机械设计说明书.pdf

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1、 机械设计 课程设计(计算说明书)题 目 班 级 学 号 学生姓名 指导教师 机械学院 年 月 日 前言 目 录 一 设计任务书.错 误！未定义书签。1.1 设计题目.错 误！未定义书签。1.2 设计工作量.错 误！未定义书签。二 传动系统的方案设计.47 2.1 传动方案.47 2.2 该方案的优缺点.47 三 电动机的选择.47 3.1 电动机类型的选择.47 3.2 确定传动装置的效率.47 3.3 选择电动机容量.5 3.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6 四 传动系统的运动和动力参数计算.7 4.1 电动机输出参数.7 4.2 高速轴的参数.7 4.3 中间轴的参数.7 4.

2、4 低速轴的参数.7 4.5 工作机的参数.8 五 减速器高速级齿轮传动设计计算.8 5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.8 5.2 按齿面接触疲劳强度设计.8 5.3 确定传动尺寸.11 5.4 校核齿根弯曲疲劳强度.12 5.5 计算齿轮传动其它几何尺寸.14 5.6 齿轮参数和几何尺寸总结.15 六 减速器低速级齿轮传动设计计算.16 6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.16 6.2 按齿面接触疲劳强度设计.16 6.3 确定传动尺寸.19 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度.19 6.5 计算齿轮传动其它几何尺寸.21 6.6 齿轮参数和几何尺寸总结.21 七 轴的设计.22

3、 7.1 高速轴设计计算.22 7.2 中间轴设计计算.38 7.3 低速轴设计计算.38 八 滚动轴承寿命校核.38 8.1 高速轴上的轴承校核.38 8.2 中间轴上的轴承校核.38 8.3 低速轴上的轴承校核.38 九 键联接设计计算.38 9.1 高速轴与联轴器键连接校核.38 9.2 中间轴与低速级小齿轮键连接校核.38 9.3 中间轴与高速级大齿轮键连接校核.38 9.4 低速轴与低速级大齿轮键连接校核.38 9.5 低速轴与联轴器键连接校核.38 十 联轴器的选择.38 10.1 高速轴上联轴器.38 10.2 低速轴上联轴器.38 十一 减速器的密封与润滑.38 11.1 减速

4、器的密封.38 11.2 齿轮的润滑.38 11.3 轴承的润滑.38 十二 减速器附件.38 12.1 油面指示器.38 12.2 通气器.38 12.3 放油塞.38 12.4 窥视孔盖.38 12.5 定位销.38 12.6 起盖螺钉.38 十三 减速器箱体主要结构尺寸.38 十四 设计小结.38 参考文献.38 计算过程与说明 结果 二 传动装置总体设计方案 2.1传动方案 传动方案已给定，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结构简单，应用最广。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，并使转矩输入和输出端远离齿

5、轮，这样，轴在弯矩作用下产生的扭转变形可部分的相互抵消，以减少载荷沿齿宽分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。三 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，选用三相鼠笼型异步电动机，电压为380V，Y 型。3.2确定传动装置的效率 查表得：联轴器的效率：0.991 滚动轴承的效率：0.992 闭式圆柱齿轮的效率：0.983 工作机的效率：97.0w 电动机至工作机之间传动装置及工作机的总效率877.0242321wa 3.3选择电动机容量 工作机所需功率为 kwVFPw75.210001.125001000 电动机所需额定功率 kwPPawd14.3877.

6、075.2 工作转速:min/07.752801.1100060100060rDVnw 经查表按推荐的合理传动比范围，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：8 40，因此理论传动比范围为：8 40。可选择的电动机转速范围为dn=aiwn=(8 40)75.07=601-3003r/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ep=4kW，满载转速为mn=960r/min，同步转速为tn=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)1 Y160M1-8 4 750 720 2 Y132M

7、1-6 4 1000 960 3 Y112M-4 4 1500 1440 4 Y112M-2 4 3000 2890 电机主要外形尺寸 图 3-1 电动机 3.4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mn和工作机主动轴转速wn，可以计算出传动装置总传动比中心高 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 H LHD AB K DE FG 132 515315 216178 12 3880 1033 为：788.1207.75960wmanni （2）分配传动装置传动比 高速级传动比 23.44.121ii 则低速级的传动比 02.32i

8、 减速器总传动比 7746.1202.323.421iiib 四 计算传动装置运动学和动力学参数 4.1电动机输出参数 kwP14.30 min/9600rnnm 46.3123696014.395500009550000000nPT 4.2 高速轴的参数 kwPPI11.399.014.310 min/9600rnnI mmNnPTIII02.3093896011.395500009550000 4.3 中间轴的参数 kwPPIII02.398.099.011.332 min/95.22623.49601rinnIII mmNnPTIIIIII85.12708095.22602.395500

9、009550000 4.4 低速轴的参数 kwPPIIIII93.298.099.002.332 min/15.7502.395.2262rinnIIIIImmNnPTIIIIIIIII98.37234115.7593.295500009550000 4.5 工作机的参数 kwPPwIIIIV76.297.099.099.099.093.2221min/15.75rnnIIIIV min/52.35073815.7576.295500009550000rnPTIVIVIV 各轴转速、功率和转矩见下表 轴名称 转速 n/(r/min)功率 P/kW 转矩 T/(mmN)电机轴 960 3.14

10、31236.46 高速轴 960 3.11 30938.02 中间轴 226.95 3.02 127080.85 低速轴 75.15 2.93 372341.98 工作机 75.15 2.76 350738.52 五 减速器高速级齿轮传动设计计算 5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角=13。(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1z=27，则大齿轮齿数11423.4271

11、12izz。5.2 按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即 32112HEHdHttZZZZuuTKd 1)确定公式中的各参数值 试选HtK=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:mmNnPT02.3093896011.395500009550000 由表 10-7 选取齿宽系数d=1 由图 10-20 查得区域系数HZ=2.46 由表 10-5 查得材料的弹性影响系数219.189 MPaZE。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。483.2013cos20tanarctancostanarctannt107.2913cos1227483.20cos27a

12、rccoscos2cosarccos111hazztat 923.2213cos12114483.20cos114arccoscos2cosarccos222hazztat2tantantantan2211tattatzz 2483.20tan923.22tan114483.20tan107.29tan27 683.1 984.113tan271tan1zd647.0683.1984.1984.113683.14134Z 由公式可得螺旋角系数Z。987.013coscosZ 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 MPaH6001lim MPaH5

13、502lim 由式（10-15）计算应力循环次数：8110912.65300819606060hLLjnN881210666.115.410912.6uNNLL 由图 10-23 查取接触疲劳系数 05.11HNK 14.12HNK 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 MPaSKHHNH630160005.11lim11 MPaSKHHNH627155014.12lim22 取1H和2H中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPaH627 2)试算小齿轮分度圆直径 32112HEHdHttZZZZuuTKd 326270.9870.647189.82.462711412711413

14、0938.021.32 mm28.442 (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。圆周速度 43.1100060960442.281000601ndvtm/s 齿宽 b mmdbtd442.28442.2811 2)计算实际载荷系数HK 由表 10-2 查得使用系数AK=1.25 根据 v=1.43m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载系数VK=1.027 齿轮的圆周力。NdTFt52.2175442.2802.30938221mmNmmNbFKtA/100/96442.2852.217525.1 查表 10-3 得齿间载荷分配系数HK=1.4 由表 10-4 用插

15、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HK=1.419 由此，得到实际载荷系数 55.2419.14.1027.125.1KKKKKHVAH 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mmKKddHtHt603.353.155.2442.283311 4)确定模数 mmzdmn285.12713cos603.35cos11，取mmmn2 5.3 确定传动尺寸 (1)计算中心距 mmmzzan71.14413cos2211427cos221，圆整为 145mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 4892.131452211427arccos2arc

16、cos21amzzn 212913 (3)计算小、大齿轮的分度圆直径 mmzmdn532.554892.13cos272cos11 mmzmdn468.2344892.13cos1142cos22 (4)计算齿宽 mmdbd53.551 取1B=65mm，2B=60mm 5.4 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 FdsaFaFzmYYYYTK2132cos2 1)T、nm和1d同前 齿宽b=2b=60 齿形系数FaY和应力修正系数saY，当量齿数为：小齿轮当量齿数：364.294892.13cos27cos3311zzv 大齿轮当量齿数：98.1234892.13cos114cos

17、3322zzv 由图 10-17 查得齿形系数 58.21FaY,134.22FaY 由图 10-18 查得应力修正系数 59.11saY,838.12saY 试选载荷系数FtK=1.3 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 521.204892.13cos20tanarctancostanarctannt66.12521.20cos4892.13tanarctancostanarctantb 765.166.12cos680.1cos22v 675.075.025.0vY 063.24892.13tan271tan1zd 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数

18、Y 768.01204892.13063.211201Y 2)圆周速度 smndv/79.2100060960532.551000601 3)宽高比 b/h mmmchah5.4225.0122 444.145.465hb 根据 v=2.79m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数VK=1.053 查表 10-3 得齿间载荷分配系数FK=1.1 由表 10-4 用插值法查得HK=1.423，结合444.145.465hb查图 10-13，得FK=1.079。则载荷系数为 562.1079.11.1053.125.1FFVAFKKKKK 由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲

19、劳极限分别为 MPaF5001lim，MPaF3802lim 由图 10-22 查取弯曲疲劳系数 91.01FNK,92.02FNK 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，由式（10-14）得 MPaSKFFNF36425.150091.01lim11 MPaSKHFNF68.27925.138092.02lim22 齿根弯曲疲劳强度校核 2132111cos2zmYYYYTKdsaFaF 23227214892.13cos768.0675.059.158.202.30938562.12 133.33FMPa 2132222cos2zmYYYYTKdsaFaF 23227214892.13cos7

20、68.0675.0838.1134.230938.021.5622 231.86FMPa 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 smndv79.2100060960532.551000601 选用 7 级精度是合适的 5.5 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 mmhmhana2 mmchmhnanf5.2 mmchmhhhnanfa5.42 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 mmhddaa53.59211 mmhddaa47.238222 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 mmhddff53.50211 mmhddff

21、47.230222 注：0.1anh，25.0nc 5.6 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 nm 2 2 法面压力角 n 20 20 法面齿顶高系数 ah 1.0 1.0 法面顶隙系数 c 0.25 0.25 螺旋角 左 1329 21”右 1329 21”齿数 z 27 114 齿顶高 ah 2 2 齿根高 fh 2.5 2.5 分度圆直径 d 55.532 234.468 齿顶圆直径 ad 59.53 238.47 齿根圆直径 fd 50.53 230.47 齿宽 B 65 60 中心距 a 145 145 图 5-1 高速级大齿轮结构图 六 减速器

22、低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1z=27，则大齿轮齿数8202.327212izz。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 32112HEHdHttZZZuuTKd 1)确定公式中的各参数值 试选3.1HtK 计算小齿轮传递的扭矩:mmNnPT85.12708095.226

23、02.395500009550000 由表 10-7 选取齿宽系数d=1 由图 10-20 查得区域系数HZ=2.49 由表 10-5 查得材料的弹性影响系数218.189 MPaZE。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。968.28122720cos27arccos2cosarccos111anahzz463.23128220cos82arccos2cosarccos222anahzz 2tantantantan2211aazz 220tan463.23tan8220tan968.28tan27 1.73 87.0373.1434Z 计算接触疲劳许用应力 H 由图 10-25d

24、查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 MPaH6001lim，MPaH5502lim 由式（10-15）计算应力循环次数：8110634.153008195.2266060hLLjnN781210305.508.310634.1uNNLL 由图 10-23 查取接触疲劳系数 14.11HNK,23.12HNK V 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 MPaSKHHNH684160014.11lim11 MPaSKHHNH5.676155023.12lim22 取 1H和 2H中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPaH5.676 2)试算小齿轮分度圆直径 32112HEHdHt

25、tZZZuuTKd mm541.545.67687.08.18949.2278212782185.1270803.1232 (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。圆周速度 smndvt/648.010006095.226541.541000601 齿宽 b mmdbtd541.54541.5411 2)计算实际载荷系数HK 由表 10-2 查得使用系数AK=1.25 根据 v=0.648m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载系数VK=1.011 齿轮的圆周力。NbTFt012.4660541.5485.12708022mmNmmNbFKtA/100/107541.

26、54012.466025.1 查表 10-3 得齿间载荷分配系数HK=1 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HK=1.42 由此，得到实际载荷系数 795.142.11011.125.1HHVAHKKKKK 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mmKKddHtHt73.603.1795.1541.543311 4)确定模数 mmzdm249.22773.6011，取mmm3 6.3 确定传动尺寸 (1)计算中心距 mmmzza5.163221,圆整为mm164 (2)计算小、大齿轮的分度圆直径 mmmzd813271

27、1 mmmzd24638222 (3)计算齿宽 mmdbd811 取 B1=90mm B2=85mm 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 FdsaFaFFzmYYYTK2132 1)T、m 和 d1 同前 齿宽 b=2B=85 齿形系数FaY和应力修正系数saY：由图 10-17 查得齿形系数 57.21FaY，215.22FaY 由图 10-18 查得应力修正系数 6.11saY，772.12saY 试选3.1FtK 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y 684.073.175.025.075.025.0Y 2)圆周速度 smndv/96.010006095.22

28、6811000601 3)宽高比 b/h mmmchah75.6325.0122 333.1375.690hb 根据 v=0.96m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数018.1VK 查表 10-3 得齿间载荷分配系数1FK 由表 10-4 用插值法查得428.1HK，结合333.1375.690hb查图 10-13，得08.1FK。则载荷系数为 374.108.11018.125.1FFVAFKKKKK 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 MPaF5001lim，MPaF3802lim 由图 10-22 查取弯曲疲劳系数 92.01FNK,94.02FN

29、K 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，由式（10-14）得 MPaSKFFNF36825.150092.01lim11 MPaSKFFNF76.28525.138094.02lim22 齿根弯曲疲劳强度校核 232131112731684.06.157.285.127080374.122zmYYYTKdsaFaFF 149.902MPaF 232132222731684.0772.1215.285.127080374.122zmYYYTKdsaFaFF 247.632FMPa 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 smndv96.010006

30、095.226811000601 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 mmhamhna3 mmchamhnnf75.3 mmchamhhhnnfa75.62 2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 mmhazmhaddna8722111 mmhazmhaddna25222222 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 mmchazmhddnnff5.73222111 mmchazmhddnnff5.238222222 注：0.1nha，25.0nc 6.6 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 nm 3 3 法面压力角

31、n 20 20 法面齿顶高系数 ha*1.0 1.0 法面顶隙系数 c*0.25 0.25 螺旋角 0 00左 0 00右 齿数 z 27 82 齿顶高 ha 3 3 齿根高 hf 3.75 6.75 分度圆直径 d 81 246 齿顶圆直径 ad 87 252 齿根圆直径 fd 73.5 238.5 齿宽 B 90 85 中心距 a 165 164 图 6-1 低速级大齿轮结构图 七 轴的设计 7.1 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=3.11kW；轴所传递的转矩 T=30938.02Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选

32、用 40Cr（调质），齿面硬度 241286HBS，许用弯曲应力为=70MPa (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。mmnPAd57.1696011.3112033 由于最小轴段截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 5%mmd4.1757.1605.01min 查表可知标准轴孔直径为 18mm 故取mmd18min (4)确定轴的直径和长度 图 7-1 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caT=AKT，查表，考虑

33、轻微冲击，故取5.1AK，则:mmNTKTAca41.46 按照联轴器转矩caT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18mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A 型键，bh=66mm(GB T 1096-2003)，键长 L=28mm。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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据 d23=23 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承 7205AC，其尺寸为 dDB=255215mm，故 d34=d78=25 mm。由手册上查得 7205AC 型轴承的定

34、位轴肩高度 h=3 mm，因此，取 d45=d67=31 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=65 mm，d56=59.55 mm。4)轴承端盖厚度 e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离 K=24，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则 BKetCCl52123 mm64101524512218208 5)取小齿轮距箱体内壁之距离 1=10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=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，取

35、 =10 mm，低速级小齿轮宽度 b3=90mm，则 mmBll272101527834 mmbl5.11025.210159025.213345 mml82102167 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径 18 23 25 31 59.55 31 25 长度 42 64 27 110.5 65 8 27 (5)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）NdTFt2.1114532.5502.309382211 高速级小齿轮所受的径向力 NFFtr040.4174892.13cos20tan2.1114costan11

36、5.5 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 mmhamhna2 mmchamhnnf5.2 mmchamhhhnnfa5.42 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 mmhddaa53.59211 mmhddaa47.238222 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 mmhddff53.50211 mmhddff47.229222 注：0.1nha，25.0nc 5.6 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 nm 2 2 法面压力角 n 20 20 法面齿顶高系数 ha*1.0 1.0 法面顶隙系数 c*0.25 0.25 螺旋角 左2129

37、13 右212913 齿数 z 27 114 齿顶高 ha 2 2 齿根高 hf 2.5 2.5 分度圆直径 d 55.532 234.468 齿顶圆直径 ad 59.53 238.47 齿根圆直径 fd 50.53 220.47 齿宽 B 65 60 中心距 a 145 145 图 5-1 高速级大齿轮结构图 六 减速器低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

38、度为 240HBS (4)选小齿轮齿数 z1=27，则大齿轮齿数8202.327212izz。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 32112HEHdHttZZZuuTKd 1)确定公式中的各参数值 试选HtK=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:mmNnPT85.12708095.22602.395500009550000 由表 10-7 选取齿宽系数d=1 由图 10-20 查得区域系数HZ=2.49 由表 10-5 查得材料的弹性影响系数218.189 MPaZE。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。968.28122720cos27ar

39、ccos2cosarccos111nhazza 463.23128220cos82arccos2cosarccos222nahazz 2tantantantan2211aazz 220tan463.23tan8220tan968.29tan27 1.83 85.0383.1434Z 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 MPaH6001lim，MPaH5502lim 由式（10-15）计算应力循环次数：8110656.153008195.2296060hLLjnN 782210375.508.310656.1uNNLL 由图 10-23 查取接触

40、疲劳系数 13.11HNK，22.12HNK 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 MPaSKHHNH678160013.11lim11 MPaSKHHNH671155022.12lim21 取 1H和 2H中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPaH671 2)试算小齿轮分度圆直径 32112HEHdHttZZZuuTKd 3267185.08.18949.2278212782185.1270803.12mm995.53 (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。圆周速度 650.010006095.229995.531000601ndvt 齿宽 b mmdb

41、td995.53995.5311 2)计算实际载荷系数HK 由表 10-2 查得使用系数25.1AK 根据 v=0.650m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载系数011.1VK 齿轮的圆周力。查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KH=1 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=1.42 由此，得到实际载荷系数 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 4)确定模数 6.3 确定传动尺寸 (1)计算中心距 (2)计算小、大齿轮的分度圆直径 (3)计算齿宽 取 B1=90mm B2=85mm 6.4 校核齿根弯曲疲劳

42、强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1)T、m 和 d1 同前 齿宽 b=b2=85 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa：由图 10-17 查得齿形系数 由图 10-18 查得应力修正系数 试选 KFt=1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y 2)圆周速度 3)宽高比 b/h 根据 v=0.98m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.019 查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KF=1 由表 10-4 用插值法查得 KH=1.428，结合 b/h=90/6.75=13.333 查图 10-13，得 KF=1.08。则载荷系数为 由图 10-24c 查得小齿

43、轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图 10-22 查取弯曲疲劳系数 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，由式（10-14）得 齿根弯曲疲劳强度校核 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 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 2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 6.6 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 mn 3 3 法面压力角 n 20 20 法面齿顶高系数 ha*1.0 1.0 法面顶隙系数 c*0.25 0.25 螺旋角

44、 左 000 右 000 齿数 z 27 83 齿顶高 ha 3 3 齿根高 hf 3.75 3.75 分度圆直径 d 81 249 齿顶圆直径 da 87 255 齿根圆直径 df 73.5 241.5 齿宽 B 90 85 中心距 a 165 165 图 6-1 低速级大齿轮结构图 七 轴的设计 7.1 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=3.11kW；轴所传递的转矩 T=30938.02Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用 40Cr（调质），齿面硬度 241286HBS，许用弯曲应力为=70MPa (3)按扭转强度概

45、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。由于最小轴段截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 5%查表可知标准轴孔直径为 18mm 故取 dmin=18 (4)确定轴的直径和长度 图 7-1 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=1.5，则: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18mm，半联轴器

46、与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A 型键，bh=66mm(GB T 1096-2003)，键长 L=28mm。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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据 d23=23 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承 7205AC，其尺寸为 dDB=255215mm，故 d34=d78=25 mm。由手册上查得 7205AC 型轴承的定位轴肩高度 h=3 mm，因此，取 d45=d67=31 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=65 mm，d56=59.55 mm。4)轴承端盖

47、厚度 e=12，垫片厚度 t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离 K=24，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则 5)取小齿轮距箱体内壁之距离 1=10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=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，取 =10 mm，低速级小齿轮宽度 b3=90mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径 18 23 25 31 59.55 31 25 长度 42 64 27 110.5 65 8 27 (5)轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周

48、力（d1 为高速级小齿轮的分度圆直径）高速级小齿轮所受的径向力 高速级小齿轮所受的轴向力 根据 7205AC 角接触球轴承查手册得压力中心 a=16.4mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 在水平面内 轴承 A 处水平支承力：轴承 B 处水平支承力：在垂直面内 轴承 A 处垂直支承力：轴承 B 处垂直支承力：轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：绘制水平面弯矩图 截面 A 在水平面上弯矩：

49、截面 B 在水平面上弯矩：截面 C 左侧在水平面上弯矩：截面 C 右侧在水平面上弯矩：截面 D 在水平面上的弯矩：绘制垂直面弯矩图 截面 A 在垂直面上弯矩：截面 B 在垂直面上弯矩：截面 C 在垂直面上弯矩：截面 D 在垂直面上弯矩：绘制合成弯矩图 截面 A 处合成弯矩：截面 B 处合成弯矩：截面 C 左侧合成弯矩：截面 C 右侧合成弯矩：截面 D 处合成弯矩：g.转矩和扭矩图 h.绘制当量弯矩图 截面 A 处当量弯矩：截面 B 处当量弯矩：截面 C 左侧当量弯矩：截面 C 右侧当量弯矩：截面 D 处当量弯矩：图 7-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因 C 弯矩大，且作用有转矩，

50、故 C 为危险剖面 计算过程与说明 结果 计算过程与说明 结果 计算过程与说明 结果 计算过程与说明 结果 计算过程与说明 结果 计算过程与说明 结果 计算过程与说明 结果 计算过程与说明 结果 二 传动装置总体设计方案 2.1 传动方案 传动方案已给定，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结构简单，应用最广。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，并使转矩输入和输出端远离齿轮，这样，轴在弯矩作用下产生的扭转变形可部分的相互抵消，以减少载荷沿齿宽分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。三 选择电动机