1、設計任務：二級斜齒圓柱齒輪減速箱傳動方案1.I軸5.III 軸2.II6.軸 3. 低速級小齒輪高速級小齒輪7.高速級大齒輪4.低速級大齒輪8.減速箱體原始數據:項目參數工作拉力2700N運輸帶工作速度1.2m/s卷筒直徑500mm備注：工作壽命為5年（每年按365天計算），工作24小時，運輸機工作平穩轉向不變。設計內容計算及說明結果1.減速箱方案的擬定2.電機的選擇1 .減速箱方案的擬定1.1 工作機器特征的分析由設計任務書可知：該減速箱的體積不是很大，屬于小型減速器，傳遞的功率也不是很大.由于工作運輸機工作平穩 ，轉向/、變，使用壽命不長（15年），故減速箱應 盡量設計成閉式，箱體內用油液

2、潤滑，軸承用脂潤滑.要盡可能使減速箱外形及體內 零部件尺寸小，結構簡單緊湊，造價低廉，生產周期短，效率高。1.2 傳動方案的擬定及說明（1） .斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動平穩，承載能力大、噪音小，能減輕 振動和沖擊，若設計時、旋向選擇合理，可減輕軸的負荷，延長使用壽命，故此減 速器的兩對齒輪均采用斜齒圓柱齒輪傳動。（2） .高速級齒輪布置在遠離扭矩輸入端，這樣可以減小軸在扭矩作用下產生 的扭轉變形，以及彎曲變形引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現象。2 .電機的選擇2.1 選擇電動機型號按設計任務書要求，選用 Y型三相異步電動機，該型號電機可以直接接入三相交 流電網，壽命長，運轉平穩，使用維修方

3、便，而且體積小，重量輕，價格便宜。2.2 電動機功率的確定工作機的有效功率為FV Pv n1000nw 從電動機到工作機傳送帶間的總效率為232n = n # na123由機械設計課程設計指導書表 1-7可知：7 :聯軸器傳動效率 0.98 （彈性聯軸器）“2 :滾動軸承效率 0.995 （滾子軸承）“3 :齒輪傳動效率0.97 (8級精度一般齒輪傳動)。：卷筒傳動效率 0.94所以電動機所需工作功率為(3)確定電動機轉速按表2-3推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比仄=840而工作機卷筒軸的轉速為nw1000 60v=1000 60 1.2 =45.84r/min二 500所

4、以電動機轉速的可選范圍為nd -ivnw =(840) 45.84r min =(366.721833.6)r min符合這一范圍的同步轉速有750r.min> 1000r/min、1500廳min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為 1000r min 的電動機。根據電動機類型、容量和轉速，由機械設計課程設計指導書表 12-1選定電動機型號為Y132M2-6。其主要性能和參數如下表1-1和1-2 :3.分配傳動 比表1-1所選電機技術數據電動機型號額定功率/kw滿載車t速/(r/min)Y132M-4電動機Y132M-45.5

5、9603.分配傳動比3.1 分配原則各級傳動的傳動比不應超過其傳動比的最大值。使所設計的傳動系統的各級傳動機構具有最小的外部尺寸。使二級齒輪減速器中，各級大齒輪的浸油深度大致相等以利實現油池潤滑。(4)使各級圓柱齒輪傳動的中心距保持一定比例。3.2 計算局速級傳動比i1和低速級傳動比i2對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，一般按齒輪浸油潤滑要求，即各級大齒輪直5.41i2 = 3.87徑相近的條件分配傳動比，常取 i1 =1.4i2o由設計要求可知，減速器總傳動比為 i = 960 = 20.94，即i1M i2 = 20.94 。45.844.運動參數 的計算故取 i1=5.41, i2=3.87

6、4.運動參數的計算由于減速器是通用減速器，大批量生產。各零件的承載能力與電動機承載能力 相對應。因此以電動機的額定功率作為設計功率來計算。P , P2, R分別表示I、n、出軸輸入功率（kw）ni, n2, %分別表示I、n、出軸的轉速（ r/min ）T1, T2, T3分別表示I、n、出軸的扭矩（Nm4.1 各軸的轉速ni =960r / minni960_ .n2 = = 177.45r / min11 5.41n2177.45n3 =45.84r/min12 3.874.2 各軸的輸入功率P = P0”1=3.873 M0.98=3.80kwP2 =黑"2黑“3=3.8黑0.

7、995父0.97 =3.67kwP3 = P2 m "2 K"1 = 3.67 m 0.995 父 0.97 = 3.54kw4.3 各軸的轉矩P3.8工9550 父9550父-37.8kwni960P23.67T2 =9550 1= 9550 父=197.5kwn2177.45n1 = 960r / minn2 =177.45r / minn3 =45.84r / minR=3.8kwP2 =3.67kwP3 = 3.54kwT1 =37.8NLMT2 =197.5NLmT3 = 737.7N1mR3.54T3 =9550 k，= 9550 m= 737.5kwn345.

8、845.高速級齒 輪的設計計 算軸號轉速(r/min)功率(kw)扭矩(N|_|M )I9603.837.8II177.453.67197.5III45.843.54737.5將計算結果匯總列表備用5.高速級齒輪的設計計算5.1選擇精度等級、材料及齒數(1)由表10-1 ,選擇小齒輪材料為 45鋼(調質)，齒面硬度為240HBs大齒 輪材料為45鋼，齒面硬度為200HBS(2)由表10-6,選用8級精度。45鋼(調質)(3)選小齒輪齒數 乙=24 ,大齒輪齒數Z2 =24父5.41 =129.84 % 130。(4)初選螺旋角一：=14(5)壓力角:=205.2 按齒面接觸強度計算5.2.1

9、計算小齒輪分度圓直徑按式10-24 ,計算小齒輪分度圓直徑，即1)確定公式中各參數值 試選載荷系數KHt =1.3由圖10-20查取區域系數ZH =2.433 計算小齒輪傳遞轉矩T1=37.8N|_M 由表10-7選取齒寬系數 %=1J 由式10-5查材料的彈性影響系數ZE =189.8MPa2 由式 10-23 得螺旋角系數 Zp, Z/Jcos4 =Jcos14* = 0.985由式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數Z,1t = arctan tan ： n /Cos - = arctan tan20/cos14 =20.562-1ati = arccos |Z1 cos_/ / Z1

10、 2han cos : ：|= arccos 24cos 20.625 / 24 2 1 cos14 =29.974：- at2 = arccos |Z2 cos ： t/ Z2 - 2han cos : J=arccos 130cos 20.625 / 130 2 1 cos14 =22.702，.-Z1 tan .：iat1 -tan ： tZ2 tan -：iat2 - tan ： t 歷二= '24 tan29.974 -tan20.562130 tan22.702 - tan20.562 /2二= 1.665= dZ1 tan -： / 霆=1 24 tan14 /二=1.9

11、05Z i4一-；：；j.665 1 -1.9051.905 = 0.663'I 31 V 31.665計算接觸疲勞許用應力hH】由圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Qim1 =550MPa和二皿二450MPa由式10-15計算應力循環系數N1 =60nljLh =60 960 1 24 365 5 = 2.523 109 _9M/523 10 .4.658 108 i15.41_KHN1 =0.95由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數Khn2 =0.98取失效I率為1%安全系數為S=1,由式10-14得二 H1二 H2Khn1SKHN 2二lim1 0.95 5501二

12、lim2 0.99 450=522.5Mpa=441Mpa取。H1和仃H 2的較小值作為該齒輪的接觸疲勞許用應力，即二H u；:H2 -441MPa2）試算小齒輪分度圓直徑dit -32小丁 uX d+ 1 JZhZeZ? / Lh】2父1.3父3.78乂104 5.41 +1 /2.433 黑 189.8 父 0.663 父 0.985 f= 3 ： 一 -4415.41= 37.9mm5.2.2 調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度V二 d1t n二 37.9 960v :- 1.905m/s60 100060 1000齒寬bb = dd1t = 37.9mm2）

13、計算實際載荷系數由表10-2查得使用系數Ka=1A根據 v = 1.905m/s,8級精度。由圖10-8查得動載系數Kv=1.1輪的圓周力為Ft12T12 3.78 1041995N37.9KaFm1995 52.64N /m < 100N / m, 37.9查表10-3的齒間載荷分配系數KHa = 1.4由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪對支承非對稱布置時，KHp = 1.44,則載荷系數為K KAKVKH. KH =1 1.1 1.4 1.44=2.21763)由式10-12,可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑為，.，-K7 .-2.2176d1 =d1t 3,=37.93 4

14、5.28mm",KHt 1.35.3 按齒根彎曲疲勞強度設計5.3.1 試算齒輪模數由式10-20試算齒輪模數，即32Ktys2' dZ12l-F 11)確定公式中的各參數值選載荷系數KFt =1.3由式10-18 ,可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數Y飛 a arctan tan ： cos： t )=arctan tan14 cos20.562') = 13.14,v=，/cos2 =1.665/cos213.14 =1.756Y . = 0.25+0.75/ 二v =0.25 0.75/1.756 =0.677由式10-19,可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yp、

15、，彳1 一 CC 14 c cY"1 - ；-1 -1.905 : 0.778120120由當量齒數 ZV1 =Z1/cos3 ' =24/cos3 14 =26.27Zv2 -Z2 / cos3 -=130/cos314 =142.31查圖10-17 ,得齒形系數丫尸& =2.62,丫尸厘=2.17由圖10-18 ,查得應力修改系數 Ys& =1.6,Ysm =83計算許用應力，由圖10-24查得大小齒輪的齒根彎曲疲勞極限為-F lim1 = 380MPa , -F lim2 = 320MPa由圖10-22查得彎曲疲勞靜系數Kfn1=0.9, Kfn2=0.

16、95取彎曲疲勞安全系數S =1.4由式10-14 ,得lcF1 I - KFN1 二日而1S|,_ I _ K FN 2 Flim2S0.9 380 =244.29 MPa1.40.95 320=217.14 MPa1.4丫丁?一2.62 1.6:0.0172 l<F1 I 244.29年;赴沱2.17 1.83- F2217.14:0.0183Y .Y.Y.Y.因為大齒輪的 丫 大于小齒輪，所以取 丫產普=0.01832）計算齒輪模數mnt 32 KtTY 丫 ： cos2dZ12丫匕丫3、工kF 10.01832 1.3 3.78 104 0.677 0.778 co嫉 14-21

17、24=1.1575.3.2調整齒輪模數1)計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vdi .Zi/cosP =1.157父24/儂143 = 28.618nditRin x 28.618x960 ，v = 1.438 m / s60 M100060 M1000bb =加=28.618mm齒局h及寬局比b/ hh=(2han +ca mnt =(2x1+0.25)x1.157 = 2.289mmb/h =10.992)計算實際載荷系數 KF根據v=1.438m/s, 8級精度。由圖10-8查得動載系數 Kv=1.082T2 M3 78M104由 Ft1 =±T! / 3.78 10 =23

18、82N , d131.735KAFt12382-t1 =75.06N /m <100N /m ,b31.735查表10-3的齒間載荷分配系數 K匕= 1.4由表10-4用插值法查得 KHp = 1.446,結合b/h=10.99,查圖10-13 ,得KFp = 1.37,則載荷系數為KF =心右小的日=1父1.08M1.4父1.446 =2.186mm2.186,imn =mnt3f= 1.526 mmV 1.3對比計算結果，由齒面解除疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根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乙二22Z2 =1195.4幾何尺寸計

19、算(1) 計算中心距(Z1Z2 )mna -：2 cos :(22119)22 cos14= 145.32 mm考慮模數增大，為此將中心距減小圓整為145mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角二arccos(j2)mn=arccos(22 119) *3.4892a2 145a = 145 mm飛二13.489d1 = 45.25 mmd 2 = 244.75 mmm=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di =45.28mm,來計算小齒輪的齒數，即乙=d1cosP/mn =45.28M儂14口/2 =21.97,取 Z1 =22, Z2 =119(3)計算小大齒輪

20、的分度圓直徑=45.25 mm=244.75 mmb2 = 46mm b1 = 51mmzmn22 2d二-二cos :cos13.489zZ2mn1182d2cos cos13.489(4)計算齒輪寬度b= dd1=1 45.25 = 45.25mm取 b2 =46mm, bi =51mm5.5圓整中心距的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，kh、Zn KF, y、Yp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按前述類似做法，先計算式10-22中的各參數。為了節省篇幅，這里僅給出計算結果：Kh =2.161,1=3.78M104NLmm,1d =1 ,

21、d1 = 45.25mm , u =5.41 , Zh =2.433 , ZE =189.8MPa2Zg = 0.584, Zp = 0.987。將它們代入式10-22,得至ij 人"2KdiT1LUu1zHZEZZ=：2 父 2.161 黑S：810454!1* 2.433m 189.8m 0.584m 0.987:45.2535.41= 121.66MPa滿足齒面接觸疲勞強度條件。(2)齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10-17中的各參數。為了節省篇幅，這里僅給出計算結果：Kf =1.737 T1 = 3.78m 104NL_mm,Yfb1 -2.68, YFa2 =

22、2.27,Ysa1 =1.58,42 = 1.78, Y . = 0.670Yp = 0.751, P =13.489*,a=1, mn =2mm, Z二22。將它們代入式10-17,得到2KFTYFaYsaYjOS2 二dm3Z122 1.737 3.78 104 2.68 1.58 0.670 0.751 COS213.489二_321 23 222= 26.34MPa 二1 11Z1 =22Z2 =119m = 2mm二二20a = 145mm13.489b1 = 51mmb2 = 46mm. 2KFTYFaYsaY；cos”：-F1 一.3)2dmnZ1=2 1.737 3.78 10

23、4 2.68 1.58 0.670 0.751 COS213.489 1 23 222= 26.34MPa ； bF |齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。5.6主要設計結論6.低速級齒 輪的設計計 算齒數Z1 =22, Z2 =119 ,模數m = 2mm,壓力角3 =20螺旋角1 =13.489°,變位系數 x1=x2=0,中心距 a =145mm,齒寬 D=51mm,b2 = 46mm。小齒輪選用45鋼（調質），大齒輪選用45鋼（常化）。齒輪按8a精度設計。45鋼（調質）6.低速級齒輪的設計計算6.1 選擇精度等級、材料及齒數（1）由表10-1

24、 ,選擇小齒輪材料為 45鋼（調質），齒面硬度為240HBs大齒 輪材料為45鋼，齒面硬度為200HBS（2）由表10-6,選用8級精度。（3）選小齒輪齒數 乙=24 ,大齒輪齒數Z2 =24父3.87 =92.88 定93。（4）初選螺旋角一二二14（5）壓力角：.206.2 按齒面接觸強度計算6.2.1 計算小齒輪分度圓直徑按式10-24 ,計算小齒輪分度圓直徑，即20工 U+1 JZHZEZWp12dtu I瓦】J1）確定公式中各參數值 試選載荷系數 KHt =1.3由圖10-20查取區域系數ZH =2.433 計算小齒輪傳遞轉矩T2=197.5NUM 由表10-7選取齒寬系數 % =1

25、1 由式10-5查材料的彈性影響系數 ZE =189.8MPa2 由式 10-23 得螺旋角系數 Zp, Z0 = Jcos% = Jcos140 = 0.985由式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數Z£C-：t -arctan tan : n cos= arctan tan20 /cos14 = 20.5621ati =arccos |Z1 cos：" Z1 - 2han cos : )|= arccos 24cos 20.625 / 24 2 1 cos14')： ”29.974- at2 = arccos | Z2 cos : t/ Z2 2han cos

26、 : Ivarccos 93cos 20.625 / 93 2 1 cos14')=23.455Z1 tan，at1 - tan ：-t Z2 tan 工at2 - tan 二 t /2二=24 tan29.974 -tan20.562130 tan23.455 -tan20.562/2;= 1.640: = dZ1 tan - / -： =1 24 tan14 / 1=1.9054 -4 -1.641.905Z.l：1 _ ；.- .1 -1.9050.671'3' 二,V 31.64計算接觸疲勞許用應力bH】仃 lim1 =550MPa 和由圖10-25查得小齒輪和

27、大齒輪的接觸疲勞極限分別為 二爾2 =450MPa由式10-15計算應力循環系數N1 =60nljLh =60 177.45 1 24 365 5=4.66 108N2N14.66 108i1 -3.87-1.2 108由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數Khn1 =0.98K HN2 = 0.99取失效I率為1%安全系數為S=1,由式10-14得二 H1KhN1 lim1S0.98 5501= 539Mpa二 H2K ：HN 2 lim2S0.99 4501二445Mpa取。H1和仃H 2的較小值作為該齒輪的接觸疲勞許用應力，即二 H + H2 =445MPa2）試算小齒輪分度圓直徑2 1.3

28、 1.975 1 05 3.87 12.433 1 89.8 0.671 0.985x.x |13.87445=67.23mm6.2.2調整小齒輪分度圓直徑二 67.23 177.4560 1000=0.625m/s1）計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度v二 d#niv 二60 1000齒寬bb = dd1t = 67.23mm2）計算實際載荷系數由表10-2查得使用系數Ka=1根據v=0.625m/s, 8級精度。由圖10-8查得動載系數 Kv = 1.05輪的圓周力為Ft22T2d12 1.975 10567.23=5280NKAFt2 二 5280 b - 67.23查表10-3的齒

29、間載荷分配系數= 78.52N /m <100N /m,Kh ： -1.4由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪對支承非對稱布置時，KHp = 1.58,則載荷系數為K =KAKVKH 1KH -： =1 1.05 1.4 1.58 =2.32263）由式10-12,可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑為di =%=67.2332.32261.3=81.58mmmn = dicos ：/Z1 =81.58 cos14 /24 = 3.306.3按齒根彎曲疲勞強度設計6.3.1 試算齒輪模數由式10-20試算齒輪模數，即mnt2KtT2YY：cos2 ： Y”Ys：dZ121)確定公式中的

30、各參數值選載荷系數KFt =1.3由式10-18 ,可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數Y:b -arctan tan : cos： t )=arctan tan14 cos20.562') = 13.14；：.v= 1/cos2、=1.64/cos213.14 =1.729Y . = 0.25+0.75/ ；：v =0.25 0.75/1.729 =0.684由式10-19,可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yp14 丫：=1-；二 =1 -1.9050.778120120計算YF喙(由當量齒數 Zv1 =Z"cos3 =24/cos314 =26.27ZV2 = Z2/cos3

31、 ： =93/cos314 =101.8查圖10-17 ,得齒形系數丫尸儀=2.62,Yfm =2.19由圖10-18 ,查得應力修改系數 YS& =1.6,7so2 =1.81計算許用應力，由圖10-24查得大小齒輪的齒根彎曲疲勞極限為<rFHm1 =380MPa, trFHm2 =320MPa由圖10-22查得彎曲疲勞靜系數KFN1 =0.95, KFN2 =0.98取彎曲疲勞安全系數S=1.4由式10-14 ,得I 1 KFN1 二 Flim1 0.95 380 , kF1=258 MPaF1S1.4I KfN2 二 Flim2 0.98 320 , krF2=224 MP

32、aS1.4:0.0162Yf：1Ys：1 _2.62 1.6 lc F1 1 -258上m J19 1.81k-F2l - 224:0.0177Y Y.Y.-Y.因為大齒輪的Y處平大于小齒輪，所以取 手瞥=0.0177異.1I；、12）計算齒輪模數mnt - 32KtT2YY：cos2 1dZ12YFYs1c.; 10.01772 1.3 1.975 105 0.684 0.778 cos2 141 242=1.9926.3.2調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vd1 =mnZ1/cosB =1.992 24/cos14' =49.27二 ditl二 49.27 17

33、7.45=0.458m/sv =60 100060 1000齒寬bb = dd1 = 49.27mm齒高h及寬高比b/hh=i：2han Ca m K：2 1 0.25 1.992-4.482mmb/h -10.992）計算實際載荷系數 KF根據v=0.458m/s, 8級精度。由圖10-8查得動載系數 Kv =1.05由鼻旦 d12 1.975 10549.27= 8017N ,KaEib8017=162.72N / m >100N / m ,49.27查表10-3的齒間載荷分配系數KFQ = 1.4由表10-4用插值法查得KHp = 1.453,結合 b/h=10.99,查圖 10-

34、13,得KFp = 1.36,則載荷系數為KF = KaKvKf：.Kf ： =1 1.05 1.4 1.36 -1.9992mm1.9992mn =1.992 3= 2.299mm1 1.3乙=32Z2 =124對比計算結果，由齒面解除疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根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a = 200mmm=2.5mm,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 =81.58mm,來計算小齒輪的齒數，即Z1 =d1cosP /mn =81.58Mcos14°/2.5 = 31.66，取 Z1 =32, Z2 =1

35、24P =12.839°6.4幾何尺寸計算(2) 計算中心距(Zi 十 Z2)mn (32 + 124)父 2.5 “八皿 a =200.97 mm2 cos P2 cos14 °考慮模數增大，為此將中心距減小圓整為200mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角B -o(z1+Z2)mn ar”"32 +124)父2.5P =arccos= arccos=12.8392a2 M 200(3)計算小大齒輪的分度圓直徑Z1min32 M 2.5d1 = - = 82 mmcos P cos12.839 0zZ2mn124 M 2.5d 2 =門=318 mmcos B c

36、os12.839 口(4)計算齒輪寬度b = 4ddi =82mm取 b2 =82mm, b1 =87mm6.5圓整中心距的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，KH、ZJDKf、Y、Yp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按前述類似做法，先計算式10-22中的各參數。為了節省篇幅，這里僅給出計算結果：Kh =2.087, T2 =1.975M105NLmm,J%=1, d =82mm , u =3.87, Zh =2.433, ZE =189.8MPaZg = 0.653, Zp = 0.986。將它們代入式10-22,得到b2 = 82mm b1

37、=87mm二 Hu 1u ZhZeZZ：=2父2.087父1.975父10513.87 +1 父 2.433 m 189.8 父0.653 M 0.986 ;8233.87二408MPa滿足齒面接觸疲勞強度條件。（2）齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10-17中的各參數。為了節省篇幅，這里僅給出計算結果：Kf =1.701, T2 =1.975x105NL_mm,YFai =2.62, YFa2 =2.25, Ysa1 =1.60, Ysa2 =1.77, Y. = 0.692 cYp = 0.771, P =12.839）句=1, mn=2.5mm,乙=32。將它們代入式10-1

38、7 ,得到二 F12KFT2YFaYsaYcos”：電m3Z122 1.701 1.975 1 05 2.62 1.60 0.692 0.771 COS212.839321 2.5 32= 89.28MPa : *F 12KFT2*aYSaYcos”d m3Z122 1.701 1.975 1 05 2.25 1.77 0.692 0.771 COS212.8391 2.53 322輪。= 84.82MPaF 2齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒7.高速軸的 結構設計6.6主要設計結論齒數21 =32, Z2 =124,模數m = 2.5mm,壓力角口 =20口

39、，螺旋角1 =12.839口，變位系數 x=X2=0,中心距 a=200mm,齒寬 b=87mm,b2 = 82mm。小齒輪選用45鋼（調質），大齒輪選用45鋼（常化）。齒輪按8a精度設Z1 = 32Z2 =124m = 2.5mm二二20B =12.839Xi = X2 = 0a = 200mmb1 = 87mmb2 = 82 mm計。7.高速軸的結構設計7.1 軸的基本參數P2 =3.8kwn =9607 min T2 =37.8N1m7.2 初步確定軸的最小直徑軸為45鋼選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表15-3 ,取 兒=112,由式（15 2）初步計算軸的最小直徑，于是得dmin

40、 - Ao3 P =112 3 3.8 =17.51mm-n 960顯然，軸的最小直徑是安裝連軸器處的直徑。按安裝兩個鍵槽處增大直徑7 % ,得dmin =17.51 1.07= 18.7357mm同時選擇聯軸器，聯軸器的計算轉矩為 1.=Ka,查表14-1，考慮轉矩的變化，取（=1.7,則Tca =KaT =1.7 M 37.8 =64.26N m按計算的轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查標準（GB/T5843-2003）,選用LX1型凸緣聯 軸器選用LX1型凸緣聯軸器。其公稱扭矩為250N|_m,半聯軸器孔徑為 20mm,故高速軸的最小直徑dz-n =20mm。半聯軸器的長度為 52mm

41、,半聯軸器與軸配合的長度 為 38mm。單列圓錐滾子軸承型號302067.3軸的結構設計7.3.1 確定各段軸的直徑和長度 軸的示意圖如上圖所示。I .一 4_ITVI1VIVIVni11(1)為了滿足聯軸器的軸向定位要求，需要一定高度的軸肩，第II-III段軸的軸徑設計為25mm 考慮到軸承蓋的拆裝，設計該段軸的長度為50mm(2)軸承的選擇。由減速器的工作情況，軸承既受軸向力也受徑向力，故選用單列圓錐滾子軸承。型號30206,內徑30mm寬度17.25mm=右側軸承靠軸定位， 故III-IV 段軸 l=17.25,d=30 。(3)因為軸徑與小齒輪的分度圓直徑相差不大，故軸與齒輪采用一體的

42、加工方案，則第V-VI段軸的直徑為46mm長度為51mm(4)第IV-V段直徑選為38mm長度112.5mmt(5)第VI-VII段軸用以安裝軸承，故直徑選為 30mm長度35.5mm=(6)套筒的選擇。套筒左側抵住軸承內圈，右側抵住齒輪左側，選取內徑30mm,長度18.25mm。故第III-IV段軸的長度設計為 35.5mm。7.3.2 確定軸上零件的配合聯軸器與軸連接采用單圓頭平鍵，查表6-1可得平鍵截面bxh = 6M6,長度為32mm為了保證聯軸器和軸之間的配合有良好的同軸度，故選擇輪轂和軸之間的一 . P9配合為一。h8滾動軸承與軸的配合是由過渡配合來保證的，此處選取軸的直徑尺寸公差

43、為k6。7.3.3 確定圓角和倒角尺寸參考表15-2 ,選取軸兩端的倒角為C1.2;所有圓角取 R1.2 。7.4軸上載荷的確定7.4.1 確定力的簡化中心查機械設計手冊可得，30206軸承的力的簡化中心 a=14,示意圖如下:Ft1 =1614NFr1 = 604 NFa1 = 387N齒輪的力的簡化中心在其齒寬的中心位置處。故由上可得，高速軸上共有三個受力點，其在軸上的位置如下圖所示:A BC設左右軸承力的簡化中心分別為A B,齒輪在軸上的力的簡化中心為C,聯軸器的力的簡化中心為E。軸上各部分長度：1AB = 47 mmlBC = 140mm7.4.2 求作用在齒輪上的力已知該軸上小齒輪的

44、分度圓直徑為a = 45.25mmFt1 =1614 NFr1 =604NFa1 =387N， ，齒輪受力的方向如下圖所示：水平面Ft經計算可得下表8.中間軸的 結構設計載荷水平向H垂直面V%a=12.24MPaJa。1合格支反力FFnh 1 = 1208 NF nh 2 = 406 NFnvi =405NFnv2=199N彎矩MMh = 56776 N mmMvi = 27860N mm總彎矩M max =63243N mm扭矩T7.5按彎扭組合校準軸的強度T =37800N mm查表 15-1 可得，45鋼T-11=60MPa扭轉切應力為脈動循環變應力，取二=0.6由彎扭組合示意圖可以判斷

45、出，B面為危險截面，需校核 四面。D截面抗彎系數為：.M2 (: T)2cca =caW按彎扭組合來校準軸的強度，合格。= 12.24MPa 尸-18.中間軸的結構設計軸為45鋼8.1 軸的基本參數R =3.67kw n1 =177.45r/min T1 =197.5N1m8.2 初步確定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,由式（15 2）初步計算軸的最小直徑，于是得P' 3.67dmin 豈A。， =114x3 = 29.87mm，n777.458.3 軸的結構設計8.3.1 確定各段軸的直徑和長度 軸的示意圖如上圖所示。（1）實際最小軸徑。

46、由以上計算可得dm.之29.87mm,取30mm最為軸的最小軸徑。(2)軸承的選擇。由減速器的工作情況，軸承既受軸向力也受徑向力，故選用單列圓錐滾子軸承。型號 30206,內徑30mm寬度17.25mmi因為軸承與軸之間采用的是 過渡配合，故軸的公差選為 m6左右軸的公差選用相同的參數。(3)套筒的選擇。套筒左側抵住軸承內圈，右側抵住齒輪左側，選取內徑 30mm長度 20.75mm=(4)設計安裝左邊齒輪的軸的直徑為40mm為了更好地貼合套筒，長度選擇略短于齒輪寬，為44mm(5)齒輪之間采用軸肩定位，故軸肩直徑選為48mm長度6mm(6)安裝右邊齒輪的軸與安裝左邊齒輪的軸相似，軸的直徑為 4

47、0mm長度選擇略短 于齒輪寬，為85mm8.3.2 確定軸上零件的配合齒輪的軸采用平鍵連接，查表6-1可得左邊平鍵截面 bMh = 10M8,鍵槽采用鍵槽銃刀加工，長度為 36mm右邊平鍵截面b父h = 10父8 ,鍵槽采用鍵槽銃刀加工， 長度為63mm為了保證齒輪和軸之間的配合有良好的同軸度，故選擇齒輪輪轂和軸.一. P9之間的配合為h8。滾動軸承與軸的配合是由過渡配合來保證的，此處選取軸的直徑尺寸公差為k5。8.3.3 確定圓角和倒角尺寸參考表15-2 ,選取軸兩端的倒角為 C1.6;所有圓角取 R1.6。8.4 軸上載荷的確定8.4.1 確定力的簡化中心查機械設計手冊可得，30206軸承

48、的力的簡化中心 a=14,示意圖如下:齒輪的力的簡化中心在其齒寬的中心位置處。故由上可得，高速軸上共有四個受力點，其在軸上的位置如下圖所示:C、D。設左右軸承力的簡化中心分別為A B,左右齒輪在軸上的力的簡化中心為軸上各部分長度：lAB = 47mm lBC = 72.5mm lCD = 67.5mm8.4.2 求作用在齒輪上的力已知該軸上左邊齒輪的分度圓直徑為d1 = 244.75mmFt12T12 1.975 105-1 =1614Ndi244.75Fr1tan 二 ncos := 1614 coXL =604NFa1-FtitanB=1614 tan13.489 = 387N已知該軸上右

49、邊齒輪的分度圓直徑為d1 = 82mmFt1_ 2T, _ 2 1.975 105di82= 4817NFr1tan 二 n.二晨二1Fa1=Fti tan =4817 tan13.489 -1098N水平面載荷水平向H垂直面V支反力FF nh 1 = 2947 NF nh 2 = 3484 NFnvi=691NFnv2 =503N彎矩MMhi = 138509N mmMH2 = 235170N mmMV1 = 32477 N mmMv2 = 79005N mm總彎矩M max = 248086 N mm經計算可得下表二 ca = 42.96MPa ca<< CT -1 ca 一合

50、格9.低速軸的 結構設計扭矩TT =197500N mm8.5按彎扭組合校準軸的強度查表15-1可得，45鋼 尸1 |=60 MPa由彎扭組合示意圖可以判斷出，C面為危險截面，需校核 CB面。D截面抗彎系數為：JM2 +QT）2-nbca =N1_=42.96MPa < 。11W-按彎扭組合來校準軸的強度，合格。9.低速軸的結構設計9.1 軸的基本參數P = 3.54kwn1 = 45.84r / min 工=737.5N1m9.2 初步確定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=114,由式（15 2）初步計算軸的最小直徑，于是得JP/ 3.54dmin 之 A03 =112 父 3/ = 47.69mmV nV 45.84顯然，軸的最小直徑是安裝連軸器處的直徑。同時選擇聯軸器，聯軸器的計算轉矩為Tca = KaT3,查表14-1 ,考慮轉矩的變化，取 Ka =1.7,則q = Ka*1.7M 737.5 =1253.75N m按計算的轉矩應小于聯軸器的公稱車t矩的條件，查標準，選用LX4型凸緣聯軸器，其公稱扭矩為軸孔直徑為50mm故低速軸的最小直徑也為 50mmio半聯軸器的長軸為45鋼選用LX4型凸緣聯軸器度為112mm半聯軸器與軸配合的長度為84mm9.3.1 確定各段軸的直徑和長