二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书

机械设计课程设计说明书设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器汽车学院院（系）车辆工程专业班级学号设计人指导教师虞红根完成日期2013年7 月23 日总体布置：设计任务（三）设计内容：1. 电动机的选择与运动参数设计计算；2. 斜齿轮传动设计计算；3. 轴的设计；4. 装配草图的绘制5. 键和联轴器的选择与校核；6. 滚动轴承的选择；7. 装配图、零件图的绘制；二、传动方案的拟订及说明三、齿轮设计计算五．轴的结构设计计算（一）高速轴的结构设计1、求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1mmN1029.39Tmin/r960nkW95.3P3111⋅⨯===2、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为m m95.30d1=则N93.2538N95.301029.392d2TF311t=⨯⨯==N28.953N''48'12cos14tan2093.2538costanFF ntr=︒︒⨯==βαN08.643N''48'12tan1493.2538tanFFta=︒⨯==β圆周力tF，径向力rF及轴向力aF的方向如图所示。

3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr调质处理。

根据资料1表15-3，取112A=，于是得mm95.1796095.3112nPAd3311min===轴上有一个键槽，轴径应增加5％所以mm85.18%595.1795.17dmin=⨯+=,圆整取mm20dmin=.输入轴的最小直径显然是安装联轴器直径d VII-VIII。

为了使所选的轴直径d VII-VIII与联轴器孔径相适应，故同时确定联轴器型号。

联轴器的计算转矩1TKTAca=，查表14-1，取5.1=AKmNTca⋅=⨯=935.5829.395.1。

按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5272-85，选用选取ML3型的梅花形弹性联轴器，其公称转矩为mN⋅90。

半联轴器的孔径mmd221=，半联轴器长度mmL52=，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL381=。

根据要求，进行结构设计，如图。

Ⅰ−Ⅱ段用滚动轴承7305AC，B=17mm，再加上封油盘的长度，取mmL26=I I-I，dⅠ−Ⅱ=25mm。

Ⅱ-ⅢI I I-I IL为轴到齿轮轴的过渡段，且起轴肩的作用，齿轮轴的mmdf825.271=，故取=I I I-I IL mm9，=I I I-I Id mm27。

Ⅲ-Ⅳ段为齿轮轴，d f1=27.825mm，d a1=33.45mm，LⅢ−Ⅳ=30mmⅣ-Ⅴ根据整体设计要求，由三根轴的两对齿轮配合，取L=69mm ，考虑到右端轴承处的mm d 25V V =I -，取mm d 26V IV =-。

Ⅴ-Ⅵ段用滚动轴承7305AC ，B=17mm ，再加上封油盘的长度，取mm L 27Ⅵ-Ⅴ=，d Ⅴ−Ⅵ=25mm 。

Ⅵ-Ⅶ段为了轴承端盖的装拆方便的要求，故取mm L VII 35VI =-，又因为VI-VII 段还起轴肩的作用，故取d Ⅵ−Ⅶ=24mm 。

VII-VIII 段为最细段，和联轴器配合，所以取,36VIII V mm L =-I I mm d 22VIII V =-I I 。

图中未标圆角处取mm d 1=。

这样，即初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）键的选择根据《机械设计课程设计》表14-1查得Ⅶ-Ⅷ处的键的代号为键6×25GB1096-79（6×6×25）。

（二） 中间轴的设计1．已知该轴的功率2P ，转速2n ，转矩2T2P =3.79KW ， 2n =179.44r/min , 2T =201.71310⨯N ·mm ，轴上零件装配方案和尺寸如图根据要求，进行结构设计，如图。

Ⅰ-Ⅱ轴最细处为I-II段，装滚动轴承，选取mmd35=I I-I，轴承型号7307C GB292-83。

轴承mmB21=。

加上封油盘的长度，并使齿轮定位准确，取LⅠ−Ⅱ= 44.5mmⅡ-Ⅲ为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mmLIIIII24=-，mmd40=I I I-I I。

Ⅲ-Ⅳ齿轮右端采用轴环定位，故取dⅢ−Ⅳ=45mm，LⅢ−Ⅳ=12.5mm。

Ⅳ-Ⅴ为使小齿轮定位准确，取LⅣ−Ⅴ=49mm，dⅣ−Ⅴ=40mm Ⅴ-Ⅵ右端装轴承处V-VI段同I-II段结构相似，取mmd35VV=I-。

初步估计齿轮到箱体内壁距离和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取mmL42VV=I-。

这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。

（三）低速轴的设计1．已知该轴的功率3P，转速3n，转矩3T3P=3.64KW，3n=43.66 r/min ,3T=796.20×103N•mm ，2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为mm d 44.2121=N dT F t 76.749544.2121020.796223=⨯⨯==F r =F ttanαncosβ=2813.49N N F F t a 52.1888tan ==β3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。

根据表15-3，取112C =，于是得mm n P C d 93.4865.4364.311233min==≥。

安装三个键槽增大直径7％，得mm d 35.52min =输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d I −II 。

为了使所选的轴直径d I −II 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩T ca =K A T ，查 [1] 表14-1，考虑到转矩变化小，故取K A =1.3，则T ca =K A T =1.3×796.20=1035.06 N ∙m按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，采用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N ∙m ，半联轴器孔径d 1=55mm ，故d I−II =55mm ，半联轴器长度L=112mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=84mm 。

查《机械设计课程设计》表15-6，选择轴承代号为7212C 的角接触球轴承，尺寸外形为2211060⨯⨯=⨯⨯B D d4．轴的结构设计安装大齿轮的键型号为 键C20⨯36GB1096-97安装联轴器处的键为 键16⨯70GB1096-97 轴上零件装配方案和尺寸如图如图。

由联轴器选择所知，轴最细处为I-II 段，装半联轴器，选取mm d 55=I I -I ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II 段的长度应比1L 略短一些，现取mm L 82=I I -I 。

为了轴承端盖的装拆方便，故取mm L 40=I I I -I I ，又因为II-III 段还起轴肩的作用，故取mm d 58=I I I -I I 。

初步选定滚动轴承，选取7212C ，故mm d d VIII 60V V ==-I I I -I I I ，又因为轴承mm B 22=，加上封油盘的长度，故取mm L 33V =I -I I I 。

IV-V 段起左端轴承的轴肩作用，取mm d 72V V =-I 。

因为要和低速级小齿轮相精确啮合，由中速轴的结构设计可确定mm L 5.41V V =-I ，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度d h 07.0>，故取mm h 5=，则轴环处的直径mm d 77V V =I -，轴环宽度h b 4.1≥，取mm L 10V V =I -。

VI-VII 段为低速组齿轮，由之前齿轮设计所得，齿宽为mm B 45=，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mm L 44V V =I I -I ，d VI−VII =70mm 。

初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取mm L 5.45V V =I I I -I I 。

d VII−VIII =60mm图中未标圆角处取mm r 2=。

这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。

五.轴、轴承、键的校核（一）各轴上的载荷 1.高速轴的校核1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图:N d T F t 93.25382111==N F F nt r 28.953cos tan ==βαN F F t a 08.643tan ==β水平面上受力分析 L= 134.8mmMPaWT M ca 19.36)(232≈+=ασ轴的材料为40cr ，调质处理。

由<机械设计>表15-1查得70MPa ][1-=σ。

因此][1-ca σσ<，故安全。

3）精确校核轴的疲劳强度① 确定危险截面由图可知Ⅳ截面弯矩较大，仅次于III ，且Ⅳ截面受扭，III 截面不受扭，故确定Ⅳ截面为危险截面。

② Ⅳ截面左侧3371.29641.0mm d W ==MPaW T MPaW Mmm N M mm d W T T b T 63.626.2109.6304320.743149.98159.9842.59292.033====•=⨯-===τσ 轴的材料为40Cr 调质由《机械设计》（下同）表15-1查得：MPaMPa MPa B 20035573511===--τσσ 圆角r=1，r d =0.038，Dd =1.19。

有轴肩形成的理论应力集中系数N d T F t 28.78242111==N F F nt r 80.2936cos tan 1==βαN F F t a 29.1971tan 1==βN d T F t 23.24442222==N F F nt r 72.917cos tan 2==βαN F F t a 09.619tan 2==βL=138.8轴的材料为40cr，调质处理。

由<机械设计>表15-1查得70MPa][1-=σ。

因此][1-caσσ<，故安全。

3）精确校核轴的疲劳强度①确定危险截面由图可知III截面弯矩较大，且III面受扭，II截面不受扭，故确定III截面为危险截面。

②III截面左侧3364001.0mmdW==MPaWTMPawMmmdWTTbT76.1500.46128002.033======τσ轴的材料为40Cr调质由《机械设计》（下同）表15-1查得：MPaMPaMPaB20035573511===--τσσ初选H7/r6配合，由附表3-8得：中间轴强度足够5.114.422=>>=+=S S S S S S CA τστσ因此该截面的强度是足够的。

2.低速轴的校核1），低速轴的弯扭组合强度的校核分析低速轴所受的力及弯扭矩 受力如图:N d T F t 76.74952111==N F F ntr 49.2813cos tan 1==βα N F F t a 52.1888tan 1==β33343001.0mmdW==轴的计算应力为MPaWTMca70.16)(232≈+=ασ轴的材料为40Cr，调质处理。