齿轮箱毕业设计

3.2.1高速级齿轮设计

3.2.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

1)按题目传动方案选用圆柱齿轮传动

2)运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用8级精度 3)材料选择由表11-1选择

小齿轮用45号钢调质，齿面硬度为260HBS lim1600MPa;FE1460MPa; 大齿轮用45号钢正火，齿面硬度为200HBS lim2380MPa;FE2320MPa; 由表11-5取SF1.25；sH1.0；

[F1][F2][H1][H2]FE1SF460Mpa368MPa1.25320MPa256MPa1.25600MPa600MPa1.0FE2SFlim1SH380MPa380MPaSH1.0

按齿面接触强度设计计算

lim20.8

由表11-3取载荷系数K1.5 由表11-6取齿宽系数d小齿轮上的转矩T19.55106p3.219.551062.1104Nmm n11445由表11-4取ZE189.8；ZH2.5；

2KT1u1ZEZH2321.52.11044.361189.82.52d13()()53.2mm

Hdu0.84.36380选小齿轮齿数为z124，则z2iz14.5124108，则实际传动比

i1084.5 24模数

m1d153.22.31；按表4-1取m13mm z124实际d1m1z124372mm，d2m1z21013303mm 中心距a1d1d2272303185.5； 2齿宽b2dd10.853.242.56mm；故取b250mm；b1=b2+(5~10)mm 故取b155mm 8) 验算齿面接触强度

查图11-8得YFa1=2.76 YFa2=2.24 由图11-9得YSa1=1.57 YSa2=1.82

F12KT1b2z1m2Ysa1YFa121.52.11042.91.5718.16MPa[F1]368MPa50923F2σF1Ysa2YFa21.822.2418.1615.9MPa[F2]256MPaYsa1YFa11.572.9d1n1601000 故安全

9) 齿轮的圆周速度v691440600005.22m/s ；

选8级制造精度是合宜的

3.2.2低速级齿轮设计:

3.2.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：

1.按题目传动方案选用直齿圆柱齿轮传动

2.运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用8级精度 3.材料选择由表11-1选择

小齿轮用45号钢调质，齿面强度为260HBS lim1600MPa；FE1460MPa 大齿轮用45号钢正火，齿面强度为200HBS lim2280MPa；FE2320MPa 4.由表11-5取SF1.25;sH1.0；

[H1][F1]lim1SHFE1SF380380MPa1.0460368MPa[F2]320356MPa1.251.25

600600MPa1.0[H2]5.按轮齿弯曲强度设计计算

0.5

由表11-3取载荷系数K1.5 由表11-6取齿宽系数d小齿轮上的转矩T19.55106p3.089.551068.88105Nmm n1331.42选小齿轮齿数为z328，则z4iz33.112890，则实际传动比

i903.214 282KT1u＋1ZEZH2321.58.881053.11＋1189.82.52d3()()222.25mmHdu0.53.113807.模数

m2m24mm d3903.214；故取z328d3m2z3284112mm则分度圆直径

；d4m2z4904360mm；

8.中心距a2d3d42112360236mm

2齿宽b4dd30.5222.25110mm；故取b4110mm；b3115mm 9.验算齿面接触强度

查图11-8得YFa1=2.65 YFa2=2.25 由图11-9得YSa1=1.63 YSa2=1.77

F12KT1b1mnz12YSa1YFa121.58.881051.812.21216F1368MPa 2110428 F2σF1Ysa2YFa21.842.24216222.6MPa[F2]256MPa

Ysa1YFa12.211.81齿轮的圆周速度vd1n1601000112331.42600001.94m/s；

选8级制造精度是合宜的

四、箱体的设计及说明：

名称 箱座厚度 箱盖厚度 箱盖凸缘厚度 符号  1 减速器箱体结构尺寸(mm) 计算公式 0.025a36.39 结果 9 8 12 14 232010.02a37.648 b11.5112 b1 箱座凸缘厚度 b b1.513.5 b22.522.5 箱座底凸缘厚b2 度 地脚螺栓直径 df 地脚螺钉数目 n 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 连接螺栓的间距 dfd1d2，，至外箱壁的距离 df0.036a1216.8 a250则取4 M20 4 d1 d2 d3 d10.75df15.26mm M15 M12 d20.5df10.175mm d30.4df8.14mm M10 M8 d4 d40.3df6.105mm d0.7d27.12 d l 9 l150~200 170 26 20 18 24 18 16 C1 课程设计表4-1 ，d1，d2至C2 凸缘边缘距离 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖，箱座肋厚 轴承端盖外径 df课程设计表4-1 l1 1 2 l1C1C2(5~10) 11.210.56 29 50 15 12 7,8.5 105(1轴） 105(2轴）120(3轴） m1,m D2 m10.851,m0.85 D2D(5~5.5)d3 轴承旁联结螺栓距离

S SD2 105（1轴） 105（2轴） 120（3轴） 五、轴的设计计算及校核

5.1高速轴

5.1.1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14-2，取[τ]=40MPa,C118，于是

416.59m考虑到轴上有键槽，所以 1440dmin16.59(15%)17.42mm33dCP118nd取18mm

5.1.2求作用在齿轮上的受力圆周力

Ft2T1d195503.21/1440614.92N 36910/2径向力 FrFttan614.92tan20223.81N

5.1.3轴的结构设计

5.1.3.1拟定轴上零件的装配方案

1. 输出轴的最小直径显然是安装V带的直径d1（如上图），根据轴最小直径的计算，和查阅书籍，故6段b1为30mm,d1为17mm。

2. 根据v带的轴向定位要求d5取为25mm,由箱体结构和轴承段、端盖装配关系等确定，b2为60mm.

3. 角接触轴承段，d3取为25mm,轴承型号为7206AC，档油环及装配关系等确定，b3为25mm。

4. 过渡轴段，考虑轴肩定位，故取d4为30mm,由装配关系，确定该段的b4为77mm 5. 5为高速级齿轮轴段，b5为50mm。

6. 角接触轴承段与3相同，d2为25mm，b2为29mm。

5.1.4求轴上的载荷

1．求垂直面的支承反力

F1vFad1/2Frl2261.4114.5/2223.81126.5194.36N

l1l256126.5 F2vFrF1v223.81194.3629.45N 2．求水平面的支承反力

F1HFtl2614.92126.5426.23Nl1l256126.5

F1HF2HFtF2H188.69N3.F力在支点产生的反力

F2FFQ(l1l2l3)l1l2553.85(56126.595.5)843.67N56126.5

F1FF2FFQ843.67553.85289.82N4．绘垂直面的弯矩图

MavF1vl110.88Nm

5．绘水平面的弯矩图 MaHF2Hl223.87Nm 6.F力产生弯矩

aa截面F力产生的弯矩为MaFF1Fl1289.8295.5mm27.68Nm7．合成弯矩图

22MaHMaF10.88223.87227.6853.91Nm MaMav8．轴的转矩 TFtd225.3Nm 29．求危险截面的当量弯矩

从图中可以看出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为0.3

2MeMa(T)253.912(0.325.3)259.68N.m

10．计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45号钢，调质处理。由表14-1查得B650MPa 由表14-3查得1b60MPa 则

3 dMe0.1[1b]359.6810321.5mm

0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大5%

39.49mm 故d1.0521.522.58mm危险截面处的轴直径所以 高速轴安全合理 载 荷 水平面H 垂直面V 支承反力F F1H501.5N F1v70.6N F2v190.8N 弯矩M 总弯矩 扭矩T

弯矩图如图所示

MaH21.87Nm Ma55Nm Mav10.88Nm T17.24Nm

5.2中间轴：

5.2.1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C=110，于是得

3dCP110n32.521.7mm

319.35.2.2求作用在齿轮上的受力:

1.作用在大齿轮： 圆周力 Ft22T2d2274.77105692.3

216径向力 Fr2Ft2tann769.8tan20267.4N 2.作用在小齿轮： 圆周力 Ft32T2d321.08105267N

112径向力 Fr3Ft3tann267tan2097.2N

5.2.3轴的结构设计:

5.2.3.1拟定轴上零件的装配方案

1. 角接触轴承段处，d1取为35mm,轴承型号为7027AC，b1为41mm 2. 低速级小齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定d2为50mm，b2为60mm。 3. 轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d3为45mm，b3按照要求取为10mm。 4. 高速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定d4为50mm，b4为18mm.。 5. 角接触轴承段同1相同，d5为40mm，b5为15mm。

5.2.4求轴上的载荷:

1．求垂直面的支承反力

F1vFr2(l2l3)Fa2d22Fr3l3l1l2l341.4N

F2vFr2Fr3F1v542.9N 2．求水平面的支承反力

F1HFt3l3Ft2(l2l3)81N

l1l2l3 F2HFt3F1HFt241.7N 3．绘垂直面的弯矩图

MavF2vl341.70.0672.57Nm 4．绘水平面的弯矩图

MaHF2Hl3560.70.0679.74Nm 5．合成弯矩图

22MaH36.37295.742102.3Nm MaMav6．轴的转矩 T74.77Nm

9．求危险截面的当量弯矩

从图中可以看出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为0.6

2MeMa(T)2102.32(0.6108.1)2121.1.m

10．计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45号钢，调治质处理。 由表14-1查得B650MPa 由表14-3查得1b60MPa

3dMe0.1[1b]3121.110320.6mm

0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大5% 故d1.0527.1920.6mm38mm 所以 中间轴安全合理 载 荷 水平面H 垂直面V 支承反力F F1H41.7 F1v41.4N F2v87N F2H156N 弯矩M 总弯矩 扭矩T

MaH9.4Nm Ma19.63Nm T108.1Nm Mav4.8Nm

弯矩图如上图所示

5.3低速轴

5.3.1 初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表15-3，取C=118，于是得

P2.96dC11826.37mm考虑到轴上有键槽， n265.25dmin26.37(15%)27.69mm33所以，取最短直径为30mm

5.3.2求作用在齿轮上的受力

圆周力 Ft2T3d295502.69265.25871.54N 222.25径向力 FrFttan317.22N

5.3.3.1拟定轴上零件的装配方案

1. 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1（如上图），为了使所

选的轴直径d1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TcaKAT3，查表17-1，考虑到转矩变化很小，故取

KA1.3，则 转矩Tca1.3317.22Nm412.38Nm。按照计算转矩应

小于联轴器公称转矩的条件，查手册145页，选用凸缘联轴器GYS5，其公称转矩为400Nm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=112mm ,轴孔直径为40mm，故1段b1为110mm,d1为40mm

2. 密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采取毡

圈油封）故d2取为43mm,由箱体结构和轴承段、端盖装配关系等确定，b2为60mm.

3. 滚动轴承处段，d3取为43mm,轴承型号为7026AC，

dDB50mm80mm16mm由滚动轴承，档油环及装配关系等确定，b3为16mm

4. 过渡轴段，考虑挡油环的轴向定位，故取d4为56mm,由装配关系，箱体

结构等确定该段的b4为83.1mm

5. 轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d5为58mm，b5按照要求取为12mm。 6. 低速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定d6为52mm，b6为57mm.。 7. 滚动轴承段同3相同，d7为50mm，b7为41.5mm。

5.3.4求轴上的载荷

1．求垂直面的支承反力

F1vFrl3166N l2l3 F2vFrF1v317.22166151.22N 2．求水平面的支承反力

F1HFtl3456.07N l2l3 F2HFtF1H871.54456.07415.47N 3．绘垂直面的弯矩图

MavF1vl2166126.510321Nm

4．绘水平面的弯矩图

MaHF1Hl2456.07126.510357.69Nm 5．合成弯矩图

22MaMavMaH21257.69261.4Nm

6．轴的转矩 T317.22Nm 7．求危险截面的当量弯矩

从图中可以看出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为0.6

2MeMa(T)261.42(0.3317.22)2113.25N.m

8．计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45号钢，调治质处理。由表14-1查得B650MPa 由表14-3查得1b60MPa 则

3 dMe0.1[1b]3113.2510326.63mm

0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大5% 故d1.0526.2327.96mm52mm 所以 低速轴安全合理 载 荷 支承反力F 弯矩M 水平面H 垂直面V F1v166N F2v151.22N Mav21Nm F1H456.07N F2H415.47N MaH57.69Nm 总弯矩 扭矩T Ma61.4Nm T317.22Nm 弯矩图如图所示

六、键的选择与校核

6.1低速轴键选择

低速轴转矩T317.222Nm 查表11-26

与联轴器联接处键为键A12100 bhL12mm8mm100mm 与齿轮接处键为键A1650 bhL16mm10mm50mm

6.2中间轴键选择

中间轴转矩T105.80Nm 查表11-26

与小齿轮联接处键为键A1056 bhL10mm8mm56mm 与大齿轮联接处键为键A1045 bhL10mm8mm45mm

6.3高速轴键选择

中间轴转矩T25.31Nm 查表11-26

与带轮联接处键为键A656 bhL6mm6mm56mm

七、滚动轴承的选择及校核

7.1低速轴轴承

取7010AC ，d50mm D80mm B16mm 。 1．先计算轴承载荷、内部轴向力

2 Fr1F12353.972973.5321034.94N vF1H Fr2F22vF22H702.3721929.7322053.58N

Fs10.68Fr10.681034.94703.76NFs20.68Fr20.682053.581396.43N Fs2Fs1则1为紧端,2为松端

Fa1Fs21396.43N Fa2Fs21396.43N 当量动载荷 e0.68

7.2中间轴轴承

取7006AC，d30mm D55mm B13mm 。 1．先计算轴承载荷、内部轴向力

2 Fr1F12563.2422428.5522493.01N vF1H Fr2F22vF22H1000.9121820.8222077.79N

Fa362.52N

Fs10.68Fr10.682493.011695.25N内部轴向力Fs20.68Fr20.682077.791412.90N

Fs1Fa1695.25346.852042.1NFs2则轴承1为松端Fa1Fs11695.25N

轴承2为紧端Fa2Fs1Fa1695.25346.852042.1N 计算轴承1,2的当量动载荷 e0.68

Fa11695.250.68eFr12493.01Fa22042.10.980.68eFr22077.79

X11,Y10;X20.41,Y20.87则

P1X1Fr1Y1Fa12493.01NP2X2Fr2Y2Fa22628.52N

2.计算轴承寿命为Lh

轴两端所选为同尺寸轴承，今P1P2故应以轴承1的径向当量动载荷P2为计算依据。受中等冲击载荷 查表16-9得fp1，3工作温度正常 查表16-8得ft1

Lh1236585840h

3.查得：轴承径向基本额定动载荷

11fpP60n12628.5260332.18Cr(6Lh)(58400)312833.86N14500N6.ft10110故可用7006AC7.3高速轴轴承

取7005AC，d25mm D47mm B12mm 。 1．先计算轴承载荷、内部轴向力

2Fr1F12375.332888.602964.62NvF1H222Fr2F22vF2H109.57393.37408.34N

Fa362.52N

Fs10.68Fr10.68964.62655.94N轴向力

Fs20.68Fr20.68408.34277.67NFs2Fa277.67362.52640.19NFs1

则轴承1为松端Fa1Fs1655.94N

轴承2为紧端Fa2Fs1Fa655.94362.52293.42N 计算轴承1,2的当量动载荷 e0.68

Fa1655.940.68Fr1964.62Fa2293.420.720.68eFr2408.34

X11,Y10;X20.41,Y20.87则

P1X1Fr1Y1Fa1964.62NP2X2Fr2Y2Fa2422.69N

2.计算轴承寿命为Lh

今P1P2故应以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据

受中等冲击载荷 查表16-9得fp1，3工作温度正常 查表16-8得ft1

Lh1236585840h

3.查得：轴承径向基本额定动载荷

11fpP60n1964.62601445Cr(6Lh)(5840)37688.36N11200N6 ft10110故可用7005AC