1、機械設計課程設計 課程名稱: 機械設計課程設計題目名稱: 圓錐-圓柱齒輪減速器學 院: 機電工程學院專業班級: 機械設計制造及其自動化1102 班姓 名: 郭宗祥學 號：110710230指導教師: 同志學前言機械設計課程設計是機械設計課程的最后一個教學環節，是對學生運用和理解所學知識的一種檢驗，也是對我們三年以來所學機械類課程的一次大綜合。對于我們學生的綜合處理實際問題的能力將會有很大的提升。課程設計，本著以下目的：1、培養理論聯系實際的設計思想，訓練綜合運用課程設計和有關先修課程的理論、結合生產實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識。2、通過制定設計方案、

2、合理選擇傳動機構和零件類型，正確計算零件工作能力、決定尺寸和選擇材料等進行結構設計，達到了解和掌握機械零件、機械傳動裝置的設計過稱和方法。3、進行設計基本技能的訓練。相信通過本次課程設計，學生的機械設計能力和理念都會有一個質的飛躍，從而為將來進一步深造打下堅實的基礎。目錄一、設計任務書.4二、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明.6三、電動機的選擇與傳動比的分配.8四、各軸功率、轉速及轉矩的計算.11五、箱體外傳動裝置的設計計算.12六、閉式齒輪傳動的設計計算.17七、轉差率的校核31八、軸的結構設計和強度校核31九、滾動軸承的選擇和計算.45十、鍵的選擇和校核計算52十一、聯軸器的選則53十二

3、、減速器箱體主要附件、潤滑方式等的選擇說明.54十三、設計小結61十四、致謝63十五、參考文獻63一、設計任務書一、課程設計任務按給定的螺旋輸送機已知數據，確定系統的傳動方案，選擇電動機和聯軸器，設計箱體外傳動和兩極圓柱斜齒輪減速器。課程設計成果：1、兩極圓柱-圓錐齒輪減速器裝配圖一張（A1，三視圖）；2、減速器上箱體或下箱體零件圖一張（A1，三視圖）；3、輸出軸零件圖一張（A3）；4、輸出軸上齒輪零件圖一張（A3）。5、設計計算說明書一份。 時間： 4周二、課程設計方案及數據1、 已知參數 （1）驅動輸送機主軸輸入端所需轉矩 T1=330 Nm （2）輸送機主軸所需轉速 n1=80 rmp

4、(3) 主軸轉速允許誤差 ±5%2、螺旋輸送機結構簡圖圖1 機結構簡圖3、工作條件 輸送機單向連續轉動，載荷平穩，有輕微沖擊，三班制工作，每年工作300天，設計壽命10年，每年檢修一次。三、設計說明書內容 1、前言；2、目錄（標題、頁次）；3、設計任務書：原始數據及工作條件；4、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明；5、電動機的選擇及傳動比的分配；6、各軸功率、轉速及轉矩的計算；7、箱體外傳動裝置的設計計算；8、閉式齒輪傳動的設計計算；9、轉差率的校核；10、軸的結構設計和強度校核；11、滾動軸承的選擇和計算；12、鍵的選擇和校核計算；13、聯軸器的選擇；14、減速機箱體主要附件、潤滑

5、方式等的選擇說明；15、設計小結；16、參考文獻資料。二、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明一、傳動方案的確定本題方案由兩個傳動部分組成，即開式齒輪傳動與減速器齒輪傳動。由于減速器工作環境比較惡劣，而且要求平穩高效率的傳動，故選用開式齒輪，一是可以更好的在惡劣的環境中工作（如高溫和潮濕的環境），還可以保證準確的傳動比。而且，開式齒輪傳動的整體尺寸較小，結構較為緊湊。由于開式齒輪傳動的工作環境較為惡劣，潤滑條件不好，磨損嚴重，壽命較短，故布置在低速級。減速器部分是本次課題的重點設計部分，本課題中的減速器是展開式圓錐-圓柱齒輪減速器。展開式的減速器結構簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離

6、轉矩輸入端。可使軸在轉矩作用下產生的扭矩變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。二、傳動裝置簡圖圖2 傳動方案（各部分說明如上圖所示）三、電動機的選擇與傳動比的分配一、選擇電動機 根據使用要求和工作狀況，選擇三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。二、選擇電動機的容量圖3 代號標注（注：以下各代號如上圖所標注） 電動機所需工作功率Pw=Tn9550=330×809550=2.7644kW 由電動機至輸送機主軸的傳動總效率為 a=12·24·3·4·5式中、分別為聯軸器、滾動軸承、錐齒輪傳動、

7、圓柱齒輪傳動和開式齒輪的傳動效率。取=0.99（聯軸器），=0.98（滾動軸承），=0.96（不包括軸承效率），=0.97（不包括軸承效率），=0.95（開式齒輪效率）則 a=0.992×0.984×0.96×0.97×0.95=0.79973故 Pd = Pw a = 2.76640.79973=3.457 kW已知電動機工作轉速 n=80 r/min取錐齒輪傳動比 i3=23，i4=36，i5=37，則 ia=18126 nd = ia·n =(18126)×80=144010080 r/min在此范圍類可供選擇的同步轉速有150

8、0 r/min ，3000r/min。經過驗算，按1500 r/min的設計方式所分配的傳動比不能滿足齒輪的傳動比范圍，故取同步轉速為3000r/min。根據同步轉速及電動機所需工作功率選擇電動機型號為Y112M-2，具體參數如下：表1 電動機型號電動機型號額定功率Pkw同步轉速滿載時轉速堵轉轉矩（額定轉矩）最大轉矩（額定轉矩）Y112M-24300028902.22.3電動機外形尺寸下：圖4 電動機外形尺寸表2 電動機外形尺寸中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD) ×HD安裝尺寸A×B軸伸尺寸D×E平鍵尺寸F×G地腳螺栓直徑K112400&#

9、215;(230/2+190) ×26519014028×608×2412三、確定總傳動比與分配傳動比 總傳動比 ( nm 為電動機滿載轉速)初取開式齒輪傳動比i5=3.8，(并取小齒輪齒數z1=19,則z2=73，)由此確定i5=u5=3.842。因此，減速機內總傳動比為i=iai5=36.1253.842=9.403。取i3=0.25i=2.35。（取錐齒輪小齒輪齒數z1=21，則z2=50.）則i3=u3=2.381.同理得i4=3.957。同時斜齒輪齒數z1=23，z2=91。四、各軸功率、轉速及轉矩的計算 1、各軸轉速軸 n=2890 r/min 軸 軸

10、 軸 n=ni5=307.2853.842=79.98 r/min 軸 n=n=79.98 r/min2、各軸輸入功率 P=Pd1=4×0.99=3.96kW P=P23=3.96×0.98×0.96=3.8032kW P=P24=3.8032×0.98×0.97=3.615kW P=P25=3.615×0.98×0.95=3.366kW P=P25=3.366×0.98×0.99=3.266kW各軸輸出功率則等于輸入功率乘以軸承效率，即0.983、各軸輸入轉矩 Td=9550×Pdnm=955

11、0×42890=13.218Nm T=Td1=13.218×0.99=13.085Nm T=Ti323=13.085×2.381×0.98×0.96=29.313NmT=Ti424=29.313×3.95×0.98×0.97=110.66Nm T=Ti525=110.66×3.842×0.98×0.95=393.695Nm T=T12=393.695×0.98×0.99=381.96Nm各軸輸出扭矩等于輸入扭矩乘以軸承效率，即0.98。4、運動和動力參數整理如下表表

12、3 運動參數軸名效率P/kw轉矩T/N·m轉速n/r/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機413.218289010.99軸3.963.880813.08512.8228902.3810.9408軸3.8033.72129.31328.7261213.783.950.9506軸3.6153.543110.66108.45307.2853.8420.931軸3.3663.2985393.695385.8279.9810.9702軸3.2663.2381.96374.32379.98五、箱體外傳動裝置的設計計算開式齒輪傳動的設計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數（1）按傳動方案，

13、選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）材料選擇。由機械設計教材第九版以后內容未注明均指此書表10-1，選擇小齒輪材料為QT600-2（?；?，大齒輪材料為QT600-2（常化）；小齒輪硬度為300HBS，大齒輪硬度為260HBS，兩者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數，大齒輪齒數。2、根據齒根彎曲疲勞強度設計（1）試算模數即 mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF)試選KFt=1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數a1=arccosz1cosz1+2ha*=arccos19×cos20°19+2×1=31.7

14、67°a2=arccosz2cosz2+2ha*=arccos73×cos20°73+2×1=23.846° =z1tana1-tan'+z2tana2-tan'2=19×tan31.767°-tan20°+73×tan23.846°-tan20°/2=1.5973則 Y=0.25+0.75=0.25+0.751.5973=0.7195計算YFaYSaF由圖10-17，查得YFa1=2.86，YFa2=2.25由圖10-18，查得YSa1=1.54，YSa2=1.76應

15、力齒輪循環次數 N1=60njLh=60×307.285×1×3×8×10×300=1.33×108 N2=N1u=1.33×1087319=3.46×108由圖10-22，查得KFN1=0.90，KFN2=0.95由圖10-24a，查得Flim1=360Mpa，Flim2=330Mpa 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 F1=KFN1Flim1S=0.9×3601.4=231.429 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.95×3301.4=223.929 Mpa YFa1YSa1

16、F1=2.86×1.54231.429=0.01903 YFa2YSa2F2=2.25×1.76223.929=0.01768 因為小齒輪的YFaYSaF大于大齒輪，所以取YFaYSaF = YFa1YSa1F1=0.01903查表10-7得，d=0.6，已知T1=T=110.66Nm=110660Nm 則mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF) =32×1.3×110660×0.71950.6×192×0.01903=2.63(2)調整模數A、數據準備圓周速度v: d1=mtz1=2.63×19=49.9

17、67mm V=dn60×1000=3.14×49.967×307.28560×1000=0.804ms齒寬b=dd1=0.6×49.967=29.98mm，按40mm取寬高比bh h=(2ha*+c)m=2×1+0.25×2.63=5.9175 bh=405.9175=6.76B.計算實際載荷系數KF 根據v=0.804ms，7級精度，查表10-8，得Kv=1.05 Ft1=2T1d1=2×11066049.967=4429.323N查表10-2，取KA=1則 KAKFt1b=1×4429.32340=1

18、10.73>100Nmm，查表10-3，得KF=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.194，結合bh=6.76，查圖10-13，得KF=1.15， 則 KF=KAKVKK=1×1.05×1×1.15=1.2075C、按實際載荷系數得 m=mt3KFKFt=2.63×31.20751.3=2.56(3) 圓整模數，取 m=4(4)幾何尺寸計算分度圓直徑 d1=mz1=4×19=76mm d2=mz2=4×73=292mm a=d1+d22=76+2922=184mm b=dd1=0.6×76=45.6, 為保證齒寬，

19、取b1=55mm,b2=50mm 表4 設計結果匯總 開式齒輪小齒輪1大齒輪2材料材料QT600-2QT600-2硬度300HBS260HBS精度等級 7級中心距（mm）184模數（mm）4齒 數1973分度圓直徑（mm）76292齒頂圓直徑（mm）84300齒根圓直徑（mm）66282齒寬（mm）5550六、閉式齒輪傳動的設計計算(一)斜齒輪傳動的設計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數（1）按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角20°。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故大齒輪選用7級精度，小齒輪6級精度。（3）材料選擇。由機械設計教材第九版以后內容未注明均指此書表10

20、-1，選擇小齒輪材料為45（淬火），大齒輪材料為45（調質）；小齒輪硬度為45HRC，大齒輪硬度為240HBS。（4）選小齒輪齒數，大齒輪齒數。 (5)初取=14°2、根據齒面接觸疲勞強度設計（1）試算分度圓直徑即 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2試選KHt=1.3計算接觸疲勞強度用重合度系數t=arctan(tan_n)/cos=arctantan20°cos14°=20.562°at1=arccosz1costz1+2ha*cos=arccos23×cos20.562°23+2×1×cos14

21、°=30.295°at2=arccosz2costz2+2ha*cos=arccos91×cos20.562°91+2×1×cos14°=23.564°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=23×tan30.295°-tan20.562°+91×tan23.546°-tan20.562°/2=1.645=dz1tan=1×23×tan14°=1.826則 Z=4-31-+=4-1.64

22、531-1.826+1.8261.645=0.619由表10-7，取d=1。由圖10-20，取ZH=2.44由式10-23，得Z=cos=cos14°=0.985由表10-5，ZE=189.8轉矩T1=29313N.mm計算接觸疲勞極限H由圖10-25d,得Hlim1=1030Mpa，Hlim2=570Mpa N1=60njLh=60×1213.78×1×3×8×10×300=5.24× N2=N1u=5.24×1099123=1.324×109由圖10-23，查得KHN1=0.90，KHN2=

23、0.95取安全系數S=1，則 H1=KHN1Hlim1S=0.9×10301=927 Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.95×5701=541.5 Mpa取 H1，H2 中小者，即 H=H2=541.5 Mpa則d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×2931313.957+13.9572.44×189.8×0.619×0.985541.52=29.925mm(2)調整小齒輪分度圓直徑 A、數據準備圓周速度v: V=dn60×1000=3.14×29.925×1213

24、.7860×1000=1.9009ms齒寬b=dd1t=1×29.925=29.925mm B.計算實際載荷系數KH 根據v=0.804ms，7級精度，查表10-8，得Kv=1.04 Ft1=2T1d1=2×2931329.925=1959.1N查表10-2，取KA=1則 KAFt1b=1×1959.129.925=65.47>100Nmm，查表10-3，得KH=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.502， 則 KH=KAKVKHKH=1×1.04×1.4×1.502=2.187C、按實際載荷系數得 d1=d1t3

25、KHKHt=29.925×32.1871.3=35.591mm mn=d1cosz1=35.591×cos14°23=1.5013、根據齒根彎曲疲勞強度設計（1）試算模數即 mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF)試選KFt=1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數 b= arctan(tancost)=arctan(tan14°cos20.562°=13.140° v=cos2b=1.645cos213.14°=1.735則 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.735=0.682Y=1-120°=1

26、-1.826×14°120°=0.787計算YFaYSaF ZV1=z1cos3=23cos314°=25.18, ZV2=z2cos3=91cos314°=99.616由圖10-17，查得YFa1=2.65，YFa2=2.21由圖10-18，查得YSa1=1.558，YSa2=1.816由圖10-24，查得Flim1=770Mpa，Flim2=380Mpa 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 F1=KFN1Flim1S=0.85×7701.4=467.5 Mpa 則 YFa1YSa1F1=2.65×1.558467.5=0.

27、00883YFa2YSa2F2=2.21×1.816238.86=0.0168 因為大齒輪的YFaYSaF大于小齒輪，所以取YFaYSaF = YFa2YSa2F2=0.0168B、試算mt32KFtT1YYCOS2dZ12(YFaYSaF) =32×1.3×29313×0.682×0.787×cos214°1×232×0.0168=1.069(2)調整齒輪模數A、數據準備圓周速度v: d1=mntz1/cos=1.069×23/cos14°=25.34mm V=dn60×1

28、000=3.14×25.34×1213.7860×1000=1.61ms齒寬b=dd1=1×25.34=25.34mm。 寬高比bh h=(2ha*+cn*)mnt=2×1+0.25×1.069=2.405 bh=25.342.405=10.536B.計算實際載荷系數KF 根據v=1.61ms，7級精度，查表10-8，得Kv=1.06 Ft1=2T1d1=2×2931325.34=2313.58N查表10-2，取KA=1則 KAFt1b=1×2313.58325.34=91.30<100Nmm，查表10-3，

29、得KF=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.414，結合bh=10.536，查圖10-13，得KF=1.325， 則 KF=KAKVKK=1×1.06×1.4×1.325=1.9663C、按實際載荷系數得 m=mt3KFKFt=1.069×31.96631.3=1.227(3)為滿足強度要求，按齒面接觸疲勞強度所得的模數mn=1.501，取mn=2.5mm。 (4)幾何尺寸計算中心距a=(Z1+Z2)Mn2cos=(23+91)×2.52×cos14°=146.86，考慮模數增大了，將中心距圓整為145mm修正螺旋角 =

30、arccos(Z1+Z2)Mn2a=arccos23+91×2.52×145=10.6549°計算分度圓直徑 d1=z1mncos=23×2.5cos14°=58.5088mm, d1=z2mncos=91×2.5cos14°=231.4912mm齒寬 b=dd1=1×58.5088=58.5088mm 取b2=60mm, b1=55mm。由于計算所得螺旋角與初設值相差較大，故需校核。（5）、根據齒面接觸疲勞強度校核 H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ <H在原有設計計算數據基礎上進行校核：計算接觸疲

31、勞強度用重合度系數 t=arctan(tan_n)/cos=arctantan20°cos10.6549°=20.322°at1=arccosz1costz1+2ha*cos=arccos23×cos20.322°23+2×1×cos10.6549°=30.2396°at2=arccosz2costz2+2ha*cos=arccos91×cos20.322°91+2×1×co10.6549°=23.375°=z1tanat1-tant'+

32、z2tanat2-tant'2=23×tan30.2396°-tan20.322°+91×tan23.375°-tan20.322°/2=1.6752=dz1tan=1×23×tan10.6549°=1.3871則 Z=4-31-+=4-1.675231-1.3781+1.37811.6752=0.7278其他不變數據：KH=2.187,T1=29313,d=1,d1=58.5088,u=3.957由圖10-20，取ZH=2.47由式10-23，得Z=cos=cos10.6549°=0.

33、9913由表10-5，ZE=189.8H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ=2×2.187×293131×58.508833.957+13.957×2.47×189.8×0.7278×0.9913=302.88Mpa<H=541.5Mpa,故滿足接觸疲勞強度要求。（6）、根據齒根彎曲疲勞強度校核 F=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12<F計算彎曲疲勞強度用重合度系數 b= arctan(tancost)=arctan(tan10.6549°cos20.322°=

34、10.0055° v=cos2b=1.6752cos210.0055°=1.727則 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.727=0.6843Y=1-120°=1-1.3781×10.6549°120°=0.8776 ZV1=z1cos3=23cos310.6549°=34.232, ZV2=z2cos3=91cos310.6549°=95.874由圖10-17，查得YFa1=2.68，YFa2=2.19由圖10-18，查得YSa1=1.58，YSa2=1.79由圖10-24，查得Flim1=770Mp

35、a，Flim2=380Mpa 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 F1=KFN1Flim1S=0.85×7701.4=467.5 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.88×3801.4=238.86 Mpa 不改變數據： KF=KAKVKK=1×1.06×1.4×1.325=1.9663 T1=29313M.m開始校核F1=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12=2×1.9663×29313×2.68×1.58×0.683×0.8776×cos210.

36、6549°1×2.53×232=34.253Mpa<F1=467.5MpaF2=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12=2×1.9663×29313×1.79×2.19×0.683×0.8776×cos210.6549°1×2.53×232=31.711Mpa<F=238.86Mpa 經校核，彎曲疲勞強度滿足要求。（二）錐齒輪傳動設計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數（1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，壓力角20°

37、;。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故大齒輪選用7級精度，小齒輪6級精度。（3）材料選擇。由機械設計教材第九版以后內容未注明均指此書表10-1，選擇小齒輪材料為45（淬火），大齒輪材料為45（調質）；小齒輪硬度為45HRC，大齒輪硬度為240HBS。（4）選小齒輪齒數，大齒輪齒數。 2、根據齒面接觸疲勞強度設計（1）試算分度圓直徑即 d1t34KHtT1d（1-0.5R)2u(ZHZEH)2確定參數試選KHt=1.3，取R=0.3由圖10-20，取ZH=2.5由表10-5，ZE=189.8Mpa12轉矩T1=13085N.mm計算接觸疲勞極限H由圖10-25d,得Hlim1=1030Mp

38、a，Hlim2=570Mpa N1=60njLh=60×2890×1×3×8×10×300=1.248×1010 N2=N1u=1.248×10105021=5.24×109由圖10-23，查得KHN1=0.88，KHN2=0.93取安全系數S=1，則 H1=KHN1Hlim1S=0.88×10301=906.4 Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.93×5701=530.1 Mpa取 H1，H2 中小者，即 H=H2=530.1 Mpa則d1t34KHtT1d（1-0.5R)2u

39、(ZHZEH)2=34×1.3×130850.3×(1-0.5×0.3)2×(5021)22.5×189.85530.12=47.272mm(2)調整小齒輪分度圓直徑 A、數據準備圓周速度v: dm1=d1t1-0.5R=47.272×1-0.5×0.3=40.1812mm V=dn60×1000=3.14×40.1812×289060×1000=6.077ms齒寬b=Rd1tu2+12=0.3×47.272×50212+12=18.31mm d=bdm1

40、=18.3140.1812=0.4556 B.計算實際載荷系數KH 根據v=6.077ms，7級精度，查圖10-8，得Kv=1.15 查表10-2，取KA=1查表10-3，得KH=1.0由表10-4，用插值法得KH=1.2046， 則 KH=KAKVKHKH=1×1.15×1.0×1.2046=1.3853C、按實際載荷系數得 d1=d1t3KHKHt=47.272×31.38531.3=48.284mm mn=d1z1=48.28421=2.299mm3、根據齒根彎曲疲勞強度設計（1）試算模數即 mt3KFtT1Ru2+1（1-0.5R)2Z12(YF

41、aYSaF)試選KFt=1.3計算YFaYSaF1=arctan1u=arctan12.381=22.782°,2=90°-22.782°=67.218° ZV1=z1cos1=23cos22.782°=22.777, ZV1=z2cos2=50cos67.218°=129.124由圖10-17，查得YFa1=2.71，YFa2=2.175由圖10-18，查得YSa1=1.57，YSa2=1.83由圖10-24，查得Flim1=770Mpa，Flim2=380Mpa 取彎曲疲勞安全系數S=1.7，則 F1=KFN1Flim1S=0.8

42、5×7701.7=385 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.88×3801.7=196.706 Mpa則 YFa1YSa1F1=2.71×1.57385=0.01105 YFa2YSa2F2=2.175×1.83196.706=0.0202 因為大齒輪的YFaYSaF大于小齒輪，所以取YFaYSaF = YFa2YSa2F2=0.0202B、試算模數mt 3KFtT1Ru2+1（1-0.5R)2Z12(YFaYSaF)= 31.3×130850.3×2.3812+1×（1-0.5×0.3)2×211

43、2×0.0202=1.117(2)調整齒輪模數A、數據準備圓周速度v: d1=mntz1=1.117×21=23.457mm dm1=d1t1-0.5R=23.457×1-0.5×0.3=19.938mm V=dn60×1000=3.14×19.938×289060×1000=3.015ms齒寬b=Rd1tu2+12=0.3×23.457×50212+12=9.087mmB.計算實際載荷系數KF 根據v=3.015ms，7級精度，查表10-8，得Kv=1.12 查表10-2，取KA=1查表10-

44、3，得KF=1由表10-4，用插值法得KH=1.2033，查圖10-13，得KF=1.165， 則 KF=KAKVKK=1×1.12×1×1.165=1.3048C、按實際載荷系數得 m=mt3KFKFt=1.117×31.30481.3=1.1184(3)為滿足強度要求，按齒面接觸疲勞強度所得的模數mn=2.299mm，取mn=3mm。 (4)幾何尺寸計算分度圓直徑 d1=mz1=3×21=63mm d2=mz2=3×50=150mm 分錐角 1=arctan1u=arctan12.381=22.782°,2=90

45、6;-22.782°=67.218°齒寬b=Rd1tu2+12=0.3×63×50212+12=24.404mm為保證齒寬，取b1=b2=25mm。（三）參數匯總齒輪數據列表如下：表5 數據匯總高 速 級低 速 級小齒輪1大齒輪2小齒輪3大齒輪4材料材料45454545硬度240HBS45HRC240HBS45HRC精度等級6級 7級6級7級中心距（mm）145法面模數（mm）32.5分錐角（螺旋角）22.782°67.218°10.6549°齒 數21502391分度圓直徑（mm）6315058.5088231.4912齒

46、頂圓直徑（mm）68.5319152.32363.5088236.4912齒根圓直徑（mm）56.3617147.21252.2588225.2412齒寬（mm）256560七、轉差率的校核由表2中數據得最終螺旋輸送機主軸上的轉速為n=79.98rmin，輸送機主軸所需轉矩為n1=80rmin，故轉差率為 80-79.9880=0.025%<<±5%，故轉差率滿足要求。八、軸的結構設計和強度校核（一）低速軸的設計初步確定軸的最小直徑：（1）軸的材料選擇：選取軸的材料為45鋼，調質處理。（2）由表15-3，取AO=112，軸的最小直徑于是得dmin=A03Pn =112&#

47、215;33.615307.285=25.473mm。故取軸的最小直徑為28mm。 （3）根據裝配方案，實體建模，初步的軸的結構尺寸如下圖5 低速軸結構（二）低速軸的校核1、數據準備：由表2的必要數據，T=29313N.mm，n=1213.78rmin,T=110660N.mm，n=307.285rmin。2、求作用在齒輪上的力：(1)已知低速級小齒輪分度圓直徑d=58.5088mm，螺旋角=10.6549°，則Ft=2×Td=2×2931358.5088=1002N(2) 已知開式齒輪小齒輪分度圓直徑d=76mm， Ft=2×Td=2×110

48、66076=2912.1053N Fr=Fttan=2912.1053×tan20°=1059.92N3、低速軸受力示意圖圖6 低速軸受力示意圖4、受力計算豎直面內：由371.1×56.3+188.52×115.7456+1059.92×221.7-148.85Fbv=0，得Fbv=1865.62N由148.85Fav+188.52×115.7456-371.1×92.55+1059.92×72.85=0，得Fav=-434.6N 水平面內：由56.3×1002-2912.1053×221.7-

49、148.85Fbh=0得Fbh=-3958.35N由148.85Fah-1002×92.55-2912.1053×72.85=0 得Fah=2048.249N由所求得的支反力即可求得低速軸所受彎矩，彎矩圖如上圖所示。5、按彎扭合成校核 由合成的彎矩圖可知，Mmax=225762.1N.mm。已知T=110660N.mm，W=0.1×d3=0.1×453=9112.5，WT=0.2×d3=0.2×453=18225則ca=Mmax2+(0.6×T)2W=225762.12+(0.6×110660)29112.5=25

50、.824<-1=60Mpa6、精確校核圖7 低速軸截面軸結構如圖所示，、兩處只受扭矩，而軸徑以經過放大，故無需校核。C處雖然彎矩很大，但是不是應力集中最大處，故也不用校核。處比處受力更嚴重，若處安全，則處不用校核。因此只需校核，處。（1）處左側：W=0.1d3=0.1×523=14060.8，WT=0.2×d3=28121.6，T=110660N.mm由彎矩圖得M=227062.79N.mm查表15-1，得B=640Mpa, -1=275Mpa,-1=155Mpab=MW=227062.7914060.8=16.15Mpa，T=TWT=11066028121.6=3.

51、94Mpar/d=2/52=0.0385，D/d=58/52=1.115查附表3-1，得q=0.81，q=0.84查附表3-2，得=1.86，=1.41則k=1+q-1=1+0.81×1.86-1=1.6966 K=1+q-1=1+0.84×1.41-1=1.344由附圖3-2及3-3，得=0.72，=0.84，由附圖3-4，得=0.81軸表面未強化處理，取q=1,則 K=k+1-1=1.69660.72+10.81-1=2.59K=k+1-1=1.3440.84+10.81-1=1.83由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數值，有S

52、=-1Ka+m=2752.59×16.15+0.1×0=6.57S=-1Ka+m=1551.83×3.942+0.05×3.942=41.85Sca=SSS2+S2=6.57×41.856.572+41.852=6.532>1.5故處左側疲勞強度滿足要求（2）處右側W=0.1d3=0.1×583=19511.2，WT=0.2d3=39022.4，T=110660N.mm由彎矩圖得M=227062.79N.mmb=MW=227062.7919511.2=1.1636Mpa，T=TWT=11066039022.4=2.84Mpar/

53、d=2/58=0.034，D/d=58/52=1.115查附表3-1，得q=0.81，q=0.84查附表3-2，得=1.73，=1.21則k=1+q-1=1+0.81×1.73-1=1.5913 K=1+q-1=1+0.84×1.21-1=1.176由附圖3-2及3-3，得=0.70，=0.83，由附圖3-4，得=0.81軸表面未強化處理，取q=1,則 K=k+1-1=1.59130.70+10.81-1=2.51K=k+1-1=1.1760.83+10.81-1=1.65由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數值，有S=-1Ka+m=

54、2752.51×1.1636+0.1×0=94.16S=-1Ka+m=1551.65×2.842+0.05×2.842=64.21Sca=SSS2+S2=94.16×64.2194.162+64.212=53.0481.5故處右側疲勞強度滿足要求（3）處左側W=0.1d3=0.1×453=9112.5，WT=0.2d3=18225，T=110660N.mm由彎矩圖得M=3020039.7N.mmb=MW=3020039.79112.5=33.2Mpa，T=TWT=11066018225=6.07Mpa由附表3-8插值得，k=0.8k，取k=1.97，則k=0.8×1.97=1.576由附圖3-4，得=0.81則 K=k+1-1=1.97+10.81-1=2.201 K=k+1-1=1.576+10.81-1=1.811由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數值，有S=-1Ka+m=2752.201×33.2+0.1×0=3.763S=-1Ka+m=1551.811×6.072+0.05×6.072=27.44Sc