机械设计课程设计-电动绞车传动装置二级展开式圆柱齿轮减速器.docx

机械课程设计说明书机械设计课程设计说明书全套图纸加扣3012250582题 目电动绞车传动装置二级展开式圆柱齿轮减速器学 院机电工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级机械143班学 号学生姓名指导教师完成日期 设计及说明 结果一、传动方案的确定（如下图）：采用二级V带展开式双斜齿圆柱齿轮减速器的传动方二、原始数据：a) 钢丝绳曳引力： F=5500N b) 钢丝绳速度： v=0.56m/sc) 滚筒直径： D=400mmd) 滚筒长度：L=800mm运输带速允许误差5%减速器寿命（年）每年工作天数（天）每天工作小时数（时）Year=15年Day=360天Hour=8小时三.确定电动机型号运输机主轴上所需要的功率：Pw=Fv1000*0.96=5500*0.561000*0.96=3.28kw 传动装置的主要包括两对斜齿轮，所以轴承主要涉及卷筒处的球轴承，选用深沟球轴承，由于减速器的输入轴、中间轴和输出轴上由于三轴上有斜齿轮，所以预先确定轴承为滚子轴承，选用圆锥滚子轴承，故总效率：1，弹性联轴器的效率联轴器=0.992，闭式圆柱齿轮的效率齿轮=0.973，球轴承的效率球轴承=0.974，工作机的效率卷筒=0.96 5,开式圆柱齿轮效率齿=0.95所以减速器的总效率：总=联轴器球轴承滚子轴承32齿轮卷筒V带=0.990.990.9830.9820.980.96=0.73电动机所需功率：Pd=Pw总=3.280.73=4.38kw选择电动机的转速：工作机的转速： nw=v601000D=0.56601000400=26.75r/min根据机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器（闭式）传动比i1=840，V带的i2=24则电动机转速范围：ndnwi1i2=26.75*40=1070r/min根据电机的所需功率Pd=2.661kW和电机的转速范围nd选用查阅机械设计课程设计选用电机型号为：Y132S-4，转速nm=1440r/min：电机的具体参数如下表所示：型号额定功率转速电流效率功率因数额定转矩质量Y132S-45.514402.22.368四、确定传动装置的总传动比及各级分配：传动装置总传动比及各级分配如下表所示：1.传动装置总传动比和各级传动比：ie=ndnw=1440/26.75=53.832.分配各级齿轮传动比i1=1.4ie=4.34（高速级传动比）i2=ie/ i1=3.10（中速级传动比）i3=ie/ie=4（低速级传动比）（先取低速级传动比i3=4可以推出ie=13.463传动装置中各轴得输入转矩得计算减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，传说装置轴为4轴求各轴转速n=1440r/minn1=n=1440r/minn2=n1/i1=1440/4.34=331.8r/minn3=n2/i2=331.8/3.10=107.0r/minn4=n3/i3=107/4=26.75r/min各轴的输入功率按电动机额定功率P计算各轴得输入功率P1=Pd*1=4.38*0.99=4.34P2=P1*23=4.34*0.97*0.97=4.10P3=P2*23=4.10*0.97*0.97=3.86P4=P321=3.86*0.99*0.97=3.71P卷=P4*25=3.71*0.97*0.95=3.42各轴得输入转矩T（N.m）和输出转矩TT=9550P/n*106=28782.6N.mmT1=T*1=28782.6*0.99=28494.8N.mmT2=T123i1=28494.8*0.97*0.97*4.34=116358.6N.mmT3=T223i2=11635.6*0.97*0.97*3.10=339393.5N.mmT4=T321i3=339393.5*0.99*0.97*4=1303678.3N.mmT卷=T423=1303678.3*0.97*0.95=1201339.6N.mm具体表格项目电动机轴高速轴中速轴低速轴箱体外轴卷筒轴转速（r/min8107107.026.75功率（kw）4.384.344.103.863.713.42转矩（N.mm）28782.628494.8116358.6339393.51303678.31201339.6总=0.73Pd=4.38kwnw=26.738 r/min电机型号：Y132S-4五、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计根据机械设计课程设计减速器部分尺寸的经验公式，列出下表：计算参数计算结果机座壁厚10 mm机盖壁厚19 mm机座凸缘厚度b15 mm机盖凸缘厚度b113.5 mm机座底部凸缘厚度b225 mm地脚螺栓直径d116mm地脚螺栓到外机壁的距离C122mm地脚螺栓到凸缘边缘距离C220 mm地脚螺栓对应的鱼眼坑直径D133 mm轴承旁联接螺栓直径d212 mm轴承旁联接螺栓到外机壁的距离C118 mm轴承旁联接螺栓到凸缘边缘距离C216 mm轴承旁联接螺栓对应的鱼眼坑直径D232 mm上下机体联接螺栓直径d312mm上下机体联接螺栓到外机壁的距离C118 mm上下机体联接到凸缘边缘距离C214 mm上下机体联接螺栓对应的鱼眼坑直径D316 mm轴承端盖螺栓直径d410 mm窥视孔盖螺栓直径d56 mm轴承旁凸台半径R20 mm轴承旁凸台高度h152 mm外机壁至轴承座端盖之间距离L48 mm大齿轮齿顶圆与内机壁之间距离19 mm齿轮端面与内机壁之间的距离29 mm机座肋厚度h29 mm机盖肋厚度h39 mm六、轴的设计：1高速轴的结构设计：（1）选择轴的材料：选取40Cr，调质处理2）初步估算轴的最小直径查阅相关资料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式： dA03PnA0：确认常数值A0=100：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=4.34n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=1440 r/min。d14.44dmin=1.1d=1.1*14.44=15.84mm计算转矩Tc=KT=28494.8T=316760*4.341440=121因为输入端需要接电机，需要由键槽通过将电机的的动力传递到输入端，所以输入轴处需要键槽，所以输入端的可取的最小轴径为15.84，故选择滚子链联轴器，对应其，型号为：GL4，所以许用最终的输入端的直径d=24mm。通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定图如下段数长度直径125024234028341330451232565366781.53278452.中速轴的结构设计（1）选择轴的材料：选取45，调质处理2）初步估算轴的最小直径查阅相关资料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式： dA03PnA0：确认常数值A0=115：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=4.10n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=331.8r/min。d26.48dmin=1.1d=1.1*26.48=29.128mm因为输入端需要接电机，需要由键槽通过将电机的的动力传递到输入端，所以输入轴处需要键槽，所以输入端的可取的最小轴径为29.128通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定图如下段数长度直径121630231434343838451542567338679.5347816303.低速轴的结构设计（1）选择轴的材料：选取40Cr，调质处理2）初步估算轴的最小直径查阅相关资料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式： dA03PnA0：确认常数值A0=100：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=3.86n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=107r/min。d32.75dmin=1.1d=1.1*32.75=36.029mm计算转矩Tc=KT=16696.5T=316760*3.76107=12131因为输入端需要接电机，需要由键槽通过将电机的的动力传递到输入端，所以输入轴处需要键槽，所以输入端的可取的最小轴径为36.029, 故选择GICL型鼓形齿式联轴器，对应其，型号为：GICL6，所以许用最终的输入端的直径d=50mm。段数长度直径1211050234052342155456056586721554.箱体外低速轴的结构设计查阅相关资料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式： dA03PnA0：确认常数值A0=100：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=3.71n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=107r/min。d32.6dmin=1.1d=1.1*32.75=36.1mm计算转矩Tc=KT=15696.5T=316760*3.71107=13131因为输入端需要接电机，需要由键槽通过将电机的的动力传递到输入端，所以输入轴处需要键槽，所以输入端的可取的最小轴径为36.1, 故选择GICL型鼓形齿式联轴器，对应其，型号为：GICL6所以许用最终的输入端的直径d=60mm七、齿轮设计1齿轮传动设计计算（高速级）（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。 选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45#，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为8级的精度(GB10095-2001)。 初选螺旋角=12。 初选小齿轮的齿数z1=17；已知该减速级下的传动比的传动比为u=4.34大齿轮的齿数为：z2=uz1=4.34*17=73.78取z2=74。压力角=20。考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度计算试算小齿轮分度圆直径，即：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=1.3。2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=28.52N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=28.52103 N.mm。3)查阅相关资料机械设计取齿宽系数d=14)查阅相关资料机械设计取区域系数ZH=2.4425)查阅相关资料机械设计查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/26)计算接触疲劳强度用重合度系数Z：齿轮的端面压力角t：t=arctantan ncos=arctantan 20cos12=20.304小齿轮齿顶圆压力角at1为：at1=arccosz1cos t/(z1+2han*cos)=arccos17cos 20.304/(17+21cos12)=32.754大齿轮齿顶圆压力角at2为：at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos74cos 20.304/(74+21cos12)=20.936齿轮的重合度的计算：=z1tan at1-tan t+z2tan at2-tan t/2=17tan 32.754-tan 20.304+74tan 23.936-tan 20.304/2=1.611=dz1tan/=117tan(12) /=1.151则接触疲劳强度用重合度系数Z为：Z=4-31-+=4-1.61131-1.151+1.1511.611=0.7117)计算螺旋角系数Z：Z=cos=cos12=0.9788)计算接触疲劳许用应力H：分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮Hlim1=600MPa大齿轮Hlim2=550MPa确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：N1=60njLh式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：N1=60njLh=6014401(836515)=3.784109N2=N1/u=3.784109/（74/17）=0.87109则查阅相关资料机械设计的接触疲劳的寿命系数，确定：小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.92大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=0.96取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力H为：H1=KHN1Hlim1S=0.926601=552MPaH2=KHN2Hlim2S=0.965501=528MPa取H1和H2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：H=528 MPa8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2=321.328.521030.95（7417）+174/172.442189.80.7710.9785282=34.185mm调整小齿轮的分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：v=d1tn601000=34.1851440601000=2.576m/s计算齿宽b：b=dd1t=134.185=34.185mm2)计算实际载荷KH：查阅相关资料机械设计使用系数，确定齿轮副的使用系数为KA=1。根据v=2.549m/s，级精度，确定动载系数为KV=1.15。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=228.52*103/34.794=1.669*103NKAFt1/b=13226.784/41.054=78.598N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KH=1.4。在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽b=34.185mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数KH=1.450由此可以确定实际载荷系数KH为：KH=KAKVKHKH=11.151.41.450=2.3453)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：d1=d1t3KHKHt=43.21532.3451.3=41.55mm及其相应的模数mn：mn=d1cos/z1=46.21cos(12)/17 =2.39mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数，即：mnt32KFtT1YYdz12.YFaYsaF确定公式中的各个参数：1)试选KFt=1.3。2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。基圆螺旋角b：b=arctantan cos t=arctan(tan 12cos 20.304)=11.271v=/cos2b=1.611/cos211.271=1.675Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.675=0.6983)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数Y：Y=1-120=1-1.15112120=0.8854)计算YFaYsaF计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zv2：zv1=z1/cos3 =17/cos312=18.17zv2=z2/cos3 =74/cos312=79.07查阅相关资料机械设计查得齿型系数:小齿轮齿型系数：YFa1=2.925大齿轮齿型系数：YFa2=2.27查阅相关资料机械设计查得应力修正系数：小齿轮应力修正系数：Ysa1=1.53大齿轮应力修正系数：Ysa2=1.77查阅相关资料机械设计的齿轮弯曲疲劳极限，确定：小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=450MPa大齿轮的弯曲疲劳极限Flim2=380MPa查阅相关资料机械设计弯曲疲劳寿命系数，确定：小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.2，则：F1=KFN1Flim1S=0.864501.2=322.5MPaF2=KFN2Flim2S=0.903801.2=285MPaYFa1Ysa1F1=2.9251.53322.5=0.0139YFa2Ysa2F2=2.771.77285=0.0141取两者的较大值所以：YFaYsaF=0.01415)试算齿轮模数：mnt32KFtT1YYcos2 dz12.YFaYsaF=321.328.521030.6980.885cos2 1211720.0141=1.246调整齿轮模数1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：d1=mntz1/cos=1.24617/cos 12=20.72mmv=d1n601000=20.721440601000=1.56m/s计算齿宽b：b=dd1=120.72=20.72mm计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)mnt=(21+0.25) 2.775=2.803mmb/h=20.72/2.803=7.392)计算实际载荷系数KF：根据v=1.56m/s，8级精度，确定动载系数为KV=1.05计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=228.52103/20.72=2752NKAFt1/b=12752/20.72=132.86N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KF=1.4已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料机械设计齿向载荷分布系数KH=1.450，已知b/h=7.39，KF=1.355。则将以上计算得到的数据带入得到：KF=KAKVKFKF=11.141. 41.38=1.9913)按照实际载荷系数计算齿轮模数：mn=mnt3KFKFt=1.24631.9911.3=1.436mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径d148.892mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以mn1.518mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取mn=2mm，则计算小齿轮的齿数为：z1=d1/mn，计算结果取整得到z1=24。则大齿轮的齿数为：z2=uz1=4.320=86.8取z2=86（3）几何尺寸的计算1)计算中心距：a=(z1+z2)mn2cos =(20+86)22cos 12=108.37mm取中心距a=108mm。2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(20+86)22108.37=11.0443)计算小、大齿轮的分度圆直径：d1=z1mn/ cos =202/cos11.044=40.75mmd2=z2mn/ cos =862/cos11.044=175.25mm4)计算齿轮宽度：b=dd1=140.75=40.75mm取大齿轮宽度为b2=45mm，一般将小齿轮宽度增加410mm，取b1=40mm。该级的齿轮副的设计结果如下表所示：计算参数小齿轮大齿轮齿轮材料40Cr45齿轮齿数2086齿轮模数2 mm2 mm齿轮分度圆直径40.75 mm175.25 mm齿轮齿宽40 mm45 mm齿轮压力角2020螺旋角11.04411.044齿轮中心距108.37mm3齿轮传动设计计算二中速级齿轮（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数（中速级） 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。 选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为8级的精度(GB10095-2001)。 初选螺旋角=14。 初选小齿轮的齿数z1=20；已知该减速级下的传动比的传动比为u=3.10大齿轮的齿数为：z2=uz1=3.1020=62压力角=20。考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度计算试算小齿轮分度圆直径，即：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=1.3。2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=116.57N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=116.57103 N.mm。3)查阅相关资料机械设计取齿宽系数d=14)查阅相关资料机械设计取区域系数ZH=2.4325)查阅相关资料机械设计查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/26)计算接触疲劳强度用重合度系数Z：齿轮的端面压力角t：t=arctantan ncos=arctantan 20cos14=20.562小齿轮齿顶圆压力角at1为：at1=arccosz1cos t/(z1+2han*cos)=arccos20cos 20.562/(20+21cos14)=31.407大齿轮齿顶圆压力角at2为：at2=arccosz2cos t/(z2+2han*cos)=arccos62cos 20.562/(62+21cos14)=24.787齿轮的重合度的计算：=z1tan at1-tan t+z2tan at2-tan t/2=20tan 31.407-tan 20.562+62tan 24.787-tan 20.562/2=1.606=dz1tan/=0.920tan(14) /=1.588则接触疲劳强度用重合度系数Z为：Z=4-31-+=4-1.60631-1.588+1.5881.606=0.7217)计算螺旋角系数Z：Z=cos=cos14=0.9858)计算接触疲劳许用应力H：分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮Hlim1=550MPa大齿轮Hlim2=480MPa确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：N1=60njLh式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：N1=60njLh=60311.801(836515)=8.194*108N2=N1/u=8.194*108/（62/20）=2.643*108则查阅相关资料机械设计的接触疲劳的寿命系数，确定：小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.94大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=0.96取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力H为：H1=KHN1Hlim1S=0.945501=517MPaH2=KHN2Hlim2S=0.964801=460.8MPa取H1和H2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：H=460.8 MPa8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2=321.3116.571030.962/20+162/202.432189.80.7210.985460.82=58.76mm调整小齿轮的分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：v=d1tn601000=58.76311.80601000=0.959m/s计算齿宽b：b=dd1t=158.76=58.76mm2)计算实际载荷KH：查阅相关资料机械设计使用系数，确定齿轮副的使用系数为KA=1。根据v=0.959m/s，8级精度，确定动载系数为KV=1.06计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=2116.57103/58.76=3976NKAFt1/b=13976/58.76=67.67N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KH=1.4。在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑非对称布置和齿宽b=58.76mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数KH=1.463。由此可以确定实际载荷系数KH为：KH=KAKVKHKH=11.061.41.463=2.1713)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：d1=d1t3KHKHt=58.7632.1711.3=69.71mm及其相应的模数mn：mn=d1cos/z1=69.71cos(14)/20=3.38mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数，即：mnt32KFtT1YYdz12.YFaYsaF确定公式中的各个参数：1)试选KFt=1.3。2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。基圆螺旋角b：b=arctantan cos t=arctan(tan 14cos 20.562)=13.140v=/cos2b=1.606/cos213.140=1.694Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.694=0.6933)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数Y：Y=1-120=1-1.58814120=0.8154)计算YFaYsaF计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zv2：zv1=z1/cos3 =20/cos314=21.89zv2=z2/cos3 =62/cos314=67.87查阅相关资料机械设计查得齿型系数:小齿轮齿型系数：YFa1=2.78大齿轮齿型系数：YFa2=2.28查阅相关资料机械设计查得应力修正系数：小齿轮应力修正系数：Ysa1=1.52大齿轮应力修正系数：Ysa2=1.73查阅相关资料机械设计的齿轮弯曲疲劳极限，确定：小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=440MPa大齿轮的弯曲疲劳极限Flim2=400MPa查阅相关资料机械设计弯曲疲劳寿命系数，确定：小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则：F1=KFN1Flim1S=0.914401.4=286MPaF2=KFN2Flim2S=0.934001.4=265.71MPaYFa1Ysa1F1=2.781.52286=0.01477YFa2Ysa2F2=2.281.73265.71=0.01484取两者的较大值所以：YFaYsaF=0.014845)试算齿轮模数：mnt32KFtT1YYcos2 dz12.YFaYsaF=321.3116.571030.6930.815cos2 1412020.015=1.815调整齿轮模数1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：d1=mntz1/cos=1.81520/cos 14=37.411mmv=d1n601000=37.411311.80601000=0.61m/s计算齿宽b：b=dd1=137.411=48.912mm计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)mnt=(21+0.25) 1.815=4.084mmb/h=37.411/4.084=9.1602)计算实际载荷系数KF：根据v=0.61m/s，8级精度，确定动载系数为KV=1.02计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=2116.57103/37.411=6230NKAFt1/b=16230/37.411=166.53N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KF=1.4已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料机械设计齿向载荷分布系数KH=1.450，已知b/h=9.160，KF=1.32。则将以上计算得到的数据带入得到：KF=KAKVKFKF=11.021.41.32=1.8853)按照实际载荷系数计算齿轮模数：mn=mnt3KFKFt=1.81531.8151.3=2.054mm对比结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径d169.71mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以mn2.054mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取mn=3mm，则计算小齿轮的齿数为：z1=d1mn=22.55，计算结果取整得到z1=23。则大齿轮的齿数为：z2=uz1=3.1023=71.3取z2=71。（3）几何尺寸的计算1)计算中心距：a=(z1+z2)mn2cos =(23+71)32cos 14=145.32mm取中心距a=145mm。2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(23+71)32145=13.493)计算小、大齿轮的分度圆直径：d1=z1mn/ cos =233/cos13.49=70.95mmd2=z2mn/ cos =713/cos13.49=219.04mm4)计算齿轮宽度：b=dd1=170.95=70.95mm取小齿轮宽度为b2=70mm，一般将小齿轮宽度增加410mm，取b1=75该级的齿轮副的设计结果如下表所示：计算参数小齿轮大齿轮齿轮材料40Cr45齿轮齿数2371齿轮模数3 mm3 mm齿轮分度圆直径70.95 mm219.04mm齿轮齿宽72 mm78 mm齿轮压力角2020螺旋角13.4913.49齿轮中心距145mm三.开式齿轮（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用直齿圆柱齿轮传动（外啮合）。 选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为8级的精度(GB10095-2001)。初选小齿轮的齿数z1=21；已知该减速级下的传动比的传动比为u=4大齿轮的齿数为：z2=uz1=421=84压力角=20。（2）按齿面接触疲劳强度计算试算小齿轮分度圆直径，即：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=1.3。2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=316.76N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=316.76103 N.mm。3)查阅相关资料机械设计取齿宽系数d=14)查阅相关资料机械设计取区域系数ZH=2.45)查阅相关资料机械设计查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/26)计算接触疲劳强度用重合度系数Z：小齿轮齿顶圆压力角at1为：at1=arccosz1cos t/(z1+2han*cos)=arccos21cos 20/(21+21)=30.910大齿轮齿顶圆压力角at2为：at2=arccosz2cos t/(z2+2han*cos)=arccos84cos 20/(84+21)=23.387齿轮的重合度的计算：=z1tan at1-tan t+z2tan at2-tan t/2=21tan 30.910-tan 20+84tan 23.387-tan 20/2=1.701则接触疲劳强度用重合度系数Z为：Z=4-3=4-1.7013=0.8758)计算接触疲劳许用应力H：分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮Hlim1=600MPa大齿轮Hlim2=550MPa确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：N1=60njLh式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：N1=60njLh=60107.031(836515)=2.813*108N2=N1/u=2.813*108/4=0.703*108则查阅相关资料机械设计的接触疲劳的寿命系数，确定：小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.94大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=0.96取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力H为：H1=KHN1Hlim1S=0.946001=564MPaH2=KHN2Hlim2S=0.965501=528MPa取H1和H2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：H=528 MPa8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2=321.3316.7610314+142.4189.80.8755282=63.71mm调整小齿轮的分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：v=d1tn601000=63.71107.03601000=0.357m/s计算齿宽b：b=dd1t=163.71=63.71mm2)计算实际载荷KH：查阅相关资料机械设计使用系数，确定齿轮副的使用系数为KA=1。根据v=0.357m/s，8级精度，确定动载系数为KV=1.06计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=2116.57103/58.76=3976NKAFt1/b=13976/58.76=67.67N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KH=1.11。在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑非对称布置和齿宽b=63.71mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数KH=1.450。由此可以确定实际载荷系数KH为：KH=KAKVKHKH=11.11.21.450=1.933)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：d1=d1t3KHKHt=63.7131.931.3=72.6mm及其相应的模数mn：mn=d1cos/z1=72.6/18=4.033mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数，即：mnt32KFtT1YYdz12.YFaYsaF确定公式中的各个参数：1)试选KFt=1.3。2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.701=0.691小齿轮齿型系数：YFa1=2.78大齿轮齿型系数：YFa2=2.25小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=480MPa大齿轮的弯曲疲劳极限Flim2=400MPa查阅相关资料机械设计弯曲疲劳寿命系数，确定：小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则：F1=KFN1Flim1S=0.914801.4=312MPaF2=KFN2Flim2S=0.934001.4=265.71MPaYFa1Ysa1F1=2.781.56312=0.0139YFa2Ysa2F2=2.251.77265.71=0.0149取两者的较大值所以：YFaYsaF=0.01495)试算齿轮模数：mnt32KFtT1YYcos2 dz12.YFaYsaF=321.3316.761030.69112120.0149=2.68调整齿轮模数1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：d1=mntz1/cos=2.6821=56.28mmv=d1n601000=56.28107.03601000=0.27m/s计算齿宽b：b=dd1=156.28=56.28mm计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)mnt=(21+0.25) 2.68=6.03mmb/h=56.28/6.03=9.332)计算实际载荷系数KF：根据v=0.