趙順帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器全解

青島理工大學琴島學院專科畢業(yè)設計說明書（論文）摘 要在21世紀成套機械裝備中，齒輪仍然是機械傳動的基本部件。CNC機床和工世技術的發(fā)展，失去了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉，將成為新型傳動產品發(fā)展的重要趨勢。齒輪傳動是現代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是： 1、瞬時傳動比恒定、工作為平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間運動和動力；2、適用的功率和速度范圍廣；3、國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過代的問題。另外，材料品質和工世水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于依靠地位，特別在材料和制造工世方面占據優(yōu)勢，減速器工作為可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。近十幾年來，由于近代計算機技術與數控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而失去了機械傳動產品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀化。關鍵字：減速器 軸承齒輪I青島理工大學琴島學院專科畢業(yè)設計說明書（論文）AbstractBecomeasetamachinematerialin21centuriesmedium,thewheelgearisstillamachinetospreadadynamicbasicparts.CNCtoolmachineandthecrafttechnicaldevelopment,pushedamachinetospreadtomovestructuretoflytodevelopsoon.Bespreadingtomovetheelectronicscontrol,liquidinthesystemdesigntopresstospreadtomove,wheelgear,takethemixtureofchaintospreadtomove,willbecomebecomesoonaboxtodesigninexcellentturntospreadtomoveacombinationofdirection.Theacademicsthatisinspreadmovethedesigncrosses,willbecomenewspreadamoveablepropertyarticletheimportanttrendofthedevelopment.Wheelgear‘sspreadingtomoveisathemostwidekindoftheapplicationspreadstomoveaforminthemodernmachine.Itsmainadvantage.BE:The1.spreadstomovetosettle,workthaninamomentsteady,spreadtomoveaccuratecredibility,candeliverspacearbitrarilysportandthemotiveoftheoftwostalds;Powerandspeedscope;2.appliesarewide;3.localdecelerationmachinemuchwiththewheelgearspreadtomove,thepolespreadtomoveforlord,butwidespreadexistpowerandweightratiosmall,orspreadtomoveratiobigbutthemachineefficiencyleadalowproblem.therearealsomanyweadnessesonmaterialqualityandcraftlevelmoreover,theespeciallylargedecelerationmachineproblemismoreoutstanding,theservicelifeisnlong.Thedeceleration’tmachineofabroad,withGermany,DenmarkandJapanbeplacedintoleadaposition,occupyingadvantageinthematerialandthemanufacturingcraftspecially.Butitspreadstomoveaformtostilltakesettlingstalkwheelgeartospreadtomoveaslord,physicalvolumeandweightproblem,don‘talsoresolvelike.Thedirectionwhichdeceleratesamachinetoisthefacingbigpowerandspreadtomoveratio,smallphysicalvolume,highmachineefficiencyandservicelifetogrowgreatlynowadaysdevelops.Deceleratingtheconnectingofmachineandelectricmotorbodystructureisalsotheformwhichexpandsstrongly.Beclosetotenseveralinthelastyearses,controlatechnicaldevelopmentbecauseofthemoderncalculatortechniqueandthenumber,madethemachineprocessaccuracy,processanefficiencytoraiseconsumedly,pushedamachinetospreadthediversificationofmovablepropertyarticlethus,themoldpieceofthewholemachinekitturns,standardizing,andshapedesigntheartturn,makingproductmorefine,thebeautyturns.Keywords：Reductiongear bearing gearI青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）目 錄摘要................................................................................................................I前言...............................................................................................................11減速器概述.......................................................................................................21.1減速器的發(fā)展..............................................................................................................21.2減速器的主要類型......................................................................................................21.3減速器結構..................................................................................................................21.4減速器潤滑..................................................................................................................32減速器的工作原理...........................................................................................43傳動方案的分析...............................................................................................54電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數計算..............................................64.1電動機的選擇..............................................................................................................64.2傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配......................................................74.3運動參數和動力參數計算...........................................................................................75傳動零件的設計計算.......................................................................................95.1高速級直齒圓柱齒輪設計計算表..............................................................................95.3直齒輪設計參數表....................................................................................................166聯(lián)軸器的選擇.................................................................................................176.1I軸的聯(lián)軸器...............................................................................................................176.2III軸的聯(lián)軸器............................................................................................................176.3聯(lián)軸器的材料選擇....................................................................................................176.4軸的潤滑與密封........................................................................................................177軸的設計計算.................................................................................................187.1Ⅰ軸的結構設計........................................................................................................187.2Ⅱ軸的結構設計........................................................................................................217.3Ⅲ軸的結構設計........................................................................................................227.4校核Ⅱ軸的強度........................................................................................................258軸承的選擇和校核.........................................................................................288.1Ⅱ軸承的選擇和校核................................................................................................289鍵聯(lián)接的選擇和校核......................................................................................309.1Ⅱ軸大齒輪鍵............................................................................................................3010減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇..................................................3110.1傳動零件的潤滑......................................................................................................3110.2減速器密封..............................................................................................................3111減速器箱體設計及附件的選擇和說明.......................................................3211.1箱體主要設計尺寸...................................................................................................3211.2附屬零件設計..........................................................................................................33結論.............................................................................................................35致謝.............................................................................................................36參考文獻.............................................................................................................37II青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）前 言隨著社會的發(fā)展和人們生活水平的提高，人們對產品的要求也更高，這就決定了未來的產品趨向于多品種、批量化。在各行各業(yè)中廣泛使用著圓柱齒輪減速器，它是一種不可缺少的機械傳動裝置。目前國內各個減速器的標準系已達到上百個，基本可以滿足市場的需求。減速器在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用特點各不相同。20世紀70－80年代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結合。1青島理工大學琴島學院專科畢業(yè)設計說明書（論文）減速器概述1.1減速器的發(fā)展20世紀70-80年代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結合。通用減速器的發(fā)展趨勢如下：高水平、高性能圓柱齒輪普遍采用滲碳淬火、磨齒，承載能力提高4倍以上，體積小、重量輕、噪聲低、效率高、可靠性高。積木式組合設計基本參數采用優(yōu)先數，尺寸規(guī)格整齊，零件通用性和互換性強，系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產和降低成本。型式多樣化，變型設計多擺脫了傳統(tǒng)的單一的底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、電動機與減速器一體式聯(lián)接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。1.2減速器的主要類型減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動所組成的獨立部件。其主要類型有：圓柱齒輪減速器單級、二級。布置形式：展開式、分流式、同軸。圓錐齒輪減速器用于輸入軸和輸出軸位置成相交的場合。蝸桿減速器主要用于傳動比i>10的場合，傳動比較大時結構緊湊。其缺點是效率低。齒輪—蝸桿減速器若齒輪傳動在高速級，則結構緊湊；若蝸桿傳動在高速級，則效率較高。行星齒輪減速器傳動效率高，傳動比范圍廣，傳動功率12W——50000KW，體積和重量小。1.3減速器結構近年來，減速器的結構有些新的變化。為了和沿用已久、國內目前還在普遍使用的減速器有所區(qū)別，這里分列了兩節(jié)，并稱之為傳統(tǒng)型減速器結構和新型減速器結構。傳統(tǒng)型減速器結構，絕大多數減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵或鑄鋼。少量生產時也可以用焊接箱體。鑄造或焊接箱體都應進行時效或退火處理。大量生產小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸線。2青島理工大學琴島學院專科畢業(yè)設計說明書（論文）1.4減速器潤滑圓周速度u≤12m/s一15m／s的齒輪減速器廣泛采用油池潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升，浸入油中的齒輪深度以 1—2個齒高為宜。速度高的還應該淺些，建議在0．7倍齒高左右，但至少為10mm。速度低的(0．5m／s一0．8m／s)也允許浸入深些，可達到1／6的齒輪半徑；更低速時，甚至可到1／3的齒輪半徑。潤滑圓錐齒輪傳動時，齒輪浸入油中的深度應達到輪齒的整個寬度。減速器油池的容積平均可按1kW約需0．35L一0．7L潤滑油計算(大值用于粘度較高的油)，同時應保持齒輪頂圓距離箱底不低于30mm一50mm左右，以免太淺時激起沉降在箱底的油泥。3青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）減速器的工作原理二級圓柱齒輪減速器是通過裝在箱體內的三個嚙合齒輪的轉動，動力從一軸傳至另一軸，在傳到第三軸實現減速的，齒輪減速器結構圖所示。動力由電動機通過皮帶輪（圖中未畫出）傳送到齒輪軸，然后通過兩對嚙合齒輪（小齒輪帶動大齒輪）傳送到軸，從而實現減速之目的。減速器有兩條軸系——兩條配線，兩軸分別由滾動軸承支撐在箱體上，采用過渡配合有較好的同軸度，從而保證齒輪嚙合的穩(wěn)定性。箱體采用分離式，沿軸線平面分為箱座和箱蓋，二者采用螺栓連接，這樣便于裝修。為了保證箱體上安裝軸承和端蓋的孔的正確形狀，兩個零件是在一起加工的。裝配時，他們之間采用兩銷定位，銷孔做成通孔。4青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）傳動方案的分析方案分析:由計算(下頁)可知電機的轉速的范圍為 :674.410～3372.04r/min由經濟上考慮可選擇常用電機為1500r/min.功率為4kw.又可知總傳動比為17.082.如果用帶傳動,剛減速器的傳動比為5—10,用二級圓柱齒輪減速器則傳動比太小,而用一級則有點過大,從而齒輪過大,箱體就隨著大.因而不用帶傳動直接用聯(lián)軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯(lián)軸器與電機相連。兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消， 以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。兩級同軸式圓柱齒輪減速:特點及應用：減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。從性能和尺寸以及經濟性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速，如 圖3-1所示。圖3-1傳動示意圖1—電動機，2—彈性聯(lián)軸器，3—兩級圓柱齒輪減速器， 4—高速級齒輪，5—低速級齒輪 6—剛性聯(lián)軸器 7—卷筒5青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數計算4.1電動機的選擇4.1.1確定電動機類型因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。4.1.2確定電動機容量工作機卷筒上所需功率PwPw=Fv/1000=2000X1.4/1000=2.8kw(4-1)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η總。設η1、η2、η3、η4、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、彈性聯(lián)軸器、工作機的效率，由[2]表2-2P6查得η1=0.99，η2=0.98，η3=0.99，η4=0.99，η5=0.96，則傳動裝置的總效率為223=0.99223x0.96=0.877(4-2)總2.8/0.877=3.193kw4.1.3選擇電動轉速由[2]表2-3推薦的傳動副傳動比合理范圍聯(lián)軸器傳動 i聯(lián)=1兩級減速器傳動 i減=8～40(i齒=3～6)則傳動裝置總傳動比的合理范圍為i總=i聯(lián)×i齒1×i齒2i‘總=1×（8～40）=（8～40）電動機轉速的可選范圍為nw=60V=60x1000x1.4/3.14x340＝78.68r/min(4-3)Dd‘）×ww～40nw～總×nw（～n=i=840n=8n=629.343147.2r/min根據電動機所需功率和同步轉速，查機械設計手冊(軟件版)R2.0-電器設備-常用電動機規(guī)格，符合這一范圍的常用同步加速有3000、1500、1000rmin。選用同步轉速為1500r/min，輸出軸直徑為28.6mm選定電動機型號為Y112M-4。6青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）4.2傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配4.2.1傳動裝置總傳動比i總=nm/nw=1440/78.68＝18.30式中nm----電動機滿載轉速，1440r/min;nw----工作機的轉速，78.68r/min。4.2.2分配傳動裝置各級傳動比i總=i聯(lián)×i齒1×i齒2分配原則： i齒=3～6 i齒1=（1.3～1.4）i齒2減速器的總傳動比為i=i總/i聯(lián)=18.30雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為i齒1= 1.3i=4.877低速級的傳動比i齒2=i/i齒1=8.30/4.877 =3.7524.3運動參數和動力參數計算4.3.1各軸轉速計算n0=nm=1440r/minnⅠ=nm/i聯(lián)=1440r/minnⅡ=nⅠ/i齒1=1440/4.877=295.26r/minnⅢ=nⅡ/i齒2=295.26/3.752=78.69r/min4.3.2各軸輸入功率P0=Pd=3.193kwPⅠ=Pdη4=3.193x0.99=3.163kwPⅡ=PⅠη2η3=3.163x0.98x0.99=3.067kwPⅢ=PⅡη2η3=3.067x0.98x0.99=2.976kw4.3.3各軸輸入轉矩T0=9550Pd/n0=9550x3.193/1440=21.176NmTⅠ=9550PⅠ/nⅠ=9550x3.161/1440=20.964NmTⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550x3.067/295.26=99.20NmTⅢ=9550PⅢ/nⅢ=9550x2.9767/78.69=361.1747青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）表4.2傳動裝置各軸運動參數和動力參數表項目功率轉速轉矩傳動比軸號kwnrminTNm0軸3.193144021.1761Ⅰ軸3.161144020.9644.877Ⅱ軸3.067295.2699.2003.752Ⅲ軸2.976778.69361.1748青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）5傳動零件的設計計算5.1高速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目1．選齒輪精度等級2．材料選擇3．選擇齒數 Z（1）試選Kt(2)計算小齒輪

表5.1高速級直齒圓柱齒輪設計計算表計算（或選擇）依據計算過程單計算（或確定）位結果查[1]P208表傳輸機為一般工作機速級710-8度不高[1]小齒輪40Cr(調質)小齒輪280HBS,查P180表10-1大齒輪45鋼(調質)大齒輪240HBSZ1(20~40)Z1=24Z1＝24Z2個Z2＝117Z2iZ1=4.877x24U＝4.875UZ2=117.3Z1U=117/24=4.875表5.2按齒面接觸疲勞強度設計試選1.3Kt=1.3T=9550XP1/n1T=9550x3161/1440=2.09Nm4T1=2.096x104傳遞的轉矩 T1(3)齒寬系數 Фd(4)材料的彈性影響系數 ZE6）應力循環(huán)次數N7）接觸疲勞強度壽命系數KHN

由[1]P201表10-7由[1]P198表10-6由[1]式10-13由[1]P203圖10-19

63x10md=0.7~1.15Фd=1鍛鋼MP1ZE=189.8/2N2N1/i齒1N1=6.22X109=6.22X109/4.877=1.275KHN1=0.90KHN1=0.90KHN2=0.95KHN2=0.958）計算接觸疲勞強度許用應力[σH]

取失效概率為１％，KHN1Hlim1MPa[σH]1=540安全系數為S=1，由[σH]1=S[σH]2=522.5[1]式10-12得=0.90X600/1=540[σH]2=KHN2Hlim2S=0.95X550/1=522.599）試算小齒輪分度圓直徑d1t10）計算圓周速度v11）計算齒寬B12）模數mnt13）計算載荷系數K（14）按實際的載荷系數校正分度圓直徑

青島理工大學琴島學院專科畢業(yè)設計說明書（論文）按[1]式（10－21）試d1t2.323ktT1u1(ZE)2算du[H]＝37.8225vd1tn1V=3.14X37.823X1440/610000X1000=2.8503460b=dφd1tB1=1×37.823d1t mnt＝37.823/24＝1.576mntz1h=2.25mnt=3.546b/h=37.823/3.546=10.5769由[1]表10-2查得使用系數KA1根據v=2.85級精度，由[1]P190圖10-8查得動載荷系數KV1.10由[1]表10-4P194查得β=1.12+0.18(1+0.62φKHd)22φd2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X1)1+0.23X10-3X37.823=1.417由[1]圖10-13P195查得KFβ=1.34假定KAFt100N/mm，由[1]P193表10-3查得d1KHKF1.2故載荷系數K=KAKVKK=1X1.10X1.2X1.417=1.870HαHβ由[1]式10-10ａd1=d1t3K/Kt=42.696

mm 37.823m/s V=2.85mm B1=37.823度mnt=1.576h=3.546b/h=10.577K=1.870d1=42.70（15）計算模數mn

mnd1mmmn=1.78＝z142.70/24=1.77910青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）表5.3按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷K=KAKVKFαKFβK＝K＝1.769系數K1x1.10x1.2X1.34=1.7688(2)齒形系數Fsa由[1]P197表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166（3）應力校正由[1]P197表10-5Sa1Sa1Y=1.58Y=1.58系數YSaYSa2=1.79+(1.83-1.79)(11YSa2=1.8047-100)/(150-100)=1.8036（4）齒輪的彎由[1]P204圖FE1500MPaFE1500曲疲勞強度極10-12ｃ限 FE5）彎曲疲勞強度壽命6）計算彎曲疲勞許用應力[σF]（7）計算大小齒輪的 YFaYSa[ F]并加以比較8）齒根彎曲強度設計計算

由[1]P202圖10-18 KFN1 0.84 KFN1 0.84取彎曲疲勞安全系KFN1MPa[σF]1=314.815數S＝1.35，由式[σF]1=FE1＝SF2=247.70410-12得[σ]0.85X500/1.35=314.814KFN2 FE2＝[σF]2=S0.88X380/1.35=247.703YFa1YSa1＝YFa1YSa1＝0.01330[F]1[F]12.65x1.58/314.815=0.013YFa2YSa2=0.01577大299YFa2YSa2＝[F]2齒輪值大[F]22.166x1.804/247.704=0.01577499結論：取0.0157由[1]式10－51FSmm1.103mn2KTYY2KT1YFYS3=1.102dZ12[F]mn3[F]98dZ12結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn＝2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=72.058mm來計算應有的齒數。11青島理工大學琴島學院專科畢業(yè)設計說明書（論文）1）計算中心距a2）計算齒輪的分度圓直徑d3）計算齒輪的齒根圓直徑df4）計算齒輪寬度B5）驗算

表5.4幾何尺寸計算(z1z2)mnA=(21+102)2/2=a2123d=zmn d1=2x21=42d2=2x102=204dfd2.5mndf1d12.5mn=42-5=37df2d22.5mn=204-5=199b=φdd1圓整后?。築1=50B2=45Ft2T1=2x20960/42N=998.10Nd1KAFt=1x998.10/45N/mm=22.18N/mm＜100N/mmb合適

mm a=123d1=42d2=204df1=37df2=199B1=50B2=455.2低速級直齒圓柱齒輪設計計算表表5.5低速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據計算過程單位計算結果1．選齒輪精查[1]表10-8傳輸機為一般工作機速度級7度等級不高小齒輪40Cr(調質)小齒輪280HBS,2．材料選擇大齒輪45鋼(調質)大齒輪240HBS）Z3(20~40)Z3=23個Z3=233．選擇齒數ZZ4=3.752x23=86.3U=86/Z4=8623=3.739112青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）表5.6 按齒面接觸強度設計1）試選Kt(2)計算小齒TⅡ=9550P/nTⅡ=9550x3067/295.26=992Nmm輪傳遞的轉00.2Ⅱ矩T(3)齒寬系數由[1]P203表10-7d=0.7~0.115Фd(4)材料的彈由[1]P198表10-6鍛鋼MPa性影響系數1/2ZE(5)齒輪接觸由[1]P207圖10-21ｄHlim3600MPa疲勞強度極限HlimHlim4550N3=60n3jLh=60x295.26x16（6）應力循由[1]式10-13x300x15=1.2755x109環(huán)次數NN4=N3/i齒2=1.28x109/3.752=0.34x109（7）接觸疲由[1]P203圖10-19KHN3=0.90勞強度壽命KHN4=0.95系數KHN（8）計算接取失效概率為１％，KHN3Hlim3MPa觸疲勞強度安全系數為S=1，由[σH]3=S許用應力[σH][1]式10-12得=600X0.90/1＝540KHN4Hlim4[σH]4=S＝0.95x550/1＝522.5

Kt=1.3TⅡ=99.20X103Фd=1ZE=189.8Hlim3600Hlim45509N3=1.28X10N4=0.34x109KHN3=0.90KHN4=0.95[σH]3=540[σH]4=522.5（9）試算小按[1]式10－21試d3t2.323ktT2u1(ZE)2mm64.579齒輪分度圓算du[H]直徑d3t＝64.5788（10）計算圓vd3tn2v=3.14x64.579x295.26/60xm/sv=0.998周速度v10001000=0.9978760（11）計算齒b=dφ3tB=1X64.579=64.579mmB=64.579d寬B（12）計算載由[1]P190表10-2查得使用系數KA1荷系數K根據v=0.998級精度，由[1]P192圖10-8查得動載荷系數KV1.06由[1]表１０－４P194查得1312）計算載荷系數K（13）按實際的載荷系數校正分度圓直徑d3

青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）KHβ=1.12+0.18(1+0.6d2)φφ2322d+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6X1)1+0.23X103X64.579=1.42由[1]圖10-13P195查得K=1.806K=1.35Fβ假定KAFt100N/mm，由[1]P193表１０－３d1查得KHKF1.2故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1X1.06X1.2X1.42=1.806由[1]式10-10ａD3=d3t3K/Kt=72.058D3=72.058mm（14）計算模數mn（1）計算載荷系數K（2）齒形系數YFa（3）應力校正系數YSa（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE5）彎曲疲勞強度壽命系數KFN6）計算彎曲疲勞許用應力[σF]

mnd3=72.058/23z3=3.133表5.7按齒根彎曲強度設計K=KAKVKFαKFβK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172由[1]P197表YFa3=2.6910-5YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208由[1]P197表YSa3=1.57510-5YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776由[1]P204圖FE350010-20ｃFE4380由[1]P202圖KFN30.8510-18KFN40.88取彎曲疲勞安全系數[σF]3=KFN3FE3S＝1.35，由式10-2S=0.85x500/1.35=314.814

mm mn=3.133K=1.717YFa3=2.69YFa4=2.208YSa3=1.575YSa4=1.776MPaFE3500FE4380KFN30.85KFN40.88MPaF3=314.815[σ][σF]3=247.70414青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）（7）計算大YFa3YSa3大齒輪值大小齒輪的[F]3=(2.69+1.575)/314YFaYSa并加.815=0.013547[F]YFa4YSa4以比較[F]4=2.208+1.776/247.704=0.016083結論：大齒輪值大（8）齒根彎由[1]式10-17mn2KT2YFYSmn＝2.18曲強度設計2KT2YFYS32[F]dZ3計算mn3[F]dZ32=2.1796結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取m＝2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸n疲勞強度算得的分度圓直徑d3=72.058mm來計算應有的齒數。于是由z3d3=72.058/2.5=mn28.8取z329，則Z4=Z3×i齒2=29x3.752=108.8取Z4=109表5.8幾何尺寸計算1）計算中心距a2）計算齒輪的分度圓直徑d3）計算齒輪的齒根圓直徑df

(z3z4)mnA=(29+109)2.5/2a2=172.5mma=173dzmnd3=29x2.5=72.5mmd3=72.5d4=109x2.5=272.5d4=272.5dfd2.5mndf1d12.5mn=72.5-6.mmdf1=66.2525=66.25df2=266.25df2d22.5mn=272.5-6.25=266.25（4）計算齒b=dφd3圓整后取：mm輪寬度BB3=80B3=80B4=75B4=75（5）驗算2T2=2x99.2x103/72.5N=2.7366x103NFtd3KAFt=1x2.7366x103/75N/mm=36.488N/mm＜100N/mm合適b15青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）5.3直齒輪設計參數表表5.9直齒輪設計參數表傳動類型模數齒數中心距齒寬高速級21502123直齒圓柱齒輪10245低速級29802.5173直齒圓柱齒輪1097516青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）聯(lián)軸器的選擇6.1I軸的聯(lián)軸器由于電機的輸出軸軸徑為28mm查[1]P343表14-1由于轉矩變化很小可取KA=1.3TcaKAT31.3×20.964=27.253N.m(6-1)又由于電機的輸出軸軸徑為28mm查[2] P128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉矩[n]=63N.m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為20~28之間，由于電機的軸徑固定為 28mm,而由估算可得1軸的軸徑為20mm。聯(lián)軸器合用。6.2III軸的聯(lián)軸器查[1]P343表14-1轉矩變化很小可取KA=1.3TcaKAT31.3×361.174=469.52N.m(6-2)查[2]P343表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7,其許用轉矩[n]=500N.m,許用最大轉速為3600r/min,軸徑為40~48之間,由估算可選兩邊的軸徑為40mm。聯(lián)軸器合用。6.3聯(lián)軸器的材料選擇半聯(lián)軸器的材料常用 45、20Cr鋼，也可用ZG270—500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC45HRC。聯(lián)軸器應有罩殼，用鋁合金鑄成。用單排鏈時，滾子和套筒受力，銷軸只起聯(lián)接作用，結構可靠性好；用雙排鏈時，銷軸受剪力，承受沖擊能力較差，銷軸與外鏈板之間的過盈配合容易松動。在高速輕載場合，宜選用較小鏈節(jié)距的鏈條，重量輕，離心力?。辉诘退僦剌d場合，宜選用較大鏈節(jié)距的鏈條，以便加大承載面積。鏈輪齒數一般為12~22。為避免過渡鏈節(jié)，宜取偶數。6.4軸的潤滑與密封1）齒輪的潤滑。采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。2）滾動軸承的潤滑。由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。3）潤滑油的選擇。齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。17青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）軸的設計計算7.1Ⅰ軸的結構設計7.1.1選擇軸的材料及熱處理方法查[1]表15-1選擇軸的材料為 40Cr；根據齒輪直徑 100mm，熱處理方法為正火。7.1.2確定軸的最小直徑查[1]P362式15-2的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：9.551063PP1=14.296mm(7-1)d3A030.2nn1再查[1]表15-3，A0=(112～97)D≥＝13.546mm考慮鍵：有一個鍵槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm7.1.3確定各軸段直徑并填于下表內表7.1各軸段直徑名稱依據單位確定結果d1大于軸的最小直徑15.01且mm20考慮與聯(lián)軸器內孔標準直徑配合d2大帶輪定位d2=d1+2（0.07~0.1）d1mm25=20+2.8~4=22.8~24考慮密封圈查[2]表15-8P143得d=25d3考慮軸承d3>d2選用6206軸承從機mm械設計手冊軟件（R2.0）B=16mm，da=36mm，d3=30mm,D=62d4考慮軸承定位查表[2]9-7d4＝da＝mmR40＝36d5考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大mm齒跟<2.5m，選用齒輪軸，此時d5=d1a=46

30364618青島理工大學琴島學院專科畢業(yè)設計說明書（論文）d6 d6>d7查表[2]9-7 mm 36d7 d7＝d3（同一對軸承） mm 307.1.4選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數查[2]P20（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度v”v=3.4672ms，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表表7.2軸長計算名稱依據箱體壁厚查[3]表3P26(0.025~0.03)a8小于8選8地腳螺栓直徑查[3]表3P26df及數目ndf=0.036a+12a<250時,n=4軸承旁聯(lián)接查[3]表3P26螺栓直徑d1d1=0.75df=0.75×20=15軸承旁聯(lián)接查[3]表3P26螺栓扳手空間C1、C2軸承蓋聯(lián)接查[3]表4P27螺釘直徑d3d3=(0.4-0.5)df=0.5x20=10軸承蓋厚度e查[2]P132表14-1e=(1～1.2)d3=(1～1.2)×10=10~12小齒輪端面距查[3]表4P27箱體內壁距離2≥δ（或10～15）2

單位 確定結果mm 8mmdf=204n=4mm d1=16mmC1=22C2=20mm 10mm 12mm 1019青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）軸承內端面至查[3]P43mm4.5箱體內壁距離4=3～54軸承支點距軸查機械手冊軟件版mm8承邊端面距離a7.1.5計算各軸段長度表7.3各軸段長度名稱計算公式單位計算結果l1(聯(lián)軸器)l1=38-（2－3）mm36l2L2=8+22+20+（5～8）-4.5-16+8+29=70.5mm70.5l3l3=16(軸承B)mm16l4102l4=2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+1mm0-2.5=102l5l5=B1=50mm50l6l6＝2+(3-5)＝10+4.5=14.5mm14.5l7l7＝B-2=16-2=14mm14L（總長）L=36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5mm30320青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）7.2Ⅱ軸的結構設計7.2.1選擇軸的材料及熱處理方法查[1]表14-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼 45；根據齒輪直徑方法為正火回火。7.2.2確定軸的最小直徑查[1]P246的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：39.551063PⅡdP=240.2A03nⅡn再查[1]表15-2，A0126~103考慮鍵：d≥24×（1+5%）=25.2mm7.2.3確定各軸段直徑并填于下表內表7.4各軸段直徑名稱依據單位d1大于軸的最小直徑25.2且mm考慮與軸承公稱直徑配合試選代號6207B=17,da=42,D=72d2與鍵mmbxh=10x835+2x(0.07~0.1)x35=39.9~42d3軸環(huán)定位d3=d2+2（0.07~0.1）mmd2=40+2(0.07~0.1)40=45.6~48查表[2]9-7p73d3取40d4d2=d4mmd5 d5=d1（一對同型號軸承） mm

100mm，熱處理(7-2)確定結果354048403521青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）7.2.4選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數查[2]P20（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度v”v=2.912ms，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表表7.5軸長度有關的各參數名稱 依據 單位 確定結果軸承支點距軸承邊 查機械手冊軟件版 mm 8.5端面距離 a7.2.5計算各軸段長度表7.6各軸段長度名稱計算公式單位計算結果l1l1＝17+（5～3）+10+2＝33.5mm33.5l2l2＝80-2＝78mm78l3l3＝（8～15）mm10l4l4＝45-2＝43mm43l5l5＝17+（3～5）+10+2.5+2＝34mm34L（總長）L＝33.5+78+10+43+34＝198.5mm198.5L（支點距離）L＝198.5－17+2＝183.5mm183.57.3Ⅲ軸的結構設計7.3.1選擇軸的材料及熱處理方法查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼 45；根據齒輪直徑 100mm，熱處理方法為正火回火。7.3.2確定軸的最小直徑查[1]P246的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：d9.551063PA03P2.9767(7-3)3n112X337.60.2n78.48再查[1]表15-2，A0 126~103考慮鍵： d≥37.6（×1+5％）＝39.4mm22青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）7.3.3確定各軸段直徑表7.7各軸段直徑名稱依據單位確定結果d1大于最小直徑39.4mm且考慮到與聯(lián)軸器內孔標準mm40直徑配合,d1=40d2d2>d1,考慮聯(lián)軸器定位mm45查[2]表97一般標準,并考慮與密封墊配合查附表：15－8接觸式密封d=45d3考慮與軸承公稱直徑配合d3>d2，軸承代號：6210mmB＝20da＝57d4d4=da＝57mmd5考慮到齒輪定位,d5=d4+(5~10)=63mm查[2]表97一般標準

505763d6d6=d4mmd7d7=d6mm

57507.3.4選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數查[2]P25（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度v”v=2.912ms，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑。表7.8與軸長有關的參數名稱 依據 單位 確定結果軸承支點距軸承寬邊端面 從機械手冊軟件版 mm 10距離a23青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）7.3.5計算各軸段長度表7.9各軸段長度名稱計算公式單位計算結果l1與聯(lián)軸器配合長度短2~3mmmm82l1＝84-（2～3）＝82l2l2＝8+22+20+5+8+29-20-4.5＝67.5mm67.5l3l3＝20mm20l4l4＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-12＝62.5mm62.5l5軸肩mm12l6l6＝75-2＝73mm73l7l7＝20-2+4.5+10+2.5+2＝37mm37L（總長）L＝82+67.5+20+62.5+12+73+37＝354mm354L(支點距離)L＝354-82-67.5-20+2＝186.5mm186.524青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）7.4校核Ⅱ軸的強度齒輪的受力分析：圖7-1受力分析圖表7.10受力分析及各力的計算齒輪2上的圓周力小齒輪上的經向力小齒輪上的軸向力2T23002X99.2X10972.549*tan20=353.F2d2=972.549N979N204齒輪3上的圓周力小齒輪上的經向力小齒輪上的軸向力2T232736.552*tan200=990F3=2X99.2X10d32736.5526.023N72.525青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）7.4.1求支反力、繪彎矩、扭矩圖圖7-2繪彎矩、扭矩圖軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如圖 7-2。45AC=8.5+17+ =4845 80CD= +10+ =72.52 2BD=8.5+4.5+10+40=63在XAY平面上：Ft2X48+Ft3X（72.5+48）=RBY（48+72.5+63）972.549X48+2736.552X120.5=183.5RBY所以，RBY=2051.427N RAY=Ft2+Ft3—RBY=1657.674N所以，C斷面 MCZ=48RAY=79.568X103NmmD斷面 MDZ=63RBY=129.24X103Nmm在XAZ平面上：Fr2x48+RBZX183.5=Fr3x（48+72.5）26青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）353.979x48+RBZx183.5=996.023x120.5所以，RBZ=561.47NRAZ=80.574N所以，C斷面MCY=RAZX48=3.868X103NmmMDY=RBZX63=35.373X103Nmm合成彎矩C斷面MC=MCZ2MCY2=(79.568X103)2(3.868X103)2=79.662X103合成彎矩D斷面MD=MDZ2MDY2=(129.24X103)2(35.373X103)2=133.99X103因為MD>MC,所以D斷面為危險截面。ca=MD2(aT3)=(133.99X103)2(0.6X99.2X103)2=22.91MPa(7-3)W0.1X403查表15-1得[ 1]=60mpa,因為 ca<[ 1],所以安全。27青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）軸承的選擇和校核8.1Ⅱ軸承的選擇和校核8.1.1Ⅱ軸軸承的選擇選擇Ⅱ軸軸承的一對 6207軸承，查機械手冊軟件版校核軸承，軸承使用壽命為 15年，每年按300天計算。8.1.2根據滾動軸承型號查出Cr和Cor。Cr=25500NCor=15200N8.1.3校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求（1）畫軸的受力簡圖，如圖 8-1所示。圖8-1受力圖2）求軸承徑向支反力Fr1、Fr2a）垂直平面支反力F1v、F2vF1v= RAY=1657.674NF2v=RBY=2051.427N（b）水平面支反力 F1h、F2hF1h=RAZ=80.574N（c）合成支反力Fr1、Fr2F2h=RBZ=561.47NFr1=1657.6742(80.574)2=1659.631NFr2=2051.422(561.47)2=2126.876N（5）計算軸承的當量載荷 Pr1、Pr228青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）由于Fa=0查[1]表13-5：X1＝1.41,Y1＝0查[1]表13-6取載荷系數 fP 1.1P1＝fPFr1=1.1×1659.631=1825.5941N查[1]表13-5：X2＝1,Y2＝0P2＝fPFr2＝1.1×2126.876=233.95636N（6）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承P2計算，查[1]表13-6取載荷系數fP1，查[1]表13-4取溫度系數，計算軸承工作壽命：ft1Lh106(Cr)3=106(25500)3=73093.9h>(16300××15)h=72000h(8-1)60nP60295.262339.5636結論：所選的軸承滿足壽命要求。29青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）鍵聯(lián)接的選擇和校核9.1Ⅱ軸大齒輪鍵9.1.1鍵的選擇選用普通圓頭平鍵A型,軸徑d=40mm,查[1]P103表6-1，得寬度b=12mm,高度h=8mm,9.1.2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度 5mm~10mm且鍵長不宜超過1.6~1.8d，前面算得大齒輪寬度45,根據鍵的長度系列選鍵長 L=36mm。(查[1]P103表6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查 [1]6-2得許用擠壓應力[οp]=100~120Mpa, 取[οp]=100Mpa.鍵的工作長度l =L－b=36－12=24mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm×由式[1]6-1得ο2T103299.20103(9-1)p=42440=51.67Mpakld所以所選用的平鍵強度足夠。30青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇10.1傳動零件的潤滑10.1.1齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度 v ms 12ms，故選擇浸油潤滑。10.1.2滾動軸承的潤滑因為I軸II軸齒輪圓周速度v>2m/s,滾動軸承采用油潤滑而III軸的齒輪圓周速度v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到槽從而達到潤滑軸承目的。10.2減速器密封（1）軸外伸端密封I軸：與之組合的軸的直徑是 25mm，查[2]表15-8P143，選d=25mm氈圈油封軸：無需密封圈軸：與之配合的軸的直徑是45mm，查[2]表15-8P143，選d=45mm選氈圈油封2）箱體結合面的密封：軟鋼紙板31青島理工大學琴島學院?？飘厴I(yè)設計說明書（論文）減速器箱體設計及附件的選擇和說明11.1箱體主要設計尺寸名稱

表11.1 箱體主要設計尺寸計算依據 計算過程 計算結果箱座壁厚箱蓋壁厚 1箱座凸緣厚度b箱蓋凸緣厚度b1箱座底凸緣厚度b2