圆柱齿轮减速器毕业论文

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1、 摘 要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度范围广；传动效率高，=0.92-0.98；工作可靠、使用寿命长；外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于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。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领

2、先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发

3、展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。关键词：齿轮啮合、轴传动、传动比、传动效率AbstractWheel gears spreading to move is the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine. Its main advantage BE: The spreads to move to settle, work than in a momen

4、t steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks; Power and speed scope applies are wide; spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98;work is dependable, service life long; Outline size outside the is small, structure tightly p

5、acked. The wheel gear constituted to from wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, used for prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the modern m

6、achine. Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem. There are also many weaknesses on material quality and craft lev

7、el moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt long. The deceleration machine of abroad, with Germany, Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, deceleratin

8、g the machine work credibility like, service life long. But it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve likeThe direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move r

9、atio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops. Decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly， and have already produced various structure forms and various products of power m

10、odel numbers. Be close to ten several in the last years, control a technical development because of the modern calculator technique and the number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable property article

11、 thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty turns. Become a set a machine material in 21 centuries medium, the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts CNC tool machine and the craft tec

12、hnical development, pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon. Be spreading to move the electronics control, liquid in the system design to press to spread to move, wheel gear, take the mixture of chain to spread to move, will become soon a box to design in excellent turn t

13、o spread to move a combination of direction. The academics that is in spread move the design crosses, will become new spread a movable property article the important trend of the development.Essential character：gear engagement 、through-drive、drive ratio、transmission efficiency45目录摘 要IABSTRACTII第1章 绪

14、论11.1 课题背景11.2 国内减速器现状11.3 圆柱齿轮减速器工作原理简介21.4 本项目的技术特点与关键技术21.5 市场需求分析3第2章 设计书42.1 设计课题42.2 工作情况42.3 原始数据42.4 设计内容42.5 设计任务52.6 设计进度5第3章 设计步骤63.1 传动方案的拟定及说明63.2 电动机的选择73.2.1 电动机类型和结构的选择73.2.2 电动机容量的选择73.2.3 确定电动机的转速73.2.4 电动机型号的确定73.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比83.3.1 计算总传动比83.3.2 分配传动装置比83.3.3 分配减速器的各级传动比93.4

15、 计算传动装置的运动和动力参数93.4.1 各级轴转速93.4.2 各轴输入功率103.4.3 各轴输入转矩103.4.4 各轴输出转矩113.5 传动件设计计算123.5.1 第一对齿轮123.5.2 第二对齿轮173.6 轴的设计计算243.6.1 高速轴243.6.2 中间轴253.6.3 低速轴313.7 滚动轴承的选择及校核计算323.7.1 高速轴的轴承寿命校核333.7.2 中间轴的轴承寿命校核333.7.3 低速轴的轴承寿命校核343.8 键连接的选择及校核计算353.9 连轴器的选择363.10 减速器机体结构尺寸373.11 减速器附件的选择383.12 润滑与密封39结论

16、40参考文献41致谢42附录143附录245第1章 绪论1.1 课题背景齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使

17、用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。1.2 国内减速器现状国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突

18、出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器（500kw以上），多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的

19、三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的内平动齿轮减速器不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量（或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。1.3 圆柱齿轮减速器工作原理简介当电机的输出转速从主动轴输入后，带动小齿轮转动，而小齿轮带动大齿轮运动，而大齿轮的齿数比小齿轮多，大齿轮的转速比小齿轮慢，再由大齿轮的轴（输出轴）输出，从而起到输出减速的作用

20、。圆柱齿轮减速器的长度较短，但轴向尺寸及重量较大。两对齿轮侵入油中深度大致相等。高速级齿轮的承载能力难于充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。1.4 本项目的技术特点与关键技术本项目的技术特点,圆柱齿轮减速器与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：传动比范围大，自I=10起，最大可达几千。若制作成大传动比的减速器，则更显示出本减速器的优点。传递功率范围大：并可与电动机联成一体制造。结构简单、体积小、重量轻。比现有的齿轮减速器减少1/3左右。机械效率高。啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的

21、。 本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线上。它的传动原理是：电机输入旋转运动，外齿轮作平行移动，其圆心的运动轨迹是一个圆，与之啮合的内齿轮则作定轴转动。因为外齿轮作平行移动，所以称谓平动齿轮机构。齿轮的平行移动需要有辅助机构帮助实现的，可采用（612副）销轴、滚子作为虚拟辅助平动机构，也可以采用偏心轴作为实体辅助平动机构。内平动齿轮减速器的关键技术和关键工艺是组成平行四边形构件的尺寸计算及其要求的加工精度、轮齿主要参数的选择。这些因数都将影响传动的能力和传动的质量。总的说，组成本减速器的各零部件都要求有较高的精度，它们将决定着减速器的整体传动质量。1.5 市场需求分析市场需求前景:同平动齿轮减

22、速器由于体积小，重量轻，传动效率高，将会节省可观的原料和能源。因此，本减速器是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品。本减速器可广泛应用于机械，冶金、矿山、建筑、航空、军事等领域。特别在需要较大减速比和较大功率的各种传动中有巨大的市场和应用价值。 社会经济效益：现有的各类减速器多存在着消耗材料和能源较多，对于大传动比的减速器，该问题更为突出。而本新型减速器具有独特的优点。由于减速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都十分重视研究这个基础部件。不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和动力）的

23、节省。 可以预见，本新型减速器在国内外市场中的潜力是很大的，特别是我国超大型减速器（如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减速器）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益。第2章 设计书2.1 设计课题设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。 表1-1 设计参数皮带

24、有效拉力F（KN）3.2皮带运行速度V（m/s）1.4滚筒直径D（mm）4002.2 工作情况工作平稳、单向运转2.3 原始数据运输机工作轴扭矩T（Nm）：1450运输带速度V（m/s）：0.8卷筒自径D（mm）：350运输带容许速度误差（）：5使用年限（年）：10工作制度（班/日）：22.4 设计内容电动机的选择与运动参数计算；斜齿轮传动设计计算；轴的设计；滚动轴承的选择；键和连轴器的选择与校核；装配图、零件图的绘制；设计计算说明书的编写；2.5 设计任务减速器总装配图一张齿轮、轴零件图一张设计说明书一份2.6 设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算第二阶段：轴与轴系零件的设计第三阶段：

25、轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写第3章 设计步骤3.1 传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 图3-1总体布置简图3.2 电动机的选择3.2.1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。3.2.2 电动机容量的选择 a）工作机所需功率 kW kW Kw6.63

26、 kW （3-1）b）电动机的输出功率 =Pw/ （3-2）= 式中：、分别表示V带传动、轴承、齿轮传动、连轴器和滚筒的传动效率。取=0.96，=0.98（滚子轴承），=0.97（齿轮精度为7级，不包括轴承效率），=0.99（弹性柱销联轴器），=0.96， 则： =0.79 （3-3）所以 =Kw=8.6 kW （3-4）3.2.3 确定电动机的转速滚筒轴工作转速为：=43.68r/min （3-5）3.2.4 电动机型号的确定查机械设计课程设计手册指导书表1推荐的传动比合理范围，取V带传动比=24，二级圆柱齿轮减速器传动比=840，则总传动比合理范围为=16160，故电动机转速的可选范围为：

27、=（16160）43.68=698.886988.8r/min （3-6）符合这一范围的同步转速有750、1000和1500 r/min。根据容量和转速，查机械设计课程设计手册有表：（3-1）表3-1方案电动机型号额定功率kW电动机转速r / min质量kg堵转转矩最大转矩同步转速满载转速额定转矩额定转矩1Y 160M-411150014401232.22.22Y 160L-61110009701472.01.23Y 180L-8117507301841.72.0由表和实际情况选方案1 ：Y160M-4 其额定功率为11Kw，满载转速为1460 r / min即可满足。3.3 确定传动装置的总

28、传动比和分配传动比3.3.1 计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴转速n,可确定传动装置应有的总传动比为： =33.42 （37）3.3.2 分配传动装置比 = （38）式中、分别表示V带传动和减速器的传动比。为了使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i=2.5（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为： =13.368 （3-9）3.3.3 分配减速器的各级传动比由条件给定为同轴式，考虑润滑条件，为使二级大齿轮直径相近，查机械设计课程设计手册指导书图12同轴式曲线得=5.3，则 =2.52。 取=2.5。3.4 计算传动装置的运动和动力参数3

29、.4.1 各级轴转速高速轴I：=584r/min （3-10）中间轴II：=110.19 r/min （3-11） 低速轴III： r/min （3-12）滚筒轴： r/min 3.4.2 各轴输入功率高速轴I： kW （3-13）中间轴II：kW （3-14）低速轴III：=7.29 kW （3-15）滚筒轴：=7.07 kW （3-16）各轴输出功率 高速轴I：=7.90 kW （3-17） 中间轴II：=7.52 kW （3-18） 低速轴III：=7.14 kW （3-19） 滚筒轴：=6.65 kW （3-20）3.4.3 各轴输入转矩高速轴I：（3-21）中间轴II：（3-22）低

30、速轴III： （3-23）滚筒轴： （3-24）3.4.4 各轴输出转矩电动机输入功率： （3-25）高速轴I： （3-26）中间轴II： （3-27）低速轴III： （3-28）滚筒轴：（3-29）运动和动力参数计算结果整理于表：（3-2）表3-2轴名效率(P)kW转矩(T)转速(n)r /min传动比 ( i )效率()输入输出输入输出电动机轴8.454.9514602.50.96高速轴 I8.0647.90131.88129.245845.2中间轴 II7.677.52664.44651.15110.192.5低速轴III7.297.141579.041547.4644.11滚筒轴7.0

31、76.651531.981441.2944.1 3.5 传动件设计计算3.5.1 第一对齿轮3.5.1.1 选定齿轮类型、选精度等级、材料及齿数a）根据总体布置简图和已知条件选用圆柱齿轮。b）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。c）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。d）选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=，取=127。3.5.1.2按齿面接触强度设计查机械设计计算公式（10-9a）进行计算，即： = （3-30）a）确定公式内的各计算数

32、值 试选载荷系数=1.3。 小齿轮传递的转矩=131.88=105 查机械设计表10-7选取齿宽系数 =1.0。查机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8。 查机械设计图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限550MPa 查机械设计式10-13计算应力循环次数。=109 （3-31） 109 （3-32）查机械设计图1019查得接触疲劳寿命系数；。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，查机械设计式10-12得 = MPa （3-33） =MPa=522.5 MPa （3-34）b）计算 试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小

33、的值。 =2.32 （3-35）=2.32mm =69.577 mm 计算圆周速度V。 v= m/s =2.13 m/s （3-36） 计算齿宽b。 b =1 mm=69.577mm （3-37） 计算尺宽与尺高之比。模数 =mm=2.899 mm （3-38）齿高 h =2.25=6.523mm （3-39） 故 =10.667 计算载荷系数。 根据V=2.13m/s ,7级精度，查机械设计图10-8得动载系数=1.08； 直齿轮 =1； 查机械设计表10-2得使用系数=1； 查机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对于支承对称布置时，=1.31575。 （3-40） 由=10.6

34、67，=1.31575，查机械设计图10-13得=1.25； 故载荷系数=1.42101 （3-41） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，查机械设计式（10-10a）得： =71.67 （3-42） 计算模数。 =mm=2.986mm （3-43）3.5.1.3按齿根弯曲强度设计 查机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为： （3-44）a）确定公式内的各计算数值查机械设计图10-20c的小齿轮的弯曲强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa；查机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88；计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳系数S=1.4，查机械设计式10-

35、12得： =MPa=303.57MPa （3-45） = MPa =238.86 MPa （3-46）计算载荷。 =1.35 （3-47）查取齿形系数查机械设计表10-5得 =2.65；=查取齿形系数查机械设计表10-5得 =1.58；计算大、小齿轮的并加以比较=0.01379 （3-48）=0.01637 （3-49） 故大齿轮的大。b）设计计算mm=2.16mm （3-50）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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由

36、弯曲强度的模数2.16并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=71.67mm，算出小齿轮齿数，取=29。 （3-51）故大齿轮齿数 ，取=154。 （3-52）3.5.1.4几何尺寸计算a）计算分度圆直径 （3-53） （3-54）b）计算中心距 （3-55）c）计算齿轮宽度 b= （3-56） 故取，B2=75mm. 为了凑中心距为230mm，采取变位，变位系数； 中心距变动系数 （3-57） 齿顶高降低系数 （3-58）其各齿轮参数如表：（3-3）表3-3名称代号计算公式小齿轮大齿轮模数m2.5压力角20.84分度圆直径d齿顶高齿根高齿全高h齿顶圆直径齿根圆直径基圆直

37、径齿距p齿厚s齿槽宽e顶隙c中心距a注：表中，为齿顶高系数（=1）；为顶隙系数（=0.25）3.5.1.5结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。3.5.2 第二对齿轮3.5.2.1选定齿轮类型、选精度等级、材料及齿数a）根据总体布置简图和已知条件选用圆柱齿轮。b）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。c）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。d）选小齿轮

38、齿数=26，大齿轮齿数=。3.5.2.2按齿面接触强度设计 查机械设计计算公式（10-9a）进行计算，即： = （3-59） a）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1.3。 小齿轮传递的转矩=664.44=105 查机械设计表10-7选取尺宽系数=1.0。查机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8。查机械设计图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限550MPa 查机械设计式10-13计算应力循环次数。 =108 （3-60） （3-61）查机械设计图1019查得接触疲劳寿命系数0.95；0.98。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为

39、1，安全系数S1，查机械设计 式10-12得 = MPa （3-62） =MPa=539 MPa （3-63）b) 计算 试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。=2.32 （3-64）=2.32mm =122.77 mm 计算圆周速度V。 V= m/s =0.71 m/s （3-65） 计算齿宽b。 b =1 mm=122.77mm （3-66） 计算尺宽与尺高之比。模数 =mm=4.72mm （3-67）齿高 h =2.25=10.62mm （3-68）故 =11.56 （3-69） 计算载荷系数。 根据V=2.13m/s ,7级精度，查机械设计图10-8得动载系数=1.05；直齿轮 =1

40、； 查机械设计表10-2得使用系数=1； 查机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对于支承对称布置时，=1.43645。 由=11.56，=1.43645，查机械设计图10-13得=1.34； 故载荷系数=1.508 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，查机械设计式（10-10a）得： =129 mm （3-70） 计算模数m。 =mm=4.96mm （3-71）3.5.2.3按齿根弯曲强度设计 查机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为： m （3-72）a)确定公式内的各计算数值查机械设计图10-20c的小齿轮的弯曲强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa；查

41、机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.90，=0.0.95；计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳系数S=1.4，查机械设计式10-12得： =MPa=321.43MPa （3-73） = MPa =257.86 MPa （3-74）计算载荷K。 =1.407查取齿形系数查机械设计表10-5得 =2.60；=查取齿形系数查机械设计表10-5得 =1.595；计算大、小齿轮的并加以比较=0.0129 （3-75）=0.01538 （3-76）故大齿轮的大。b）设计计算mmm=3.49mm （3-77）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

42、大小主要取决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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度的模数3.49并就近圆整为标准值m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径=129mm，算出小齿轮齿数，取=32。故大齿轮齿数 。 （3-78）3.5.2.4几何尺寸计算 a）计算分度圆直径 （3-79） （3-80）b）计算中心距 （3-81）c）计算齿轮宽度 b= （3-82） 故取，各齿轮参数如下表：表3-4名称代号计算公式小齿轮大齿轮模数m4压力角a20分度圆直径d齿顶高齿根高hf齿全高h齿顶圆直径齿根圆直径df基圆直径db齿距p基圆齿距pb齿厚s齿槽宽e顶隙

43、c标准中心距a注：表中，为齿顶高系数（=1）；为顶隙系数（=0.25）3.5.2.5结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。3.6 轴的设计计算3.6.1 高速轴3.6.1.1根据工作条件，减速器的高速轴选用45钢，调质处理。3.6.1.2初步确定轴的最小直径=mm=23.99mm 取=25mm （3-83）3.6.1.3轴的结构设计a)拟定轴上零件的装配方案 图3-2 I-II段轴用于安装轴承6306，其轴的直径为轴承的内径，故取直径为30mm。II-III段轴为轴肩,其轴的直径为34mm。III-IV段轴为轴肩,其轴的直径为36mmIV

44、-V段轴用于安装齿轮，其轴的直径为34mm。V-段轴用于安装套筒和轴承2306,其轴的直径为轴承的内径,故取直径为30mm。-轴安装套筒，直径为27mm。-段安装轮，直径为25mm。b）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 I-II段轴承宽度为19mm，所以轴的长度为19mm。 II-IV段轴的长度为5mm。 IV-V段轴的轴长比安装在该处齿轮的宽度小2 mm,而齿轮宽为80mm,故该段轴的轴长为78mm。 V-VII段轴考虑到安装套筒宽5mm、上一段轴的轴向长度要比安装在上一段轴上的齿轮宽度小2mm和该段轴上安装的轴承长度19mm比该段轴要伸出2mm,故该段轴的长度为24mm。VII-IX段轴

45、的长度为78mm。IX-X段轴的长度为110mm。3.6.1.4求作用在轴上齿轮上的受力 =N=3.35N （3-84）=N=1.27N （3-85）3.6.2 中间轴3.6.2.1根据工作条件，减速器的高速轴选用45钢，调质处理。3.6.2.2 初步确定轴的最小直径mm=49.36mm 取=50mm （3-86）3.6.2.3轴的结构设计a）拟定轴上零件的装配方案图3-3 I-II段轴用于安装轴承6210，其轴的直径为轴承的内径，故取直径为50mm。 II-III段轴用于安装套筒，其轴的直径为50mm。 III-IV段轴用于安装齿轮，其轴的直径为54mm。IV-V段轴分隔两齿轮，直径为58m

46、m。 V-VI段轴用于安装齿轮，直径为54mm。 VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为50mm。b）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度I-II段轴承宽度为20mm，所以轴的长度为20mm。II-III段轴考虑到安装套筒宽5mm和下一段轴的轴向长度要比安装在该轴上的齿轮宽度小2mm，故此段轴的长度为7mm.。III-IV段轴按装齿轮，其轴向长度小于齿轮宽度2mm，而该齿轮的宽度为135mm,因此该段轴的长度为133mm。IV-V段用于隔开两个齿轮，其轴向长度为55mm。V-VI段用于安装齿轮，其轴向长度比齿轮的宽度小2mm,而该齿轮的宽度为75mm，因此该段轴的长度为 73mm。VI-VII段

47、轴考虑到安装套筒宽5mm和上一段轴的轴向长度要比安装在该轴上的齿轮宽度小2mm，故此段轴的长度为7mm。VII-VIII段轴承宽度为20mm，所以轴的长度为20mm。3.6.2.4求作用在轴上齿轮上的受力 =N=3.4N （3-87）=N=1.29N （3-88）=9.77N （3-89） =9.77N=3.56N （3-90）3.6.2.5精确校核轴的疲劳强度(弯扭合成应力校核轴的强度)a）总体受力情况如图3-4所示 图3-4b）水平方向受力情况如图3-5所示 图3-5（单位：KN）根据受力情况得方程： +=+ （3-91） = （3-92）将=1.3KN, =3.6 KN代入式（3-78）

48、式（3-78）式，解得： 列弯矩方程为： 段 段 段 作弯矩图如图3-6 图3-6（）c）竖直方向的受力情况如图3-7图3-7（KN）根据受力情况得方程： +=+ （3-93） （3-94）将 = =代入式（3-79）式（3-80）式解得： = =列弯矩方程为： 段 段 段 作弯矩图如图3-8 图3-8（）d）总弯矩图和总扭矩图分别如图3-9和图3-10 图3-9（）图3-10（）由图可得，危险截面为B,其=579.58，664.44。按第三强度理论，计算应力 （3-95）通常由弯矩所产生的弯曲应力 是对称循环变应力，而右扭矩所产生的扭转切应力 则常常是对称循环变力。为了考虑粮者循环特性不同的

49、影响，引入折合系数 ，则计算应力为： （3-96）式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取 =0.3；当扭转切应力为脉动循环应力时，取=0.6 ；若扭转求应力亦为丢丑循环应力时，则取=1 。对于直径为 d的圆轴，弯曲应力为 ，扭转切应力 ，将 和 代入式（1），则轴的弯扭合成强度条件为： = （3-97）查机械设计式15-有：-轴的计算应力，MPa； M-轴所受的弯矩，； T-轴所受的扭矩，； W-轴的抗弯截面系数，； -对称循环变应力时轴的许用应力，MPA。因为 T=664.44= =579.58=故（3-98） =7.05 MPa 所以所选的轴能够满足条件。3.6.3 低

50、速轴3.6.3.1根据工作条件，减速器的高速轴选用45钢，调质处理3.6.3.2初步确定轴的最小直径=mm=54.8mm 取=60mm （3-99）3.6.3.3轴的结构设计a）拟定轴上零件的装配方案 图3-11 I-II段轴用于安装联轴器，其轴的直径为55mm。 II-III段轴的直径为57mm。III-段轴用于安装轴承和套筒，其轴的直径为轴承的内径,而轴承的内径为60mm, 故该段轴的直径为60mm 。 -段轴用于安装齿轮，其直径为62mm。 -段轴为轴肩，直径为66mm。-段轴安装轴承，其轴的直径为轴承的内径,而轴承的内径为60mm,故该段轴的直径为60mm。b）根据轴向定位的要求确定轴

51、的各段长度 I-II段轴的轴长度为联轴器的孔长,故该段轴长为145mm。 II-III段轴的长度为78mm。III-段轴长为套筒的长度5mm和轴承的长度22mm,故该段轴长为27mm。 -段轴用于安装齿轮，齿轮的宽度为130mm,但是该段轴的长度比齿轮的宽度小2mm,因此,该段轴的轴长为128mm。 -段轴的长度为5 mm。-段轴的长度为轴承的宽度,而轴承的宽度为22mm,故该段轴的长度为22mm。 3.6.3.4求作用在轴上齿轮上的受力=9.29N （3-100） =9.29N=3.38N （3-101）3.7 滚动轴承的选择及校核计算根据工作条件，选用的轴承的基本参数如表：（3-5）表3-5轴承代号基