1、 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文盤磨機傳動裝置成成 果果（說明書，報告，論文） 課題名稱課題名稱 機械設計基礎課程設計院院 系系 機械學院 專專 業業 機電一體化 姓姓 名名 金豪東 學學 號號 201531027指導教師指導教師 吳衛峰 時時 間間 2017 年 2 月 13 日至 2017 年 2 月 26 日完成時間完成時間 2017 年 3 月 11 日 機械與汽車工程學院 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文摘 要： 在本次設計中，我設計了盤磨機的傳動裝置，先進行了傳動方案的選取，通過選定的傳動方案進行了一系列傳動零件的選擇和設計。電動機、聯軸器、鍵和軸承的選擇

2、主要通過查表并結合與其他零件的配合和題目要求選擇，然后進行運動參數及動力參數的計算。在齒輪的設計中詳細介紹了齒輪材料的選擇及許用應力的確定、按齒根彎曲疲勞強度設計計算確定齒輪參數及主要尺寸。其后對軸進行了設計，確定了各階梯軸的尺寸，對軸、軸承、鍵、聯軸器等進行校核。最后對減速器的外形進行了設計。應用 Solidworks 軟件的建模技術，實現了減速器的三維造型及主要零件的建模，完成了整機的 3D 建模，為傳動系統的結構設計提供了有價值的參數依據。關鍵詞：盤磨機 傳動裝置 錐齒輪 solidworks 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文目目 錄錄1 引言引言.11.1 盤磨機的課題研究

3、背景.11.2.盤磨機的課題研究意義.12 設計任務書設計任務書.22.1 設計任務.22.2 系統的傳動原理圖.22.3 系統總體方案的比較與設計.23 電動機的選擇，傳動系統的運動和動力參數計算電動機的選擇，傳動系統的運動和動力參數計算.33.1 電動機類型的選擇.33.2 電動機功率選擇.33.3 確定電動機轉速.33.4 確定電動機型號.43.5 計算總傳動比及分配各級的傳動比.43.6 傳動參數的計算.44 傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算.54.1 錐齒輪的設計和計算.54.2 高速級斜齒輪的設計和計算.84.3 低速級斜齒輪的設計和計算.145 軸的設計計算軸的設計計算.19

4、5.1 高速軸的設計計算.195.2 中間軸的設計計算.245.3 低速軸的設計計算.296 鍵連接的選擇和計算鍵連接的選擇和計算.346.1 高速軸上的鍵的設計與校核.346.2 中間軸上的鍵的設計與校核.346.3 低速軸上的鍵的設計與校核.34 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文7 滾動軸承的選擇和計算滾動軸承的選擇和計算.357.1 計算高速軸的軸承.357.2 計算中間軸的軸承.357.3 計算低速軸的軸承.368 聯軸器的選擇聯軸器的選擇.379 箱體設計箱體設計.379.1 箱體尺寸.379.2 減速器附件設 .3810 潤滑和密封設計潤滑和密封設計.39參考文獻 .4

5、99 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文0 1 引言引言 1.1 盤磨機的課題研究背景盤磨機的課題研究背景盤磨機中最重要的部件就是齒輪減速器，齒輪減速器在各行各業中十分廣泛的使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。圓柱齒輪減速器是最常用的機械傳動機構之一，具有傳遞功率大，制造簡單，維修方便，使用壽命長等許多優點，是通用的機械部件，被廣泛應用于冶金，礦山，建筑，物料搬運等行業。國外的減速器起步比較早，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傳動為主,體積和重量問題也未解決好.國內的減速器多以齒輪傳動,蝸桿傳動為主

6、，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還有許多弱點，特別是大型減速器問題更突出,使用壽命不長.當今世界各國減速器及齒輪技術發展總趨勢是向六高，二低，二化方向發展。六高即高承載能力，高齒面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲，低成本；二化即標準化，多樣化。技術發展中最引人注目的是硬齒面技術，功率分支技術和模塊化設計技術。硬齒面技術到20世界80年代在國外日趨成熟.采用優質合金鋼鍛件滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪,精度高，綜合承載能力為中硬齒面調質齒輪的4倍,為軟齒面齒輪的5-6倍，一個中等規格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為軟齒面齒輪減

7、速器的三分之一左右。 1.2 盤磨機的課題研究意義盤磨機的課題研究意義研究盤磨機的實質就是研究減速器，減速器中齒輪傳動具有傳動比準確，可用的傳動比、圓周速度和傳遞功率范圍都很大，以及傳動效率高，使用壽命長，瞬時傳動比為常數，結構緊湊，工作可靠等一系列優點。因此，齒輪及傳動裝置是機械工業中一大類重要的基礎件。齒輪的設計是組織該類機械產品生產的依據和頭道工序，因而是決定該產品技術性能和經濟效益的重要環節，然而齒輪傳動在使用上也受某些條件的限制，如齒輪制造需專用機床和設備，成本較高（特別是高精度齒輪） ，震動和噪聲較大（精度低的齒輪） ，使用和維護的要求高等。雖然存在這些局限性，考慮周到，齒輪傳動總

8、不失為一種最可靠、最經濟、用的最多的傳動形式。因此，對減速器的齒輪傳動進行研究具有重大 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文1的現實意義。 2 設計任務書設計任務書 2.1 設計任務設計任務（1）設計一盤磨機傳動裝置； （2）已知技術參數和條件。技術參數如下表2-1所示表2-1 盤磨機的技術參數主軸的轉速45錐齒輪傳動比3.5電機功率5.5kW電機轉速1500 r/min每日工作時數8h傳動工作年限82.2 系統的系統的傳動原理圖傳動原理圖 方案圖如下：1圖 2-1 傳動原理圖1電動機；2、5聯軸器；3圓柱斜齒輪減速器；4碾輪；6錐齒輪傳動；7主軸2.3 系統總體方案的比較與設計系統總

9、體方案的比較與設計圖2-2 帶式傳動方案 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文2圖 2-3 聯軸器傳動方案 3 電動機的選擇，傳動系統的運動和動力參數計算電動機的選擇，傳動系統的運動和動力參數計算 3.1 電動機類型的選擇電動機類型的選擇Y系列三相異步電動機（工作要求：連續工作機器） 3.2 電動機功率選擇電動機功率選擇 P=3.5Kw 3.3 確定電動機轉速確定電動機轉速 1500r/min 3.4 確定電動機型號確定電動機型號 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，因此選定電動機型號為Y132S-4額定功率為5.5Kw，滿載轉速1500r/min。 3.5 計算總傳動比及分配各級的

10、傳動比計算總傳動比及分配各級的傳動比高速級的傳動比 ，低速級傳動比，錐齒輪傳動比，減速箱傳動比。1i2i3i i總傳動比：i=nw/nm=1500/5,5=27.27錐齒輪傳動比：i3=3.5減速器傳動比：i=i/i3=27.27/3.5=7.8高速級傳動比：i1=1.3i=3.18低速級傳動比：i2=i1/1.3=2.45 3.6 傳動參數的計算傳動參數的計算 3.6.1 各軸的轉速各軸的轉速 n（r/min）高速軸一的轉速：n1=nm=1500r/min中間軸二的轉速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min 低速軸三的轉速：n3=n2/i2=471.70/2.45=1

11、92.53r/min主軸 7 的轉速： n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min 3.6.2 各軸的輸入功率各軸的輸入功率 P (KW) 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文3高速軸一的輸入功率：P1=Pm x nc =5.5x0.99=5.44KW 中間軸二的輸入功率：P2=P1x n1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW 低速軸三的輸入功率：P3=P2x n2ng=5.28x n2ng=5.12KW主軸7的轉速：P7=P3x ngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW其中電動機的額定功率為；為聯軸器的效率，=0.99；為一對軸

12、Pmccg承的效率，=0.99；為高速級齒輪傳動的效率,=0.98；為低速級齒輪傳g112動的效率，=0.98；為錐齒輪傳動的效率，=0.97。2gg3.6.3 各軸的輸入轉矩各軸的輸入轉矩T（N mm）高速軸一的輸入轉矩： T1=9.55x105xP1/n1=34.6Nm 中間軸二的輸入轉矩： T2=9.55x105xP2/n2=118.3Nm 低速軸三的輸入轉矩： T3=9.55x105xP3/n3=309.2Nm主軸 6 的輸入轉矩：T7=9.55x105xP7/n7=1032.3Nm 4 傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算 4.1 錐齒輪的設計和計算錐齒輪的設計和計算 4.1.1 選

13、定圓錐齒輪類型、精度等級、材料及齒數。選定圓錐齒輪類型、精度等級、材料及齒數。1 按照傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動交角。=902 由于直齒圓錐齒輪的小齒輪轉速不高,初選7級精度。 3 材料選擇由直齒錐齒輪加工多為直齒，不宜采用硬齒面，小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度取280HBS，大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度240HBS。 4 取小齒輪齒數為，則 Z2=24x3.51=84.24取84。 124Z 4.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計按齒面接觸疲勞強度設計 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文4按機械設計式10-26試算，即 21321 2.921 0.5EHRRKTZud確

14、定公式內各計算數值1 確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數K=1.6。 2）計算小齒輪傳遞的轉矩6519.55 103.733.96 1089.97TN mm3）選取齒寬系數。 =0.3R4）由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數。12189.8EZMPa5）由機械設計圖10-21d按齒面強度查得小，大齒輪的接觸疲勞強度極限 。 12740,580HHimimMPaMPa6) 由式計算應力循環次數813881216060 89.97 1 (2 8 365 10)3.15 103.15 101.05 103hNn jLNNi 7) 由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數。 120.96

15、0.98HNHNKK，8) 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數S=1，由機械設計式10-12得：111222740 0.96710.41580 0.98568.41HLimHNHHLimHNHKMPaSKMPaS9) 23tanu10) 許用接觸力： 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文5 12710.4568.4639.422HHHMpaMpa2 計算 1）試算2231225322.92(1 0.5)189.81.6 3.96 102.92639.40.3 (1 0.5 0.3)3128.82EHRRZKTdumm錐距22e1131R128.82=203.6822u

16、d確定大端模數取，取m=6mm 2222122Re2 203.685.372472emzz確定錐距Re 2222e126R =2472227.6822emzzmm分度圓直徑： d1=maZ1=6x24 =144mm d2=maZ2=6x84=504mm分度圓錐角：22112Z72arctanarctan71.5724909071.5718.43Z齒寬b：e0.3 227.6868.304RbRmm最大齒寬為，小齒輪寬270bmm175bmm當量齒數 VZ 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文61112222425.30coscos18.4372227.74coscos71.57vvZZ

17、ZZ4.2.3 按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計 由機械設計式10-24得彎曲強度的設計公式為 1232214110.5FaSaFRRKTY Ymuz1）確定公式內的各計算數值 試選K=1.6，由機械設計圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 lim620FMPa小大齒輪的彎曲疲勞強度極限 lim450FMPa大2）計算當量齒數 1112222425.30coscos18.4372227.74coscos71.57vvZZZZ3）查取齒形系數 由機械設計表10-5查得 122.6182.10YFaYFa；4）查取應力校正系數 由機械設計表10-5查得121.5901.868SSY a

18、Y a；5）由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數120.890.91FNFNKK，6）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式得1112220.89 620394.141.40.91 450292.51.4FEFNHFNFEHKMPaSKMPaS7）計算大、小齒輪的并加以比較 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文7-1111-12222.618 1.5900.01056394.142.10 1.8680.01341292.5FaSaFFaSaFYYMPaYYMPa大齒輪的數值大。 設計計算 122212224110.54 1.6 3960000.013414.420

19、.3 24 (1 0.5 0.3)31FaSanFRRKTY Yuzmmm 4.2高速級斜齒輪的設計和計算高速級斜齒輪的設計和計算 4.2.1 選精度等級，材料及齒數選精度等級，材料及齒數 1 齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 2 齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。 3 考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取,則，取1=24Z2=24 4.56=109.44Z。2=110Z4 選取螺旋角。初選螺旋角。144.2.2 按齒面接

20、觸強度設計按齒面接觸強度設計 由設計公式 211t213tHEaHdZZuK Tdu 試算 1 確定公式內的各計算數值 （1）試選載荷系數Kt=1.6。 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文81661419.5595.53.9610102.63101440PN mmTn（3）由機械設計表10-7選取齒寬系數。1d（4) 由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數。 12189.8EZMPaa21（5) 由機械設計圖10-21d按齒面強度查大小，大齒輪的接觸疲勞強度極限。12740,580HHimimMPaMPa（6) 由機械設計式10-13計算應力循環次數。

21、 911991216060 1440 1 (2 8 365 10)5.05 105.05 101.11 104.56hNn jLNNi （7) 由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數。 120.89,0.91HNHNKK（8) 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數S=1由機械設計式10-12得： 111222740 0.89658.61580 0.91527.81HLimHNHHLimHNHKMPaSKMPaS（9) 由機械設計圖10-30選取區域系數。2.433HZ （10）由機械設計圖10-26查得，則。10.78a20.89a121.67aaa（11）許用接觸力： 12

22、658.6527.8593.222HHHMpaMpa2 計算（1）試算211t42212 1.6 2.63 102.433 189.85.56()33.391 1.67593.24.56atHEdHZZuK Tdumm 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文9 （2）圓周速度11/ 60 10002.52/tVm sd n （3）齒寬133.39tdbmmd 模數 11cos/33.39cos14 / 241.35nttmmmdz 2.252.25 1.353.04/10.98nthmmmb h（4）計算縱向重合度 903. 114tan241318. 0tan318. 01Zd （5)

23、 計算載荷系數K 根據V=2.76m/s,7級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數=1.10，VK;由機械設計表10-2查得使用系數=1.25;由機械設計表10-4查1.4HFKKAK得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，。查機械設計圖10-131.41HK得;故載荷系數：1.34FK 1.25 1.10 1.4 1.412.73AVHHKK K KK （6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由機械設計式10-10a得 1133112.73(/)33.39 ()39.901.6ttKKmmdd（7）計算模數nm 11cos/1.61nmmmdz4.2.3 按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲

24、強度設計 由機械設計式10-5得彎曲強度的設計公式為 cos22211FSaFadnYYzYTKma 1 定公式內的各計算數值 （1）計算載荷系數K 1.25 1.10 1.4 1.342.58AVFaFKK K KK（2）根據縱向重合度，從機械設計圖10-28查得螺旋角影響系數1.903 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文100.88Y （3）計算當量齒數 12132326.27cos120.41cosvvzZzZ（4）查取齒形系數 由機械設計表10-5查得 122.5922.164FaFaYY， （5）查取應力校正系數 由機械設計表10-5查得121.596,1.806SaSaY

25、Y （6）由機械設計圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限1620FEMPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限2450FEMPa （7) 由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系。120.830.86FNFNKK， （8）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由機械設計式10-12 111222740 0.89658.61580 0.91527.81HLimHNHHLimHNHKMPaSKMPaS （9）計算大、小齒輪的并加以比較 /FFaSaYY -1111122-2 2.592 1.596/367.570.011252.164 1.806/ 233.4/30.01414HFaS

26、aHFaSaMPYYaMPaYY大齒輪的數值大。 2 設計計算 24322 2.58 2.63 100.88cos140.014141.1811.6724nmmm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文11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=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=39.90mm，算出小齒輪nm1d齒數 112cos/19.35204.56 2091.291ndmzz3 幾何尺寸計算高速級齒輪傳動的幾

27、何尺寸如表4-1所示表4-1 高速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結果/mm法面模數mn2法面壓力角n20螺旋角13.17d141.08分度圓直徑d2186.91齒頂圓直徑11=2 =41.082 1 2aanmddh 22=2 =186.912 1 2aanmddh 45.08190.91齒根圓直徑11=2 =41.082 1.25 2ffnmddh 22=2 =186.91 2 1.25 2ffnmddh 36.08181.91中心距1221 8722cos2cos13.17azz114.40齒寬 bB1mmBB512 45 504 齒輪的結構設計 小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構 大

28、齒輪2的結構和后續設計出的軸孔直徑計算如表4-2所示表4-2 大齒輪2的結構 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文12代 號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑D1dD6 . 1154.4輪轂軸向長LdL)5 . 12 . 1 (47.6倒角尺寸nnmn5 . 01齒根圓處厚度nm5 . 25腹板最大直徑0DnamdD100170.91孔板分布圓直徑2D)(5 . 0102DDD112.66孔板直徑1d)(25. 0101DDd29.13腹板厚C23 . 0 bC 15 4.3 低速級斜齒輪的設計和計算低速級斜齒輪的設計和計算 4.3.1 選精度等級，材料及齒數選精度等級，材料及齒數

29、1 齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 2 齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。 3 考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取,則,1=24Z224 3.5184.24Z 取。284Z 4 選取螺旋角。初選螺旋角。 144.3.2 按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計 由設計公式321112uuZZTKdHEHdtta試算1 確定公式內的各計算數值 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文13（1）試選載荷系數Kt=1.6。

30、（2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 2662529.559.553.8410101.1610315.79PN mmTn（3）由機械設計課本表10-7選取齒寬系數。1d（4）由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數。12189.8EZMPa (5)由機械設計圖10-21d按齒面強度查小，大齒輪的接觸疲勞強度極限： 12740,580HHimimMPaMPa (6)由機械設計式10-13計算應力循環次數。 191981216060 315.792 8 365 101.11 101.11 103.2 103.51hjNnLNNi (7）由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數。 120.92,0.97H

31、NHNKK （8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數S=1.由機械設計式10-12得 111222740 0.92680.81580 0.97562.61HLimHNHHLimHNHKMPaSKMPaS （9）由機械設計圖10-30選取區域系數。2.433Hz （10）由機械設計圖10-26查得則。120.78,0.86,aa121.64aaa （11）許用接觸力 12680.8562.6621.722HHHMpaMpa2 計算 （1)試算 213523212 1.6 1.16 102.433 189.84.51()54.341 1.64621.73.51EtltadHZZu

32、K THdumm （2)圓周速度12/ 60 10000.898/tVdnm s （3)齒寬 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文14 154.34cos/54.34 cos14 / 242.162.252.25 2.164.86/11.18ltntdntltbmmdmmmdzhmmmmmb h （4）計算縱向重合度 10.318tan0.318 1 24 tan141.903dz （5) 計算載荷系數K 根據V=0.898m/s,7級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數Kv=1.03， ；由機械設計表10-2查得使用系數；由機械設計10-41.4HaFaKK1.25AK 查得精度等

33、級為7級，小齒輪相對支承非對稱布置時，；查機械設1.421HK計圖10-13得載荷系數： 1.25 1.03 1.4 1.4212.56AVHHKK K KK （6) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由機械設計式10-10a得 13(/)63.561lttKKmmdd （7）計算模數nm 11cos/2.57nmmmdz4.3.3 按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計由機械設計式10-5得彎曲強度的設計公式為 32211cos2FYYzYTKmSaFadn1 確定公式內的各計算數值 （1）由機械設計圖10-20c查得： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限1620FEMpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極

34、限2450FEMpa （2）由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數； 120.860.90HNHNKK， （3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由機械設計式10-12得： 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文15 1112220.86 620 1.4380.860.90 450 1.4289.29FNFEFFNFEFSMpaFSMpaF（4）計算載荷系數K 1.25 1.03 1.4 1.352.43=AVFFK K K KK （5）根據縱向重合度，從機械設計圖10-28查得螺旋角影響系1.903數 0.88Y （6)計算當量齒數 27.26cos311zZV

35、22391.95cosVZz （7）查取齒形系數 由機械設計表10-5查得 122.592,2.20FaFaYY （8）查取應力校正系數 由機械設計表10-5查得 121.596,1.78SaSaYY （9）計算大、小齒輪的并加以比較/FFaSaYY -1111/2.592 1.596/380.860.01086FaSaFMpaYY-1222/2.20 1.78/ 289.290.01354FaSaFMpaYY 大齒輪的數值大。2 設計計算 2322 2.43 116000cos140.013541.8811.6424nmmm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強nm

36、度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，nm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，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒=2.5nmmm163.56mmd輪齒數 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文16，取1cos24.671ndmZ225Z ，取1287.75iZZ 288Z 3 幾何尺寸計算 低速級齒輪傳動的幾何尺寸如表4-3所示表4-3 低速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結果/mm法面模數mn2.5法面壓力角n20螺旋角14.66d169.49分度圓直徑d2244.51齒頂圓直徑11+2 =69.49+2 1

37、 2.5aanmddh 11+2 =227.40+2 1 2.5aanmddh 69.60232.40齒根圓直徑11=2 =69.402 1.25 2.5fnmddhf 22=2 =227.402 1.25 2.5fnmddhf 58.35221.15中心距1227952.52cos2cos14.66azz145.57齒寬 bB1mmBB51265 704 齒輪的結構設計 小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構 大齒輪2的結構和后續設計出的軸孔直徑計算如表4-4所示表4-4 大齒輪2的結構代 號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑1DdD6 . 1183.2 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書

38、報告論文17輪轂軸向長LdL)5 . 12 . 1 (78倒角尺寸nnmn5 . 01.25齒根圓處厚度nm5 . 26.25腹板最大直徑0DnamdD100207.4孔板分布圓直徑2D)(5 . 0102DDD145.3孔板直徑1d)(25. 0101DDd31.05腹板厚C23 . 0 bC 21 5 軸的設計計算軸的設計計算 5.1 高速軸的設計計算高速軸的設計計算5.1.1 求高速軸上的功率求高速軸上的功率 P、轉速、轉速 n 和轉矩和轉矩 T 由已知，得：，113.961440 / minPPKwnnr， 6641113.969.55 109.55 102.63 101440PTN

39、mmn5.1.2 初步確定軸的最小直徑初步確定軸的最小直徑 先按機械設計式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理，根據機械設計表 15-3，取 A0=112.得 mmnPAd69.15144096. 3112330min5.1.3 軸的結構設計軸的結構設計1 擬定軸上零件的裝配方案軸的設計示意圖如圖 5-1 所示 圖 5-1 軸的設計示意圖 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文182 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）高速軸的最小直徑為安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直d徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩d=。

40、按照計算轉矩應小于聯軸器公1TKTAca441.3 2.633.4191010N mmTca稱轉矩的條件，查手冊，選用 GY3 型聯軸器，左端用軸端擋mmd24圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=26 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度。 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故取138Lmm-段的長度應比略短一些，現取 L-=36 mm。 1L（2）初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根據，選軸承型號mmd246305，其尺寸 dDB=25 mm62 mm17 mm,故。根25ddmm 據耳機減速器的圖紙取。左端滾動軸承采用178 1 224LLmm 軸肩進行軸向定位，取。30dmm

41、（3）因為高速軸上的小齒輪的尺寸較小，故通常設計成齒輪軸。 （4）軸承端蓋的總寬度取為 16 mm。取端蓋的外端面與聯軸器端面間的距離為 30 mm，則。 mmL46 （5）取齒輪距箱體內壁的距離 a=10 mm，已知滾動軸承的寬度 B=15mm，低速級小齒輪輪轂長 L=70mm，由二級減速器的圖紙可得 1070 102.5 1.586mmLI V V3 軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表 11.27 查得平鍵截d面 bh=6 mm6 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 22 mm，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。4 確定軸上

42、的圓角和倒角尺寸 根據設計要求，取軸端倒角為 145。5 軸的校核 （1）繪軸的受力圖，見圖5-2（a）所示 （2）計算軸上的作用力： 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文19 齒輪1 41122.63 102128041.08tantan201280478coscos13.17tan1280tan13.17300tnrtatTFNdFFNFFN（3）計算支反力垂直面支反力（XZ平面） ，見圖5-2（b） 繞支點B的力矩和，得0BZM 1(123) / (12347)241.08(478 123300) /1702382AZradRFFN同理，0AZM 1(47)/170241.08(

43、478 47300)/170296BZradRFFN 校核：964783820AZrBZZRFR 計算無誤 水平平面（XY平面） ，見圖5-2（c） 同樣，繞支點B的力矩和，得0BYM 123/1701280 123/170926AYtRFN 同理，0AYM 47 /170128047 /170354BYtRFN 校核：926354 12800AYBYYRRF 計算無誤（4）轉矩，繪彎矩圖 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文20 垂直平面內的彎矩圖，見圖5-2（b） C處彎矩：BZ12396 12311808N473824717954CZAZCZMRmmMRN mm左右水平面彎矩圖，

44、見圖5-2（c） C處彎矩：123( 354) 12343542CYBYMRN mm （5）合成彎矩圖，見圖5-2（d） C處： 2222CYCZ2222CYCZMM11808( 43542)45115NMM17954( 43542)47098NCCMmmMmm 左左右右 （6）轉矩及轉矩圖，見圖5-2（e） 412.63 10TN mm （7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖5-2（f） 應力校正系數：10/55/950.58bba 410.58 2.63 1015254TN mm D處：22221CCCCMT )451151525447624M45115NMN mmMmm左左右右（8）校核軸徑

45、 C剖面：3314762420.53360.10.1 55CcbMdmmmm左 強度足夠。 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文21圖5-2 軸的校核圖 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文22 5.2 中間軸的設計計算中間軸的設計計算5.2.1 中間軸上的功率中間軸上的功率 P、轉速、轉速 n 和轉矩和轉矩 T 由已知，得：， 223.84,315.79 / minPPKw nnr6652223.849.55 109.55 101.16 10315.79PTN mmn5.2.2 確定軸的最小直徑確定軸的最小直徑 先按機械設計式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為

46、45 鋼，調質處理。根據機械設計表 15-3，取 A0=112。得330min3.8411225.76315.79PmmdAn5.2.3 軸的結構設計軸的結構設計 1 擬定軸上零件的裝配方案軸的設計示意圖如圖 5-3 所示 圖 5-3 軸的設計示意圖2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 (1）由于，軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑 d=30 mm 取安裝min25.76mmd軸承處（該軸直徑最小處） 軸徑 d=30 mm，則。30ddmm (2）初步選擇滾動軸承。根據要求選深溝球軸承。參照工作要求并根據 ，選軸承型號為 6206，其尺寸為 dDB=30 mm62 30dmm mm16mm。

47、考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內壁 6 mm。 (3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段 II-III 和 IV-V 的直徑，兩端齒輪與軸承之間采用擋油板定位。已知大齒輪輪轂34ddmm 的寬度為 45 mm，小齒輪的輪轂寬度為 70 mm。為了使套筒可靠地壓緊齒輪， 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文23此軸段應略短于輪轂寬度，故分別取。兩齒輪的另67,42Lmm Lmm 一端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07d，軸環處的直徑。軸環寬40dmm 度取。10Lmm (4）由二級減速器的內部軸上的裝配可得 16 10 10223616 10 102236LmmLmmI -I IV-VI

48、3 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按和分別由機械設計課d d 程設計指導書表 11.27 查得平鍵截面 bh=10 mm8 mm，長度分別為 63mm，36mm， 同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑76Hn尺寸公差為 m6。4 確定軸上的圓角和倒角尺寸 根據設計要求，取軸端倒角為 245。5 軸的校核 （1）繪軸的受力圖，見圖5-4（a） （2）計算軸上的作用力： 齒輪2： 522222222221.16 102179664.6tantan201796676coscos14.66

49、tan1796tan14.66470tnrtatTFNdFFNFFN 齒輪3：533333333321.16 1021241186.91tantan201241464coscos13.17tan1241 tan13.17290tnrtatTFNdFFNFFN （3）計算支反力 垂直面支反力（XZ平面） ，見圖5-4（b） 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文24 繞支點B的力矩和，得0BZM 322233(64.539)39/1552264.6186.91(676 103.547029046439)/1552262AZraarddRFFFFN同理，0AZM323233(51.564.5

50、)51.5/1552264.6186.91(464 11647029067651.5)/15522150BZraarddRFFFFN 校核：3262464676 1500AZrrBZZRFFR 計算無誤 水平平面（XY平面） ，見圖5-4（c） 同樣，繞支點B的力矩和，得0BYM 23(64.539)39/155(1796 103.51241 39) /1551512AYttRFFN 同理，0AYM 32(51.564.5)51.5/155(1241 1161796 51.5)/1551525BYttRFFN 校核：231512 1525 1796 12410AYBYttYRRFF 計算無誤（

51、4）轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖，見圖5-4（b） C處彎矩：AZ2251.562 51.53193N51.5/2319347064.6/ 218374CZAZaCZMRmmMRF dN mm左右 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文25 D處彎矩：BZ3339/2150 39290 186.91/ 221252N395850aDZBZDZMRF dmmMRN mm 左右 水平面彎矩圖，見圖5-4（c） C處彎矩：51.51512 51.577868CYAYMRN mm D處彎矩： 391525 3959475DYBYMRN mm（5）合成彎矩圖，見圖5-4（d）C處： 2222

52、CYCZ2222CYCZMM31937786877933NMM183747786880006NCCMmmMmm左左右右 D處： 2222DYDZ2222DYDZMM( 21252)5947563158NMM58505947559762NDDMmmMmm左左右右（6）轉矩及轉矩圖，見圖5-4（e） 521.16 10TN mm （7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖5-4（f） 應力校正系數：10/55/950.58bba 520.58 1.16 1067280TN mm C處： C22222CM77933NMT )800066728092280CCMmmMN mm左左右右（ D處： 22222DD

53、DDMT )631586728092280M59762NMN mmMmm左左右右（ （8）校核軸徑 C剖面：33110453526.69340.10.1 55CcbMdmmmm右 強度足夠 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文26 D剖面：3319228025.6340.10.1 55DdbMdmmmm左 強度足夠。圖 5-4 軸的校核圖 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文27 5.3 低速軸的設計計算低速軸的設計計算5.3.1 求低速軸上的功率求低速軸上的功率 P、轉速、轉速 n 和轉矩和轉矩 T 由已知，得：，333.73n89.97 / minPPKwnr， 66533

54、33.739.55 109.55 103.96 1089.97PTN mmn5.3.2 初步確定軸的最小直徑初步確定軸的最小直徑先按機械設計式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理，根據表 15-3，取 A0=112，得 330min3.7311238.7689.97PmmdAn5.3.3 軸的結構設計軸的結構設計1 擬定軸上零件的裝配方案軸的設計示意圖如圖 5-5 所示圖 5-5 軸的設計示意圖2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1)低速軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選的d 軸直徑與聯軸器的孔徑相適應， 故需同時選取聯軸器型號。聯軸器

55、的計d 算轉矩按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計課程設計Tca手冊，選用 GY6 剛性聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器與軸配合的轂900N m孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，184Lmm故取-段的長度應比略短一些，現取。為了滿足半聯軸器的1L80IIILmm軸向定位要求，-軸段左端需制出一軸肩,故取-段的直徑，48IIIIIdmm右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=50 mm。 (2)初步選擇滾動軸承。根據設計要求選則深溝球軸承。參照工作要求并根據，選軸承型號 6210，其尺寸為 dDB=50 mm90 mm20 48IIIIIdmm 機械與汽車工

56、程學院課程設計成果說明書報告論文28mm，故。50VIVIIdmmd （3）取安裝齒輪處的軸段 V-VI 的直徑。齒輪的的左端與左52VVImmd端軸承之間采用擋油板和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為 65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右62V VImmL端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07d，則 IV-V 處的直徑。軸環寬62IV Vmmd度，取。1.4bh45 10 102 162V VImmL （4）考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內壁 6 mm。已知滾動軸承寬度B=20 mm，并根據中間軸的部分尺寸，得 20 10233520 10233VI VI

57、IIII IVmmLmmL （5) 取軸承端蓋外端面與聯軸器端面的距離為 30 mm，端蓋厚 20 mm，則。 50II IIImmL 3 軸上零件的周向定位 齒輪，聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表 11.27 查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 56mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，聯軸器與7n6H軸的連接，選用平鍵為 12mm8mm70mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 4 確定軸上的圓角和倒角尺寸 根據設計要求，取軸端倒角為 245。 5 軸的校核 （1）繪軸的

58、受力圖，見圖 5-6（a） （2）計算軸上的作用力：齒輪 353323.96 1023483227.4tantan2034831310coscos14.66tan3483 tan14.66911tnrtatTFNdFFNFFN 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文29（3）計算支反力 垂直面支反力（XZ 平面） ，見圖 5-6（b） 繞支點 B 的力矩和，得0BZM 4(48.5)/ (48.5109.5)2227.4(131048.5911)/15821058AZradRFFN 同理， 0AZM 4(109.5)/1582227.4(1310 109.5911)/1582252BZr

59、adRFFN校核： 1058 13102520AZrBZZRFR 計算無誤 水平平面（XY 平面） ，見圖 5-6（c） 同樣，繞支點 B 的力矩和，得0BYM 48.5/1583483 48.5/1581069AYtRFN同理，0AYM 109.5/1583483 109.5/1582414BYtRFN校核：3483 106924140tAYBYYFRR 計算無誤 （4）轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖，見圖 5-6（b）C 處彎矩：BZ48.5( 252) 48.512222N109.5( 1058) 109.5115851CZAZCZMRmmMRN mm 左右 水平面彎矩圖，見圖 5-

60、6（c） 機械與汽車工程學院課程設計成果說明書報告論文30 C 處彎矩： 48.5( 2414)48.5117079CYBYMRN mm （5）合成彎矩圖，見圖 5-6（d） C 處：2222CYCZ2222CYCZMM( 12222)( 117079)117715NMM( 115851)( 117079)164709NCCMmmMmm 左左右右（6）轉矩及轉矩圖，見圖 5-6（e） 533.96 10TN mm （7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖 5-6（f）應力校正系數：10/55/950.58bba 510.58 3.96 10229680TN mmD 處：C22222CM117715N