齒輪傳動裝置圖片

❶ 齒輪傳動的原理

齒輪傳動的原理：即一對相同模數（齒的形體）的齒輪相互嚙合將動力回由甲軸傳送給乙軸，以答完成動力傳遞。

齒輪傳動是指由齒輪副傳遞運動和動力的裝置，它是現代各種設備中應用最廣泛的一種機械傳動方式。齒輪傳動是靠齒與齒的嚙合進行工作的，輪齒是齒輪直接參與工作的部分，所以齒輪的失效主要發生在輪齒上。主要的失效形式有輪齒折斷、齒面點蝕、齒面磨損、齒面膠合以及塑性變形等。

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齒輪傳動的特點

1、傳動精度高。現代常用的漸開線齒輪的傳動比准確、恆定不變。這不但對精密機械與儀器是關鍵要求，也是高速重載下減輕動載荷、實現平穩傳動的重要條件。

2、適用范圍寬。齒輪傳動傳遞的功率范圍極寬，可以從0.001W到60000kW；圓周速度可以很低，也可高達150m/s，帶傳動、鏈傳動均難以比擬。

3、可以實現平行軸、相交軸、交錯軸等空間任意兩軸間的傳動，這也是帶傳動、鏈傳動做不到的。

4、使用壽命長，傳動效率較高。

5、對環境條件要求較嚴，除少數低速、低精度的情況以外，一般需要安置在箱罩中防塵防垢，還需要重視潤滑。

❷ 如圖所示為一種齒輪傳動裝置，忽略齒輪嚙合部分的厚度，甲、乙兩個輪子的半徑之比為1：3，則在傳動的過程

❸ 如圖是齒輪傳動裝置，兩個齒輪的半徑比r a ：r b 為1：2，a、b為兩輪子邊緣點，c 為大輪半徑的中點，當齒

❹ 齒輪傳動的工作原理是什麼

齒輪傳動的原理：即一對相同模數（齒的形體）的齒輪相來互嚙合將動力由甲軸版傳送給乙軸，以完成權動力傳遞。

齒輪傳動是指由齒輪副傳遞運動和動力的裝置，它是現代各種設備中應源用最廣泛的一種機械傳動方式。齒輪傳動是靠齒與齒的嚙合進行工作的，輪齒是齒輪直接參與工作的部分，所以齒輪的失效主要發生在輪齒上。百主要的失效形式有輪齒折斷、齒面點蝕、齒面磨損、齒面膠合以及塑性變形等。

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齒輪傳動的特點

1、傳動精度高。度現代常用的漸開線齒輪的傳動比准確、恆定不變。這不但對精密機械與儀器是關鍵要求，也是高速重載下減輕動載荷、實現平穩傳動的重問要條件。

2、適用范圍寬。齒輪傳動傳遞的功率范圍極寬，可以從0.001W到60000kW；圓周速度可以很低，也可高達150m/s，帶傳動、鏈傳動均難以比擬。

3、可以實現平行軸、相交軸、交錯軸等空間任意兩軸間的傳動，這也是帶傳動、鏈傳動做不到的。

4、使用壽命長，傳動效率較高。

5、對環境條件要求較嚴，除少數低速答、低精度的情況以外，一般需要安置在箱罩中防塵防垢，還需要重視潤滑。

❺ 如圖所示輪系傳動裝置，已知輸入軸齒輪1的轉速為，轉向如圖所示，求：

在軸2上，圓錐齒輪3的軸向力是從小端到大端（水平向左），為了使軸2的軸向力相互抵消一部分，則斜齒輪2的軸向力應「水平向右」。斜齒輪2和斜齒輪1的軸向力是一對作用力與反作用力，故斜齒輪1的軸向力應「水平向左」，斜齒輪1的轉向是順時針的（從軸1的左端看，軸1的轉向是順時針的）

。

根據主動輪螺旋定則，左旋用左手，右旋用右手，四指彎曲的方向為轉動方向，大拇指指向為軸向力方向。結合斜齒輪1的軸向力「水平向左」，轉向順時針，可判斷斜齒輪1是左旋的。

根據軸1的轉向，可判斷軸2的轉向為「豎直向上」（從軸2的左端看為逆時針），軸3的轉向為「水平向右」（從軸4的下端看為順時針）。

在軸3上，圓錐齒輪4的軸向力是從小端到大端（豎直向下），為了使軸3的軸向力相互抵消一部分，則蝸桿的軸向力應「豎直向上」。蝸桿的軸向力 「豎直向上」且轉向為「水平向右」，根據主動輪的螺旋定則，結合軸向力方向和旋轉方向，可判斷蝸桿是右旋的。

蝸桿的軸向力與渦輪的周向力是一對作用力與反作用力，蝸桿的軸向力「豎直向上」，則渦輪的圓周力「豎直向下」，則可知渦輪的轉動方向為「逆時針」。

斜齒輪2的轉向為「豎直向上」（從軸2的左端看為逆時針），故在斜齒輪1與斜齒輪2在嚙合點處，斜齒輪2受到的圓周力應「垂直紙面向里」。斜齒輪2的徑向力「指向斜齒輪2的中心」，軸向力「水平向右」。

❻ 齒輪傳動系統有哪些優缺點

優點：傳動功率和速度的適用范圍廣，具有恆定的傳動比，傳動效率高回，工作可靠，使用壽答命長，結構緊湊。

缺點：製造和安裝精度要求較高，價格昂貴，精度低時，振動和雜訊較大，不宜用於軸間距離大的傳動。

拓展資料

齒輪傳動是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動力和運動的機械傳動。按齒輪軸線的相對位置分平行軸圓柱齒輪傳動、相交軸圓錐齒輪傳動和交錯軸螺旋齒輪傳動。具有結構緊湊、效率高、壽命長等特點。

齒輪傳動是指用主、從動輪輪齒直接、傳遞運動和動力的裝置。在所有的機械傳動中，齒輪傳動應用最廣，可用來傳遞任意兩軸之間的運動和動力。

❼ 如圖齒輪傳動裝置,其有關參數如下:z1=19,z2=58 z3=17,z4=63,a12=a34=160mm,a=an=20度，m=mn=4mm,ha*=1

斜齒輪2的螺旋角與斜齒輪1的螺旋角，大小相等、旋向相反；斜齒輪2的螺旋角斜線，從左版端到右端由下到上。
斜齒輪的權螺旋角為15.74054853° 。
齒輪1、2採用正傳動（總變位系數+1.6957），嚙合角25.25°；

齒輪3、4採用零傳動（總變位系數0），嚙合角20°。

❽ 求工圖、機械大佬幫看看這種齒輪傳動裝置專業名稱是啥

渦輪蝸桿傳動

❾ 單級圓柱齒輪減速器圖 就圖紙 要有詳細尺寸

設計題目：單級圓柱齒輪減速器
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第九組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動

帶式輸送機的傳動裝置簡圖
1－電動機；2－三角帶傳動；
3－減速器；4－聯軸器；
5－傳動滾筒；6－皮帶運輸機
1、傳動方案的分析與擬定
（1） 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，環境清潔。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1900N；帶速V=2.55m/s；
滾筒直徑D=240mm；滾筒長度L=250mm。
3、方案擬定：

採用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由於帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。

二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1900×2.55/1000×0.85
=5.7KW
查手冊得 P額 = 7.5kw
3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：
n筒=60×1000V/（πD）
=60×1000×2.25/π×500
=97.45r/min
按推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ig=3~4。取V帶傳動比ip=2.5~3.5，則總傳動比理時范圍為I總=7.5~14。
4、確定電動機型號
故電動機轉速的可選范圍為
Nd =i總×nw=（7.5~14）×97.45=731~1364r/min
適合這一范圍的有750r/min和1000r/min,因此選擇電動機的型號為Y系列160M-6，n滿=970r/min.
三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=970/97.45=9.95
2、分配各級轉動比
總傳動比等於各傳動比的乘積:i總=i齒輪×i帶
取齒輪i帶=3（單級減速器i=2.5~3.5合理）
∵i總=i齒輪×i帶
∴i齒輪=i總/i帶=9.95/3=3.32
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
n0=n滿=970 r/min
nI=no/i帶=970/3=323(r/min)
nII=nI/i齒輪=323/3.32=97.29(r/min)
nIII= nII =97.29(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
Po=P工作=5.7KW
Ⅰ軸: PI=Poη帶=5.7×0.96=5.5KW
Ⅱ軸：PII=PI×η軸承×η齒輪=5.5×0.98×0.97 =5.2KW
捲筒軸：pIII= PII×η軸承×η聯軸器=5.2×0.98×0.99=5.05 KW
3、 計算各軸扭矩（N•mm）
To=9550Po/no=9550×5.7/970=56.12 N•m
TI=9550PI/nI=9550×5.5/323=162.62N•m
TII=9550PII/nII=9550×5.2/97.29=510.43N•m
TIII=9550PIII/nIII=9550×5.05/97.29=715.22N•m
軸號 功率
P/kW N /(r.min-1) /
(N﹒m)
i
0 5.7 970 56.12 2.5
1 5.5 323 162.62
2 5.2 97.29 510.43 4.02
3 5.05 97.29 495.71 1

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本P130表8.12得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×7.5=8.25KW
nI==970r/min
由課本P131圖8.12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
查資料表6－5，6－6
則取dd1=125mm>dmin=75
dd2=nI/ nII•dd1=970/323×125=375mm
由課本P115表8-3，取dd2=375mm
實際轉動比i= dd2/dd1 =375/125=3
帶速V：V=πdd1nI/60×1000
=π×125×970/60×1000
=6.3m/s(帶速合適)
（3） 確定帶長和中心矩
根據課本P132式（8-14）得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(125+375)≤a0≤2×(125+375)
所以有：350mm≤a0≤1000mm
預選a0=650
由課本P132式（8-15）得帶的基準長度：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2+dd1)/4a0
=2×650+1.57(125+375)+(375+125)2/(4×650)
=2181mm
根據課本P117表8.4取基準長度：Ld=2240mm
根據課本P132式（8-16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=650+（2240-2181）/2
=679.5mm
amin=a-0.015 Ld =679.5-0.03×2240=747mm
amax=a+0.015 Ld =679.5+0.03×2240=646mm
(4)驗算小帶輪包角
一般使α1≥1200（特殊情況下允許α1≥900，若不滿足此條件，可適當增大中心距或減小兩帶輪的直徑差。
根據課本P132式（8-17）得
α1=1800-【(dd2-dd1 )/a】×57.30
=1800-【（375-125）/679.5】×57.30
=158.90>1200（滿足）
（5）確定帶的根數
由式 確定V帶根數，
查6－3表得 ＝1.18kW，查6－7表得 ＝0.11kW
查6－2表得 ＝0.99， ＝0.89
則 Z=PC/（(P0+△P0)• =2.71/（0.97+0.11）×0.99×0.89
= 2.47 故要取3根A型V帶
6)計算軸上壓力
由課本P121表8-6查得A型普通V帶的每米長質量q=0.1kg/m，由課本P132式（8-19）單根A型普通V帶的初拉力：
F0=(500PC/ZV)×（2.5/Kα-1）+qV2
=(500×2.64/3×4.92)×(2.5/0.98-1)+0.1×4.922]N
=141.1N
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P133式（8-20）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×141.1sin167.8/2
=840.4N
(7)設計結果：選用3根A-1600，GB11544-1997 A型普通V帶
中心距a=500mm,帶輪直徑dd1=100mm，dd2=236mm
軸上壓力FQ=840.4N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用45C調質，齒面硬度為220~240HBS。大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度170~210HBS；根據《機械零件設計手冊》選8級精度。齒面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
由式公式確定有關參數如下：傳動比i齒=3.32
取小齒輪齒數：Z1=25。
則大齒輪齒數：Z2=iZ1=3.32×25=83
實際傳動比I0=83/25=3.32
傳動比誤差：（i-i0）/I=（3.32-3.32）/3.32=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=3.32
(3)轉矩T1
T1=9550×P/n11=9550×5.7/510.43
=106.64N•m
(4)載荷系數k
由課本P185表10-11取k=1.1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P181圖10-24查得：
σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa
由課本P180式N=60njLh計算應力循環次數NL
NL1=60njLh =60n1rth=60×323×1×(10×300×16)
=9.3×108
NL2=NL1/i=9.3×108/4=2.93×108
由課本P183圖10-27查得接觸疲勞的壽命系數：
ZNT1=1 ZNT2=1.15
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa
=560Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.15/1.0Mpa
=609.5Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=76.43[1×162620×(4+1)/1×4×5602]1/3mm
=82.28mm?
模數：m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm
根據課本P165表10-3取標准模數：m=4mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本P187（10-24）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=4×25mm=100mm
d2=mZ2=4×100mm=400mm
齒寬：b=φdd1=1×100mm=100mm
取b=100mm b1=105mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=25,Z2=100由課本P187表10-13和表10-14相得
YFa1=2.65 YSa1=1.59
YFa2=1.34 YSa2=1.80
(8)許用彎曲應力[σF]
根據課本P180（10-14）式：[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本P182圖10-25C查得：σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa
由課本P183圖10-26查得：YNT1=1 YNT2=1
試驗齒輪的應力修正系數YS1=1.59 YS2=1.80
按一般可靠度選取安全系數SF=1.3
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa
=162Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =190×/1.3Mpa
=146Mpa
將求得的各參數代入式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1.1×48700/50×22×25) ×2.65×1.59Mpa
=90.3Mpa< [σF]1
σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=(90.3×1.34×1.8/2.65×1.59)Mpa
=84Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n2/60×1000=3.14×100×97.29/60×1000
=3.78m/s
查表的選8級精度是合適的
六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，選用45#調質，並經調質處理，硬度217~255HBS, 抗拉強度σb=590Mpa，彎曲疲勞強度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa
根據課本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3
C——以材料及受載情況有關的系數，根據課本P265，查表14-1，取c=102.72~118
P——高速軸的輸入功率
n——高速軸的轉速
d≥c(pⅡ/nⅡ) 1/3 =(102.72~118）(2.092/427)1/3mm=18~20mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=（18~20）×(1+5%)mm=（18.9~21）
∴選d=20mm
2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過盈配合固定。
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=d=20mm 長度取L1=55mm
II段: d2=d1+2h
∵h=2c 查表得c=1.5mm
d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm
∴d2=26mm
初選用6206型深溝球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3= d2+2h =32mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直徑d4=d3+2h=32+2×3=38mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（26+3×2）=32mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為32mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=15mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=108mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=mz1=50mm
②求轉矩：已知T1=48700N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本P184（10-15）式得
Ft=2T1/d1=2×48700/50=1948N
④求徑向力Fr
根據課本P184（10-15）式得
Fr=Ft•tanα=1948×tan200=709N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=55mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=354.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=974N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=354.5×54=19143 N•mm
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=974×54=52596N•mm
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971N•mm
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P/n2）×106=48700N•mm
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[559712+(1×48700)2]1/2=74191N•mm
(7)校核危險截面C的強度
由式σe=Mec/0.1d33 得
σe=Mec/0.1d33=74191/0.1×323
=22.6MPa< [σ-1]=60MPa
∴該軸強度足夠。

圖a

2）輸出軸的設計計算
由於設計的是單級減速器的輸入軸，屬於一般軸的設計問題，選用45#調質，並經調質處理，硬度217~255HBS, 抗拉強度σb=590Mpa，彎曲疲勞強度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa
1、按扭矩初算軸徑
根據課本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3
C——以材料及受載情況有關的系數，根據課本P265，查表14-1，取c=102.72~118
d≥c(pⅢ/nⅢ) 1/3 =(102.72~118）(2.01/106.82)1/3mm=28.5~31mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=（28.5~31）×(1+5%)mm=（30~33）
由設計手冊取標准值d1=30
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現軸向定位和周向固定。
（2）確定軸的各段直徑和長度
工段：d1=30mm L1=55mm
II段: d2=d1+2h
∵h=2c 查指導書取c=1.5mm
d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36∴d2=36mm
初選6207型滾動球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長96mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
III段直徑d3= d2+2h =42mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直徑d4=d3+2h=42+2×3=48mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（36+3×2）=42mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為42mm
Ⅴ段直徑d5=40mm. 長度L5=15mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=108mm
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=200mm
②求轉矩：已知T2=9.55×（PⅡ/nⅢ）×106=187×103N•m
③求圓周力Ft：根據課本P184（10-15式得
Ft=2T2/d2=2×187×103/200=1870N
④求徑向力Fr根據課本P184（10-15式得
Fr=Ft•tanα=1870×0.36379=680.6N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3N
FAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N
(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=340.3×54=18376.2N•mm
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=935×54=50490N•mm
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（18376.22+504902）1/2
=53730N•mm
(5)計算當量彎矩：轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[537302+(1×187000)2]1/2
=194566N•mm
(6)校核危險截面C的強度
σe=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1×403)
=30.4+Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命
16×365×10=58400小時
1、計算輸入軸承
（1）.求軸承的當量動載荷P1、P2
由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數fP=1.2，溫度系數ft=1。
已知軸頸d2=26mm，轉速n1=427.27 r/min，假設軸承僅受徑向載荷R1和R2，由直齒齒輪受力分析公式P184式10-15可得：
Ft1=2T1/d1=2×48700/50=1948N
Fr1=Ft1tan20=709N
因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr1/2=354.5N
P1=fP R1=1.2×354.5=425.4N
P2=ft XR2=1×0.56×354.5=198.52N
2.試選軸承型號
根據計算軸頸d2=26mm，初選6206型，查指導書P154附
10-2得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=19500N，基本額定靜載荷Cor=11500N。
3.由預期壽命求所需C
P1＞P2，即按軸承1計算
C=P1/ft×（60n Lh/106）1/3
= 425.4×（60×427.27×58400/106）1/3
=5104.8N
因C＜Cor=11500N，故選此軸承型號為6206型
2、計算輸出軸承
1.求軸承的當量動載荷P1、P2
由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數fP=1.2，溫度系數ft=1。
已知軸頸d2=40mm，轉速n1=106.82r/min，假設軸承僅受徑向載荷R1和R2，由直齒齒輪受力分析公式P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d2=2×187×103/200=1870N
Fr2=Ft2tan20=680.6N
因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr2/2=340.3N
P1=fP R1=1.2×340.3=408.4N
P2=ft XR2=1×0.56×340.3=190.568N
2.試選軸承型號
根據計算軸頸d2=40mm，初選6207型，查指導書P154附表10-2得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=25500N，基本額定靜載荷Cor=15200N。
3.由預期壽命求所需C
P1＞P2，即按軸承1計算
C=P1/ ft ×（60n Lh/106）1/3
=408.4×（60×106.82×58400/106）1/3
=2943.3N
因C＜Cor=15200N，故選軸承型號為6207型
八、鍵聯接的選擇及校核計算
由於齒輪和軸材料均為剛和合金鋼，故取[σP]=100Mpa
1、輸入軸與大帶輪輪轂聯接採用平鍵聯接
軸徑d1=20mm,L1=55mm
查課本P276表14-8得，選用C型平鍵，得：b=6mm，h=6mm，鍵長范圍L=14-70mm。
鍵長取L=L1－（5～10）=50mm。鍵的工作長度l=L－b=44mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T1/dhl=4×48700/20×6×44 =37Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵C6×50GB/T1096
2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑d3=32mm,L3=53mm
查課本P276表14-8得，選用A型平鍵，得：b=10mm，h=8mm，鍵長范圍L=22～110mm。
鍵長取L=L3－（5～10）=45mm。鍵的工作長度l=L－b=35mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T1/dhl=4×48700/32×8×35 =21.8Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵A10×45GB/T1096
3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接
軸徑d3=42mm,L3=53mm
查課本P276表14-8得，選用A型平鍵，得：b=12mm，h=8mm，鍵長范圍L=28～140mm。
鍵長取L=L3－（5～10）=45mm。鍵的工作長度l=L－b=33mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T2/dhl=4×187000 /42×8×33 =67.5Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵A12×45GB/T1096
3、輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接
軸徑d1=30mm,L1=55mm
查課本P276表14-8得，選用C型平鍵，得：b=8mm，h=7mm，鍵長范圍L=18～90mm。
鍵長取L=L1－（5～10）=50mm。鍵的工作長度l=L－b=42mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T2/dhl=4×187000 /30×7×42 =84.8Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵C8×50GB/T1096
第九章 箱體主要結構尺寸計算
箱體用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成，箱體主要尺寸計算參看唐曾寶《機械設計課程設計》（第二版）表5－1
箱體結構尺寸選擇如下表：
名稱 符號 尺寸（mm）
機座壁厚 δ 8
機蓋壁厚 δ1 8
機座凸緣厚度 b 12
機蓋凸緣厚度 b 1 12
機座底凸緣厚度 b 2 20
地腳螺釘直徑 Df 16
地腳螺釘數目 N 4
軸承旁聯結螺栓直徑 d1 12
機蓋與機座聯接螺栓直徑 d2 8
軸承端蓋螺釘直徑 d3 8
窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6
定位銷直徑 D 6
凸台高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，
以便於扳手操作為准
箱體外壁至軸承座端面距離 l1 C1+C2+(5—8)=34
大齒輪頂圓與內機壁距離 △1 12
齒輪端面與內機壁距離 △2 12
機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 9， 9
軸承端蓋外徑（凸緣式） D2 101， 120

❿ 齒輪傳動是什麼

1齒輪傳動類型齒輪機構是現代機械中應用最廣泛的傳動機構，齒輪傳動具有傳遞圓周速度和功率大、傳動比恆定、效率高、壽命長和可以傳遞空間兩軸間的運動等特點。齒輪傳動應用范圍廣泛，類型較多。按照齒輪傳動時的相對運動不同，可將齒輪分為平面齒輪機構和空間齒輪機構兩大類；按齒輪嚙合方式不同，可分為內嚙合與外嚙合兩種；按齒輪結構與形狀不同，可分為圓柱齒輪、圓錐齒輪和蝸桿蝸輪等，如圖1-40所示。

與齒輪傳動相比，蝸桿傳動有很多不同點，其傳動比很大、工作平穩、可以自鎖，但效率低。蝸桿傳動常用於兩軸交錯、傳動比較大、傳遞功率不太大或間歇工作的場合。此外，蝸桿傳動常用在卷揚機等起重機械中，起安全保護作用。

圖1-40齒輪傳動類型

2軸系部件

實際機械存在大傳動比、變速、變向要求，需要若干齒輪相互配合才能完成。將一系列齒輪組成的傳動系統稱為軸系。將軸系置於封閉系統內的機構稱為減速器，減速器是將高速運動（通常為旋轉運動）轉換為低速運動的一種傳動裝置，如圖1-41所示為一種齒輪減速器軸系部件，是減速器的核心部分。

圖1-43滾動體的類型