圓柱齒輪減速器畢業(yè)論文

1、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(jié)構(gòu)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(gòu)之間,起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用,在現(xiàn)代機 械中應用極為廣泛。 國內(nèi)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(zhì)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，

2、以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)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(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生 產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來,由于近代計算機技術(shù)與 數(shù)控技術(shù)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(chǎn)品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術(shù)化，使產(chǎn)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

3、機床和 工藝技術(shù)的發(fā)展,推動了機械傳動結(jié)構(gòu)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(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。 關(guān)鍵詞：齒輪嚙合、軸傳動、傳動比、傳動效率 abstract wheel 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 t

4、o settle, work than in 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

5、 is small, structure tightly 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 extre

6、mely extensive in the modern 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

7、material quality and craft 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 manufacturin

8、g craft specially, decelerating 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 like the direction which decelerates a machine to is the facing

9、 big power and spread to 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

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

11、ion of movable property 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

12、 tool machine and the 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 bo

13、x to design in excellent 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 e

14、fficiency 目錄 摘摘 要要.i abstract.ii 第第 1 章章 緒論緒論.1 1.1 課題背景 .1 1.2 國內(nèi)減速器現(xiàn)狀 .1 1.3 圓柱齒輪減速器工作原理簡介 .2 1.4 本項目的技術(shù)特點與關(guān)鍵技術(shù) .2 1.5 市場需求分析 .3 第第 2 章章 設計書設計書.4 2.1 設計課題 .4 2.2 工作情況 .4 2.3 原始數(shù)據(jù) .4 2.4 設計內(nèi)容 .4 2.5 設計任務 .5 2.6 設計進度 .5 第第 3 章章 設計步驟設計步驟.6 3.1 傳動方案的擬定及說明 .6 3.2 電動機的選擇 .7 3.2.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇.7 3.2.2 電動機

15、容量的選擇.7 3.2.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速.7 3.2.4 電動機型號的確定.7 3.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 .8 3.3.1 計算總傳動比.8 3.3.2 分配傳動裝置比.8 3.3.3 分配減速器的各級傳動比.9 3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .9 3.4.1 各級軸轉(zhuǎn)速.9 3.4.2 各軸輸入功率.10 3.4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩.10 3.4.4 各軸輸出轉(zhuǎn)矩.11 3.5 傳動件設計計算 .12 3.5.1 第一對齒輪.12 3.5.2 第二對齒輪.17 3.6 軸的設計計算 .24 3.6.1 高速軸.24 3.6.2 中間軸.25 3.6.3 低速軸.3

16、1 3.7 滾動軸承的選擇及校核計算 .32 3.7.1 高速軸的軸承壽命校核.33 3.7.2 中間軸的軸承壽命校核.33 3.7.3 低速軸的軸承壽命校核.34 3.8 鍵連接的選擇及校核計算 .35 3.9 連軸器的選擇 .36 3.10 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸 .37 3.11 減速器附件的選擇 .38 3.12 潤滑與密封 .39 結(jié)結(jié)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 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

17、率過低 的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制 造工藝方面占據(jù)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。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(jié)構(gòu)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(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)， 也是大力

18、開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)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(lǐng)域中， 微型發(fā)動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制分子發(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(nèi)減速器現(xiàn)狀 國內(nèi)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(zhì)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(nèi)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(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳

19、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(zhì)方 面沒有突破，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(nèi)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(jié)構(gòu)簡單，效率亦高。由于 該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu)，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

20、 內(nèi)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 （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(nèi)領(lǐng)先地 位。國內(nèi)有少數(shù)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(zhuǎn)速從主動軸輸入后，帶動小齒輪轉(zhuǎn)動，而小齒輪帶動大齒 輪運動，而大齒輪的齒數(shù)比小齒輪多，大齒輪的轉(zhuǎn)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

21、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(shù)特點與關(guān)鍵技術(shù) 本項目的技術(shù)特點,圓柱齒輪減速器與國內(nèi)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)

22、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(nèi)齒 輪則作定軸轉(zhuǎn)動。因為外齒輪作平行移動，所以稱謂平動齒輪機構(gòu)。齒輪的平 行移動需要有輔助機構(gòu)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(gòu)，也可以采用偏心軸作為實體輔助平動機構(gòu)。內(nèi)平動齒輪減速器的 關(guān)鍵技術(shù)和關(guān)鍵工藝是組成平行四邊形構(gòu)件的尺寸計算及其要求的加工精度、 輪齒主要參數(shù)的選擇。這些因數(shù)都將影響傳動的能力和傳動的質(zhì)量?？偟恼f， 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(zhì)量。 1.5 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

23、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(chǎn)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(lǐng)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(jīng)濟效益：現(xiàn)有的各類減速器多存在著消耗材料和能源較多，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

24、內(nèi)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(chǎn)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(nèi)市場的空白，并將具有較大的經(jīng)濟效益和社會效益。 第 2 章 設計書 2.1 設計課題 設計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(zhuǎn),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(chǎn),使用期限 10 年(300 天/年),三班制工作, 滾筒轉(zhuǎn)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(shù)

25、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） 400 2.2 工作情況 工作平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn) 2.3 原始數(shù)據(jù) 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 工作制度（班/日）：2 2.4 設計內(nèi)容 電動機的選擇與運動參數(shù)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； 2.5 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

26、第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)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 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(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳 動機構(gòu)進行分析論證。 本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致 相同。結(jié)構(gòu)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 3.2 電動機的選擇 3.2.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇 因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用三相籠型異步 電動機，

27、封閉式結(jié)構(gòu)，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 pw1000 fv kw d tv 1000 2 kw 1000350 8 . 014502 kw6.63 kw （3-1） b）電動機的輸出功率pd pd= a wp pw/ （3-2） a = 54 2 3 4 21 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 . 0 99 . 0 97

28、. 0 98 . 0 96 . 0 24 =0.79 （3-3） 所以 pd= a wp = 79 . 0 63 . 6 kw=8.6 kw （3-4） 3.2.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 滾筒軸工作轉(zhuǎn)速為：n= d v 100060 = 350 8 . 0100060 =43.68r/min （3-5） 3.2.4 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i 1=24，二級圓柱齒輪減速器傳動比i 2=840，則總傳動比合理范圍為 ia =16160，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： nd = n ia =（16160）43.68=698.886988

29、.8r/min （3-6） 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750、1000 和 1500 r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查 機械設計課程設計手冊有表：（3-1） 表 3-1 電動機轉(zhuǎn)速 r / min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn) 矩 最大轉(zhuǎn) 矩 方案 電動機型 號 額定 功率 pedkw 同步轉(zhuǎn) 速 滿載轉(zhuǎn) 速 質(zhì)量 kg 額定轉(zhuǎn) 矩 額定轉(zhuǎn) 矩 1y 160m-411150014401232.22.2 2y 160l-61110009701472.01.2 3y 180l-8117507301841.72.0 由表和實際情況選方案 1 ：y160m-4 其額定功率為 11kw，滿載轉(zhuǎn)速為 1460 r / min 即

30、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(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n,可確定傳動裝置應有的總 傳動比為： ia=n nm = 68.43 1460 =33.42 （37） 3.3.2 分配傳動裝置比 ia= i i 0 （38） 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=i ia 0=5 . 2 42.33 =13.368 （3-9） 3.3.3 分配減速器的各級傳動比 由

31、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 i i i 1 2 3 . 5 368.13 =2.52。 取i2=2.5。 3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.4.1 各級軸轉(zhuǎn)速 高速軸 i：n= i nm 0 = 5 . 2 1460 =584r/min （3-10） 中間軸 ii：n=i n 1 = 3 . 5 584 =110.19 r/min （3-11） 低速軸 iii： i n n 2 1 . 44 5 . 2 19.110 r/min （3-12） 滾筒軸 v ： nnv 1 . 44 r/mi

32、n 3.4.2 各軸輸入功率 高速軸 i： 101 pppdd 064 . 8 96 . 0 4 . 8 kw （3-13） 中間軸 ii： 3212 ppp 67 . 7 97 . 0 98 . 0 064 . 8 kw （3-14） 低速軸 iii：p= p 23 = p 23= 97 . 0 98 . 0 67 . 7 =7.29 kw （3-15） 滾筒軸 v ：p = p 34= p 24 = 99 . 0 98 . 0 29 . 7 =7.07 kw （3-16） 各軸輸出功率 高速軸 i：p = p 2 = 98 . 0 064 . 8 =7.90 kw （3-17） 中間軸 i

33、i：p = p 2 = 98 . 0 67 . 7 =7.52 kw （3-18） 低速軸 iii：p =p2=98 . 0 29 . 7 =7.14 kw （3-19） 滾筒軸 v ：p = p 2 = 96 . 0 98 . 0 07 . 7 =6.65 kw （3-20） 3.4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 高速軸 i： 1 0 01 0itittdd88.13196 . 0 5 . 295.54mn （3-21） 中間軸 ii： 32 1 12 1ititt44.66497 . 0 98 . 0 3 . 588.131mn （3-22） 低速軸 iii： 32 2 23 2ititt04.157

34、997 . 0 98 . 0 5.244.664 mn （3-23） 滾筒軸 v ： 4234 tttv （3-24） mn 98.153199 . 0 98. 004.1579 3.4.4 各軸輸出轉(zhuǎn)矩 電動機輸入功率：td mn （3-25） 高速軸 i： 2 tt 24.12998 . 0 88.131mn （3-26） 中間軸 ii： 2 tt15.65198 . 0 44.664mn （3-27） 低速軸 iii： 2 tt46.154798 . 0 04.1579mn （3-28） 滾筒軸 v ： 52 ttvv29.144196 . 0 98 . 0 98.1531mn （3-2

35、9） 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于表：（3-2） 表 3-2 效率(p) kw 轉(zhuǎn)矩(t) mn 軸名 輸入輸出輸入輸出 轉(zhuǎn)速 (n) r /min 傳動 比 ( i ) 效率 () 電動 機軸 8.454.9514602.50.96 高速 軸 i 8.0647.90131.88129.24584 5.2 9506 . 0 97 . 0 98 . 0 中間 軸 ii 7.677.52664.44651.15110.19 2.5 9506 . 0 97 . 0 98 . 0 低速 軸 iii 7.297.141579.041547.4644.1 滾筒 軸 v 7.076.651531.98144

36、1.2944.1 1 9702 . 0 99 . 0 98 . 0 95.54 1460 4 . 8 95509550 n p m d 3.5 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(shù) a）根據(jù)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(diào)質(zhì)） ，硬 度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差 為 40hbs。 d）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z

37、2= 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： d t 1 = 32 . 2 3 2 1 1 h e d z u u t k （3-30） a）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)kt=1.3。 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t1=131.88 mn = 3188 . 1 105 mmn 查機械設計表 10-7 選取齒寬系數(shù) d =1.0。 查機械設計表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8 p m a2 1 。 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 1limh 600mpa；大

38、齒輪的解除疲勞強度極限 2limh 550mpa 查機械設計式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)。 n1l j nh 60 = )1036582(158460 = 05 . 2 109 （3-31） n2 39 . 0 3 . 5 10 05 . 2 9 1 1 i n 109 （3-32） 查機械設計圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn1 90 . 0 ；khn2 95 . 0 。 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為 1，安全系數(shù) s1，查機械設計式 10-12 得 1 h = s khn1lim1 = 540mpa6009 . 0 mpa （3-33） 2 h s khn2lim2 =

39、55095 . 0 mpa=522.5 mpa （3-34） b）計算 試計算小齒輪分度圓直徑d t 1 ，代入 h 中較小的值。 d t 1 =2.32 32 1 1 h e d t z u u tk （3-35） =2.32 3 2 5 5 . 554 8 . 189 2 . 5 12 . 5 1 103188 . 1 3 . 1 mm =69.577 mm 計算圓周速度 v。 v= 100060 1 nd t = 100060 584577.69 m/s =2.13 m/s （3-36） 計算齒寬 b。 b = d d t 1 =1 577.69 mm=69.577mm （3-37） 計

40、算尺寬與尺高之比h b 。 模數(shù) z d m t t 1 1 = 24 577.69 mm=2.899 mm （3-38） 齒高 h =2.25mt= mm899. 225 . 2 =6.523mm （3-39） 故 h b = 523 . 6 577.69 =10.667 計算載荷系數(shù)。 根據(jù) v=2.13m/s ,7 級精度，查機械設計圖 10-8 得動載系數(shù) kv=1.08； 直齒輪 kh=kf=1； 查機械設計表 10-2 得使用系數(shù)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，k h = 309 . 1 30 40 309 . 1 31

41、8 . 1 =1.31575。 （3-40） 由h b =10.667，k h =1.31575，查機械設計圖 10-13 得 kf =1.25； 故載荷系數(shù)k=ka kvkhkh = 31575 . 1 108 . 1 1 =1.42101 （3-41） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，查機械設計 式（10-10a）得： d1= 3 1 k k d t t = 3 3 . 1 42101 . 1 577.69 =71.67 （3-42） 計算模數(shù)m。 z d m 1 1 = 24 67.71 mm=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

42、 得彎曲強度的設計公式為： m ) 23 2 1 1 f safa d yy z t k （3-44） a）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)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 取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.85，kfn2=0.88； 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞系數(shù) s=1.4，查機械設計式 10-12 得： 1 f = s kfefn11 4 . 1 50085 . 0 mpa=303.57mpa （3-45） 2 f = s kfefn22 4 . 1 38088 . 0 m

43、pa =238.86 mpa （3-46） 計算載荷k。 k=ka kvkfkf = 25 . 1 108 . 1 1 =1.35 （3-47） 查取齒形系數(shù) 查機械設計表 10-5 得 yfa1=2.65；yfa2= 16 . 2 14 . 2 25 50 14 . 2 18 . 2 查取齒形系數(shù) 查機械設計表 10-5 得 ysa1=1.58；ysa2 81 . 1 79 . 1 25 50 79 . 1 83 . 1 計算大、小齒輪的 f safay y 并加以比較 1 11 f safay y = 57.303 58 . 1 65 . 2 =0.01379 （3-48） 2 22 f

44、safa yy = 86.238 81 . 1 16 . 2 =0.01637 （3-49） 故大齒輪的大。 b）設計計算 m 3 2 5 01637 . 0 241 10 3188 . 1 35 . 1 2 mm=2.16mm （3-50） 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計 算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 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(shù)與齒數(shù)的乘積） 有關(guān)，可取由彎曲強度的模數(shù) 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

45、數(shù) m d z 1 1668.28 5 . 2 67.71 ，取z1=29。 （3-51） 故大齒輪齒數(shù) izz112 7 . 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 m zd11mm 5 . 725 . 229 （3-53） m zd22mm3855 . 2154 （3-54） b）計算中心距 2 21dd a mmmm75.228 2 385 5 . 72 （3-55） c）計算齒輪寬度 b= d d1=mm 5 . 72 5 . 721 （3-56） 故取 mm b 80 1 ，b2=75mm. 為了湊中心距為 230mm

46、，采取變位，變位系數(shù) 255 . 0 21 x x ； 中心距變動系數(shù) 2 21dd a 5 . 0 5 . 2 5 . 228230 （3-57） 齒頂高降低系數(shù) 01 . 0 21 y xx y （3-58） 其各齒輪參數(shù)如表：（3-3） 表 3-3 計算公式 名稱代號小齒輪大齒輪 模數(shù) m2.5 壓力 角 20.84 分度 圓直 徑 d mm z m d 9 . 72 cos 84.20 1 1 mm z m d 1 . 387 84.20 cos 2 2 齒頂 高 ha mmmy xhh a a 1125 . 3 )( 11 mmmy x h h a a 1125 . 3 )( 22

47、齒根 高 hfmmmxchh af 4875 . 2 )( 11 mmm xchh af 4875 . 2 )( 22 齒全 高 h mm hhh fa 6 . 5 111 mm hhh fa 6 . 5 222 齒頂 圓直 徑 da mm hz m d aa 725.782 111 mm hz m d aa 2255.3912 222 齒根 圓直 徑 df mm hz m d ff 525.672 111 mm hz m d ff 025.3802 222 基圓 直徑 db mm ddb 28.120cos 33 mm ddb 98.311cos 44 齒距 p mmmpp85 . 7 21

48、 齒厚 s mmmx ss 41 . 4 ) 84.20 tan2 2 ( 21 齒槽 寬 e mmmx m ee 44 . 3 ) 84.20 tan2 2 ( 21 頂隙 c mmm ccc 625 . 0 43 中心 距 a mm zz m a230 84.20 cos2 )( 21 注：表中，ha 為齒頂高系數(shù)（=1） ；c 為頂隙系數(shù)（=0.25） 3.5.1.5 結(jié)構(gòu)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(guān)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(shù) a）根據(jù)總體

49、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(diào)質(zhì)） ，硬度 為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為 40hbs。 d）選小齒輪齒數(shù)z3=26，大齒輪齒數(shù)z4= 655 . 226 。 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： d t2 = 32 . 2 3 2 2 1 h e d z u u t k （3-59） a）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)kt=1.

50、3。 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t=664.44 mn = 6444 . 6 105 mmn 查機械設計表 10-7 選取尺寬系數(shù) d =1.0。 查機械設計表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8 pa m 2 1 。 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 3limh 600mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限 4limh 550mpa 查機械設計式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)。 l j nnh 60 3 = )1036582(119.11060 = 86 . 3 108 （3-60） i n n 2 3 4 10 544 . 1 5 . 2 10 86 . 3

51、8 8 （3-61） 查機械設計圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù) khn3 0.95； khn4 0.98。 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為 1，安全系數(shù) s1，查機械設計 式 10-12 得 3 h = s khn3lim3 = 570mpa60095 . 0 mpa （3-62） 4 h s khn4lim4 = 55098 . 0 mpa=539 mpa （3-63） b) 計算 試計算小齒輪分度圓直徑d t 1 ，代入 h 中較小的值。 dt2 =2.32 3 2 1 h e d t z u u tk （3-64） =2.32 3 2 5 539 8 . 189 5 . 2 1

52、5 . 2 1 1064 . 6 3 . 1 mm =122.77 mm 計算圓周速度 v。 v= 100060 1 nd t = 100060 19.11077.122 m/s =0.71 m/s （3-65） 計算齒寬 b。 b = d dt2 =1 77.122 mm=122.77mm （3-66） 計算尺寬與尺高之比h b 。 模數(shù) z d m t t 3 2 = 26 77.122 mm=4.72mm （3-67） 齒高 h =2.25mt= mm72 . 4 25 . 2 =10.62mm （3-68） 故 h b = 523 . 6 577.69 =11.56 （3-69） 計算

53、載荷系數(shù)。 根據(jù) v=2.13m/s ,7 級精度，查機械設計圖 10-8 得動載系數(shù) kv=1.05； 直齒輪 kh=kf=1； 查機械設計表 10-2 得使用系數(shù)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，k h = 436 . 1 2 40 436 . 1 445 . 1 =1.43645。 由h b =11.56，k h =1.43645，查機械設計圖 10-13 得k f =1.34； 故載荷系數(shù)k=ka kvkhkh = 43645 . 1 105 . 1 1 =1.508 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，查機械設計式 （10

54、-10a）得： d2= 3 2 k k d t t = 3 3 . 1 508 . 1 77.122 =129 mm （3-70） 計算模數(shù) m。 z d m 3 2 = 26 129 mm=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 ) 23 2 3f safa d yy z t k （3-72） a)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)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(shù)kfn3=0.90，kfn

55、4=0.0.95； 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞系數(shù) s=1.4，查機械設計式 10-12 得： 3 f = 4 . 1 5009 . 0 33 s fefnk mpa=321.43mpa （3-73） 4 f = s kfefn44 4 . 1 38095 . 0 mpa =257.86 mpa （3-74） 計算載荷 k。 k=ka kvkfkf = 34 . 1 105 . 1 1 =1.407 查取齒形系數(shù) 查機械設計表 10-5 得 yfa3=2.60；yfa4= 272 . 2 24 . 2 8 10 24 . 2 28 . 2 查取齒形系數(shù) 查機械設計表 10-5 得 ys

56、a3=1.595；ysa4 746 . 1 73 . 1 8 10 73 . 1 75 . 1 計算大、小齒輪的 f safay y 并加以比較 3 33 f safa yy = 43.321 595 . 1 60 . 2 =0.0129 （3-75） 4 44 f safa yy = 86.257 746 . 1 272 . 2 =0.01538 （3-76） 故大齒輪的大。 b）設計計算 m 3 2 5 01538 . 0 261 644 . 6 407 . 1 2 10 mm=3.49mm （3-77） 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計 算的模數(shù)，

57、由于齒輪模數(shù) 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(shù)與齒數(shù)的乘積） 有關(guān)，可取由彎曲強度的模數(shù) 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(shù) m d z 2 3 25.32 4 129 ，取z3=32。 故大齒輪齒數(shù) 835 . 232 234 izz 。 （3-78） 3.5.2.4 幾何尺寸計算 a）計算分度圓直徑 m zd33mm128432 （3-79） m zd44mm332483 （3-80） b）計算中心距 2 43dd a mmmm230 2 33212

58、8 （3-81） c）計算齒輪寬度 b= d d1=mm1291291 （3-82） 故取 mm b 130 4 ， mm b 135 3 各齒輪參數(shù)如下表： 表 3-4 計算公式 名稱代號小齒輪大齒輪 模數(shù) m4 壓力角 a20 分度圓 直徑 d mmmz d 128 33 mmmz d 332 44 齒頂高hammm hh aa 4 3 mmm hh aa 4 4 齒根高 hf mmm chh af 5)( 3 mmm chh af 5)( 4 齒全高 h mm hhh fa 9 333 mm hhh fa 9 444 齒頂圓 直徑 dammmhzd aa 136)2( 33 mmm hz

59、d aza 340)2( 44 齒根圓 直徑 df mmm chzd af 118)22( 33 mmm chzd af 322)22( 44 基圓直 徑 db mm ddb 28.120cos 33 mm ddb 98.311cos 44 齒距 p mmmpp56.12 43 基圓齒 距 pb mmppp bb 8 . 11cos 43 齒厚 s mm m ss 28 . 6 2 43 齒槽寬 e mm m ee 28 . 6 2 43 頂隙 c mmm ccc 1 43 標準中 心距 a mm m a zz 230 2 )( 43 注：表中，ha 為齒頂高系數(shù)（=1） ；c 為頂隙系數(shù)（=

60、0.25） 3.5.2.5 結(jié)構(gòu)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。 3.6 軸的設計計算 3.6.1 高速軸 3.6.1.1 根據(jù)工作條件，減速器的高速軸選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 3.6.1.2 初步確定軸的最小直徑 d 3 0 n p a = 3 584 046 . 8 100 mm=23.99mm 取d=25mm （3-83） 3.6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)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(nèi)徑，故取直徑為 30mm。 ii-iii 段軸為軸肩,其軸的直徑為 34