1、xxxx大學畢業設計說明書學生姓名： 學 號： 學院： 專業： 題目： 二級直齒圓柱齒輪減速器的設計指導教師： 職稱: 職稱: 20* 年 12 月 5 日目錄1引言 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .12傳動裝置總體設計 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2、. . . . . . . . . . . . .32. 0 設計任務書 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .42. 1 確定傳動方案 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .42. 2 電動機的選擇 . . . . . . . . . . . . . .

3、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .62. 2. 1 電動機的容量選擇 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .62. 2. 2 電動機轉速的選擇 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .72. 2. 3 電動機型號的確定 . .

4、. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .82. 2. 4 傳動比的分配 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .82. 2. 5 傳動系統的運動和動力參數計算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .93傳動零件的設計計算 . . . . . . . . . .

5、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .103. 1 高速級齒輪的參數計算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .103. 1. 1 材料選擇及熱處理 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .103. 1. 2齒根彎曲疲勞強度設計 .

6、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .103. 2 低速級齒輪的計算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .134軸及軸承裝置的設計計算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .164. 1 軸的設計 . . .

7、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .164. 1. 1 中間軸的設計 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .174. 1. 2 輸入軸的設計 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8、 . . . . . . .184. 1. 3 輸出軸的設計 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .194. 2 軸的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .214. 2. 1 輸入軸的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9、. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .214. 2. 2 中間軸的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .264. 2. 3 輸出軸的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .294. 3軸承的壽命計算 . . . . . . . . . . . . . . .

10、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .304. 3. 1 7006C 型軸承的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .304. 3. 2 7013C 型軸承的校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .314. 3. 3 7008C 型軸承的校核 . . . . .

11、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .32結論 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .34致謝 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12、 . . . . . . . . . . . . . . . . .35參考 文 獻 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .361 引言齒輪傳動是現代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優點是：瞬時傳動 比恒定、工作平穩、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、結構緊湊。由齒輪、軸、軸

13、承及箱體組成的齒輪減速器, 用于原動機和 工作機或執行機構之間, 起匹配轉速和傳遞轉矩的作用, 在現代機械中應用極為廣泛。 國內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，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展。減速器與電動機的連體結構，也

14、是大力開拓的形式，并已生產多種結構形 式和多種功率型號的產品。近十幾年來, 由于近代計算機技術與數控技術的發展，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品的多樣化，整機配套 的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，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 機床和工藝技術 的發展, 推動了機械傳動結構的飛速發展。在傳動系統設計中的電子控制、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, 將成為新型傳動產品發展的重要趨勢。2 傳動裝置總體設計2 . 0 設 計 任 務 書1 設

15、計任務 設計帶式輸送機的傳動系統，采用兩級圓柱直齒齒輪減速器傳動。 2 設計要求（1）外形美觀，結構合理，性能可靠，工藝性好；（2）多有圖紙符合國家標準要求；（3）按畢業設計（論文）要求完成相關資料整理裝訂工作。 3 原始數據（1）運輸帶工作拉力 F=4KN（2）運輸帶工作速度 V=2. 0m/s ( 3) 輸送帶滾筒直徑 D=450mm（4）傳動效率 = 0.964 工作條件兩班制工作，空載起動，載荷平穩，常溫下連續（單向）運轉，工作環境多塵， 中小批量生產，使用期限 10 年，年工作 300 天。2 . 1 確 定 傳 動 方 案圖 2 -1 ( a )圖 2 -1 ( b)方案（a ）為

16、展開式兩級圓柱齒輪減速器，其推薦傳動比 =840。展開式圓柱齒 輪減速器的特點是其結構簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸 入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎矩變形部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。方案（b）為同軸式兩級圓柱齒輪減速器，其推薦傳動比 =840。同軸式圓柱齒 輪減速器的特點是減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺 寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承 載能力難于充分利用。綜合比較展開式與同軸式圓柱齒輪減速器的優缺點，在本設計中，我將采用展開 式圓柱齒輪減速器為設計

17、模版。2 . 2電 動 機 的 選 擇2. 2. 1 電動機的容量選擇 根據已知條件可以計算出工作機所需有效功率 FVPw =1000= 4000 ×2.0 = 8 . 0kW1000設 w 輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率； c 聯軸器效率， c =0. 99 g 閉式圓柱齒輪傳動效率， g =0. 97 b 一對滾動軸承效率， b =0. 99 cy 帶式輸送機滾筒效率。 cy =0. 96估算運動系統總傳遞效率： = 01 12 23 34 w式中：01 =c = 0.9912 = b g = 0.99 ×0.97 = 0.960323= 34 =b bg = 0.9

18、9 ×0.97 = 0.9603c = 0.99 ×0.99 = 0.9801 w = b cy = 0.99 ×0.96 = 0.9504得傳動系統總效率 總 = 0 . 9 9 ×0 . 9 6 0 3 ×0 . 9 6 0 3 ×0 . 9 8 0 1 ×0 . 9 5 0 4 = 0 . 8 5 0 4工作機所需電動機功率dP = Pw = 8= 9.41kW0.8504由表 2- 1 所列 Y 系列三相異步電動機技術數據中可以確定，滿足 Pw Pd 條件的 電動機額定功率 Pw 應取為 11 kW 。表 2 - 1

19、電 動 機 型 號額 定 功 率/ kW滿 載 轉 速/（ r /m in ）堵轉轉矩 額定轉矩最大轉矩 額定轉矩Y100L- 4314202. 22. 2Y112M- 4414402. 22. 2Y132S- 45. 514402. 22. 2Y132M- 47. 514402. 22. 2Y160M- 41114602. 22. 2Y160L- 41514602. 22. 2Y160L- 6119702. 02. 02. 2. 2 電動機轉速的選擇 根據已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速nw = 60000v = 60000 ×2.0 84.926 r /min d3.14

20、×450總i= nm = 1460 17.19nw84.926由表 2- 1 初選同步轉速為 1500 r /min 和 1000 r /min 的電動機，對應用于額定功率Pw =11kW 的電動機型號應分別為 Y160M- 4 型和 Y160L- 6 型。把 Y160M- 4 型和 Y160L- 6 型電動機有關技術數據及相應算得的總傳動比列于表 2- 2:表 2- 2方案的比較方案號電動機型號額定功率（ kW ）同步轉速（ r /min ）滿載轉速（ r /m in ）總傳動比Y160M- 411. 01500146017. 19Y160L- 611. 0100097011. 4

21、2通過對這兩種方案比較可以看出：方案選用的電動機轉速高、質量輕、價值低，總傳動比為 17. 19，比較合適，故選用方案。2. 2. 3 電動機型號的確定 根據工作條件：兩班制工作，空載起動，載荷平穩，常溫下連續（單向）運轉，工作環境多塵，中小批量生產，使用期限為 10 年，年工作 300 天，工作機所需電動 機功率 Pd = 9.41kW 及電動機的同步轉速 n =1500r /min 等，選用 Y 系列三項異步電動 機，臥式封閉結構，型號為 Y160M- 4，其主要性能數據如下：電動機額定功率Pw =11kw電動機滿載轉速nm =1460r /min電動機軸身直徑D = 42mm電動機軸身長

22、度E =110mm2. 2. 4 傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統的總傳動比i = nm = 1460 =17.19nw由傳動系統方案知84.926i 01 =1i 34 =1所以圓柱齒輪總傳動比i = i12 ii 34 =17.19i 01 i 34為 便 于 兩 級 圓 柱 齒 輪 減 速 器采 用 浸 油 潤 滑 ， 當 兩 對 齒 輪 材 料 相 同、 齒 面 硬 度HBS 350 、齒寬系數相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比1.3i1.3 ×17.19i12 = 4.727低速級傳動比i 23 =i i12= 17.194.727= 3.637傳動系統

23、各傳動比分別為：i 01 =1 ， i12 = 4.727 ， i 23 = 3.637 ， i 34 =12. 2. 5 傳動系統的運動和動力參數計算傳動系統各軸的轉速、功率和轉矩計算： 0 軸（電動機軸）：n0 = nm =1460 r mimP 0 = Pd = 9.41Kw09T 0 = 9550 P= 9550 ×.41= 61.55 N mn01 軸（減速器高速軸）：14601n = n0 = 1460 =1460 rmini 01P1 = P 01 01 = 9.41 ×0.99 = 9.3159 KwT1 = T 0 i 01 01 = 61.55 

24、5;0.99 ×1 = 60.9345 N m2 軸（減速器中間軸）：2n = n1 = 1460= 308.86 rmini124.727P 2 = P1 12 = 9.3159 ×0.9603 = 8.9461KwT 2 = T1i12 12 = 60.9345 ×4.727 ×0.9603 = 276.60 N m3 軸（減速器低速軸）：3n = n2 = 308.86 = 84.92 rmini 23P 3 = P 23.637 23 = 8.9461 ×0.9603 = 8.5910 KwT 3 = T 2 i 23 23 = 276

25、.60 ×3.637 ×0.9603 = 968.77 N m3傳動零件的設計計算3 . 1 高 速 級 齒 輪 的 參 數 計 算3. 1. 1 材 料 選 擇 及 熱 處 理減速器要求結構緊湊，故小齒輪選用調質 HBS1=240270 的 45 鋼，大齒輪選用正火 HBS2=200230 的 45 鋼；載荷穩定，齒速不高，初選 8 級精度。3. 1. 2齒根彎曲疲勞強度設計（1） 確定公式中的參數值mnt 32 KT cos 22YY YFa YSa F dZ11） 載荷系數 Kt試選 Kt =1. 52） 小齒輪傳遞的轉矩T1 = 60.9345 N m3） 大小齒輪

26、的彎曲疲勞強度極限 F lim 1 ， F l i m 2 F lim 1 = F l i m 2 =380 M P a （查圖 6. 1 機械設計徐錦康主編） 4） 應力循環次數N1 = 60n1 jLh = 60 ×1460 ×1 ×10 ×300 ×16 = 4.2048 ×10 9N2 = N1 µ = N1 i12 = 4.2048 ×10 9 4.727 = 8.895 ×10 85） 彎曲疲勞壽命系數 KFN1 ， KF N 2KFN1 =0. 86KF N 2 =0. 90（查圖 6. 7

27、 機械設計徐錦康主編）6） 許用彎曲應力計算（取彎曲疲勞安全系數 SF =1.4 ，應力修正系數YST = 2.0 ）則 F 1 = KFN1YST F lim 1 / SF =380 ×2 ×0.86 1.4 = 466.86MPa F 2 = KFN 2YSTo F lim 2SF = 380 ×2 ×0.9 1.4 = 488.57 MPa7） 查取齒形系數和應力校正系數根據當量齒數ZV 1 = Z1 cos 3 = 20cos 3 13°= 21.62ZV 2 = Z2cos 3 = 95cos 3 13°=102.70查表

28、3- 1 取齒形系數和應力修正系數YFa 1 = 2.73YFa 2 = 2.18YSa 1 =1.565YS a 2 = 1 .7 9表 3 - 1齒 形 系 數 YFa 及 應 力 修 正 系 數 YSaz( zv)1718192021222324252627YFa2 . 972 . 912 . 852 . 802 . 762 . 722 . 692 . 652 . 622 . 602 . 57YSa1 . 521 . 531 . 541 . 551 . 561 . 571 . 5751 . 581 . 591 . 5951 . 60z( zv)3035404550607080901001

29、50YFa2 . 522 . 452 . 402 . 352 . 322 . 282 . 242 . 222 . 202 . 182 . 14YSa1 . 6251 . 651 . 671 . 681 . 701 . 731 . 751 . 771 . 781 . 791 . 838） 計算大小齒輪的YFa YFa F 并加以比較YFa 1 YSa 1 = 2.73 ×1.565 = 0.009151 F 1466.86YFa 2 YSa 2 = 2.18 ×1.79 = 0.007987 F 2 488.57YFa 1YSa 1YFa 2YSa 2因為>，故按小齒輪

30、進行齒根彎曲疲勞強度設計 F 1 F 2 9） 重合系數 Y 及螺旋角系數 Y取 Y =0. 7 ， Y =0. 86（2） 設計計算1） 試計算齒輪模數 mnt2 KT1 cos 2 YYm3YFa YSammnt dZ1 F 1.4402） 計算圓周速度 mnt Z1 n1 ×1.440 ×20 ×1460v = 2.260 m s60 ×1000 cos 60 ×1000 ×cos13°3） 計算載荷系數查表 6. 2（機械設計 徐錦康主編）得 KA =1 ； 根據 v = 2.260 m s 、8級精度，查圖 6.

31、10 （ 機械設計 徐錦康主編） 得 Kv =1.1 ； 斜齒輪傳動取Ka = 1 . 2 ；查圖 6. 13（機械設計 徐錦康主編）得 K =1.25 。 則載荷系數 K = KA ×Kv ×Ka ×K =1 ×1.1 ×1.2 ×1.25 =1.654） 校正并確定模數 mnmn = mnt 3 K Kt =1.44 ×3 1.65 1.5 =1.486mm （取 mn =2 mm ）（3） 計算齒輪傳動幾何尺寸1） 中心距 a mna =( Z12 cos 2+ Z2 ) =( 20 + 95) =118.02mm2

32、×cos13°2） 螺旋角（圓整為 a =119mm） = arccos mn( Z1 + Z2 ) = arccos 2(20 + 95) (°) =14°53'57"2a3） 兩分度圓直徑 d 1 ， d 22 ×1191d = mn Z1 = 2 ×20= 41.39 mmcos cos14°53'52"2d = mn ×Z2 = 2 ×95 =196.61 mmcos cos14°53'52"4) 齒寬 b1 ， b 2b = dd

33、1 = 0.8 ×41.39 = 33.112 mm 取 b 2 =35mmb1 =b +(5 10）mmb1 =40mm( 4) 校核齒面接觸疲勞強度o H = ZHZE Z Z H 2 KT1 µ ±1bd 1 2µ1）大小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim 1 ， H lim 2o H lim 1 = H lim 2 =1170 M P a2） 接觸疲勞壽命系數 KHN1 ， KHN 2查圖 6. 6（機械設計 徐錦康主編）得 KHN1 =0. 88， KHN 2 =0. 92 3）計算許用接觸應力取安全系數 SH =1 ，則 H 1 = KHN1

34、 H lim 1 SH =1029.6MPa H 2 = KHN 2 H lim 2 SH =0.92×1170=1076.4MPa H = ( H 1+ H 2 ) 2 = (1029.6 +1176.4)2 =1053MPa4） 節點區域系數 ZH查圖 6. 19（機械設計 徐錦康主編）得 ZH =2. 445） 重合度系數 ZZ =0. 86） 螺旋角系數 ZZ = 0.983cos cos14°53'52"7） 材料系數 ZE查表 6. 3（機械設計 徐錦康主編）得ZE =189. 8 M P a8）校核計算2 KµT1±1bd

35、 1 2 µoH = ZH ZE Z Z2 1.6560934.54= 2.44 ×189.8 ×0.8 ×0.983 × ××.727 +1×MPa= 734.11MPa H 接觸疲勞強度滿足要求3 .2 低 速 級 齒 輪 的 計 算35 ×41.39 24.727減速器要求結構緊湊，故大齒輪用 40Cr 調質處理后表面淬火，小齒輪用 45 鋼， 載荷穩定，齒速不高，初選 8 級精度，閉式硬齒面齒輪傳動，傳動平穩，齒數宜多， 選 Z1 =25， Z2 =Z1 i12 = 25 ×3.637

36、= 91.825（取 Z2 =92）。按硬齒面齒輪非對稱安裝，查表選齒寬系數 d = 0.8 。 初選螺旋角 =13°1齒根彎曲疲勞強度設計（1） 確定公式中的參數值mnt 32 KT cos 22YY YFa YSa F dZ11） 載荷系數 Kt試選 Kt =1. 52） 小齒輪傳遞的轉矩T1 = 276.60 N m3） 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 F lim 1 ， F l i m 2 F lim 1 = F l i m 2 =380 M P a （查圖 6. 1 機械設計徐錦康主編） 4） 應力循環次數N1 = 60n1 jLh = 60 ×308.86 

37、5;1 ×10 ×300 ×16 = 8.895 ×10 8N2 = N1 µ = N1 i12 = 8.895 ×10 8 3.637 = 2.446 ×10 85） 彎曲疲勞壽命系數 KFN1 ， KF N 2KFN1 =0. 90KF N 2 =0. 92（查圖 6. 7 機械設計徐錦康主編）6） 許用彎曲應力計算（取彎曲疲勞安全系數 SF =1.4 ，應力修正系數YST = 2.0 ）則 F 1 = KFN1YST F lim 1 / SF =380 ×2 ×0.90 1.4 = 488.57 M

38、Pa F 2 = KFN 2YSTo F lim 2SF = 380 ×2 ×0.92 1.4 = 499.43MPa7） 查取齒形系數和應力校正系數根據當量齒數ZV 1 = Z1 cos 3 = 25cos 3 13°= 27.03ZV 2 = Z2cos 3 = 92cos 3 13°= 99.45查表 3- 1 取齒形系數和應力修正系數YFa 1 = 2.57YFa 2 = 2.18YSa 1 =1.60YS a 2 = 1 .7 98） 計算大小齒輪的YFa YFa F 并加以比較YFa 1 YSa 1 = 2.57 ×1.60 = 0

39、.008416 F 1488.57YFa 2 YSa 2 = 2.18 ×1.79 = 0.007813 F 2 499.43YFa 1YSa 1YFa 2YSa 2因為>，故按小齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計 F 1 F 2 9） 重合系數 Y 及螺旋角系數 Y取 Y =0. 68 ， Y =0. 86（2） 設計計算1） 試計算齒輪模數 mnt2 KT1 cos 2 YYm3YFa YSammnt dZ1 F 1.9992） 計算圓周速度 mnt Z1 n1 ×1.999 ×25 ×308.86v = 0.83 m s60 ×1000

40、cos 60 ×1000 ×cos13°3） 計算載荷系數查表 6. 2（機械設計 徐錦康主編）得 KA =1 ； 根據 v = 0.83 m s 、8級精度，查圖 6. 10（機械設計 徐錦康主編）得 Kv =1.06 ；斜齒輪傳動取Ka = 1 .2 ；查圖 6. 13（機械設計 徐錦康主編）得 K =1.24 。則載荷系數 K = KA ×Kv ×Ka ×K =1 ×1.06 ×1.2 ×1.24 =1.5774） 校正并確定模數 mnmn = mnt 3 K Kt =1.999 ×3 1

41、.57 1.5 = 2.033mm （取 mn =2. 5 mm ）（3） 計算齒輪傳動幾何尺寸1） 中心距 a mna =( Z12 cos 2.5+ Z2 ) =(25 + 92) =150.097mm2 ×cos13°2） 螺旋角（圓整為 a =151mm） = arccos mn( Z1 + Z2 ) = arccos 2.5( 25 + 92) (°) =14°24'33"2a3） 兩分度圓直徑 d 1 ， d 22 ×151d 1 =mn Z1cos 2.5 ×25=cos14°24'3

42、3"= 64.53 mmd 2 =mn ×Z2cos 2.5 ×92=cos14°24'33"= 237.47 mm4) 齒寬 b1 ， b 2b = dd 1 = 0.8 ×64.53 = 51.624 mm 取 b 2 =55mmb1 =b +(5 10）mmb1 =60mm( 4) 校核齒面接觸疲勞強度o H = ZHZE Z Z H 2 KT1 µ ±1bd 1 2µ1）大小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim 1 ， H lim 2o H lim 1 = H lim 2 =1170 M P

43、 a2） 接觸疲勞壽命系數 KHN1 ， KHN 2查圖 6. 6（機械設計 徐錦康主編）得 KHN1 =0. 92， KHN 2 =0. 96 3）計算許用接觸應力取安全系數 SH =1 ，則 H 1 = KHN1 H lim 1 SH =1076.4MPa H 2 = KHN 2 H lim 2 SH =0.96×1170=1123.2MPa H = ( H 1+ H 2 ) 2 = (1123.2 +1176.4)2 =1099.8MPa4） 節點區域系數 ZH查圖 6. 19（機械設計 徐錦康主編）得 ZH =2. 435） 重合度系數 ZZ =0. 86） 螺旋角系數 ZZ

44、 = 0.984cos cos14°24'33"7） 材料系數 ZE查表 6. 3（機械設計 徐錦康主編）得ZE =189. 8 M P a8）校核計算2 KµT1±1bd 1 2 µoH = ZH ZE Z Z2 1.5772766003= 2.43 ×189.8 ×0.8 ×0.984 × ××.637 +1×MPa接 觸= 800.11MPa H 疲勞強度滿足要求4 軸及軸承裝置的設計計算4 .1 軸 的 設 計55 ×64.53 23.637軸是減速

45、器的主要零件之一，軸的結構決定軸上零件的位置和有關尺寸。如圖 4- 1 為兩級圓柱齒輪減速器軸的布置狀況。圖 4 - 1兩 級 圓 柱 齒 輪 減 速 器 軸 的 布 置考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸 s ，可取 s =10mm。 考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸 k，可取 k=10mm。 為保證滾動軸承放在箱體軸承座孔內，計入尺寸 c =5mm。初取軸承寬分別為 n1=20mm, n2=22mm, n3=22mm。3 根軸的支承跨距分別為4. 1. 1 中間軸的設計圖 4- 2 中間軸軸的材料選用 45 鋼，調質處理，查表 11. 3（機械設計 徐錦康主編）確定 C 值。

46、d 0 min = c3 Pn =112 ×3 8.9461 276.60 = 35.6844mm（取 d 0 min = 36mm ）即取段上軸的直徑 d 1 = 40mm 。由 d 1 = 40mm 可初選軸承，查表 11- 4（機械設計課程設計王大康 盧頌峰主編） 選 7008C 型軸承，其內徑 d = 40mm，外徑 D=68 mm , 寬度 B=15mm 。處軸肩的高度 h=( 0.07 0.1 ) d 1 = 2.8 4mm , 但因為該軸肩幾乎不受軸向力， 故取 h = 2mm ，則此處軸的直徑 d 2 = 44mm 。又因為此處與齒輪配合，故其長度應略 小于齒寬，取

47、l 2 = 32mm。齒輪的定位軸肩高度 h = (0.07 0.1)d 2 = 3.08 4.4mm ，但因為它承受軸向力，故 取 h = 4mm ，即 d 3 = 4 4 + 2 ×4 = 5 2 mm 。而此處軸的長度：l 3 =1.4h =1.4 ×4 = 6.4mm （取 l 3 = 8mm ）處也與齒輪配合，其直徑與處相等，即 d 4 = 44mm。該處的長度應略小于齒 輪寬度，取 l 4 = 57mm 。結合圖 4- 1 和圖 4- 2 可得段和段處軸的長度：l1 = B + c + k + 2.5 +(l齒寬 l 2 )+1 =15 + 5 +10.5 +

48、2.5 + 3 +1 = 37mml 5 = B + c + k +(l齒寬l 4 )+1 =15 + 5 +10 + 3 +1 = 34mm綜上，中間軸各段長度和直徑已確定：l1 = 37mml 2 = 3 2 m ml 3 = 8mml 4 = 57mml 5 = 34mmd 1 = 40mmd 2 = 44mmd 3 = 52mmd 4 = 44mmd 5 = 40mml總 = l1 + l 2 + l 3 + l 4 + l 5 = 37 + 32 +8 + 57 + 34 =168mm4. 1. 2 輸入軸的設計圖 4 - 3 輸 入 軸軸的材料選用 45 鋼，調質處理。（1） 估算

49、軸的最小直徑 d 0 mind 0 min = C 3 P n查表 11. 3（機械設計 徐錦康主編）確定 C 值。d 0 min = C 3 P n =112 ×3 9.3159 1460 = 20.77mm單鍵槽軸徑應增大 5% 7% 即增大至 21.8085 22.22mm（取 d 0 min = 22mm ）。（2）選擇輸入軸的聯軸器1）計算聯軸器的轉矩 TcaTca = KA T查表 10. 1（機械設計 徐錦康主編）確定工作情況系數 KA =1.3Tca = KA T =1.3 ×60.9345 = 79.21485 N m選擇彈性柱銷聯軸器，按 T Tca =

50、 79.21485 Nm ，n 1460 rmin ，查標準GB/T5014- 1985，選用 HL2 型彈性聯軸器 T = 315 Nm ， n = 5 6 0 0 rm i n 。半聯軸器長度 LL = 52mm與軸配合轂孔長度 L1L1 = 3 8 m m半聯軸器孔徑 d 2d 2 = 22mm（3）確定軸的最小直徑 d 1 = d min應滿足 d 1 = d min d 0 min （取 d min = 22mm）（4） 確定各軸段的尺寸段軸的長度及直徑l1 應略小于 L1取 l1 = 36mmd 1 = 2 2 m m段軸的尺寸處軸肩高度 h = (0.07 0.1)d1 = 1.54 2.2mm（取 h = 2 m m ），則 d 2 = d1 + 2h = 22 + 2 ×2 = 26mm ；為便于軸承端蓋拆卸，取l 2 = 50mm 。段軸的尺寸該處安裝軸承，故軸的直徑應與軸承配合，查表 11- 4 （機械 設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）選 7006C 型軸承，其內 徑 d = 30mm，外徑 D=55 mm , 寬度 B= 13mm 。d 3 = d = 30mm