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机械设计课程设计说明书 设计题目双级展开式圆柱斜齿轮减速器 汽车工程学院院 系 车辆工程专业 班级0615123学号25 设计人刘 颖 指导教师滕 兵 完成日期2015年01月27日 上海工程技术大学 机械设计 课程设计说明书刘颖06151232 2 目录目录 一 设计任务书 3 二 传动方案的分析说明 4 三 电动机的选择 6 四 计算传动装置的运动和动力参数 8 五 传动件的设计计算 11 六 轴的设计计算 一 设计任务书 3 二 传动方案的分析说明 4 三 电动机的选择 6 四 计算传动装置的运动和动力参数 8 五 传动件的设计计算 11 六 轴的设计计算 31 七 滚动轴承的选择及计算 31 七 滚动轴承的选择及计算 37 八 键联结的选择及校核计算 37 八 键联结的选择及校核计算 40 九 联轴器的选择 40 九 联轴器的选择 42 十 减速器附件的选择 42 十 减速器附件的选择 44 十一 润滑与密封 44 十一 润滑与密封 48 十二 设计小结 48 十二 设计小结 50 十三 参考资料目录 50 十三 参考资料目录 5252 机械设计 课程设计说明书刘颖06151232 3 一 设计任务书一 设计任务书 1 1 设计题目1 1 设计题目 铸钢车间型砂传送带传动装置设计 1 2 设计任务1 2 设计任务 1 画 A0 号草图 装配图各一张 2 A3 号零件图二张 3 设计论文 说明书 一份 1 4 设计参数1 4 设计参数 1 传送速度 V m s 2 鼓轮直径 D mm 3 鼓轮轴所需扭矩 T mN 4 使用年限 年 1 5 其它条件 1 5 其它条件 1 工作环境通风不良 2 单向运转 3 双班制工作 使用年限小 4 小批量生产 5 底座 为传动装置的独立底座 用型钢焊接 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 4 二 传动方案的分析说明二 传动方案的分析说明 2 1 传动方案的说明 2 1 传动方案的说明 图 1 传动方案示意图 1 电动机2 V 带传动3 展开式双级齿轮减速器 4 连轴器5 底座6 运输带卷筒7 运输带 2 2 传动方案的分析2 2 传动方案的分析 1 将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级 有利于整个传动系统结 构紧凑 匀称 同时 将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳 缓冲吸振 减少噪声的特点 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 5 2 高速级选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好 而在相同的工况下 斜齿 轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力 采用传动较平稳 动载荷较小的斜齿轮传动 使结构简单 紧凑 而且加工只比直齿轮 多转过一个角度 工艺不复杂 3 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置 使其沿齿宽方向载荷分布不 均 固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方 有利于减少因扭矩引起 的载荷分布不均的现象 使轴能获得较大刚度 综上所述 本方案具有一定的合理性及可行性 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 6 三 电动机的选择三 电动机的选择 3 1 电动机类型和结构型式3 1 电动机类型和结构型式 根据直流电动机需直流电源 结构复杂 成本高且一般车间都接 有三相交流电 所以选用三相交流电动机 又由于 Y 系列笼型三相异 步交流电动机其效率高 工作可靠 结构简单 维护方便 起动性能 较好 价格低等优点均能满足工作条件和使用条件 根据需要运送型 砂 为防止型砂等杂物掉入电动机 故选用封闭式电动机 根据本装 置的安装需要和防护要求 采用卧式封闭型电动机 Y IP44 笼型封 闭自扇冷式电动机 具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点 故优先选 用卧式封闭型 Y 系列三相交流异步电动机 3 2 选择电动机容量3 2 选择电动机容量 1 工作机所需功率Pw及所需的转速 w n 38 350 7 0100060100060 D V nwr min 5 3 9550 38890 9550 w w nT Pkw 式中V 传送带速度 D 鼓轮直径 T 鼓轮轴所需扭矩 2 由电动机至工作机的总效率 n 4321 带传动 V 带的效率 1 0 94 0 97取 1 0 96 一对滚动轴承的效率 2 0 98 0 995取 2 0 99 一对齿轮传动的效率 3 0 96 0 98取 3 0 97 min 39 rnw 54 3 w Pkw 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 7 联轴器的效率 4 0 99 0 995取 4 0 99 带传动平带的效率 5 0 95 0 98取 4 0 96 82 0 96 0 99 0 97 0 99 096 0 223 5 2 4 2 3 3 21 3 电动机所需的输出功率 d P 27 4 82 0 5 3 w d P PKW 4 确定电动机的额定功率Ped 要求Ped Pd 取P ed 5 5 kw 5 确定电动机的型号 用 总 408 n n w d i校核并考虑成本等因素 选择 Y132S 4 的电动机 6 电动机的主要参数 电动机 型号 额定 功率 kw 同步 转速 r min 最大 转矩 额定 转矩 满载 转速 r min 质量 kg 总传 动比 Y132S 45 515002 314406837 82 0 kw 4 39 d P 5 5kw ed P 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 8 四 计算传动装置的运动和动力参数四 计算传动装置的运动和动力参数 4 1总传动比的确定及各级传动比的分配4 1总传动比的确定及各级传动比的分配 1 理论总传动比 总 i 38 38 1440 d w n n i总 式中 d n 电动机满载转速 2 各级传动比的分配 1 V 带传动的理论传动比 v i 初选 v i3 1 2 两级齿轮传动的传动比 258 12 1 3 38 v lh i i ii 总 3 齿轮传动中 高低速级理论传动比的分配 取 lh ii 可使两极大齿轮直径相近 浸油深度接近 有利于浸 油润滑 同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑 减小减速器的轮廓尺 寸 但 h i过大 有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞 所以必须合理分配传动比 一般可在 5 1 1 1 lh ii 中取 取 lh ii15 1 又 935 11 lh ii h i3 75 26 3 l i 4 2 各轴转速 转矩与输入功率4 2 各轴转速 转矩与输入功率 设定 电动机轴为 0 轴 高速轴为 轴 图 1 左侧 37 总 i 1 3 v i 7 3 h i 2 3 l i 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 9 中间轴为 轴 图 1 中间 低速轴为 轴 图 1 右侧 1 各轴理论转速 1 电动机 1440 md nnr min 2 轴 464 1 3 1440 v d i n n r min 3 轴 124 hi n n r min 4 轴 38 l i n n r min 2 各轴的输入功率 1 电动机 5 5 d Pkw 2 轴 28 5 带 d PPkw 3 轴 07 5 轴承齿轮 PPkw 4 轴 轴承齿轮 PP87 4 kw 3 各轴的理论转矩 1 电动机 min 1440 rnd min 464 rn min 125 rn min 39 rn kwPd5 5 3 5 Pkw kwP1 5 kwP9 4 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 10 d d d n P err rT 6 1055 9 890000N mm 2 轴 n P T 6 1055 9 108 672 N m 3 轴 1055 9 6 n P T390 471 N m 4 轴 1055 9 6 n P T 1223 908N m 4 各轴运动和动力参数汇总表 轴号 理论转 速 r min 输入功 率 kw 输入转矩 N mm 传动比 电动轴14005 5890000 3 1 第 1 轴4645 3109100 3 7 第 2 轴1255 1389600 3 2 第 3 轴394 91199900 5 109 8 d T N mm 5 10091 1 T N mm 5 10896 3 T N mm 6 101999 1 T N mm 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 11 五 传动件的设计计算五 传动件的设计计算 5 1V 带传动设计5 1V 带传动设计 1 原始数据 电动机功率 5 5 d Pkw 电动机转速 1400 d nr min V 带理论传动比 v i3 1 单向运转 双班制 工作机为带式运输机 2 设计计算 1 确定计算功率 Pca 查得工作情况系数 KA 1 2 故 Pca KA Pd 1 2 5 5 6 6kw 2 选取 V 带的带型 根据 Pca nd确定选用普通 V 带 A 型 3 确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v a 初选小带轮基准直径1dd 故取 小带轮的基准直径1dd 125mm b 验算带速 v 42 9 100060 1400125 100060 1 1 nd v d m s 因为 5m s V 30m s 故带的速度合适 c 计算大带轮的基准直径 dd23881251 3 1 d dimm 取标准值为 dd2 400 mm Pca 6 6kw A 型普通 V 带 dd1 125mm v 9 42m s dd2 400mm 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 12 4 确定 V 带的基准长度 Ld和传动中心距 a a 根据 0 7 dd1 dd2 a 0 2 dd1 dd2 即 303 1mm a 0 866mm 故初步确定中心距a 0 450mm b 计算带所需的基准长度 Ld0 0 2 12 210 4 2 2 a dd dda dd dd 1766mm 选取 Ld 1750 mm c 计算实际中心距 a mm LL aa dd 442 2 0 0 中心距的变化范围为 416 468mm 5 验算小带轮上的包角 1 3 57180 12 1 a dd dd 120144 6 计算 V 带的根数 Z 查表得 P0 基本额定功率 得 P0 1 9096kw P0 额定功率的增量 得 P0 0 17kw K 包角修正系数 得 K 0 93 l K 长度系数 得 l K 0 99 l ca KKPP P Z 00 3 53 即取 Z 4 根 7 计算单根 v 带的初拉力 F0 Ld 1750mm a 442mm 1 144 Z 4 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 13 取 V 带单位长度质量 q 0 10 kg m 2 0 1 5 2 500qv KZv P F ca 162N 8 计算作用在轴上的压轴力 FP 2 sin2 1 0 FZF vP 1233 N 3 带传动主要参数汇总表 5 2高速级齿轮传动设计5 2高速级齿轮传动设计 1 原始数据 输入转矩 T 5 10091 1 N mm 小齿轮转速 I n 464 r min 齿数比 7 3 h i 2 设计计算 选齿轮类型 精度等级 材料及齿数 a 为提高传动平稳性及强度 选用斜齿圆柱齿轮 因为运输 机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 为简化齿轮加 工工艺 选用闭式软齿面传动 b 小齿轮材料 40Cr 调质 硬度 280HBS 接触疲劳强度极限600 1lim H MPa 由 2 P209 图 10 25d 弯曲疲劳强度极限500 1lim F Mpa 由 2 P209 图 10 24c 大齿轮材料 45 号钢 调质 硬度 240HBS 带 型 Ld mm Z dd1 mm dd2 mm a mm F0 N FP N 中心距 mm A175041254004501621233416 468 F0 162N 1233 P FN 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 14 接触疲劳强度极限550 2lim H MPa 由 2 P209 图 10 25d 弯曲疲劳强度极限380 2lim F Mpa 由 2 P209 图 10 24c 初选小齿轮齿数 Z1 25 则大齿轮齿数 Z2 Z1 h i 24 3 7 92 5 取 Z2 93 c 初选螺旋角 10 t 压力角 20 按齿面接触疲劳强度计算 1 计算小齿轮分度圆直径 3 2 1 ZZ12 H HE d t t ZZ u uTK d 确定各参数的值 1 试选载荷系数 Kt 1 45 2 小齿轮传递的扭矩mmN10091 1 5 T 3 选取齿宽系数1 d 4 由表 10 5 查得材料的弹性影响系数 ZE 189 8 2 1 MPa 5 由图 10 20 查得节点区域系数 ZH 2 4 6 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 284 20 cos arctan tan nt 601 29 cos2 cosarccos 111 antat hZZ 014 23 cos2 cosarccos 222 antat hZZ 722 12 tan tan tan tan 22 11 tattat ZZ 403 1 tan 1 Z d 则接触疲劳强度用重合度系数为 713 0 1 3 4 Z 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 15 7 由式 10 23 计算螺旋角系数 Z cos 0 992 8 计算接触疲劳许用应力 H 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim 大齿轮的接 触疲劳强度极限 MPa H 550 2lim 则小齿轮应力循环次数 lh 2 8 300 6 8 11 1002 8 60 h jLnN 大齿轮应力循环次数 8 12 1014 2 h iNN 由图 10 23 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0 9 KHN2 0 94 取失 效概率为 1 安全系数 S 1 得 MPa S K HHN H 570 1lim1 1 MPa S K HHN H 528 2lim2 2 取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 即 MPa HH 528 2 小齿轮的分度圆直径为 mm990 52 ZZ12 3 2 1 H HE d ht t ZZ u uTK d 2 调整小齿轮分度圆直径 1 计算圆周速度 v sm nd v 29 1 100060 11 2 齿宽 b b d d1t 52 990mm Mpa H 528 t d1 54 315mm v 1 32m s b 54 315 mm 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 16 3 计算实际载荷系数 H K a 使用系数 A K 由 1 表 10 2 根据电动机驱动得 KA 1 00 b 动载系数 V K 由 1 表 10 8 根据 v 1 29m s 8 级精度查得06 1 V K c 齿轮圆周力NdTF tt 3 111 10102 4 2 mmNbFK tIA 10041 77 由 1 表 10 3 查得 H K 1 5 d 由 1 表 10 4 用插值法根据小齿轮相对支承为非对称布 置 8 级精度查得 H K 1 455 则 载荷系数 KH KAKVKHaKHb 2 313 4 由式 10 12 得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm915 61 K K dd 3 Ht H t 11 及相应的齿轮模数 44 2 cos11 zdmn 按齿根弯曲疲劳强度设计 1 由 1 式 10 20 试算齿轮模数 3 max 2 1 2 Ft nt cosY2 1 F SaFa d YY Z YTK m 确定计算参数 1 试选 KFt 1 45 2 由 1 图 10 18 可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 17 391 9costanarctan tb 769 1 cos 2 v b 674 0 75 0 25 0 v Y 3 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 883 0 120 1 Y 4 计算 F saFaY Y 由当量齿数17 26 cos3 1 1 Z Zv 42 98 cos3 2 2 Z Zv 查图 10 17 得齿形系数63 2 1 Fa Y 20 2 2 Fa Y 查图 10 18 的应力修正系数60 1 1 sa Y 80 1 2 sa Y 查图 10 24c 得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分 别为MPa F 500 1lim MPa F 380 2lim 查图 10 22 得弯曲疲劳寿命系数KFN 得 92 0 1 FN K93 0 2 FN K 取弯曲疲劳安全系数 S 1 5 由 1 式 10 14 得 MPa S K FEFN F 67 306 11 1 MPa S K FEFN F 6 235 22 2 计算大小齿轮的 YY FaSa F 并加以比较 0137 0 1 11 F SaFa YY 0168 0 2 22 F SaFa YY 1 11 F SaFa YY 2 22 F SaFa YY 小齿轮的数值大 故取 0 0168 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 18 5 计算模数 703 1 cosY2 3 max 2 1 2 1Ft nt F SaFa d YY Z YTK m 2 调整齿轮模数 1 计算实际载荷前的数据准备 a 计算圆周速度 v mm308 43coszmd1nt1 sm nd v 05 1 100060 11 b 齿宽 b b d d1 43 308mm mm839 3 mch2h ntn an 28 11hb 2 计算实际载荷系数 F K a 使用系数 A K 由 1 表 10 2 根据电动机驱动得 KA 1 b 动载系数 V K 由 1 表 10 8 根据 v 0 93m s 8 级精度 查得03 1 V K c 查表 10 3 得齿间载荷分配系数4 1 F K d 用插值法查得 H K 1 451 结合28 11hb 查图 10 13 得 40 1 F K 则载荷系数为 01 2 FFF KKKKK VA 706 1 nt m h 3 839mm b h 11 28 01 2 F K 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 19 3 由式 10 13 得 901 K K mm3 Ft F ntn 分析对比计算结果 对比计算结果 取mn 2 已可满足齿根弯曲强度 但为了同时满 足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的 d1 61 915mm 来计算应有 的 1 Z 2 Z 8 430 cos 1 1 n m d Z 取 1 Z31 25 116 12 ZiZ h 取117 2 Z 满足 1 Z 2 Z互质 几何尺寸计算 1 计算中心距 a mm mZZ a n 28 150 10cos2 2 11731 cos2 21 将 a 圆整为 150mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 367 9 2 arccos 21 a mZZ n 3 计算大小齿轮的分度圆直径d1 d2 mm84 62 367 9 cos 231 cos 1 1 n mZ d mm16 237 367 9cos 2117 cos 2 2 n mZ d 4 计算齿轮宽度b mm84 62 1 db d 圆整后 2 b63mm 1 b70 mm 901mn 32 1 Z 119 2 Z a 153mm 274 9 mmd85 64 1 mmd15 241 2 mmb85 64 mmb65 2 mmb70 1 61 915 cos10 2 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 20 高速级齿轮的校核验算 公式同前 1 齿面接触疲劳强度校核 318 2 H K mmNT 5 1 10091 1 1 d mmd85 64 1 7 3 u 475 2 H Z MPaZE 8 189 2 1 677 0 Z 993 0 Z HEH d H H MPaZZZZ u u d TK 478 12 3 1 1 满足齿面接触疲劳强度条件 2 齿根弯曲疲劳强度校核 01 2 F K 48 2 1 Fa Y 64 1 1 Sa Y 18 2 2 Fa Y 82 1 2 Sa Y 672 0 Y 871 0 Y 274 9 1 d 2 n m 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 21 32 1 Z F nd SaFaF F MPa Zm YYYYTK 124 cos2 2 1 3 2 111 1 F nd SaFaF F MPa Zm YYYYTK 121 cos2 2 1 3 2 221 1 5 3 低速级齿轮传动设计计算5 3 低速级齿轮传动设计计算 1 原始数据 输入转矩 T 5 109047 3 N mm 小齿轮转速 Il n 124r min 齿数比 26 3 l i 2 设计计算 选齿轮类型 精度等级 材料及齿数 a 为提高传动平稳性及强度 选用斜齿圆柱齿轮 因为运输 机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 为简化齿轮加工工 艺 选用闭式软齿面传动 b 小齿轮材料 40Cr 调质 硬度 280HBS 接触疲劳强度极限600 1lim H MPa 由 2 P209 图 10 25d 弯曲疲劳强度极限500 1lim F Mpa 由 2 P209 图 10 24c 大齿轮材料 45 号钢 调质 硬度 240HBS 接触疲劳强度极限580 2lim H MPa 由 2 P209 图 10 25d 弯曲疲劳强度极限380 2lim F Mpa 由 2 P209 图 10 24c 初选小齿轮齿数 Z1 30 则大齿轮齿数 Z2 Z1 l i 30 3 26 97 8取Z2 101 c 初选螺旋角 10 t 压力角 20 按齿面接触疲劳强度计算 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 22 1 计算小齿轮分度圆直径 3 2 1 ZZ12 H HE d t t ZZ u uTK d 确定各参数的值 1 试选载荷系数 Kt 1 45 2 小齿轮传递的扭矩mmN1090471 3 5 T 3 选取齿宽系数1 d 4 由表 10 5 查得材料的弹性影响系数 ZE 189 8 2 1 MPa 5 由图 10 20 查得节点区域系数 ZH 2 4 6 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 284 20 cos arctan tan nt 139 28 cos2 cosarccos 111 antat hZZ 821 22 cos2 cosarccos 222 antat hZZ 729 12 tan tan tan tan 22 11 tattat ZZ 684 1 tan 1 Z d 则接触疲劳强度用重合度系数为 675 0 1 3 4 Z 7 由式 10 23 计算螺旋角系数 Z cos 0 992 8 计算接触疲劳许用应力 H 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim 大齿轮的接触 疲劳强度极限 MPa H 550 2lim 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 23 则小齿轮应力循环次数 8 1 1014 2 60 h jLnN 大齿轮应力循环次数 7 12 10573 6 l iNN 由图 10 23 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0 98 KHN2 1 取失效 概率为 1 安全系数 S 1 得 MPa S K HHN H 588 1lim1 1 MPa S K HHN H 580 2lim2 2 取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 即 MPa HH 580 2 小齿轮的分度圆直径为 mm243 74 ZZ12 3 2 1 H HE d t t ZZ u uTK d 2 调整小齿轮分度圆直径 1 计算圆周速度 v sm nd v 48 0 100060 11 2 齿宽 b b d d1t 74 243mm 3 计算实际载荷系数 H K a 使用系数 A K 由 1 表 10 2 根据电动机驱动得 KA 1 00 b 动载系数 V K 由 1 表 10 8 根据 8 级精度查得03 1 V K t d1 76 191mm v 0 5m s 191 76 bmm 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 24 c 齿轮圆周力NdTF tt 4 111 10052 1 2 mmNbFK tIA 100141 7 由 1 表 10 3 查得 H K 1 4 d 由 1 表 10 4 用插值法根据小齿轮相对支承为非 对称布置 8 级精度查得 H K 1 463 则 载荷系数 KH KAKVKH KH 2 1 4 由式 10 12 得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm998 83 K K dd 3 Ht H t 11 及相应的齿轮模数 762 2 cos11 zdmn 按齿根弯曲疲劳强度设计 1 由 1 式 10 20 试算齿轮模数 3 max 2 1 2 Ft nt cosY2 1 F SaFa d YY Z YTK m 确定计算参数 1 试选 KFt 1 3 2 由 1 图 10 18 可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y 391 9costanarctan tb 759 1 cos 2 v b 676 0 75 0 25 0 v Y 3 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 868 0 120 1 Y 834 2 n m 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 25 4 计算 F saFaY Y 由当量齿数41 31 cos3 1 1 Z Zv 74 105 cos3 2 2 Z Zv 查图 10 17 得齿形系数54 2 1 Fa Y 18 2 2 Fa Y 查图 10 18 的应力修正系数63 1 1 sa Y 81 1 2 sa Y 查图 10 24c 得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别 为MPa F 500 1lim MPa F 380 2lim 查图 10 22 得弯曲疲劳寿命系数KFN 得 92 0 1 FN K98 0 2 FN K 取弯曲疲劳安全系数 S 1 25 由 1 式 10 14 得 MPa S K FEFN F 368 11 1 MPa S K FEFN F 92 297 22 2 计算大小齿轮的 YY FaSa F 并加以比较 0113 0 1 11 F SaFa YY 0132 0 2 22 F SaFa YY 1 11 F SaFa YY 2 22 F SaFa YY 小齿轮的数值大 故取 0 0132 5 计算模数 038 2 cosY2 3 max 2 1 2 1lFt nt F SaFa d YY Z YTK m 2 调整齿轮模数 1 计算实际载荷前的数据准备 a 计算圆周速度 v 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 26 mm099 62coszmd1nt1 sm nd v 40 0 100060 11 b 齿宽 b b d d1 62 099mm mm 2 0 25586 4 mch2h ntn an 54 13hb 2 计算实际载荷系数 F K a 使用系数 A K 由 1 表 10 2 根据电动机驱动得 KA 1 b 动载系数 V K 由 1 表 10 8 根据 v 0 93m s 8 级精度 查得03 1 V K c 查表 10 3 得齿间载荷分配系数4 1 F K d 用插值法查得 H K 1 460 结合54 13hb 查图 10 13 得40 1 F K 则载荷系数为 019 2 FFF KKKKK VA 3 由式 10 13 得 365 2 K K mm3 Ft F ntn 分析对比计算结果 对比计算结果 取mn 2 5 已可满足齿根弯曲强度 但为了同时 满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的 d3 83 998mm 来计算应 有的 3 Z 4 Z h 4 583mm b h 13 54 F K 2 019 mn 2 5mm 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 27 34 9 cos 3 3 n m d Z 取 1 Z35 114 34 ZiZ l 取114 2 Z 满足 1 Z 2 Z互质 几何尺寸计算 1 计算中心距 a mm mZZ a n 910 178 cos2 43 将 a 圆整为 179mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 161 10 2 arccos 43 a mZZ n 3 计算大小齿轮的分度圆直径d1 d2 mm094 84 cos 3 3 n mZ d mm96 273 cos 4 4 n mZ d 4 计算齿轮宽度b mm094 84 3 db d 圆整后 2 b85mm 1 b90 mm 低速级齿轮的校核验算 公式同前 1 齿面接触疲劳强度校核 10 2 H K mmNT 5 2 1085 2 1 d mmd80 1 26 3 u 35 3 Z 4 Z113 a 187mm mmd45 88 3 mmd55 285 4 b 88 45mm mmb89 4 mmb111 3 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 28 43 2 H Z MPaZE 8 189 648 0 Z 989 0 Z HEH d H H MPaZZZZ u u d TK 65 297 12 3 1 1 满足齿面接触疲劳强度条件 2 齿根弯曲疲劳强度校核 019 2 F K mmNT 5 2 1085 2 55 2 3 Fa Y 63 1 3 Sa Y 18 2 4 Fa Y 78 1 4 Sa Y 677 0 Y 804 0 Y 716 11 1 d mmmn5 2 33 1 Z F nd SaFaF F MPa Zm YYYYTK 71 146 cos2 2 1 3 2 331 1 F nd SaFaF F MPa Zm YYYYTK 72 142 cos2 2 1 3 2 441 2 满足齿底弯曲疲劳强度条件 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 29 齿轮参数汇总表 高 速 级 齿 轮 齿数 分度圆 直径 d mm da mm df mm 精 度 等 级 齿轮参数汇总表 高 速 级 齿 轮 齿数 分度圆 直径 d mm da mm df mm 精 度 等 级 Z13264 8566 85 62 35 8 Z2119241 15243 15238 65 传 动 传动比 i 中心距 a 模数 mn 螺旋角 计算齿 宽 b2 mm 传 动 传动比 i 中心距 a 模数 mn 螺旋角 计算齿 宽 b2 mm 3 71532 274 965 低 速 级 齿 轮 齿数 分度圆 直径 d mm da mm df mm 精度等 级 低 速 级 齿 轮 齿数 分度圆 直径 d mm da mm df mm 精度等 级 Z33588 4590 9585 325 8 Z4113285 55288 05282 425 传 动 传动比 i 中心距 a 模数 mn 螺旋角 计算齿 宽 b4 mm 传 动 传动比 i 中心距 a 模数 mn 螺旋角 计算齿 宽 b4 mm 3 21872 5 387 8 89 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 30 验算传动系统速度误差验算传动系统速度误差 输送带速实际 nw在求解过程中与理论 v 发生了变化 故应验算系 统误差 5 100 www nnn 38 38 1440 w m n n i总2 3 125 400 1 2 d d d d i带774 3 32 119 1 2 1 Z Z i齿 257 3 32 119 3 4 2 Z Z i齿34 39257 3 774 3 2 3 21 齿齿带总 iiii 系统误差 5 100 总 总总 i ii 5 3 8 37 44 3837 总 总总 i ii 61 36 44 38 1440 总 i n n m w 5 3 8 100 61 36 3861 36 100 www nnn 所定的传动比合格 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 31 六 轴的设计计算六 轴的设计计算 6 1 低速轴的结构设计6 1 低速轴的结构设计 1 低速轴上的功率 P 转速 n 转矩 T P 4 9kw n 39r min T 6 101999 1 N mm 2 估算轴的最小直径 低速轴选用材料 45 号钢 调质处理 取 A 0 103 mm n P Ad6 513 0min 由于需要考虑轴上的键槽放大 d0 101 min d 56 76mm 3 轴的结构设计 直径 长度来历 低速轴的结构图 根据轴向定位要求 确定轴的各段直径和长度 1 段与联轴器配合 取 dI II 60 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 取 LI II 107 机械设计 课程设计说明书刘颖061512325 32 2 为了