1、二級展開式圓柱齒輪減速器1、運輸帶工作拉力 F = 2600N ;2、運輸帶工作速度 v = 1.1m/s ;3、卷筒直徑 D = 220mm ；上面是我的設計條件，下面是我的設計說明書，這個也可以作為模板的，只需要 你改F、v成為你自己需要的。我傳的是 WOR文檔，而且文中所有參數均按最新 版本的機械設計書選擇，僅供參考、可互相交流。1引言機械設計課程是培養學生機械設計能力的技術基礎課。 機械設計課程設計是機械 設計課程的重要實踐教學環節，也是學生第一次較全面的設計能力訓練， 其基本目的 是：（1） 培養理論聯系實際的設計思想通過課程設計，訓練綜合運用機械設計課程 和有關先修課程設計的理論和

2、實際知識，結合生產實際培養分析和解決實際 問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識，掌握機械設計的一般規律，樹立正確的設計思想；（2）培養機械設計能力 學會從及其功能的要求出發，合理選擇執行機構和傳動 機構的類型，制定執行結構方案和傳動機構方案，合理選擇標準部件的類型 和型號，正確計算零件的工作能力，確定它的尺寸、形狀、結構及材料，并 考慮制造工藝、使用、維護、經濟和安全等問題，進行結構設計，達到了解 和掌握機械設計方案、機械零件、機械傳動裝置的設計過程和方法；（3）進行設計基本技能的訓練通過課程設計，學習運用標準、規范、手冊、圖冊和查閱科技文獻資料以及使用計算機、經驗數據，進行經驗

3、估算和處理數 據的能力，培養機械設計的基本技能和獲取有關信息的能力。在本課程設計中用計算機繪圖或手工繪圖都能達到以上基本要求，但是由目前發展趨勢應盡量采用計算機繪圖。2傳動裝置的總體設計在二級展開式圓柱齒輪減速器設計的整個過程中，必須遵循以下原則：（1）滿足使用要求（2）滿足工藝要求（3）滿足經濟要求2.1電動機的選擇電動機類型的選擇選用丫系列三相異步電動機。電動機功率的確定電動機的容量主要由運行時發熱條件限定，在不變或 變化很小的載荷長期連續 運行的機械，只要其電動機的負載不超過額定值， 電動機便不會過熱，通常不必教研 發熱和啟動力矩。所需電動機功率為：式中，Pd為工作機實際需要的電動機輸出

4、功率, kW n為電動機至工作機之間傳動裝置的總效率。工作機所需功率Pw應由機器工作阻力和運動 參數計算求得，如圖1所示帶式運輸機傳動裝置：kW Pw為工作機需要的輸出功率,PwFv1000 w2600* 1.11000*12.86kW式中，F為工作阻力，N; v為工作機的線速度 m/s，n w為工作機的效率。傳動裝置總效率n按下式計算：聯軸器1聯軸器2軸承1軸承2軸承3 齒輪1齒輪2參照機械設計課程設計手冊表1-5可知，聯軸器1放置于高速級，故選用有彈性元件的撓性聯軸器，n聯軸器1為0.993,；聯軸器2放置于低速級，故選用滑塊聯軸器，n聯軸器2為0.98 ；由于本帶式運輸機傳動裝置設計中采

5、用展開式二級齒輪減速器， 第一級減速采用斜齒輪減速，第二級采用直齒輪傳動，則軸承1和軸承2選用角接觸 球軸承，軸承3選用深溝球軸承，n軸承i=n軸承2=n軸承3=0.99 ；齒輪1和齒輪2均采用 7級精度的一般齒輪傳動(油潤滑)，n齒輪1= n齒輪2=0.98。聯軸器i聯軸器2軸承i軸承2軸承3齒輪i齒輪2 貝U，所需電動機功率為：PdPw2.860.913.14kW查機械設計課程設計手冊表 12-1可知，共有Y112M-2 Y112M-4 Y132M1-6和Y160M1-8可 供選擇。電動機轉速的選擇nd 'i nwi 11 q nw1528r / min4*4*(60*1000*1

6、")3.14*220式中i 1、i 2均為二級展開式減速器中2級齒輪估計的傳動比，查機械設計課程 設計手冊中表14-2可知齒輪傳動的圓柱形齒輪傳動傳動比在3-5之間最為適宜，所以兩級傳動中的兩個傳動比均取中間值為 4。最終選取型號為丫112M-4的電動機。查 表12-1可知其同步轉速為1500r/min，額定功率為4kV，滿載轉速為1440r/min。查 表12-4可知其總長為400mm直徑為240mm軸升尺寸為60mm中心高為112mm鍵 連接尺寸長*寬為60*8，地腳中有4個凸緣孔數，孔直徑為12mm孔間距為190mm 和 140mm2.2總傳動比的計算及分配各級傳動比傳動裝置的

7、總傳動比要求應為1440/95.4915.08式中，nm為電動機滿載轉速，r/min，nw為執行機構轉速,r/min。 故c中，總傳動比為i皿2其中，i1為第一級減速傳動比，i2為第二級減速傳動比，由于，在展開式二級齒輪減速器傳動中，i 1= (1.3-1.5 ) i2。故去i 1為4.59，i2為3.28。2.3傳動裝置的運動和動力參數的計算此展開式二級齒輪減速器從電動機到工作機有三軸，依次為I、U、川軸，參見圖1,則(1) 各軸轉速nI nm 1440 r / minnn 丄 1440/4.59 313.72r/min iinni n313.72/3.28 95.65r/min式中，nm為

8、電動機滿載轉速，r/min ；ni、nn、nm分別為I、n、川軸的轉速，r/min ； i軸為高速軸，川軸為低速軸，i i、i n依次為i、n軸與n、m軸之間的傳動比。(2) 各軸功率PiPd 聯軸器 13.14 * 0.9933.118 kWPnP1 齒輪 1 軸承 1 3.118 * 0.98 * 0.993.025 kWp mPn 齒輪 2 軸承 23.025 * 0.98 * 0.992.935 kW式中，Pd為電動機軸輸出功率，kW pi、pn、pm分別為i、n、m軸輸入功率, kW n出、耳齒輪1 n軸承1、n齒輪2 n軸承2依次為電動機軸與i軸，i軸、n軸，n軸、m 軸間的傳動效

9、率。(3) 各軸轉矩Ti Td 聯軸器 19550 ( Pd / nm) * 聯軸器 19550 * (3.14/1440 ) * 0.99320.679 N * mTnT1i1 齒輪 1 軸承 120 .679 * 4.59 * 0.98 * 0.9992 .088 N * mTmTn in 齒輪 2 軸承 292 .088 * 3.28 * 0.98 * 0.99293 .047 N * m式中，Td為電動機軸的輸出轉矩，N*m Ti，Tn, Tm分別為i、n、m軸的輸入 轉矩，N*m將運動和運動參數的計算值整理為表1,以備查看。表1軸與軸之間的數據表符號總傳動比i一級傳動比i1二級傳動比

10、i2參數值15.084.593.28符號I軸轉速mn軸轉速nn川軸轉速nrn參數值1440r/min313.72r/mi n95.65r/mi n符號I軸輸入功率P1n軸輸入功率Pn川軸輸入功率Pm參數值3.118kW3.025kW2.935kW符號I軸輸入轉矩T1n軸輸入轉矩T nm軸輸入轉矩T m參數值20.679N*m92.088 N*m293.047 N*m3傳動零件的設計計算本設計采用展開式二級齒輪減速器傳動，其中第一級傳動，即高速級采用斜齒圓柱齒輪傳動，第二級傳動，即低速級采用直齒圓柱齒輪傳動。3.1第一級齒輪傳動的設計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1) 據本設計，選擇斜

11、齒圓柱齒輪傳動，初選螺旋角B為 14度，壓力角為20 度。(2) 該減速器屬于通用減速器，參考機械設計教材表10-6，選用7級精度。(3) 材料選擇。由機械設計教材表10-1所示，選擇小齒輪材料為40C (調質)， 齒面硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼(調質)，齒面硬度為240HBS(4) 選小齒輪齒數 乙=24,大齒輪齒數 Z2= i 1* Z 1=4.59*24=110.16,取乙=111。按齒面接觸疲勞強度設計(1) 由下式計算小齒輪分度圓直徑，即d1t3 2KHtT1* u1*（心工）h1) 確定式中個參數值。 試選載荷系數KHt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。T19. 55 *

12、 106P / n19.55 * 106 * 3. 118 / 14402. 068 * 104N.mmat1 由機械設計教材表10-7選取齒寬系數d =1。 由機械設計教材圖10-20查取區域系數ZH=2.433。 由機械設計教材表10-5查得材料的彈性影響系數 乙=189.8MP 由下式計算接觸疲勞強度用重合度系數乙。t arctan(tann/cos ) arctan(tan20°/cos14°) 20.562°arccos z1 cos t /(z12han cos )arccos 24 * cos 20.562 0 /( 242 * 1 * cos 14

13、0)29 .974 0at2arccos z2 cos t /(z2 2han cos )arccos 111 * cos 20.562 0 /(11123 .044 02* 1 * cos 14 0)Z1 (tan at1 tan t) Z2(tan 驗 tan J/(2 )24* (tan29.9740 tan2O.5620) 111* (tan23.O440 tan20.5620)1.658dZ1 tan /1* 24* tan(140)/1.905Z4 1.658；3(1 1.905)1.9051.6580.665計算接觸疲勞許用應力S h。由機械設計教材圖10-23查得小齒輪和大齒輪

14、的接觸疲勞極限分別為SHiim1=600MPa, S Hiim1=550MPa由下式計算應力循環次數:N160njL h 60 * 1440 * 1 * (2 * 8 * 365 * 8)4. 037 * 10998N2 N1 / i 14. 037 * 10 /( 111 / 24)8. 729 * 10由機械設計教材圖10-23查取接觸疲勞壽命系數Khn=0.87,Khn=0.94取失效率為1%安全系數S=1，由下式可得h1KhN1 Hlim1S0.87* 600522MPaKHN2 H lim 2S0. 94 * 550517MPa取S h1與S h2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞應力，

15、即h H】2517MPa由下式可得螺旋角系數Zb。Z coscos 14°0.9852）試算小齒輪分度圓直徑dit3 2*1.3*2.068*1044 1(111/24)1(111/24)3 2KHtT1 * U 1ZHZEZZ d U h1 k. 2 162di30.549* 36.194mmMV 1.3及相應的齒輪模數mn di Cos /Z136.194* cos140 /241.463mm按齒跟彎曲疲勞強度設計由下式試算齒輪模數，即3 2Kf"YY cos2YFaYsa、mnt V尹一 )Z f1)確定公式中各參數值。 試選載荷系數心=1.3。 由下式，可計算彎曲疲

16、勞強度的重合度計算丫 ob arctan(tan cos t) arctan(tan 14°cos20.562°)13.140°/cos2 b/Z1 1.658/cosf 13.1402 1.7480.250.75/0.250.75/1.7480.679 由下式，可計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數 Yb丫 1- (0) 1-1.905*(14/120) 0.7781200YFaYsa 計算f o由當量齒數330330乙1 乙/cos 24/COS14 2627, J Z2/COS111/cos14121.510查機械設計教材圖10-17 ,得齒形系數 論=2.58,丫

17、 Fa2=2.18 o查機械設計教材圖10-18，得應力修正系數為 Ysa1= 1.6,Y Sa2=1.81 o查機械設計教材圖10-24c，得小齒輪和大齒輪的齒跟彎曲疲勞極限分別為S Fiim1=500MPa, S Fiim2=380MPa查機械設計教材圖10-22，得彎曲疲勞壽命系數心1=0.88, K fn=0.93. 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由下式得Kfn 1 Fiim1 0.88* 500f1 fN1 F|im1314.286MPaS1.4F 2KfN2 F lim 20.93* 380252.429MPaS1.4YFa 1丫sa12.58*1.60.0131f1314.286

18、Y=a 2Ysa22.18*1.810.0156F 2252.429YFaYsarrrt 、r , r . r Il大于小齒輪,所以取因為人齒輪的r J丫Fa 丫sa 丫Fa 2丫sa 2T7T f20.01562)試算齒輪模數mint3 2KfEYY cos2 (YFaYsa d乙2( f3 2*1.3* 2.068* 104 * 0.679* 0.778* cos214°V1*2420.01560.898(3)調整齒輪模數1)計算實際載荷前的數據準備。圓周速度vd1mntZ1 / cos0.898* 24/COS14022.212mmd1t n1v60* 1000 齒寬b* 22

19、.212* 144060*10001.675m/sb dd11* 22.21222.212mm 齒咼h及寬咼比b/hh (2han* C；)mnt (2*10.25)* 0.8982.021b/h 22.212/2.02110.9912)計算實際載荷系數© 根據v=1.675m/s , 7級精度，由機械設計教材圖10-8查得動載系數 匕=1.0643 由 Ft1 2T1 /d12* 2.068* 10 /22.2121.862*10 N3KAF/b 1*1.862*10 /22.21283.829N/m100N /m 查得機械設計教材表10-3得齒間載荷分配系數Ka=1.4。 查機械

20、設計教材表10-4用比例法，得 心=1.417。結合b/h=10.991查機械設 計教材圖10-13，得1.35,則載荷系數為Kf KaKvKf Kf3) 由下式可得按實際載荷系數算的的齒輪模數1 k(2 003mn mnt3,F0.898*3 *1.037mmn Mt1.3對比計算結果，齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發，從標準中就近取m=1.5mm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=36.194mm來計算小齒輪齒 數，即乙=dQOS B /mn=36.194*cos14 71.5=23.412。取 乙

21、=26,則 乙=4.59*26=119.34，取 Z2=121O Z1與Z2互為質數。幾何尺寸計算(4)計算中心距a(26 121)*1.5113.625mm2 cos2 * cos14考慮到模數從1.124mm增大圓整為1.5mm，為此將中心距增大圓整為115mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角0 乙)mn arccos(26 121)*1.50arc cosarccos16.5252a2*115(3) 計算小、大齒輪的分度圓直徑,Z1mn26* 1.5 “cccd1- -0 40.680mmcos cos16.525d2 Z1121*1.50 189.320mmcos cos16.525

22、(4) 計算齒輪寬度dd11* 40.68040.680mm取 b2=41mm, b=46mm圓整中心距的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，Kh、Ze和Kf、丫八Yb等均發生變化，應重新校核齒 輪強度，以明確齒輪的工作能力。(1) 齒面接觸疲勞強度校核由下式對接觸疲勞強度進行校核，即2Kh* u Z Z Z ZH 3Z H Z A Z Z d * u1)確定式中個參數值。計算小齒輪傳遞的轉矩。T19.55*106P/n19.55* 106* 3.118/14402.068* 104N.m由機械設計教材表10-7選取齒寬系數d =1。由機械設計教材圖10-20查取區域系數ZH=2.47。由機械設

23、計教材表10-5查得材料的彈性影響系數 乙=189.8MPa/2。由下式計算接觸疲勞強度用重合度系數乙。t arctan(tan n/cos ) arctan(tar20°/cos16.52H)20.789°at 1arccos z1 cos t /( z12han cos )arccos 26 * cos 20.789 0 /( 262 * 1 * cos 16 .525 0)29 .462 0at 2arccos z2 cos t /(z2 2han cos )arccos 121 * cos 20.789 0 /(1212 * 1 * cos 16 .525 0)23

24、 .028 0d Z1 tan /1 * 26 * tan( 16. 5250)/2. 455Z1 (tan at1 tan t) Z2(tan26* (ta n29.4620 tan 20.7890)at2 tan t')/(2 )121* (tan23.028° tan20.7890)/21.641Z4 1.641.32.445)2.4451.6410.354Z , cos cos 16.52500.979計算實際載荷系數K.由機械設計教材表10-2查得使用系數Ka=10圓周速度v0dg*40.680*1440v 3.067m/s60*1000 60*1000根據v=3.

25、067m/s、7級精度，由機械設計教材圖10-8查得動載系數Kv=1.09。43齒輪的圓周力 入 2心牡 2*2.068*10 /40.6801.017* 10 NKAFt1 /b 1* 1.017* 103/40.68025N /m 100N /m查機械教材表10-3的齒間載荷分布系數Kh«=1.4 o由機械教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，Khb=1.417 o則載荷系數為© ©怡心心1 * 1.09* 1.4 * 1.4172 162計算接觸疲勞許用應力S h o由機械設計教材圖10-23查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為S

26、Hlim1=600MPa, S Hlim1=550MPa由下式計算應力循環次數：N160n1 jLh 60* 1440*1* (2* 8* 365* 8)4.037* 10998N2 N1/i14.037* 10 /(121/26)8.675* 10由機械設計教材圖10-23查取接觸疲勞壽命系數Khn=0.87,K hn=0.94 o取失效率為1%安全系數S=1，由下式可得h1 KhN1 Hlim1 0.87* 600522MPaS1h2 KhN2 Hlim2 0.94 *550 517MPaS1取S H1與S h2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞應力，即h h2 517MPa將以上結果代入下式

27、；2KhTi*u 1zzzzH 、3ZH ZAZ Z ddiu2* 2.162* 2.068* 10z(121 /26) 1、*.* ()*2.47* 0.354* 189.8*V 1* 40.6803121 /26206.391 MP a H滿足齒面接觸疲勞強度。(5)齒跟彎曲疲勞強度的校核由下式對齒跟彎曲疲勞強度進行校核，即0.979小齒輪校核公式：22心池1丫丫 cosF1dEn Z1大齒輪校核公式：2心丁*82丫582丫丫F2dEn Z1cos21)確定公式中各參數值。由下式，可計算彎曲疲勞強度的重合度計算 丫b arctan(tan cos t) arctan(tan 16.525&

28、#176; cos20.789°)15o5030/cos2 b 1.641/cos216.525 1.785丫 0.250.75/ v 0.250.75/1.7850.670 由下式，可計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yb丫 1-(0)1-2.445*(16.525/120)0.663120 計算丫FaYsa o由當量齒數Z/1 乙 / cos3Zv2 Zq/cos26/cos316525 29507121/co$5 16525)137323查機械設計教材圖10-17 ,得齒形系數 論=2.43,丫 Fa2=2.155。查機械設計教材圖10-18，得應力修正系數為 *1= 1.67,Y

29、sa2=1.83計算實際載荷系數冷圓周速度v*40.680*144060*100060*10003.067m/s根據v=3.067m/s , 7級精度，由機械設計教材圖10-8查得動載系數 31.0943由 Fti 2/di 2* 2.068* 10 /40.6801.017* 10 NKAFt1 /b 1* 1.017* 103/4124.805N /m 100N /mS查得機械設計教材表10-3得齒間載荷分配系數 da=1.4。查機械設計教材表10-4用比例法，得Khb=1.417。齒咼h及寬咼比b/hh (2han* C；)mnt (2* 1 0.25)* 1.53.375mmb/h 4

30、1/3.37512.148結合b/h=17.778查機械設計教材圖10-13，得 艱=1.42,則載荷系數為KfKaKvKf Kf查機械設計教材圖10-24c，得小齒輪和大齒輪的齒跟彎曲疲勞極限分別為3 Flim1 =500MPa, 3 Flim2=380MPa查機械設計教材圖10-22，得彎曲疲勞壽命系數心1=0.88, K fn=0.93. 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由下式得f1 KfN1 Flim1 0.88* 500314.286MPaS1.4F20.93* 380252.429MPaS1.4故小齒輪校核公式：22KFYFa1Ysa1YY cosF12dmnZ12*2.167* 2

31、.068* 104 * 2.43* 1.67* 0.670* 0.663* cos216.5251*1.5* 262146.445 F1大齒輪校核公式：2心丁1丫尸玄2緇2丫丫 Co£F2 2dEn乙2* 2.167* 2.068* 104* 2.155* 1.83* 0.670* 0.663* cos216.5251*1.5*262142.315 f2故齒跟彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞強度的能力大于大齒輪主要設計結論齒數乙=26,乙=121，模數m=1.5mm壓力角為20°,螺旋角B =16.525°,變為系數 X=X2=0,中心距 a=115m

32、m di=40.680,d 2=189.320 齒寬 bi=41mm b2=46mm小齒輪選用 40Cr （調質），大齒輪選用45鋼（調質），齒輪按7級精度設計。以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm小于500mm故以選用腹板式結構為宜，小齒輪與I軸做為一體。3.2低速級，直齒圓柱齒輪傳動設計計算（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數據本設計，選擇直齒圓柱齒輪傳動，壓力角為20度。該減速器屬于通用減速器，參考機械設計教材表10-6，選用7級精度。材料選擇。由機械設計教材表10-1所示，選擇小齒輪材料為40C （調質），齒面 硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240

33、HBS選小齒輪齒數 Z3=24,大齒輪齒數 Z4= i 2* Z 3=3.28*24=78.72,取Z4=79。（2）按齒面接觸疲勞強度設計由下式計算小齒輪分度圓直徑，即d 3t2KHtT3U 1 * (ZHZEZ u ( h1）確定式中個參數值。 試選載荷系數 心=1.3 計算小齒輪傳遞的轉矩。T39. 55 * 106P / n29. 55 * 106 * 3. 025 / 313. 729. 208 * 104N.mm 由機械設計教材表10-7選取齒寬系數d =1。 由機械設計教材圖10-20查取區域系數ZH=2.5。 由機械設計教材表10-5查得材料的彈性影響系數 乙=189.8MPa

34、2 由下式計算接觸疲勞強度用重合度系數乙。a3 arccos Z3 cos g 2ha ) arccos 24 * cos 20 0 /( 242* 1)29 .841 0a4 arccos z4 cos/(z4arccos 79 * cos 20 0 /( 7923 .582 02ha )2 * 1)込n a3 tan t) Z4(tan a4 tan ')/(2 )24* (tan29.841° tan20°) 79* (tan23.582° tan200)41.71331.7130.873 計算接觸疲勞許用應力S h。由機械設計教材圖10-23查得小

35、齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為SHlm1=600MPa, S Hlm1=550MPa由下式計算應力循環次數：8N360n2jLh 60* 313.72* 1* (2* 8* 365* 8)8.794*108 8N4 N3/i28.794* 10 /(79/24)2.672* 10由機械設計教材圖10-23查取接觸疲勞壽命系數Khn=0.94,Khn=0.96 取失效率為1%安全系數S=1，由下式可得K HN 3 H lim 30.94* 600564 MPah 3564MPaS1KHN 4 H lim 40.96* 550h 4528MPaS1取S h1與S h2中較小者作為該齒輪副的接觸疲

36、勞應力，即h h4 528MPa2) 試算小齒輪分度圓直徑d3tu 1* (Zh ZeZ u ( h3 4 *(79/24) 1*( ) V1(79/24)52857.702mm(3) 調整小齒輪分度圓直徑1) 計算實際載荷前的數據準備* 57.702*313.7260* 10000.948m /s 圓周速度Vd3t n2V60*1000 齒寬bobddit 1*57.702 57.702 mm2）計算實際載荷系數K. 由機械設計教材表10-2查得使用系數K=1o 根據v=0.948m/s、7級精度，由機械設計教材圖10-8查得動載系數 匕=1.0443 齒輪的圓周力盡 恥心 2* 9.208

37、* 10 /57.7023.192*10 NKAFt3/b 1 * 3.192* 103/57.70255.319N /m 100N /m查機械教材表10-3的齒間載荷分布系數Ka=1.4 o 由機械教材表10-4用比例法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時,Khb=1.421 o則載荷系數為 KhKa&Kh 心 1 * h 04 *4 * h 4212 0693）由下式，可得按實際載荷系數算法得的分度圓直徑d3dst 3；057. 702 *67. 369mm KHtV 1. 3及相應的齒輪模數m,d3 / Z367. 369 / 242. 807mm（4）按齒跟彎曲疲勞強度設計

38、由下式試算齒輪模數，即m,t 32心兀丫（ YFaYsa ） f）2 、dZ31）確定公式中各參數值。 試選載荷系數心=1.3 o 由下式，可計算彎曲疲勞強度的重合度計算丫Y 0.250.75/0.250.75/1.7130.688計算f查機械設計教材圖10-17，得齒形系數 YFa3= 2.65,Y Fa4=2.26查機械設計教材圖10-18，得應力修正系數為 YSa3= 1.58,Y Sa4=1.77查機械設計教材圖10-24C，得小齒輪和大齒輪的齒跟彎曲疲勞極限分別為S Fim3=500MPa, S Fiim4=380MPa查機械設計教材圖10-22，得彎曲疲勞壽命系數Kfn3=0.88

39、, K fn4=0.93.取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由下式得F 3f4KfN3 Flim3SKFN 4 F lim 4S0.88*5001.40.93* 3801.4314.286MPa252.429MPaYFa3Ysa3f3314.286f42.26*1.77252.4290.0158YFaYs因為大齒輪的f大于小齒輪，所以取0.0158YFaYsa 丫Fa 2丫 sa4T7T f42)試算齒輪模數|2KFtT3Y /YFaYsa、 mnt 3 Ft 32 ( Fa sa)dZ3 f3 2*1.3* 9.208* 104 * 0.688* V1*2421.653(5) 調整齒輪模數1)計

40、算實際載荷前的數據準備。圓周速度vd3 mntZ31.653* 2439.672mm60*100060* 10000.652m/s 齒寬bb ddi 1*39.67239.672mm 齒咼h及寬咼比b/hh (2han* C；)mnt (2*10.25)* 1.6533.719b/h 39.672/3.71910.6672) 計算實際載荷系數Kf. 根據v=0.652m/s , 7級精度，由機械設計教材圖10-8查得動載系數KV=1.03。43 由 Ft3 2T3/d32* 9.208* 10 /39.6724.624* 10 NKAFt3/b 1* 4.624* 103/39.672116.

41、556N /m 100N /m查得機械設計教材表10-3得齒間載荷分配系數 &a=1.0。 查機械設計教材表10-4用比例法，得 “=1.421。結合b/h=10.667查機械設 計教材圖10-13，得1.35,則載荷系數為KfKaKvKf Kf3) 由下式可得按實際載荷系數算的的齒輪模數“1.377廠mn Ent” 一 1.653 $ 1 31 -685mm對比計算結果，又齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發，從標準中就近取m=2mm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 da=67.304mm來計算小齒輪

42、齒 數，即Za=da /m n=67.304/2=33.652。取 乙=35,則 Z4= (3.2 ) *35=112,取 乙=112。乙與 Z4互為質數。(6) 幾何尺寸計算計算中心距(Z3 Z4)mn(35112) * 2147mm計算小、大齒輪的分度圓直徑d3 Z3mn 35* 2 70mmd4 乙 mn 112* 2224mm計算齒輪寬度b dd31*70 70mm取 b2=70mm, b=75mm（7）主要設計結論齒數Za=35,乙=112,模數m=2mm壓力角為20°,變為系數 人=%=0,中心距a=147mm da=70mm,4=224mm齒寬b3=70mryi b4=

43、75mm小、齒輪選用 40Cr （調質），大齒輪選用 45 鋼（調質），齒輪按7級精度設計。以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm小于500mm故以選用腹板式結構為宜。將各齒輪參數的計算值整理為表 2,以備查看表2 齒輪之間的數據表符號1齒輪齒數Z12齒輪齒數Z23齒輪齒數Z34齒輪齒數Z4參數值2612135112符號一級斜齒輪模數m1二級直齒輪模數m2斜、直齒輪壓力角一級斜齒輪螺旋 角B參數值1.5220。16.525°符號變為系數（X、丫）一級斜齒輪中心距二級直齒輪中心距參數值0115mm147mm符號1齒輪分度圓直徑d12齒輪分度圓直徑d23齒輪分度圓直徑d34齒輪分度

44、圓直徑d4參數值40.680mm189.320mm70mm224mm符號1齒輪齒寬b12齒輪齒寬b23齒輪齒寬b34齒輪齒寬b4參數值46mm41mm75mm70mm符號小斜、直齒輪選用材料大斜、直齒輪選用材料參數值40Cr （調質）45鋼（調質）4箱體尺寸設計名稱符號具體參數箱座壁厚8mm箱蓋壁厚S i8mm箱蓋凸緣厚度bi12mm箱座凸緣厚度b12mm箱座底凸緣厚度b220mm地腳螺釘直徑df16mm地腳螺釘數目n4軸承旁連接螺栓直徑di12mm蓋與座連接螺栓直徑d28mm連接螺栓d2的間距l180mm軸承端蓋螺釘直徑d36mm小蓋）、8mm（大蓋）視孔蓋螺釘直徑d47mm定位銷直徑d6m

45、mdf、di、d2至外箱壁的距離Ci(Cimin+2mm)24mm 20mm 16mmdf、di、d2至凸緣邊緣距離G(C2min+2mm)22mm 18mm 14mm軸承旁凸緣半徑Ri18mm凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確疋外箱壁至軸承底端面距離l i43mm鑄造過渡尺寸x、y9.6mm 86.4mm大齒輪頂圓與內相壁距離 i12mm齒輪端面與內箱壁距離 210mm箱蓋、箱座肋厚m、m7mm 7mm軸承端蓋外徑D2D+(55.5)d 3；D-軸承外徑軸承旁連接螺栓距離ss約等于D25裝配草圖的設計5.1初估直徑與初選聯軸器（1）高速軸選取高速軸的材料為40Cr （調質）由機械設計教材15-

46、3取A為110mmp-3 118dA)3一1103 14.231mm初1V 1440適當考慮安裝鍵等其他因素，將該最小軸徑放大7%貝d14 231 *(1 7%15.227mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑(機械教材圖15-26 )。為了使所選軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩：TcaKAT1考慮轉矩變化很小，故取 Ka=1.3，貝TcaKaT11.3 * 20.67926. 883N.m按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩和電機軸直徑為28mm軸伸尺寸為60mm的條件，選用LM2型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為50N.m半聯軸器的孔徑為20mm

47、50mmYB28 * 62YB20 * 52則取軸直徑為20mm半聯軸器長度為52mm與軸孔配合長度為 標記為LM2型聯軸器(2) 中間軸選取高速軸的材料為45鋼(調質)。由機械設計教材15-3取A為110mmdA)J1103' 3.02523.413mm汕2V 313. 72故可取中間軸直徑為30mm(3) 低速軸選取高速軸的材料為45鋼(調質)。由機械設計教材15-3取A為110mmA03 n31195. 6534.438mm適當考慮安裝鍵等其他因素，將該最小軸徑放大7%貝d 34. 438 * (17%36. 849mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑(機械教材圖15-

48、26 )。為了使所選軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩：TcaKAT3考慮轉矩變化很小，故取 Ka=1.3，貝TeaKAT31.3 * 293.047380. 961N.m按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，選用 WH6型滑塊軸器，其公稱轉矩為500N.m半聯軸器的孔徑為40mm則取軸直徑為40mm半聯軸器長度為82mm半聯軸器與軸孔配合的轂孔長度為J135 * 6040 * 82 60mm型號為WH6聯軸器5.2初選軸承(1)高速軸軸承第一級齒輪傳動是斜齒輪傳動，高速軸同時承受徑向力和軸向力作用， 故采用角 接觸球軸承，由于，考慮到軸向定位和軸承

49、裝拆方便，應將軸徑放大兩次，軸徑本 為20mm第一次為d=25mm第二次為d=30mm查機械設計課程設計手冊 6-6初選0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承 7206AC基本尺寸為D*B=62mm*16mm(2)中間軸軸承30mm7206AC由于，中間軸也采用角接觸球軸承，安裝軸承時，并不需將軸放大，軸徑為查機械設計課程設計手冊6-6初選0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承 型，基本尺寸為 D*B=62mm*16mm(3)低速軸軸承第二級齒輪傳動是直齒輪傳動，低速軸只受徑向載荷，故采用深溝球軸承,考慮到軸向定位和軸承裝拆方便，應將軸徑放大兩次，軸徑本為40mm第一次為d=45mm第二次為d

50、=50mm查機械設計課程設計手冊表 6-1，初選0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承 6210型，基本尺寸為 D*B=90mm*20mm5.3潤滑及密封軸承采用油潤滑；齒輪采用油池潤滑；在伸出與軸承端蓋之間采用氈圈油封。6軸的設計計算與校核6.1高速軸的設計計算(1)計算齒輪受力第一級小斜齒輪受力分析(20° ,16.525。)周向力2T1di2 2.068T0440.68031.016*103N3°徑向力Ft1 tan n1.016*10 逮203.857*102Ncoscos16.525軸向力Fa1Ft1tan1.016T03 tan 16.525° 3.01

51、4*102N以靠近電機的軸端為原點，經簡化后，共兩段，分別為兩軸承中心到齒輪中心,長度分別為L1=139.5mm L2=55.5mm其受力圖如下垂直方向受力圖水平方向：FNH1FNH 2Fr1FNH1 L1FNH 2 L2Fa1d1 / 2解得 fnhi =1°9.8°7NFnh2=275.893N垂直方向：FNV1 FNV2 Ft1FNV1 ( L1 L2) Ftl L2解得 Fnvi=287.6°6NFnv2 728.394N扭矩 T Ti 20.68N M6.2中間軸的設計計算及校核中間軸的受力情況如圖尸M Fr2水平方向受力圖第一級大斜齒輪受力分析（n 20，16.5250）Ft2周向力互 口088972.829Nd2189.32Fr2徑向力Ft2tan ncos972.829 tan20°cos16.525°369.336N軸向力 Fa2 Ft2tan972.829 tan 16.525° 289.517N第二級小直齒輪受力分析（20°)2T2292088Ft32631.086N周向力ds70徑向力Fr3Ftsta n2631.086 ta n20°957.637 N以靠近電機的軸端為原點，經簡化后各段長度分別為L仁70.908mm，L2=68mm,L3=53.908m。水平方向：F NH1