V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器-T=670-v=0.85-D=320-8小时300天10年(高下低上)

V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器-T=670-v=0.85-D=320-8小时300天10年(高下低上)第PAGE\*MERGEFORMAT62页/共NUMPAGES\*MERGEFORMAT62页目录TOC\o"1-3"\h\z\uHYPERLINK\l"_Toc440135565"第一章设计任务书PAGEREF_Toc440135565\h4HYPERLINK\l"_Toc440135566"1.1设计 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目PAGEREF_Toc440135566\h4HYPERLINK\l"_Toc440135567"1.2设计步骤PAGEREF_Toc440135567\h4HYPERLINK\l"_Toc440135568"第二章传动装置总体设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 PAGEREF_Toc440135568\h5HYPERLINK\l"_Toc440135569"2.1传动方案PAGEREF_Toc440135569\h5HYPERLINK\l"_Toc440135570"2.2该方案的优缺点PAGEREF_Toc440135570\h5HYPERLINK\l"_Toc440135571"第三章电动机的选择PAGEREF_Toc440135571\h5HYPERLINK\l"_Toc440135572"3.1选择电动机类型PAGEREF_Toc440135572\h5HYPERLINK\l"_Toc440135573"3.2确定传动装置的效率PAGEREF_Toc440135573\h5HYPERLINK\l"_Toc440135574"3.3选择电动机的容量PAGEREF_Toc440135574\h6HYPERLINK\l"_Toc440135575"3.4确定电动机参数PAGEREF_Toc440135575\h6HYPERLINK\l"_Toc440135576"3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比PAGEREF_Toc440135576\h7HYPERLINK\l"_Toc440135577"第四章计算传动装置运动学和动力学参数PAGEREF_Toc440135577\h8HYPERLINK\l"_Toc440135578"4.1电动机输出参数PAGEREF_Toc440135578\h8HYPERLINK\l"_Toc440135579"4.2高速轴Ⅰ的参数PAGEREF_Toc440135579\h8HYPERLINK\l"_Toc440135580"4.3中间轴Ⅱ的参数PAGEREF_Toc440135580\h8HYPERLINK\l"_Toc440135581"4.4低速轴Ⅲ的参数PAGEREF_Toc440135581\h9HYPERLINK\l"_Toc440135582"第五章普通V带设计计算PAGEREF_Toc440135582\h10HYPERLINK\l"_Toc440135583"第六章减速器高速级齿轮传动设计计算PAGEREF_Toc440135583\h15HYPERLINK\l"_Toc440135584"6.1选精度等级、 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 及齿数PAGEREF_Toc440135584\h15HYPERLINK\l"_Toc440135585"6.2按齿面接触疲劳强度设计PAGEREF_Toc440135585\h15HYPERLINK\l"_Toc440135586"6.3确定传动尺寸PAGEREF_Toc440135586\h18HYPERLINK\l"_Toc440135587"6.4校核齿根弯曲疲劳强度PAGEREF_Toc440135587\h18HYPERLINK\l"_Toc440135588"6.5计算齿轮传动其它几何尺寸PAGEREF_Toc440135588\h20HYPERLINK\l"_Toc440135589"6.6齿轮参数和几何尺寸总结PAGEREF_Toc440135589\h20HYPERLINK\l"_Toc440135590"第七章减速器低速级齿轮传动设计计算PAGEREF_Toc440135590\h21HYPERLINK\l"_Toc440135591"7.1选精度等级、材料及齿数PAGEREF_Toc440135591\h21HYPERLINK\l"_Toc440135592"7.2按齿面接触疲劳强度设计PAGEREF_Toc440135592\h21HYPERLINK\l"_Toc440135593"7.3确定传动尺寸PAGEREF_Toc440135593\h24HYPERLINK\l"_Toc440135594"7.4校核齿根弯曲疲劳强度PAGEREF_Toc440135594\h25HYPERLINK\l"_Toc440135595"7.5计算齿轮传动其它几何尺寸PAGEREF_Toc440135595\h26HYPERLINK\l"_Toc440135596"7.6齿轮参数和几何尺寸总结PAGEREF_Toc440135596\h27HYPERLINK\l"_Toc440135597"第八章轴的设计PAGEREF_Toc440135597\h27HYPERLINK\l"_Toc440135598"8.1高速轴设计计算PAGEREF_Toc440135598\h27HYPERLINK\l"_Toc440135599"8.2中间轴设计计算PAGEREF_Toc440135599\h35HYPERLINK\l"_Toc440135600"8.3低速轴设计计算PAGEREF_Toc440135600\h43HYPERLINK\l"_Toc440135601"第九章滚动轴承寿命校核PAGEREF_Toc440135601\h50HYPERLINK\l"_Toc440135602"9.1高速轴上的轴承校核PAGEREF_Toc440135602\h50HYPERLINK\l"_Toc440135603"9.2中间轴上的轴承校核PAGEREF_Toc440135603\h52HYPERLINK\l"_Toc440135604"9.3低速轴上的轴承校核PAGEREF_Toc440135604\h53HYPERLINK\l"_Toc440135605"第十章键联接设计计算PAGEREF_Toc440135605\h54HYPERLINK\l"_Toc440135606"10.1高速轴与大带轮键连接校核PAGEREF_Toc440135606\h54HYPERLINK\l"_Toc440135607"10.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核PAGEREF_Toc440135607\h54HYPERLINK\l"_Toc440135608"10.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核PAGEREF_Toc440135608\h55HYPERLINK\l"_Toc440135609"10.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核PAGEREF_Toc440135609\h55HYPERLINK\l"_Toc440135610"10.5低速轴与联轴器键连接校核PAGEREF_Toc440135610\h55HYPERLINK\l"_Toc440135611"第十一章联轴器的选择PAGEREF_Toc440135611\h56HYPERLINK\l"_Toc440135612"11.1低速轴上联轴器PAGEREF_Toc440135612\h56HYPERLINK\l"_Toc440135613"第十二章减速器的密封与润滑PAGEREF_Toc440135613\h56HYPERLINK\l"_Toc440135614"12.1减速器的密封PAGEREF_Toc440135614\h56HYPERLINK\l"_Toc440135615"12.2齿轮的润滑PAGEREF_Toc440135615\h57HYPERLINK\l"_Toc440135616"12.3轴承的润滑PAGEREF_Toc440135616\h57HYPERLINK\l"_Toc440135617"第十三章减速器附件设计PAGEREF_Toc440135617\h57HYPERLINK\l"_Toc440135618"13.1油面指示器PAGEREF_Toc440135618\h57HYPERLINK\l"_Toc440135619"13.2通气器PAGEREF_Toc440135619\h58HYPERLINK\l"_Toc440135620"13.3放油孔及放油螺塞PAGEREF_Toc440135620\h58HYPERLINK\l"_Toc440135621"13.4窥视孔和视孔盖PAGEREF_Toc440135621\h59HYPERLINK\l"_Toc440135622"13.5定位销PAGEREF_Toc440135622\h59HYPERLINK\l"_Toc440135623"13.6启盖螺钉PAGEREF_Toc440135623\h59HYPERLINK\l"_Toc440135624"13.7螺栓及螺钉PAGEREF_Toc440135624\h59HYPERLINK\l"_Toc440135625"第十四章减速器箱体主要结构尺寸PAGEREF_Toc440135625\h59HYPERLINK\l"_Toc440135626"第十五章设计小结PAGEREF_Toc440135626\h61HYPERLINK\l"_Toc440135627"第十六章参考文献PAGEREF_Toc440135627\h61第一章设计任务书1.1设计题目展开式二级斜齿圆柱减速器，扭矩T=670N•m，速度v=0.85m/s，直径D=320mm，每天工作小时数：8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。1.2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.普通V带设计计算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.箱体结构设计第二章传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜， 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化程度高，大幅降低了成本。展开式二级圆柱齿轮减速器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。第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按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查表得：联轴器的效率：η1=0.99一对滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98普通V带的传动效率：η4=0.96工作机效率：ηw=0.97故传动装置的总效率ηa=η1η24η32η4ηw=0.853.3选择电动机的容量工作机所需功率为Pw=2×T×VD=3.56kW3.4确定电动机参数电动机所需额定功率:Pd=Pwηa=3.560.85=4.19kW工作转速：nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×0.853.14×320=50.76rpm经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2--4二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8--40因此理论传动比范围为：16--160。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16--160)×50.76=812--8122r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900电机主要外形尺寸：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HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.5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=144050.76=28.369（2）分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=2高速级传动比i1=1.35×iaiv=4.38则低速级的传动比为i2=3.24减速器总传动比ib=i1×i2=14.1912第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=4.19kW转速：n0=nm=1440rpm扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55×106×4.191440=27787.85N•mm4.2高速轴Ⅰ的参数功率：P1=P0×η4=4.19×0.96=4.02kW转速：n1=n0iv=14402=720rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×4.02720=53320.83N•mm4.3中间轴Ⅱ的参数功率：P2=P1×η2×η3=4.02×0.99×0.98=3.9kW转速：n2=n1i1=7204.38=164.38rpm扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.55×106×3.9164.38=226578.66N•mm4.4低速轴Ⅲ的参数功率：P3=P2×η2×η3=3.9×0.99×0.98=3.78kW转速：n3=n2i2=164.383.24=50.73rpm扭矩：T3=9.55×106×P3n3=9.55×106×3.7850.73=711590.77N•mm运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(N•mm)转速(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴4.1927787.85144020.96Ⅰ轴4.023.9853320.8352787.62177204.380.97Ⅱ轴3.93.86226578.66224312.8734164.383.240.97Ⅲ轴3.783.74711590.77704474.862350.7310.96工作机轴3.563.52670175.44662645.3850.73第五章普通V带设计计算1.已知条件和设计内容设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=4.19kW；小带轮转速n1=1440r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。2.设计计算步骤（1）确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1，故Pca=KA×P=1×4.19=4.19kW（2）选择V带的带型根据Pca、n1由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=75mm。2）验算带速v。按式验算带的速度v=π×dd1×n60×1000=π×75×144060×1000=5.65ms因为5m/s＜v＜30m/s，故带速合适。取带的滑动率ε=0.02（3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径dd2=i×dd1×1-ε=2×75×1-0.02=147mm根据表，取标准值为dd2=150mm。（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式，初定中心距a0=180mm。由式计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+π2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×180+π2×75+150+150-7524×180≈721mm由表选带的基准长度Ld=700mm。按式计算实际中心距a。a≈a0+Ld-Ld02=180+700-7212≈170mm按式,中心距的变化范围为160--191mm。（5）验算小带轮的包角αaα1≈180°-dd2-dd1×57.3°a≈180°-150-75×57.3°170=154.72°>120°（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=75mm和n1=1440r/min,查表得P0=1.06kW。根据n1=1440r/min，i=2和A型带，查表得△P0=0.169kW。查表的Kα=0.929，表得KL=0.83，于是Pr=P0+△P0×Kα×KL=1.06+0.169×0.929×0.83=0.948kW2）计算带的根数zz=PcaPr=4.190.948≈4.42取5根。（6）计算单根V带的初拉力F0由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-Kα×PcaKα×z×v+q×v2=500×2.5-0.929×4.190.929×5×5.65+0.105×5.652=128.76N（7）计算压轴力FpFp=2×z×F0×sinα12=2×5×128.76×sin154.72°2=1256.39N带型A中心距170mm小带轮基准直径75mm包角154.72°大带轮基准直径150mm带长700mm带的根数5初拉力128.76N带速5.65m/s压轴力1256.39N4.带轮结构设计（1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=38mm因为小带轮dd1=75<300mm因此小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×38=76mmda=dd1+2×ha=75+2×2.75=80mmB=z-1×e+2×f=77mmL=2.0×d≥B（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=77mm（2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=22mm因为大带轮dd2=150mm因此大带轮结构选择为腹板式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×22=44mmda=dd1+2×ha=150+2×2.75=156mmB=z-1×e+2×f=77mmC=0.25×B=0.25×77=19.25mmL=2.0×d=2.0×22=44mm第六章减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=25，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=25×4.38=111。实际传动比i=4.44（3）初选螺旋角β=13°。（4）压力角α=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH21）确定 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×4.02720=53320.83N•mm③查表选取齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ZH=2.46⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zεαt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.483°αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos25×cos20.48325+2×1×cos13=29.653°αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos111×cos20.483111+2×1×cos13=22.984°εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=25×tan29.653°-tan20.483°+111×tan22.984°-tan20.4832π=1.673εβ=φd×z1×tanβπ=1×25×tan13°π=1.837Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6733×1-1.837+1.8371.673=0.67⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。Zβ=cosβ=cos13°=0.987⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×720×1×8×300×10=1.037×109NL2=NL1u=1.037×1094.38=2.367×108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.979，KHN2=0.995取失效概率为1%，安全系数S=1，得σH1=KHN1×σHlim1S=0.979×6001=587MPaσH2=KHN2×σHlim2S=0.995×5501=547MPa取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σH=547MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×53320.831×4.38+14.38×2.46×189.8×0.67×0.9875472=37.857mm（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νv=π×d1t×n60×1000=π×37.857×72060×1000=1.426齿宽bb=φd×d1t=1×37.857=37.857mm2）计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1.25②查图得动载系数Kv=1.079③齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×53320.8337.857=2817NKA×Ftb=1.25×281737.857=93Nmm<100Nmm查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.433实际载荷系数为KH=KA×KV×KHα×KHβ=1.25×1.079×1.4×1.433=2.7063）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=37.857×32.7061.3=48.336mm4）确定模数mn=d1×cosβz1=48.336×cos13°25=1.884mm，取mn=2mm。6.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2×mn2×cosβ=139.58mm，圆整为140mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β=acosz1+z2×mn2×a=13.7361°β=13°44'9"（3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×mncosβ=51.472mmd2=z2×mncosβ=228.536mm（4）计算齿宽b=φd×d1=51.47mm取B1=60mmB2=55mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σF=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2β≤σF1）K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=55齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos3β=25cos313.7361°=27.274大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3β=111cos313.7361°=121.096查表得：YFa1=2.53，YFa2=2.148YSa1=1.61，YSa2=1.822查图得重合度系数Yε=0.678查图得螺旋角系数Yβ=0.801查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.792，KFN2=0.897取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力σF1=KFN1×σFlim1S=0.792×5001.4=282.857MPaσF2=KFN2×σFlim2S=0.897×3801.4=243.471MPaσF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2β=72.994MPa<σF1=282.857MPaσF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=70.13MPa<σF2=243.471MPa故弯曲强度足够。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=m×han*=2mmhf=m×han*+cn*=2.5mmh=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2×ha=55.472mmda2=d2+2×ha=232.536mm（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1-2×hf=46.472mmdf2=d2-2×hf=223.536mm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mn22法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β左13°44'9"右13°44'9"齿数z25111齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d51.472228.536齿顶圆直径da55.472232.536齿根圆直径df46.472223.536齿宽B6055中心距a140140第七章减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=25，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=25×3.24=81。实际传动比i=3.24（3）初选螺旋角β=13°。（4）压力角α=20°。7.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH21）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×3.9164.38=226578.66N•mm③查表选取齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ZH=2.46⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zεαt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.483°αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos25×cos20.48325+2×1×cos13=29.653°αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos81×cos20.48381+2×1×cos13=23.827°εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=25×tan29.653°-tan20.483°+81×tan23.827°-tan20.4832π=1.656εβ=φd×z1×tanβπ=1×25×tan13°π=1.837Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6563×1-1.837+1.8371.656=0.675⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。Zβ=cosβ=cos13°=0.987⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×164.38×1×8×300×10=2.367×108NL2=NL1u=2.367×1083.24=7.306×107由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.995，KHN2=0.999取失效概率为1%，安全系数S=1，得σH1=KHN1×σHlim1S=0.995×6001=597MPaσH2=KHN2×σHlim2S=0.999×5501=549MPa取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σH=549MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×226578.661×3.24+13.24×2.46×189.8×0.675×0.9875492=62.785mm（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νv=π×d1t×n60×1000=π×62.785×164.3860×1000=0.54齿宽bb=φd×d1t=1×62.785=62.785mm2）计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1.25②查图得动载系数Kv=1.061③齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×226578.6662.785=7218NKA×Ftb=1.25×721862.785=144Nmm>100Nmm查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.2查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.448实际载荷系数为KH=KA×KV×KHα×KHβ=1.25×1.061×1.2×1.448=2.3043）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=62.785×32.3041.3=75.981mm4）确定模数mn=d1×cosβz1=75.981×cos13°25=2.961mm，取mn=3mm。7.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2×mn2×cosβ=163.18mm，圆整为165mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β=acosz1+z2×mn2×a=15.5066°β=15°30'23"（3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×mncosβ=77.833mmd2=z2×mncosβ=252.179mm（4）计算齿宽b=φd×d1=77.83mm取B1=85mmB2=80mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σF=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2β≤σF1）K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=80齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos3β=25cos315.5066°=27.942大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3β=81cos315.5066°=90.531查表得：YFa1=2.53，YFa2=2.2YSa1=1.61，YSa2=1.78查图得重合度系数Yε=0.683查图得螺旋角系数Yβ=0.801查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.897，KFN2=1取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力σF1=KFN1×σFlim1S=0.897×5001.4=320.357MPaσF2=KFN2×σFlim2S=1×3801.4=271.429MPaσF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2β=82.391MPa<σF1=320.357MPaσF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=79.21MPa<σF2=271.429MPa故弯曲强度足够。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=m×han*=3mmhf=m×han*+cn*=3.75mmh=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2×ha=83.833mmda2=d2+2×ha=258.179mm（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1-2×hf=70.333mmdf2=d2-2×hf=244.679mm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mn33法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β左15°30'23"右15°30'23"齿数z2581齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d77.833252.179齿顶圆直径da83.833258.179齿根圆直径df70.333244.679齿宽B8580中心距a165165第八章轴的设计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=720r/min；功率P=4.02kW；轴所传递的转矩T=53320.83N•mm（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280HBS，许用弯曲应力为[σ]=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。d≥A0×3Pn=112×34.02720=19.87mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×19.87=20.86mm查表可知标准轴孔直径为22mm故取dmin=22（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=6×6mm(GB/T1096-2003)，长L=28mm；定位轴肩直径为27mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm轴承端盖厚度e=10mm调整垫片厚度△t=2mm箱体内壁到轴承端面距离△=10mm各轴段直径的确定d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=22mm。d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=27mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206ACd4：轴肩段，选择d4=35mm。d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=35mm。d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=30mm。各轴段长度的确定L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=42mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=28mm。L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=105.5mm。L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=60mm。L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=8mm。L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=28mm。轴段1234567直径(mm)2227303555.4723530长度(mm)426328105.560828（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）Ft1=2×T1d1=2×53320.8351.472=2072N齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1×tanαcosβ=2072×tan20°cos13.7361°=776N齿轮1所受的轴向力Fa1=Ft1×tanβ=2072×tan13.7361°=506N第一段轴中点到轴承中点距离La=92mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=155.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=58mm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高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1256.39N轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×Lb-Q×La-Fa1×d12Lb+Lc=776×155.5-1256.39×92-506×51.4722155.5+58=-37N轴承B处水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=1256.39+2072--37=3365N在垂直面内轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×LbLb+Lc=2072×155.5155.5+58=1509N轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=2072×58155.5+58=563N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-372+15092=1509.45N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=33652+5632=3411.77Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：MAH=0N•mm截面B在水平面上弯矩：MBH=Q×La=1256.39×92=115588N•mm截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBH×Lb-Fa1×d12=3365×155.5-506×51.4722=510235N•mm截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAH×Lc=-37×58=-2146N•mm截面D在水平面上的弯矩：MDH=0N•mme.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面上弯矩：MAV=0N•mm截面B在垂直面上弯矩：MBV=0N•mm截面C在垂直面上弯矩：MCV=RAV×Lc=1509×58=87522N•mm截面D在垂直面上弯矩：MDV=0N•mmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩：MA=0N•mm截面B处合成弯矩：MB=115588N•mm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=5102352+875222=517687N•mm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=-21462+875222=87548N•mm截面D处合成弯矩：MD=0N•mmg.转矩和扭矩图T1=52787.62N•mmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=0N•mm截面B处当量弯矩：MVB=MB2+αT2=1155882+0.6×52787.622=119849N•mm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+αT2=5176872+0.6×52787.622=518655N•mm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右87548N•mm截面D处当量弯矩：MVD=MD2+αT2=02+0.6×52787.622=31673N•mmf.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为W=π×d332=4207.11mm3抗扭截面系数为WT=π×d316=8414.22mm3最大弯曲应力为σ=MW=123.28MPa剪切应力为τ=TWT=6.34MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σca=σ2+4×α×τ2=51.3MPa查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。8.2中间轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=164.38r/min；功率P=3.9kW；轴所传递的转矩T=226578.66N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。d≥A0×3Pn=115×33.9164.38=33.04mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。确定各段轴直径d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=35mm，选取轴承型号为角接触轴承7207ACd2：过渡轴段，故选取d2=40mm。d3：轴肩段，故选取d3=50mm。d4：过渡轴段，故选取d4=40mm。d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=35mm。各轴段长度的确定L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L1=39mm。L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=83mm。L3：轴肩段，取L3=15mm。L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=53mm。L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L5=41.5mm。轴段12345直径(mm)3540504035长度(mm)3983155341.5（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）Ft2=2×T2d2=2×226578.66228.536=1983N齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2×tanαcosβ=1983×tan20°cos13.7361°=743N齿轮2所受的轴向力Fa2=Ft2×tanβ=1983×tan13.7361°=485N齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）Ft3=2×T2'd3=2×226578.6677.833=5822N齿轮3所受的径向力Fr3=Ft3×tanαcosβ=5822×tan20°cos15.5066°=2198N齿轮3所受的轴向力Fa3=Ft3×tanβ=5822×tan15.5066°=1615Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=72.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=85mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=60mm轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22-Fa3×d32La+Lb+Lc=2198×72.5-743×72.5+85+485×228.5362-1615×77.833272.5+85+60=160N轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=2198-160-743=1295N轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=5822×72.5+1983×72.5+8572.5+85+60=3377N轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=5822×85+60+1983×6072.5+85+60=4428N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=1602+33772=3380.79N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=12952+44282=4613.48Nd.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩MAH=MBH=0截面C右侧在水平面内弯矩MCH右=-RAH×Lc=-160×60=-9600N•mm截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2×d22-RAH×Lc=485×228.5362-160×60=45820N•mm截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBH×La-Fa3×d32=1295×72.5-1615×77.8332=31037N•mm截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBH×La=1295×72.5=93888N•mme.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩MAV=MBV=0N•mm截面C在垂直面内弯矩MCV=RAV×Lc=3377×60=202620N•mm截面D在垂直面内弯矩MDV=RBV×La=4428×72.5=321030N•mmf.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩MA=MB=0N•mm截面C右侧合成弯矩MC右=MCH右2+MCV2=-96002+2026202=202847N•mm截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=458202+2026202=207736N•mm截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=310372+3210302=322527N•mm截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=938882+3210302=334478N•mmf.绘制扭矩图T2=224312.87N•mmg.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩MVA=MVB=0N•mm截面C右侧当量弯矩MVC右=MC右2+αT2=2028472+0.6×224312.872=243435N•mm截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+αT2=2077362+0.6×224312.872=247524N•mm截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+αT2=3225272+0.6×224312.872=349482N•mm截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+αT2=3344782+0.6×224312.872=360540N•mmh.校核轴的强度因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=π×d332=6280mm3抗扭截面系数为WT=π×d316=12560mm3最大弯曲应力为σ=MW=57.41MPa剪切应力为τ=TWT=18.04MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σca=σ2+4×α×τ2=48.9MPa查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。8.3低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=50.73r/min；功率P=3.78kW；轴所传递的转矩T=711590.77N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。d≥A0×3Pn=112×33.7850.73=47.13mm由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.07×47.13=50.43mm查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=55（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析。低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=20×12mm(GB/T1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为60mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长