分流式双级圆柱齿轮减速器设计说明书

《机械设计》课程设计

题 目： 院 (系)： 专业班级： 学 号： 设 计 人： 指导老师： 完成时间：计算说明书

分流式双级圆柱齿轮减速器

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目录

1.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设计内容 ......................................................................................... 错误！未定义书签。 2．传动方案拟定 .......................................................................................... 错误！未定义书签。 3. 电动机的选择 .......................................................................................... 错误！未定义书签。

3.1选择电动机类型 ............................................................................. 错误！未定义书签。 3.2选择电动机的容量 ......................................................................... 错误！未定义书签。 3.3选择电动机的转速 ......................................................................... 错误！未定义书签。 4．总传动比确定及各级传动比分配 .......................................................... 错误！未定义书签。

4.1计算总传动比 ................................................................................. 错误！未定义书签。 4.2分配各级传动比 ............................................................................. 错误！未定义书签。 4.3各轴转速计算 ................................................................................. 错误！未定义书签。 4.4各轴输入功率计算 ......................................................................... 错误！未定义书签。 4.5各轴输入转矩计算 ......................................................................... 错误！未定义书签。 5.传动零件设计计算 .................................................................................... 错误！未定义书签。

5.1设计Ｖ带和带轮 ............................................................................. 错误！未定义书签。 6.齿轮传动设计 ............................................................................................ 错误！未定义书签。

6.1高速级圆柱齿轮传动设计 ............................................................. 错误！未定义书签。 6.2低速级圆柱直齿轮传动设计 ......................................................... 错误！未定义书签。 7.输送带误差校核 ........................................................................................ 错误！未定义书签。 8.轴的设计计算及校核 ................................................................................ 错误！未定义书签。

8.1轴的选材及其许用应力确定 ......................................................... 错误！未定义书签。 8.2高速轴的设计 ................................................................................. 错误！未定义书签。

8.2.1求作用在齿轮上的力 ......................................................... 错误！未定义书签。 8.2.2轴的最小直径估算 ............................................................. 错误！未定义书签。 8.2.3轴的结构设计 ..................................................................... 错误！未定义书签。 8.3中间轴的设计 ................................................................................................................. 28

8.3.1求作用在齿轮上的力 ......................................................................................... 28 8.3.2轴的最小直径估算 ............................................................................................. 29 8.3.3轴的结构设计 ..................................................................................................... 29 8.3.4求轴上的载荷 ..................................................................................................... 30 8.3.5按弯扭合成应力校核轴的强度 ......................................................................... 32 8.3.6精确校核轴的疲劳强度 ..................................................................................... 33 8.4低速轴的设计 ................................................................................. 错误！未定义书签。

8.4.1求作用在齿轮上的力 ......................................................... 错误！未定义书签。 8.4.2轴的最小直径估算 ............................................................. 错误！未定义书签。 8.4.3轴的结构设计 ..................................................................... 错误！未定义书签。

9.轴承的校核 ................................................................................................................................ 38

9.1高速轴轴承校核 ............................................................................................................. 38 9.2中间轴轴承校核 ............................................................................................................. 38

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9.3低速轴轴承校核 ............................................................................................................. 39 10.键的校核 .................................................................................................................................. 39

10.1高速轴外伸段处键校核 ............................................................................................... 39 10.2中间轴大齿轮处键校核 ............................................................................................... 40 10.3低速轴大齿轮处键校核 ............................................................................................... 40 10.4低速轴外伸段处键校核 ............................................................................................... 40 11.减速器的附件设计 .................................................................................................................. 40

11.1窥视孔及视孔盖 ........................................................................................................... 40 11.2油面指示装置 ............................................................................................................... 40 11.3通气器 ........................................................................................................................... 40 11.4吊环螺钉 ....................................................................................................................... 41 11.5油塞及封油垫 ............................................................................................................... 41 12.润滑与密封 .............................................................................................................................. 41

12.1齿轮的润滑 ................................................................................................................... 41 12.2滚动轴承的润滑 ........................................................................................................... 41 12.3密封方法的选取 ........................................................................................................... 41 13箱体的设计 ............................................................................................................................... 41

13.1.箱体材料的选择与毛坯种类的确定........................................................................... 41 13.2 箱体主要尺寸确定 ...................................................................................................... 41 14. 附录 ........................................................................................................................................ 43

14.1 小带轮零件工作图 ...................................................................................................... 43 14.2 中间轴的零件工作图 .................................................................................................. 43 15. 总结 ........................................................................................................................................ 43 16. 参考文献 ................................................................................................................................ 44

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计 算 及 说 明 1.设计任务书 1.1设计题目 设计一用于带式运输机上的分流式两级圆柱齿轮减速器，动力由电动机经减速器传至输送带。每天两班制工作，载荷较平稳，连续单向运转，环境最高温度350C，工作期限八年。（允许输送带速度误差为±5%） 输送带速度输送带拉力滚筒直径mm 原始数据 m/s KN 400 0.74 4.5 1.2设计内容 结 果 4

1.手绘减速器装配图1张（A1或以上，比例1：2或1：1）； 2.零件（轴、齿轮、带轮任选其中两种）工作图2张（A4或以上、可电脑绘图，但不可同种零件绘制两份）； 3.设计说明书1份。 2．传动方案拟定 输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传入减速器3，再经联轴器4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分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布均匀。高速级采用斜齿圆柱齿轮，低速级采用直齿圆柱齿轮。 3.电动机的选择 3.1选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机。 3.2选择电动机的容量

计 算 及 说 明 1）滚筒所需功率P: W结 果 PWFev4.510000.74 3.33kW 10001000P3.33kW Ww2）滚筒的转速n 601000v6010000.74nw35.33rmin D3.14400 nw35.33rmin3）电动机至滚筒之间传动装置的总功率为： 34123450.950.9730.9840.990.960.76 0.76 其中1:V带的效率；2：三对闭式齿轮传动效率；3：四对 滚动轴承的效率；4：弹性柱销联轴器的效率;5:滚筒的效率。 4）确定电动机的额定功率Ped 电动机的所需功率为Pd： PdPw/4.38 确定电动机的额定功率Ped，查表8-53选定电动机的额定功率Pd4.38 Ped=5.5kw. 3.3选择电动机的转速 nw=35.33 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅表4-2推荐传动比为ii1i2=7.1～50，则总传动比可取7.1至50之间，则电动机转速的可选范围为： 'nd1=7.1nw=7.1×35.33=250.8r/min ' nd2=50nw=50×35.35=1766.6.5r/min 由表8-53和表8-54同步转速为750r/min ，1000r/min ，1500r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为750r/min ，1000r/min ，1500r/min的三种电动机进行比较，如下表：

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计 算 及 说 明 电动机转速结 果 方案 电动机型号 5.5 750 720 2.0 2.0 42 110 160 1005.5 960 2.0 2.0 38 80 132 0 1501445.5 2.2 2.2 38 80 132 0 0 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格以及 总传动比，即选定方案2。 Y160M1 2-8 Y132M2 2-6 Y132S3 -4 额定n/(r/mi功n) 率 （K同满W） 步载转转速 速 堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩 外外伸伸中心 轴轴高 径长/mm /mm /mm 4．总传动比确定及各级传动比分配 4.1计算总传动比 满载转速：nm=960 r / min； 总传动比：i=nm/nw=960/35.33=27.17 4.2分配各级传动比 带传动的传动比取为=2.3，则减速器总传动比： ij i=27.17 =2.3 ii127.1711.8 2.32j j 取高速级的圆柱齿轮传动比i1.3i3.92 ，则低速级的圆i11.8 i3.92 柱齿轮的传动比为 iji33.01 i33.01i2 24.3各轴转速计算 nnmi1417.39rmin n417.39rmin2 nni106.50rmin nIVn35.33rminn106.50rmin nIV35.33rmin4.4各轴输入功率计算 6 计 算 及 说 明 PPd14.20.954.16kWPP4.160.970.983.83kWPP233.830.970.983.65kWPIVP343.650.980.993.54kW2232结 果 P4.16kWP3.83kW P3.65kWPIV3.54kWTI95.23NmmTII343.12NmmTIII986.09NmmTIV956.70Nmm 4.5各轴输入转矩计算 TⅠ＝9550PⅠ/n=95.23N·m TⅡ＝9550PⅡ/nⅡ=343.12N·m TⅢ＝9550PⅢ/nⅢ=986.09 N·m TⅣ=9550PⅣ/nⅣ=956.70N·m 各轴运动与动力参数 项目 转速r/min 功率kW 转矩Nm 高速轴Ⅰ 417.39 4.16 95.23 中间轴Ⅱ 106.50 3.83 343.12 低速轴Ⅲ 35.33 3.65 986.09 滚筒轴Ⅳ 35.33 3.54 956.70 5.传动零件设计计算 5.1设计Ｖ带和带轮 1、确定计算功率 工作情况系数K1.2: 轻载启动，每天两班制24小时工作，由课本P156表8-8查得Pca5.25 PcaKAPd5.25 式中K为工作情况系数,Pd为电动机所需功率. 2 选择V带的带型 根据Pca5.25kW,n=960r/min由图8-11选用带型为A型带． 3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v. 1）初选小带轮基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮基准直径dd118mm。 1 v5.93ms 2）验算带速v vddn1 5.93ms，在5～25m/s范围内，故带速合适。 601000 7

3）计算大轮的基准直径dd2. ddidd271.4ms 21

计 算 及 说 明 根据课本表8-9，圆整后取dd280mm。 2结 果 4、确定V带的中心距a和基准长度Ld. 1）根据0.7(,所以初定中心距a0600mm。 dd)a2(dd)120122）计算带所需的基准长度: ddddLd02a0dddd24a0212121836.11mm. a556.94mm查课本表8-2选取带的基准长度Ld1750mm。 3）计算实际中心距a aa0LdLd0556.94mm 2 考虑带轮的制造误差，带长误差，带的弹性以及因带的松弛而产 生的补充张紧的需要，中心距的变动范围为： amina0.015Ld530.69mmamaxa0.03Ld609.44mmamin530.69mm amax609.44mm Pr1.33kWz3.965、验算小带轮包角1 1180dddd2157.3163.33120，包角合适。 a6、确定v带的根数z 1）计算单根v带的额定功率Pr 由dd118mm和小带轮的转速n=960r/min，查课本表8-4得1P01.27kW. 根据n=960r/min，i=2.3和A型带，查课本表8-5并由内插值法得P00.112kW,查课本表8-6得K=0.96，表8-2得KL=1，于是计算V带的根数z: PrP0P0KKL1.33kWPzca3.96Pr 8

故选Z=4根带，小于等于5根，满足工作要求。

计 算 及 说 明 7、计算单根Ｖ带的初拉力F0 查课本表8-3可得A型带的单位长度质量q0.105kgm，故: 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为 F0500结 果 F0181.38N Fp1435.75N2.5KPcaqv2181.38N Kzv实际的初拉力大于等于F0 8、计算压轴力Fv Fp2zF0sin 121435.75N 9、带轮的结构设计 1）选择材料HT150，查表得数据： bd11mm,hfmin8.7mm,hamin2.75mm,e15mm0.3mm,fmin9mm现取:ha3mm,f10mm,hf9mm 2）小带轮结构设计 小带轮采用实心式，由电动机的伸出端直径d=38mm，查表可 得： d11(1.8~2)d68.4~76mm*da1dd12ha124mm B1(z1)e2f65mmB165mm1.5d57mmL1(1.5~2)d57~76mm取d1170mm考虑到电动机外伸轴长80mm，故取L1=82mm，零件工 作图略。 3）大带轮结构设计 大带轮采用腹板式，大带轮轮毂孔直径由后续高速轴设计而

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计 算 及 说 明 定，暂时取d=25mm： d12(1.8~2)d45~50mm*da2dd22ha286mm结 果 B265mm1.5d37.5mm L2(1.5~2)d37.5~50mm 11C'(~)B29.29~16.25mm74 B2B165mm取d1245mm,L240mm,C'14mm，查表取δ=10mm，零件工作图略。 10.主要设计结论 选用普通A型V带4根，带基准长度Ld1750mm，带轮基准直径dd118mm，dd280mm，中心距控制在a530.69~609.44mm，12 单根Ｖ带的初拉力F0为181.38N。 6.齿轮传动设计 6.1高速级圆柱齿轮传动设计 1.选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按图1所示的传动方案，选取斜齿圆柱齿轮传动，压力角取 为20。 2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。 z127 3）材料选择。由表10-1，选取小齿轮材料为45刚（调质），齿z2106 面硬度为220HBS，大齿轮采用45刚（常化），齿面硬度为180HBS. 4）选小齿轮齿数z127，大齿轮齿数z2uz1105.84，取z2106。 2.按齿面接触疲劳强度设计 由下式试算小齿轮分度圆直径，即：

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计 算 及 说 明 2KHtT1u1ZHZEZZ d1t3du[H] 2结 果 （1）确定公式中的各参数值 1）试选KHt1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩 T19.55106P/(2n1)3.76104Nmm 123）由表10-7齿宽系数d1。 4）由图10-20查的区域系数ZH2.433。 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。 tarctan(tann/cos)20.56a1arccos[z1cost/(z12hacos)]29.13a2arccos[z2cost/(z22hacos)]23.15 [z1(tana1tan)z2(tana2tan)]/21.669 dz1tan/2.143''Z4(1)0.6293Zcos0.9857）计算接触疲劳需用应力[H]。 由图10-25查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hlim1500MPa,Hlim2455MPa。 计算应力循环次数： N160n1jLh1.17109N2N1/u2.98108 11

由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN10.92,KHN20.98。

计 算 及 说 明 取失效概率为1%、安全系数S=1，得： KHN1Hlim1460MPaS K[H]2HN2Hlim2455.9MPaS[H]1结 果 []455.9MPa Hd1t67.727mm v0.87m/s 取两者中较小的作为该齿轮副的解除疲劳需用应力，即： [H][H]2455.9MPa （2）试算小齿轮分度圆直径 2KHtT1u1ZHZEZZ d1tdu[H]3 67.727mm 2 b40.00mm 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。 vd1tn16010000.87m/s 2）齿宽b。 bdd1t40.00mm 3）计算实际载荷系数KH。 由表10-2查的使用系数KA1。 根据v=0.87m/s、7级精度，由图10-8查的动载荷系数KV0.97。 齿轮的圆周力。 Ft12T1/d1t2.3810NKAFt1/b59.48N/mm100N/mm3 d145mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH1.4 12

④由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮想对支撑对称布置时，mn1.62mm

计 算 及 说 明 齿向载荷分布系数KH1.306,由此得到实际载荷系数: KHKAKVKHKH1.864 (2)按实际载荷系数算得的分度圆直径: d1d1t3及相应的齿轮模数: mnd1cos/z11.62mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由下式计算模数，即: mt3结 果 KH45mm KHt2KFtT1YYcosYFaYSa[] dz122 （1）确定公式中的个参数值 1）试选KFt1.3 2）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 barctan(tancost)13.14v/cos2b1.759Y0.250.667 120Y10.718 1203）计算YFYSF 因为zv1z1cos329.556,zv2z2cos3116.036： 由图10-17查的齿形系数YFa12.5,YFa22.18； 由图10-18查的应力修正系数YSa11.65,YSa21.81； 由图10-24查的查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别

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计 算 及 说 明 Flim1420MPa,Flim2405MPa； 结 果 由图10-22查取弯曲疲劳寿命系数KFN10.89,KFN20.91； 取弯曲安全系数S=1.4，得： KFN1Flim1267MPaS KFN2Flim2[F]2263.25MPaS[F]1 因为小齿轮的 YFYSYF1YS1F1=0.0154 =0.0149 mnt1.0778mm YF2YS2F2 大于大齿轮，所以取： =YF1YS1FF d129.993mmYFYSF1=0.0154 （2）试算模数 mnt32KFtT1YYYFaYSa[]1.0778mm dz12Fv0.655m/s b29.993mm d1m1z1/cos29.993mm 调整齿轮模数： （1）计算实际载荷系数前的数据准备 1）圆周速度v vd1tn16010000.655m/s 2）齿宽b bdd129.993mm

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计 算 及 说 明 3）宽高比b/h h(2hac)mnt2.425结 果 b/h12.367 4）计算实际载荷系数KF m1.14mm 根据v=0.655m/s、7级精度，由图10-8查的动载荷系数KV1.01： Ft12T1/d13.04103NKAFt1/b105.8N/mm100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KF1.2 由表10-4和图10-13用插值法查的7级精度、小齿轮想 荷系数： KFKAKVKFKF1.551 （2）按实际载荷系数算得的齿轮模数 mmnt3 a=111mm 疲劳强度计算的模数，由于齿轮m的大小主要取决于弯曲疲劳强 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，所以取弯曲疲劳强度算得的模数1.14mm就 近圆整后m=2mm,按接触疲劳强度算的分度圆直径d146.5mm， d144.91mmKF1.14mm KFt 对比数据，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲算的小齿轮数z1d1cos/mn21.8，取z124，则大齿轮d2177.08mmz2uz194.08，取z291，两齿数互为质数。 b45mm 15

4.几何尺寸计算 1）计算中心距 a(z1z2)mn/(2cos)118.5mm，a取120mm 2）计算分度圆直径和中心距修正螺旋角

计 算 及 说 明 arccos(z1z2)mn16.59 2a结 果 4）计算齿轮宽度 d1z1mn/cos50.08mmd2z2mn/cos189.9mm H391.3MPa bdd150.08mm 考虑到安装误差及结合后面轴径综合考虑尺寸，小齿轮齿宽可取 为b150mm，大齿轮齿宽b245mm，键校核合格。 5.圆整中心距后的强度校核 1）齿面接触疲劳强度校核 按前面类似的做法，计算个参数：KA1,KV1.05,KH1.4,KH1.312,KH1.93 , F1136.6MPa F1135.1MPaT14.75104Nmmd1,u3.8,ZH2.38,ZE189.8MPa12Z0.62,Z0.98带入下式，得： 2KHT1u1HZHZEZZ376.6MPa[H] dd13u齿面接触疲劳强度符合要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。 2）齿根弯曲疲劳强度校核 按前面类似的做法，计算个参数，个参数数据：KA1,KV1.05,KF1.4,KF1.33,KF1.95 16

d1,YFa12.61,YFa22.18,YSa11.61,YSa21.81，T14.75104Nmm，Y068,Y0.685，m2,16.59， z124，得到：

计 算 及 说 明 F1F12T1KFYFa1Ysa1YYcos2结 果 dmz321272.58MPa[F]168.16MPa[F]22T1KFYFa2Ysa2YYcosdmz321齿根弯曲疲劳强度满足要求。 6.结构设计 1）分度圆直径：d150.08mm,d2189.9mm。 2）中心距:a=120mm。 3）齿宽：b150mm,b245mm。 4）齿顶圆直径： da1d12ha54mmda2d22ha194mm 5）齿全高：h(2hac*)m4.5mm 6）齿厚：sm23.14mm 7）齿顶高：haham2mm 8）齿根高：hf(hac)m2.5 9）齿根圆直径： df1d12hf45.08mmdf2d22hf184.9mm z129 z288 小齿轮由于直径较小，所以采用齿轮轴设计，大齿轮采用腹板式 结构设计。 6.2低速级圆柱直齿轮传动设计 1.选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按图10-26所示的传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动，压力

17

计 算 及 说 明 角取为20。 结 果 2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。 3）材料选择。由表10-1，选取小齿轮材料为45刚（调质后表面 淬火），齿面硬度为40HRC，大齿轮采用30CrMnSi（调质），齿面 硬度为350HBS. 4) 选小齿轮齿数z129，大齿轮齿数z2uz187.29，取z288。 2.按齿面接触疲劳强度设计 由下列式子试算小齿轮分度圆直径，即 2KHtT1u1ZHZEZ d1t3du[H] 2 （1）确定公式中的各参数值 1）试选KHt1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩 T19.5510P/n13.4310Nmm 65 3）由表10-7齿宽系数d1。 4）由图10-20查的区域系数ZH2.5。 5）由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa12。 6）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 a1arccos[z1cos/(z12h)]28.47aa2arccos[z2cos/(z22ha)]23.25 18

[z1(tana1tan')z2(tana2tan')]/21.742 Z40.86837）计算接触疲劳需用应力[H]。

计 算 及 说 明 由图10-25查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hlim1900MPa,Hlim2800MPa。 结 果 d1t67.727mm 8计算应力循环次数： 取两者中较小的作为该齿轮副的解除疲劳需用应力，即 [H][H]2784MPa （2）试算小齿轮分度圆直径 d1t32KHtT1u1ZHZEZdu[H]68.96mm 2 N160n1jLh2.910N2N1/u9.91107由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN10.95,KHN20.98。 取失效概率为1%、安全系数S=1，得 KHN1Hlim1855MPaS KHN2Hlim2[H]2784MPaS[H]1 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。 vd1tn16010000.38m/s 2）齿宽b。 bdd1t67.73mm d170.199mm3）计算实际载荷系数KH。 由表10-2查的使用系数KA1。

m2.28mm 19

计 算 及 说 明 根据v=0.38m/s、7级精度，由图10-8查的动载荷系数KV1.00。 齿轮的圆周力。 Ft12T1/d1t1.01104NKAFt1/b149.74N/mm100N/mm结 果 查表10-3得齿间载荷分配系数KH1.1 ④由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮想对支撑对称布置时，齿向载荷分布系数KH1.316,由此得到实际载荷系数 KHKAKVKHKH1.447 （2）按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1d1t3及相应的齿轮模数： md1/z12.46mm 3按齿根弯曲疲劳强度设计 由下式计算模数，即 mt32KFtT1Ydz12YFaYSa[] KH71.48mm KHt [F]1270MPa[F]2238MPa（1）确定公式中的个参数值 1）试选KFt1.3 2）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 Y0.253）计算YFYS0.750.681 F 20

计 算 及 说 明 由图10-17查的齿形系数YFa12.51,YFa22.25。 由图10-18查的应力修正系数YSa11.63,YSa21.75。 由图10-24查的查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1420MPa,Flim2340MPa。 结 果 mt2.284mm 由图10-22查取弯曲疲劳寿命系数KFN10.90,KFN20.98。 取弯曲安全系数S=1.4，得 KFN1Flim1270MPaS KFN2Flim2[F]2238MPaS[F]1 因为大齿轮的 YF1YS1F1=0.0152 =0.0165 YF2YS2F2YFYSFF大于小齿轮，所以取 =YF2YS2 YFYSF2=0.0165 （2）试算模数 mt32KFtT1Ydz12YFaYSa[]2.284mm  调整齿轮模数 （1）计算实际载荷系数前的数据准备 1）圆周速度v d1m1z166.25mm 21

v

d1tn16010000.369m/s 计 算 及 说 明 2）齿宽b bdd166.25mm 结 果 3）宽高比b/h h(2hac)mt5.14b/h12.89 m2.36mm 4）计算实际载荷系数KF  根据v=0.369m/s、7级精度，由图10-8查的动载荷系数KV1.00。 齿轮的圆周力。 Ft12T1/d11.0410NKAFt1/b156.49N/mm100N/mm4 查表10-3得齿间载荷分配系数KF1.1 由表10-4和图10-13用插值法查的7级精度、小齿轮想对支 撑对称布置时和b/h=12.89，查的KF1.31,由此得到实际载荷系 数 KFKAKVKFKF1.441 （2）按实际载荷系数算得的齿轮模数 mmt3 疲劳强度计算的模数，由于齿轮m的大小主要取决于弯曲疲劳强 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，所以取弯曲疲劳强度算得的模数2.36就近

22

KF2.36mm KFt 对比数据，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲计 算 及 说 明 圆整后m=2.5mm,按接触疲劳强度算的分度圆直径d170.19mm， 算的小齿轮数z1d1/m28.07，取z129，则大齿轮z2uz187.29， 取z288，两齿数互为质数。 4.几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 2）计算中心距 a(d1d2)/2146.25mm，a取146mm 结 果 d1z1m72.5mmd2z2m220mm H727.44MPa 3）计算齿轮宽度 bdd172.5 考虑到安装误差，小齿轮齿宽为b177.5mm，大齿轮齿宽b272.5mm。 5.圆整中心距后的强度校核 采用变位法将中心距圆整为a’=146mm （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。 'arccos[(acos)/a']19.7 zz1z2117 x(inv'inv)z/(2tan)0.099 y(a'a)/m0.1 yxy0.00064 从图10-21a可知，当前变为系数和提高了齿轮的重合度，但齿轮强度稍有下降 2）分配变位系数x1,x2。 由图10-21b可知，坐标点(z/2,x/2)(58.5,0.049)位于L9和L17 之间，按这两条线做射线，再从横坐标z1,z2处作垂线，与射线交 点的纵坐标x10.15,x20.25。

23

计 算 及 说 明 （2）齿面接触疲劳强度校核 按前面类似的做法，计算个参数：KA1,KV1.01,KH1.1,KH1.3136,KH1.46 结 果 F1217.74MPa F1204.6MPaT13.43105Nmm,d1,u3.034,ZH2.5,ZE189.8MPa12,Z0.87带入下式，得 H2KHT1u1ZHZEZ769MPa[H] 3dd1u 齿面接触疲劳强度符合要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。 （3）齿根弯曲疲劳强度校核 按前面类似的做法，计算个参数，个参数数据：KA1,KV1.01,KF1.1,KF1.31,KF1.22 d1,YFa12.58,YFa22.22,YSa11.63,YSa21.78，T13.43105Nmm，Y0684，m2.5， z129，得到 F1F12T1KFYFa1Ysa1Y217.74MPa[F]132dmz12T1KFYFa2Ysa2Y204.6MPa[F]2dm3z12 24

齿根弯曲疲劳强度满足要求。 6.结构设计 1）分度圆直径：d172.5mm,d2220mm。 2）中心距:a=136mm。 3）齿宽：b177.5mm,b272.5mm。

计 算 及 说 明 4）齿顶圆直径： da1d12ha77.5mmda2d22ha225mm结 果 4.49%5% df1d12hf66.25mmdf2d22hf213.75mm5）齿全高： h(2hac*)m5.625mm 6）齿厚：sm23.927mm 7）齿顶高：haham2.5mm 8）齿根高：hf(hac)m3.125mm 9）齿根圆直径： 小齿轮由于直径较小，所以采用齿轮轴设计，大齿轮采用腹板式结构设计。 7.输送带误差校核 i总i带i高i低2801388828.391183529 i总-i28.39-27.17100%4.8%5%i28.39 Ft2065.53NFr5273.13NFa1135.472N所以，在允许误差范围内，设计合格。 8.轴的设计计算及校核 8.1轴的选材及其许用应力确定 因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以 初选轴的材料为45钢，调制处理。硬度为217~255HBS,抗拉强度 极限H640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限 1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa,许用弯曲应力

25

计 算 及 说 明 [1]60MPa. 结 果 d24.85mm 8.2高速轴的设计 8.2.1求作用在齿轮上的力 已知：P14.16kW,n1417.39r/min,T147615Nmm,d144.91mm,20,13.069所以，可以得到： Ft2T1cos2065.53Nd1 tan5273.13N cosFaFttan1135.472NFrFt圆周力Ft，径向力Fr，及轴向力Fa的方向如图所示： 8.2.2轴的最小直径估算 分流式减速器高速轴为转轴，输入端与大带轮相连接，所以 输入端轴径应最小。取[t]44，则高速轴最小直径： d39550000P23.66mm 0.2[T]n 该轴直径d≤100mm，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，取轴颈增大5%则d1min1.05d24.85mm，查表取标准值

26

计 算 及 说 明 dIII25mm。 结 果 8.2.3轴的结构设计 1）采用如图所示结构设计 27

2）根据轴向定位确定轴的各段直径和长度 因为最左端与带轮相连应该为轴的最小径处，及大带轮的轮毂宽度B=65mm，左端轴端挡圈定位，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，所以I-II轴段长度应略小于B，得LIII63mm；为了满足带轮轴向定位要求，在I-II段轴段的右侧需制出一个轴肩，所以dIIIII31mm. 初步选择滚动轴承。应轴承即受径向力，又承受轴向力，故选用圆锥滚子轴承，并且根据dIIIII31mm，查表选择轴承型号为32207，其尺寸为：dDB35mm72mm23mm，故取：dIIIIVdVIIVIII35mm。 取dVVI=38mm，由于小齿轮齿宽为50mm，LIV'VLVIVII'50mm，取LIVIV'LVII'VII5mm，dIVIV'dVII'VII40mm。 ④选择轴承盖，采用嵌入式轴承盖，因为

D=72mm，所以取d38mm，计 算 及 说 明 应为e(1~1.2)d3，所以取e=9mm，S=12mm，取m=17mm,所以轴承 端盖的总宽度为B=(9+20）mm=29mm。根据轴承端盖的装拆及便 于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖左端面与带轮右端面之间的 距离L=30mm，则LIIIII=59mm。 ⑤取小齿轮距箱体内壁的距离为=16mm，两大齿轮与小齿轮之间结 果 的距离c=15mm，滚动轴承端面距箱体内壁s=9mm，已知滚动轴承 B=23mm，直齿轮的轮毂长度L=75.5mm，则：LIIIIVLVIIVIIIBs48mm，LVVIL2c105.5mm ⑥轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用普通B型平键连接，按dIII=25 mm， LIII=63mm 查图表选用键bhl=8mm×7mm×56mm 。滚动轴承与 轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6. ⑦确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径为R2. 8.3中间轴的设计 8.3.1求作用在齿轮上的力 已知：P23.83kW,n2106.5r/min,T2343120Nmm,d272.5mm,20,0 28

所以，可以得到： Ft2T1cos9465.37Nd1tan21175.58N cosFaFttan0NFrFt

计 算 及 说 明 圆周力Ft，径向力Fr，及轴向力Fa的方向如图所示 8.3.2轴的最小直径估算 分流式减速器高速轴为转轴，输入端与大带轮相连接，所以输入端轴径应最小。取[t]36，则高速轴最小直径： d39550000P36.26mm 0.2[T]n结 果 ca55.16MPa 该轴直径d≤100mm，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起 见，取轴颈增大5%则d1min1.05d38.07mm，查表取标准值 d140mm。 29

8.3.3轴的结构设计 1）采用如图所示结构设计

计 算 及 说 明 2）根据轴向定位确定轴的各段直径和长度 结 果 初步选择滚动轴承。应只轴承即受径向力，不承受轴向力，故 选用圆锥滚子轴承，并且根据dIII40mm，查表选择轴承型号为 32208，其尺寸为：dDB40mm80mm23mm，故取 dIIIdVIVII40mm。 为了使高速级大齿轮与小齿轮啮合取LIIILVIVII58mm.由于 大齿轮B=50mm，为了使大齿轮定位准确，定位牢固所以 LIIIIILVVI42.5mm，取大齿轮内径D450mm，所以 dIIIIIdVVI50mm，结构设计大齿轮采用轴肩定位，所起取 dIIIIII'dIVV58mm。 两大齿轮与小齿轮之间的距离c=15mm，考虑到高速级大齿轮比 小齿轮小5mm所以LIIIIII'LIVV16.5mm,又因为低速级小齿轮齿 宽B=77.5mm，所以LIII'IV77.5mm. ④轴上零件的周向定位 Sca2.27 带轮与轴的周向定位采用普通B型平键连接，因为：dIIIIIdVVI50mm 和LIIIIILVVI46mm查图表选用键bhl=14mm×9mm×36mm。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用.直径尺寸公差为m6。 ⑤确定轴上圆角和倒角尺寸 30

取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径为R2. 8.3.4求轴上的载荷 查轴承70308的19.5mm，所以：

计 算 及 说 明 L148.5mm,L277.75mm,L377.75mm,L448.5mm 载荷 支反力F 水平面H 垂直面V 结 果 Ft9465.37NFa0NFr21175.58N FNH1FNH2=2667.155N MH1136025.905NmmMH2503930Nmm FNV1FNV2=5314.656N MNV1271047.456NmmMNV21094153Nmm 弯矩M 总弯矩M M1303265.181NmmM21204623NmmT=343120Nmm 扭矩T d36.26mm

31

计 算 及 说 明 结 果 8.3.5按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力，危险截面在III’ 截面，取最小值轴径58mm ca

2M2(T)2 54.8MPa 32

W计 算 及 说 明 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，得1=60MPa，安全符 合要求。 8.3.6精确校核轴的疲劳强度 结 果 应力集中较大的截面是III’和VI截面（由于两边按对称设 计所以只需校核其中一个截面），其余截面由于在计算轴的最小 直径时按钮转强度较为较为宽裕计算的，所以不需要进行校核。 1）截面III’左侧 抗弯截面系数：W0.1d319511.2mm3； 抗扭截面系数：WT0.2d339022.4mm3； 截面IV左侧弯矩：M120462377.7538.75604248Nmm 77.75 截面IV上的扭矩: T=343120Nmm； 截面上的弯曲应力：bM30.96MPa； W截面上的扭转切应力：TT8.79MPa； WT 因为r/d=2/58=0.03，D/d=66/58=1.14,查表3-2可得 1.38,2.08，由图3-1的q0.82,q0.85，故有效应力集中 系数： k1q(1)1.886k1q(1)1.323 查图3-2得0.7，查图3-3得0.83，轴按磨削加工 0.92，轴未经表面强化处理，即q1，可得综合系数: 33

计 算 及 说 明 KKk结 果 k1112.781 11.681 碳钢的特性系数为： 0.1~0.2,取0.1 0.05~0.1，取0.05计算安全系数Sca值: 12.77Kam1 S12.91KamSScaSS2SS23.15S1.5故可知其安全。 2）截面III’右侧 由于采用齿轮轴结构，右侧轴径较为宽裕，固不需校核。 8.4低速轴的设计 8.4.1求作用在齿轮上的力 已知：P33.65kW,n335.33r/min,T3986090Nmm,d3220mm,20,0ca54.8MPa 所以，可以得到： Ft2T1cos8964.45Nd1 tan20054.93N cosFaFttan0NFrFt圆周力Ft，径向力Fr，及轴向力Fa的方向如图所示 34

计 算 及 说 明 8.4.2轴的最小直径估算 结 果 分流式减速器高速轴为转轴，输入端与大带轮相连接，所以 输入端轴径应最小。取[t]35，则高速轴最小直径： d39550000P52.04mm 0.2[T]n 该轴直径d≤100mm，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，取轴颈增大5%则d1min1.05d54.64mm，。 8.4.3轴的结构设计 1）采用如图所示结构设计 2）根据轴向定位确定轴的各段直径和长度 联轴器的选择,考虑到转矩变化很小，所以取KA1.3,所以TcaKAT31281917Nmm，查表选择弹性柱销联轴器，型号为 35

计 算 及 说 明 L4,d=56mm，所以dVIVII56mm，半联轴器长度L=112mm，半联 结 果 轴器与轴配合的毂孔长度L’=84mm。 为了满足半联轴器的轴向定位要求，所以在VI-VII段轴段的 左侧需制出一个轴肩，所以dVVI61mm,为了使轴端挡圈只压在 半联轴器，不压在轴上，所以LVIVII82mm. 初步选择滚动轴承。应只轴承受径向力，不承受轴向力，故选 用圆锥滚子轴承，并且根据dVVI61mm，查表选择轴承型号为 32213，其尺寸为：dDB65mm120mm31mm，故取 dIIIdIVV65mm。 ④为了满足齿轮啮合，及定位要求，取LIVV48mm;齿轮采用轴 肩定位，应为该齿轮不受轴向力，所以采用较长套筒对齿轮锁死 LIII122mm，LIIIII70mm，取大齿轮的孔径D=70mm，所以dIIIII70mm，取dIIIIII'75mm,LIIIIII'19mm；为了满足右边齿轮的Ft8964.45NFr20054.93NFa0N定位要求，取dIII'IV70mm,LIII'IV52.5mm. ⑤选择轴承盖，采用嵌入式轴承盖，因为 D=61mm，所以取d38mm， 应为e(1~1.2)d3，所以取e=9mm，S=12mm取m=17mm,所以轴承端 盖的总宽度为B=(12+17）mm=29mm，。根据轴承端盖的装拆及便 于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖右端面与半联轴器端面之间 的距离L=20mm，则LVVI49mm. ⑥轴上零件的周向定位 36

大齿轮与轴的周向定位采用普通B型平键连接，按dIIIII70mm，LIIIII70mm查图表选用键bhl=20mm×12mm×

计 算 及 说 明 63mm ;半联轴器与轴的周向定位采用普通B型平键连接，因为LVIVII82mm，dVIVII56mm，bhl=20mm×12mm×70mm查图表选结 果 用键。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6. ⑦确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径为R2. 37

计 算 及 说 明 9.轴承的校核 9.1高速轴轴承校核 高速轴采用的是32207轴承，它的基本额定动载荷Cr70.5kN,基本额定静载荷C089.5kN,取受载荷较大的右边轴结 果 承进行校核，更具机器使用年限及要求计算减速器所需要预计寿22 命L'h82836546720h，Fr1Fr2FNH1FNV16337N,减速器受到轻微冲击，取fp1.2，Fa/Fr0.2，所起，查表e=0.37，所以 Fa/Fre所以：  P1P2Fr6337N 查表的温度系数ft1 106f1CrLh54982h46720h 60n1P 满足使用要求。 9.2中间轴轴承校核 中间轴采用的是32208轴承，它的基本额定动载荷 Cr77.8kN,基本额定静载荷C097.2kN,现在预计寿命 22L'h82836546720h，Fr1Fr2FNH1FNV15946.3N,减速器受 到轻微冲击，取fp1.2，Fa/Fr0.19，所起，查表e=0.35，所以Fa/Fre所以 P1P2Fr5946.3N 查表的温度系数ft1 106f1Cr Lh108847h46720h 60n1P

 38

计 算 及 说 明 满足使用要求。 9.3低速轴轴承校核 低速轴采用的是32213轴承，它的基本额定动载荷Cr160kN,基本额定静载荷C0222kN,现在预计寿命L82836546720h，Fr1Fr2F'h结 果 2NH1F2NV110983N,减速器受Fa/Fr0，到轻微冲击，取fp1.2，所起，查表e=0.4，所以Fa/Fre 所以 P1P2Fr10983N 查表的温度系数ft1 106f1Cr6 Lh1.410h46720h 60n1P Sca2.76 满足使用要求。 10.键的校核 10.1高速轴外伸段处键校核 主动轴外伸端d1125mm，查图表选用普通B型键bhl=8mm ×7mm×56mm ，选择材料为45钢，查表的许用挤压应力[p]100~200MPa，取[p]110MPa，kh3.5mm，则： 2 p2000T38.86MPa[p] kld满足要求。 10.2中间轴大齿轮处键校核 大齿轮处轴径d1150mm，查图表选用普通B型键bhl=14mm ×9mm×36mm ，选择材料为45钢，查表的许用挤压应力

39

计 算 及 说 明 [p]100~200MPa，取[p]110MPa，kh4.5mm，则： 2结 果 p2000T84.8MPa[p] kld满足要求。 10.3低速轴大齿轮处键校核 大齿轮处轴径d1170mm，查图表选用普通B型键bhl=20mm ×12mm×63mm ，选择材料为45钢，查表的许用挤压应力[p]100~200MPa，取[p]110MPa，kh6mm，则： 2 Sca2.82 2000Tp74.52MPa[p] kld满足要求。 10.4低速轴外伸段处键校核 大齿轮处轴径d1156mm，查图表选用普通B型键bhl=20mm×12mm×70mm ，选择材料为45钢，查表的许用挤压应力[p]100~200MPa，取[p]110MPa，kh6mm，则： 2 p2000T83.84MPa[p] kld满足要求。 11.减速器的附件设计 11.1窥视孔及视孔盖 l1140,l2125,l3110,b1120,b2105,b390,d7,n8,4,R5 Lh54982h 11.2油面指示装置 选用M16油标尺。 11.3通气器 选用M18X1.5型通气罩。

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计 算 及 说 明 11.4吊耳环 选用d=20吊环螺钉。 11.5油塞及封油垫 选用M141.5型油塞和垫片。 12.润滑与密封 12.1齿轮的润滑 结 果 采用油池浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于 10mm，取为油深h=30mm。 12.2滚动轴承的润滑 由于轴承v2m/s，所以采用润滑脂润滑，选用ZL-1润滑脂。 12.3密封方法的选取 Lh557206h 由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴的轴承两端采用 凸缘式端盖，由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封，用毡圈密封。 13箱体的设计 13.1.箱体材料的选择与毛坯种类的确定 根据减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于 铸造箱体刚性好,得到的外形美观,灰铸铁铸造的箱体还易于切 削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯。 13.2 箱体主要尺寸确定 名称 箱座壁厚 符号 δ 设计依据 0.025a+3≥8 设计结果(mm) 9 Lh1.4106h 41

计 算 及 说 明 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 δ1 b b1 b2 (0.8-0.85)≥8 1.5δ 1.5δ1 2.5δ 9 13.5 13.5 22.5 结 果 42

p38.86MPa 箱座和箱盖肋厚 m，m1 D1,D2,D3 m0.85m10.8511.25D+10 m8 m18100,110,160 20 6 14 25 23 12 10 8 6 6 轴承盖的选择 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 地脚螺钉通孔直径 地脚螺钉底座凸缘尺寸 地脚螺钉底座凸缘尺寸 轴承旁联结螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直df a1a2350 n a1a2600 a1a2600 a1a2600 a1a2600 0.75df d'f c1min p76.24MPa c2min d1 d2 径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 d3 d4 (0.5～0.6)df p74.52MPa (0.4～0.5)df (0.3～0.4)df (0.7～0.8) 定位销直径 d d2 按减速器重量确定 c1+c2+ (5～l 10) ∆1 ＞1.2δ 吊环螺钉直径 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆距内壁距离

d5 20 p83.84MPa 54 15 计 算 及 说 明 齿轮端面与内壁距离 ∆2 ＞δ 10 结 果 14.附录 14.1 齿轮零件工作图 14.2 中间轴的零件工作图 15.总结 总结 通过两周的机械设计基础课程设计，学到了不少的知识，主要心得体会有以下几点 1）此次课程设计将学习的机械设计基础课程内容融合在了一起，不仅是对所学知识的巩固也是一种实践。 2）锻炼了我们如何去处理复杂的问题。 3）此次设计经过反复计算 设计 绘制，是对耐心和毅力的磨练。 4）设计的过程中涉及到许多国家标准，这不得不要求我们熟悉国家标准，同时也必须学会如何根据要求合理的选择国家的标准零件，也是对日后工作的一种实习的认识。 5）设计的过程中难免遇到困难和挫折，主要是和同学讨论和向老师请教，在这三周内，韦老师给了不少指导，解决了我们不少的困惑，同时对我们的所学的知识起了一定的升华。

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计 算 及 说 明 16.参考文献 【1】杨可桢等编著•机械设计基础•北京：高等教育出版社，2006 【2】王昆等编著•机械设计课程设计•北京：高等教育出版社，1995 【3】廖念钊等编著••互换性与技术测量,北京：中国计量出版社，2009 【4】邓文英等编著••金属工艺学•北京：高等教育出版社，2008 【5】机械设计课程设计指导书(第3版) 龚溎义、罗圣国、李平林、 等高等教育出版社 (1990-04) 结 果

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