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1、目录1. 设计任务 . 2 2. 传动系统方案的拟定. 2 3. 电动机的选择 . 3 3.1 选择电动机的结构和类型. 3 3.2 传动比的分配. 5 3.3 传动系统的运动和动力参数计算. 5 4. 减速器齿轮传动的设计计算. 7 4.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算. 7 4.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算. 11 5. 减速器轴及轴承装置的设计. 16 5.1 轴的设计. 16 5.2 键的选择与校核. 23 5.3 轴承的的选择与寿命校核. 25 6. 箱体的设计 . 28 6.1 箱体附件. 28 6.2 铸件减速器机体结构尺寸计算表. 29 7. 润滑和密封 . 30
2、7.1 润滑方式选择. 30 7.2 密封方式选择. 30 参考资料目录 . 30精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 30 页2 计算及说明结果1. 设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差4%，二班制，使用期限 12年（每年工作日 300 天） ，连续单向运转，大修期三年，小批量生产。1.2原始数据滚筒圆周力：900FN输送带带速：%2.4( 4)/vm s滚筒直径：450mm1.3工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为 380/22
3、0V。2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动。 电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级齿轮减速精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 30 页3 计算及说明结果器 3，再经联轴器 4 将动力传至输送机滚筒5 带动输送带 6 工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器， 高速级为斜齿圆柱齿轮传动， 低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端， 以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。展开式减速器结构简单， 但齿轮相对于轴承位置不对称， 因此要求轴有较大的刚度。3. 电动机的选择3
4、.1选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压 380V。3.1.1选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率9002.42.1610001000wFvPkW设：4w输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；c联轴器效率，c=0.99（见机械设计课程设计（西安交通大学出版社） 表 31） ；g闭式圆柱齿轮传动效率，g=0.98（同上） ；b滚动轴承（一对球轴承） ，b=0.99（同上） ；cy输送机滚筒效率，cy =0.96（同上） 。估算传动装置的总效率011223344式中010.99c120.990.980.9702bg230.990
5、.980.9702bg340.990.990.9801bc40.990.960.9504wbcy传动系统效率01 12 23 34 40.99 0.97020.97020.98010.9504 0.8680工作机所需要电动机功率2.162.48840.8680wrPPkWPw=2.16kW 传动总效率=0.8680 Pr=2.4884kW精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 30 页4 计算及说明结果选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率 Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于
6、 Pr。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社） 表 32 所列 Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选PmPr条件的电动机额定功率Pm应取为 3kW。3.1.2确定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速32.460101.91 /min3.14450 10wvnrd传动系统总传动比mwnin由机械设计（高等教育出版社） 表 181 查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=860，故电动机转速的可选范围为(8 60)101.91815.28 6114.6/ minmwninr由机械设计课程设计 （西安交通大学出版社） 表 32 可以查得电动机数据如下表：方案电动机型号额定功率
7、（ kw）满载转速 (r/min) 总传动比1 Y100L-2 3 2880 28.26 2 Y100L2-4 3 1440 14.13 3 Y132S-6 3 960 9.42 通过对以上方案比较可以看出：方案 1 选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为 28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。方案2 选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案 3 选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为 9.42。对于展开式两级减速器（i=860）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素
8、，为使传动装置结构紧凑，选用方案2 比较合理。 Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率Pm=3kw，满载转速 nm=1440r/min。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社） 表 33 电动机的安装及外型尺寸 （单位 mm）如下：A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 160140 63 28+0.009 -0.004 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 Pm=3kW 电动机Y100L2-4型电动机转速nm=1440 r/min 总传动比i=14.13 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结
9、- - - - - - -第 4 页，共 30 页5 计算及说明结果查得电动机电动机基本参数如下：中心高100mmH，轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径0.0090.00428()mmD，轴伸出部分长度60mmE。3.2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知01341ii因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比01 3414.13iii i为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、 齿面硬度 HBS350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比121.31.3 28.26 4.286ii低速级传动比231214.133.
10、2974.286iii传动系统各传动比分别为011i124.286i233.297i341i3.3传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 1 轴、中速轴为 2 轴、低速轴 3 轴，带式输送机滚筒轴为4 轴。各轴的转速如下01440 / minmnnr010114401440 /min1nnri12121440336 /min4.286nnri124.286i233.297i精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 30 页6 计算及说明结果2323336102 /min3.297nnri343410210
11、2 / min1nnri计算出各轴的输入功率02.4884rPPkW10012.4884 0.992.4635PPkW21122.4635 0.97022.3901PPkW32232.3901 0.97022.3189PPkW43342.3189 0.98012.2728PPkW计算出各轴的输入转矩0002.48849550955016.501440PTN mn10 010116.50 1 0.9916.34TT iN m21 121216.34 4.286 0.970267.95TTiN m32 232367.95 3.297 0.9702217.36TT iN m43 3434217.36
12、 1 0.9801213.03TTiN m运动和动力参数的计算结果如下表格所示: 轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速 n(r/min) 1440 1440 336 102 102 功率 P（Kw）2.4884 2.4635 2.3901 2.3189 2.2728 转矩 T（N?m）16.50 16.34 67.95 217.36 213.03 两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 i 1 4.286 3.297 1 传动效率0.99 0.9702 0.9702 0.9801 （注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。）精选学习资料
13、 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 30 页7 计算及说明结果4. 减速器齿轮传动的设计计算4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数(1) 材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质） ，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，齿面硬度 240HBS。(2) 齿轮精度： 7 级(3) 初选小齿轮齿数 z1=24, 大齿轮齿数 z2=103 (4) 初选螺旋角 =14(5) 压力角 =202、按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计 .(高等教育出版社第九版 )式（ 10-24）试算小齿轮分度圆直
14、径，即321112?HEHdHttZZZZuuTKd确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt=1.0。由式（ 10-23）可得螺旋角系数Z。0.98514coscosZ计算小齿轮传递的转矩：6641119.55 109.55 102.46351.634 101440PTN mmn由图 10-20查取区域系数2.433HZ。由表 10-7选取齿宽系数1d。由表 10-5查得材料的弹性影响系数1/2E189.8MPaZ。由式（ 10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Zat111at222arctan(tan /cos )arctan(tan 20 /cos1420.562arccos cos
15、/(2cos )arccos24 cos20.562 /(24 2 1 cos14)29.974arccos cos /(2cos )arccos103cos20.562 /(103 2 1 ctntantanzzhzzhooooooo）1122d 1os14)23.223 (tan-tan)(tan-tan)/224 (tan29.974-tan20.562)103 (tan23.223-tan20.562)/21.655tan /1 24 tan14/1.905aattatzzzooooooo20o精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第
16、 7 页，共 30 页8 计算及说明结果4-4-1.6551.905(1- )(1-1.905)0.666331.655z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lim1600HMPa和lim2550aHMP由式（ 10-15）计算应力循环次数：911606014401(2830012)4.97710hNn jL9921/4.977 10 / (103/ 24)1.160 10NNu由图 10-23查取接触疲劳寿命系数10.89HNK20.92HNK。取失效概率为 1% 、安全系数 S=1 1lim110.89 600=534a1HNHHKMPS2lim
17、220.92 550=506a1HNHHKMPS取1H和2H中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2506HHMPa计算小齿轮分度圆直径。313242H12 1.0 1.634 10(103/ 24)12.433 189.8 0.666 0.9851(103/2124)50624.353HEdHttZ Z Z ZK T uudmm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度 v 1124.353 14401.836/60 100060 1000td nvm s齿宽 b 1124.35328.353dtbdmm2）计算实际载荷系数KH。查得使用系数1AK。根据 v=
18、2.183m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数Kv=1.08。齿轮的圆周力43112/2 1.63410 / 28.3531.131 10tttFTdN，31/1 1.131 10 /28.35341.4/100/AtK FbNmmNmm，0.666z506HMPa精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 30 页9 计算及说明结果查表 10-3得齿间载荷分配系数1.4HK。由表 10-4 用插值法查得7 级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，1.414HK。其载荷系数为1 1.08 1.4 1.4142.138HAV
19、HHKK K KK3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径33112.13828.35334.1071.3HtHtKddmmK11cos/34.107cos14 / 241.382nmdzmmo3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（ 10-20）试算齿轮模数，即231212cos()FtFasantdFKTY YY Ymz1）确定公式中的各参数值试选载荷系数1.3FtK由式（ 10-19） ，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y22arctan(tancos)arctan(tan14 cos20.562 )13.140/ cos1.655 / cos 13.1401.7280.250.75 /0.
20、250.75 /1.7280.684btvbvYoooo由式（ 10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y1411 1.9050.778120120Yooo计算FasaFY Y由当量齿数33113322/ cos24/ cos 1426.27cos103/ cos 14112.75vvzzzzoo，查图10-17 得齿形系数12.62FaY、22.18FaY。由图 10-18 查得应力修正系数sa1sa21.61.81YY、。由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1500MPaF；大齿轮的弯曲强度极限MPa3802limF。由图 10-22查得弯曲疲劳寿命系数10.85FN
21、K、20.88FNK。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（ 10-14）1lim110 85500304MPa1.4FNFFK.S2lim 220 88380239MPa1.4FNFFK.S134.107dmm1304MPaF2239MPaF精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 30 页1 0设计及说明结果a1 sa11a2 sa222.62 1.60.01383042.18 1.810.0165239FFFFYYYY因为大齿轮的asaFFY Y大于小齿轮，所以取asaa2sa220.0165FFFFY YYY2）试算模数22
22、3341aa2211.634 12cos2 1.30.684 0.778 cos140.0165 0.8581 240FtFSntdFK TYYY Ymmmzo(2) 调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 v 110.858 2420.592ntdm zmmmm1 120.592 1440/1.553/60 100060 1000d nvm sm s齿宽 b 11 20.59220.592dbdmmmm宽高比/b h 。(2)(2 10.25)0.8581.931athhcmmmmm/20.592/1.931 10.66b h2）计算实际载荷系数FK根据1.553/vm s，7
23、 级精度，由图 10-8 查得动载系数1.03vK。由431112/2 1.634 10 / 20.5921.58710tFTdNN31/1 1.58710 / 20.592/77.1/100/ATK FbNmmNmmNmm查表 10-3得齿间载荷分配系数1.4FK。 由 表10-4 用 插 值 法 查 得1.413HK, 结 合/10.66b h查 图10-13可 得1.32FK。则载荷系数为1 1.03 1.4 1.321.988FAVFFKK K KK3）由式 (10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数331.9880.8581.037mm1.3FnntFtKmmmmK由于齿轮模数
24、m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm 并从标准中就近取1.5nmmm；而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径134.107dmm来计算小齿轮的齿数，即11cos/34.107cos14 /1.522.06nzdmo精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 30 页1 1计算及说明结果取122z则大齿轮的齿数211032294.4224zuz， 取295z,两齿轮齿数互为质数。4.几何尺寸计算(1)计算中心距12(z +z )
25、m(2295) 1.5=90.442cos2cos14nammo考虑模数从1.037mm 增大圆整至2mm，为此将中心距圆整为90。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角12(zz )m(2295)1.5coscos12.8392290narcarcao(3)计算分度圆直径112222 1.5=33.85coscos12.83995 1.5=146.15coscos12.839nnzmdmmz mdmmoo(4)计算齿轮宽度11 33.8533.85dbdmm取234bmm、140bmm。5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1) 齿面接触疲
26、劳强度校核H143312122.138 1.634 10(2295)12.45189.80.661 0.9841 39.85(2295)319tHHEdHKTuZZadZZuMP满足齿面接触疲劳强度条件(2) 齿根弯曲疲劳强度校核221a4a12323112cos21.32.181.810.6840.778cos 12.8391221.1.510634104FtFSFdnFKT YY Y Yz mMPao221aa22323142cos21.32.181.810.6910.78cos 12.8391221.51121.634210FtFSFdnFKT YY Y Yz mMPao6.主要设计结论
27、齿数122z、295z，模数1.5nm，压力角20o，螺旋角12.839 125020oo变位系数120 xx，中心距90amm，齿宽1240,34bmm bmm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45 钢（调质）。齿轮按照7 级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径160admm，做成实心式齿轮。4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1初选精度等级、材料及齿数122z295z90amm12.839o12=33.85=146.15dmmdmm140bmm234bmm90amm12.839125020oo精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第
28、11 页，共 30 页1 2计算及说明结果材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。1)齿轮精度： 7 级2)初选小齿轮齿数z1=24, 大齿轮齿数z2=79 3)压力角 =202按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计.高等教育出版社第九版式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即321112?HEHdHttZZZuuTKd1)确定公式中的各参数值。试选载荷系数1.0HtK。计算小齿轮传递的转矩：664119.55 10/9.55 102.3901/ 3366.79329 10TPnNmm?由图 10-20 查取区域
29、系数2.433HZ=2.433。由表 10-7 选取齿宽系数1.0d由表 10-5 查得材料的弹性影响系数1/2E189.8aZMP由式（ 10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。1112221122arccos cos/(2)arccos24 cos20 /(242 1)29.841arccoscos/(2)arccos79 cos20 /(792 1)23.582(tan- tan)(tan-tan)/224(tan29.841- tan20 )7ataataaaazzhzzhzz9 ( tan23.582 -tan20 )/21.7144-4-1.7140.87333Z计算接触疲劳许
30、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lim1600HMPa和lim2550aHMP由式（ 10-15）计算应力循环次数：91199216060336 1(2830012)1.16121610/1.16121610 / (79 / 24)3.82233610hNn jLNNu由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数120.92,0.90HNHNKK取失效概率为1% 、安全系数S=1 1lim110.92 600=522a1HNHHKMPS2lim220.9550=495a1HNHHKMPS取1H和2H中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2 495HHMPa2)
31、计算小齿轮分度圆直径。2H3242312 1.06.7933 10 (79/24) 12.5189.8 0.87312(79/24)49549. 3178tHEdtHK TZ ZZuudmm=20495HMPa精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 30 页1 3计算及说明结果调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度v。1249.8733360.877/60 100060 1000td nvm s齿宽 b。11 49.83749.837dtbdmm2）计算实际载荷系数。查得使用系数=1。根据 v=0.87
32、7m/s、7 级精度，查得动载荷系数=1.0。齿轮的圆周力431311149.873 =2.724 10/ =1 2.724 10 /49.873/=54.6251=2/=200N/6.7m9329 10m/ttAtNNK FFbN mTmd查得齿间载荷分配系数=1.2。用表10-4 插值法查得7 级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数1.420HK。其载荷系数为1 1.0 1.21.4201.704HAVHHKK K KK3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径33111.70449.87359.5691.0HtHtKddmmK及相应的齿轮模数11=/ =49.873/24=2
33、.078m d zmmmm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即31212()FtFasantdFK TYY Ymz1）确定公式中的各参数值。试选1.3FtK。由式（ 10-5）计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。0.750.75=0.25+=0.25+=0.6881.714aY计算FasaFY Y由图 10-17 查得齿形系数12.62FaY22.18FaY由图 10-18 查得应力修正系数sa1sa21.551.76YY、由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1500MPaF；大齿轮的弯曲强度极限MPa3802limF由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数10.85F
34、NK、20.88FNK。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得159.569dmm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 30 页1 4计算及说明结果1lim110 85500303.57MPa1.4FNFFK.SMPa86.2384. 13808802lim22.SKFFNFa1sa11a2sa222.62 1.550.0134303.572.25 1.760.0166238.86FFFFYYYY因为大齿轮的asaFFY Y大于小齿轮，所以取asaa2sa220.0166FFFFY YY Y2）试算模数331aa2142221.3
35、6.793100.6880.01661.519124FtFStdFKTYY Ymmmz(2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度111.5192436.456tdm zmmmm1236.456336/0.641/60 100060 1000d nvm sm s齿宽 b 11 36.45636.456dbdmmmm宽高比/b h。(2)(2 10.25) 1.5193.418athhcmmmmm/36.456/ 3.418 10.67b h2）计算实际载荷系数FK根据0.641/vm s，7 级精度，由图10-8 查得动载系数1.07vK。由234212/26.793 10 /
36、 36.4563.727 10tFTdNN13/1/36.456/102.23/100/3.727 10ATK FbNmmNmmNmm查表 10-3 得齿间载荷分配系数1.0FK。由表 10-4 用插值法查得1.417HK,结合/10.67b h查图 10-13 可得1.34FK。则载荷系数为1 1.071.0 1.341.434FAVFFKK K KK3）由式 (10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数331.4341.5191.569mm1.3FtFtKmmmmK对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数m 的大小主要取决与于弯曲疲劳
37、强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm 并近1303.57MPaF2238.86MPaF精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 30 页1 5计算及说明结果圆取整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径1=49.873dmm，算出小齿轮齿数11=/=49.873/2=24.937zd m。取125z则大齿轮的齿数213.2972582.4zuz， 取282z,两齿轮齿数互为质数。和互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，
38、又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（ 1）计算分度圆直径1122=252=50=822=164dz mdz m（2）计算中心距12=(+)/2=(50+164)/2=107addmm(3)计算齿轮宽度115050dbdmm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b 的节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即1= +(510)=50+(510)=5560bbmmmmmm取258bmm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即250bmm5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。将中
39、心距圆整为110amm。在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数和1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。1212=arccos( cos )/=arccos(107 cos20 )/110=23.927=+=25+82=107x = +=(-)/(2tan)=(23.927 -20 ) 107/(2tan20 )=1.65() /(110 107)/ 21.51.65 1.50.15aazzzxxinvinvzinvinvymyxy从图 10-21b 可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。2
40、）分配变位系数1,2x x由图 10-21b 可知，坐标点(/ 2,/2)(53.5,0.825)zx位于 L17 和 L16 之间。按这两条线做射线， 再从横坐标的12,z z处做垂直线， 与射线交点的纵坐标分别是120.724,0.850 xx。3）齿面接触疲劳强度校核24133H212 2.01 6.793 10(2582)12.45 189.8 0.641 59.432582485tHHEdHKTuZ Z ZuMPad满足齿面接触疲劳强度条件。4）齿根弯曲强度校核m=2mm 122582zz150dmm2164dmm158bmm250bmm110amm120.7240.850 xx精选
41、学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 30 页1 6计算及说明结果小齿轮2aa12323114222.072.5 1.56 0.681 29212463.7910FtFSFdFK T Y Y Yz mMPa大齿轮2aa223231426.793 1222.072.18 1.79 0.681 2921170FtFSFdFK T Y Y Yz mMPa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。6. 主要设计结论齿 数125z，282z， 模 数m=2mm ， 压 力 角20o， 变 位 系 数120.72
42、4,0.850 xx，中心距110amm，齿宽1258,55bmm bmm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45 钢（调质）。齿轮按照7 级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径160admm，做成实心式齿轮。4.3两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核高速级斜齿轮传动1221/95/ 22izz，低速级直齿轮传动2321/82/25izz，可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比12 23958214.162225ii i传动误差14.13 14.160.214.13vviivi传动误差在题目给定的允许速度误差4%之内，符合设计要求。5. 减速器轴及轴承装置的设计5.1轴的设计5.1.1 高速轴的的结
43、构设计一、输入轴的功率， 、转速和转矩转速11440r / minn，功率12.4635PWk，转矩116.34N mT二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力：圆周力：13122 16.34820.2839.85 10tTFNd径向力：tantan20820.28306.21cos cos12.839rtFFNo轴向力：atan 820.28tan12.839186.95tFFNo作用在高速斜齿轮轴上的力820.28tFNr306.21FNa186.95FN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 30 页1 7计算及说明结果三、初步
44、估算轴的最小直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS 查表取 A0=112 根据公式330m1in112.463511213.4d1440AmmmmnP计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响，min101.0514.1mmdd四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由套筒定位，如下图。轴段 1 主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为1TKTAca，考虑到转矩变化小，根据工作情况选取3.1AK，则：11.3 16.5021.45caATK TN m。根据国标GB/T4323
45、-2002 要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径118dmm， 因此选取轴段1 的直径为118dmm。 半联轴器轮毂总长度mmL52（J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为mmL381。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段 1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1 直径为118dmm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm，轴段 1 总长为136Lmm。轴段 2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,其直径确定为：221dmm。取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离30
46、Lmm，故取270Lmm。轴段 3:为支撑轴颈， 用来安装轴承， 取其直径为325dmm。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度mmB15,轴承内圈直径mmd252；为保证轴承的轴向定位用套筒定位 , 套筒mm21d。则此轴段的长3d15 1227LBmm轴段4：过渡轴段，轴肩用来轴向定位套筒，其高度3(0.07 0.1) d1.75 2.5hmm，取429dmm，取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距离mm11ar，二级齿轮距箱体左内壁的距离mm11a，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取mm10s，在轴承右侧有一套筒mm21d，已知二级输入齿轮齿宽为2 58
47、bmm，则此段轴的长411 58 11 10 12 78LmmA0=112 014.1mmdmNTca52.37118dmm136Lmm221dmm270Lmm325dmm327Lmm429dmm478Lmm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 30 页1 8计算及说明结果轴段 5：此段为齿轮轴段，此段的长5140Lbmm。轴段 6：此段为过渡轴段，同轴段 4，取6428ddmm，取齿轮距箱体右内壁的距离mm11a，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取mm10s，在轴承左侧有一套筒mm21d,
48、则此段轴的长轴 段7 ： 此 段 为 轴 承 及 套 筒 轴 段 ， 已 知 滚 动 轴 承 宽 度 为mm15B，7d15 1227LBmm，取其直径7325ddmm。（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按118dmm由表 6-1 查得平键截面bh=6mm 6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm ，同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性， 故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为C1，各轴肩处圆角半径为R1.0。五、求轴上载荷（1）
49、画轴的受力简图在确轴承的支点位置时，从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承25d，16.4mm。因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：108.639.6148.2Lmmmmmm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。540Lmm629dmm69Lmm725dmm727Lmm半联轴器轮毂与轴的配合为 H7/k6 轴端倒角为C1各轴肩处圆角半径为R161110129mmLasd精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 30 页1 9计算及说明结果（1）计算支反力240.9NVaFFN186.95
50、39.853724.9822aaF DMNmmNmm?3123820.2839.6219.18148.2tNHF LFNNLL2223820.28 108.6601.1148.2tNHF LFNNLL31233724.98306.2139.6106.96148.2arNVMF LFNNLL2223306.21 108.63724.98199.25148.2raNVF LMFNNLL（2）计算弯矩M 12219.18 108.623802.95HNHMFLNmmNmm?112106.96 108.611615.86VNVMFLNmmNmm?21(11615.86 3724.98)7890.88V