1、畢業(yè)設(shè)計中文摘要二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計摘 要二級圓柱齒輪減速器作為一種常用的減速器在生產(chǎn)生活中有著舉足輕重的作用。探索二級圓柱齒輪減速器以新形式的設(shè)計是充分發(fā)揮減速器作用的一個方法。本文通過對減速器的初始數(shù)據(jù)來進(jìn)行研究，確定適合的電動機(jī)，且對帶輪、齒輪傳動付諸改進(jìn)，進(jìn)行傳動軸及傳動軸承的優(yōu)化。聯(lián)軸器、減速器的機(jī)械潤滑和空氣密封、箱體布局等都是其首要組成部件。對減速器的各部分零件設(shè)計且校核完畢后畫出零件圖。完成減速器的優(yōu)化設(shè)計可以更大發(fā)揮減速器的效率，促進(jìn)生產(chǎn)提高工作效率。而且一定程度上加強(qiáng)了所學(xué)知識，訓(xùn)練了自己的計算能力，設(shè)計能力，制圖能力。對我們的文獻(xiàn)閱讀能力也有一定的培養(yǎng)。關(guān)鍵詞：減速器

2、；齒輪；傳動軸；傳動軸承；減速器箱體畢業(yè)設(shè)計英文摘要Design of two stage cylindrical gear reducerAbstractAs a commonly used decelerator, the secondary cylindrical gear reducer plays an important role in production life. The secondary

3、0;cylindrical gear reducer can adapt to a certain degree of work and requires the necessary design. Exploring the design of the secondary cylindrical gear reducer in a

4、60;new form is one way to give full play to the role of the reducer. In this paper, through the initial data of the gearbox to study, determine the suitabl

5、e motor, and the belt wheel, gear transmission to improve, transmission shaft and transmission bearing optimization. Lubrication and sealing of couplings and decelerators, and the&

6、#160;main structural dimensions of the reducer box. The parts of the reducer are designed and checked and the parts are drawn. The optimization design of the reducer 

7、;can make more use of the efficiency of the reducer and promote the production to improve the efficiency of work. And to a certain extent to strengthen the know

8、ledge learned, training their computing ability, design ability, mapping ability. We also have some training in our literature reading abilityKeywords: a gear；a drive shaft；a drive 

9、;bearing；a gearbox目 錄1 緒論11.1 課題背景11.2 國內(nèi)外概況11.3 課程研究的目的和意義21 設(shè)計任務(wù)書21.1 設(shè)計要求21.1.1 設(shè)計數(shù)據(jù)21.1.2 設(shè)計步驟32 傳動裝置總體設(shè)計方案32.1 傳動方案特點33 計算傳動裝置總效率34 電動機(jī)的選擇44.1確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比55 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)56 V帶的設(shè)計66.1 確定計算功率Pca66.2 選擇V帶的帶型66.3 確定基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速v76.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld76.5 驗算小帶輪上的包角176.6 計算帶的根數(shù)z86.7 計算單根V帶的初

10、拉力F086.8 計算壓軸力FP86.9 主要設(shè)計結(jié)論86.10 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計96.10.1 小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計96.10.2 大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計107 齒輪傳動的設(shè)計107.1 選精度等級、材料及齒數(shù)107.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計117.3 幾何尺寸計算137.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度137.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸147.6 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)158 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算168.1 選精度等級、材料及齒數(shù)168.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計168.3 幾何尺寸計算188.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度198.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸208.6 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)209 傳動軸和

11、傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計219.1 輸入軸的設(shè)計219.2中間軸的設(shè)計269.3輸出軸的設(shè)計3010 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算3510.1 輸入軸鍵選擇與校核3510.2輸出軸鍵選擇與校核3511 軸承的選擇及校核計算3511.1 輸入軸的軸承計算與校核3511.2 中間軸的軸承計算與校核3611.3 輸出軸的軸承計算與校核3712 聯(lián)軸器的選擇3812.1 載荷計算3812.2 型號選擇3813 減速器的潤滑和密封3813.1減速器的潤滑3813.2減速器的密封3914 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)附件3914.1附件的設(shè)計3914.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸4115 結(jié)論42參 考 文 獻(xiàn)42致 謝43山

12、西農(nóng)業(yè)大學(xué)農(nóng)業(yè)工學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計1 緒論1.1 課題背景隨著社會生產(chǎn)力水平的快速發(fā)展，各式各樣的機(jī)械類產(chǎn)品被人類使用。在人類使用的機(jī)械產(chǎn)品中有一個較普遍使用的裝置，它就是減速器。在各種各樣的減速器產(chǎn)品中二級圓柱齒輪減速器的使用占有一個很大的比率，是一種不可或缺的傳動裝備。二級圓柱齒輪減速器是被普遍適用的傳動設(shè)備，它可以輸送較大的功率，它本身制作容易、維修便利且運用壽命長，常利用在冶金、采礦、修建、物資運輸?shù)刃袠I(yè) 。目前生產(chǎn)的二級減速器仍有占地不夠小，分量不夠輕、承受能力不夠高、運用時長不夠長等缺陷1。因此對減速器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，增加承受能力、降低分量和節(jié)約成本等是我們必須

13、要面對的問題。因此想設(shè)計一個能滿足使用要求的前提下結(jié)構(gòu)、性能等更為優(yōu)秀的減速器。1.2 國內(nèi)外概況由于國內(nèi)外發(fā)展程度的不同，在減速器方面國內(nèi)外之間有一定的差距，國外主要以定軸傳動為主，在一些發(fā)達(dá)國家制作材料與制造工藝上具有顯著優(yōu)勢，制作出的減速器工作穩(wěn)定性好，運用時間長2。但有好的一方面就有不好的一方面，沒有解決好占地問題和分量問題，因此需要進(jìn)一步的優(yōu)化，解決好實際問題。以齒輪傳動、蝸桿傳動為主設(shè)計減速器是國內(nèi)主流的設(shè)計的方法，在某些方面是比國外更具優(yōu)勢的。但這也存在一個問題：由于功率占地體積比小，傳動比大，導(dǎo)致機(jī)械效能過低。我們的減速器產(chǎn)品在其材料質(zhì)量和制造工藝技術(shù)水平上遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于發(fā)達(dá)國家，

14、尤其是大型減速器，運用時間不長，成本也較高3。我們國家減速器發(fā)展的總趨勢就是要向標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化前進(jìn)4。提高減速器的各綜合能力，向更優(yōu)秀的減速器王國邁進(jìn)。更高精度化，智能化51.3 課程研究的目的和意義課題來源于大三學(xué)期所做的機(jī)械課程設(shè)計帶式運輸機(jī)期望能夠滿足以下要求：適于在高溫且有粉塵的室內(nèi)環(huán)境下長時間的穩(wěn)定工作，且使用折舊期為8年。查閱相關(guān)資料，熟悉操作過程，牢記各種齒輪之間的配合方式，準(zhǔn)確地計算參數(shù)。掌握了減速器所需要軸、減速器的上下部箱體、端蓋、軸承等各種加工參數(shù)的計算并且能夠熟練運用AutoCAD軟件，做出各種機(jī)械零件和裝配圖。對于一個本科生，設(shè)計一個減速器對自己的學(xué)習(xí)能力、知識技能各

15、方面的提升都是具有很大的意義。此次設(shè)計的主要目標(biāo)之一就是為了設(shè)計制造出符合要求的二級圓柱齒輪式減速器。在一些傳動比較大的場合我們可以考慮直接使用它。通過這次的探索我對于減速器原理、設(shè)計、核驗以及制圖等各個方面有了更深刻的理解。1 設(shè)計任務(wù)書1.1 設(shè)計要求（1）工作臺條件:中等規(guī)模機(jī)械廠的可進(jìn)行7-8級精度齒輪加工;兩班制，工作較平穩(wěn)環(huán)境最高溫度為35度-（2）最長使用期最好為8年，在這期間可以每半年檢查一次，每兩年小修一次，四年大范圍修理一次。（4）動力:電力，三相交流(220V/380V)（5）誤差: ±4%1.1.1 設(shè)計數(shù)據(jù)初始數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)運輸帶拉力F（N）2800運輸帶工作速度

16、V（m/s）1.39卷筒直徑D（mm）350表11.1.2 設(shè)計步驟1、傳動裝置總體設(shè)計方案2、電動機(jī)的選擇3、計算傳動效率及各參數(shù)4、V帶的設(shè)計5、齒輪傳動的設(shè)計6、軸、軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計7、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8、軸承的選擇及校核計算9、聯(lián)軸器的選擇10、減速器的潤滑和密封11、減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸2 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1 傳動方案特點1.組成: 主要的傳動部件由發(fā)電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)等部分構(gòu)成。2.特點:齒輪位置相對于軸承的對稱性分布。3.確定傳動方案:電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶有緩振能力。選擇V帶傳動和二級圓柱齒輪減速器。3 計算傳動裝置總效率 a=1243245V帶效率:

17、 =0.96球軸承(每對) : =0.99圓柱齒輪傳動: =0. 97彈性聯(lián)軸器: =0. 99傳動滾筒效率: =0.96傳動裝置總效率:=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.8254 電動機(jī)的選擇工作機(jī)的效率PwPw= 2800×1.39/1000=3.89kw電動機(jī)所需工作功率為:Pd= 3.89/0.825=4.72kw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:nw = 60×1000×1.39/(×350)=75.89r/min查表得傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i0=24，二級圓柱輪減速器傳動比i=925，

18、則總傳動比合理范圍為ia=1810015，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×nw = (18100)×75.89= 1364.47580r/min。綜合考慮選定型號為Y132S1-2的三相異步電動機(jī)，額定功率為5.5kw滿載轉(zhuǎn)速nm=2900r/min，同步轉(zhuǎn)速3000。7電動機(jī)主要外形尺寸：圖1 電動機(jī)外形尺寸圖4.1確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(一) 確定傳動比由于所選擇的電動機(jī)最大滿載轉(zhuǎn)速n和主動軸轉(zhuǎn)速n,可得電動機(jī)與傳動控制總傳動比i，i = n/n= 2900/75.89=38.21初步取v帶的傳動比0=2.65,則傳動速器的傳動比為: =38.3/3.

19、15=14.42(二)分配減速器的各級傳動比減速器結(jié)構(gòu)是展開布置，所以我們選擇高速級傳動作比。高速級與低速級之間有這樣一個關(guān)系 ，我們選擇高速級傳動比，由得低速級傳動比為(14.42/1.4)1/2=3.21?？芍咚偌墏鲃颖葹?.4×3.21=4.49。總傳動比電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速輸入軸-中間軸中間軸-輸出軸滾筒轉(zhuǎn)速14.422900r/min=4.49=3.2175.89r/min表2 （傳動比分配）5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速: 輸入軸：n1 = nm/i0 =2900/2.65= 1094.34r/min 中間軸：n2 = n1/i12 =1094.34/4.49=

20、 243.73r/min 輸出軸：n3 = n3/i23= 243.73/3.21= 75.93r/min 工作機(jī)軸：n4 = n3 = 75.93r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：P1 = Pd×h1 = 4.72×0.96 = 4.53kw中間軸：P2 = P1×h2×h3 = 4.53×0.99×0.97 =4.35kw 輸出軸：P3 = P1×h2×h3 = 4.35×0.99×0.97 =4.18kw工作機(jī)軸：P4 = P3×h2×h2×h4×

21、;h5 = 4.18×0.99×0.99×0.99×0.96=3.89kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：T1=9550×=9550× 4.53/1094.34=39.53N·m中間軸：T2=9550×=9550×4.35/243.73=170.44N·m 輸出軸：T3=9550×=9550×4.18/75.93=525.73N·m 工作機(jī)軸：T4=9550×=9550×3.89/75.93=489.26N·m軸名稱功率(KW)轉(zhuǎn)速(r/m

22、in)轉(zhuǎn)矩(N·m)輸入軸4.531094.3439.53中間軸4.35243.73170.44輸出軸4.1875.93525.73卷筒軸3.8975.93489.26表36 V帶的設(shè)計6.1 確定計算功率Pca 工作情況系數(shù)KA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.2×4.72 kW =5.66kW6.2 選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。6.3 確定基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速v 1）首先初步確定一個小帶輪的初始基準(zhǔn)直徑為dd1?？紤]這小帶輪的平均基準(zhǔn)直徑dd1 =140mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度V=×140×290

23、0/(60×1000)=21.25m/s 由于5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適6。 3）選取小帶輪的初始基準(zhǔn)直徑后能憑借所選傳動比計算得到大帶輪的基準(zhǔn)直徑。dd2 = i0dd1 =2.65×140 = 371 mm 取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 =400mm。6.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1）初定中心距a0 = 500mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0 2×450+×（140+400）/2+(400-140)2/(4×500) 1881.6mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld =1940mm。 3）按課本公式計

24、算實際中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500+ (1940 1881.6)/2 mm 529.2mm 按課本公式，中心距變化范圍為500.1mm587.4mm6.5 驗算小帶輪上的包角1 1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（400- 140)×57.3°/529.2 151.85°> 120°6.6 計算帶的根數(shù)z 1）單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 =140mm和nm =2900r/min，查表得P0 =1.62kW。 根據(jù)nm =2900r/

25、min，i0 =2.65和A型帶，查表得P0 = 0.17 kW。 查表得K = 0.95，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0+P0)KKL = (1.62+ 0.17)×0.95×0.99 kW =1.68kW 2）V帶的根數(shù)zz = Pca/Pr =5.66/1.68=3.37 取4根。6.7 計算單根V帶的初拉力F0 根據(jù)資料可知A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，據(jù)公式F0 = = 500×（2.5-0.95）×5.66/(0.95×4×21.25)+0.105×21.252=101.74N

26、6.8 計算壓軸力FPFP = 2zF0sin(1/2) = 2×4×101.74×sin(151.85/2) =789.49N6.9 主要設(shè)計結(jié)論帶型小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1根數(shù)大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2V帶中心距a帶基準(zhǔn)長度L小帶輪包角1帶速單根V帶初拉力F0壓軸力FPA型140mm4根400mm529.2mm1940mm151.85°21.25m/s101.74N789.49N表46.10 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計6.10.1 小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖圖22）小帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動機(jī)軸直徑DD = 38mm38mm分度

27、圓直徑dd1140mmdadd1+2ha140+2×2.75145.5mmd1(1.82)d(1.82)×3876mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×3876mm表56.10.2 大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖3代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 20mm20mm分度圓直徑dd1400mmdadd1+2ha400+2×2.75405.5mmd1(1.82)d(1.82)×2040mmB(z-1)×e+2×f(4-1)

28、×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×2040mm表67 齒輪傳動的設(shè)計7.1 選精度等級、材料及齒數(shù)（1）首先選擇好齒輪的材料最好確定小齒輪材質(zhì)為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面光滑硬度280HBS。大型專用齒輪齒體材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面材質(zhì)硬度要求值為240HBS13。（2）選用7級精度。（3）一般確定小齒輪的齒數(shù)在20到40之間，大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比與傳動比對比誤差不超過±5%便可滿足要求。這里我們可以假設(shè)使小齒輪齒數(shù)z1= 23，大齒輪齒數(shù)z2 =102，則實際傳動比為u=z2/z1=102/23=4.43。與之對比滿足條件12。

29、（4）壓力角a = 20°。7.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）小齒輪分度圓直徑，即 1）確定各參數(shù)值。載荷系數(shù)KHt = 1.3。小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 9550×=9550×4.53/1094.34=39.53N/m選取齒寬系數(shù)d = 1.2區(qū)域系數(shù)ZH = 2.46材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2重合度端面重合度：ea = 1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）cos=1.88-3.2（1/23+1/102）cos0o= 1.81軸向重合度：eb = 0.318dz1tanb = 0.318×1.2×23×

30、tan0°= 0查得重合度系數(shù)：Ze = 0.866計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1= 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth= 60×1094.34×1×2×10×300×8 = 3.15×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth= N1/u = 3.15×109/4.43 = 7.02×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.988、KHN2 = 0.997。取失效概率為1%

31、安全系數(shù)S=1,得: sF1= = =593MPasF2 = = =549MPasF1和sF2比較大小，選取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sF= sF2 =549MPa2）試算小齒輪分度圓直徑= 41.07mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = =×41.07×1094.34/(60×1000) =2.35 m/s齒寬bb = = 1.2×41.07=50 mm2）實際載荷系數(shù)KH使用系數(shù)KA= 1。動載系數(shù)KV = 1.343。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1= 2×1000×39.53/46 =

32、1718.7 N齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1。齒向載荷分配系數(shù)KHb = 1.426。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 1×1.343×1×1.355 =1.823）按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 41.07× =41.07×1.12=46mm齒輪模數(shù)m = d1/z1 = 46/23 = 2 mm 模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm7.3 幾何尺寸計算（1）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 =z1×m=23×2= 46 mm d2 = z2×m=102×2= 204 mm（2）

33、計算中心距a = =（23×102）×2/2= 125 mm中心距圓整為a = 125 mm。（3）計算齒輪寬度 b = =50mm 取b1 = b2+(510)=57 mm、b2 = 50mm。7.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF= sF1） K、T、m、和d1同前齒寬b=b2=50mm齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa查表得： YFa1 = 2.11 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.85 YSa2 = 1.93小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為 sHlim1= 500 MPa、sHlim2 = 380 MPa。彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 =

34、 0.84、KFN2 = 0.86取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 300 MPasF2 = = = 233.43 MPasF1= =2×2.028×39.53×1000×2.11×1.85×0.68×0.795cos213.736/(1.2×23×232)= 267.18MPa sF1sF2 = =2×2.028×39.53×1000×2.05×1.93×0.68×0.795cos213.736/(1.2×23&#

35、215;232)= 210.29MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。7.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸（1）齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)a=m×ha*=2mm（2）小、大齒輪的齒頂圓直徑(3)小、大齒輪的齒根圓直徑7.6 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角an2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0右0齒數(shù)z23102齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d46204齒頂圓直徑da50208齒根圓直徑df41199齒寬B5650中心距a125125表7圖4（齒輪結(jié)構(gòu)圖）8 低速級齒輪傳動的設(shè)計

36、計算8.1 選精度等級、材料及齒數(shù)（1）首先選擇好齒輪的材料最好確定小齒輪材質(zhì)為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面光滑硬度280HBS。大型專用齒輪齒體材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面材質(zhì)硬度要求值為240HBS。（2）選用7級精度。（3）一般確定小齒輪的齒數(shù)在20到40之間，大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比與傳動比對比誤差不超過±5%便可滿足要求。這里我們設(shè)定使小齒輪齒數(shù)z3= 20，大齒輪齒數(shù)z4=65，則實際傳動比為u=z4/z3=65/20=3.25。與之對比滿足條件。 （4）壓力角a = 20°。8.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。載荷系數(shù)K

37、Ht = 1.3。小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 9550×=9550×4.35/243.73=170.44 N/m齒寬系數(shù)d=0.943區(qū)域系數(shù)ZH =2.5彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2重合度端面重合度：ea = 1.88-3.2（1/Z3+1/Z4）cos=1.88-3.2（1/20+1/65）cos0= 1.81軸向重合度：eb = 0.318dz1tanb = 0.318×0.943×23×tan0°= 0查得重合度系數(shù)：Ze = 0.866計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1=

38、600MPa、sHlim2= 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth= 60×243.73×1×2×10×300×8 = 7.02×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth= N3/u = 7.02×109/3.25 = 21.87×108接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.988、KHN2 = 0.997。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: sF1= = =593MPasF2 = = =549MPasF1與sF2相對比，選取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許

39、用應(yīng)力，即sF1=sF2=549MPa2）試算小齒輪分度圓直徑= 72.07mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = =×72.07×243.73/(60×1000) =0.92 m/s齒寬bb = =0.943×72.07=68mm2）計算實際載荷系數(shù)KH使用系數(shù)KA = 1。動載系數(shù)KV = 1.344。齒輪的圓周力Ft2 = 2T2/d3= 2×1000×170.44/80 = 4261 N齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1。齒向載荷分配系數(shù)KHb = 1.318。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb =

40、1×1.344×1×1.318 =1.7713）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3= = 72.07× =72.07×1.11=80mm齒輪模數(shù)m = d3/z3 =80/20 = 4mm 模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m =4mm。8.3 幾何尺寸計算（1）計算大、小齒輪的分度圓直徑d3 =z1×m=20×4=80mmd4 = z2×m=65×4= 260mm（2）計算中心距a = =（20×65）×4/2=170 mm中心距圓整為a = 170 mm。（3）計算齒輪寬度 b = = 68mm

41、取b3 = b4+(510)=75mm、b4= 68 mm。8.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF1 = sF（2）K、T、m、和d1同前齒寬b=b2=68mm齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa查表得： YFa1 = 2.11 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.85 YSa2 = 1.93小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sHlim1= 500 MPa、sHlim2 = 380 MPa。彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86取安全系數(shù)S=1.4，得 sF1 = = = 300 MPa sF2= = = 233.43 MPasF1 = =2&#

42、215;2.028×170.44×1000×2.11×1.85×0.68×0.795cos213.736/(0.943×23×202)= 268.49MPa sF1sF2 = =2×2.028×170.44×1000×2.05×1.93×0.68×0.795cos213.736/(0.943×23×202)= 217.91MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。8.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸（1）齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)a=

43、m×ha*=4mm（2）小、大齒輪的齒頂圓直徑 (3)小、大齒輪的齒根圓直徑8.6 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn44法面壓力角an2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0右0齒數(shù)z2065齒頂高h(yuǎn)a44齒根高h(yuǎn)f55分度圓直徑d80260齒頂圓直徑da88268齒根圓直徑df70250齒寬B7668中心距a170170表8圖5（齒輪結(jié)構(gòu)圖）9 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計9.1 輸入軸的設(shè)計(1)軸的最小直徑首先選擇軸的材質(zhì)為40Cr（調(diào)質(zhì)），按文獻(xiàn)和材料確定A0=105。則105×(4.53/

44、1094.34)1/3=16.86mm 軸上需要開設(shè)鍵槽，因此需要在強(qiáng)度上會增加。采取在軸頸加至少5%，取d1=20mm。（2）確定軸的各段直徑和長度。d1段直徑和長度設(shè)計d1軸段的左端定位可以由右側(cè)軸端擋圈來確定，右端需要一軸肩，故采用d1段的直徑d1=22mm；設(shè)計擋圈直徑D = 20mm作為軸段直徑，大帶輪寬度B = 42mm。I段的長度比大帶輪寬度B短一些保障軸端擋圈只壓大帶輪不壓軸端面。現(xiàn)設(shè)計L1 =40mm，孔徑d1=20mm。d2段直徑和長度設(shè)計軸承靠軸肩軸向定位，按要求h>0.07d，取 h=1mm則 d2=22mm。箱體壁距凸臺外測的距離L=11.5mm，墊圈厚度1=2

45、mm，端蓋厚度2=13mm，伸進(jìn)長度為13.5mm。所以L2=45mmd3段直徑和長度設(shè)計 d3段出口處配備了深溝球軸承，只受到徑向力。選用6305C型號其尺寸為；D×P×d=62×17×25，軸段L3=23mm。d3=d7=25mmd4段直徑和長度設(shè)計 d4段過渡結(jié)構(gòu),則d4=32mm。L4 =84mm。d5段直徑和長度設(shè)計 齒輪軸相關(guān)尺寸，直徑d5=50mm，L5=56mmd6段直徑和長度設(shè)計d6段軸段要被套筒定位目的是為了加工時軸與軸承配合的面能被分開。尺寸定為32mm，長度為4mm。d7段直徑和長度設(shè)計d7段直徑和長度設(shè)計同d3,d7=25mm,

46、L7 =26mm。輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下：圖6（輸入軸結(jié)構(gòu)圖）軸段名稱1234567長度(mm)4045238456426直徑(mm)20222532503225 表9 （輸入軸各段設(shè)計）（3）輸入軸的受力分析及校核1）軸的受力分析高速級小齒輪所受的圓周力 =2×39.53×1000/46=1718.7N 高速級小齒輪所受的徑向力1718.7×tg20°=643.01N帶輪中點距左支點距離L1= 73.5mm齒寬中點距左支點距離L2= 126.5 mm齒寬中點距右支點距離L3= 49.5 mm2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： (1718.7&

47、#215;49.5)/(126.5+49.5)=483.38 N =1718.7-483.38=1235.32 N 垂直面支反力（見圖d）：=643.01×49.5-789.49×（73.5+126.5+49.5)/(126.5+49.5)=-884.91 N-884.91+643.01-789.49=-241.89 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： 483.38×126.5=61147.57 Nmm 截面A處的垂直彎矩： 789.49×73.5=58027.52 Nmm 截面C處的垂直彎矩： -884.91×126.5=

48、-111941.11 Nmm -241.89×126.5=-11973.55 Nmm 作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： (61147.572+-111941.112)1/2=61145.74 Nmm (61147.572+-11973.552)1/2=62308.84 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：僅當(dāng)校核軸上就能夠承受最大彎矩和轉(zhuǎn)向扭矩的截面（即危險的最大截面扭矩C）的最高扭矩強(qiáng)度。必要時還可能需要對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行一定的運動強(qiáng)度校核。取= 0.6，則有： =6

49、1145.742+(0.6×39.53)2)1/2/(0.1×503) =4.89 MPa-1 = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：圖79.2中間軸的設(shè)計(1)軸徑最小尺寸 首先選擇軸的材質(zhì)為40Cr（調(diào)質(zhì)），按文獻(xiàn)和材料確定A0=105。則得 105×(4.35/243.73)1/3=27.44mm 軸上需要開設(shè)鍵槽，因此需要在強(qiáng)度上會增加。采取在軸頸加至少5%，取dmin=35mm。（2）確定軸的各段直徑和長度d1段位置需安放軸承，此時軸承僅受徑向力作用，可確定此處應(yīng)為深溝球軸承，考慮軸

50、承型號為6307C，而獲得d1=35mm。軸承結(jié)構(gòu)尺寸約為 D×P×d=80×21×35。所以可取d1=d5=35mm左端軸承定位采用軸向定位，可取d2=d4=37mm， d3=40mm。若齒輪2的齒寬為76mm，寬度與長度相同，則L2=76mm。齒輪3的齒寬為50mm，則可取L4=50mm齒輪之間的距離c=4mm，軸承的寬度為B=25mm，齒輪距箱體內(nèi)壁軸承直徑寬度的距離為L8=10mm。軸承與箱體內(nèi)壁縫隙間距約為S=8mm，則L1=34mm, L5=37mm。其結(jié)構(gòu)圖如下：圖8（中間軸設(shè)計圖）軸段名稱12345長度(mm)347645037直徑(mm

51、)3537403735表10（中間軸各段設(shè)計）（3）中間軸的校核中間軸的受力分析和校核1)軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力 =2×170.44×1000/204=1670.98 N 高速級大齒輪所受的徑向力 1670.98×tg20°=625.16 N 低速級小齒輪所受的圓周力 =2×170.44×1000/80=4261 N 低速級小齒輪所受的徑向力4261×tg20°=1610.35 N作軸的計算簡圖（見圖a）: 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1=51.5mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2=67mm 低

52、速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3=61.5 mm2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）：=1670.98×(67+61.5)+4261×61.5/(51.5+67+61.5）=2648.74 N=4261+1670.98-2648.74=3283.24 N 垂直面支反力（見圖d）：=625.16×（67+61.5)-1610.35×61.5/(51.5+67+61.5)=386.06 N625.16-386.06-1610.35=-1371.25 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面B、C處的水平彎矩： 2648.74×51.5=136

53、410.11 Nmm 3283.24×61.5=201919.26 Nmm 截面B、C處的垂直彎矩： 386.06×51.5=19882.09 Nmm -1371.25×61.5=-84331.87 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面B、C處的合成彎矩： (136410.112+19882.092)1/2=136410.26 Nmm (201919.262+-84331.872)1/2=218822.42 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：僅當(dāng)校核軸上就能夠承受最大彎矩和轉(zhuǎn)向扭矩的

54、截面（即危險的最大截面扭矩B）的最高扭矩強(qiáng)度11。必要時還可能需要對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行一定的運動強(qiáng)度校核。取= 0.6，則有：=136410.262+(0.6×170.44)21/2/(0.1×403)=21.31 MPa-1 = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：圖99.3輸出軸的設(shè)計(1)確定軸徑最小尺寸首先選擇軸的材質(zhì)為40Cr（調(diào)質(zhì)），按文獻(xiàn)和材料確定A0=105。則得105×(4.18/75.93)1/3=39.94mm軸上需要開設(shè)鍵槽，因此需要在強(qiáng)度上會增

55、加。采取在軸頸加至少5%，取d1=42mm。(2)結(jié)構(gòu)設(shè)計d1段直徑和長度設(shè)計該段設(shè)置應(yīng)配備一個聯(lián)軸器，并且要求聯(lián)軸器的孔徑應(yīng)與軸徑大小相等。聯(lián)軸器可以計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT =1.5×525.73=788.6N·m。彈性柱銷聯(lián)軸器，符合上述要求。軸端傳動檔圈安裝固壓半軸器時需要去讓型號為HL3半聯(lián)軸器長度L=107mm（J型孔）與軸的配合段長度L1=107mm相等。軸長稍短一些，取L1=84mmd2段直徑和長度設(shè)計d2段是為軸承位置，且又軸向定位住了聯(lián)軸器左端。故h>0.07d1，取 h=1.5mm,則d2=45mm，L2=43mm。d3段直徑和長度設(shè)計d3段出口

56、處裝有深溝球軸承，只受到徑向力。選用6305C型號其尺寸為；D×P×d=85×19×45，軸段L3=26mm?？紤]d3=45mmd4段直徑和長度設(shè)計 接近齒輪處的軸徑為47mm，是作用與齒輪定位，按要求h>0.07d，取h=2mm,則d4=51mm。 L4=59mmd5段直徑和長度設(shè)計軸肩定位d5=63mm。L5=8mmd6段直徑和長度設(shè)計d6段直徑同齒輪的孔徑相同。齒輪的孔為47，軸的直徑d4=47，d6段長度同齒輪的寬度相同。齒輪的寬度為68mm。L6=67mm可使齒輪被擋油環(huán)斷面緊靠。d7段直徑和長度設(shè)計d7段為軸承位置，d3=d7=45mm

57、，由于有軸套，所以軸6段的長度L6=37mm可得輸出軸的總長度為： L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5 + L6=324mm綜上可得軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下：圖10（輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）軸段1234567長度(mm)8443265986737直徑(mm)42454551634745表11（輸出軸各段設(shè)計）（3）輸出軸的受力分析及校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 軸的受力分析 低速級大齒輪所受的圓周力 =2×525.73×1000/260=4044.08N 低速級大齒輪所受的徑向力4044.08×tg20°=1528.37N 第一段軸的中點距左支點的距離L

58、1= 94.5mm 齒寬中點距左支點距離L2= 117.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3= 60.5 mm2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： (4044.08×60.5)/(117.5+60.5)=1374.53 N =4044.08-1345.23=2698.85 N 垂直面支反力（見圖d）：=(1528.37×60.5)/(117.5+60.5)=1345.23N1345.23-1528.37=-183.13N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： 1374.53×117.5=161507.28 Nmm 截面C處的垂直彎矩： 1345.23×117.5=158064.53 Nmm -183.13×60.5=-11079.36 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： (161507.282+158064