Pw=5.5_nw=35_16小时300天10年(联轴器-同轴式二级直齿圆柱-开式圆柱齿轮)(左侧_高下低上)

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1、机械设计减速器设计说明书全套图纸加扣 3346389411或3012250582 系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 原始设计数据11.1设计题目11.2设计步骤1第二部分 传动装置总体设计方案22.1传动方案22.2该方案的优缺点2第三部分 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比4第四部分 动力学参数计算54.1电动机输出参数54.2高速轴的参数54.3中间轴的参数54.4低速轴的参数54.5工作机轴的参数6第五部分 开式圆柱齿轮传动设计计算65.1选定齿轮类型、精

2、度等级、材料及齿数65.2按齿根弯曲疲劳强度设计75.3确定传动尺寸95.4校核齿面接触疲劳强度95.5计算齿轮传动其它几何尺寸115.6齿轮参数和几何尺寸总结125.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差135.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差14第六部分 减速器低速级齿轮传动设计计算156.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数156.2按齿面接触疲劳强度设计156.3确定传动尺寸186.4校核齿根弯曲疲劳强度186.5计算齿轮传动其它几何尺寸206.6齿轮参数和几何尺寸总结216.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差226.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差23第七部分 减速器高速级齿轮传动设计计算257.1选定齿轮类型、精

3、度等级、材料及齿数257.2按齿面接触疲劳强度设计257.3确定传动尺寸287.4校核齿根弯曲疲劳强度287.5计算齿轮传动其它几何尺寸307.6齿轮参数和几何尺寸总结317.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差317.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差33第八部分 轴的设计348.1高速轴设计计算348.2中间轴设计计算398.3低速轴设计计算45第九部分 滚动轴承寿命校核519.1高速轴上的轴承校核519.2中间轴上的轴承校核529.3低速轴上的轴承校核53第十部分 键联接设计计算5410.1高速轴与联轴器键连接校核5410.2高速轴与小齿轮键连接校核5410.3中间轴与低速级小齿轮键连接校核5410.4中

4、间轴与高速级大齿轮键连接校核5510.5低速轴与低速级大齿轮键连接校核5510.6低速轴与开式圆柱齿轮键连接校核55第十一部分 联轴器的选择5611.1高速轴上联轴器56第十二部分 减速器的密封与润滑5612.1减速器的密封5612.2齿轮的润滑5712.3轴承的润滑57第十三部分 减速器附件5713.1油面指示器5713.2通气器5813.3放油塞5913.4窥视孔盖6013.5定位销6013.6起盖螺钉6113.7起吊装置62第十四部分 减速器箱体主要结构尺寸63第十五部分 设计小结65第十六部分 参考文献66第一部分 原始设计数据1.1设计题目 同轴式二级直齿圆柱减速器，每天工作小时数：

5、16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。工作机所需功率Pw5.5kW转速nw35rmin1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.开式圆柱齿轮传动设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二部分 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 同

6、轴式二级圆柱齿轮减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，两极大齿轮直径接近，有利于沁油润滑。轴线可以水平，上下或铅垂布置。 开式齿轮传动优点：1.圆周速度和功率范围广;2.效率较高；3.传动比稳定；4.寿命长；5.工作可靠性高；缺点：1.要求较高的制造和安装精度，成本较高；2.不适宜远距离两轴之间传动。第三部分 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，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率a=12432ow=0.853 1=0.993为联轴器的效率,2=0.99为滚动轴承的效率,3=0.98为闭式圆柱齿轮的效率,o=0.9

7、6为开式圆柱齿轮的效率,w=0.97为工作机的效率3.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=5.5kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=5.50.853=6.45kW 工作转速：nw=n=35rmin， 经查表按推荐的合理传动比范围，开式圆柱齿轮传动比范围为：25，同轴式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：16200。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(16200)35=560-7000r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=970r/min，同步转速为nt=1

8、000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900图3-1 电机尺寸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HLHDABKDEFG16060538525421014.54211012373.4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nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=97035=27.714 （2）分配传动装置传动

9、比 取开式圆柱齿轮传动比：ic=3 高速级传动比i1=iaic=3.04 则低速级的传动比为i2=3.04 减速器总传动比ib=i1i2=9.2416第四部分 动力学参数计算4.1电动机输出参数P0=6.45kWn0=nm=970rminT0=9550P0n0=95506.45970=63.5Nm4.2高速轴的参数P=P01=6.450.993=6.4kWn=n0=970rminT=9550Pn=95506.4970=63.01Nm4.3中间轴的参数P=P23=6.40.990.98=6.21kWn=ni1=9703.04=319.08rminT=9550Pn=95506.21319.08=1

10、85.86Nm4.4低速轴的参数P=P23=6.210.990.98=6.02kWn=ni2=319.083.04=104.96rminT=9550Pn=95506.02104.96=547.74Nm4.5工作机轴的参数P=Po22w=6.020.960.990.990.97=5.49kWn=ni3=104.963=34.99rminT=9550Pn=95505.4934.99=1498.41Nm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nm)电机轴9706.4563.5高速轴9706.463.01中间轴319.086.21185.86低速轴104.966

11、.02547.74工作机轴34.995.491498.41第五部分 开式圆柱齿轮传动设计计算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20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为5862HRC，大齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为5862HRC 4.选小齿轮齿数z1=22，则大齿轮齿数z2=z1i=223=67。5.2按齿根弯曲疲劳强度设计 1.由式（10-7）试算模数，即mt32KFtTYdz12YFaYSaF (1)确定公式中的各参数值。 (1)试选KFt=1.3 (2)由

12、式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.69=0.694 (3)计算YFaYSa/F 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.72，YFa2=2.25 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.57，YSa2=1.74 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Flim1=620MPa、Flim2=620MPa 应力循环次数NL1=60njLh=60104.9611630010=3.023108NL2=NL1i=3.0231083=1.008108 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.92 取弯

13、曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=6200.921.25=456.32MPaF2=Flim2KFN2S=6200.921.25=456.32MPaYFa1YSa1F1=0.00936YFa2YSa2F2=0.00858 两者取较大值，所以YFaYSaF=0.00936 (2)试算齿轮模数mt32KFtTYdz12YFaYSaF=321.35477420.6940.82220.00936=2.88mm 2.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d1=mtz1=2.8822=63.36mmv=d1n601000=63.36104.

14、96601000=0.348 (2)齿宽bb=dd1=0.863.36=50.688mm (3)齿高h及齿宽比b/hh=2han*+cn*mnt=6.48mmbh=50.6886.48=7.822 (2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.348m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.057 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.935，结合b/h=7.822查图10-13，得KF=1.157。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0571.11.157=1.345 (3)由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFK

15、Ft=2.8831.3451.3=2.913mm 取m=3.5mm (4)计算分度圆直径d1=mz1=3.522=77mm5.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2m2=155.75mm，圆整为156mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=223.5=77mmd2=z2m=673.5=234.5mm 3.计算齿宽b=dd1=61.6mm 取B1=70mm B2=65mm5.4校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为H=2KHTdd13u+1uZHZEZ (1)T、d和d1同前v=d1n601000=77104.96601000=0.42ms (1)根据v=0.42m/s、7

16、级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.008 (2)齿轮的圆周力。Ft=2Td1=254774277=14227.065NKAFtb=114227.06570=203Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.1 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.937 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0081.11.937=2.148 (3)由图查取区域系数ZH=2.49 (4)查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa (5)由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cosz1+2han*=a

17、rccos22cos2022+21=30.528a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos67cos2067+21=24.153=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=22tan30.528-tan20+67tan24.153-tan202=1.691Z=4-3=4-1.6913=0.877 (6)计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 计算应力循环次数NL1=60njLh=60104.9611630010=3.023108NL2=NL1u=3.0231083=1.008108 由图

18、查取接触疲劳系数：KHN1=1.12，KHN2=1.15 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=Hlim1KHN1SH=11001.121=1232MPaH2=Hlim2KHN2SH=11001.151=1265MPaH=2KHTdd13u+1uZHZEZ=1214.797MPaH=1232MPa (2)齿轮的圆周速度v=d1n601000=77104.96601000=0.42ms 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 ha=mhan*=3.51=3.5mm hf=mhan*+cn*=3.51+0.25=4.375mm h=

19、ha+hf=m2han*+cn*=7.875mm (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=84mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=241.5mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=68.25mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=225.75mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6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mn3.53.5法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角右旋000左旋000齿数

20、z2267齿顶高ha3.53.5齿根高hf4.3754.375分度圆直径d77234.5齿顶圆直径da84241.5齿根圆直径df68.25225.75齿宽B7065中心距a1561565.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.167mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1672cos20=-0.08886mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=3.522=77mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.029mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公

21、差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0292+0.0422tann=0.03596mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08886-0.03596=-0.12482mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.08886cos20=-0.084mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.12482cos20=-0.117mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=122=22 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按Z的小数部分，由

22、表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=7+03.5=24.5mmWnk=24.5-0.117-0.084mm5.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.167mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1672cos20=-0.08886mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=3.567=234.5mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.039

23、2+0.0422tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08886-0.04067=-0.12953mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.08886cos20=-0.084mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.12953cos20=-0.122mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=167=67 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=23（跨侧齿数K=8），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+W

24、nmn=23+03.5=80.5mmWnk=80.5-0.122-0.084mm第六部分 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），硬度为240HBS 4.选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1i=263.04=79。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d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 (1)确定公式中的各参数值 (1)试选K

25、Ht=1.3 (2)计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551066.21319.08=185864.05Nmm (3)由表10-7选取齿宽系数d=1 (4)由图10-20查得区域系数ZH=2.49 (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。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos26cos2026+21=29.241a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos79cos2079+21=23.582=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=26tan29.241

26、-tan20+79tan23.582-tan202=1.72Z=4-3=4-1.723=0.872 (7)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Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=60319.0811630010=9.19108NL2=NL1u=9.191083.04=3.023108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.01，KHN2=1.12 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=6001.011=606MPaH2=Hlim2KHN2SH=5

27、501.121=616MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=606MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.3185864.0517926+179262.49189.80.8726062=66.719mm 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。 (1)圆周速度v=d1tn601000=66.719319.08601000=1.114ms (2)齿宽bb=dd1t=166.719=66.719mm (2)计算实际载荷系数KH (1)由表10-2查得使用系数KA=1 (2)根据v=1.114m/s、7级

28、精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.021 (3)齿轮的圆周力。Ft=2Td1=2185864.0566.719=5571.548NKAFtb=15571.54866.719=84Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2 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=1.423 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0211.21.423=1.743 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=66.71931.7431.3=73.57mm (4)确定模数m=d1z1=7

29、3.5726=2.83mm，取m=3mm。6.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2m2=157.5mm，圆整为158mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=263=78mmd2=z2m=793=237mm 3.计算齿宽b=dd1=78mm 取B1=85mm B2=80mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KFTYFaYSaYdm3z12F (1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=80 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.6，YFa2=2.22 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.77 (1

30、)试选KFt=1.3 (2)由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.723=0.685 (2)圆周速度v=d1n601000=78319.08601000=1.3ms (3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=806.75=11.852 根据v=1.3m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.025 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4查得KH=1.427，结合b/h=80/6.75=11.852查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.02

31、51.21.08=1.328 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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.89，KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=5000.891.25=356MPaF2=Flim2KFN2S=3800.921.25=279.68MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=21.328185864.052.61.60.685133262=77.072MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=2

32、1.328185864.052.221.770.685133262=72.8MPaF2 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v=d1n601000=78319.08601000=1.3ms 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 ha=mhan*=31=3mm hf=mhan*+cn*=31+0.25=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=84mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=

33、243mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=70.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=229.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6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mn33法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角右旋000左旋000齿数z2679齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d78237齿顶圆直径da84243齿根圆直径df70.5229.5齿宽B8580中心距a1581586.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差

34、用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.157mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1572cos20=-0.08354mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=326=78mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.029mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0292+0.0422tann=0.03596mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08354-0.03596=-0.1195mm 实际中，一般

35、用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.08354cos20=-0.079mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.1195cos20=-0.112mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=126=26 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=7+03=21mmWnk=21-0.112-0.079mm6.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.157mm。 由式（D.1）求得，齿厚上

36、偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1572cos20=-0.08354mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=379=237mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0392+0.0422tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08354-0.04067=-0.12421mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长

37、度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.08354cos20=-0.079mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.12421cos20=-0.117mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=179=79 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=26（跨侧齿数K=9），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=26+03=78mmWnk=78-0.117-0.079mm图6-1 低速级大齿轮结构图第七部分 减速器高速级齿轮传动设计计算7.1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1

38、0-6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z1=28，则大齿轮齿数z2=z1i=283.04=85。7.2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d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 (1)确定公式中的各参数值 (1)试选KHt=1.3 (2)计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551066.4970=63010.31Nmm (3)由表10-7选取齿宽系数d=1 (4)由图10-20查得区域系数ZH=2.49 (5)由表10-5查得材料

39、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。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos28cos2028+21=28.712a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos85cos2085+21=23.351=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=28tan28.712-tan20+85tan23.351-tan202=1.74Z=4-3=4-1.743=0.868 (7)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Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式

40、（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=6097011630010=2.794109NL2=NL1u=2.7941093.04=9.189108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.97，KHN2=1.01 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=6000.971=582MPaH2=Hlim2KHN2SH=5501.011=555.5MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=555.5MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.363010.3118528+185282.49189

41、.80.868555.52=49.149mm 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。 (1)圆周速度v=d1tn601000=49.149970601000=2.495ms (2)齿宽bb=dd1t=149.149=49.149mm (2)计算实际载荷系数KH (1)由表10-2查得使用系数KA=1 (2)根据v=2.495m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.047 (3)齿轮的圆周力。Ft=2Td1=263010.3149.149=2564.053NKAFtb=12564.05349.149=52Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=

42、1.2 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=1.419 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0471.21.419=1.783 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=49.14931.7831.3=54.607mm (4)确定模数m=d1z1=54.60728=1.95mm，取m=2mm。7.3确定传动尺寸 1.计算中心距 为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a=158mm。并调整小齿轮齿数Z1=39则，Z2=ui

43、=118.56圆整为Z2=119 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=392=78mmd2=z2m=1192=238mm 3.计算齿宽b=dd1=78mm 取B1=85mm B2=80mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KFTYFaYSaYdm3z12F (1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=80 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.41，YFa2=2.12 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.67，YSa2=1.86 (1)试选KFt=1.3 (2)由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0

44、.75=0.25+0.751.79=0.669 (2)圆周速度v=d1n601000=78970601000=3.96ms (3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=804.5=17.778 根据v=3.96m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.075 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4查得KH=1.427，结合b/h=80/4.5=17.778查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0751.21.08=1.393 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Flim1=

45、500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.88，KFN2=0.89 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=5000.881.25=352MPaF2=Flim2KFN2S=3800.891.25=270.56MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=21.39363010.312.411.670.669123392=38.845MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=21.39363010.312.121.860.669123392=38.058MPaF2 齿根弯曲

46、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v=d1n601000=78970601000=3.96ms 选用7级精度是合适的7.5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 ha=mhan*=21=2mm hf=mhan*+cn*=21+0.25=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=82mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=242mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=73m

47、m df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=233mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6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mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左旋000右旋000齿数z39119齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d78238齿顶圆直径da82242齿根圆直径df73233齿宽B8580中心距a1581587.7确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.137mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0

48、.1372cos20=-0.0729mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=239=78mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.029mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0292+0.0422tann=0.03596mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.0729-0.03596=-0.10886mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.0729

49、cos20=-0.069mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn=-0.10886cos20=-0.102mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=139=39 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=13（跨侧齿数K=5），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=13+02=26mmWnk=26-0.102-0.069mm7.8确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.137mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2cosn=-0.1372cos20=-0.0729mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mnZ=

50、2119=238mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br22tann=0.0392+0.0422tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.0729-0.04067=-0.11357mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esnscosn=-0.0729cos20=-0.069mm 公法线长度下偏差Ebni=Esnicosn

51、=-0.11357cos20=-0.107mm 由表D.10查得，查得K=1，Z=KZ=1119=119 按Z的整数部分，由表D.9查得Wk=41（跨侧齿数K=14），按Z的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wnmn=41+02=82mmWnk=82-0.107-0.069mm图7-1 高速级大齿轮结构图第八部分 轴的设计8.1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=970r/min；功率P=6.4kW；轴所传递的转矩T=63010.31Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表15-1选用40Cr（调质），硬度为280HBS，许用弯曲应力为=

52、60MPa 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。dA03Pn=11236.4970=21.01mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0521.01=22.06mm 查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30图8-1 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，考虑平稳，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=81.91Nm 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30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm(GB T 1096-2003)，键长L=70mm。 (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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 35 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为dDB = 408018mm，故d34 = d67 = 40 mm。 (3)采用分体式齿轮，该段安装齿轮，l45略短于齿轮宽度，则l45=