机械设计课程设计卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器02).docx

机械设计课程设计说明书

设计题目：卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器
目录
一、设计任务⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1
1、设计题目⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1
2、运动简图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1
3、工作条件⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1
4、原始数据⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1
二、拟定传动方案⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
三、电动机的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
1、选择电动机的类型⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 2
2、选择电动机功率⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 2
3、选择电动机转速⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 3
四、总传动比及传动比分配⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 3
1、计算总传动比⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 3
2、各级传动比分配⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 3
五、传动系统的运动和动力参数计算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4
1、各轴转速⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 4
2、各轴输入功率⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 4
3、各轴转矩⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 5
4、数据总汇⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 5
六、传动零件的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 5
1、高速级齿轮传动设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 5
1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 5
1.2按齿面接触强度设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6
1.3按齿根弯曲疲劳强度计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯8
2、低速级齿轮传动设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 9
2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10
2.2按齿面接触强度设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10
2.3按齿根弯曲疲劳强度计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12
七、轴的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14
1、中间轴结构尺寸设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14
1.1选择轴的材料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14
1.2轴的初步估算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14
1.3轴的结构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14
2、高速（输入）轴结构尺寸设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 17
2.1选择轴的材料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯17
2.2轴的初步估算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯17
2.3轴的结构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯17
3、低速轴（输出轴）设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 19
3.1选择轴的材料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯19
3.2轴的初步估算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯19
3.3轴的结构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯20
八、滚动轴承的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 21
1、高速轴滚动轴承的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 21
2、中间轴滚动轴承的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯22
3、低速轴滚动轴承的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 23
九、平键连接的选用与计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯23
1、高速轴与联轴器的键联接选用及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯23
2、中间轴与齿轮2的键联接选用及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯24
3、低速轴与齿轮3的键联接选用及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯24
4、低速轴与联轴器的键联接选用及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯24
十、联轴器的选择计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 25
1、高速轴输入端联轴器的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 25
2、低速轴输出端联轴器的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 25
十一、减速器箱体及其附件设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 26
1、箱体设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯26
2、箱体主要附件作用及形式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 28
2.1通气器⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 28
2.2窥视孔和视孔盖⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 28
2.3油标尺油塞⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 29
2.4油塞⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 29
2.5定位销⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 29
2.6启盖螺钉⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 30
2.7起吊装置⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 30
十二、附图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯31
十三、参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯34

设计内容
设计计算及说明
设计结果
一、设计任务
1、设计题目

2、运动简图

3、工作条件

4、原始数据

卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器

单向运转，轻微振动，连续工作，两班制，使

用期限5年，卷筒转速容许误差为±5％。

卷筒圆周力：Fw=4200N

卷筒直径: D=420mm

卷筒转速：n=36r/min

设计内容
设计计算及说明
设计结果
二、拟定传动方案

三、电动机的选择
1、选择电动机的类型

2、选择电动机功率

机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。根据已知条件，该设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器。

电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，根据卷扬机要求选择应用较广的Y系列自冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。

卷筒所需功率Pw=FwVw/1000 KW
已知 Fw=4200N ,
Vw=nπD60=36×3.14×420×10-360=0.792m/s
Pw=4200×0.7536/1000=3.326 KW

电动机至卷筒之间的总效率：
η=η12∙η22∙η33.5∙ηw
其中η1、η2、η3、ηw分别为联轴器、齿轮、轴承、卷筒的效率。此设计中一共有两个联轴器，两对啮合齿轮，3.5对轴承，一个卷筒。

查《机械设计计算手册》得：
弹性联轴器η1=0.99～0.995， 取0.99
8级精度齿轮传动η2=0.97， 取0.97
一对滚动轴承的效率η3=0.99， 取0.99
卷筒效率ηw=0.96， 取0.96
η=0.992∙0.972∙0.993.5∙0.96=0.855

展开式二级圆柱齿轮减速器。

Y系列自冷式笼型三相异步电动机

Vw=0.792m/s

Pw=3.326 KW

η1=0.99
η2=0.97
η3=0.99
ηw=0.96
η=0.855
设计内容
设计计算及说明
设计结果

3、选择电动机转速

四、总传动比及传动比分配
1、计算总传动比

2、各级传动比分配

实际需要的电动机输出功率为：Pd=Pw/η
Pd=3.326/0.855=3.89 KW

查手册选电动机定额定功率：Pe=4 KW

查表得两级减速器机构的推荐传动比i为8～50。
电动机转速可选范围：
n0=i×n=(8～50) ×36=288～1800 r/min
电动机同步转速符合要求的有：
750r/min，1000r/min,1500r/min

电动机型号

额定功率
同步转速
满载转速
最大转矩
总传动比
Y160M1-8
4
750
720
2.0
20
Y132M1-6
4
1000
960
2.2
26.67
Y112M-4
4
1500
1440
2.3
40

从电机价格和减速器造价两方面考虑，选同步转速1000r/min的电动机。即：
选用Y132M1-6三相异步电动机

由《机械设计课程设计指导》查得Y132M1-6型电动机满载转速：
n0=960r/min
总传动比i=n0/n=960/36=26.67

对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮邓浸油高度要求，即按各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取i1=（1.3～1.5）i2。（式中i1、i2分别为减速器高速级和低速级的传动比）

Pd=3.89 KW

Pe=4 KW

Y132M1-6三相异步电动机

i=26.67

i1=（1.3～1.5）i2

设计内容
设计计算及说明
设计结果

五、传动系统的运动和动力参数计算
1、各轴转速

2、各轴输入功率

由于总传动比i=26.67
所以 i1*i2=26.67

得出i1=6.12 i2=4.36

电机轴取满载转速

电机轴0轴：n0=960r/min
高速轴Ⅰ轴：nⅠ= n0=960r/min
中间轴Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i1=960/6.12=156.86r/min
低速轴Ⅲ轴：nⅢ=nⅡ/i2=157.12/4.36=36r/min
卷筒轴Ⅳ轴：nⅣ=nⅢ=36r/min

已知：η1=0.99
η2=0.97
η3=0.99
ηw=0.96

电机轴输入功率取额定功率
Pe=4 KW
0轴：P0=3.89 KW
Ⅰ轴：PⅠ=P0∙η3=3.89×0.99=3.85KW
Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ∙η2∙η3=3.85×0.97×0.99=3.70KW
Ⅲ轴：PⅢ=PⅡ∙η2∙η3=3.70×0.97×0.99
=3.55KW
Ⅳ轴：PⅣ=PⅢ∙η1=3.55×0.99=3.48KW

i1=6.12

i2=4.36

n0=960r/min
nⅠ= 960r/min
nⅡ=156.86r/min
nⅢ=36r/min
nⅣ=36r/min

Pe=4 KW
P0=3.89KW
PⅠ=3.85KW
PⅡ=3.70KW
PⅢ=3.55KW
PⅣ=3.48KW

设计内容
设计计算及说明
设计结果
3、各轴转矩

4、数据总汇

六、传动零件的设计计算
1、高速级齿轮传动设计
1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

0轴：T0=9550×P0/n0=9550×3.89/960=38.7N∙m
Ⅰ轴：TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×3.85/960
=38.3 N∙m
Ⅱ轴：TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×3.70/157
=225.26 N∙m
Ⅲ轴：TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=9550×3.55/36
=942.26 N∙m
Ⅳ轴：TⅣ=9550×PⅣ/nⅣ=9550×3.48/36
=923.68 N∙m

参数
轴号
电动机轴
轴I
轴II
轴III
卷筒轴
转速r/min
960

960
157
36
36
功率KW
3.89
3.85
3.70
3.55
3.48
转矩N.m
38.7
38.3
225.26
942.26
923.68
传动比
1
6.12
4.36
1
效率
0.99
0.96
0.96
0.98

根据已知条件，选择直齿圆柱齿轮;

卷扬机为一般工作机，转速不高，选用8级精度（GB10095-88）;

T0=38.7 N∙m
TⅠ=38.3 N∙m
TⅡ=225.26 N∙m
TⅢ=942.26 N∙m
TⅣ=923.68 N∙m

直齿圆柱齿轮

8级精度
设计内容
设计计算及说明
设计结果

1.2按齿面接触强度设计
1.2.1查设计手册确定计算公式中各个数值：

查《机械设计计算手册》，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮选择45钢（调质），硬度为240HBS。两者硬度差为40HBS

为使齿轮磨损均匀，小齿轮选择齿数Z1=24，
则大齿轮齿数为Z2=Z1×i1=24×6.12=146.88
取Z2=147

查机械设计教材取齿宽系数∅d=1，取标准压力角α=20°

此为外啮合闭式软齿面齿轮传动，以保证齿面接触强度为主。

由公式d1t≥2.323KT1∅∅d×u+1uZEσH2 计算
② 试选载荷系数Kt=1.3
②小齿轮传递转矩T1=TⅠ=38300N∙mm
③材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12
④节点区域系数ZH=2.5
⑤由机械设计教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
⑥计算应力循环次数：
N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×365×5)
=1.682×109
N2=1.682×109/6.12=2.748×108
⑦从机械设计教材查图取接触疲劳寿命细数
KHN1=0.90；KHN2=0.95
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效率1%，安全系数S=1，得
σH1=KHN1σHlim1S=0.9×600=540MPa
σH2=KHN2σHlim2S=0.95×550=522.5MPa

小齿轮40Cr

大齿轮45钢

Z1=24

Z2=147

σH1=540MPa
σH2=522.5MPa

设计内容
设计计算及说明
设计结果
1.2.2试算小齿轮分度圆直径

1.2.3计算圆周速度

1.2.4计算齿宽
1.2.5计算齿宽与齿高比

1.2.6计算载荷系数

1.2.7按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径

σH中取较小值 d1t≥2.323KT1∅∅d×u+1uZEσH2
=2.32 31.3×383001×6.12+16.12×189.8522.52
=45.526mm

v=πd1tnⅠ60×1000=π×45.526×96060×1000=2.29m/s

bt=∅d∙d1t=1×45.526=45.526mm

模数 mt=d1t/Z1=45.526/24=1.897mm
齿高 h=2.25mt=2.25×1.897=4.268mm
bt/h=45.526/4.268=10.67

根据v=2.0m/s，8级精度，查得动载系数KV=1.15
直齿轮，查表10-2 得 KHα=KFα=1；
取使用系数KA=1.25
由表10-4用插值法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 KHβ=1.452
由b/h=10.67，KHβ=1.452查图10-13得KFβ=1.38
故载荷系数：K=KAKVKHαKHβ
=1.25×1.15×1×1.452=2.087

d1=d1t3K/Kt=45.526×32.087/1.3=53.307mm

d1t≥45.526mm

v=2.29m/s

bt=45.526mm

mt=1.897mm
h=4.268mm
bt/h=10.67

K=2.087

d1=53.307mm

设计内容
设计计算及说明
设计结果
1.2.8计算模数m

1.3按齿根弯曲疲劳强度计算
1.3.1确定公式各值

m=d1/z1=53.307/24=2.21mm

由10-5得m≥32KT1∅dZ12×YFaYSaσF
由10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa

大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380Mpa
由10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87
KFN2=0.90

计算弯曲疲劳许用应力
S =1.4 由10-12 得
σF1 =KFN1×σFE1S=0.87×5001.4=310.71 Mpa
σF2 =KFN2×σFE2S=0.90×3801.4=244.39 Mpa
载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.15×1×1.40=2.013
齿形系数
由表10-5得 YFa1=2.65 YFa2=2.419
应力校正系数
由表10-5得YSa1=1.58 YSa2=1.812
计算大小齿轮的YFaYSaσF，并加以比较
YFa1YSa1σF1=2.65×1.58310.71=0.01348
YFa2YSa2σF2=2.419×1.821244.29=0.01602
很明显大齿轮的数值大

m=2.21mm

KFN1=0.87
KFN2=0.90

σF1=310.71 Mpa
σF2=244.39 Mpa

K=2.013
设计内容
设计计算及说明
设计结果
1.3.2设计计算

1.3.3几何尺寸计算

2、低速级齿轮传动设计

m≥32×2.013×38.3×10001×242×0.01602=1.62mm
由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得模数1.62就近圆标准值m=2mm。
Z1=d1m=53.3072.00≈27
Z2=6.12×27≈165
这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度。

计算分度圆直径
d1=m×Z1=2×27=54mm
d2=m×Z2=2×165=330mm
计算齿顶圆、齿根圆直径
ha1=1×m=1×2=2mm

hf1=1+0.25×m=1.25×2=2.5mm

da1=d1+2ha1=54+2×2=58mm

df1=d1-2hf1=54-2×2.5=49mm

计算中心距
a=d1+ d22=54+3302=192mm
计算齿轮宽度
b = ∅d×d1=1×54=54mm

取B2=55mm B1=60mm

m≥1.62mm

Z1=27
Z2=165

d1=54mm
d2=330mm

ha1=2mm

hf1=2.5mm

da1=58mm

df1=49mm

a=192mm

b =54mm

B1=60mm
B2=55mm
设计内容
设计计算及说明
设计结果
2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

2.2按齿面接触强度设计
2.2.1查设计手册确定计算公式中各个数值

根据已知条件，选择直齿圆柱齿轮;

卷扬机为一般工作机，转速不高，选用8级精度（GB10095-88）;

查《机械设计计算手册》，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮选择45钢（调质），硬度为240HBS。两者硬度差为40HBS

为使齿轮磨损均匀，小齿轮选择齿数Z3=24，
则大齿轮齿数为Z4=Z1×i21=24×4.36=104.64
取Z2=105

本传动为软齿面的闭式齿轮传动，故接触疲劳强度设计

由公式d1≥2.323KT1∅∅d×u+1uZEσH2计算
② 试选载荷系数Kt=1.3
②小齿轮传递转矩T2=TⅡ=225.26N∙m
③材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12
查机械设计教材取齿宽系数∅d=1，取标准压力角α=20°
⑤由机械设计教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim4=550MPa。
⑥计算应力循环次数

小齿轮40Cr
大齿轮选择45钢

Z3=24
Z2=105

设计内容
设计计算及说明
设计结果

2.2.2试算小齿轮分度圆直径

2.2.3计算圆周速度

2.2.4计算齿宽

2.2.5计算齿宽与齿高比

2.2.6计算载荷系数

N3=60n1jLh=60×157×1×(2×8×365×5)
=2.85×108
N4=2.85×108/4.36=6.54×107
⑦从机械设计教材查图取接触疲劳寿命细数
KHN3=0.95；KHN4=0.99
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效率1%，安全系数S=1，得
σH3=KHN3σHlim3S=0.95×600=570MPa
σH4=KHN4σHlim4S=0.99×550=544.5MPa

d3t≥2.323KT2∅∅d×u+1uZEσH2
=2.32 31.3×2252601×4.36+14.36×189.8544.52
=82.159mm

v=πd3tn260×1000=π×82.159×15760×1000=0.675m/s

bt=∅d∙d3t=1×82.159=82.159mm

模数 mt=d3t/Z3=82.159/24=3.42mm
齿高 h=2.25mt=2.25×3.42=4.268mm
b/h=45.526/4.268=10.70

根据v=0.675m/s，8级精度，查得动载系数KV=1.10
直齿轮，查表10-2 得 KHα=KFα=1；
取使用系数KA=1.25

N3=2.85×108

σH3=570MPa
σH4=544.5MPa

d3t≥82.159mm

v=0.675m/s

bt=82.159mm

mt=3.42mm
h=4.268mm
b/h=10.70
设计内容
设计计算及说明
设计结果

2.2.7按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径

2.2.8计算模数m

2.3按齿根弯曲疲劳强度计算

2.3.1确定公式各值

由表10-4用插值法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 KHβ=1.463
由b/h=10.67，KHβ=1.463查图10-13得KFβ=1.42
故载荷系数：K=KAKVKHαKHβ
=1.25×1.10×1×1.463=2.01

d3=d3t3K/Kt=82.159×32.01/1.3=95.0mm

m=d3/z3=95.0/24=3.96mm

m≥32KT2∅dZ32×YFaYSaσF

由10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE3=500Mpa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE4=380Mpa
由10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.90
KFN4=0.92

计算弯曲疲劳许用应力
S =1.4 由10-12 得
σF3 =KFN3×σFE3S=0.90×5001.4=321.43 Mpa
σF4 =KFN4×σFE4S=0.92×3801.4=249.71 Mpa
载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.10×1×1.40=1.953

K=2.01

d3=95.0mm

m=3.96mm

σF3=321.43 Mpa
σF4 =249.71 Mpa

K=1.953

设计内容
设计计算及说明
设计结果

2.3.2设计计算

2.3.3几何尺寸计算

齿形系数
由表10-5得 YFa3=2.65 YFa4=2.182
应力校正系数
由表10-5得YSa3=1.58 YSa4=1.789
计算大小齿轮的YFaYSaσF，并加以比较
YFa3YSa3σF3=2.65×1.58321.43=0.01303
YFa4YSa4σF4=2.182×1.789249.71=0.01563
很明显大齿轮的数值大

m≥32×1.953×225.26×10001×242×0.01563=2.89mm
由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得模数3就近圆整为近似值m=2mm。
Z3=d3m=95.03.0≈32
Z4=4.36×32≈139
这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度。

计算分度圆直径
d3=m×Z3=3×32=96mm
d4=m×Z4=3×139=417mm
计算齿顶圆、齿根圆直径
ha3=1×m=1×3=3 mm
hf3=（1+0.25）×m=1.25×3=3.75 mm
da3=d3+2ha3=96+2×3=102 mm
df3=d1-2hf3=96-2×3.75=88.5 mm

计算中心距
a=d3+ d42=96+4172=256.5mm

m≥2.89mm

Z3=32

Z4=139

d3=96mm
d4=417mm
ha3=3 mm
hf33.75mm

da3=102 mm
df3=88.5 mm

a=256.5mm
设计内容
设计计算及说明
设计结果

七、轴的设计计算
1、中间轴结构尺寸设计

1.1选择轴的材料

1.2轴的初步估算

1.3轴的结构设计

1.3.1各轴段直径的确定
计算齿轮宽度
b = ∅d×d3=1×96=96mm
取B3=105mm B4=100mm

在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不宜过大，故先进行中间轴的设计，以确定跨距。

因为中间轴为齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为40Cr，调质，由参考文献[2]表15-1查出σB=735MPa，[σ-1]=70MPa。由参考文献[2]表15-3查得A0=105

d≥A03PⅡnⅡ=10533.70157mm=30.3mm
考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴颈处直径
取 d1=dmin=40mm。

根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下：

初选滚动轴承，代号为6208，轴颈直径d1=d5=dmin=40mm
齿轮2处轴头直径d4=45mm
齿轮2定位轴肩高度
h=(0.07~0.1)d4=0.1×45=4.5mm,该处直径d4‘=54mm
齿轮3的直径：d3=96mm
da3=102mm df3=88.5mm
由参考文献[1]附表5-2查出轴承安装尺寸d2=47mm

b=96mm
B3=105mm
B4=100mm

d≥30.3mm

d1=d5=dmin=40mm
d4=45mm

h=4.5mm
d4‘=54mm

d3=96mm
d2=47mm
设计内容
设计计算及说明
设计结果
1.3.2各轴段轴向长度的确定

1.3.3校核轴的强度

由参考文献[1]附表5-2查得轴承的宽度B2=18mm，
Δ=2mm
l1=18mm+Δ=20mm
齿轮3宽度l3=B3=105mm
轮毂宽59mm，为定位可靠，l5应小于轮毂宽2~3mm，取l5=57 mm
l2=Δ2+Δ3=10+10=20mm
l3=Δ4－b3－b42=（10~15）－105-1002=7.5~12.5，取l3=10mm
l6=B2 +外伸2mm+Δ2+Δ3+伸向齿轮2mm－54－502=40mm

II轴的转矩 TⅡ=225.26N.m
齿轮2：Ft2=2TⅡd2=2×225.26×103330=1386N
Fr2=Ft2tanα=1386×tan20°=505N

齿轮3：Ft3=2TⅡd3=2×225.26×10396=4765N
Fr3=Ft3tanα=4765×tan20°=1734N

AB轴承垂直面支撑反力：
FAV=Fr359＋92-Fr2×5982+92+59=173459+92-505×5982+92+59=996N

B2=18mm

Δ=2mm
l1=20mm
l3=B3=105mm

l5=57 mm

l2=20mm

l3=10mm

l6=40mm

Ft2=1386N
Fr2=505N

Ft3=4765N
Fr3=1734N

FBV=996N
设计内容
设计计算及说明
设计结果

FBV=Fr2+Fr3+FAV=223N
AB轴承水平面支撑反力：
FBH=Ft392＋82＋Ft2×82233=5165×92＋82＋1561×82233=2712N
FAH=4765+1386-2712=3439N

垂直面弯矩
MCV=FAV×82=992×82=81.67N∙m
MDV=FBV×59=233×59=13.75N∙m

水平面弯矩
MCH=FAH×82=3439×82=282N∙m
MDH=FBH×74=2712×59=160N∙m

合成弯矩
C截面合成弯矩：MC=MCV2＋MCH2=81.672＋2822=293.60N∙m
D截面合成弯矩：MD=MDV2＋MDH2=13.752＋1602=160.59N∙m

计算危险截面的当量弯矩
TII=225.26N.m
取折合系数α=0.6，则当量弯矩为
Me=MD2＋（αTII）2
=293.62＋（0.6×225.26）2=324.0N.m

危险截面处的直径
d≥3Me0.1[σ-1]=3324.10.1×70mm=35.98mm<df3=88.5mm

所以原设计强度足够

中间轴受力、弯矩及转矩见附图1

FAV=223N

FBH=2712N
FAH=3439N

MCV=81.67N∙m

MDV=13.75N∙m

MCH=282N∙m

MDH=160N∙m

MC=293.60N∙m

MD=160.59N∙m

Me=324.0N.m

d≥35.98mm

原设计强度足够
设计内容
设计计算及说明
设计结果
2、高速（输入）轴结构尺寸设计
2.1选择轴的材料

2.2轴的初步估算

2.3轴的结构设计

2.3.1各轴段直径的确定

2.3.2各轴段轴向长度的确定

因为输入轴为齿轮轴，应与齿轮1的材料一致，故材料为40Cr，调质，由参考文献[2]表15-1查出σB=735MPa，[σ-1]=70MPa。由参考文献[2]表15-3查得A0=105

d≥A03P1n1=10533.89960mm=16.69mm
考虑与电动机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取d1=32mm

由于轴身直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径d2=34mm

初选滚动轴承6207，查参考文献[1]附表5-2得轴颈直径d3=d7=35mm
由参考文献