齒輪設(shè)計手冊

齒輪設(shè)計手冊齒輪系及其設(shè)計第11章齒輪系及其設(shè)計1齒輪系的分類及其傳動比2輪系的功用和效率3行星輪系的類型選擇及設(shè)計的基本知識第1講齒輪系的分類及其傳動比11.1.1齒輪系及其分類11.1.2輪系的傳動比指南車機械式鐘表1.應(yīng)用實例：例1導(dǎo)彈發(fā)射快速反應(yīng)裝置例2汽車后輪中的傳動機構(gòu)2.輪系分類：（1）定軸輪系（普通輪系）平面定軸輪系空間定軸輪系（2）周轉(zhuǎn)輪系輪系組成：由行星輪、行星架及太陽輪組成；其中作輸入與輸出運動的構(gòu)件一一基本構(gòu)件：太陽輪K和行星架H周轉(zhuǎn)輪系（2）周轉(zhuǎn)輪系1）按自由度數(shù)目分差動輪系一一機構(gòu)自由度為2的周轉(zhuǎn)輪系（F=2）行星輪系一一機構(gòu)自由度為1的周轉(zhuǎn)輪系（F=1）2）按基本構(gòu)件分2K-H型：由兩個太陽輪、一個行星架和若干行星輪組成的周轉(zhuǎn)輪系3K型：由三個太陽輪和一個行星架及一個雙聯(lián)行星輪組成的周轉(zhuǎn)輪系（3）復(fù)合輪系混合輪系一一由定軸輪系與周轉(zhuǎn)輪系串聯(lián)或并聯(lián)而復(fù)合的輪系復(fù)合周轉(zhuǎn)輪系一一由兩個或兩個以上的基本周轉(zhuǎn)輪系的串聯(lián)或并聯(lián)而復(fù)合的輪系輪系的傳動比一一輪系中的輸入構(gòu)件與輸出構(gòu)件的角速度之比包含內(nèi)容：輪系傳動比的大小和輸入與輸出兩構(gòu)件的轉(zhuǎn)向關(guān)系分析內(nèi)容：1.定軸輪系的傳動比2.周轉(zhuǎn)輪系的傳動比3.復(fù)合輪系的傳動比1.定軸輪系的傳動比定軸輪系的傳動比一一輪系中首、末兩構(gòu)件的角速度之比：大小計算和轉(zhuǎn)向關(guān)系確定。（1）傳動比大小的計算方法：定軸輪系傳動比的大小等于組成該輪系的各對嚙合齒輪傳動比的連乘積。亦即所有從動輪齒數(shù)的連乘積所有主動輪齒數(shù)的連乘積定軸輪系的傳動比=（2）首、末輪轉(zhuǎn)向關(guān)系的確定方法：一般用標(biāo)注箭頭的方法來確定。當(dāng)首、末兩輪軸線平行時，也可用同向取+和反向取-方法來確定。過輪（中介輪）一一輪系中不影響其傳動比的大小而僅起中間過渡和改變從動輪轉(zhuǎn)向作用的齒輪2.周轉(zhuǎn)輪系的傳動比先來觀察和比較一下相同結(jié)構(gòu)一個周轉(zhuǎn)輪系和一個定軸輪系，可知問題：周轉(zhuǎn)輪系的傳動比就不能直接按定軸輪系傳動比的求法來計算。唯一方法：先將周轉(zhuǎn)輪系轉(zhuǎn)化一個定軸輪系，然后再利用定軸輪系的傳動比求法進行求解。根據(jù)相對運動原理，若給定整個周轉(zhuǎn)輪系一個-齒輪的設(shè)計計算過程1.選定類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）直齒圓柱硬齒面齒輪傳動（2）精度等級初定為8級（3）選擇材料及確定需用應(yīng)力小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，（217-255）HBS大齒輪選用45號鋼，正火處理，（162-217）HBS（4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,Z2=3.2x24=76.8.取2.按齒面接觸強度設(shè)計計算（1）初選載荷系數(shù)Kt電動機；載荷狀態(tài)選擇：中等沖擊；載荷系數(shù)Kt的推薦范圍為（1.2-2.5），初選載荷系數(shù)Kt：1.3，（2）小齒輪轉(zhuǎn)矩Z2=77T19550P/nl9550000選取齒1寬系數(shù)⑷取彈性3/97029540（Nmm）（3）d11影響系數(shù)⑸按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強ZE189.8MPa2

度極限為。liml580MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限為⑹計算應(yīng)力lim2520MPa循環(huán)次數(shù)N1=60n1jlh=60X970X1X(16X300X15)=4.470X1094.470⑺取接觸疲勞壽命系數(shù)109'3%）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為做安全系數(shù)KHN20.89.S=1H1KHN1liml0.9570MPa510.4MPaSH⑼按齒面接觸2一、一KHN2lim2S^0.95..530MPa462.8MPa強度設(shè)計計算①試算小齒輪分度圓直徑1ZEdlt2.323KtTlu、21.82.9541044.2189.82()2.323()56.248mm②計算齒輪圓周轉(zhuǎn)速v并選擇齒輪精度du[H]13.2462.8、Vdltnl60100056.2489706010002.48m/s③計算齒輪寬度bbddlt156.24856.248mm④計算齒輪寬度b與齒高h之比模數(shù)mldlt44.72mm2033mmZ.1^2齒高h2.25ml2.252.033mm4.574mmb10.67h@計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.27m/so8級精度得，動載系數(shù)KF1;KA1.75KH1.752'1.342KF1;KA1.75K_dldlt3K3.40344.72379.616mmKt1.2⑦計算模數(shù)、按齒根彎mmdl79.616mm2.513mmZ1243曲強度設(shè)計⑴確定各計算值①FE1520MPa,FE2380MPa②彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.85,KFN20.88③計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得小齒輪的彎曲疲勞安全系數(shù)為334.29Mpa大齒輪的彎曲疲勞系數(shù)為257.86Mpa4）計算在載荷系數(shù)K=KaKvKFaKFB=1.75X1.15X1X1.26=2.5365）查取齒形系數(shù)YFa1=2.65YFa2=2.286）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表（10-5）查得Ysa1=1.58Ysa2=1.83（2）設(shè)計計算帶入公式求得，m>1.61mm對比計算結(jié)果，由齒面的接觸的接觸疲勞強度計算的模數(shù)m>齒根強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲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，僅于齒輪直徑有關(guān)，可去彎曲疲勞強度模數(shù)2.513，就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm，接觸疲勞強度算得分度圓直徑為79.616mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1B/m=79.616/3=26.54=27Z2=3.2X27=84.9=85，取Z2=854.幾何尺寸計算（1）分度圓直徑d1=z1m=27X3=81mmd2=z2m=85X3=255mm（2）齒輪寬度b=1X81=81mm取B2=81mmB1=86mm齒輪的加工制造.齒輪的制造主要內(nèi)容包括確定齒輪毛皮制造方法、選擇齒輪的定位基準(zhǔn)。選擇吃配和吃面的加工方案、確定齒輪加工工藝過程。1、確定齒輪毛坯制造方法齒輪的毛坯形式有棒料。鍛件、鑄件三種選擇。鍛件用于強度高、耐磨性好、耐沖擊的齒輪。鍛件鍛后腰進行正火處理，消除鍛造應(yīng)力、改善晶粒組織和切削性能。2、選擇齒輪加工的定位基準(zhǔn)。（1）定位要求、①齒輪加工時的定位基準(zhǔn)應(yīng)可能的與裝配基準(zhǔn)、測量基準(zhǔn)相一致，以避免基準(zhǔn)不重合產(chǎn)生的誤差，符合基準(zhǔn)重合原則②在齒輪加工的整個過程中應(yīng)盡可能的采用相同的定位基準(zhǔn)詳細的加工過程的各個基準(zhǔn)序號123加工工序粗車精車A面粗車精車?40孔定位基準(zhǔn)A面圓C外圓面設(shè)備車床車床車床以心軸定位粗車外圓A面?40孔面C4不卸下心軸精車外圓A面?40孔面C、A面車床567滾齒（下文詳細設(shè)計）A面?40孔拉鍵槽檢驗圓C外圓面滾齒機拉床（2）滾齒機方案的選擇普通中小型滾齒機的性能特點：使用廣泛，產(chǎn)品型號多。只具備一般性能，如一次方框工作循環(huán)，可順切、逆切滾齒，滾刀自動竄刀，有車削速度和進給量的變換機構(gòu)，能做快速機動調(diào)整。多數(shù)為工作臺徑向移動的立式布局，少數(shù)有臥式布局。主要供各類機械加工和修理廠單件小批量生產(chǎn)使用。加工精度一般為6-7級。本工件可以采用滾齒加工方法加工齒輪齒面。滾齒機的型號：Y3150E（機械加工工藝師手冊表14-3P324）最大加工直徑X最大模數(shù)500x8滾刀工作臺最小中心距加工范圍工作臺尺寸級數(shù)范圍表面粗糙度等級重量外形尺寸漸開線齒輪滾刀的選擇：30齒寬250螺旋角55最少加工齒數(shù)6510mm9

40-2503.25-6-74.5t2439x1272x1770機械加工工藝裝備設(shè)計手冊341頁表2-170GB6083-85選擇滾刀型號m3AGB6083-85De=80mm,L=80mm,Z=14滾齒機的主運動傳動鏈:換置計算：兩端件：電動機滾刀主軸計算位移n電（r/min）n刀（r/min）運動平衡式1430刀28282880u^3———軸II-III間的可變傳動比;共三種：％=27%3；31/39；35/35；A/B——變速掛輪；三種A/B=22/44；33/33；44/22刀的轉(zhuǎn)速，計算uv，并決定u2-3的嚙合位置和A/B根據(jù)滾查表37-15機械加工工藝師手冊：fa=1.0mm/r查表37-18精切齒輪的切削速度單邊余量0.2,進給量1.0.,則查得切削速度為21m/min.n刀=取掛輪的為33/33.B滾齒機的展成運動傳動鏈傳動路線：421801000X21/nde=83.60r/minA當(dāng)u2-3=27/43時，應(yīng)取為33/33.BA合282856u1e20282828facbd172kz換置計算兩端件滾刀主軸（滾刀轉(zhuǎn)動）取掛輪的為33/33.B滾齒機的展成運動傳動鏈傳動路線：42180計算位移置公式：28acbdl72齒數(shù)在20-100范圍內(nèi)滾刀1(r)——工件K/Z(轉(zhuǎn))運動平衡式為合范成運動傳動鏈換2g56□1e20282828fxc=因機床掛輪kzuxacbdf24kez24a27bxd取e=36,f=362440x30所以分解的因數(shù)應(yīng)該在這個范圍內(nèi)。=2730X30所以a=40,b=30,c=30,d=30.進給傳動鏈：傳動路線：齒輪減速器設(shè)計畢業(yè)設(shè)計（說明書）題目：齒輪減速器設(shè)計姓名：XX學(xué)號：20122000566平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院2015年5月25=2730X30所以常安裝在電動機（或其他原動機）與工作機之間。作為一種重要的動力傳遞裝置，在機械化生產(chǎn)中起著不可替代的作用。減速器主要運用齒輪傳動裝置而實現(xiàn)運作。本設(shè)計簡述了帶式輸送機的動力傳遞裝置一二級直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計過程。主要包括傳動方案設(shè)計、電動機的選擇、V帶設(shè)計選擇、，齒輪傳動設(shè)計及軸的設(shè)計選擇和校核等。其間設(shè)計過程多次運用CAXA、CAD軟件設(shè)計繪制減速器裝配圖零件圖來優(yōu)化完整本設(shè)計，最終實現(xiàn)減速器的運動仿真并完成減速器的模擬設(shè)計。關(guān)鍵詞：減速器、傳動裝置、齒輪傳動目錄摘II目III第1章緒11.1書TOC\o"1-5"\h\z工作條件：原始數(shù)據(jù)...21.4設(shè)計內(nèi)容...21.5設(shè)計任務(wù)...21.6設(shè)計進度...21.7傳動方案的擬定2第2章電動機的選擇及計算32.1電動機類型的選擇：32.2選擇電動機容量：32.3選擇電動機的轉(zhuǎn)速42.4計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比42.5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)42.6各軸轉(zhuǎn)矩...5第3章傳動零件V帶的設(shè)計計算73.1確定計算功率73.2選擇V帶的型號73.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1dd273.4驗算V帶的速度73.5確定V帶的基準(zhǔn)長度Ld和實際中心距a73.6校驗小帶輪包角....M.M.M.M...........?.?.?.?定V帶根數(shù)Z83.8求初拉力F0及帶輪軸的壓力FQ93.9設(shè)計結(jié)果...9第4章齒輪傳動的設(shè)計計算104.1高速TOC\o"1-5"\h\z級齒輪傳動設(shè)計104.2低速級齒輪的設(shè)計12第5章軸的設(shè)計165.1I軸（輸入軸）的設(shè)計165.2II軸的設(shè)計215.3III軸（輸出軸）的設(shè)計27第6章TOC\o"1-5"\h\z鍵的選擇33第7章聯(lián)軸器的選擇34第8章減速器箱體設(shè)計35第9章潤滑油及密封36結(jié)37致謝38參考文獻39第1章緒論由于減速器是當(dāng)今世界上最常用的傳動裝置，所以世界各國都不斷的在改進它，尋求新的突破，降低其成本，提高其效率，擴大其應(yīng)用范圍。為了更好的適應(yīng)現(xiàn)代市場的需求，就必須運用計算機輔助設(shè)計技術(shù)解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，速度慢的問題。當(dāng)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。運用PROE、CAXA、AUTOCAD等軟件實現(xiàn)了二維、三維繪圖，通過這些軟件的三維設(shè)計功能優(yōu)化設(shè)計方案，實現(xiàn)減速器的運動仿真并完成減速器的模擬設(shè)計，使其布局更合理，便于對生產(chǎn)進行嚴(yán)格的分工與科學(xué)管理，實現(xiàn)機械化和自動化生產(chǎn)。使用期五年，小批量生產(chǎn)，運輸帶允許誤差+-5%。1.3原始數(shù)據(jù)運輸帶工作轉(zhuǎn)矩為：500Nm1.4設(shè)計內(nèi)容1）電動機的選擇與運動參數(shù)計算2）傳動裝置的設(shè)計計算3）軸的設(shè)計4）滾動軸承的選擇與校核5）鍵的選擇和校核6）聯(lián)軸器的選擇7）裝配圖、零件圖的繪制8）編寫設(shè)計計算說明書1.5設(shè)計任務(wù)1）減速器總裝配圖一張2）低速軸、悶蓋零件圖各一張3）設(shè)計說明書一份1.6設(shè)計進度1）第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2）第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3）第三階段：軸、軸承、鍵及聯(lián)軸器的校核及草圖繪制4）第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫1.7傳動方案的擬定由設(shè)計任務(wù)書知傳動類型為：二級直齒輪圓柱減速器。本傳動機構(gòu)的特點是：1）齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2）考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。第2章電動機的選擇及計算2.1電動機類型的選擇:Y系列三相異步電動機2.2選擇電動機容量：1）工作機所需功率PwPw=FV/1000=2222x2/1000=4.4kw（2.1）nw=60x1000V/nD=84.9r/min2）電動機輸出功率Pd考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為：Pd=Pw/n（2.2）試中n為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即na=nin23n32n4n5（2.3）=0.95x0.953x0.962x0.97x0.98=0.783；n1為V帶的效率,n2為第一對軸承的效率，n3為第二對軸承的效率，n4為第三對軸承的效率，n5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，閉式傳動，圓柱齒輪）。電動機的輸出功率為：Pd=Pw/n（2.4）=4.4/0.775=5.68kw3）確定電動機的額定功率P6d選定電動機的額定功率P6d=7.5kw2.3選擇電動機的轉(zhuǎn)速nw=84.9r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2?4,二級圓柱直齒輪減速器傳動比i=8?40,則總傳動比合理范圍為i=16?160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=ixn=(16?160)x84.9=1358.4?13584r/min。由于V帶的傳動比i=2?4級，二級圓柱輪減速器傳動比i=16?160則總傳動比合理范圍為i=16?160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=ixn=(16?160)x84.9=1358.4?13584r/min由以上數(shù)據(jù)查機械電子手冊所選定電動機型號為：Y2-132M-4PW=7.5KWn滿=1440r/minada12da2a2.4計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1)傳動裝置總傳動比i=n/n=1440/84.9(2.5)mw=16.692)分配各級傳動比i=i0xi1(2.6)式中i0,i1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=2.1,則減速器傳動比為i1=i/i0=16.69/2.3=7.37,根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i1=3.24，則i2=i/i1=2.25，由機械手冊查得傳動比合理。2.5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1)各軸轉(zhuǎn)速減速器高速級軸為I，中速軸II，低速級軸為m，滾筒軸為軸W，則：nl=nm/i0=1440/2.1=685.7r/minn=n/i=685.7/3.24=211.6r/minIII1nIII=nll/i2=211.6/2.25=90.0r/minnIV=nII=90.0r/min2)按電動機額定功率P6d計算各軸輸入功率PI=P6dxq1=7.5x0.95=7.125kWPII=PIxq2xn3=7.125x0.98x0.96=6.7kWPIII=PIIxn2xn3=6.7x0.98x0.96=6.3kWPIV=PIIIxn2xn4=6.3x0.98x0.97=5.99kW則各軸的輸出功率：PI=PIx0.95=6.77kWPII=PIIx0.98=6.57kWPIII=PIIIx0.96=6.04kWPIV=PIVx0.97=5.81kW2.6各軸轉(zhuǎn)矩TI=9550xPI/nI=9550x6.77/658.7N?mTII=9550xPII/nII=9550x6.57/211.6N?m=296.52N?mTIII=9550xPIII/nIII=9550x6.3/90.0N?m=668.5N?mTIV=9550xPIV/nIV=9550x5.99/90.0N?m=635.6N?m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表2-1表2-1運動和動力參數(shù)結(jié)果第3章傳動零件V帶的設(shè)計計算3.1確定計算功率Pc=KA?P額=127.5=9kw3.2選擇V帶的型號由PC的值和主動輪轉(zhuǎn)速，由此選取A型普通V帶3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1dd2由表選取dd1=120mm，且dd1=120mm〉dmin=112mm大帶輪基準(zhǔn)直徑為:dd2=dd1xnm/n1=120x1440/685.7=196.75mm參考機械設(shè)計手冊選取標(biāo)準(zhǔn)值dd2=200mm則實際傳動比i,i=dd2/dd1=200/120=1.67主動輪的轉(zhuǎn)速誤差率在±5%內(nèi)為允許值3.4驗算V帶的速度V=nxddlxnm/60x1000=3.14x120x1440/60000=9.04m/s在5?25m/s范圍內(nèi)3.5確定V帶的基準(zhǔn)長度Ld和實際中心距a按結(jié)構(gòu)設(shè)計要求初定中心距0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2)0.7x320<a<2x320224<a<640一般取a0=(1?1.2)d2=200?240所以初定中心距a0=220mmL0=2a0+n(dd1+dd2)/2+(dd2—dd1)2/4a0=2x220+nx(120+200)/2+(200-120)2/4x220=949.67mm由機械設(shè)計基礎(chǔ)課本表7-11選取基準(zhǔn)長度Ld=900mm實際中心距a為a=a0+(Ld-L0)/2(3.3)=276+(900—949.67)/2=251.165mm3.6校驗小帶輪包角a1a=180°-(dd2-dd1)/ax57.3°(3.4)=180°-[(230-100)/233.3]x57.3°=161.75°〉120°所以符合要求3.7確定V帶根數(shù)Z由機械設(shè)計基礎(chǔ)課本表7-4表選取單根V帶功率P0=2.1kw由機械設(shè)計基礎(chǔ)課本表7-4表選取修正功率AP0=0.17kw由機械設(shè)計基礎(chǔ)課本表7-12表選取修正系數(shù)Ka=0.95由機械設(shè)計基礎(chǔ)課本表7-11選取長度因數(shù)KL=0.87Z>Pc/[P0]=Pc/(P0+AP0)KaxKL=4.79(3.5)圓整得Z=53.8求初拉力F0及帶輪軸的壓力FQ查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表7-1表取得q=0.10kg/mF0=500xPd(2.5/Ka-1)/zxV+qV2=171.2N軸上壓力FQ為FQ=2xF0xzxsin(161.75°/2)(3.6)=2x171.2x5xsin(161.75°/2)=1677.76N3.9設(shè)計結(jié)果選用5根A-1120GB/T11544-1997的V帶中心距251.165mm軸上壓力1677.76N帶輪直徑200mm和120mm第4章齒輪傳動的設(shè)計計算4.1高速級齒輪傳動設(shè)計1)選擇齒輪材料、確定許用應(yīng)力查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》67頁表5-4，可知：高速級小齒輪選用45#鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220HBS；大齒輪選用45#鋼，軟齒面，正火熱處理，齒面硬度為200HBS。查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》72頁圖5-20、73頁圖5-21，分別可知：表4-1高速齒輪彎曲接觸疲勞極限由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》71頁表5-6查得：SH=1.1,SF=1.4故許用接觸應(yīng)力為[QH]1=QHlim1/SH=550/1.1=500MPa[QH]2=QHlim2/SH=540/1.1=490.9MPa[QF]1=QFlim1/SF=200/1.4=142.8MPa[QF]2=QFlim2/SF=190/1.4=135.7MPa許用彎曲應(yīng)力2)按接觸強度設(shè)計計算中心距(4.1)??；[QH]=[QH]2=490.^MPa高房級小輪轉(zhuǎn)矩"T1；；6T1=9.55x10x7.1/685.7=98.9N?m(4.2)取齒寬系數(shù)ig=u=3.24由于原動機為電動機，平穩(wěn)輕微沖擊，支撐不對稱布置，故選8級精度，《機械設(shè)計基礎(chǔ)》69頁表5-5查得：選K=1.1初算中心距ac=143.16mm3)確定基本參數(shù)，計算主要尺寸a(3.241)(33521.1989000)143.16490.90.43.24(1)選擇齒數(shù)：取Z1=30，則Z2=uZ1=3.24,取Z2=98注：實際傳動比i實=Z2/Z1=3.27,傳動比誤差：△t=3.37-3.24/.24=100%(2)確定模數(shù)：由公式a=m(Z1+Z2/2)可得m=2.25,查表取m1=2.5(3)確定中心距：a=m(Z1+Z2)/2=2.5x(30+98/2)=160mm(4)計算齒寬：b=Qaa=0.4x160=64mm,取b1=67mm,b2=61mm。(5)兩輪的分度圓直徑：d1=Z1m=75mm,d2=Z2m245mm校核彎曲強度：QF1=2KT1YFS1/bm2Z1,QF2=2KT2YFS2/bm2Z2由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》71頁圖5-19查得：YFS1=4.1,YFS2=3.8代入上式得：QF1=2x1.1x2.7x103x4.2/73x32x28=135.6MPa〈[QF]1=142.08MPaQF2=2x1.1x2.7x103x3.8/73x32x28=122.7MPa〈[QF]2=142.8MPa彎曲強度滿足。4.2低速級齒輪的設(shè)計1)選擇齒輪材料、確定許用應(yīng)力查吉林大學(xué)出版社出版的《機械設(shè)計基礎(chǔ)》67頁表5-4，可知：低速級小齒輪選用45#鋼，軟齒面漸開線直齒輪，調(diào)質(zhì)熱處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪選用45#鋼，軟齒面，正火熱處理，齒面硬度為200HBS。查吉林大學(xué)出版社出版的《機械設(shè)計基礎(chǔ)》72頁圖5-20、73頁圖5-21，分別可知：由吉林大學(xué)出版社出版的《機械設(shè)計基礎(chǔ)》71頁表5-6查得：SH=1.0,SF=1.3故許用接觸應(yīng)力[QH]3=Qhlim3/SH=550/1.0=550Mpa[QH]4=Qhlim4/SH=540/1.0=540MPa許用彎曲應(yīng)力[QF]3=Qflim3/SF=190/1?3=146?15MPa[QF]4=Qflim4/SF=180/1.3=138.46MPa按接觸強度設(shè)計計算中心距??；[QH]=[QH]4=540MPa低速級小輪轉(zhuǎn)矩T22(4.4)T2=9.55x106x6a7/211.6=3.03x10mm5取齒寬系數(shù)id=u=2.25由于原動機為電動機，平穩(wěn)微沖擊支持不對稱布置，故選級7精度由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》69頁表5-5選。將以上數(shù)據(jù)*1入得O335113?初算中心距ac=170mm2)確定基本參數(shù)，計算主要尺寸2；(1))選擇齒數(shù)：取Z3=27，則Z4=Uz3=2.2527=60.75,取Z4=61。(2)確定模數(shù)：由公式a=(Z3+Z4/2)可得m=3.86,(在此取a=ac=170)。由吉林大學(xué)出版社出版的《機械設(shè)計基礎(chǔ)》57頁表5-1查得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m2=4(3)確定中心距：a=(Z3+Z4/2)=4(27+61/2)=176mm(4)計算齒寬：b=Qaa=0.4x176=71mm，取B3=67mm，b4=75mm(5)兩輪的分度圓直徑：d3=Z3m=108mm,d4=Z4m=224mm（6）校核彎曲強度：QF3=2KT2YFS3/bm2Z3,QF2=2KT2YFS4/bm2Z3由吉林大學(xué)出版社出版的《機械設(shè)計基礎(chǔ)》71頁圖5-19查得：YFS3=4.2,YFS4=4.0代入上式QF3=2x1.1x3.03x105x4.2/71x42x27=91.27MPa〈[QF]3QF4=2x1.1x3.03x105x4.0/71x42x27=86.9MPa〈[QF]4彎曲強度滿足。表4-3齒輪的參數(shù)表第5章軸的設(shè)計5.1I軸（輸入軸）的設(shè)計1）初定I軸的最小直徑選定I軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設(shè)計手冊》查得：A=120（以下軸均取此值）初步確定軸的最小端直徑考慮到軸端有鍵槽，軸徑應(yīng)增dminApl7.12512025.8nl685.7大取d=2612）軸上零件的定位、固定和裝配二級減速器中可將高速齒輪安排在箱體右側(cè)，相對于軸承不對稱分布，齒輪左側(cè)由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。軸承分別以軸肩和套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段1：已知軸的最小端直徑d1=26，查《機械設(shè)計手冊》可知：15N/15J型輪槽的帶輪總寬度寬度lmin=fminx8初定軸段1長度11=130因為h=（0.07~0.1）d，所以無特殊說明以下各軸段軸肩均按5mm擴大。注：軸的直徑應(yīng)按2h擴大。軸段2：軸段2處為安裝軸承端蓋的位置，為滿足帶輪軸向定位要求，1軸段右端需為軸肩，故取軸段2的直徑d2=31取l2=30mm。軸段3：軸段3處安裝軸承，因為軸承內(nèi)徑要與軸段3直徑保持致且軸段2右端有一軸肩，查《機械設(shè)計手冊》選型號為6009的滾動軸承，基本兒何尺寸為dxDxB=45x75x16，基本額定動載荷Cr=21,基本額定靜載荷Cor=14.8,da=51mm,da=69，故，取到d3=41,i3=B=16軸段4：因為6009型軸d3=41,取d4=51mm，考慮到低速級小齒輪3的齒寬b3=67高速軸大齒輪與低速軸小齒輪間應(yīng)留有一定空間，齒輪左端面應(yīng)與箱體留有一定的空間，則取14=80。軸段5：齒輪左端用軸肩固定，則：取d5=61,15=1.4h,取15=10mm軸段6：軸段6上安裝齒輪，初定d6=d4=51,齒輪右端采用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊，軸段6的長度應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同,已知齒寬b1=67,故取16=65。軸段7：軸段7與軸段3為安裝軸承位置，故d3=d7=41,13=17=164)軸的簡易結(jié)構(gòu)布置圖如下：軸段1軸段2軸段3軸段4軸段5軸段6軸段7圖5-1I軸5)1軸的受力分析及彎矩、扭矩計算圖5-2I軸的受力分析取齒輪齒寬的中間、軸承寬中點為受力點，則：(1)求作用在齒輪上的力2TI20.98105Ft(力點，則：(1)求作用在齒輪上的力2TI20.98105Ft(2613Ndl755.113168mm,2lL23式中TI-高速軸輸入轉(zhuǎn)矩；dI—高速軸上小齒輪1的分度圓14156130.5mm22lIL36740.5mm2Ll1112直徑。式中?直齒輪F壓力31角,94直6齒輪的c螺旋角°20（2）計算支承反力根據(jù)平面平行方程式可求：在水平面（3面）上：FAHFtL3263140.5623NL2L3130.5^40.5^——r在垂直面(V面)上：FBHFtFAH26316232008NMB0,FAVFrL3947.1640.5224N12L3130.540.5,支承力MB0,FAVFrL3947.1640.5224N12L3130.540.5,支承力FBVF「FAV947.16224723N(）計算彎矩FAFAHFAV50176662N22水平面（H面）彎矩:FBFBHFBV40320645227292134N22MAHFBFBHFBV40320645227292134N22MAHFAHL2723130.594351N.mm94N.m垂直面（V面）彎矩:MBHFBHL3200840.581324N.mm81N.mMAVFAVL2224130.529232N.mm29N.m人皿*十合成彎矩MBVFBVL372340.529281N.mm29N.m22MAMAHMAV94351292329756621N.mm97N.m22z、(4)計算丑矩BHMBV813242）2作受力、彎矩、扭矩臥圖冕I軸受力、彎矩、扭矩圖）按彎、扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處承受最大彎矩和扭矩，并且有應(yīng)力集中，故c截面為危險截面，因為Ma=Mb；校核哪一側(cè)結(jié)果相同，在此以MB為主。當(dāng)量轉(zhuǎn)矩：若認(rèn)為軸的扭切應(yīng)力是脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取校正喋數(shù)H,帶入上式可得0,62軸的強度條竄MB：T19620.698.9也N.m22eMeMelbW0.1d3（5.4）式中，W-軸的抗彎截面系數(shù)，mm3；d-該軸段的直徑；—軸的需用彎曲應(yīng)力；因為軸的材料為45#優(yōu)質(zhì)碳素鋼，lb調(diào)質(zhì)處理。由吉林大學(xué)出版社出版的《機械設(shè)計，則650N/mmblbMeMel.13足！計基礎(chǔ)》164頁表9-1、171lb處2頁表9-35r得:33W0.1d0.165，滿徑103算e危52險截面軸的直(5.5)由dMell3103325.9mm0.1IbO.ld6=51mm>25.9mm可知：I軸設(shè)計合格。655.2II軸的設(shè)計1）選擇軸的材料選定II軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由《機械設(shè)計手冊》第四版第二卷表6-1-19查得：A=115（以下軸均取此值）2）初步確定軸的最小端直徑（5.6）考慮到軸端dminAP6.711536mmn211.6有鍵槽，軸徑應(yīng)增大4%~5%，??；3）軸上零件的定位、dl47mm固定和裝配二級減速器中可將高速齒輪安排在箱體右側(cè)，相對于軸承不對稱分布，齒輪左側(cè)由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。軸承分別以軸肩和套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。(1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。軸段1：軸段1為安裝軸承位置，因為d1=37mm，查《機械工程師電子手冊》初選型號為6008的滾動軸承，基本幾何尺寸為dxDxB=40x68x15，基本額定動載荷Cr=17KN，基本額定靜載荷Cor=11.8KN,,da=46mmDa=62mm,所以，取l1=15mm；軸段2：因為軸肩h=(0.07~0.1)d，所以無特殊說明以下各軸段直徑均按5mm擴大，直徑擴大2h。故，取d2=42，齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上，軸段2的長度l2應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b2=61mm，故，取l2=60mm。軸段3：D3=42,,取l3=10mm;軸段4：軸段4為安裝低速級小齒輪3的位置，齒輪3右端用軸肩固定，左端用套筒固定。取D4=d2=42，為使套筒端面在齒輪3的右端面上，即靠緊，軸段4的長度l4應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b3=67mm，故，取l4=70mm。軸段5：軸段5為安裝另一軸承的位置，故d5=d1=37mm，l5=l1=15mm表5-2II軸各軸段長度直徑數(shù)據(jù)II軸的簡易結(jié)構(gòu)布置圖如

下：軸段5軸段4軸段3軸段2軸段1圖5-4II軸的簡易結(jié)構(gòu)布置（2）II軸的受力分析及彎矩、扭矩計算II軸的受力分析圖如下：圖5-5II軸的受力分析（3）LIII12III37.5mm,L2213475mm,L33440mm2222求作用在齒輪上的力高速大齒輪2:（5.7）2TII23.03105Ft22473Nd2245式中TII是II軸輸入轉(zhuǎn)矩；dII是II軸上大齒輪2的分度圓直徑。（5.8）/（5.8）/、00（5.9）切直齒輪。壓力角直齒輪的螺旋角020cosO低速級小齒輪％::Fa2Ft2ta2TII23.03105Ft35611Nd3108tantan200Fr3Ft35611（4）計算支承反力：根據(jù)平面平行力系平衡方程可求：。在水平面（h面）上：FAHF2L3F3(L2F2L3F3(L2L3)24734056111154879NL1L2L337.5在垂直面(V面)上:F2F3FAH247356”48793205MB0,FAVF2L3F3(L2L3)1776NL1L2L3(5.10)總支承反力：FBVF23FAV1116N（5）計算彎矩:在水平面帶面）上：齒輪3處BFBHFBV339422齒輪2處：M3HFAHL1487在垂直面搟面）?上：齒小M2HFBHL3320540128Nm?小FBVF23FAV1116N（5）計算彎矩:在水M2VFBVL311164045Nm

合成彎矩M3VFAVL1177637.567Nm（6）計騷矩2HM2V136NmM3M3H（7）乍受力、彎矩22扭矩圖圖5-6II軸受力、彎矩、3扭矩圖（4）按彎、扭合成應(yīng)力校核軸的強度若軸的扭切應(yīng)力是脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取校正系數(shù)MeM，帶入上式可得因為軸的材料為45#優(yōu)質(zhì)碳素鋼，調(diào)質(zhì)處理。爵303267N.m222計算危險截面處軸的直徑lb可知：II軸設(shè)由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》164頁表9-計算危險截面處軸的直徑lb可知：II軸設(shè)650N/mml71由dMe35.4mmO.llb(5.11)d442mm35.4mm計合格。5.3III軸（輸出軸）的設(shè)計1）選擇軸的材料選定III軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理2）初步確定III軸的最小端直徑由《機械設(shè)計手冊》第四版第二卷表6-1-19查得A=115（以下軸均取此值初定，d1=47mm；（5.12）3））dlllminAPIII6.3115347.3mmnlll90軸上零件的定位、固定和裝配雙級減速器中可將高速齒輪安排在箱體右側(cè)，相對于軸承不對稱分布，齒輪左側(cè)由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。軸承分別以軸肩和套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。4)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段1：因為軸段1處為安裝軸承位置，軸段1的直徑應(yīng)與軸承內(nèi)徑保持一致且實現(xiàn)過盈配；查《機械工程師電子手冊》初選型號為6010的滾動軸承，基本幾何尺寸為dxDxBx50x80x16，基本額定動載荷Cr=22，基本額定靜Cor=16.2,Da=74?。籨1=d=50,l1=b=16軸段2：軸段2為安裝低速級大齒輪4的位置，因為軸肩h=(0.07~0.1)d，所以無特殊說明以下各軸段直徑均按5mm擴大，直徑擴大2h,故d2=57，取齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊，軸段2的長度12應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知低速級大齒輪4的齒寬b4=75mm，故取12=70；軸段3：因為軸段2右端應(yīng)設(shè)一軸肩用來固定齒輪4的軸向運動，故取軸段3處直徑d3=67,l3=1.4,h=9.38,取13=10軸段4：取d4=d2=57;因為高速級大齒輪2的齒寬b2=61;安裝軸承時為了避免軸承與齒輪2碰撞且該軸承與箱體應(yīng)留有一定空間，故，取14=65;軸段5：軸段5為安裝另一軸承的位置，故取d5=d1=47,l5=l1=16軸段6：軸段6處為安裝軸承端蓋位置，軸段6左端應(yīng)為軸肩，故，d6=37,l6=30在此l6與I軸的軸段2的長度保持一致。軸段7：軸段7為安裝聯(lián)軸器的位置，為滿足聯(lián)軸器的軸向固定，軸承7左端應(yīng)設(shè)一軸肩，故取d7=27初定l7=110。表5-3III軸各軸段長度直徑數(shù)據(jù)5)III軸的簡易結(jié)構(gòu)布置圖如下:圖5-7III軸的簡易結(jié)構(gòu)布置圖6)III軸的受力分析及彎矩、扭矩計算III軸的受力分析圖如下：圖5-8III軸的受力分析取齒輪齒寬軸承寬中點為受力點II1243mm,2IIL2213II1243mm,2IIL2213）求作145用118mm22IL35在齒輪1617148mm上的力2L172TIII26.685105Ft5954NdlV224tantan200FrFt5954）計算支承反力在水平面2167NOcoscosOFaFttan=31610、08（H面）FAHFtL259541關(guān)4364NUL243118FBHFtFAH5954在垂直面（V面）上：43641590NMB0,FAVFrL221671181588NL1L243118十r總支承力：（5.13）FBVFrFAV21671558609N）計算彎矩2FAFAHFAV4364215884644N22十9=,=、★十水平面（H面）彎矩：FBFBHFBV260921703N22MAHFAHL1436443187652曾直面N眇嚅）B彎2矩59：118187620N.mm188N.mMAVFAVL115884368284N.mm68N.m人工計十合成彎矩MBVFBVL260911871862N.mm72N.m)計算扭22MAMAHMAV68284199689N.mm200N.m矩：MBH謖何(蹄受力20彎矩N.扭矩圖。圖貯殆On】軸受力2彎矩、、扭矩(2)按彎、扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處承受最大彎矩和扭矩，并且有應(yīng)力集中，故c截面為危

險截面，因為；校核哪一側(cè)結(jié)果相同，在此以MB)計算扭當(dāng)量轉(zhuǎn)矩:：〃MB若認(rèn)為軸的扭切應(yīng)力是脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取Me(5.14)校正系數(shù)，帶入上式可得(5.15)因為軸的材料為45#優(yōu)質(zhì)碳素鋼，調(diào)質(zhì)處理。由吉林大學(xué)出版社出版的《機械設(shè)計基礎(chǔ)》TIII22lb60mpa的直徑Me現(xiàn)Till2Q