1、二級展開式圓柱齒輪減速器設計說明書、課程設計書設計一個螺旋輸送機傳動裝置，用普通 V帶傳動和圓柱齒輪傳動組成減速 器。輸送物料為粉狀或碎粒物料，運送方向不變。工作時載荷基本穩定，二班制, 使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生產。題號輸送機主軸功率Pw/KW輸送機主軸轉速n（ r/min）74.2115、設計要求一 A0裝配圖零件圖3-4不少于30頁設計計算說明書三、設計步驟計算結果計算及說明1傳動裝置總體設計方案:（1）傳動方案：傳動方案如圖1-1所示，外傳動為V帶傳動，減速器為二 級展開式圓柱齒輪減速器。（2）方案優缺點：展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向

2、載 荷分布不均，故要求周有較大的剛度。該工作機屬于小功率，載荷變化不大，可以采用 V帶這種 簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅減低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中 應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大 的剛度。（3）傳動效率V帶的效率10.96 ；10.96滾子軸承的效率2 0.98 ；20.98齒輪傳動的效率（67級精度齒輪傳動）2 0.98 ；30.98聯軸器效率40.99 ；40.99傳動裝置的總效率a：a1 23 32 40.96 0.983 0.982 0.990.859 ；a 0.8592.電動機的選擇電動機所需工作功率為：Fd

3、1.2 5.87kWFd 5.87kWa0.859輸送機王軸轉速nw 115r/minnw 115r / min經查表按推薦的傳動比合理圍，V帶傳動的傳動比：i° 2 4 ,兩級圓柱齒輪減速器傳動比:i 860 ,則總傳動比合理圍為:ia 16 240 ,電動機轉速的可選圍為：nd ia nw (16 240) 1151840 27600r / min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定丫132S2-2型電機，參數如下表：ia 25.2210 2.81i 8.9811 3.4112 2.63n11032r /minn2 302.65r / minn

4、3 115.08r/minR 5.64kWP25.42kWR 5.21kWR'5.53kW電動機型號額定功率kW同步轉速r/mi n滿載轉速r/mi n重量kgY132S2-27.530002900723. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1) 總傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和輸送機主動軸轉速nw ,可 得傳動裝置總傳動比為ia nm/ nw 2900/115 25.22(2) 分配傳動裝置傳動比ia io i，式中i0, i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0 2.81，則減速器傳動比為i ia/i025.22 2.81 8.98對展開式二級

5、圓柱齒輪減速器，可取i143 i d.3 8.98 3.41則 i2 i /i18.98 3.412.634. 計算傳動裝置的運動和動力參數(1) 各軸轉速n1 n m/i02900/2.81 1032.03r/minn2 n1 / Lj 1032.03/3.41 302.65r / min傀 n2 /i2 302.65/2.63 115.08r/ min(2) 各軸輸入功率： 軸I的輸入功率：R Pd1 5.87 0.96 5.64kW軸U的輸入功率：P2 P23 5.64 0.98 0.98 5.42kW軸川的輸入功率：P, F223 5.42 0.98 0.98 5.21kW(3) 各州

6、輸出功率：軸I的輸出功率：R' R 25.64 0.98 5.53kW軸U的輸出功率：p'P22 5.42 0.98 5.31kWP25.31kW軸川的輸出功率：P3 P,2 5.21 0.98 5.11kWP35.11kW(4) 各軸輸入轉矩： 電動機軸的輸出轉矩：Td 9550 Pdnm9550 5.87/290019.33NTd19.33N m軸I的輸入轉矩:Ti Td i0119.33 2.81 0.9652.14NTi52.14N m軸U的輸入轉矩:T27； i123 52.14 3.41 0.98 0.98170.76 N m軸川的輸入轉矩:T2170.76N m4

7、31.31N mT3 T2 i223 170.76 2.63 0.98 0.98 431.31N m(5) 各軸的輸出轉矩： 軸I的輸入轉矩：T12 52.14 0.9851.10N m軸U的輸入轉矩:T151.10N mT2 T2 2 170.76 0.98軸川的輸入轉矩：167.34N m軸名功率P (kW轉矩T (N*m)轉速r/mi n輸入輸出輸入輸出電機軸5.8719.332990軸I5.645.5352.1451.101032.03軸U5.425.31170.76167.34302.65軸川5.215.11431.31422.68115.08422.68N m(6)運動和動力參數結

8、果如下表表4-1Ta T32 431.31 0.985.設計V帶和帶輪(1)確定計算功率PCa由機械設計表8-8查得工作情況系數KA 1.2Pea167.34N m422.68N m9.0kW則：Pca KAP 1.2 7.5kW9.0kW（2）選取V帶帶型根據Pea 9.0kW ,轉速n滿=2900r/min ,查機械設計圖8-11選取普通V帶類型：A型（3）確定帶輪直徑dd，并驗算帶速v1）初選小帶輪基準直徑，由表 8-7和表8-9，取ddi 112mm目人苗H4+*、古dd1nm1122900/2）驗算帶速：v 17.01m/s，60 1000 60 1000在（525m/s），設計合理

9、。3）計算大帶輪的基準直徑dd2 i1dd1 2.81 112314.72mm由表8-9，圓整為315mm。（4）確定中心距a,并選擇V帶的基準長度Ld1） 由公式（8-20）: 0.7（d1 d2）a。 2© d?），初定中心距a0520mm2）由式（8-22）計算帶所需的基準長度dd20 2a0dd1 dd2 1730.54mm，由表 8-2，24a°選帶的Ld 1750mm3）按式（8-23）計算實際中心距，Ld Ld01750 1730.54a a010520 529.73mm，2 2中心距變動圍amin a 0.015Ld 529.73 0.015 1750503

10、.48amax a 0.03Ld 529.73 0.03 1750 582.23即 503.48582.23mm（5）驗算小帶輪的包角因為打滑只在小帶輪上發生，所以只校核小帶輪的包角，57 31180dd2 dd1.a57.3180315 112158.04120529.73符合要求dd1 112mmv 17.01m/sdd2 315mma0520mmLd 1750mma 529.73mm1158.04（6）計算帶的根數1）計算單根V帶的額定功率：由 dd1 112mm , n滿 2900r/min 查表 8-4,得：P02.51kW,根據n滿2900r/min , h 2.81且帶型為Z型，

11、查表 8-5，得：P0 0.34kW ,查表 8-6,得：K 0.95查表8-2，得：Kl 1.00，于是：P （P0P0）?K ?Kl （2.51 0.34） 0.95 1.00kW 2.71kW2）計算V帶的根數：Pz 旦 9.0 2.71332，取 4 根。P（7）計算單個V帶的初拉力的F。由表8-3得A型帶的單位長度質量q 0.105kg/m，所以l “c 2.5 K FL2F0500qvK zvLCC 2.5 0.959.0 c "L ” "2 c CC"500 0.105 17.012138.29N0.95 4 17.01（8）計算壓軸力Fp最小值FP

12、 2zF0s in2158.042 4 138.29 sin 1086.07N2（9）確定帶輪的結構尺寸1）小帶輪基準直徑 dd1 112mm2.5d2.5 38 95mm且dd1 112mm 300mm，故采用腹板式。小帶輪轉速為電動機轉速，轉速較咼，故選取帶輪材料為鑄鋼ZG200-400z 4F0138.29NFp 1086.07 N小帶輪直徑dd1 112mm ,電機軸直徑d 38mm，則小帶輪孔徑 d 38mm, d1(1.82.0)d68.4 76mm，取 dl 70mm查表 8-11 得 B 2f 3e 2 9 3 15 63mm，貝U1 1 'C (一 )B 7 15.7

13、5mm，取 C 10mm ,74L (1.52)d57 76mm立)取L 60mm(當 B1.5d 時，L B，在此不成查表 8-11 得 bd 11.0mm，hamin2.75mmhf min8.7mme 15mm fmin 9mm342）大帶輪基準直徑dd2 315mm300mm，米用輪輻式。高速軸最小直徑d 36mm，取大帶輪孔徑d 36mm，B2f3e 29 3 15 63mmL(1.5 -2)d54mm 72mm (當 B1.5d 時，成立）取L 60 mm。h12903P290 37.535.39mmnza1032 4h20.8h10.835.3928.31mmb10.4lh|0.

14、435.3914.16mmb20.8b10.814.1611.33mmf10.2h10.2 35.397.08mmbd11.0mm，ha min2.75mm， hf min8.7mmfmin9mm，38L B，在此不d1(1.8 2.0)d64.8mm 72mm取 d1 70mm圖5-1腹板式帶輪3JUx,圖5-2輪輻式帶輪圖5-3輪槽6.齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算【1】選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按傳動裝置總設計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20。（2）螺旋運輸機為一般工作機器，參考機械設計表10-6， 選用7級精度。（3）選擇材料。由機械設計表 10-1,

15、選擇小齒輪材料為 45鋼（調質），齒面硬度280HBS大齒輪材料為45鋼（調質）， 齒面硬度240HBS（4） 選小齒輪齒數z1 22，大齒輪齒數z2 i13.41 22 75.02，取 z2 75。【2】按齒面接觸疲勞強度設計（1）由下式計算小齒輪分度圓直徑，即3u 1ZhZeZ 2d1t J（ r T ）dU H 1）確定公式中的各值數值 試選Krt 1.3。 小齒輪傳遞的轉矩：T15.11 104 N mm 由機械設計表10-7選取齒寬系數d 1 由機械設計表10-20查得區域系數Zh 2.5 由機械設計表10-5查得材料的彈性影響系數1/2ZE 189.8MPa 計算接粗疲勞強度用重合

16、度系數za1 arccosz1 cos /（z1 2ha）arccos|22 cos20 /（22 2 1） 30.527a2 arccosz2 cos /（z2 2ha）arccos75 cos20 /（75 2 1）23.754Z122z275Krt 1.34T15.11 10N mmd1Zh2.5Ze 189.8MPa1/：zi(ta ni tan ) Z2(ta n 2 tan )/222 (tan30.527 tan20) 75 (tan23.754 tan20 )/21.6994 1.69930.876計算接觸疲勞需用應力H 。由機械設計圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極

17、 限分別為H|im1 600 MPa Hiim2 550MPa計算應力循環次數：N160n1 jLh 60 1332 1 (2 8 300 10)3.836 109N2 N1/i1 3.836 1 09/(75/22) 1.125 1 09由機械設計圖10-23查得接觸疲勞壽命系數khn 10.90 khn20.95取失效概率為1%安全系數S=1,可得h1Khn1 H lim10.90 600 MPa 540MPa1H 2Khn2 h lim 2S0.95 550 MPa 523MPa1Z 0.876N 3.836 1099N21.125 10H 523MPa取H 1和h2中的較小者作為該齒輪

18、副的接觸疲勞許用應 力，即h h2 523MPa2)計算小齒輪分度圓直徑3 .d 25 u 1 (ZhZeZ )2d1t 1 ( ) dU h (75/22)_1 (2.5_189.8_0.876)2V175/22(523)47.701mm（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vdig47.701 1032 /“ /vm/s 2.6m/ s60 100060 1000 齒寬bbdd|t 1 47.701mm 47.701mm2）計算實際載荷系數Kh 由機械設計表10-2查得使用系數KA 1 根據v 2.6m/s、7級精度，由機械設計表10-8查得動載荷系數Kv

19、1.10 齒輪的圓周力Ft1 2T1/d1t 2 5.11 104/47.701N 2.143 10NKAFt1/b 1 2.143 103/47.701N/mm 44.9N100N查表10-3得齒間載荷分配系數Kh 1.2 由表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 得齒向載荷分布系數 Kh 1.419。由此，得到實際載荷系數KhKAKvKh Kh 1 1.10 1.2 1.419 1.873）可按實際載荷系數算得的分度圓直徑33 九 87d1 d1t J H 47.701 J53.847mm ©t' 1.3相應的齒輪模數m d1 / z153.847 /22m

20、m2.448mm【3】按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算模數3 ,|2KRT1Y YFaYSa VdZ12 f1）確定公式中的各參數值試選Kfb 1.3v 2.6m/sb 47.701mmKa 1KV1.10Kh 1.2Kh 1.87d153.847mmm 2.448mmKfb 1.3 計算彎曲疲勞強度用重合度系數Y 0.25 0.750.250.750.6911.699 計算丫FaYsaf由圖10-17查得齒形系數YFai2.75 , YFa2 2.28由圖10-18查得應力修正系數YSa1 1.57，YSa2 1.77由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為F|im1 50

21、0MPa， Fiim2 380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KFN10.85, KfN2 0.88取彎曲疲勞安全系數S=1.4，可得F1 Kfn1 Flim1 0.85 500303.57MPaS1.4f2 Kfn2 Flim2 0.88 380238.86MPaS1.4YFa1YSa12.75 1.57 門 c-a-Sa1 0.0142f 1303.57YFa2YSa22.28 1.77Fa2 Sa2 0.0仃0F2238.86因為大齒輪的Yf 大于小齒輪，所以取fYFaYSaYFa2YSa20 0仃0F F】22）計算模數3 i（2 MY YFaYSadZ1 f3,2 1.3

22、5.11 104 0.691 一、20.0170mm 1.477mm' 1 222（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vY 0.6910.0170 fmt 1.477mmd1 口乙 1.477 22mm 32.494mmdp32.494 1032 ,vm/s 1.75m/ s60 100060 1000 齒寬bbdd| 1 32.494mm 32.494mm 寬高比b/hh (2ha c )mt (2 1 0.25) 1.477mm 3.323mmb/h 32.494/3.3239.782) 計算實際載荷系數Kf 根據v 1.75m/s , 7級精度，由圖10-8

23、查得動載荷系數Kv 1.09 由 Ft1 2T1 /d1 2 5.11 104/32.494N 3.145 103NKAFt1/b 1 3.145 103/32.494N/mm96.79 N 100N查表10-3得齒間在和分配系數KFa 1.2 由表10-4查得Kh1.415，結合b/h 9.78查圖10-13，得Kf 1.32。則載荷系數為Kf KaKvKf Kf 1 1.09 1.2 1.321.733) 按實際載荷系數算得的齒輪模數3 31m mt j1.477 Jmm 1.625mm KFt 1.3對比計算結果，由吃面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模

24、數m的大小主要取決于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有關，可取由彎曲疲勞強度算得 的模數1.625mm并就近圓整為標準值m=2mm按接觸疲勞強度 算得的分度圓直徑d153.847 mm，算出小齒輪齒數v 1.75m/sb 32.494mmb/h 9.78Kf 1.73m 1.625mmm 2mmz1 d1/m 53.847/226.924。取Zi 27，則大齒輪齒數z2 11 Zi 3.41 27 92.07，取Z292 , Zl與Z2互為質數。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了吃面接觸疲勞強度，又 滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。【

25、4】幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑d127 2mm 54mmd2 Z2m 92 2mm 184 mm(2) 計算中心距a (d1 d2)/ 2(54 184) / 2mm 119mm(3) 計算齒輪寬度bdd| 1 54mm 54mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪略加寬(5 10)mm ,即b1 b (510)mm54 (510)mm59 64mm取b1 62mm ,而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2 b 54mm【5】圓整中心距后的強度校核采用變位法將中心距就訴整圓至 a'120mm。齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發生變化。應重新校核齒輪強度，

26、以明確齒輪的工作能力。(1)計算變為系數和計算嚙合角，齒數和、變位系數、中心距變動系數和齒頂咼 降低系數。arcos(acos )/a arcos(119 cos20 )/12021.27zz1 z2 27 92 119z127Z292d154 mmd2184mma 119mmbi 62 mmb2 54mma 120mm'21.27z 1191x x1 x2 (invinv )z /(tan )(inV21.27 inv20 ) 119/(tan20 ) 0.507y (a' a)/m (120 119)/2 0.5y x y 0.507 0.50.007從圖10-21a可知，

27、當前的變位系數和提高了齒輪強度，但重 合度有所下降。分配變位系數x1、x2。由圖 10-21-b 可知，x1 0.36，x2 0.14(2) 齒面接觸疲勞強度校核 按前述方法計算各參數，可得Kh 1.87T15.11 104N md1d1 54mmi13.41Zh 2.4ZE 189.8MPa1/2Z 0.869代入式子，得i'2KhT1 i11 7 H .3ZhZeZ dd1i1h 1.87 5.11 104 3.41 1 “ccJ3 2.4 189.8 0.869MPaX1 5433.41495.94MPa h齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有 所下降。(3)

28、齒根彎曲疲勞強度校核 按前述做法，計算式中各參數x 0.507y 0.5y 0.007x1 0.36x20.14Kf 1.77T,5.11 104N mYFa1 3.10YFa2 2.27Ysa1 1.78Ysa2 1.83Y 0.682d1m 2mmz127將其代入卜列式子，得2心玳屆丫F132dm Z142 1.77 5.11 103.10 1.78 0.6821 23 272116.73MPa fL2KFT2YFa2Ysa2YF23一 2dm Z12 1.77 5.11 104 2.27 1.83 0.682321 22787.88MPa F2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。（二）低速級齒輪傳

29、動的設計計算【1】選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按傳動裝置總設計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20 0（2）螺旋運輸機為一般工作機器，參考機械設計表10-6 , 選用7級精度。（3）選擇材料。由機械設計表10-1,選擇小齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度320HBS大齒輪材料為45鋼（調質）， 齒面硬度350HBS（4） 選小齒輪齒數z1 24，大齒輪齒數Z2 i2 乙 2.63 24 63.12，取 z2 63。【2】按齒面接觸疲勞強度設計（1）由下式計算小齒輪分度圓直徑，即20z124Z2633：2KhJi u 1 /ZhZeZ 2dit()dU H 1)確定公式中的各值

30、數值 試選KHt 1.3。 小齒輪傳遞的轉矩：T21.6734 105N mm 由機械設計表10-7選取齒寬系數d 1 由機械設計表10-20查得區域系數Zh 2.5 由機械設計表10-5查得材料的彈性影響系數1/2Ze 189.8MPa 計算接粗疲勞強度用重合度系數za1 arccosz1cos /(Z1 2ha)arccos24 cos20o /(24 2 1) 29.841°a2 arccosz2 cos /(z2 2ha)arccos63 cos20°/(63 2 1) 24.387°1 1zjta n 1 tan ) z2(ta n 2 tan )/22

31、4 (tan29.841o tan20°) 63 (tan24.387o tan20o)/21.697r)4M 1.697 cc”Z *3”30.876 計算接觸疲勞需用應力H 。由機械設計圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為h lim 1650 MPah lim 2680 MPa計算應力循環次數：N160n2jLh 60 302.65 1 (2 8 300 10) 8.716 108N2 NJi2 8.716 108 /(63/24) 3.321 108由機械設計圖10-23查得接觸疲勞壽命系數KHt 1.3T21.6734 105N mmd1Zh2.5Ze 189

32、.8MPa1/:Z 0.876N18.716 108N23.321 108khn 1 1.05K hn2 0.98取失效概率為1%安全系數S=1,可得KHNi Hliml 1 .05 650cuflnH 1 MPa 682.5MPaS1KHN2 Hlim 20.98 680H 2 MPa 666.4MPaS1取H】1和H】2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即h h2666.4MPa3）計算小齒輪分度圓直徑二 嘰u 1 /ZhZeZ、2d1t、（ rT ）Ydu h3 ： 2 1.3 1.6734 1 05 （63/24） 1 （2.5 189.8 0.876、2 丫163/24（53

33、9）70.948mm（2）調整小齒輪分度圓直徑2）計算實際載荷系數前的數據準備。 圓周速度vd1tn270.948 302.65 ,vm/ s 1.12m/s60 1000 60 1000 齒寬bbdd|t 1 70.948mm 70.948mm3）計算實際載荷系數Kh 由機械設計表10-2查得使用系數Ka 1 根據v 1.12m/s、7級精度，由機械設計表10-8查得動載荷系數Kv 1.04 齒輪的圓周力53Ft1 2T2/d1t 2 1.6734 10 /70.948N4.717 10 N3KAFtMb 1 4.717 10 /70.948N/mm66.5N100Nh666.4MPad1t

34、 70.948mmv 1.12m/ sb 70.948mmKa 1Kv 1.04Kv 1.04查表10-3得齒間載荷分配系數Kh1.2由表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數 Kh1-424。由此，得到實際載荷系數KhKaKvKh Kh 1 1.04 1.2 1.424 1.784）可按實際載荷系數算得的分度圓直徑33,'1.78d1 d1tH 70.948 、78.783mmM 1.3相應的齒輪模數m d1 / z-i 78.783/ 24mm 3.283mm【3】按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算模數3 1一QKfJYYFaYsamti2dZ1 f2）

35、確定公式中的各參數值 試選KFa 1.3 計算彎曲疲勞強度用重合度系數Y 0.25 0.75 0.250.6921.697 計算丫FaYSaf由圖10-17查得齒形系數YFa1 2.65，YFa2 2.27由圖10-18查得應力修正系數YSa1 1.58，YSa2 1.74由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為F|im1 500MPa，Fiim2 380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KfN10.85, KfN2 0.88取彎曲疲勞安全系數S=1.4，可得K FN1 Flim10.85 500F1FN1 Flim1303.57MPaS1.4Kh 1.78d178.

36、783mmm 3.283mm41.3Y 0.692F 2f1303.57YFa 2822.27 1.74F 2238.86因為大齒輪的YFaY5afYFaYsaYFa2YSa2仃(fF 2YFalYsal2.65 1.580.0165大于小齒輪，所以取計算模數3)30.0138普 O"65mt2KfJYYFaYSafd乙22.051mm1.4S Flim2 0.88 380238.86MPaS1 2423 2 1.3 佃34 1 05 0-692 0.0165mm 2.051mm(2)調整齒輪模數0.780m/s1)計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vd1 mtZ12.051 24

37、mm 49.224mmv 60 1000齒寬b輪224 陀6©0.780m/s60100049.224mmb dd1 49.224mm49.224mm寬咼比b/hb/h10.67h (2hac)mt (2 10.25) 2.051mm 4.615mmb/h 49.224/4.615 10.67Kv1.032)計算實際載荷系數Kf根據v 0.780m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數Kv 1.03由 Ft1 2T2/d1 2 1.6734 105/49.224N6.799 10NKFa1.03KaFti/b 1 6.799 10 /49.224N/mm138.13N100N查表

38、10-3得齒間在和分配系數KFa 1.0由表10-4查得Kh 1.419，結合b/h 10.67查圖10-13 , 得 Kf 1.34。則載荷系數為Kf KaKvKf Kf 1 1.03 1.0 1.34 1.383）按實際載荷系數算得的齒輪模數3 3 jJKf c CL# |138c CCCm mt 2.051 mm 2.092mm KFt 1.3對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于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有關，可取由彎曲疲勞強度算得 的模數2.092mm并就近圓整為

39、標準值m=2mm按接觸疲勞強度 算得的分度圓直徑d170.948mm，算出小齒輪齒數乙 d1/m 70.948/235.474。取z1 36，則大齒輪齒數z2 i2 z1 2.63 36 94.68，取Z295， Z1與Z2互為質數。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了吃面接觸疲勞強度，又 滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。【4】幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1 z,m 36 2mm 72mmd2 z2m 95 2mm 190mm（2）計算中心距a （d1 d2）/2（72 190）/2mm131mm（3）計算齒輪寬度Kf 1.34Kf 1.38m 2.092mmm 2mmz13

40、6z295d1 72mmd2190mma 131mmb 72mmbdd| 1 72mm 72mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪略加寬(5 10)mm ,即b1 b (510)mm72 (510)mm77 82mm取b177 mm ,而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2 b 72mm【5】圓整中心距后的強度校核采用變位法將中心距就訴整圓至 a'130mm。齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發生變化。應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。(1) 計算變為系數和 計算嚙合角，齒數和、變位系數、中心距變動系數和齒頂咼 降低系數。' ' 0 0ar

41、cos(acos )/a arcos(131 cos20 )/13018.75zZ1 Z2 36 95 1311x x1 x2 (invinv )z /(tan )(in v18.75o in v20o) 131/(ta n20o)0.971y (a' a)/m (130 131)/20.5y x y 0.791 0.50.291從圖10-21a可知，當前的變位系數和增加了重合度，但承載能力有所下降。 分配變位系數X1、X2。由圖 10-21-b 可知，x10.12，x20.85(2) 齒面接觸疲勞強度校核按前述方法計算各參數，可得b 77 mmb2 72mm1a 130mm'

42、18.75z 131x0.971y0.5y 0.291 x10.12X20.85Kh 1.78T,1.6734 105N md1d, 72mmh 2.63ZH 2.681/2ZE 189.8MPaZ 0.862代入式子，得'2KhT1 i21 Z Z ZH2ZH ZEZV dd1i2I2 1.78 1.6734 105 2.63 1Ju g2.68 189.8 0.862MPa1 7232.63650.79MPa H齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有 所下降。（3）齒根彎曲疲勞強度校核按前述做法，計算式中各參數Kf 1.685T21.6734 10 N mYFa1

43、2.37YFa2 2.01Ysa1 1.32Ysa2 1.58Y 0.674d1m 2mmz136將其代入卜列式子，得2KFT2YFa1Ys,F132dm Z152 1.68 1.6734 1 05 2.37 1.32 0.6741 23 362114.35MPa f1P332KFTiYFa2Ysa2YF232dm zi52 1.68 1.6734 102.01 1.58 0.6741 23 362116.08MPa f2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。（一）低速軸的設計圖7-1低速軸的結構方案圖7-2二級直齒輪減速器【1】初步確定軸的最小直徑取A 120，于是得dmin120 3： 5.1142.

44、49115.087.傳動軸的設計和軸承的選用選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計表15-3，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 di 2。為了使所選的軸直徑di 2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Tea KaT3，查機械設計表14-1，考慮 輸送機轉矩變化小，故取Ka 1.3，貝U：Tea KaT31.3 422.68 1000549484N mm按照計算轉矩Tea應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 1250000N mm半聯軸器的孔徑d1 45mm，故取d1 2 45mm，半聯軸器的長 度L 112mm

45、,半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1 84mm。【2】軸的結構設計(1) 擬定軸上零件的裝配方案經過多次分析比較，選用圖7-1所示的裝配方案(2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一 軸肩，故取2-3段的直徑d2 3 52mm ;左端用軸端擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑D 55mm。半聯軸器與軸配合的轂孔 長度L184mm,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1-2段的長度應比L.略短一些，現取l1 2 82mm。2) 初步選擇滾動軸承。因軸承僅受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d2 352mm，初

46、步選取深溝球軸承6011，其尺寸為 d D T 55mm 90mm 18mm，故d34 d7 855m m;而l7 8 18mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得6311型軸承的定位軸肩咼度d1 2 45mmd2 3 52mml1 2 82mmd3 4 55mmd7 8 55mml7 8 18mmh 3.5mm，因此，取 d6 7 67mm。3）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4 5 60mm ；齒輪的左端 與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為72mm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I4 5 68mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h （2

47、3）R，由軸徑d 60mm查機械設計表15-2，得R 2mm，故取h 6mm，則軸環處的直徑d5 6 72mm。軸環寬度 b 1.4h，取 l5 6 12mm。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要 求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 I 30mm （參 見圖 7-2），故取 l2 3 50mm。5） 取齒輪距箱體壁之距離16mm，低速級大齒輪與高速級 大齒輪之間的距離c 20mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾 動軸承位置時，應距箱體壁一段距離s，取s 8mm，已知滾動 軸承寬度B 29mm，高速級大齒輪輪轂L

48、54mm，則l3 4 T s （72 68）（18 8 16 4）mm 46mmd6 7 67mmd4 5 60mml4 5 68mmd5 6 72mml5 6 12mmI2 3 50mml3 4 46mml6 7 L c s l5 6 （54 20 16 8 12）mm 86mml6 7 86mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 按d45由機 械設計表6-1差得平鍵截面b h 18mm 11mm，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 旦z;同樣，半聯軸n

49、6器與軸的連接，選用平鍵為14mm 9mm 70mm，半聯軸器與軸的配合為H7。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保k6證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸端倒角為C1.6,各軸肩處的圓角半徑如圖7-3所示。禮X輕曲圖7-3低速軸的結構尺寸從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算出的截面 C處的Mh、MV及M的值列于F表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 3001.15NFNH2 1448.11NFNV1 1092.33NFNV2 527.07N彎矩MM h 207079N mmMv 75371N mm總彎矩M V'2070792 753712 2