第一篇：二級減速器開題報告

課程設計開題報告

題目：二級圓柱齒輪減速器設計

姓名： 學號： 專業年級：

指導教師：

二○一四年十月七日

一、選題的依據及意義：

隨著社會的發展和人民生活水平的提高，人們對產品的需求是多樣化的，這就決定了未來的生產方式趨向多品種、小批量。在各行各業中十分廣泛地使用著齒輪減速器，它是一種不可缺少的機械傳動裝置.它是機械設備的重要組成部分和核心部件。目前，國內各類通用減速器的標準系列已達數百個，基本可滿足各行業對通用減速器的需求。國內減速器行業重點骨干企業的產品品種、規格及參數覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已達到國外先進工業國家同類產品水平，承擔起為國民經濟各行業提供傳動裝置配套的重任，部分產品還出口至歐美及東南亞地區，推動了中國裝配制造業發展。

圓柱齒輪減速器是一種使用非常廣泛的機械傳動裝置。減速器是用于原動機與工作機之間的獨立的傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要。在現代機械中應用極為廣泛，具有品種多、批量小、更新換代快的特點。目前生產的各種類型的減速器還存在著體積大、重量重、承載能力低、成本高和使用壽命短等問題，與國外先進產品相比還有較大的差距。對減速器進行優化設計，選擇最佳參數是提高承載能力、減輕重量和降低成本等各項指標的一種重要途徑。目的： 通過設計熟悉機器的具體操作，增強感性認識和社會適應能力，進一步鞏固、深化已學過的理論知識，提高綜合運用所學知識發現問題、解決問題的能力。學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。對所學技能的訓練，例如：計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，運用標準和規范等。學會利用多種手段(工具)解決問題，如：在本設計中可選擇CAD等制圖工具。了解減速器內部齒輪間的傳動關系。意義： 通過設計，培養學生理論聯系實際的工作作風，提高分析問題、解決問題的獨立工作能力；通過實習，加深學生對專業的理解和認識，為進一步開拓專業知識創造條件，鍛煉動手動腦能力，通過實踐運用鞏固了所學知識，加深了解其基本原理

二、國內外研究概況及發展趨勢（含文獻綜述）：

1、國外減速器技術發展簡況

齒輪減速器在各行各業中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。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。最近報導，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。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。因此，除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創新，平動齒輪傳動原理的出現就是一例。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。

目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫療、生物工程、機器人等領域中，微型發動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發動機的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。

2、國內減速器技術發展簡況

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。國內使用的大型減速器(500kw以上)，多從國外(如丹麥、德國等)進口，花去不少的外匯。60年代開始生產的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優點?。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內出現的三環(齒輪)減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積(或重量)比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的“內平動齒輪減速器”不僅具有三環減速器的優點外，還有著大的功率/重量(或體積)比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優點，處于國內領先地位。國內有少數高等學校和廠礦企業對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。

二、平動齒輪減速器工作原理簡介,平動齒輪減速器是指一對齒輪傳動中，一個齒輪在平動發生器的驅動下作平面平行運動，通過齒廓間的嚙合，驅動另一個齒輪作定軸減速轉動，實現減速傳動的作用。平動發生器可采用平行四邊形機構，或正弦機構或十字滑塊機構。本成果采用平行四邊形機構作為平動發生器。平動發生器可以是虛擬的采用平行四邊形機構，也可以是實體的采用平行四邊形機構。有實用價值的平動齒輪機構為內嚙合齒輪機構，因此又可以分為內齒輪作平動運動和外齒輪作平動運動兩種情況。外平動齒輪減速機構，其內齒輪作平動運動，驅動外齒輪并作減速轉動輸出。該機構亦稱三環(齒輪)減速器。由于內齒輪作平動，兩曲柄中心設置在內齒輪的齒圈外部，故其尺寸不緊湊，不能解決體積較大的問題。?內平動齒輪減速，其外齒輪作平動運動，驅動內齒輪作減速轉動輸出。由于外齒輪作平動，兩曲柄中心能設置在外齒輪的齒圈內部，大大減少了機構整體尺寸。由于內平動齒輪機構傳動效率高、體積小、輸入輸出同軸線，故由廣泛的應用前景。?

三、本項目的技術特點與關鍵技術? 1.本項目的技術特點,本新型的“內平動齒輪減速器”與國內外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點：(1)傳動比范圍大，自I=10起，最大可達幾千。若制作成大傳動比的減速器，則更顯示出本減速器的優點。(2)傳遞功率范圍大：并可與電動機聯成一體制造。(3)結構簡單、體積小、重量輕。比現有的齒輪減速器減少1/3左右。(4)機械效率高。嚙合效率大于95%，整機效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。(5)本減速器的輸入軸和輸出軸是在同一軸線上

三、研究內容及實驗方案：

研究內容：

1.采用復合形法，以體積最小為目標進行減速器優化設計；

2.與常規設計結果進行比較分析；

3.繪制減速器裝配圖及主要零件圖。

實驗方案：

1.收集有關資料寫開題報告

2.以減速器體積最小為目標函數建立優化設計的數學模型

3．采用復合型法編寫優化設計程序、計算

4.計算減速器各項尺寸，并進行結果分析

5.運用OUT-CAD繪制減速器裝配圖及主要零件圖

6.撰寫設計總結

四、目標、主要特色及工作進度

目標：本課題以減速器體積最小為目標函數，設計減速器的最優參數，繪制減速器裝配圖及主要零件圖。

主要特色：減速器體積小，重量輕，承載能力提高，降低成本 工作安排：

1.收集資料、開題報告、外文翻譯

2.建立優化設計的數學模型

3．編寫優化設計程序、計算

4.減速器常規設計計算、結果分析

5.繪制減速器裝配圖及主要零件圖

6.撰寫設計總結

7.答辯準備及論文答辯

五、預期結果

1、一份減速器設計任務書；

2、一減速器設計說明說；

3、一張減速器裝配圖；

六、參考文獻

【1】璞良貴，紀名剛主編.機械設計.第八版.北京：高等教育出版社

【2】唐增寶 常建娥主編.機械設計課程設計.第4版武漢：華中科技大學出版社 【3】孫靖民主編.機械優化設計.第三版.北京：機械工業出版社 【4】王昆等主編.機械設計課程設計手冊.北京：機械工業出版社 【5】楊黎明主編.機械零件設計手冊.北京：國防工業出版社

第二篇：二級減速器課程設計

目 錄

一．設計任務書……………………………………………………1 二．傳動方案的擬定及說明………………………………………3 三．電動機的選擇…………………………………………………3 四．計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………4 五．傳動件的設計計算……………………………………………5 六．軸的設計計算…………………………………………………14 七．滾動軸承的選擇及計算………………………………………26 八．箱體內鍵聯接的選擇及校核計算……………………………27 九．連軸器的選擇…………………………………………………27 十．箱體的結構設計………………………………………………29

十一、減速器附件的選擇……………………………………………30

十二、潤滑與密封……………………………………………………31

十三、設計小結………………………………………………………32

十四、參考資料………………………………………………………33

第三篇：圓柱齒輪減速器設計開題報告

一、選題的依據及意義：

齒輪減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。其特點是減速電機和大型減速機的結合。無須聯軸器和適配器，結構緊湊。負載分布在行星齒輪上，因而承載能力比一般斜齒輪減速機高。滿足小空間高扭矩輸出的需要。廣泛應用于大型礦山，鋼鐵，化工，港口，環保等領域。與K、R系列組合能得到更大速比。按照齒形分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓柱—圓錐齒輪減速器;二級圓柱齒輪減速器就是按其分類來命名的。圓柱齒輪減速器的設計是按傳統方法進行的。設計人員按照各種資料、文獻提供的數據，結合自己的設計實驗，并對已有減速器做一番對比，初步定出一個設計方案，然后對這個方案進行一些驗算，如果驗算通過了，方案便被肯定了。顯然，這個方案是可采用的。但這往往使設計的減速器有很大的尺寸富余量，造成財力、物力和人力的極大浪費。因此，優化圓柱齒輪減速器勢在必行。

圓柱齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩和傳動效率高等優點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的圓柱齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優點。圓柱齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中；這些功用對于現代機械傳動發展有著重要意義。因此，圓柱齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業部門均獲得了廣泛的應用。對這種減速器進行優化設計，必將獲得可觀的經濟效益。

選做這個畢業設計，一方面對于減速器的內部結構和工作原理也有一定的了解和基礎，其次通過對圓柱齒輪減速器這一畢業課題設計可以鞏固我大學4年來所學的專業知識，對于我也是一種檢驗?？梢匀鏅z驗我大學所學的知識是否全面，是否能靈活運用到實際生活工作中。在做的過程中我還可以不斷學習和拓寬視野和思路，做到理論與實際相結合的運用。最重要的是對于即將離校走向社會的我是一種挑戰，培養我獨立思考，樹立全局觀念，為以后的我奠定堅實的基礎。

二、國內外研究概況及發展趨勢（含文獻綜述）：

隨著時代進步，科技與時俱進，對于齒輪的傳動越來越多的科技因素在起 著主導地位。世界上一些工業發達國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對齒輪傳動的應用，生產和研究都十分重視，在結構優化、傳動性能，傳動功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位，并出現一些新型的圓柱傳動技術，如封閉圓柱齒輪傳動、圓柱齒輪變速傳動和微型圓柱齒輪傳動等早已在現代化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。圓柱齒輪傳動在我國已有了許多年的發展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對圓柱齒輪傳動進行了較深入、系統的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就，并獲得了許多的研究成果。

近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發展，我國已從世界上許多工業發達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創新地努力奮進，使我國的齒輪傳動技術有了迅速的發展。國內減速器行業重點骨干企業的產品品種、規格及參數覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已達到國外先進工業國家同類產品水平。縱觀國內減速器行業的現狀，為保持行業的健康可持續發展在充分肯定行業不斷發展、進步的同時，更應看到存在的問題，并積極研究對策，采取措施，力爭在較短時間內能有所進展。目前，同外減速器行業存在的比較突出的問題是，行業整體新產品開發能力弱、工藝創新及管理水平低，企業管理方式較為粗放，相當比例的產品仍為中低檔次、缺乏有國際影響力的產品品牌、行業整體散、亂情況依然較為嚴重。基于此，推進行業優勢企業間的購并、整合，盡快形成有著一定的市場影響力的品牌、有較大規模的和實力、有較強產品研發和技術支持能力的這樣若干個集團型企業，如此放能在與國外同行的競爭中保持一定的優勢并不斷得以發展。

國內減速器行業重點骨干企業的產品品種、規格及參數覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已達到國外先進工業國家同類產品水平，完全可承擔起為國民經濟各行業提供傳動裝置配套的重任，部分產品還出口至歐美及東南亞地區。

目前，國內各類通用減速器的標準系列已達數百個，基本可滿足各行業對通用減速器的需求。在第一代通用硬齒面齒輪減速器及圓弧圓柱蝸桿減速器系列產 2 品的基礎上，由西安重型機械研究落開發并完成標準化的新一代圓柱及圓錐——圓柱齒輪減速器及圓弧圓柱蝸桿減速器業已投方市場。新一代減速器的突出特點為不僅在產品性能參數上進一步進行于優化，而且在系列設計上完全遵從模塊化的設計原則，產品造型更加美觀，更宜于組織批量生產，更適應現代工業不斷發展而對基礎件產品提出的愈來愈高的配套要求。此外，南京高精齒輪股份有限公司也推動了PR系列的模塊式齒輪減速器系列產品。但總體而言，國內同外減速器系列產品的開發及更新工作近幾年進展緩慢，與國外同行在此方面的差距有拉大的趨勢。而且與市場的需求也很不適應，西安重型機械研究所及國內其他單位今年已著手開始這方面的開發級標準化工作。

在通用減速器的制造方面，國內目前生產廠家數目眾多，如對各種類型的圓柱齒輪機圓錐——圓柱齒輪或者齒輪——蝸桿減速器系列產品，國內主要廠家有南京高精齒輪股份有限公司、寧波東力傳動設備有限公司、江陰齒輪箱制造有限公司、江蘇泰星減速器有限公司、江蘇金象減速機有限公司、山西平遙減速機廠等。對象蝸桿減速器，目前國內主要生產圓弧圓柱蝸桿減速器、錐面包絡圓柱蝸桿減速器、平面二次包絡環面蝸桿減速器等多種類型，主要生產廠家有江蘇金象減速機有限公司、首鋼機械制造公司、杭州減機廠、杭州萬杰減速劑有限公司、天津萬新減速機廠、上海浦江減速機有限公司等，對各種通用圓柱齒輪減速器、包括標準的NGW系列圓柱齒輪減速器，也包括各類回轉圓柱減速器及封閉式圓柱齒輪檢錄其等，主要生產廠家有荊州巨鯨動機械有限公司、洛陽中重齒輪箱有限公司、西安重型機械研究所、石家莊科一重工有限公司、內蒙興華機械廠等。

在各類專用傳動裝置的開發機制造方面，國內近幾年取得的明顯的進展，如重慶齒輪箱有限責任公司生產的MDH28型磨機邊緣驅動傳動裝置，其最大功率已達7000KW，傳動轉矩達5000KN.m，總重46噸，生產的1700熱連軋主傳動齒輪箱子的最大模數為30，重量達180噸。由杭州前進齒輪箱有限公司生產的gwc70/76型1.2萬噸及裝箱船用齒輪箱，傳動功率已達6250KW。(轉載中國鍛壓網)由南京高精齒輪股份有限公司及重慶齒輪箱有限公司生產的里磨系列齒輪箱最大功率已達3800KW，由西安重型機械研究所、洛陽重重齒輪箱有限公司、荊州巨鯨傳動機械有限公司等開發制造的重載圓柱齒輪箱系列產品在礦山、冶金、建材、煤炭及水電等行業也都得到了廣泛應用，其中西安重型機械研究所開發的水泥行業輥壓機懸掛系列圓柱齒輪箱的輸入功率已達1250KW，用于鋁造軋 機的圓柱齒輪箱有司責任公司、杭州前進出論箱有限公司、西安重型機械研究所開發的風力發電增速箱系列產品也逐步取代進口產品，廣泛應用于國內風電行業。在大型齒圈的制造方面，國內目前最大直徑為9.936米，凈重達80噸的齒圈已由中信重機制造完成，并用于武鋼集團年產500萬噸氧化球生產線，至此用于大型燒結機、磨機、回轉窯的大型驅動裝置以及用于轉爐及燒結設備的大型柔性傳動裝置國內均可圈套供貨，而無需再行進口。

在其他類型新產品的開發方面，行業企業也取得了不少成果，如西安重型機械研究所開發的工程車輛變速箱和風機及泵用差動節能調速裝置、洛陽中重齒輪箱有限公司的大型礦井提升機圓柱齒輪箱、江蘇金象減速機公司的磨機驅動齒輪箱、北京太富力傳動有限公司的大型三環傳動齒輪箱及傳動裝置等，也都受到了市場的歡迎并得以廣泛應用。

在行業企業的產能擴展及技術改造方面，近幾年呈現出跨越式的發展，這一方面得益于近幾年市場強勁需求的拉動，另一方面也是受企業擴大生產規模、提升加工制造水平、進而提升企業競爭力的主觀愿望的驅動，國內主要產品廠家近二年購進的關鍵加工設備，如大型磨齒機、鏜銑床、技工中心及熱處理設備等，累計超過200余臺（套），預計行業產能擴大一倍以上，技改工作的開展固然有提審行業企業規模和生產集中度及競爭力的客觀效果，但由于仍存在行業企業數量多、規格小及水平參差不齊等實際問題，因之隨著市場需求的回落和國外同行廠商大規模進入國內市場，行業競爭必將進一步加劇，這也必將促進行業企業間的購并、整合甚至轉型。

據有關資料介紹，人們認為目前齒輪傳動技術的發展方向如下：

（1）標準化、多品種 目前世界上已經有50多個漸開線圓柱齒輪傳動系列設計；而且還演化出多種形式的圓柱減速器、差速器和圓柱變速器等多種產品。

（2）硬齒面、高精度 圓柱傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。

（3）高轉速、大功率 圓柱齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。

大規格、大轉矩 在中低速、重載傳動中，傳遞大轉矩的大規格的圓柱齒輪傳 動已有了較大的發展。

三、研究內容及實驗方案：

在圓柱齒輪傳動的設計時，應該根據設計任務書所要求該圓柱傳動的要求（原始數據及設計技術要求），進一步分析該傳動所需的使用要求、工作狀況和所需齒輪的機械特性，首先應了解和掌握該圓柱齒輪傳動的已知條件；通常，已知的其原始數據為輸入功率、輸入轉速、傳動比、工作特性和載荷工況等。

建立優化設計模型，優化問題的數學是實際優化設計問題的數學抽象。在明確設計變量、約束條件、目標函數之后，優化設計問題就可以轉化成一般數學問題。采用懲罰函數法對設計參數進行約束優化，以中心距最小為目標進行優化設計，并與常規設計進行比較。進而繪制出減速器裝配圖及主要零件圖。

二級圓柱齒輪減速器的優化設計的一般原則是：

（1）各級傳動的承載能力大致相等（可以最大性能的發揮減速器的承載能力）；

（2）在一定承載能力下，減速器具有最小的外形尺寸和重量；（3）各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。

四、目標、主要特色及工作進度

1、設計目標：

設計出的圓柱齒輪減速器：其輸入功率P=6.2kW，輸入轉速n1=1450r/min，總傳動比i=16.5，齒輪的寬度系數φa=0.4，工作壽命10年，每年工作300天。結構緊湊、傳動功率較高，采用懲罰函數法，以中心距最小為目標進行減速器優化設計

2、圓柱齒輪減速器主要特色：

1、重量輕、體積小，結構緊湊、承載能力大

2、傳動效率高

3、傳動功率范圍大，可以實現運動的合成與分解

4、運動平穩、抗沖擊和振動的能力較強

5、采用硬齒面技術，使用壽命長，使用性廣。

3、工作進度：

1.收集資料、開題報告、外文翻譯

3.05－3.25

第1周—第3周 2.建立優化設計的數學模型

3.26－4.8

第4周—第6周 3．編寫優化設計程序、計算

4.11－4.24

第 7周—第9周 4.減速器常規設計計算、結果分析

4.25－5.6

第10周—第12周 5.繪制減速器裝配圖及主要零件圖

5.9－5.20

第13周—第14周 6.撰寫畢業設計論文

5.21－5.31

第15周—第16周 7．答辯準備及論文答辯

6.1－6.2

第17周

五、參考文獻

[1]、璞良貴，紀名剛主編.機械設計.第八版.北京：高等教育出版社，2007 [2]、孫靖民主編.機械優化設計.第三版.北京：機械工業出版社，2005 [3]、方世杰，綦耀光主編.機械優化設計.北京：機械工業出版社，1997.2 [4]、王昆等主編.機械設計課程設計手冊.北京：機械工業出版社，2004 [5]、Carrol, R., and Johnson, G.,“Optimal design of compact spur gear sets”, ASME Journal of mechanisms, transmissions and automation in design.Vol.106, No.1, March 1984, pp.95-101

第四篇：輪邊減速器開題報告

燕山 大學

本科畢業設計開題報告

課題名稱：課題性質：

課題來源：

學院（系）

專業： 機械設計制造及其自動化

月日

一、綜述本課題國內外研究動態，說明選題的依據和意義

輪邊減速器一般為雙極減速驅動橋中安裝在輪轂中間或附近的第二級減速器。在一些礦山水利及其他大型工程等所用的重型汽車，工程和軍事上用的重型牽引汽車及大型公共汽車等，要求有較高的動力性，而汽車車速相對較低，因而其傳動系的低檔總傳動比很大，為了使變速器分動器傳動軸等總成不致因承受過大尺寸及質量過大，應將傳動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅動橋。這就導致一些重型汽車大型汽車的主減速比必須很大，還有一些越野

汽車要求在壞路上和無路地區具有良好的通過性，即要求汽車在滿載情況下能以平均車速通過各種壞路及無路地帶時有足夠離地間隙(如松軟的土壤、沙漠、山地、雪地沼澤等)，因此在設計上述重型汽車、大型公共汽車、越野汽車時，需要在車輪旁附加輪邊減速器。

我國研制汽車輪邊減速器始于20世紀70年代中期，由于各種原因，至今發展不快，只有幾個廠家從事生產，技術水平只相當國外20世紀80年代末的水平，數量和質量也遠遠滿足不了國內運輸業發展的需要。進入21世紀以來，我國經濟形勢發生了很大的變化。公路運輸得到了很快的發展，為了降低運輸成本，緩解鐵路壓力，促使了汽車的運輸能力和載貨量逐漸加大。因此，重型汽車輪邊減速器在我國的應用前景十分廣闊。自從我國加入WTO之后，減速器行業面臨極大的壓力與挑戰，為了應對這一嚴峻形勢，一方面要引進更多更好的國外產品與相關技術，另一方面必須迅速發展民族工業。國外的汽車減速器應用得比較好，技術也比較先進，但價格比較高。一般情況是：國外的整機的價格是國內價格的2～3倍，而易損件、備件的價格卻是5～8倍，因此，發展我國的輪邊減速器產品是非常必要的。輪邊減速器屬于汽車減速零部件的關鍵總成，是為了提高汽車的驅動力，以滿足或修正整個傳動系統力的匹配。本論文就是對輪邊減速器進行研究，找出合適的方法，為自主研發出具有結構簡單，高精度和高可靠性的減速器提供理論支持。

(1)重型汽車輪邊減速器多以行星齒輪為主，世界上的一些發達國家，如日本、瑞典、俄羅斯和美國等，對行星齒輪傳動的研究、生產和應用都十分重視，在傳動性能、傳遞功率、結構優化、轉矩等方面均處于領先地位。發展比較快且取得一定科研成果的是在行星齒輪傳動動力學方面。近幾年來，隨著我國對制造業的扶持和資金的投入以及科學技術不斷進步，機械科技人員經過不懈的努力以及技術引進和消化吸收，在行星齒輪理論研究和優化設計等方面取得了～定的研究成果，在行星齒輪傳動非線性動力學模型和方程方面的研究是國內兩個關于行星齒輪傳動動力學的代表，他們的研究成果取得了一定的成就并把許多技術應用于實際當中。與此同時，現代優化設計理論也應用到行星齒輪傳動技術中，根據不同的優化目標，通過建立輪邊減速器行星齒輪數學模型，產生了多種優化設計方法。在已經取得的成果中，有針對行星輪均載機構和功率分流方面的優化設計，有針對行星齒輪傳動嚙合效率、結構性能、體積的多目標優化設計研究，有專門針對如重型汽車輪邊減速器行星傳動機構齒輪模態優化設計，有針對行星機構噪聲、振動、固有頻率特性研究，這些成果的研究有利于提高了工程技術人員對行星傳動技術的認識。在新理論和新數學計算方法出現的同時，行星齒輪減速器的優化設計方法也隨著更新，比較新的研究成果：有可靠性工程理論在優化設計中的應用，有遺傳算法在行星齒輪優化設計中的應用，有模糊數學在行星齒輪優化設計中的應用，有可靠性工程理論在優化設計中的應用，基于可靠性工程的理論通過引入強度可靠性系數方程來進行優化設計。這些新的設計理論和新的設計方法將許多設計理論概念和研究成果應用到優化設計中，對行星齒輪傳動優化設計理論研究的發展有很大的貢獻。

(2)對于行星齒輪減速器結構設計方面，目前國外已經廣泛采用了CAD／CAE／CAM一體化的設計方法，這是一種面向零件的參數化的3D實體模型

設計技術，與以往傳統的二維設計方法相比，這是一條革命性的設計理念。通過三維結構設計與優化設計的完美結合，可以使設計一體化，對工作效率的提高是非常有好處的。當前，國外的一些公司針對產品的不同特點，開發出了很多專用的優化設計模塊，這些優化設計模塊之間有良好的數據接口，產品的幾何模型可以通過它們實體造型模塊的優化結果直接輸出，這樣的設計大大提高了工作效率，對于產品開發周期縮短，企業研發能力的提高都有好處，由于開發的產品周期短、速度快，可以使企業在市場競爭中處于領先地位。目前，我國機械設計發展比較快，設計水平也在不斷的提高。

(3)隨著計算機廣泛應用于設計領域，在產品的研發初期，可以應用計算機輔助工程(CAE)，通過計算機模擬實際工作情況，對產品的各項性能進行檢測，比如對其靜態的，動態的性能進行測試，這樣可以在設計時發現產品的缺陷，避免樣機制造的風險，用CAE技術不僅可以降低研發成本，縮短研發周期，而且可以對設計的結果進行驗證，這樣可以整體了解產品的性能，省去一些不需要的環節，節省研發費用，現在對于一些特別復雜的機械零件，由于在CAE中不易建模而采用在三維CAD中進行建模，把所建好的實體模型數據，用另一種可以讓CAE軟件識別的格式保存，然后導入到CAE軟件中。目前，采用ADAMS、ANSYS等有限元分析軟件對所設計的機械產品進行有限元分析在設計中得到了廣泛的應用。隨著計算機性能的提高和設計人員經驗的積累，對產品設計的仿真模型與實際模型相差很小，這樣可以保證仿真性能的可靠性。近些年由于國家對制造業的重視，許多國內高校及科研部門對計算機輔助方面有了一定的投入，特別在有限元方面，并取得了一定得成果。隨著有限元方法的應用，普及以及設計人員的經驗積累，實體建模將越來越接近真實結構，這樣的研究成果才能真正指導生產實踐。

二、研究的基本內容，擬解決的主要問題：

本論文就是對輪邊減速器進行研究，找出合適的方法，為自主研發出具有結構簡單，高精度和高可靠性的減速器提供理論支持。

1查找相關參數及結構特點，進行車輪減速器和橋殼總成的設計；

2確定輪邊減速器和橋殼的結構形式；

3確定輪邊減速器和橋殼的主要性能參數；

4輪邊減速器和橋殼的總成的設計、計算、分析、制圖；

5其他相關零部件的設計；

6結合本課題查閱并翻譯不少于3000字的英文資料；

7編寫設計說明書；

三、研究步驟、方法及措施：

方法主要有文獻研究法：通過對中國學術期刊網，萬方數據資源系統等中英文數據庫的檢索，收集有關資料，并對收集的資料進行歸納分析，為論文作鋪墊。

(1)重要零部件選型設計：選擇輪邊減速器和橋殼的結構形式及零部件的結構設計，選擇和計算基本參數。

(2主要零部件的強度校核：利用有限元發對輪邊減速器行星架的結構強度進行分析校核。

(3總裝圖與零件圖的計算機繪制：本項目的所有圖紙運用CATIA軟件進行繪制，均采用電子文本，部分重要零部件采用三維圖，并在計算機上進行模擬裝配，以求減少設計失誤。

四、研究工作進度：

第1-4周：調查研究，收集資料，翻譯外文資料，確定輪邊減速器的結構形式。

第5-8周：確定輪邊減速器的總體尺寸和結構參數，計算性能參數并進行結構設計。

第9-12周 ：繪制輪邊減速器和橋殼總成圖。

第13-16周：繪制零部件二維工程圖，整理資料，撰寫畢業論文。第17-18周：畢業答辯

五、主要參考文獻：

【1】劉淮信主編.汽車設計.北京； 清華大學出版社，2001

【2】陳家瑞主編.汽車構造，機械工業出版社，1997

【3】機械設計手冊編委會.機械設計手冊.北京；機械工業出版社，2004

【5】鄧勛、張文明、郭耀斌.BZQ3390礦用自卸車輪邊減速器的設計.煤礦機械，2008，vol.29（No.6）;16-18

【6】張華增、曹人樂.改進輪邊減速器墊片結構.科技創新報，2008,No.22;78

【7】焦萬銘、馮雅麗、楊鈺.狂勇氣車輪邊二級行星減速器設計.礦山機械，2008，vol.36;38-39

【8】劉玉春、羅維東等.礦用汽車輪邊減速器可靠性優化設計.機械設計制造，2006，No.9;18-20.【9】楊鎖望、韓玉琪、楊鈺.礦用自卸車驅動橋殼結構分析與改進設計.專用汽車，2005，No.1;21-23

【10】楊鐘勝.礦用自卸車驅動橋輪邊減速器的研究與制造.汽車工藝與材料，2011，No.10；37-47

【11】項生田、李劍敏等.輪邊減速器行星架結構強度和疲勞壽命分析.汽車工程，2011，vol.33(no.5);417-421

【12】張寶成.輪邊減速器內齒圈的結構改進設計.北京礦冶研究總院.【13】李必文、張春良.輪邊減速器優化設計存在的問題及對策.中國工程機械學報，2008，vol.6(no.1);53-57

【14】汪振曉、李增輝.輪邊減速器總成的設計.汽車科技增刊，2008,【15】陳海、洪恒恒等.驅動橋橋殼有限元分析及結構優化.開發研究，2011，no.7；48-49

【16】尹道駿.重型汽車輪邊減速器的研究.合肥工業大學.2010

【17】C.Yuksel、A.kahraman.Dynamic tooth loads ofplanetary gear sets having tooth profile wear.The university of Toledo,2004.【18】C.H.Mcmurray、W.J.Blanchflower.Multi-Channel,Probe Colorimeter for Use with the Micro-elisa Test,Which Makes Use of Disposable Flat-bottom Microhemagglutination plates，Clinical Chemistry，1979，vol.25(no.4)；570-576

【19】Yichao Guo、Robert G.Parker，Purely rotational model and vibration modes of compound planetary gears.Mechanism and Machine Theory，2010

六、導師意見：

七、審核意見：

審查結果：

1、通過；指導教師（簽字）年月日、完善后通過；

3、未通過負責人（簽字）：年月日2

第五篇：二級減速器的課程設計

二級減速器的課程設計 減速器, 課程, 設計

第一章 二級斜齒輪減速器結構及其計算

3.1 設計任務

設計帶式運輸機的減速傳動裝置；

（1）已知條件：運輸帶工作拉力F=5100N，運輸帶工作速度V=1.1m/s，卷筒直徑D=350mm.（2）傳動裝置簡圖，如下：

圖 3-3.1

(3)相關情況說明

工作條件：一班制連續單向運轉，載荷平穩，室內工作有粉塵；

使用壽命：十年（大修期三年）；

生產條件：中等規模機械廠，可加工7-8級精度齒輪。

動力來源：電力，三相交流（220/380V）；

運輸帶速度允許誤差 5%。3.2傳統方法設計設計過程

1.總體傳動方案

初步確定傳動系統總體方案如圖3-3.1所示。二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率ηa

＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；

η =0.97為齒輪的效率（齒輪為8級精度），η =0.98為軸承的效率（磙子軸承），η =0.99為彈性聯軸器的效率，=0.98為剛性聯軸器

2.電動機的選擇

電動機所需工作功率為： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒軸工作轉速為n＝60.02r/min，經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，則總傳動比合理范圍為i ＝8～40，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/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，選定型號為Y160M—6的電動機，額定功率為7.5kW，額定電流17.0A，滿載轉速n ＝970 r/min，同步轉速1000r/min。

3.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配

（1）總傳動比

由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為i ＝n /n＝

970/60.02＝16.16（2）傳動裝置傳動比分配 i＝i =16.16為減速器的傳動比。（3）分配減速器各級傳動比

考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33

4.傳動裝置運動和動力參數的計算

（1）各軸轉速

Ⅰ軸 nI＝n =970r/min Ⅱ軸 nII＝nI/ i1＝200 r/min Ⅲ軸 nIII＝nII/ i2＝60.06 r/min

卷筒軸 nIV=nIII=60.06

（2）各軸輸入功率

Ⅰ軸 PI＝P0×η3＝6.5×0.99＝6.44 kW Ⅱ軸 PII＝PI×η1×η2＝6.44×0.97×0.98＝6.12 kW Ⅲ軸 PIII＝PII×η1×η2＝6.12×0.97×0.98＝5.82 kW 卷筒軸 PIV= PIII×η2× =5.82×0.98×0.98=5.59 kW

（3）各軸輸入轉矩

電動機軸輸出轉矩 T0=9550×P0/ n =63.99 N.m

Ⅰ軸 TI＝T0×η3=63.35 N.m Ⅱ軸 TII＝TI×i1×η1×η2=292.07 N.m Ⅲ軸 TIII＝TII×i2×η1×η2=924.55 N.m

卷筒軸 TIV= TIII×η2× =887.94 N.m

5.齒輪的設計計算

（一）高速級齒輪傳動的設計計算 １．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

小齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（?；X面硬

度為200HBS，２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校

核持面接觸疲勞強度。

（1）計算小齒輪傳遞的轉矩T1＝63.35N?m

（2）確定齒數z 因為是硬齒面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121 傳動比誤差 i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84 Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％ 5％，允許

（3）初選齒寬系數

按非對稱布置，由表查得 ＝1

（4）初選螺旋角

初定螺旋角 ＝12（5）載荷系數K 載荷系數K＝KA K V K K =1×1.17×1.4×1.37＝2.24

（6）齒形系數Y 和應力修正系數Y 查得Y ＝2.58 Y ＝2.16 Y ＝1.599 Y ＝1.81

（7）重合度系數Y 端面重合度近似為 ＝1.69，重合度系數為Y ＝0.684

（8）螺旋角系數Y

縱向重合度系數 =1.690，Y ＝0.89

（9許用彎曲應力

安全系數由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10 大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝5.473×10 /6.316＝0.866×10 查圖得壽命系數 ,;實驗齒輪的應力修正系數 ,查圖取尺寸系數

許用彎曲應力

比較 , 取

(10)計算模數

按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取

(11)初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=355mm

修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , ，齒寬系數(12)驗算載荷系數

圓周速度 查得 按，查得，又因，查圖得，則K＝1.6，又Y =0.930，Y =0.688。從而得

滿足齒根彎曲疲勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度（1）載荷系數，，（2）確定各系數 材料彈性系數 查表得 節點區域系數 查圖得 重合度系數 查圖得 螺旋角系數（3）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 , 壽命系數 查圖得，；工作硬化系數 ；

安全系數 查表得 ；尺寸系數 查表得，則許用接觸應力為：

取

（4）校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。

（二）低速級齒輪傳動的設計計算 １．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

大小齒輪材料為45鋼。調質后表面淬火，齒面硬度為40～50HRC。經查圖，取 ＝ ＝

1200MPa，＝ ＝370Mpa。

（2）齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇６級，齒根噴丸強化。

２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校

核持面接觸疲勞強度。

（10）計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝ kN?m

（11）確定齒數z 因為是硬齒面，故取z ＝33，z ＝i z ＝3.92×33＝129 傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝129/33＝3,909

Δi＝ ＝0.28％ 5％，允許（12）初選齒寬系數

按非對稱布置，由表查得 ＝0.6

（13）初選螺旋角

初定螺旋角 ＝12（14）載荷系數K 使用系數K 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩，所以查表得K ＝1.25 動載荷系數K 估計齒輪圓周速度v＝0.443m/s 查圖得K ＝1.01;齒向載荷分布系數K 預估齒寬b＝80mm 查圖得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查圖得K ＝

1.14

齒間載荷分配系數 查表得K ＝K ＝1.1 載荷系數K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

（15）齒形系數Y 和應力修正系數Y 當量齒數 z ＝z /cos ＝19/ cos ＝35.26

z ＝z /cos ＝120/ cos ＝137.84 查圖得Y ＝2.45 Y ＝2.15 Y ＝1.65 Y ＝1.83

（16）重合度系數Y 端面重合度近似為 ＝【1.88-3.2×（）】cos ＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12

＝1.72 ＝arctg（tg /cos）＝arctg（tg20 /cos12）＝20.41031

＝11.26652 因為 ＝ /cos，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669

（17）螺旋角系數Y 軸向重合度 ＝ ＝1.34,取為1

Y ＝1－ ＝0.669（18）許用彎曲應力

安全系數由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10

大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝8.687×10 /3.909＝2.22×10 查圖得壽命系數 ,;實驗齒輪的應力修正系數 ,查圖取尺寸系數

許用彎曲應力

比較 , 取

(10)計算模數

按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取

(11)初算主要尺寸

初算中心距 ,取a=500mm

修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , ，齒寬系數(12)驗算載荷系數

圓周速度 查得 按，查得，又因，查圖得，則K＝1.611，又Y =0.887，Y =0.667。從而得

滿足齒根彎曲疲勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度（5）載荷系數，，（6）確定各系數 材料彈性系數 查表得 節點區域系數 查圖得 重合度系數 查圖得 螺旋角系數（7）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數 查圖得，；工作硬化系數 ；

安全系數 查表得 ；尺寸系數 查表得，則許用接觸應力為：

取

（8）校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。二.具體二級齒輪減速器軸的方案設計

（1）高速軸I材料為20CrMnTi,經調質處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

（2）軸II材料為45鋼，經調質處理，硬度為217~255HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。

按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取，取安裝小齒輪處軸徑

（3）軸III材料為40Cr，經調質處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。

按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

軸I，軸II，軸III的布置方案與具體尺寸分別如圖2—8，圖2—9，圖2—10所示。

圖2—8

圖2—9

圖2—10

第三節 軸承的選擇及壽命計算

（一）第一對軸承 齒輪減速器高速級傳遞的轉矩

具體受力情況見圖3—1（1）軸I受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力 經計算得垂直面內

圖3—1

水平面內（3）軸承的校核 初選軸承型號為32014 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數 ① 計算軸承A受的徑向力

軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷

由于，即B軸承放松，A軸承壓緊

由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.43，則 , 軸承B e=0.43，則 ⑤軸承壽命 計算 因，按軸承B計算

（二）第二對軸承 齒輪減速器低速級傳遞的轉矩

具體受力情況見圖3—2（1）軸II受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力 經計算得垂直面內

水平面內（3）軸承的校核 初選軸承型號為32928 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數 ①計算軸承A受的徑向力 軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷 由于，即B軸承放松，A軸承壓緊

由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.36，則 , 軸承B e=0.36，則

⑤軸承壽命 計算 因，按軸承A計算

圖3—2

（三）第三對軸承 具體受力情況見圖3—3（1）軸III受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力

（2）計算軸上的支反力 經計算得垂直面內

水平面內（3）軸承的校核 初選軸承型號為32938 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數 ①計算軸承A受的徑向力 軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷，即B軸承放松，A軸承壓緊由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.48，則 , 軸承B e=0.48，則 ⑤軸承壽命 計算 因，按軸承B計算

圖3—3

由于

試設計一帶式輸送機減速器的斜齒圓柱齒輪傳動。已知輸入功率P1＝40kW，小齒輪轉速n1＝960r/min，齒數比u＝3.2，由電動機驅動，工作壽命15年（設每年工作300天），兩班制，帶式輸送機工作平穩，轉向不變，試設計此傳動。

[解]

1．選精度等級、材料及齒數

1)材料及熱處理仍按直齒輪傳動例題：大、小齒輪都選用硬齒面。由表1選得大、小齒輪的材料均為40Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC；

2)精度等級仍選7級精度；

3)仍選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=77；

4)初選螺旋角β＝14°

2．按齒面接觸強度設計

齒面接觸強度計算公式為：

1)確定公式內的各計算數值

(1)試選Kt=1.6。

(2)由圖10查取區域系數ZH=2.433。

(3)由圖8查得端面重合度

εα1=0.78，εα2=0.87，則 εα=εα1+εα2=1.65。

(4)許用接觸應力 =1041.5 MPa。

2)計算

(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t

mm =60.49 mm

(2)計算圓周速度

(3)計算齒寬b及模數mnt

h=2.25 mnt=5.51mm b/h=9.88

(4)計算縱向重合度εβ

(5)計算載荷系數K

已知使用系數 =l。

根據v=3.04m/s,7級精度，由圖5查得動載系數 =l.11；

由表4查得接觸強度計算用的齒向載荷分布系數 =1.41； 由圖6查得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數 =1.37。

由表3查得齒間載荷分配系數 = =1.2。

故載荷系數

(6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑

(7)計算模數mn

3．按齒根彎曲強度設計

由式

1)確定計算參數

(1)計算載荷系數

(2)根據縱向重合度 =1.713，從圖9查得螺旋角影響系數Yβ=0.8。

(3)計算當量齒數

(4)查取齒形系數

由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1

(5)查取應力校正系數

由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774

(6)計算大、小齒輪的 并加以比較

小齒輪的數值大。

2）設計計算

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數mn略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，按表12，取標準模數mn=2.5mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=63.83mm，由

，取z1=25，則z2=uz1=80。

4.幾何尺寸計算

1)計算中心距

將中心距圓整為135mm。

2)按圓整后的中心距修正螺旋角

因β改變不多，故參數εα,Kβ,ZH等不必修正。

3)計算大、小齒輪的分度圓直徑

4)計算齒輪寬度

圓整后取B2=58mm；B1=63mm。

5.結構設計

以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結構為宜。其它有關尺寸按圖11薦用的結構尺寸設計(尺寸計算從略)，并繪制大齒輪零件圖(從略)。