毕业设计（论文）-二级圆柱齿轮减速器设计（全套图纸）.pdf

沈 阳 化 工 大 学 科 亚 学 院 本 科 毕 业 论 文 题 目： 二级圆柱齿轮减速器 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机制 1203 学生姓名： 指导教师： 论文提交日期：2016 年 6 月 1 日 论文答辩日期：2016 年 6 月 8 日 摘要摘要 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动所组成的独立部件， 常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置，在少数场合下也用作 增速的传动装置，这时就称为增速器，减速器由于结构紧凑，效率较高， 传递运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应 用很广。 汽轮机的减速器都采用斜齿轮，斜齿一般具有渐开形，新的减速器 齿轮采用螺线形斜齿轮。汽轮机减速器齿轮是将斜齿轮成组的组装在一 起成为人字形齿轮组，用来平衡斜齿轮工作时的轴向推力，从而保证齿 轮啮合良好。在有些小型汽轮机的减速器上，靠发电机侧的大齿轮轴承， 除有支承作用外，在轴承两侧还浇铸有乌金，并开有倾斜油槽，与装在 大齿轮轴上的两个推力盘组成推力轴承，来承受轴向推力。大齿轮工作 时的轴向推力，可能来自发电机，也可能是斜齿轮工作时残余的轴向不 平衡推力。 关键字：关键字：齿轮；传动比；减速器。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 Abstract Reducer is a kind of enclosed by a rigid shell gear in the transmission, which is composed of independent components, commonly used as gear between the power machine and work, in a few cases is also used as a speed transmission device, then said speeder, reducer due to compact structure, high efficiency transmission movement, accurate and reliable, simple maintenance and batch production, so in the modern machinery is widely used. Turbine reducer adopts helical gears, bevel generally has gradually open form, the new reduction gear using spiral bevel gear. The reducer gear of the turbine is assembled together with the helical gear into a human form gear set, which is used to balance the axial thrust of the helical gear in order to ensure the gear meshing well. In some small turbine reducer on, rely on the generator side gear bearing, in addition to a supporting role, on the two sides of the bearing also cast Ugyen, and is provided with an inclined oil groove, and installed in the gear shaft of the two thrust disc composed of thrust bearing, to bear the axial thrust. The axial thrust of the big gear, which may come from the generator, may also be the axial unbalance thrust of the helical gear. Key words: gear; transmission ratio; gear reducer. 目录 第一章 工作机器特征的分析 . 1 第二章 传动方案的设计 . 2 第三章 选择电动机 . 3 3.1 求电机至工作机之间的传动装置的总效率 . 3 3.2 计算电机所需功率 . 4 3.3 确定电动机的转速 . 4 3.4 电动机的外形和安装尺寸 . 4 第四章 确定传动机中传动比和分配传动比 . 6 4.1 计算传动装置总传动比 . 6 4.2 计算传动装置的分传动比 . 6 第五章 带轮设计 . 7 5.1 设计带轮的功率 . 7 5.2 确定带轮基准直径 . 7 5.3 验算带的速度 . 7 5.4 确定普通 V 带的基准长度和传动中心距 . 7 5.6 计算 V 带的根数 Z . 8 5.7 计算初拉力 F0 . 9 5.8 计算作用在轴上的压力 FQ . 9 5.9 带轮结构设计与技术设计 . 9 第六章 计算传动装置的运动及动力参数 . 11 第七章 齿轮传动设计 . 13 7.1.高速级齿轮传动设计 . 13 7.2.低速级齿轮传动设计 . 18 第八章 轴的设计 . 24 8.1 中间轴的设计 . 24 8.2 高速轴的设计 . 31 8.3 低速轴的设计 . 38 第九章 减速器箱体主要结构尺寸 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 结论 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致谢 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章 工作机器特征的分析 1 第一章 工作机器特征的分析 由设计任务书可知：该减速箱用于卷筒输送带，工作速度不高（V=1.5m/s）,输 送带工作拉力不大(F=1200N),因而传递的功率也不会太大。 由于工作运输机工作平稳, 转向不变,使用寿命不长(10 年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴 承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉, 生产周期短,效率高。 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 传动方案的设计 2 第二章 传动方案的设计 根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下： 优点：(1)电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，V 带较 平带传动能产生更大的摩擦力，而且 V 带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构 简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用 V 带传动较为合理，这 样还可以减轻电动机因过载产生的热量， 以免烧坏电机， 当严重超载或有卡死现象时， 皮带打滑，可以起保护电机的作用。 （2）斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振 动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的 两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。 （3）高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的 扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。 缺点：（1）皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。 （2）齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定 麻烦。 综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动 方案是可行的。 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 选择电动机 3 第三章 选择电动机 3.1 求电机至工作机之间的传动装置的总效率求电机至工作机之间的传动装置的总效率 传动系统简图如图 1 图 1 传动系统简图 总效率 总 ： 1 （V 带）=0.96， 2 （滚动轴承）=0.99， 3 （齿轮）=0.97， 4 （联 轴器）=0.99，, 5 （平摩擦传动）=0.90。（数据摘自参考文献3） 即： 1 V 带传动效率：0.96 2 滚动轴承（润滑最佳时一对）传动效率：0.99 3 齿轮传动效率：0.97 4 弹性联轴器传动效率：0.99 5 平面带与卷筒摩擦传动效率：0.90 7809. 090. 099. 097. 099. 096. 0 23 54 2 3 3 21 = 总 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 选择电动机 4 3.2 计算电机所需功率计算电机所需功率 已知运输带工作拉力 F=1200N、运输带的速度 V=1.5m/s，求运输带的功率 WFVPy18005 . 11200= 已知平面带与卷筒摩擦传动效率 5 ：0.90 求出工作机的功率 W W P P y g 2000 90 . 0 1800 5 = 电动机的功率： KWW p P y d 05.322305 809.70 1800 = 总 3.3 确定电动机的转速确定电动机的转速 已知运输带工作拉力 F=1200N，平面带与卷筒摩擦传动效率 5 =0.90 可以求得卷筒圆周力 F1，卷筒的转速 n N F F1333 90. 0 1200 5 1 = Nm DF T133 2 2 . 033.1333 2 1 = = min/143 333.133 29550 9550 r T P n g = = 二级减速器的传动比 i=8-40，所以电动机的转速范围为: nd =in=（840）143.32=（1146.565732.8）r/min 根据电动机功率和电动机转速查（机械设计简明手册）符合条件的电动机有： 型号 Y100L2-4 功率/KW 3 转速（r/min）1420 3.4 电动机的外形和安装尺寸电动机的外形和安装尺寸 中心高度 100 长宽高 L(HDAD AC +) 2 380282.5245 安装尺寸 AB 160140 轴伸尺寸 DE 2860 平键尺寸 FG 824 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 选择电动机 5 图 2 Y100L24 型电动机外形图 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 确定传动机中传动比和分配传动比 6 第四章 确定传动机中传动比和分配传动比 4.1 计算传动装置总传动比计算传动装置总传动比 9 . 9 32.143 1420 = n n i d 式 d n 为电动机满载时转速（r/min），n 为卷筒转速（r/min） 4.2 计算传动装置的分传动比 已知中传动比，求两级减速器传动比： 因为为斜齿轮传动比 21 )5 . 10 . 1 (ii= 则取 21 14 . 1 ii = V 带传动比 v i =1.2 由 v iii 2 2 14 . 1 =得： 69 . 2 2 =i 1 i =3.067 1 i 为高速级传动比， 2 i 为低速级传动比 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 带轮设计 7 第五章 带轮设计 5.1 设计带轮的功率设计带轮的功率 c P ，选取 V 带类型查表得工作情况系数4 . 1= A K,根据PKP Ac = KWKWPKP Ac 2 . 434 . 1= 依据KWPc2 . 4=、min/1420rnd=，从图选用 A 型普通 V 带。 5.2 确定带轮基准直径确定带轮基准直径 由表查得主动轮的最小基准直径mmdd80 min1 =，根据带轮的基准直径系列，取 mmdd100 1 =。 根据式 1 2 d d i = （5-1） 计算从动轮基准直径： mmmmidd dd 1202 . 1100 12 = 根据基准直径系列，取mmdd118 2 =。 5.3 验算带的速度验算带的速度 根据 100060 11 1 = nd v d (5-2) 得smsm nd v d /432 . 7 / 100060 1420100 100060 11 1 = = = 速度在 5-25m/s 内，适合 5.4 确定普通确定普通 V 带的基准长度和传动中心距带的基准长度和传动中心距 根据)(27 . 0( 210dd dda+= （5-3） 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 带轮设计 8 得mma436 6 . 152)118100)(27 . 0( 0 =+= 初步确定中心距mma300 0 =。 根据 0 2 12 2100 4 )( )( 2 2 a dd ddaL dd dd + （5-4） 计算带的初选长度： mm a dd ddaL dd dd 7 . 942 3004 18 1093002 4 )( )( 2 2 2 0 2 12 2100 = += + 根据表选取带的基准长度mmLd1000= 根据式 2 0 0 LL aa d += （5-5） 计算带的实际中心距a为 mm LL aa d 65.328 2 7 . 9421000 300 2 0 0 = += += 根据 d Laa015 . 0 min =、 d Laa03 . 0 max =， （5-6） 中心距可调整范围为： mmamm65.35865.313 5.5 验算主动轮上的包角 1 根据 0120 1 3 . 57180 = a dd dd 000 0120 1 86.176 3 . 57 65.328 100118 180 3 .57180 = = = a dd dd 主动轮上包角大于 120 0，包角适合。 5.6 计算计算 V 带的根数带的根数 Z 由 A 型普通 V 带，min/1420rnd=、mmdd100 1 =， 查表得KWP32 . 1 0 =； 由2 . 1=i， 查表得KWP09 . 0 0 =;由 0 1 177=，查表得988 . 0 = K;由mmLd1000=，查表得 89 . 0 = L K.则根据 L C KKPP P Z )( 0 + = （5-7） 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 带轮设计 9 有： 4 . 3 89. 0988. 0)09. 032. 1 ( 2 . 4 )( 0 = + = + = L C KKPP P Z 取 Z=4 根。 5.7 计算初拉力计算初拉力 F0 根据式 2 0 ) 1 5 . 2 (500pv KvZ P F c += （5-8） 查表 q=0.010kg/m，有： N pv KvZ P F c 11443. 710. 0) 1 984. 0 5 . 2 ( 443. 7 2 . 4 500 ) 1 5 . 2 (500 2 2 0 =+ = += 5.8 计算作用在轴上的压力计算作用在轴上的压力 FQ 根据 2 86.176 sin2 0 0 ZFFQ= （5-9） 得：NZFFQ66.911 2 86.176 sin11442 2 86.176 sin2 00 0 = 5.9 带轮结构设计与技术设计带轮结构设计与技术设计 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 带轮设计 10 图 3 带轮的结构示意图 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第六章 计算传动装置的运动及动力参数 11 第六章 计算传动装置的运动及动力参数 对电动机：KWP3= min/1420rn = Nm20 1420 39550 n 9550 = = 电 P T 对于轴：KWPPI85 . 2 99 . 0 96 . 0 3 2v = 电 min/ r1183 2 . 1 1420 i n n v = 电 I m23 1183 85 . 2 9550 n 9550 N P T I I I = = 对于 II 轴：KWPP III 74 . 2 99 . 0 97 . 0 85 . 2 23 = min/r 7 . 385 069 . 3 1183 i n n 1 = I II m68 7 . 385 74 . 2 9550 n 9550 N P T II II II = = = 对于 III 轴：KWPP IIIII 63 . 2 99 . 0 97 . 0 74 . 2 23 = min/r143 69 . 2 7 . 385 i n n 2 = II III Nm 6 . 175 143 63 . 2 9550 n 9550 = = = III III III P T 对工作机： KWW W P P y g 22000 90 . 0 1800 5 = min/143 333.133 29550 9550 r T P n g = = Nm DF T133 2 2 . 033.1333 2 1 = = 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第六章 计算传动装置的运动及动力参数 12 表 1 带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果 参数 轴名 电动机轴 轴 轴 轴 工作机轴 转速/(r/min) 1420 1183 385.7 143 143 功率 P/kW 3 2.85 1.74 2.63 2 转矩 T/(Nm) 20 23 68 175.6 133 传动比 i 1.2 3.067 2.69 1 效率 0.96 0.97 0.97 0.99 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 13 第七章 齿轮传动设计 7.1.高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计 已知传递功率KWpI85 . 2 =，小齿轮转速min/1183rnI=，067 . 3 1 = ui，由电 动机驱动，双班制工作，使用寿命 10 年。计算结果及步骤如下： 选择材料及热处理查参考文献，小齿轮选用 45 钢，调质，HBS1=217255，取 HBS1=240，大齿轮选用 45 钢，正火，HBS2=162217，取 HBS2=190。由表知，HBS1精 度等级 齿数 实际传动比 齿数比误差 初选螺旋角 HBS2=40，合适。 选 8 级精度（GB1009588）。 选小齿轮齿数30 1 =z，大齿轮齿数01.9230067 . 3 12 = uzz，圆整取92 2 =z 实际传动比为： 067 . 3 30 92 1 =i 齿数比误差为： %01 . 0 92 01.9292 = =u 在允许误差范围内 初选螺旋角 o 15= 按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数 小齿轮传递转矩 I T 3 2 1 1 12 + Z ZZZ u uTK d E d t t 由式 1 16 1055 . 9 n P TI=得： NmmT 1183 85 . 2 1055 . 9 6 1 = Nmm23000= 齿轮材料弹性系数 E Z 查参考文献得：aZE= 8 . 189 齿宽系数 d 查参考文献，取0 . 1= d 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 14 u=3.067 节点区域系数 H Z 由参考文献得：45 . 2 = H Z 端面重合度 cos 11 2 . 388 . 1 21 += zz (2)查参考文献知设计公式： 3 2 1 1 12 + Z ZZZ u uTK d E d t t 螺旋角系数 Z =679 . 1 15cos 92 1 30 1 2 . 388 . 1 = + o 9828 . 0 15coscos= o Z 轴向重合度 556 . 2 268 . 0 301318 . 0 318 . 0 1 =tgz d 重合度系数 Z= 1 Z772 . 0 679 . 1 1 = 初选载荷系数 t K 3 . 1= t K 接触应力循环次数 N 由参考文献得： 9 11 104 . 3103001611836060= h jLnN 89 12 1011 . 1 067 . 3 /104 . 3/= uNN 接触疲劳强度寿命系数 N Z 由参考文献得：ZN1=1，ZN2=1 最小安全系数 SHmin 由参考文献 SHmin=1 接触疲劳极限Hlim 由参考文献得接触接触疲劳极限 Hlim1=350+HBS1=(350+240)MPa=590MPa Hlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa 许用接触应力 H 由参考文献得： MPaMPa S Z H NH H 590 1 1590 min 11lim 1 = = MPaMPa S Z H NH H 390 1 1390 min 22lim 2 = = 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 15 试计算小齿轮分度圆直径 1t d 由于 H2 H1，所以应取较小值 H2代入计算 3 2 1 12 + Z ZZZ u uTK d E d It t =3 4 067 . 3 1067 . 3 0 . 1 103 . 23 . 12+ 计算圆周速度 v mm19.40 390 9828 . 0 772 . 0 45 . 2 8 . 189 3 2 = 489 . 2 100060 118319.40 100060 11 = = = nd v t m/s 使用系数 KA 查参考文献得：KA=1 动载系数 KV 根据 vz1/100=2.48930/100=0.7467m/s，查参考文献得：KV=1.07 齿间载荷分配系数 K 由参考文献得：4 . 1= K 齿向载荷分配系数 K 由参考文献得：1= K 确定载荷系数K 498 . 1 14 . 107 . 1 1= K KKKK V 修正小齿轮分度圆直径 1 d 由参考文献得： mmKKdd tt 135.423 . 1/498 . 1 19.40/ 3 3 11 = 确定齿轮参数及主要尺寸法面模数 n m mm z d mn357 . 1 30 15cos135.42cos 1 1 = = o 根据参考文献，取标准值mmmn5 . 1= 中心距a ()() mm zzm a n 73.94 15cos2 92305 . 1 cos2 21 = + = + = o 圆整为mma95= 确定螺旋角 ()() 952 92305 . 1 arccos 2 arccos 21 + = + = a zzmn =15.6089 0 分度圆直径 1 d 、 2 d mm zm d n 72.46 6089.15cos 305 . 1 cos 1 1 = = o 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 16 mm zm d n 28.143 6089.15cos 925 . 1 cos 2 2 = = o 确定齿宽 1 b 、 2 b mmdb d 72.4672.460 . 1 1 = 圆整后取 2 b =50mm， 1 b =55mm （3）校核弯曲疲劳强度 由参考文献知校核公式为： F SaFa n F YYYY mbd KT = 1 1 2 斜齿轮当量齿数 v z 由30 1 =z，92 2 =z， o 6089.15=，可得 58.33 6089.15cos 30 cos 33 1 1 = o z zv 97.102 6089.15cos 92 cos 33 2 2 = o z zv 齿形系数 YFa1、YFa2 应力修正系数 YSa1、YSa2 查参考文献，YFa1=2.48，YFa2=2.18 重合度系数 Y 查参考文献，YSa1=1.64，YSa2=1.79 70 . 0 679 . 1 /75 . 0 25 . 0 /75 . 0 25 . 0 =+=+= Y 螺旋角系数 Y 查参考文献得：9 . 0= Y 弯曲疲劳强度极限 1limF ， 2limF 由参考文献得： 1limF =320+0.45HBS1=(320+0.45240)MPa=416MPa 2limF =184+0.74HBS2=(184+0.74190)MPa=324.60MPa 弯曲应力循环次数 NF 由参考文献得： 9 11 104 . 3103001611836060= hF jLnN 12 = NNF/u=3.4 10 9/3.067=1.11108 弯曲疲劳强度寿命系数 YN 由参考文献得：YN1=1，YN2=1 弯曲疲劳强度安全系数 SFmin计算许用弯曲 由参考文献 ，SFmin=1 应力 F MPa S Y F NF F 416 1 1416 min 11lim 1 = = MPa S Y F NF F 60.324 1 160.324 min 2lim 2 = = 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 17 校核齿面弯曲疲劳强度 YYYY mbd KT SaFa n F11 1 1 1 2 = 9 . 070 . 0 64 . 1 48 . 2 5 . 172.4655 103 . 2489 . 1 2 4 = MPa554.45= 1F 64 . 1 48 . 2 79 . 1 18 . 2 53.45 11 22 12 = SaFa SaFa FF YY YY MPa68.43= 2F (4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数 t m 56 . 1 6089.15cos 5 . 1 cos = o n t m m 端面压力角 t 由 cos tan tan n t =得： o 7 . 20= t 基圆直径 b d mm zm d tn b 7 . 43 9632 . 0 9354 . 0 305 . 1 cos cos 1 1 = = mm zm d tn b 134 9632 . 0 9354 . 0 925 . 1 cos cos 2 2 = = 齿顶圆直径 a d da1= += + 12 6089.15cos 30 5 . 12 cos 1 o an n h z m mm72.49= da2= += + 12 6089.15cos 92 5 . 12 cos 2 o an n h z m mm27.146= 齿根圆直径 f d = nan nf ch z md22 cos 1 1 mm33.418 . 0212 6089.15cos 30 5 . 1= = o = nan nf ch z md22 cos 2 2 齿顶高 a hmmmhhh naa 5 . 15 . 11 * 2 = 齿根高 f h ()()mmmchhh nnanff 7 . 25 . 18 . 01 * 21 =+=+= 全齿高h ()()mmmchhh n nan2 . 45 . 18 . 0122 * 21 =+=+= 端面齿厚 t smm m ss n tt 45 . 2 6089.15cos2 5 . 1 cos2 21 = = o 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 18 端面齿距 t p mm m pp n tt 89 . 4 6098.15cos 5 . 1 cos 21 = = o 端面基圆齿距 tb p577 . 4 6098.15cos 7 . 20cos5 . 1 cos cos 2 1 = = o o tn tbtb m ppmm 7.2.低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 已知传递功率KWpII74 . 1 =，小齿轮转速 7 . 385 2 =nr/min，69 . 2 2 = ui，由电 动机驱动，双班制工作，使用寿命 10 年。计算结果及步骤如下： (1)选择材料及热处理 查参考文献，小齿轮选用 45 钢，调质，HBS3=217255， 取 HBS3=240，大齿轮选用 45 钢，正火，HBS4=162217，取 HBS4=190。由表知，HBS3 HBS4=40，合适。 精度等级选 8 级精度（GB1009588）。 齿数 选小齿轮齿数30 3 =z，大齿轮齿数 7 . 803069 . 2 34 = uzz，圆整取 81 4 =z 实际传动比 实际传动比为： 7 . 2 30 81 2 =i 齿数比误差 齿数比误差为： %37 . 0 81 7 . 8081 = =u 初选螺旋角 在允许误差范围内。 初选螺旋角 o 15= (2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数 查参考文献知设计公式： 3 2 1 1 12 + Z ZZZ u uTK d E d t t 小齿轮传递转矩 I T 由式 II II II n P T 6 1055 . 9 =得： NmmT 7 . 385 74 . 1 1055 . 9 6 1 =Nmm68000= 齿轮材料弹性系数 E Z 查参考文献得：aZE= 8 . 189 齿宽系数 d 查参考文献，取0 . 1= d 齿数比 u u=2.7 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 19 节点区域系数 H Z 由参考文献得：425 . 2 = H Z 端面重合度 cos 11 2 . 388 . 1 21 += zz =675 . 1 15cos 81 1 30 1 2 . 388 . 1 = + o 螺旋角系数 Z 9828 . 0 15coscos= o Z 轴向重合度 556 . 2 268 . 0 301318 . 0 318 . 0 1 =tgz d 重合度系数 Z = 1 Z773 . 0 675 . 1 1 = 初选载荷系数 t K 3 . 1= t K 接触应力循环次数 N 由参考文献得： 9 3 1011 . 1 1030016 7 . 3856060= hII jLnN 89 24 1013 . 4 69 . 2 /1011 . 1 /= uNN 接触疲劳强度寿命系数 N Z 由参考文献得：ZN3=1，ZN4=1 最小安全系数 SHmin 由参考文献 SHmin=1 接触疲劳极限Hlim 由参考文献得接触接触疲劳极限 Hlim3=350+HBS3=(350+240)MPa=590MPa Hlim4=200+HBS4=(200+190)MPa=390MPa 许用接触应力 H 由参考文献得： MPaMPa S Z H NH H 590 1 1590 min 33lim 3 = = MPaMPa S Z H NH H 390 1 1390 min 44lim 4 = = 试计算小齿轮分度圆直径 3t d 由于 H4 H3， 所以应取较小值 H4代入计算 3 2 3 12 + Z ZZZ u uTK d E d IIt t =3 4 7 . 2 17 . 2 0 . 1 108 . 63 . 12+ 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 20 mm96.57 390 9828 . 0 773 . 0 425 . 2 8 . 189 3 2 = 计算圆周速度 v 171 . 1 100060 7 . 38596.57 100060 3 = = = IIt nd vm/s 使用系数 KA 查参考文献得：KA=1 动载系数 KV 根据 vz3/100=2.730/100=0.81m/s，查参考文献得：KV=1.08 齿间载荷分配系数 K 由参考文献：4 . 1= K6 齿向载荷分配系数 K 由参考文献：1= K 确定载荷系数K 5768 . 1 146 . 1 08 . 1 1= K KKKK V 修正小齿轮分度圆直径 3 d 由参考文献得： mmKKdd tt 812.613 . 1/5768 . 1 96.57/ 3 3 33 = 确定齿轮参数及主要尺寸法面模数 n m mm z d mn055 . 2 30 15cos812.63cos 3 3 = = o 中心距a 根据参考文献，取标准值mmmn2= ()() mm zzm a n 9 . 114 15cos2 81302 cos2 43 = + = + = o 圆整为mma115= 确定螺旋角 ()() 1152 81302 arccos 2 arccos 43 + = + = a zzmn 分度圆直径 3 d 、 4 d mm zm d n 16.62 156.15cos 302 cos 3 3 = = o mm zm d n 84.167 156.15cos 812 cos 4 4 = = o 确定齿宽 3 b 、 4 b mmdb d 16.6216.620 . 1 3 = 圆整后取 4 b =60mm、 3 b =65mm （3）校核弯曲疲劳强度 由参考文献知校核公式为： F SaFa n F YYYY mbd KT = 1 1 2 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计 21 斜齿轮当量齿数 v z 由30 3 =z，81 4 =z， o 156.15=，可得 08.31 156.15cos 30 cos 33 3 3 = o z zv 92.83 156.15cos 81 cos 33 4 4 = o z zv 齿形系数 YFa3、YFa4 查参考文献，YFa3=2.51，YFa4=2.21 应力修正系数 YSa3、YSa4 查参考文献，YSa3=1.62，YSa4=1.775 重合度系数 Y 70 . 0 675 . 1 /75 . 0 25 . 0 /75 . 0 25 . 0 =+=+= Y 螺旋角系数 Y 查参考文献得：87 . 0 = Y 弯曲疲劳强度极限 3limF ， 4limF 由参考文献得： ()MPaHBS F 24074 . 0 32074 . 0 320 33lim +=+= =416MPa 4limF =184+0.74HBS4=(184+0.74190)MPa=324.60MPa 弯曲应力循环次数 NF 由参考文献得： 9 3 1011 . 1 1030016 7 . 3856060= hIIF jLnN 34 NNF=/u=1.11 10 9/2.69=4.13108 弯曲疲劳强度寿命系数 YN 由参考文献得：YN3=1，YN4=1 弯曲疲劳强度安全系数 SFmin 由参考文献 ，SFmin=1 计算许用弯曲应力 F MPa S Y F NF F 416