③選擇初選螺旋角β=20°，取小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×5.855=140.52取Z2=141。2、按齒面接觸強度設計按式（10-21）試算，即Td=88.3N·mTⅠ=87.4N·mTⅡ=491.4N·mTⅢ=481.62N·mTIV=855.7N·mβ=20°Z1=24Z2=141。計算與說明主要結果d2t≥（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)kt=1.6。小齒輪傳遞的轉矩T1=(95.5×105P1)/n1=N?mm查閱《減速器和變速器設計與選用手冊》圖10-30查得，選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.435。查閱《減速器和變速器設計與選用手冊》圖10-26查得，=0.705,=0.805,則：=+=1.51查閱《減速器和變速器設計與選用手冊》P201表10-6可得，材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8齒輪材料為鍛鋼查閱《減速器和變速器設計與選用手冊》表10-7可得，選取持寬系數(shù)=1查閱《減速器和變速器設計與選用手冊》10-13可得，計算應力循環(huán)次數(shù)N=60njLhj為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；n為齒輪轉速；Lh為齒輪的工作壽命。N2=3.36×109/5.855=5.73×108查《減速器和變速器設計與選用手冊》可得，接觸疲勞壽命系數(shù)kHN1=0.9，kHN2=0.95查《減速器和變速器設計與選用手冊》可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1％，安全系數(shù)s=1《機械零件設計手冊》N1=3.36×109N2=5.73×108計算與說明主要結果==0.9×600＝540MPa==0.95×550＝522.5MPa[H]=(540+522.5)/2=531.25Mpa（2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式d1t≥得d1t計算圓周速度v===4.4m/s計算齒寬b及模數(shù)mnt.b=φdd1t=1×62.49=62.49mmmnt===2.45mmh=2.25mnt=2.25×2.45=5.51mm=62.49/5.51=11.34計算縱向重合度=0.318×1×24×=2.78計算載荷系數(shù)k查閱資料可得使用系數(shù)kA=1，根據(jù)v=4.29m/s，7級精度，查《減速器和變速器設計與選用手冊》可得動載荷系數(shù)kv=1.11，查《減速器和變速器設計與選用手冊》可得，=1.42，查《減速器和變速器設計與選用手冊》可得，d1t≥62.49mmV=4.4m/sb=62.49mmmnt=2.45mm=2.78計算與說明主要結果查《減速器和變速器設計與選用手冊》可得，計算動載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由試（10-10a）得，d1=d1t=62.49=69.59mm計算模數(shù)mnmn==按齒根彎曲強度設計mn≥3、確定計算參數(shù)由《減速器和變速器設計與選用手冊》查的小齒輪的彎曲疲勞強度=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限=380Mpa由《減速器和變速器設計與選用手冊》取彎曲疲勞壽命系數(shù)，KFN1=0.82，KFN2=0.86計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s＝1.3，[σF]1===315.38MPa[σF]2===251.38MPa計算載荷系數(shù)k。5)根據(jù)縱向重合度εβ＝1.704，《減速器和變速器設計與選用手冊》得，螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.875。6)計算當量齒數(shù)。計算與說明主要結果==25.54==150.057)查取齒形系數(shù)。由《減速器和變速器設計與選用手冊》得：YFa1=2.80，YFa2=2.2188)查取應力校正系數(shù)。由《減速器和變速器設計與選用手冊》得：Ysa2=1.55，Ysa2=1.7719)計算大、小齒輪的并加以比較Yfa1Ysa1/[σF]1Yfa2Ysa2/[σF]2比較后得大齒輪的數(shù)值大。4、設計計算mn≥=1.86mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，則取mn＝2mm，已滿足彎曲疲勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=56.19mm來計算應有的齒數(shù)。于是由Z1===26.8mm取z1=27，則z2=i·z1=5.855×27=158。5、幾何尺寸計算中心矩a===196.87mm圓整中心矩a=196mm計算與說明主要結果按圓整中心矩修正螺旋角β=arccos=arccos=19.18°因β值改變不多，故參數(shù)、、zH等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑d1===57mmd2===335mm計算齒輪寬度b==1×57=57mm圓整后取B1=56mm，B2=60mm斜齒輪傳動參數(shù)表名稱符號計算公式高速齒輪數(shù)值低速齒輪數(shù)值螺旋角β19.18法面模數(shù)2端面模數(shù)2.08法面壓力角20端面壓力角20.73法面頂高系數(shù)1法面頂系數(shù)0.25分度圓直徑d57195基圓直徑53.56183齒頂高=22齒跟高=（+）2.52.5齒頂圓直徑61199齒根圓直徑52190標準中心距a=1966.2錐齒輪設計1、選擇材料及確定許用應力小齒輪用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度為56～62HRC,=1500Mpa,=850Mpa;大齒輪用20Cr滲碳淬火，齒面硬度為56～62HRC，=1500Mpa,=850Mpa《機械設計基礎》表11—1。取=1.25，=1，《機械設計基礎》表11—5；取=2.5，=189.8《機械設計基礎》表11—4;[]=[]==476Mpa[]=[]=/=1500Mpa2、按齒面接觸強度設計d≥（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）查《機械設計基礎》，表11-3，試選載荷系數(shù)kt=1.12）u=,對一級直齒錐齒輪傳動，取u≤5，取u=2計算與說明主要結果3）小齒輪傳遞的轉矩T=(9550P)/n=356N?m=3.45×10N?mm4）選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.55）一般取=0.25～0.3，選取=0.256）查《機械設計基礎》表11—-4可得，材料的彈性影響系數(shù)ZE=188.9齒輪材料為鍛鋼所以d≥77mm由Tan=2,得=63.43度=44.44查《機械設計基礎》表11—8，,11—9得代入公式查《機械設計基礎》表4—1，取m=4所以取=23，=46強度的校核圓周力F=接觸強度校核公式如下將數(shù)據(jù)代入公式得彎曲疲勞強度校核公式如下=51.11查《機械設計基礎》表11—8，,11—9得計算與說明主要結果=192.552<[]=476Mpa直齒圓錐齒輪的基本參數(shù)傳動比u=2分度圓錐角=63.43度，=26.57度分度圓直徑=齒頂高齒根高全齒高h=2.2m=8.8mm頂隙c=0.2m=0.8mm齒頂圓直徑齒寬b=10m=40mm軸的設計計算7.1減速器輸入軸（I軸）7.1.1初步確定軸的最小直徑選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度280HBS軸的輸入功率為PI=13.3KW轉速為nI=970r/min（c取115）查《機械設計基礎課程設計》表15-9得連接聯(lián)軸器，有一根鍵，則dm=de×1.05=27.4×1.05=28.8mm初選彈性柱銷聯(lián)軸器TL5(T=125N·m,L=62mm),則最小軸徑dm取30mm7.1.2軸的結構設計由于齒根圓直徑df＜3dm所以高速軸采用齒輪軸設計。1）零件裝備如下圖：計算與說明主要結果2）確定軸各段直徑和長度左起第一段與TL5(T=125N·m,L=82mm)彈性柱銷聯(lián)軸器連接，軸徑d1=30mm軸長L1=60mm;左起第二段，軸向定位彈性柱銷聯(lián)軸器，d2=d1+2×(2-3)=34—36mm因必須符合軸承密封元件的要求，經(jīng)查表，取=34mm。箱體結構未知，L2待定；齒輪采用對稱安裝，則有L4=B1=57mm,d4=da=61mm,圓整，取值d4=61mm;旋轉構件應距離箱體15mm，則齒輪距箱體15mm，距離軸承20mm,L5=4mm。軸承初選7207AC（d×D×B=30×72×17mm），則L3=L6=32mm,d3=35mm,d5=40mm效果如下圖所示：計算與說明主要結果7.1.3校核軸的強度按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算簡圖如圖所示圖中b=c=43.5mma=196mm(初取L2)T=86.31N·m(1)確定作用在軸上的載荷：圓周力Ft=徑向力Fr=軸向力Fa=Fttgβ=4133×tg15.88°=11757.7N確定支點反作用力及彎曲力矩水平面中的計算簡圖如圖6.1a所示。支承反力FRBH=FRCH=0.5Ft=0.5×4133=2067.5N截面Ⅰ-Ⅰ的彎曲力矩MIH=FRBHb=2067.50×41=84767N·mm垂直面中的計算簡圖如圖6.1b所示。支承反力計算與說明主要結果截面Ⅰ-Ⅰ的彎曲力矩M′IH=FRBV·b=1161×43.5=50503N·mmM′′IH=FRCV·c=397×43.5=11273N·mm合成彎矩（圖1c）M′WI=N·mmM′′WI=N·mm軸上的扭矩T=117800N·mm畫出軸的當量彎矩圖，如圖6.1e所示。從圖中可以判斷截面Ⅰ-Ⅰ彎矩值最大，而截面Ⅱ-Ⅱ承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。計算截面Ⅰ-Ⅰ、截面Ⅱ-Ⅱ的直徑已知軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)熱處理）,其σB=750MPa；[σ-1b]=70MPa，[σ0b]=120MPa。則70/120=0.58截面Ⅰ-Ⅰ處的當量彎矩截面Ⅱ-Ⅱ處的當量彎矩N·mm故軸截面Ⅰ-Ⅰ處的直徑mm滿足設計要求；軸截面Ⅱ-Ⅱ處的直徑計算與說明主要結果dⅡ=mm有一個鍵槽，則增大5%得22.365mm，也滿足設計要求。圖6.17.2減速器輸出軸（Ⅱ軸）7.2.1初步確定軸的最小直徑選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度217--255HBS軸的輸入功率為PI=12.77KW轉速為nI=284r/min（c取115）擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示：計算與說明主要結果7.2.2確定軸各段直徑和長度①右起第一段，從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ42mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×TⅡ=1.3×284=369.2N·m，查標準GB/T4323—2002，選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=110mm；②右起第二段，考慮密封要求，d2取45mm，L2待定；③右起第三段，初選7210AC(d×D×B=50×90×20),d3=50mm,L3=43.5mm④右起第四段，安裝齒輪，d4=55mm,L4=B2-2=50-2=48mm⑤右起第五段，定位齒輪的軸肩，d5=60mm,L5=7.5mm⑥右起第六段，d6=d3=50,L6=347.2.3按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算根據(jù)上例高速軸的分析，低速軸的受力情況跟高速軸的一樣，只是里的大小有所變化，所以還是用高速軸的模型進行設計計算。受力簡圖還是一樣，如下圖所示：上圖中b=c=41.2mma=120mm(初取L2)T=425N·m(1)確定作用在軸上的載荷：大齒輪分度圓直徑d2=210mm圓周力Ft=計算與說明主要結果徑向力Fr=軸向力Fa=Fttgβ=3969×tg15.88°=1129N確定支點反作用力及彎曲力矩水平面中的計算簡圖如圖6.2a所示。支承反力FRBH=FRCH=0.5Ft=0.5×3969=1989.5N截面Ⅰ-Ⅰ（安裝大齒輪）的彎曲力矩MIH=FRBHb=1989.5×41=81569N·mm垂直面中的計算簡圖如圖6.2b所示。支承反力：FRBV=FRCV=截面Ⅰ-Ⅰ的彎曲力矩M′IH=FRBV·b=2086×41.2=85943N·mmM′′IH=FRCV·c=-584×41.2=-24060N·mm合成彎矩（圖1c）M′WI=N·mmM′′WI=N·mm軸上的扭矩：T=387000N·mm畫出軸的當量彎矩圖，如圖6.2e所示。從圖中可以判斷截面Ⅰ-Ⅰ彎矩值最大，而截面Ⅱ-Ⅱ(安裝聯(lián)軸器)承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。計算截面Ⅰ-Ⅰ、截面Ⅱ-Ⅱ的直徑已知軸的材料為45（調(diào)質(zhì)熱處理）,其σB=650MPa；[σ-1b]=60MPa，計算與說明主要結果[σ0b]=102.5MPa。則60/102.5=0.6截面Ⅰ-Ⅰ處的當量彎矩N·mm截面Ⅱ-Ⅱ處的當量彎矩N·mm故軸截面Ⅰ-Ⅰ處的直徑dⅠ=mm有一個鍵槽，則增大5%得35.51mm＜55mm滿足設計要求；軸截面Ⅱ-Ⅱ處的直徑dⅡ=mm有一個鍵槽，則增大5%得35.52mm，也滿足設計要求。八、滾動軸承的選擇及校核計算考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列向心球軸承，主動軸承根據(jù)軸勁值查《機械設計課程設計》選擇62072個（GB/t276—1994）從動軸承62102個（GB/T276-1994）壽命計劃：兩軸承承受純徑向載荷P=F=1564NX=1，Y=0主動軸軸承壽命：深溝球軸承6207，基本額定動負荷預期壽命為：10年，兩班制,軸承壽命合格L=10×300×16=48000h<計算與說明主要結果從動軸軸承壽命：深溝球軸承6210，基本額定動負荷L=10×300×16=48000h<預期壽命為：10年，兩班制,軸承壽命合格鍵的選擇及校核主動軸外申端d=30mm,考慮到鍵在軸中部安裝，故選擇鍵10×55GB/T1096-2003，b=10mm,h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力=100Mpa<則強度足夠，合格從動軸外伸端d=42mm，考慮鍵在軸中部安裝，故選鍵12×60GB109+-1990，b=12mm,L=80mm,h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力=100Mpa<則強度足夠，合格與齒輪連接處d=57mm,考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵16×55GB2003-1996，b=16mm,L=55mm,h=10mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力=100Mpa<則強度足夠，合格鍵聯(lián)接的選擇及計算一、高速軸連接聯(lián)軸器處鍵輸入軸外伸端直徑d=30mm，考慮到鍵在軸末端處安裝，根據(jù)《機械設計基礎課設計》表12-15中，選單圓頭普通C型平鍵bh=10mm8mm。計算與說明主要結果鍵長L=55mm。選擇45鋼，則其擠壓強度公式為，并取，，則其工作表面的擠壓應力為:查表得可知，當載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應力，，故連接能滿足擠壓強度要求。二、安裝低速軸與大齒輪連接處的鍵直徑d=57mm,考慮到鍵在軸中部安裝，根據(jù)《機械設計基礎課設設計》表9-14中，選圓頭普通A型平鍵，鍵bhL=16mm10mm55mm。選擇45鋼，，則其工作表面的擠壓應力為當載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應力，，故連接能滿足擠壓強度要求。三、安裝低速軸與聯(lián)軸器連接處的鍵選用單圓頭普通A型平鍵，根據(jù)齒處軸的直徑為d=42mm，根據(jù)《機械設計課程課設設計》表9-14中，查得鍵的截面尺寸為鍵，鍵長取L=110mm。鍵、軸和輪轂的材料都是剛，其許用應力，鍵工作長度l=L-b=108mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度:由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，，所以連接能滿足擠壓強度要求。十、聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作計算與說明主要結果用。聯(lián)軸器的選擇原則：①、轉矩T：T↑，選剛性聯(lián)軸器、無彈性元件或有金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器；T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器；②、轉速n：n↑，非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器；③、對中性：對中性好選剛性聯(lián)軸器，需補償時選撓性聯(lián)軸器；④、裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器；⑤、環(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器；⑥、成本：同等條件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯(lián)軸器；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40HRC一45HRC。聯(lián)軸器應有罩殼，用鋁合金鑄成。十一、箱體設計減速器箱體的各部分尺寸表箱座厚度δ8箱蓋厚度δ18箱蓋凸緣厚度b112箱座凸緣厚度b12箱座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑dfM16地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d1M12蓋與座聯(lián)結螺栓直徑d2M8螺栓的間距：150--200軸承端蓋螺釘直徑d3軸承外圈直徑72/90直徑M8螺釘數(shù)目6視孔蓋螺釘直徑單級減速器M5定位銷直徑dd=（0.7-0.8）d26df,d1,d2至外箱壁的距離181628df,d2至凸緣邊緣距離85軸承座外徑D2116134軸承旁連接螺栓距離SS一般取S=D2116134軸承旁凸臺半徑R116軸承旁凸臺高度hh待定箱蓋、箱座上肋板的厚度QUOTEm=7mm,m=7mm大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁間距離Δ110齒輪端面與箱內(nèi)壁距離Δ212十一、潤滑方法和密封形式一.潤滑方式（1）齒輪但考慮成本及需要，在這里選用浸油潤滑。（2）軸承采用脂潤滑二.潤滑油牌號及用量（1）齒輪潤滑選用150號機械油（GB443-1989）最低—最高油面距（大齒輪）1020mm，需要油量1.5L左右。（2）軸承潤滑選用2L-3型潤滑脂（GB7324--1987）用油量為軸承間隙的1/3—1/2為宜。三.密封形式（1）箱座與箱蓋凸緣接合面的密封，選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）觀察孔和油孔等處接合面的密封，在與機體間加石棉橡膠紙、墊片進行密封。計算與說明主要結果（3）軸承孔的密封，悶蓋和透蓋作密封與之對應的軸承外部，軸的外伸端與透蓋間的間隙，選用半粗半毛氈加以密封。（4）軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部。十二、設計小結這次一級圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的設計工作打