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1、由题目所知传动机构类型为：圆锥圆柱两级齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动 机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆锥圆柱齿轮进行传动，宽度尺寸较小，但锥齿 轮加工比圆柱齿轮困难，一般置于高速级，以减小其直径和模数。5. 总转动比6. 分配传动 比7. 计算传动 装置的运动 和动力参数8. 各轴输入 功率选用的Y系列电动机YB2M-8,其满载转速令I轴：II轴：III 轴：工作轴I轴：II轴：i设计内容计算及说明结果III 轴:工作轴：9.各轴输 入转矩 I轴:II轴:III 轴:工作轴:电动机输出转矩:1.直齿圆 柱齿轮的 设计3. 齿面接 触强度设 计4. 确定公
2、式内各计 算数值二，传动零件的设计计算1. 选定直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮材料为40Gr（调质）， 硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为 240HBS,二者材料硬度相差40HBS。2. 选小齿轮齿数，大齿轮齿数1）选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩3）由表10-7取得齿宽系数4）有表10-6查得材料的弹性影响系数2计算1）试算小齿 轮分度圆直径，代入中较小 的值5）有图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限6）由式10-13计算应力循环次数，7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1 由
3、式10-12得N2）计算圆周速度3）计算齿宽b4）计算齿宽与齿高之比5）计算载荷系数模数齿高根据，8级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法杳得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，由，査图10-13得故载荷系数b = 63.50mm m 二 2.646mmh = 5.95 mm6）按实际 的载荷系 数校所算d二 65.85mm得的分度圆直径，由式 10-10a得7）计算模m = 2.74数m3.按齿根弯曲强度计算的设计公式为4.确定公1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限式内的各计算数值大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命
4、系数5.计算弯曲疲劳许取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得；用应力 = 217.86MPaF 15 = 252.43MPaF 2计算载荷系数k 二 1.377查取齿形系数由表10-5查得查取应力校正系数由表10-5查得计算大小齿轮的并加以比较Y6.设计计 算m 2.1标准值m=2.5mm,按接触强度计算的分度圆直径大齿轮的数值大对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数主要取决于弯曲疲劳所决定的 承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关 即模数和齿数的乘积，可由弯曲强度算得的模数2.09并就近元稹算出小齿轮齿数7.几何尺寸计算
5、1）计算分度圆直径d 二 67.5mm1d 二 225mm2a = 146.25 mm2）计算中心距大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯 曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3）计算齿轮宽度二，选第一级传动的1选轴夹角为90度的直齿圆锥齿轮小齿轮材料为40（调质），硬度为钢（调质），硬度为240HBS,二者材料2.选小齿轮的齿数8.按齿面 接触强度 设计由设计计算公式1)试选载荷系数2)计算小齿轮传递的转矩大齿轮齿数mmT = 3.215 x 104N -13）最常用的值，齿宽系数4）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接
6、触疲劳强度极限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为6）由式10-13计算应力循环次数N = 3.067 xl09 N - mm19计算7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1)试验算小齿轮分度圆直径2)计算齿宽，安全系数55 = 618.75MPaH 2(10-中较小的值。3)计算齿宽与齿高之比模数齿高4)计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得5)齿间载荷分配系数可按下试计算6)由表10-9中查得取轴承系数故载荷系数5 二 648MPaH 1d 48.318mm1tb = 31.254mmm 二 2.103
7、mmth = 4.53 mmk 二 2.06310.按齿根 弯曲强度 设计1）确定公 式内的各 计算数值7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a） 得8）计算模数弯曲强度的设计公式为由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限552）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由式（10-12）得 vKS4）计算载荷系数k5）查取齿形系数由表10-5查得：6）查取应力校正系数由表10-5查取d 二 56.36mm1m = 1.79 mm5 = 328.57MPaF 15 = 257.86MPaF 2k 二 2.0637）
8、计算大，小齿轮的，并加以比较Y大齿轮的数值大9）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数 疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数m大小主要 度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所2 于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可模数1.26并就圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径 1.1F根弯曲 曲疲劳强 2能力，反 强度算得的算出小齿轮齿数Z 二 251Z 二 942大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足 了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。11.几何计算1）计算分度圆直径d 二 50mm1d 二 188mm23）计算中心距a = 177.75 mmd 二
9、14.99mmmin2.轴的结1）拟定轴上零件的装配方案 构设计1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-11轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径=24mm;半联轴器与轴配合的孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比 略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用， 故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 =24mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208,其径差13m m,因此取1. I轴的校核。3）取安装齿轮处的轴段，为了可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮穀宽度，故取Uus右
10、端轴径仅是 起定位和固定作用muuiilllll!恫恤 11并不豪亦不对上零径变小,可；而间采用套筒定位。已知齿轮轮穀的宽度为.UJ 十fr卉”,川Hilllllllliih.M = 354N - mHM = 366N - m1.已知轴的弯矩和扭 径可能不足的截面，算应力。2.通常由弯矩所产生的弯曲应力称循环环变应力而由扭矩所产取时，取odO生的，扭转切应力，则常常不 应力特性不同的影响，引d;若扭转切应力亦为对称循环变应力为脉口扭矩）而轴三强度理论，计尔循环应力，为了考虑两者循环,则计算应力为口系数;若扭转切应力亦为对5称循环变应力时，取对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，扭转切应力,J和 代入
11、式，则轴的扭合成强度条件为选用 安全。5ca2.轴承I的校核caFr1vFr 2vF二 632.23N= -192 N二1929N如图附页C所示:F 二 F tand cos5 二 439.838Nr1T1F 二 F tan d sin 5 二 121.14Nalt1F x165 - F x -F二 632.23Nr1v110F 二 F - F =-192Nr 2vrer1v1 AVF 二-F 二 1929N r1H 110 te3. II轴的F二 f 二 634.37 N 2YF=y 二 213.125N 2YF2.求两轴的计算轴对于30205型车F = 634.37NdiF = F - F = 654Nr 2 HterlHF =、 _TF2二 20r1r1vr1HF = ，: F 2+ F 2r 2、 r 2 v因为F + F F 所以轴承1被放松，轴承2被压紧aed 2d 1所以 F = F = 637.37Na1d 1F = F - Fa 2d 1ae=513N4求轴承当量载荷q和F F= 0.31 eFFr1a 2对轴承1, X = 1
