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1、 I摘 要齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力；適用的功率和速度范圍廣；傳動效率高，=0.92-0.98；工作可靠、使用壽命長；外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間,起匹配轉速和傳遞轉矩的作用,在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于

2、領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀化。在 21 世紀成套機械裝備中,齒輪仍然是機械傳動的基本部件。CNC 機床和工藝技術的發(fā)展,推動了機械傳動結構

3、的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動,將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉,將成為新型傳動產品發(fā)展的重要趨勢。關鍵詞：齒輪嚙合、軸傳動、傳動比、傳動效率 IIAbstractWheel gears spreading to move is the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine. Its main advantage BE: The spreads to move to settle, work than in

4、a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks; Power and speed scope applies are wide; spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98;work is dependable, service life long; Outline size outside the is small, structure ti

5、ghtly packed. The wheel gear constituted to from wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, used for prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the m

6、odern machine. Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem. There are also many weaknesses on material quality and cr

7、aft level moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt long. The deceleration machine of abroad, with Germany, Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, dece

8、lerating the machine work credibility like, service life long. But it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve likeThe direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to

9、 move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops. Decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly， and have already produced various structure forms and various products of

10、power model numbers. Be close to ten several in the last years, control a technical development because of the modern calculator technique and IIIthe number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable proper

11、ty article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty turns. Become a set a machine material in 21 centuries medium, the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts CNC tool machine and the

12、 craft technical development, pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon. Be spreading to move the electronics control, liquid in the system design to press to spread to move, wheel gear, take the mixture of chain to spread to move, will become soon a box to design in excell

13、ent turn to spread to move a combination of direction. The academics that is in spread move the design crosses, will become new spread a movable property article the important trend of the development.Essential character：gear engagement 、through-drive、drive ratio、transmission efficiency 1目錄摘摘 要要.IAB

14、STRACT.II第第 1 章章 緒論緒論.11.1 課題背景 .11.2 國內減速器現(xiàn)狀 .11.3 圓柱齒輪減速器工作原理簡介 .21.4 本項目的技術特點與關鍵技術 .21.5 市場需求分析 .3第第 2 章章 設計書設計書.42.1 設計課題 .42.2 工作情況 .42.3 原始數據 .42.4 設計內容 .42.5 設計任務 .52.6 設計進度 .5第第 3 章章 設計步驟設計步驟.63.1 傳動方案的擬定及說明 .63.2 電動機的選擇 .73.2.1 電動機類型和結構的選擇.73.2.2 電動機容量的選擇.73.2.3 確定電動機的轉速.73.2.4 電動機型號的確定.73.

15、3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 .83.3.1 計算總傳動比.83.3.2 分配傳動裝置比.83.3.3 分配減速器的各級傳動比.93.4 計算傳動裝置的運動和動力參數 .93.4.1 各級軸轉速.93.4.2 各軸輸入功率.103.4.3 各軸輸入轉矩.103.4.4 各軸輸出轉矩.11 23.5 傳動件設計計算 .123.5.1 第一對齒輪.123.5.2 第二對齒輪.173.6 軸的設計計算 .243.6.1 高速軸.243.6.2 中間軸.253.6.3 低速軸.313.7 滾動軸承的選擇及校核計算 .323.7.1 高速軸的軸承壽命校核.333.7.2 中間軸的軸承壽命校核.

16、333.7.3 低速軸的軸承壽命校核.343.8 鍵連接的選擇及校核計算 .353.9 連軸器的選擇 .363.10 減速器機體結構尺寸 .373.11 減速器附件的選擇 .383.12 潤滑與密封 .39結結論論.40參考文獻參考文獻.41致謝致謝.42附錄附錄 1.43附錄附錄 2.45 1第 1 章 緒論1.1 課題背景齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸

17、齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。日本住友重工研制的 FA型高精度減速器，美國 Alan-Newton 公司研制的 X-Y 式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機器人等領域中，微型發(fā)動機已基本研制成功，美國和荷蘭

18、近期研制分子發(fā)動機的尺寸在納米級范圍如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。1.2 國內減速器現(xiàn)狀國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內使用的大型減速器（500kw 以上） ，多從國外（如丹麥、德國等）進口，花去不少的外匯。60 年代開始生產的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優(yōu)點。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于 40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破

19、，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90 年代初期，國內出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的內平動齒輪減速器不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外，還有著大的功率/重量 2（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內領先地位。國內有少數高等學校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些

20、研究工作，發(fā)表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。1.3 圓柱齒輪減速器工作原理簡介當電機的輸出轉速從主動軸輸入后，帶動小齒輪轉動，而小齒輪帶動大齒輪運動，而大齒輪的齒數比小齒輪多，大齒輪的轉速比小齒輪慢，再由大齒輪的軸（輸出軸）輸出，從而起到輸出減速的作用。圓柱齒輪減速器的長度較短，但軸向尺寸及重量較大。兩對齒輪侵入油中深度大致相等。高速級齒輪的承載能力難于充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛性差，載荷沿齒寬分布不均勻。1.4 本項目的技術特點與關鍵技術本項目的技術特點,圓柱齒輪減速器與國內外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點：傳動比范圍大，自 I=10 起，最大

21、可達幾千。若制作成大傳動比的減速器，則更顯示出本減速器的優(yōu)點。傳遞功率范圍大：并可與電動機聯(lián)成一體制造。結構簡單、體積小、重量輕。比現(xiàn)有的齒輪減速器減少 1/3 左右。機械效率高。嚙合效率大于 95%，整機效率在 85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。 本減速器的輸入軸和輸出軸是在同一軸線上。它的傳動原理是：電機輸入旋轉運動，外齒輪作平行移動，其圓心的運動軌跡是一個圓，與之嚙合的內齒輪則作定軸轉動。因為外齒輪作平行移動，所以稱謂平動齒輪機構。齒輪的平行移動需要有輔助機構幫助實現(xiàn)的，可采用（612 副）銷軸、滾子作為虛擬輔助平動機構，也可以采用偏心軸作為

22、實體輔助平動機構。內平動齒輪減速器的關鍵技術和關鍵工藝是組成平行四邊形構件的尺寸計算及其要求的加工精度、輪齒主要參數的選擇。這些因數都將影響傳動的能力和傳動的質量。總的說，組成本減速器的各零部件都要求有較高的精度，它們將決定著減速器的整體傳動質量。 31.5 市場需求分析市場需求前景:同平動齒輪減速器由于體積小，重量輕，傳動效率高，將會節(jié)省可觀的原料和能源。因此，本減速器是一種節(jié)能型的機械傳動裝置，也是減速器的換代產品。本減速器可廣泛應用于機械，冶金、礦山、建筑、航空、軍事等領域。特別在需要較大減速比和較大功率的各種傳動中有巨大的市場和應用價值。 社會經濟效益：現(xiàn)有的各類減速器多存在著消耗材料

23、和能源較多，對于大傳動比的減速器，該問題更為突出。而本新型減速器具有獨特的優(yōu)點。由于減速裝置在各部門中使用廣泛，因此，人們都十分重視研究這個基礎部件。不論在減小體積、減輕重量、提高效率、改善工藝、延長使用壽命和提高承載能力以及降低成本等等方面，有所改進的話，都將會促進資源（包括人力、材料和動力）的節(jié)省。 可以預見，本新型減速器在國內外市場中的潛力是很大的，特別是我國超大型減速器（如水泥生產行業(yè)，冶金，礦山行業(yè)都需要超大型減速器）大多依靠進口，而本減速器的一個巨大優(yōu)勢就是可以做超大型的減速器，完全可以填補國內市場的空白，并將具有較大的經濟效益和社會效益。 4第 2 章 設計書2.1 設計課題設計

24、一用于帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環(huán)境多塵，通風良好,空載起動,卷筒效率為 0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限 10 年(300 天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為 5%,車間有三相交流,電壓 380/220V。 表 1-1 設計參數皮帶有效拉力 F（KN）3.2皮帶運行速度 V（m/s）1.4滾筒直徑 D（mm）4002.2 工作情況工作平穩(wěn)、單向運轉2.3 原始數據運輸機工作軸扭矩 T（Nm）：1450運輸帶速度 V（m/s）：0.8卷筒自徑 D（mm）：350運輸帶容許速度誤差（）：5使用年限（年）：10工

25、作制度（班/日）：22.4 設計內容電動機的選擇與運動參數計算；斜齒輪傳動設計計算；軸的設計；滾動軸承的選擇；鍵和連軸器的選擇與校核；裝配圖、零件圖的繪制；設計計算說明書的編寫； 52.5 設計任務減速器總裝配圖一張齒輪、軸零件圖一張設計說明書一份2.6 設計進度第一階段：總體計算和傳動件參數計算第二階段：軸與軸系零件的設計第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 6第 3 章 設計步驟3.1 傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大

26、齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 圖 3-1 總體布置簡圖 73.2 電動機的選擇3.2.1 電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓 380V，Y 型。3.2.2 電動機容量的選擇 a）工作機所需功率Pw Pw1000FV kWDTV10002 kW 10003508 . 014502Kw6.63 kW （3-1）b）電動機的輸出功率Pd Pd=awPPw/ （3-2）a=5423421 式中：1、2、3、4、5分別表示 V 帶傳動、軸承、齒輪傳動、連軸器和滾筒的傳

27、動效率。取1=0.96，2=0.98（滾子軸承） ，3=0.97（齒輪精度為 7 級，不包括軸承效率） ，4=0.99（彈性柱銷聯(lián)軸器） ，5=0.96， 則： a=96. 099. 097. 098. 096. 024=0.79 （3-3）所以 Pd=awP=79. 063. 6Kw=8.6 kW （3-4）3.2.3 確定電動機的轉速滾筒軸工作轉速為：n=DV100060=3508 . 0100060=43.68r/min （3-5） 83.2.4 電動機型號的確定查機械設計課程設計手冊指導書表 1 推薦的傳動比合理范圍，取 V 帶傳動比i1=24，二級圓柱齒輪減速器傳動比i2=840，則

28、總傳動比合理范圍為ia=16160，故電動機轉速的可選范圍為：nd=nia=（16160）43.68=698.886988.8r/min （3-6）符合這一范圍的同步轉速有 750、1000 和 1500 r/min。根據容量和轉速，查機械設計課程設計手冊有表：（3-1）表 3-1電動機轉速 r / min堵轉轉矩最大轉矩方案電動機型號額定功率PedkW同步轉速滿載轉速質量kg額定轉矩額定轉矩1Y 160M-411150014401232.22.22Y 160L-61110009701472.01.23Y 180L-8117507301841.72.0由表和實際情況選方案 1 ：Y160M-4

29、 其額定功率為 11Kw，滿載轉速為1460 r / min 即可滿足。3.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.3.1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速 n,可確定傳動裝置應有的總傳動比為： ia=nnm=68.431460=33.42 （37）3.3.2 分配傳動裝置比 ia=ii0 （38） 9式中i0、i分別表示 V 帶傳動和減速器的傳動比。為了使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 i=2.5（實際的傳動比要在設計 V 帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算） ，則減速器傳動比為： i=iia0=5 . 242.33=13.368 （3-9）3.3.3

30、分配減速器的各級傳動比由條件給定為同軸式，考慮潤滑條件，為使二級大齒輪直徑相近，查機械設計課程設計手冊指導書圖 12 同軸式曲線得i1=5.3，則 iii123 . 5368.13 =2.52。 取i2=2.5。3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數3.4.1 各級軸轉速高速軸 I：n=inm0=5 . 21460=584r/min （3-10）中間軸 II：n=in1=3 . 5584=110.19 r/min （3-11） 低速軸 III：inn21 .445 . 219.110 r/min （3-12）滾筒軸V：nnv1 .44 r/min 3.4.2 各軸輸入功率高速軸 I：101PPP

31、dd 064. 896. 04 . 8kW （3-13） 10中間軸 II：3212PPP67. 797. 098. 0064. 8kW （3-14）低速軸 III：P=P23=P23=97. 098. 067. 7=7.29 kW （3-15）滾筒軸V：P=P34=P24=99. 098. 029. 7=7.07 kW （3-16）各軸輸出功率 高速軸 I：P=P2=98. 0064. 8=7.90 kW （3-17） 中間軸 II：P=P2=98. 067. 7=7.52 kW （3-18） 低速軸 III：P=P2=98. 029. 7=7.14 kW （3-19） 滾筒軸V：P=P2=

32、96. 098. 007. 7=6.65 kW （3-20）3.4.3 各軸輸入轉矩高速軸 I：10010iTiTTdd88.13196. 05 . 295.54mN （3-21）中間軸 II：321121iTiTT44.66497. 098. 03 . 588.131mN （3-22）低速軸 III：322232iTiTT04.157997. 098. 05.244.664mN （3-23）滾筒軸V： 4234TTTV （3-24）mN 98.153199. 098. 004.1579 113.4.4 各軸輸出轉矩電動機輸入功率：Td mN （3-25）高速軸 I：2TT24.12998.

33、088.131mN （3-26）中間軸 II：2TT15.65198. 044.664mN （3-27）低速軸 III：2TT46.154798. 004.1579mN （3-28）滾筒軸V：52TTVV29.144196. 098. 098.1531mN （3-29）運動和動力參數計算結果整理于表：（3-2）表 3-2效率(P)kW轉矩(T)mN 軸名輸入輸出輸入輸出轉速(n)r /min傳動比 ( i )效率()電動機軸8.454.9514602.50.96高速軸 I8.0647.90131.88129.245845.29506. 097. 098. 0中間軸 II7.677.52664.

34、44651.15110.192.59506. 097. 098. 0低速軸III7.297.141579.041547.4644.1滾筒軸V7.076.651531.981441.2944.119702. 099. 098. 0 95.5414604 . 895509550nPmd 123.5 傳動件設計計算3.5.1 第一對齒輪3.5.1.1 選定齒輪類型、選精度等級、材料及齒數a）根據總體布置簡圖和已知條件選用圓柱齒輪。b）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB 10095-88） 。c）材料選擇。由機械設計表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 28

35、0HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。d）選小齒輪齒數Z1=24，大齒輪齒數Z2=2 .1273 . 524，取Z2=127。3.5.1.2 按齒面接觸強度設計查機械設計計算公式（10-9a）進行計算，即： dt 1=32. 23211HEdZuuTK （3-30）a）確定公式內的各計算數值 試選載荷系數Kt=1.3。 小齒輪傳遞的轉矩T1=131.88mN =3188. 1105mmN 查機械設計表 10-7 選取齒寬系數 d=1.0。查機械設計表 10-6 查得材料的彈性影響系數ZE=189.8PMa21。 查機械設計圖 1021d

36、 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限1limH600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限2limH550MPa 查機械設計式 10-13 計算應力循環(huán)次數。N1Ljnh 60=)1036582(158460=05. 2109 （3-31） N239. 03 . 51005. 2911iN109 （3-32）查機械設計圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數KHN190. 0；KHN295. 0。計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為 1，安全系數 S1，查機械設計式 10-12 得 1H=sKHN1lim1=540MPa6009 . 0 MPa （3-33） 13 2HsKHN2lim2=55095.

37、0MPa=522.5 MPa （3-34）b）計算 試計算小齒輪分度圓直徑dt 1，代入H中較小的值。 dt 1=2.323211HEdtZuuTK （3-35）=2.323255 .5548 .1892 . 512 . 51103188. 13 . 1mm =69.577 mm 計算圓周速度 V。 v=1000601ndt=100060584577.69 m/s =2.13 m/s （3-36） 計算齒寬 b。 b =ddt 1=1577.69 mm=69.577mm （3-37） 計算尺寬與尺高之比hb。模數 Zdmtt11=24577.69mm=2.899 mm （3-38）齒高 h =

38、2.25mt=mm899. 225. 2=6.523mm （3-39） 故 hb=523. 6577.69=10.667 計算載荷系數。 根據 V=2.13m/s ,7 級精度，查機械設計圖 10-8 得動載系數KV=1.08； 直齒輪 KH=KF=1； 查機械設計表 10-2 得使用系數KA=1； 查機械設計表 10-4 用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對于支承對稱布置時，KH=309. 13040309. 1318. 1=1.31575。 （3-40） 由hb=10.667，KH=1.31575，查機械設計圖 10-13 得 14KF=1.25； 故載荷系數K=KAKVKHKH=3157

39、5. 1108. 11=1.42101 （3-41） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，查機械設計式（10-10a）得： d1=31KKdtt=33 . 142101. 1577.69=71.67 （3-42） 計算模數m。 Zdm11=2467.71mm=2.986mm （3-43）3.5.1.3 按齒根彎曲強度設計 查機械設計式 10-5 得彎曲強度的設計公式為： m )23211FSaFadYYZTK （3-44）a）確定公式內的各計算數值查機械設計圖 10-20c 的小齒輪的彎曲強度極限1FE=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限2FE=380MPa；查機械設計圖 10-18 取彎曲

40、疲勞壽命系數KFN1=0.85，KFN2=0.88；計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞系數 S=1.4，查機械設計式 10-12 得： 1F=SKFEFN114 . 150085. 0MPa=303.57MPa （3-45） 2F=SKFEFN224 . 138088. 0 MPa =238.86 MPa （3-46）計算載荷K。 K=KAKVKFKF=25. 1108. 11=1.35 （3-47）查取齒形系數查機械設計表 10-5 得 YFa1=2.65；YFa2=16. 214. 2255014. 218. 2查取齒形系數 15查機械設計表 10-5 得 YSa1=1.58；YSa281

41、. 179. 1255079. 183. 1計算大、小齒輪的FSaFaYY并加以比較 111FSaFaYY=57.30358. 165. 2=0.01379 （3-48）222FSaFaYY=86.23881. 116. 2=0.01637 （3-49） 故大齒輪的大。b）設計計算m32501637. 0241103188. 135. 12mm=2.16mm （3-50）對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由

42、彎曲強度的模數 2.16 并就近圓整為標準值 m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=71.67mm，算出小齒輪齒數mdz11668.285 . 267.71，取z1=29。 （3-51）故大齒輪齒數 izz1127 .1533 . 529，取z2=154。 （3-52）3.5.1.4 幾何尺寸計算a）計算分度圓直徑mzd11mm5 .725 . 229 （3-53） mzd22mm3855 . 2154 （3-54）b）計算中心距 221ddammmm75.22823855 .72 （3-55）c）計算齒輪寬度 b=dd1=mm5 .725 .721 （3-56） 故取mmB801，

43、B2=75mm. 16為了湊中心距為 230mm，采取變位，變位系數255. 021xx； 中心距變動系數221dda5 . 05 . 25 .228230 （3-57） 齒頂高降低系數01. 021yxxy （3-58）其各齒輪參數如表：（3-3）表 3-3計算公式名稱代號小齒輪大齒輪模數m2.5壓力角20.84分度圓直徑dmmzmd9 .72cos84.2011mmzmd1 .38784.20cos22齒頂高hammmyxhhaa1125. 3)(11mmmyxhhaa1125. 3)(22齒根高hfmmmxchhaf4875. 2)(11mmmxchhaf4875. 2)(22齒全高hm

44、mhhhfa6 . 5111mmhhhfa6 . 5222齒頂圓直徑dammhzmdaa725.782111mmhzmdaa2255.3912222齒根圓直徑dfmmhzmdff525.672111mmhzmdff025.3802222基圓直徑dbmmddb28.120cos33mmddb98.311cos44齒距pmmmpp85. 721齒厚smmmxss41. 4)84.20tan22(21齒槽寬emmmxmee44. 3)84.20tan22(21頂隙cmmmccc625. 043 17中心距ammzzma23084.20cos2)(21注：表中，ha為齒頂高系數（=1） ；c為頂隙系數

45、（=0.25）3.5.1.5 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。3.5.2 第二對齒輪3.5.2.1選定齒輪類型、選精度等級、材料及齒數a）根據總體布置簡圖和已知條件選用圓柱齒輪。b）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB 10095-88） 。c）材料選擇。由機械設計表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為40HBS。d）選小齒輪齒數Z3=26，大齒輪齒數Z4=655 . 22

46、6。3.5.2.2按齒面接觸強度設計 查機械設計計算公式（10-9a）進行計算，即： dt2=32. 23221HEdZuuTK （3-59） a）確定公式內的各計算數值 試選載荷系數Kt=1.3。 小齒輪傳遞的轉矩T=664.44mN =6444. 6105mmN 查機械設計表 10-7 選取尺寬系數d=1.0。查機械設計表 10-6 查得材料的彈性影響系數ZE=189.8PaM21。查機械設計圖 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限3limH600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限4limH550MPa 查機械設計式 10-13 計算應力循環(huán)次數。 LjnNh 603=)103

47、6582(119.11060=86. 3108 （3-60） iNN23410544. 15 . 21086. 388 （3-61） 18查機械設計圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數KHN30.95；KHN40.98。計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為 1，安全系數 S1，查機械設計 式 10-12 得 3H=sKHN3lim3=570MPa60095. 0 MPa （3-62） 4HsKHN4lim4=55098. 0MPa=539 MPa （3-63）b) 計算 試計算小齒輪分度圓直徑dt 1，代入H中較小的值。dt2=2.32 321HEdtZuuTK （3-64）=2.32325539

48、8 .1895 . 215 . 211064. 63 . 1mm =122.77 mm 計算圓周速度 V。 V=1000601ndt=10006019.11077.122 m/s =0.71 m/s （3-65） 計算齒寬 b。 b =ddt2=177.122 mm=122.77mm （3-66） 計算尺寬與尺高之比hb。模數 Zdmtt32=2677.122mm=4.72mm （3-67）齒高 h =2.25mt=mm72. 425. 2=10.62mm （3-68）故 hb=523. 6577.69=11.56 （3-69） 計算載荷系數。 根據 V=2.13m/s ,7 級精度，查機械設

49、計圖 10-8 得動載系數KV=1.05；直齒輪 KH=KF=1； 查機械設計表 10-2 得使用系數KA=1； 19 查機械設計表 10-4 用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對于支承對稱布置時，KH=436. 1240436. 1445. 1=1.43645。 由hb=11.56，KH=1.43645，查機械設計圖 10-13 得KF=1.34； 故載荷系數K=KAKVKHKH=43645. 1105. 11=1.508 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，查機械設計式（10-10a）得： d2=32KKdtt=33 . 1508. 177.122=129 mm （3-70） 計算模數

50、m。 Zdm32=26129mm=4.96mm （3-71）3.5.2.3 按齒根彎曲強度設計 查機械設計式 10-5 得彎曲強度的設計公式為： m )2323FSaFadYYZTK （3-72）a)確定公式內的各計算數值查機械設計圖 10-20c 的小齒輪的彎曲強度極限3FE=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限4FE=380MPa；查機械設計圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數KFN3=0.90，KFN4=0.0.95；計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞系數 S=1.4，查機械設計式 10-12 得： 3F=4 . 15009 . 033SFEFNKMPa=321.43MPa （3-73） 4

51、F=SKFEFN444 . 138095. 0 MPa =257.86 MPa （3-74）計算載荷 K。 K=KAKVKFKF=34. 1105. 11=1.407 20查取齒形系數查機械設計表 10-5 得 YFa3=2.60；YFa4=272. 224. 281024. 228. 2查取齒形系數查機械設計表 10-5 得 YSa3=1.595；YSa4746. 173. 181073. 175. 1計算大、小齒輪的 FSaFaYY并加以比較 333FSaFaYY=43.321595. 160. 2=0.0129 （3-75）444FSaFaYY=86.257746. 1272. 2=0.

52、01538 （3-76）故大齒輪的大。b）設計計算m32501538. 0261644. 6407. 1210mm=3.49mm （3-77）對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度的模數 3.49 并就近圓整為標準值 m=4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d2=129mm，算出小齒輪齒數mdZ2325.324129，取Z3=32。故大齒輪齒數 835 . 232234iZZ。 （3-78）3.5.2.

53、4 幾何尺寸計算 a）計算分度圓直徑 mZd33mm128432 （3-79）mZd44mm332483 （3-80）b）計算中心距 243dda mmmm2302332128 （3-81）c）計算齒輪寬度 b=dd1=mm1291291 （3-82） 21 故取mmB1304，mmB1353各齒輪參數如下表：表 3-4計算公式名稱代號小齒輪大齒輪模數m4壓力角a20分度圓直徑dmmmzd12833mmmzd33244齒頂高hammmhhaa43mmmhhaa44齒根高hfmmmchhaf5)(3mmmchhaf5)(4齒全高hmmhhhfa9333mmhhhfa9444齒頂圓直徑dammmh

54、zdaa136)2(33mmmhzdaZa340)2(44齒根圓直徑dfmmmchzdaf118)22(33mmmchzdaf322)22(44基圓直徑dbmmddb28.120cos33mmddb98.311cos44齒距pmmmpp56.1243基圓齒距pbmmpppbb8 .11cos43齒厚smmmss28. 6243齒槽寬emmmee28. 6243頂隙cmmmccc143標準中心距ammmazz2302)(43注：表中，ha為齒頂高系數（=1） ；c為頂隙系數（=0.25）3.5.2.5 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為

55、宜。 223.6 軸的設計計算3.6.1 高速軸3.6.1.1 根據工作條件，減速器的高速軸選用 45 鋼，調質處理。3.6.1.2 初步確定軸的最小直徑d30nPA=3584046. 8100mm=23.99mm 取d=25mm （3-83）3.6.1.3 軸的結構設計a)擬定軸上零件的裝配方案 圖 3-2 I-II 段軸用于安裝軸承 6306，其軸的直徑為軸承的內徑，故取直徑為30mm。II-III 段軸為軸肩,其軸的直徑為 34mm。III-IV 段軸為軸肩,其軸的直徑為 36mmIV-V 段軸用于安裝齒輪，其軸的直徑為 34mm。V-段軸用于安裝套筒和軸承 2306,其軸的直徑為軸承的

56、內徑,故取直徑為 30mm。-軸安裝套筒，直徑為 27mm。-段安裝輪，直徑為 25mm。b）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度 I-II 段軸承寬度為 19mm，所以軸的長度為 19mm。 II-IV 段軸的長度為 5mm。 IV-V 段軸的軸長比安裝在該處齒輪的寬度小 2 mm,而齒輪寬為 80mm,故該段軸的軸長為 78mm。 V-VII 段軸考慮到安裝套筒寬 5mm、上一段軸的軸向長度要比安裝在上一段 23軸上的齒輪寬度小 2mm 和該段軸上安裝的軸承長度 19mm 比該段軸要伸出 2mm,故該段軸的長度為 24mm。VII-IX 段軸的長度為 78mm。IX-X 段軸的長度為 110

57、mm。3.6.1.4 求作用在軸上齒輪上的受力Ft1 =dTa12=103725.7888.1312N=3.35103N （3-84）Fr1=11tanFt=84.20tan1035. 33N=1.27103N （3-85）3.6.2 中間軸3.6.2.1 根據工作條件，減速器的高速軸選用 45 鋼，調質處理。3.6.2.2 初步確定軸的最小直徑d30nPA319.11067. 7120mm=49.36mm 取d=50mm （3-86）3.6.2.3 軸的結構設計a）擬定軸上零件的裝配方案圖 3-3 I-II 段軸用于安裝軸承 6210，其軸的直徑為軸承的內徑，故取直徑為 50mm。 II-I

58、II 段軸用于安裝套筒，其軸的直徑為 50mm。 24 III-IV 段軸用于安裝齒輪，其軸的直徑為 54mm。IV-V 段軸分隔兩齒輪，直徑為 58mm。 V-VI 段軸用于安裝齒輪，直徑為 54mm。 VI-VIII 段安裝套筒和軸承，直徑為 50mm。b）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度I-II 段軸承寬度為 20mm，所以軸的長度為 20mm。II-III 段軸考慮到安裝套筒寬 5mm 和下一段軸的軸向長度要比安裝在該軸上的齒輪寬度小 2mm，故此段軸的長度為 7mm.。III-IV 段軸按裝齒輪，其軸向長度小于齒輪寬度 2mm，而該齒輪的寬度為135mm,因此該段軸的長度為 133

59、mm。IV-V 段用于隔開兩個齒輪，其軸向長度為 55mm。V-VI 段用于安裝齒輪，其軸向長度比齒輪的寬度小 2mm,而該齒輪的寬度為75mm，因此該段軸的長度為 73mm。VI-VII 段軸考慮到安裝套筒寬 5mm 和上一段軸的軸向長度要比安裝在該軸上的齒輪寬度小 2mm，故此段軸的長度為 7mm。VII-VIII 段軸承寬度為 20mm，所以軸的長度為 20mm。3.6.2.4 求作用在軸上齒輪上的受力Ft2 =dTa22=10225.39144.66423N=3.4103N （3-87）Fr2=22tanFt=84.20tan104 . 33N=1.29103N （3-88）Ft3=d

60、Ta32=N1013644.66423=9.77103N （3-89） 33tanFt=9.7710320tanN=3.56103N （3-90）3.6.2.5 精確校核軸的疲勞強度(彎扭合成應力校核軸的強度)a）總體受力情況如圖 3-4 所示 25 圖 3-4b）水平方向受力情況如圖 3-5 所示 圖 3-5（單位：KN）根據受力情況得方程： X1+X2=Fr3+Fr2 （3-91） FFrr23)5 .82160(5 .82=X2)5 .521605 .82( （3-92）將Fr2=1.3KN, Fr3=3.6 KN 代入式（3-78）式（3-78）式，解得： X1KN83. 2 X2KN

61、07. 2列彎矩方程為： AB段 XM82. 2 5 .820 X BC段 XM77. 0475.233 1600 X CD段 XM07. 2275.110 5 .520 X作彎矩圖如圖 3-6 26 圖 3-6（mN ）c）豎直方向的受力情況如圖 3-7圖 3-7（KN）根據受力情況得方程： X3+Ft2=X4+Ft3 （3-93） FXFtt243)1605 .82()5 .521605 .82(5 .82 （3-94）將 Ft2=KN4 .93 Ft3=KN77. 9代入式（3-79）式（3-80）式解得： X3=KN63. 6 X4=KN06. 0列彎矩方程為： AB段 XM63. 6

62、 5 .820 X BC段 XM34. 3475.530 1600 X CD段 925. 306. 0XM 5 .520 X作彎矩圖如圖 3-8 27 圖 3-8（mN ）d）總彎矩圖和總扭矩圖分別如圖 3-9 和圖 3-10 圖 3-9（mN ）圖 3-10（mN ）由圖可得，危險截面為 B,其Mmax=579.58mN ，T664.44mN 。按第三強度理論，計算應力224ca （3-95） 28通常由彎矩所產生的彎曲應力 是對稱循環(huán)變應力，而右扭矩所產生的扭轉切應力 則常常是對稱循環(huán)變力。為了考慮糧者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數 ，則計算應力為：)22(4ca （3-96）式中的彎曲

63、應力為對稱循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時，取 =0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)應力時，取=0.6 ；若扭轉求應力亦為丟丑循環(huán)應力時，則取=1 。對于直徑為 d 的圓軸，彎曲應力為WM ，扭轉切應力WTTWT2 ，將 和 代入式（1） ，則軸的彎扭合成強度條件為： WTWMca2224=WTM221 （3-97）查機械設計式 15-有：ca-軸的計算應力，MPa； M-軸所受的彎矩，mmN ； T-軸所受的扭矩，mmN ； W-軸的抗彎截面系數，mm3； 1-對稱循環(huán)變應力時軸的許用應力，MPA。因為 333125000501 . 01 . 0mmdW T=664.44mN =mmN 105

64、6444. 6 Mmax=579.58mN =mmN 1057958. 5故WTMca22max)( 125000105644. 61057958. 522（3-98） =7.05 MPa1 所以所選的軸能夠滿足條件。3.6.3 低速軸3.6.3.1根據工作條件，減速器的高速軸選用 45 鋼，調質處理3.6.3.2初步確定軸的最小直徑 29d30nPA=31 .4429. 7100mm=54.8mm 取d=60mm （3-99）3.6.3.3軸的結構設計a）擬定軸上零件的裝配方案 圖 3-11 I-II 段軸用于安裝聯(lián)軸器，其軸的直徑為 55mm。 II-III 段軸的直徑為 57mm。III

65、-段軸用于安裝軸承和套筒，其軸的直徑為軸承的內徑,而軸承的內徑為60mm, 故該段軸的直徑為 60mm 。 -段軸用于安裝齒輪，其直徑為 62mm。 -段軸為軸肩，直徑為 66mm。-段軸安裝軸承，其軸的直徑為軸承的內徑,而軸承的內徑為60mm,故該段軸的直徑為 60mm。b）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度 I-II 段軸的軸長度為聯(lián)軸器的孔長,故該段軸長為 145mm。 II-III 段軸的長度為 78mm。III-段軸長為套筒的長度 5mm 和軸承的長度 22mm,故該段軸長為 27mm。 -段軸用于安裝齒輪，齒輪的寬度為 130mm,但是該段軸的長度比齒輪的寬度小 2mm,因此,該段

66、軸的軸長為 128mm。 30 -段軸的長度為 5 mm。-段軸的長度為軸承的寬度,而軸承的寬度為 22mm,故該段軸的長度為22mm。 3.6.3.4求作用在軸上齒輪上的受力Ft4=dTa42=N10334004.15792=9.29103N （3-100） Fr4=44tanFt=9.2910320tanN=3.38103N （3-101）3.7 滾動軸承的選擇及校核計算根據工作條件，選用的軸承的基本參數如表：（3-5）表 3-5基本尺寸/mm安裝尺寸/mm極限轉速軸承代號dDBrsmindaminDamaxrasmax基本額定動載荷CrkN基本額定靜載荷Cr0kN脂潤滑油潤滑高速軸63063072191.13765127.015.2900012000中間軸62105090201.15783135.023.267008500低速軸621260110221.5691011.547.832.856007000 31hPCnLrh986171079. 110275846010)(6010331136613.7.1 高速軸的軸承壽命校核 查機械設計式 13-5 有：)(60106PCnLh