V帶輪的傳動效率0.96；門2——滾動軸承的傳動效率0.98；七 齒輪的傳動效率0.95；七聯軸器的傳動效率0.98；七滾筒的傳動效率0.96）故電動機所需的功率為：Fv 7000x0.8Pd=1005一1000x0.752=7448W3、 電動機轉速60x1000v60x1000x0.8n= = =61.115r/min兀D 兀x250Pd=7.448KWn=61.115r/min

4、選擇電動機型號總傳動比i=18?100，故電動機轉速可選范圍為n=i.n=1100.079?6111.550r/mind4、選擇電動機型號根據上面所述以及綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格級傳動比等，應選電動機型號為Y132M-4。同步轉速為1500r/min；滿載轉速nm=1440r/min；額定功率為P=7.5KW。Y132M-4滿載轉速為1440r/minP=7.5KW計算總傳動比及分配各級的傳動比項目計算及說明結果1、 總傳動比計算2、 傳動比分配1、 總傳動比計算i=m= =23.56an61.1152、 傳動比分配選取帶輪傳動比為i。=2.000；則減速器傳動比為i=飛=癸魚=11.78；i 2.0根據指導書圖12查得高速級齒輪傳動比為i-=3.94；則低速級齒輪傳動比為i=-=117笠=3.032i3.94i=2.0i=3.94i=3.03運動參數及動力參數計算項目計算及說明結果1、轉速計算1、各軸轉速計算I軸n=m= =720r/min；1i 2.0

2、 功率計算3、 轉矩計算軸n=~i= =184.14r/min;i1 3.94軸n=~^= =61.12r/min;卷筒軸n=n=61.12r/mini2 3.03 4 32、 各軸功率計算I軸輸入功率p=px門=7.5X0.96=7.20KW;II車由輸入功率p=px門x門=7.06x0.98x0.95=6.70KW;III軸輸入功率p=px^x^=6.57x0.98x0.95=6.24KW;卷筒軸輸入功率p=px^x^=6.12x0.98x0.98=5.99KW3、 各軸轉矩計算電動機輸出轉矩為T=9550xf=9550x =49.74N-md n 1440m車由輸入轉矩T=Txix門=49.74x2.0x0.96=93.59N-m;軸T=Txix門x門=93.59x4.94x0.98x0.95=340.69N-m;112 3III車由T=Txix門x門=340.59x3.09x0.98x0.95=955.67N-m2 2 2 3卷筒軸t=Tx門x門=955.67x0.98x0.98=917.83N-m則得傳動裝置運動和動力參數如下表（注：輸出功率和轉矩分別等于各軸的輸入功率和轉矩乘軸承效率0.98）表3傳動裝置運動和動力參數軸名效率P(KW)轉矩T(N?m)轉速n(r/min)傳動比i效率門輸入輸出輸入輸出電動機軸7.549.7414402.000.96I 軸7.207.0695.5093.59720.00II軸6.706.57347.64340.69184.143.940.95III軸6.246.12975.18955.67955.673.030.95

卷筒軸5.995.87936.56917.56917.831.000.97

第3章 傳動零件的設計計算V帶傳動設計項目計算及說明結果已知數據1、 確定設計功率2、選擇V帶型號3、確定V帶的基準直徑ddi和dd2已知數據：額定功率P=7.5KW；轉速n=1440r/min；傳動比10=2.001、 確定設計功率pd設計功率P表達式為：P=KP式中：P 所需傳遞的名義功率（KW），即為電機功率30KW;Ka——工作情況系數，按教材表選取Ka=1.3。所以：P=kp=1.3x7.5=9.36KW。2、 選擇V帶型號V帶的型號看根據設計功率Pd和小帶輪轉速ni選取。根據教材圖7.11普通V帶選型圖，可知應選取B帶。3、 確定V帶的基準直徑ddi和dd2一般取d『大于等于許用的最小帶輪基準直徑dd.,所選帶輪直徑應圓整為帶輪直徑系列表。根據教材表7.7知：d>d.=125mm故根據教材表7.3對小帶輪直徑圓整可取d=180mm。于是d=id=2.00x180=360mm故根據教材表7.3對大帶輪直徑圓整可取dd2=355mm。其傳動比誤差Ai0=1.3%<5%，故可用。K=1.3AP=9.36KWB帶d=180mmd=280mm

4、 驗算帶的速度V5、 確定中心距a和V帶基準長度Ld6、 計算小輪包角a7、 確定V帶根數z4、 驗算帶的速度v由P=d可知，傳遞一定功率時，帶速愈高，圓周力愈1000小，所需帶的根數愈少，設計時應使V<V。對于B型帶V=25m/s，根據帶的公式可求得：V=4^=V180X1440=6.88m/s<25m/s=V60X1000 60X1000 max故符合要求。5、 確定中心距a和V帶基準長度Ld根據0.7(d +d)<a<2(d+d)初步選取中心距a:0.7〈180+355〉=374.5<a<2〈180+355〉=1070根據上述要求應取：a°=400mm計算V帶基準長度：L'=2a+生(d+d)+(dd2-d/2=1659.52mmd o2d1 d2 4a0由教材表7.2選V帶基準長度l=1800mm。則實際中心距為：a=a+—d——廠=400+ =470.24mm0 2 26、 計算小輪包角a根據教材式7.3得到：a=180。—-d7 drX57.30=180。— x57.3。=158.68。a 470.247、 確定V帶根數z帶的根數z愈多，其受力愈不均勻，故設計時應限制根數。一般z<10,否則應改選型號，重新設計或改用聯組V帶。其計算公式為： p z= d(P+AP)KaK式中 Ka——包教修正系數，考慮包角a引80°對傳動能力v=6.88m/s符合要求L=1800mma=470.24mma=158.68°

8、確定初拉力F的影響，由教材表7.8查取ka=0.94；帶長修正長度，考慮帶長不為特定帶長時對使用壽命的影響，由教材表7.2K=0.95；P——V帶基本額定功率，由教材表7.3P=2.60kw；功率增量，AP=Kn(1-—)=0.18KW0b1K

i8、確定初拉力F的影響，由教材表7.8查取ka=0.94；帶長修正長度，考慮帶長不為特定帶長時對使用壽命的影響，由教材表7.2K=0.95；P——V帶基本額定功率，由教材表7.3P=2.60kw；功率增量，AP=Kn(1-—)=0.18KW0b1K

i(其中，Kb一彎曲影響系數，教材表7.4知K=1.9875K—傳動比系數，由教材表7.5知k=1.14)則帶的根數z=故應取z=4根。8、確定初拉力F9.36〈2.60+0.18〉x0.94x0.95=3.77查取查取X10-3F0是保證帶傳動正常工作的重要因素，它影響帶的傳動能力和壽命。F。過小易出現打滑，傳動能力不能充分發揮過大帶的使用壽命降低，且軸和軸承的受力增大。初拉力F計算如下:9.36=500x (2.5-0.94\+0.17x6.8820.18KWz=4根290.27N=290.27N9、計算作用在軸上的壓力Q式中m——V帶每米長度的質量，由教材表7.19、計算作用在軸上的壓力Qm=0.17kg/m。9、計算作用在軸上的壓力Q

10、帶輪結構設計壓力Q等于松邊和緊邊拉力的向量和，如果不考慮帶兩邊的拉力差，可以近似地按帶兩邊所受初拉力的合力來計算。壓力Q的計算公式如下：Q=2zFsin=2x4x290.27xsin0 2 2=2282.06N帶初次安裝在帶輪上時，所需初拉力要比正常工作時大得多，故計算軸和軸承時，通常取：Q=1.5Q=1.5x2282.06=3423.09N10、帶輪結構設計、帶輪材料：選用HT200、帶輪結構尺寸：小帶輪ddi=180mm>2.5d=2.5x70=175mm，ddi<300mm(其中d為電動機輸出軸的直徑)大帶輪dd2=355mm<400mm。因此大、小帶輪均采用腹板式。Q二1452.54NQ=max2178.81N均為腹板式高速級齒輪傳動設計項目計算及說明結果已知數據已知數據：額定功率P1=7.20KW；轉速n「720r/min；傳動比i「3.94。1、選擇齒1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級輪材料、熱處理方(1)、齒輪材料：40Cr式和精度故此處大小齒輪均選擇40Cr，采用硬齒面。硬齒面等級(2)、熱處理方式:獲得軟齒面的熱處理方法有正火和調質。由于小齒輪受小齒輪調質大齒輪調質力比大齒輪多，常采用調質的小齒輪與正火的大齒輪配對，故由教材表8.2得：小齒輪、大齒輪均采用調質處理。大、小齒輪面硬度分別為均為298.5HBW、319HBW小齒輪調質大齒輪調質⑶、精度等級:2、初步確此處大小齒輪選用8級精度。8級精度定主要參初步確定主要參數2、初步確此處大小齒輪選用8級精度。8級精度定主要參初步確定主要參數小齒輪傳遞轉矩T=9.55x106P=93590N-mm；小齒輪齒數Z1小齒輪齒數Z1=17，大齒輪齒數Z2=67；Z1=18Z2=88傳動比誤差Ai傳動比誤差Ai1Z—Zr=0.80%<2%，故符合條件;i1螺旋角作12°；(5)、齒寬系數巾(5)、齒寬系數巾廣0.50由教材P144表8.6查得;。d=0.503、齒根彎曲疲勞強度計算33、齒根彎曲疲勞強度計算3、齒根彎曲疲勞強度計算r11)】1.88-3.2—+—1ZZL112)」cosP=1.61；(6)、端面重合度Ea(7)、軸面重合度E=0.318巾ZtanP=0.57。p d1因為大小齒輪均采用硬齒面，初步決定按齒根彎曲疲勞強度設計：m強度設計：m>2KTYYcos2pyY式中各參數如下所示:(1)、K=KKKpK=1.5264式中：使用系數"LOO由教材P130表8.3查得;動載系數Kvt=1.20；齒向載荷分布系數Kp=1.08,由教材圖8.11查得；齒間載荷分布系數Ka=1.20，由教材表8.4查得。(2)、小齒輪當量齒數Z.=Z/cos3p=18.17，大齒輪當量齒數Z=Z/cos3p=71.59。⑶、小齒輪的齒形系數Yf1=2.89,由教材P139圖8.19查得，大齒輪的齒形系數YF2=2.24,由教材P139圖8.19查得。、小齒輪應力修正系數YS1=1.52，由圖8.20查得，小齒輪應力修正系數YS2=1.72，由圖8.20查得。、重合度系數Ys=0.84，由教材P140圖8.21查得。、螺旋角系數Yp=0.99，由教材P143圖8.26查得。⑺、小齒輪的許用彎曲應力[b]=Ya ./S=256MPa，大齒輪的許用彎曲應力[a]=Ya/S=248MPa式中：小齒輪壽命系數Yn1=1.00，由圖8.30查得，大齒輪壽命系數YN2=1.00，由圖8.30查得，小齒輪應力循環次數N=60naL=172.80x107次大齒輪應力循環次數N=n!i.=43.84x107次，小齒輪的彎曲疲勞極限應力oFlim1=320Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限應力。Flim2=310Mpa，安全系數Sf=1.25，由P147表8.7查得。則初步算得齒輪的法面模數為：m>==3.03mm則初步選取m=3.03mm。m=3.03mmntnt算得小齒輪運動速度為:V=kmzn/(60x1000cosP)=2.01m/s由教材P131圖8.7查得KV=1.13，n ntVVtm=3.5mm對其進行修正，修正模數m=m3K/K=n ntVVtm=3.5mm根據教材P124表8.1對其圓整為m=3.5mm。4、齒輪參4、齒輪參數計算數計算中心距a=mz)/(24、齒輪參4、齒輪參數計算數計算中心距a=mz)/(2cosP)=150.28mma=150mm圓整為a=150mmP=11.48。修整螺旋角p=arccos=11.48。b=4d=30mm所以：小齒輪分度圓直徑d=所以：小齒輪分度圓直徑d=mz/cosP=60.714mm；d1=60.714mm大齒輪分度圓直徑dmz/cosP=239.286mmd2=239.286mrnb2=40mm大齒輪分度圓直徑dmz/cosP=239.286mmd2=239.286mrnb2=40mm5、齒面接觸疲勞強度計算5、小齒輪寬度b2=40mm；齒面接觸疲勞強度計算由式(8.20):q=zZ大齒輪寬度b］=30mm。2KT(i+1)I~ibd2<［q］進行校b]=30mm式中各參數:⑴、K、L、b、d］、i］值同前。

(2)、由表8.5查得彈性系數z=(2)、由表8.5查得彈性系數z=189.80\MPa。⑶、由圖8.14查得節點區域系數z廣2.42。、由圖8.15查得重合度系數z/0.84。、由圖8.24查得螺旋角系數z§=0.99。(6)、許用接觸應力[a]Hlim1.00x800 =800MPa1.00[a]H=730Mpa其中：由圖8.29查得壽命系數z=ZN2=1.00；由圖8.28查得接觸疲勞極限應力a=800MPaa =730MPa；由表8.7查得安全系數Sh=1.00。所以:,2KT(i+1)ZZp1 ~1~r~

ibd2：2x1x1.83x93590x(3.94+1)=189.80x2.42x0.84x0.99x 3.94x35x60.712359.02Mpaa<[a]合格=570.35MPa<[a]H故滿足齒面接觸疲勞強度。低速級齒輪傳動設計項目計算及說明結果已知數據已知數據：額定功率P2=6.70KW；轉速n2=184.14r/min；1、選擇齒傳動比i「3.03。1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級輪材料、(1)、齒輪材料：40Cr

熱處理方式和精度等級故此處大小齒輪均選擇熱處理方式和精度等級⑵、熱處理方式：獲得軟齒面的熱處理方法有正火和調質。由于小齒輪受力比大齒輪多，故由教材表8.2得：小齒輪、大齒輪均采用小齒輪調質

調質處理。大、小齒輪面硬度分別為為298.5HBW、319HBW。大齒輪調質⑶、精度等級:此處大小齒輪選用8級精度。8級精度2、初步確定主要參小齒輪傳遞轉矩T=9.55x106P=340.69N-mm；小齒輪齒數Z1=20,大齒輪齒數Z2=8級精度2、初步確定主要參小齒輪傳遞轉矩T=9.55x106P=340.69N-mm；小齒輪齒數Z1=20,大齒輪齒數Z2=61；Z1=20傳動比誤差Ai2Z—Zr=1.23%<2%，故符合條件;i2Z2=61螺旋角作12°；(5)、齒寬系數。廣0.50由教材P144表8.6查得;。d=0.6°r11M1.88-3.2—+—1ZZLk12)」=0.68。cosp=1.63；(6)、端面重合度￡a⑺、軸面重合度七=0.318巾Z.tanP3、齒根彎3、齒根彎曲疲勞強度計算曲疲勞強因為大小齒輪均采用硬齒面，初步決定按齒根彎曲疲勞度計算強度設計:2KTYYcos2pyY式中各參數如下所示:(1)、K=KKKpK=1.6686式中：使用系數"L25，由教材p130表8.3查得;

動載系數、「1.03；齒向載荷分布系數％=1.08,由教材圖8.11查得；齒間載荷分布系數Ka=1.20，由教材表8.4查得。(2)、小齒輪當量齒數Z.=Z/cos3P=21.37，大齒輪當量齒數Z=Z/cos3&=65.18。⑶、小齒輪的齒形系數Yf1=2.75,由教材P139圖8.19查得，大齒輪的齒形系數YF2=2.28,由教材P139圖8.19查得。、小齒輪應力修正系數YS1=1.56，由圖8.20查得，小齒輪應力修正系數YS2=1.74，由圖8.20查得。、重合度系數Ys=0.71，由教材P140圖8.21查得。、螺旋角系數Yp=0.94，由教材P143圖8.26查得。、小齒輪的許用彎曲應力[b]=YajS=288MPa，大齒輪的許用彎曲應力[a]=Ya/S=288MPa式中：小齒輪壽命系數Yn1=1.00，由圖8.30查得，大齒輪壽命系數Yn2=1.00，由圖8.30查得，小齒輪應力循環次數N=60naL=44.19x107次大齒輪應力循環次數N=n/i=14.49x107次，小齒輪的彎曲疲勞極限應力oFlim1=360Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限應力。Flim2=360Mpa，安全系數Sf=1.25，由P147表8.7查得。則初步算得小、大齒輪的法面模數為：32KTYYcos2pyYm>=J 2Gp 「f1]s1=3.83mmn， y oz2 [a]

4、 齒輪參數計算5、 齒面接觸疲勞強度計算則初步選取m=3.83mm。算得小齒輪運動速度為：V=兀mzn/(60x1000cosP)=0.76m/s由教材P131圖8.7查得KV=1.03，對其進行修正，修正模數m=mtVKv/Ky=4.16mm,根據教材P124表8.1對其圓整為m=4mm。n4、 齒輪參數計算中心距 a=m(z+z)/(2cosP)=165.42mm圓整為 a=165mm修整螺旋角p=arccos「m(z+z)/2a]=10.94。Ln1 2 」b=^d=40.74mm所以：小齒輪分度圓直徑d=mz/cosP=81.481mm；大齒輪分度圓直徑d=mz/cosP=248.519mm；小齒輪寬度b2=45mm；大齒輪寬度b1=40mm。5、 齒面接觸疲勞強度計算由式(8.20):b=zzzZ! t^-2——)<[q]進行校H EHep丫 -bd2 H核式中各參數：、K、T2、b、d]、i2值同前。、由表8.5查得彈性系數Z丁189.80JMPa。、由圖8.14查得節點區域系數Z廣2.46。m=3.83mmm=4mmna=165mmP=10.94。d1=81.481mmd「248.519mmb2=45mmb]=40mm(4)、由圖8.15查得重合度系數z￡=0.83。(5)、由圖8.24查得螺旋角系數z廠0.99。(6)、許用接觸應力[0]NHlimSH1.00x1200 =1200MPa1.00其中:由圖8.29查得壽命系數z=1.00Z=1.00；其中:由圖8.28查得接觸疲勞極限應力[b]=1200MPa；Hlim1Hlim2=1200Mpa由表8.7查得安全系數s=1.00。所以:,2KT(i+1)ZP~1~~r~

ibd2=189.80x2.46x0.83x0.99x3.03x40x81.4812925.22Mpa=925.22MPa<[b]b<b<[b]故滿足齒面接觸疲勞強度。合格高速級和低速級各個齒輪參數整理如下：表4齒輪參數表格(除齒數未注尺寸；mm)名稱小齒輪1大齒輪2小齒輪3大齒輪4模數3.53.544齒數17672061螺旋角11.48°11.48°10.94°10.94°分度圓直徑60.71239.2981.48248.52齒寬40304540中心距150165齒輪結構設計3.4.1高速級齒輪結構設計項目計算及說明結果1、小齒輪1、小齒輪結構設計結構設計端面模數m=m/cosp=3.5/cos11.48。=3.57mm端面壓力角a=arctana tan12°—tan &=arctan 12.41。端面齒頂高系數h*廣h*cosp=1Xcos11.48。=0.9799端面頂隙系數c*=tc*COSp=0.25xcos11.48。=0.245齒頂高ha=h*m=0.9799x3.57=3.498mmh=3.498mm齒根高hf=(h*+c)m=(0.9799+0.245)x3.57=4.37mmh=全齒高h==h+h=3.498+4.37=7.87mmf4.37mm齒頂圓直徑d=d+2h=60.71+2x3.498=67.706mmd=a1齒根圓直a1 1徑d=d-2h=60.71-2x4.37=51.97mm$可知小齒輪處直徑取d=40mm，則小67.706mmJ1 1由第4章軸的計算d=f151.97mm齒輪處的鍵選擇為12x8x40。則小齒輪的齒根圓到鍵槽地面的徑向距離de=f-rd 一)?-t+hI2 7=2.985mm<2.5m=8.75mm2、大齒輪所以I軸為齒輪軸，如圖3所示。選齒輪軸結構設計2、大齒輪結構設計由于d=239.29mm>200mm,故選擇腹板式結構，如圖2所a2腹板式結構小（具體由教材圖8.23a所示）。d=齒頂圓直徑d2=d2+2h=239.29+2x3.498=232.294mma2232.294mm

齒根圓直徑d=d-2h=239.29-2x4.37=230.55mmd=f2230.55mm3.4.2低速級齒輪結構設計項目計算及說明結果1、 小齒輪結構設計2、 大齒輪結構設計1、 小齒輪結構設計端面模數m=m/cosp=4/cos10.94。=4.07mm端面壓力角a=arctan n=arctan =12.22。t cosp cos10.94端面齒頂高系數h*=h*cosp-1xcos12.22。-0.977端面頂隙系數c*=c*cosp-0.25xcos12.22。-0.2443齒頂高h=h*m=0.977x4.05=3.957mm齒根高h=(h*+c*)m=(0.977+0.2443)x3.957-4.83mm全齒高h=h+h=3.957+4.83=8.79mm齒頂圓直徑d=d+2h=81.48+2x3.957-89.394mm齒根圓直徑df1=d1-2hf=81.48-2x4.83-71.82mm由第4章軸的計算可知小齒輪處直徑取d-48mm，則小齒輪處的鍵選擇為14x9x48。則小齒輪的齒根圓到鍵槽地面的徑向距離d(d ,)… … -e=―^一—一t+h=8.42mm<2.5m=10mm選擇齒輪軸2、 大齒輪結構設計由于d-248.52mm>200mm,故選擇腹板式結構，a2齒頂圓直徑d=d+2h=248.52+2x4=256.52mm齒根圓直徑df2=d2-2hf=248.52-2x4-240.52mmh=3.003mmh=f3.7536mmd=a186mmd=f176.2464mm選擇齒輪軸腹板式結構d=a2256.52mmd=f2240.52mm第4章 軸的設計計算軸的材料選擇項目計算及說明結果軸的材料根據工作條件，初選I、11、III軸為40Cr,均調質處理。軸的結構設計項目計算及說明結果1、I軸的結構設計1、I軸的結構設計（齒輪軸）⑴、初算軸徑d=C巨=110xJ72^=23.59mm1min Vn V720（由教材表10.2查得C=110）⑵、各軸段直徑的確定\ 號巨---「日一? 圖3輸入軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5、6、7段。d11:最小直徑，安裝帶輪的外伸段取24mm。d.:軸承端蓋處直徑為30mm。d:所以軸徑取35mm。13d.:過渡臺階段為40mm。d15:齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值。d6:過渡臺階處，取40mm。d1=24mmd=24mmd=30mmd=35mm13d=40mm

d:滾動軸承處，同樣取軸徑為35mm。172、II軸的結構設計(由教材查得C=110)(2)、各軸段直徑的確定d=40mmd=35mm17d=40mm2、II軸的結構設計zXM ___/(由教材查得C=110)(2)、各軸段直徑的確定d=40mmd=35mm17d=40mm2、II軸的結構設計zXM ___/圖4L中間軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5段。d:由軸承、擋油環、套筒決定，最小軸徑處取40mm。d22:齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值。d:軸肩處取為56mm。d:高速級大齒輪軸段取48mm。d:由軸承、擋油環、套筒決定，最小軸徑處取40mm。3、m軸的結構設計⑴、初算軸徑d=C『一=110x6.24 =51.52mm60.74d=40mm21l=48mm22d=56mmd=48mmdd=40mm(由教材查得C=110)考慮到有一個鍵直徑需加大5%，取整為d3=55mm。(2)、各軸段直徑的確定

―一一―——c J-d55mm3圖5輸出軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5、6、7段。d:最小軸徑處連接聯軸器決定，取為55mm。d=55mmd:軸承端蓋處軸段取60mm。31d:安裝軸承處取軸徑為65mm。d=60mmd:過渡臺階段取86mm。d=65mm3、111軸的d:低速級大齒輪處取70mm。d=86mm3534結構設計d:軸承端蓋處軸段取80mm。d=70mm(3)、各軸段長度確定d=80mmz：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，取40mm。31z：由軸承，擋油環及裝配關系確定取50mm。Z：過渡臺階段取51mm。Z=40mmZ:由軸承、擋油環確定，取35mm。3431Z=50mmZ:比低速級大齒輪輪轂寬度小2，取為50mm。32Z=35mmZ:由聯軸器確定，取74mm。33Z=67.5mm34Z=35mm35Z=74mm軸的校核項目計算及說明結果已知數已知數據：以低速軸為例進行校核，T=975.18N-m。

2、計算彎矩R=F-R=1642-2069.73=-427.73N由式可知R的方向與假設方向相反。在垂直平面上：R=R=F/2=7501.45/2=3750.775N軸承1的總支承反力R=(R2+R2=?，?'2069.732+3750.7752=4283.93N1 1H 1V軸承2的總支承反力R2=^R2+R2=4(-427.73)2+(3750.775)2=3775.08N2、計算彎矩在水平面上a-a剖面右側M=R-L=2069.73x138.32=286285.0536N-mma-a剖面左側M' =R-L=427.73x50.14=21446.3822N-mm在垂直平面上M=R-L=3750.775x76.69=287646.93475N-mm合成彎矩a-a剖面右側M=加2+M2=、'21446.38222+287646.934752=287654.9277N-mma-a剖面左側M'=\：'M'2+M'2=氣''286285.05362+287646.934752=405832.3434 -Nmm3、校核軸的強度a-a剖面的左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的3、校核應力集中，故a-a剖面的左側為危險面。由附表10.1得：2H-427.73NR1廣L=3750.775NR=14283.93NR=3775.08NM=

aH286.29N-mM'=aH21.45N-mM=

aV287.65N-mM=a287.65N-mM'=a405.83N-m軸的強度抗彎剖面模量bt(d-t)2W=0.1d3-2d22x9x(80-9)2=0.1x803- ' =44961.76mm32x80抗扭剖面模量bt(d-t)2W=0.2d3- \d22x9x(80-9)2=0.2x803一 =96161.7625mm32x80彎曲應力 a=M=霍5832.3434 =9.026MPabW44961.7625a=a=9.026MPaa=0扭剪應力 t= = =10.14MPaTW96161.7625t=t=t/2=5.07MPa對于調質處理的40Gr鋼，由表10.1查得：a=750MPa,a=350MPa,t=200MPa查得材料的等效系數叩。=0.2,Wt=0.1鍵槽引起的應力集中系數，由附表10.4查得：K=1.58,K=1.785。絕對尺寸系數，由附圖10.1查得：七=0.68,七=0.56。軸磨削加工時的表面質量系數由附圖10.2查得：P=0.91所以求得安全系數：S= 一1 = =15.19aK 1.58aa+wa x9.026+0.1x0t 200S= -1 = =6.33tK 1.785—^a+wa 091―0^x9.026+0.1x0W=mm3W=Tmm3a=a=9.026MPaa=0t=T10.14MPaTa=Tm=5.07MPa

SS氣 15.19X6.33S=廠y 5.84山2+S2V15.192+6.332查表10.5得許用安全系數[s]=1.3~1.5,顯然S>[s]，故a-a剖面安全。S=5.84[s]=1.3~1.5S>[s]合格。滾動軸承的選擇及校核計算滾動軸承的選擇軸承均采用角接觸型滾動軸承，具體選擇如下表所示:表4滾動軸承選擇位置軸徑類型型號I軸35mm角接觸球軸承7207CII軸40mm角接觸球軸承7209CIII軸80mm角接觸球軸承7213C鍵聯接的選擇及計算鍵連接的選擇本設計中采用了普通A型平鍵和普通B型平鍵連接，材料均為45鋼，如下表:表5各軸鍵連接選擇表位置軸徑型號數量III軸80mmC型鍵22x14x451II軸48mmA型鍵14x9x45148mmA型鍵14x9x401鍵連接的校核項目計算及說明結果1、 I軸上鍵的校核2、 II軸上鍵的校核2、 I軸上鍵的校核齒輪處的鍵連接壓力為：4T 4x975180°p—dhl—x80x14x38一'L7'"Pab=120-150MPa，b<b,故強度足夠。3、 II軸上鍵的校核、小齒輪處的鍵連接壓力為：4T 4x447480b= = =90.673MPapdhl48x9x35.5[b]=120-150MPa，顯然，bp<^b],故強度足夠。、大齒輪處的鍵連接壓力為：4T4x347640"廣dhl~48x9x40.5=79,48MPa[b]=120-150MPa，b<[b],故強度足夠。b<b合格bP<2p]合格bP<2p]合格第7章 聯軸器的選擇與校核低速軸上聯軸器的選擇與校核軸段直徑為55mm,可選為LT9型彈性柱銷聯軸器。選擇J型軸孔，A型鍵，聯軸器主動端的代號為LT9聯軸器JA55112GB/T5014-2003。其公稱轉矩為1000N?m，許用轉速為2850r/min，軸孔長度為112mm，故符合要求，可以使用。第8章 減速器潤滑方式和密封類型選擇1、 潤滑方式的選擇齒輪采用油潤滑，滾動軸承采用脂潤滑。由于減速器是一般機床的齒輪變速箱，根據機械設計手冊表7.11查得潤滑油可采用代號為L-AN22的全損耗系統用油GB443-1989。根據機械設計手冊表7.12查得潤滑脂可用代號為L-XACMGA2的合成鋰基潤滑脂GB/T492-1989。2、 密封類型的選擇減速器的密封方式采用氈圈油密封。第9章 減速器附件的選擇和設計窺視孔和視孔蓋窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況等，并可用該孔向箱內注入潤滑油，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。其結構設計如裝配圖中所示。油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。其結構設計如裝配圖中所示。油標油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.其結構設計如裝配圖中所示。通氣孔由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.其結構設計如裝配圖中所示。5吊鉤在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體。6?起蓋螺釘減速器在安裝時，為了加強密封效果，防止潤滑油從箱體剖分面處滲漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸時往往因粘接較緊而不易分開，為了便于開啟箱蓋，設置起蓋螺釘，只要擰動此螺釘，就可頂起箱蓋。其結構設計如裝配圖中所示。7.定位銷為