机械设计优秀课程设计二级圆柱齿轮减速器计算新版说明书.docx

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目：二级圆柱齿轮减速器

专业、班级：

学号：

学生姓名：

指导老师：

成绩：

7 月18 日

浙江科技学院 机械和汽车工程学院
目 录
1. 设计任务书…………………………………………………………2
2. 序言…………………………………………………………………3
3.电动机选择及传动装置运动和动力参数计算 箱体设计及说明 …………………………………………………………………… 4
4.带传动设计 …………………………………………………………8
5.齿轮设计…………………………………………………………… 11
6.轴类零件设计……………………………………………………… 26
7.轴承寿命计算…………………………………………………… 38
8.键连接校核……………………………………………………… 40
9.润滑及密封类型选择 …………………………………………… 41
10.箱体设计及说明 ………………………………………………… 42
11.设计小结 ………………………………………………………… 44
12.参考文件 ………………………………………………………… 44

1.设计任务书
1.1课程设计目标
课程设计是机械设计课程最终一个教学步骤。课程设计时要综合利用本课程所学知识，和如制图、工程力学、机械制造、材料及热处理、极限和配合等课程知识，独立地进行设计。本课程设计是学生学习过程中第一个比较全方面独立进行设计训练，是一个很关键教学步骤。
① 学习机械设计通常方法，了解简单机械装置、通用零件设计过程和通常步骤。
② 进行基础工程训练。比如，设计计算、验算、估算及数据处理，绘图表示，使用参考资料、设计手册、标准和规范，编制设计计算书等技术文件。
③ 树立正确科学设计思想，培养独立进行工程设计能力，为以后进行专业课程设计和毕业设计，和从事其它设计打下良好基础。
④ 巩固和加深各先修课基础理论和知识，融会贯通各门课程知识于设计中。
1.2课程设计内容
1、减速器内部传动零件(齿轮和轴)设计计算。
2、联轴器、轴承和键选择和校核验算。
3、减速器附件选择及说明。
4、箱体结构设计。
5、润滑和密封选择和验算。
6、装配图和零件图设计和绘制。
7、设计计算说明书整理和编写。
1.3课程设计任务和要求
1）装配图1张(1号或0号图纸)；
2）零件图3张(齿轮或蜗轮、轴或蜗杆、箱体或箱盖)；
3）设计计算说明书1份(不少于6000字)。

2.序言
2.1传动方案确实定
采取一般V带传动加二级斜齿轮传动，图2.1

图2.1
2.2原始数据
输送带工作拉力 F=2.8KN，输送带速度 V=0.8m/s，卷筒直径D=550mm。

3. 电机选择
3.1 电动机类型选择
按工作要求和工作条件选择Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。
3.2 选择电动机容量
工作机有效功率P=,依据题目所给数据F=2.8KN，V=0.8m/s。则有：P===2.24KW
从电动机到工作机输送带之间总效率为
=
式中，，，，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计课程指导书》表1可知=0.96，=0.98，=0.97，=0.99，=0.96，则有：
=0.960.97²0.990.96
=0.79
所以电动机所需工作功率为：
P===2.84KW
3.3 确定电动机转速
按《机械设计课程指导书》表1推荐两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I=8~40和带传动比I=2~4，则系统传动比范围应为：
I=I齿I带=（8~40）（2~4）=16~160
工作机卷筒转速为
n==

所以电动机转速可选范围为
n=In=（16~160）27.78
=（444.5~4444.8）
符合这一范围同时转速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四种。依据容量和转速，由相关手册查出有四种适用电动机型号，所以有四种传动比方案，以下表。
型 号
额定
功率
额定
电流
转速
效率
功率
因数
堵转
转矩
堵转
电流
最大
转矩
噪声
振动
速度
重量
额定
转矩
额定
电流
额定
转矩
1
级
2
级
kW
A
r/min
%
COSФ
倍
倍
倍
dB(A)
mm/s
kg
Y100L-2
3
6.4
2880
82.0
0.87
2.2
7.0
2.3
74
79
1.8
34
Y100L2-4
3
6.8
1430
82.5
0.81
2.2
7.0
2.3
65
70
1.8
35
Y132S-6
3
7.2
960
83.0
0.8
2.0
6.5
2.2
66
71
1.8
66
Y132M-8
3
7.7
710
82.0
0.7
2.0
5.5
2.0
61
66
1.8
76
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2种方案比较适宜。所以选定电动机型号为Y132S-6
3.4 传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比 I=
2）分配到各级传动比
I=
已知i0合理范围为2~4。初步取V带传动比=2.5则
i
3）分配减速器传动比
参考《机械设计课程指导书》图12分配齿轮传动比得高速级传动比，低速级传动比为
3.5 传动装置运动和动力参数计算
各轴转速

各轴输入功率

(式中： )

各轴转矩

TI=Tdi0η01=28.25×2.5×0.96=67.8N·m
TII=TIi1η12=67.8×4.4×0.98×0.97=283.58N·m
TIII=TIIi2η23=283.58×3.15×0.98×0.97=849.15N·m
T工作机轴=TIIIη4η2=849.15×0.98×0.99=823.85N·m
T输出=T输入×0.98
(式中： )
运动和动力参数表

轴名
效率P
Kw
转矩T
N·m
转速n
r/min
传动比
i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

2.84

28.25
960
2.5
0.96
I 轴
2.73
2.68
67.8
66.44
384
4.4
0.95
II 轴
2.60
2.55
283.58
277.91
87.3
3.15
0.95
III 轴
2.47
2.42
849.15
832.17
27.7
1.00
0.97
卷筒轴
2.40
2.35
823.85
807.37
27.7

4.带传动设计
4.1 确定计算功率P
据《机械设计》表8-8查得工作情况系数K=1.1。故有：
P=KP
4.2 选择V带带型
据P和nm查《机械设计》图8-11选择A带。
4.3 确定带轮基准直径d并验算带速
（1）初选小带轮基准直径d由《机械设计》表8-7和8-9，取小带轮直径d=100mm。
（2）验算带速v，有：

=5.03
因为5.03m/s在5m/s~30m/s之间，故带速适宜。
（3）计算大带轮基准直径d
取=250mm
4.4 确定V带中心距a和基准长度L
(1)依据《机械设计》式8-20初定中心距a=500mm
(2)计算带所需基准长度

=1561mm
由《机械设计》表8-2选带基准长度L=1550mm
（3）计算实际中心距

中心局变动范围：

4.5 验算小带轮上包角
4.6 计算带根数z
（1）计算单根V带额定功率P
由和r/min查《机械设计》表8-4得
P=0.95KW
据nm=960，i=2.5和A型带，查《机械设计》8-5得
P=0.11KW
查《机械设计》表8-6得K=0.96，K=0.98，于是：
P=(P+P)KK
=（0.95+0.11）0.960.98 =0.9972KW
（2）计算V带根数z

故取4根。
4.7 计算单根V带初拉力最小值（F）
由《机械设计》表8-3得A型带单位长质量q=0.105。所以

=158.1N
4.8 计算压轴力F
F=2Fsin（α/2）=24158.1sin（162.6°/2）
=1250N
设计结论
选择A型一般V带4根，基准带长L0=1640，基准直径dd1=100mm，dd2=250mm，中心距a=471.75~541.5mm，F0=158.1N

5.齿轮设计
5.1高速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数
（1）按要求传动方案，选择圆柱斜齿轮传动，压力角取20°；
（2）运输机为通常工作机器，速度不高，参考《机械设计》表10-6， 故用8级精度；
（3）材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者硬度差为40HBS；
（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=×Z1得 Z2=105.6，取107；
（5）初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触疲惫强度设计
（1）按公式：
d1t≥32 KHtT1∅d·u+1u·ZHZEZεZβσH 2
1）确定公式中各数值
①试选KHt=1.3。
②由《机械设计》表10-7选择齿宽系数∅d=1。
③计算小齿轮传输转矩，由前面计算可知：
T1=6.78×104N。
④由《机械设计》表10-5查材料弹性影响系数ZE=189.8MP
⑤由《机械设计》表10-20查取区域系数ZH=2.433
⑥由《机械设计》式（10-21）计算接触疲惫强度重合度系数Zε
αt =arctan（tanαncosβ） =arctan（tan20°cos14°） =20.562°
αat1 = arcos（z1cosαtz1+2 han*cosβ）=arcos（24×cos20.56224+2×1×cos14）=29.974°
αat2 = arcos （z2cosαtz2+2 han*cosβ）=arcos107×cos20.562107+2×1×cos14=23.13°
εα =z1 ( tanαat1 - tanα ) + z2 (tanαat2-tanα )2 π
=24× ( tan29.974 - tan20.562 ) + 107× (tan23.13-tan20.562 )2 π
= 1.66
εβ =∅dz1tanβπ = 1×24×tan14°π =1.905
Zε =4 - εα3 1- εβ+εαεβ = 4 - 1.663 1- 1.905+ 1.9051.66
=0.66
⑦由《机械设计》式（10-23）可得螺旋角系数Zβ
Zβ=cosβ=cos14°=0.985
⑧计算接触疲惫许用应力σH
由《机械设计》图10-25d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强
度极限σHlim1=580MP；大齿轮接触疲惫强度极限 σHlim2=560MP。
由《机械设计》式（10-15）计算应力循环次数
N1 = 60 n1jLh = 60×384×1×365×16×10= 1.34 ×109
N2 =N1u =1.34 ×1094.4 = 3.06 ×108
由《机械设计》图10-23取接触疲惫寿命系数
KNH1 = 0.91 ，KNH2 = 0.97

取失效概率为1，安全系数S=1，有
[ σH]1 =KNH1σHlim1S =0.91 ×5801 MPa = 528 MPa
[ σH]2 =KNH2σHlim2S =0.97 ×5601 MPa= 543.2 MPa
取[ σH]1和[ σH]2中较小者作为该齿轮副接触疲惫需用应力
[ σH]=[ σH]1=528 MPa
2) 试算小齿轮分度圆直径
d1t≥32 KHtT1∅d·u+1u·ZHZEZεZβσH 2
=32×1.3×6.78×1041×5.44.4×（2.433×189.8×0.66×0.985528）² mm
=41.18mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前数据准备
①计算圆周速度。
v= m/s =0.82m/s
②计算齿宽b
b==141.18 mm =41.18mm
2）计算实际载荷系数KH。
①由《机械设计》表10-2查得使用系数KA= 1
②依据v = 0.82 m/s ，8级精度，查《机械设计》图10-8得动载系
数Kv = 1.05
③齿轮圆周力Ft1=2T1/dlt=2×6.78×104/41.18N=3293N
KA Ft1/b=1×3293/41.18N/mm=79.97N/mm＜100N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4
④由《机械设计》表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承
非对称部署时，KHβ=1.45
则载荷系数为
K =KAKvKHαKHβ = 1 × 1.05 × 1.4 × 1.45 = 2.13
3）实际载荷系数校正所算得分度圆直径：
d1 =d1t3KKHt = 41.18 ×32.131.3 mm= 48.55 mm
及对应齿轮模数
mn=d1cosβZ1=48.55×cos14°24mm=1.96
3.按齿根弯曲疲惫强度设计
（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即
mnt ≥32 KFtT1YεYβcos²β∅dz12·YFαYSασF
1）确定计算参数
①试选载荷系数KFt=1.3
②由《机械设计》式（10-18），可得计算弯曲疲惫强度重合度系数 Yε。
βb=arctantanβcosαt=arctantan14°cos20.562=13.14°
εαv=εαcos2βb=1.66cos213.140°=1.75
Yε =0.25 + 0.75εαv = 0.25 + 0.751.75 = 0.68
③由《机械设计》式（10-19），可得计算弯曲疲惫强度螺旋角系数Yβ
Yβ=1-εββ120°=1-1.905×14°120°=0.778
④计算YFαYSασF
由当量齿数
Zv1=Z1cos3β=24cos314°=26.27，Zv2=Z2cos3β=107cos314°=117
查《机械设计》图10-17，得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.18。
由《机械设计》图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.6、Ysa2=1.80
由《机械设计》图10-22查得弯曲疲惫寿命系数KFN1 = 0.9 ,KFN2 =
0.95
由《机械设计》图10-24c查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲惫极限分别为σFlim 1 = 330 MPa σFlim 2 = 310 MPa
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由《机械设计》式（10-14）得
[σF ]1 = KFN1σFlim 1S =0.9 ×3301.4 = 212.14 MPa
[σF ]2 =KFN2σFlim2S =0.95 ×3101.4 = 210.36 MPa
YFa1YSa1 σF1=2.62×1.6212.14=0.0198
YFa2YSa2 σF2=2.18×1.8210.36=0.0187
因为小齿轮YFaYsa[ σF ]大于大齿轮，所以取
YFaYsa[ σF ]=YFa1YSa1 σF1=0.0198
2）计算齿轮模数
mnt ≥32 KFtT1YεYβcos2β∅dz12·YFαYSασF
=32×1.3×6.78×104×0.68×0.778×cos²14°1×24²×0.0198=1.64
（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前数据准备
①圆周速度v
d1=mntz1/cosβ=1.64×24/cos14°mm=40.56mm
v= m/s =0.82m/s
②齿宽b
b==140.56 mm =40.56mm
③齿高h及宽高比b/h
h=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.64mm=3.69mm
b/h=40.56/3.69=10.99
2）计算实际载荷系数KF。
①依据v = 0.82 m/s ，8级精度，查《机械设计》图10-8得动载系
数Kv = 1.04
②齿轮圆周力Ft1=2T1/dlt=2×6.78×104/40.56N=3343N
KA Ft1/b=1×3343/40.56N/mm=82.40N/mm＜100N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4
③由《机械设计》表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承
非对称部署时，KHβ=1.45,结合b/h=10.99，查图10-13，得KFβ=1.35
则载荷系数为
K =KAKvKHαKHβ = 1 × 1.04 × 1.4 × 1.35 = 1.97
3）由《机械设计》式（10-13），可得实际载荷系数算得齿轮模
数：
mn =mnt3KFKFt = 1.64 ×31.971.3 mm= 1.88 mm
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a
=135mm
考虑模数从1.64增大到2，取中心距为134.5
（2）按调整后中心距修正螺旋角
β=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos24+107×22×134.5=13.1°
（3）计算分度圆直径
d1=Z1mncosβ=24×2cos13.1mm=49.28mm
d2=Z2mncosβ=107×2cos13.1mm=219.7mm
（4）计算齿轮宽度
b=
取b1=55mm，b2=50mm
5. 大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数(单位mm)表5-1
名称
符号
数值
模数
mn
2
压力角

20°
螺旋角
β
13.1°
齿顶高

2
齿根高

2.5
全齿高

4.5
分度圆直径

49.28

219.7
齿顶圆直径

53.28

223.7
齿根圆直径

44.28

214.7
基圆直径

46.3

206.5
中心距

134.5

5.2低速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数
（1）按要求传动方案，选择圆柱斜齿轮传动，压力角取20°；
（2）运输机为通常工作机器，速度不高，参考《机械设计》表10-6， 故用8级精度；
（3）材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者硬度差为40HBS；
（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=×Z1得 Z2=75.6，取77；
（5）初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触疲惫强度设计
（1）按公式：
d1t≥32 KHtT1∅d·u+1u·ZHZEZεZβσH 2
1）确定公式中各数值
①试选KHt=1.3。
②由《机械设计》表10-7选择齿宽系数∅d=1。
③计算小齿轮传输转矩，由前面计算可知：
T1=2.83×105N。
④由《机械设计》表10-5查材料弹性影响系数ZE=189.8MP
⑤由《机械设计》表10-20查取区域系数ZH=2.433
⑥由《机械设计》式（10-21）计算接触疲惫强度重合度系数Zε
αt =arctan（tanαncosβ） =arctan（tan20°cos14°） =20.562°
αat1 = arcos（z1cosαtz1+2 han*cosβ）=arcos（24×cos20.56224+2×1×cos14）=29.974°
αat2 = arcos （z2cosαtz2+2 han*cosβ）=arcos77×cos20.56277+2×1×cos14=24.038°
εα =z1 ( tanαat1 - tanα ) + z2 (tanαat2-tanα )2 π
=24× ( tan29.974 - tan20.562 ) + 77× (tan24.038-tan20.562 )2 π
= 1.639
εβ =∅dz1tanβπ = 1×24×tan14°π =1.905
Zε =4 - εα3 1- εβ+εαεβ = 4 - 1.6393 1- 1.905+ 1.9051.66
=0.671
⑦由《机械设计》式（10-23）可得螺旋角系数Zβ
Zβ=cosβ=cos14°=0.985
⑧计算接触疲惫许用应力σH
由《机械设计》图10-25d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强
度极限σHlim1=580MP；大齿轮接触疲惫强度极限 σHlim2=560MP。
由《机械设计》式（10-15）计算应力循环次数
N1 = 60 n1jLh = 60×87.3×1×365×16×10= 3.06 ×108
N2 =N1u =3.06 ×1083.15 = 9.7 ×107
由《机械设计》图10-23取接触疲惫寿命系数
KNH1 = 0.95 ，KNH2 = 0.98
取失效概率为1，安全系数S=1，有
[ σH]1 =KNH1σHlim1S =0.95 ×5801 MPa = 551 MPa
[ σH]2 =KNH2σHlim2S =0.98 ×5601 MPa= 548.8 MPa
取[ σH]1和[ σH]2中较小者作为该齿轮副接触疲惫需用应力
[ σH]=[ σH]1=548.8 MPa
2) 试算小齿轮分度圆直径
d1t≥32 KHtT1∅d·u+1u·ZHZEZεZβσH 2
=32×1.3×2.83×1051×4.153.15×（2.433×189.8×0.671×0.985548.8）² mm
=66.77mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前数据准备
①计算圆周速度。
v= m/s =0.31m/s
②计算齿宽b
b==166.77 mm =66.77mm
2）计算实际载荷系数KH。
①由《机械设计》表10-2查得使用系数KA= 1
②依据v = 0.31 m/s ，8级精度，查《机械设计》图10-8得动载系
数Kv = 1.02
③齿轮圆周力Ft1=2T1/dlt=2×2.83×105/66.77N=8494N
KA Ft1/b=1×8494/66.77N/mm=127N/mm＞100N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4
④由《机械设计》表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承
非对称部署时，KHβ=1.455
则载荷系数为
K =KAKvKHαKHβ = 1 × 1.02 × 1.4 × 1.455 = 2.08
3）实际载荷系数校正所算得分度圆直径：
d1 =d1t3KKHt = 66.77 ×32.081.3 mm= 78.1mm
及对应齿轮模数
mn=d1cosβZ1=66.77×cos14°24mm=3.16
3.按齿根弯曲疲惫强度设计
（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即
mnt ≥32 KFtT1YεYβcos²β∅dz12·YFαYSασF
1）确定计算参数
①试选载荷系数KFt=1.3
②由《机械设计》式（10-18），可得计算弯曲疲惫强度重合度系数 Yε。
βb=arctantanβcosαt=arctantan14°cos20.562=13.14°
εαv=εαcos2βb=1.639cos213.140°=1.728
Yε =0.25 + 0.75εαv = 0.25 + 0.751.728 = 0.684
③由《机械设计》式（10-19），可得计算弯曲疲惫强度螺旋角系数Yβ
Yβ=1-εββ120°=1-1.905×14°120°=0.778
④计算YFαYSασF
由当量齿数
Zv1=Z1cos3β=24cos314°=26.27，Zv2=Z2cos3β=77cos314°=84.29
查《机械设计》图10-17，得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.22。
由《机械设计》图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.6、Ysa2=1.78
由《机械设计》图10-22查得弯曲疲惫寿命系数KFN1 = 0.95 ,KFN2 =
0.97
由《机械设计》图10-24c查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲惫极限分别为σFlim 1 = 330 MPa σFlim 2 = 310 MPa
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由《机械设计》式（10-14）得
[σF ]1 = KFN1σFlim 1S =0.95 ×3301.4 = 224 MPa
[σF ]2 =KFN2σFlim2S =0.97 ×3101.4 = 214.79 MPa
YFa1YSa1 σF1=2.62×1.6224=0.0187
YFa2YSa2 σF2=2.22×1.78214.79=0.0183
因为小齿轮YFaYsa[ σF ]大于大齿轮，所以取
YFaYsa[ σF ]=YFa1YSa1 σF1=0.0187
2）计算齿轮模数
mnt ≥32 KFtT1YεYβcos2β∅dz12·YFαYSασF
=32×1.3×2.83×105×0.684×0.778×cos²14°1×24²×0.0187=2.384
（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前数据准备
①圆周速度v
d1=mntz1/cosβ=2.38×24/cos14°mm=56.4mm
v= m/s =0.26m/s
②齿宽b
b==156.4 mm =56.4mm
③齿高h及宽高比b/h
h=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×2.384mm=5.13mm
b/h=56.4/5.13=10.99
2）计算实际载荷系数KF。
①依据v = 0.26 m/s ，8级精度，查《机械设计》图10-8得动载系
数Kv = 1.02
②齿轮圆周力Ft1=2T1/dlt=2×2.83×105/56.4N=10035N
KA Ft1/b=1×10035/56.4N/mm=178N/mm＞100N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.4
③由《机械设计》表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承
非对称部署时，KHβ=1.45,结合b/h=10.99，查图10-13，得KFβ=1.455
则载荷系数为
K =KAKvKFαKFβ = 1 × 1.02 × 1.4 × 1.35 = 1.92
3）由《机械设计》式（10-13），可得实际载荷系数算得齿轮模
数：
mn =mnt3KFKFt = 2.384×31.921.3 mm= 2.65 mm
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a
=168.5mm
考虑模数从2.65增大到3，取中心距为168
（2）按调整后中心距修正螺旋角
β=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos26+83×32×168=13.29°
（3）计算分度圆直径
d1=Z1mncosβ=26×3cos13.29mm=80.15mm
d2=Z2mncosβ=83×3cos13.29mm=255.85mm
（4）计算齿轮宽度
b=
取b1=86mm，b2=81mm
5. 大小齿轮各参数见下表
低速级齿轮相关参数(单位mm)表5-2
名称
符号
数值
模数
mn
3
压力角

20°
螺旋角
β
13.29°
齿顶高

3
齿根高

3.75
全齿高

6.75
分度圆直径

80.15

255.85
齿顶圆直径

86.15

261.85
齿根圆直径

72.65

248.35
基圆直径

75.3

240.4
中心距

168

6.轴类零件设计
6.1高速轴设计计算
1.求轴上功率，转速和转矩
由前面算得p1'=5.68KW，n=384r/min，T1'=6.64N
2.求作用在齿轮上力
已知高速级小齿轮分度圆直径为d=49.28mm
而 Ft1=2695N
Fr1=Ftanαncosβ=2695×tan20cos13.1=1007
压轴力F=1250N
3.初步确定轴最小直径
现初步估算轴最小直径。选择轴材料为40CrNi钢，调质处理据《机械设计》表15-3，取A=110，于是得：
d=Amm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%故d＞23.12mm，又此段轴和大带轮装配，综合考虑二者要求取d=25mm，查《机械设计》表8-11知带轮宽B=3e+2f=3×15+2×9=63mm故此段轴长取60mm。
4. 轴结构设计
（1）确定轴上零件装配方案
经过分析比较，装配示意图6-1

图6-1
（2）据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1）I-II段是和带轮连接其d=25mm，l=60mm。
2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖宽度为40mm（由减速器及轴结构设计而定）。依据轴承端盖拆卸及便于对轴承添加润滑油要求，取端盖和I-II段左端距离为30mm。故取l=70mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=27mm。
3）初选轴承，选择圆锥滚子轴承，参考工作要求并据d=27mm，由轴承目录里初选3306号其尺寸为d=30mm，b=20mm故d=30mm。又左边采取轴肩定位取=35mm所以l=105.5mm，=38mm，=10mm
4）取安装齿轮段轴径为d=34mm，齿轮左端和左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为55mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=52mm。齿轮左边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选择3306轴承，则此处d=30mm。取l=42.5mm
（3）轴上零件周向定位
齿轮，带轮和轴之间定位均采取平键连接。按d由《机械设计》表6-1查得平键截面b×h=8×7,键槽用键槽铣刀加工长为50mm。同时为了确保带轮和轴之间配合有良好对中性，故选择带轮和轴之间配合为，一样按d由《机械设计》表6-1查得齿轮和轴连接用平键10×8×45，齿轮和轴之间配合为，轴承和轴之间周向定位是用过渡配合实现，此处选轴直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》表15-2取轴端倒角为2.其它轴肩处圆觉角见图6-2。

5.求轴上载荷
先作出轴上受力图和轴弯矩图和扭矩图6-3

图6-3
现将计算出各个截面M，M 和M值以下：
F=1622N F=1379N F=757N F=1938N
M=81352N
M=137500
M=114332N
M=81352²+114332²=140321N
M=M=137500N
T1'=6.64×104N
6.按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核时，通常只校核危险截面强度，从轴结构图和弯矩图和扭矩图