二级斜齿减速器课程设计704.2%1.2%410%137%171带.doc
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计704.2%1.2%410%137%171带,减速器课程设计
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1 实训 类别 ： 机械设计 院 别： 机电学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 （ 汽车工程） 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 张平 教务处制 二 00 八年 12 月 15 日 nts 2 实训 报告 本栏目应包含以下内容： 1、 设计 目的与任务 实训目的是设计一个二级展开式减速器，并在实训中对本学期及之前所学知识进行复习和应用。 （一）： 题目：设计 带式输送机 传动装置。要求：输送机由电机驱动，经传动装置驱动输送带移动。要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，整机使用寿命为 6年，每天两班制工作，每年工作 300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏 差为 5%。工作机效率为 0.96，要求有过载保护，按单件生产设计。 （二）：原始数据： 学号 1-11-51 2-22-52 3-13-53 4-14-54 5-15-55 6-16-56 7-17-57 8-18-58 9-19-59 10-20-60 输送带拉力 F（ N） 1800 2500 3000 3200 3800 4000 4200 4500 4600 4800 输送带速度 v（ m/s） 1.2 1.1 1.2 1.3 1.1 1.3 1.2 1.1 1.2 1.3 鼓轮直径 D（ mm） 420 440 480 500 460 400 410 480 460 480 （ 三 ）： 设计内容： a) 设计传动方案； b) 减速器部件装配图 一张 (0 号图幅 )； c) 绘制轴和齿轮零件图各一张； d) 编写设计计算说明书一份 。 2、 设计 步骤与内容 见“减速器设计说明书” 。 3、 设计 心得与体会 此次 设计紧密联系本学期知识，可以说是我初尝机械类的设计，在设计过程中，我体会颇多，特别是刚开始的初步设计，如果设计不合理的话，会 给后面带来很大的麻烦，看似一个简单的二级展开式减速器，在刚开始的设计中就使我焦头烂额，画图也是一个难点，虽然刚大一的时候学过 CAD 制图这方面的知识，但是离现在已经有一段时间了，所以画图时有很多细节的东西没注意到，尽管如此，但是经过这两周的努力与负出，对二级展开式减速器的设计还是有了一个深刻的了解，当然在完成这一次的设计当中还是有一些错误与迷惑的东西，但是我会继续认真地去学习与研究它的。 我相信在往后的日子，只要我们怀着一颗赤热求学的心，加上正确的学习方法，设计上一定可以有所突破。 nts 3 签字：范楚亿 2008年 12 月 20 日 注： 1、 文中单位名称可采用国际通用符号或中文名称，但全文应统一，不可混用。 2、 字数一般不少于 2000 字，可另加同规格纸张。 实训 指导 教师 评语 成绩评定： 指导教师（签名）： 年 月 日 nts 4 目 录 一 减速器设计说明 书 . 5 二 传动方案的分析 . 5 三 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 . 6 一、电动机的选择 . 6 二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 . 7 三、运动参数和动力参数计算 . 7 四 传动零件的设计计算 . 8 一、 V带传动设计 . 8 二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 . 12 （一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 . 12 （二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 . 17 （三）斜齿轮设计参数表 . 21 五 轴的设计计算 . 22 一、 轴的结构设计 . 22 二、轴的结构设计 . 25 三、 轴的结构设计 . 27 四 、校核 轴的强度 . 29 六 轴承的选择和校核 . 33 七 键联接的选择和校核 . 35 一、 轴大齿轮键的选择 . 35 二 轴大齿轮键的校核 . 35 八 联轴器的选择 . 36 九 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 . 36 一、传动零件的润滑 . 36 二、减速器密封 . 37 十 减速器箱体设计及附件的选择和说明 . 37 一、箱体主要设计尺寸 . 37 二、附属零件设计 . 40 十一 设计小结 . 44 十二 参考资料 . 44 nts 5 一 减速器设计说明书 一、 题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。 二、 已知条件： 输送机由电 动 机驱动 ， 经传动装置 驱 动输送带移动， 整机 使用寿命为 6年，每 天 两班制工作， 每年工作 300 天， 工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为 5%。工作机效率为 0.96，要求有过载保护 ，按单位生产设计 。 原始数据： 学号 1-11-51 2-22-52 3-13-53 4-14-54 5-15-55 6-16-56 7-17-57 8-18-58 9-19-59 10-20-60 输送带拉力 F（ N） 1800 2500 3000 3200 3800 4000 4200 4500 4600 4800 输送带速度 v（ m/s） 1.2 1.1 1.2 1.3 1.1 1.3 1.2 1.1 1.2 1.3 鼓轮直径 D（ mm） 420 440 480 400 460 400 410 480 460 480 三、 设计内容： 设计传动方案； e) 减速器部件装配图 一张 (0号图幅 )； f) 绘制轴和齿轮零件图各一张； g) 编写设计计算说明书一份 。 二 传动方案的分析 1 - 电 动 机 2 - 带 传 动 3 - 减 速 器 4 - 联 轴 器 5 - 滚 筒 6 - 传 送 带2145 63F v nts 6 三 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 一、电动机的选择 1.确定电动机类型 按工作要求和条件 ,选用 y系列三相交流异步电动机。 2.确定电动机的容量 （ 1）工作机卷筒上所需功率 Pw Pw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw (2)电动机所需 的输出功率 为了计算电动机的所需 的输出 功率 Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率 总 。设 1、 2、 3、 4、 5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为 7级）、滚动轴承、 V形带传动、工作机的效率，由 2表 1-7查得 1 = 0.99， 2 = 0.98， 3 = 0.99， 4 = 0.95， 5 = 0.96，则传动装置的总效率为 总=12233 4 5= 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.8414 总wd PP kw59.58414.0 04.5 3.选择电动机转速 由 2表 13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通 V 带传动 i 带 =2 4 圆柱齿轮传动 i 齿 =3 5 则传动装置总传动比的合理范围为 i 总 =i 带 i 齿 1 i 齿 2 i 总 =（ 2 4）（ 3 5）（ 3 5） =（ 18 100） 电动机转速的可选范围为 nd=i 总 wn=（ 18 100）D 2.1100060=（ 18 100）41014.3 2.1100060 r/min =1006.685592.67r/min 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 2 / m i n 5 4 . 6 0 / m i n420w vn r rD 根据电动机所需功率和同步转速 ， 查 2表 12-1， 符合这一范围的常用同步加速有 1500 minr 、 1000 minr 。 选用同步转速为 :1500 r/min 选定电动机型号为 :Y112M-4 nts 7 二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 1.传动装置总传动比 总i=wmnn= 75.2593.551440 式中 nm-电动机满载转速 : 1440 r/min; nw-工作机的转速 :55.93 r/min。 2.分配传动装置各级传动比 i 总 =i 带 i 齿 1 i 齿 2 分配原则： （ 1） i 带 i 齿 （ 2） i 带 =2 4 i 齿 =3 5 i 齿 1=（ 1.3 1.5） i 齿 2 根据 2表 2-3， V形带的传动比取 i带 =2.6 ，则减速器的总传动比为 i =9.90 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿 1 = 3.59 低速级的传动比 i齿 2 = i/i齿 1 =2.76 三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 mnn01440 r/min n = nm / i带 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min n = n / i齿 1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/min n = n / i 齿 2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min 2.各轴输入功率 P0= Pd=5.99 KW P = Pd 4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW P = P 2 3 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KW P = P 2 3 =5.52 0.98 0.99 KW=5.36 KW 3.各轴输入转矩 T0 = 9550Pd/n0 =39.73 mN T = 9550P /n =98.11 mN T = 9550P /n =341.69 mN T = 9550P /n = 915.71 mN 表 1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 功率 kw 转速 minrn 转矩 mNT 传动比 0 轴 5.99 1440 39.73 2.6 nts 8 轴 5.69 553.85 98.11 3.59 轴 5.52 154.28 341.69 2.76 轴 5.36 55.90 915.71 四 传动零件的设计计算 一、 V 带传动设计 1.设计计算表 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 (1)确定计算功率 Pca Pca= AK P d 查 1表 8-7 取 2.1AK 91.799.52.1 capkw 91.7cap(2)选择带的型号 查1图 8-11 91.7cap min/14400 rn 选用 A 型带 (3)选择小带轮直径1ddmin1 dd dd 查 1 表 8-6 及 8-8 mm 1dd90 (4)确定大带轮直径2dd2dd=带i 1dd234906.22 dd 查 1 表 8-8 2dd=236 mm 2dd =236 (5)验算传动比误差i iddii dd12 %85.0%1006.2 902366.2 ii 0.85% (6)验算带速 v 100060 11 ndv d 9 0 1 4 4 0 6 . 7 86 0 1 0 0 0v sm =6.78 (7)初定中心距0a)( )27.0(210dd dda 0a =(0.72)(90+236)=228.2652 mm 0a =360 nts 9 (8)初算带长0L)(222100dd ddaL02124)(add dd 0L=2 360+3.14/2 (90+236)+(236-90)2 /(4 360)=1246.3 mm 0L =1246 (9)确定带的基准长度dL查 1表 8-2 因为0L=1246，选用 A 型带 取dL=1250 mm dL =1250 (10)计算实际中心距离 a （取整） 2 00 LLaa d mma 3622 12461250360 a =362mm (11)安装时所需最小中心距 mina （取整） dLaa 015.0m in mina =362+0.015 mm34325.3431250 mina =343 (12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距maxam a x 0 .0 3 da a Lmma 4005.399125003.0362max maxa=400mm (13)验算小带轮包角 1 5.57180 121 a dd dd 89.1563.57362 901801801a 1a = 89.156 (14) 单根 V带的基本额定功率0Pnts 10 查 1表 8-4a插值法 001 . 0 7 1 4 5 0 1 4 4 00 . 9 3 1 4 5 0 1 2 0 0PP 0P=1.06 kw 0P=1.06 (15) 单根 V带额定功率的增量0P查 1表 8-5b插值法 000 . 1 5 1 4 5 0 1 4 4 00 . 1 3 1 4 0 0 1 2 0 0PP 0P=0.17 kw 0P=0.17 (16) 长度系数 LK 查 1表 8-2 由 1250dL得 93.0LK 93.0LK (17)包角系数K查 1表 8-5插值法 94.0)93.095.0(155160 15589.15693.0 k K 0.94 (18)单位带长质量 q 查 1表 8-3 q =0.10 mkg q =0.10 nts 11 (19)确定 V带根数 Z LocacaKKPPPPPZ00 3 . 3 51 . 0 6 0 . 1 4 6 0 . 9 8 0 . 9 62 . 9 6Z 765.693.094.0)17.006.1(19.7Z 根 Z 7 (20) 计算初拉力0F20 )15.2(500qvKvZPF ca31.13078.61.019.778.6794.0)94.05.2(50020 F N 0F =130.31 (21) 计算带对轴的压力pF2sin210 ZFF p 37.1787 289.156s in31.130720FN pF 1787.37 2.带型选用参数表 带型 )(1 mmdd)(2 mmdd)( smv)(mma)(1 )(根数Z)(NFpfeZBmm2)1()(带轮宽A 90 236 6.78 362 159.89 7 1787.37 B=(7-1) 15+210=110 3带轮结构相关尺寸 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 (1)带轮基准宽 bd 查 1表 8-10 因选用 A型，故取 11db mm 11db (2)带轮槽宽 b 2tan2 ad hbb2/38ta n8.2211 b mm b =12.93 (3)基准宽处至齿顶距离 ha 查1表 8-10 75.2min ah mm 80.2ah (4)基准 宽处至槽底距离 hf 查1表 8-10 7.8min fh mm 9fh (5)两 V槽间距 e 查 1表 8-10 3.015 e mm 15e .0 (6)槽中至轮端距离 f 查1表 8-10 min 10f mm f =10 (7)轮槽楔角 查 1表 8-10 因为 ad 118， 所以 38 度 38 (8)轮缘顶径adada hdd 22 ad mmad241.6 nts 12 6.2418.22236 (9)槽底直径fdfdf hdd 22 fd=236-2 9.0=218 mm fd218 (10)轮缘底径 D1 21 fdD 查 1 表 8-10 ，得200622186,61m in D 取 mm 1D 200 (11)板孔中心直径 D0 )(5.0 110 dDD 0D =0.5(200+60)=130 mm0D130 (12)板孔 直 径 d0 )()3.02.0( 110 dDd 4228)60200()3.02.0(0dmm 0d 40 (13)大带轮孔径 d 查 3表 12-1-12 根据 2dd =236， Z 7, 所以取 d=30 mm d=30 (14)轮毂外径 d1 dd )28.1(1 6054 30)28.1(1 dmm 1d 60 (15)轮毂长 L dL )25.1( 6045 30)25.1( Lmm L=60 (16)辐板厚 S 查 3表 12-1-12 S (0.50.25)B= 15.7127.5 mm S 25 (17)孔板孔数 查 3表 12-1-12 628.6402513014.300 dSDn 个 6n 二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 （一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 1选齿轮精度等级 查1表 10-8 选用 7 级精度 级 7 2 材料选择 查 1表 10-1 小齿轮选用 45 号钢（调质处理）硬度为 250HBS 大齿轮选用 45 号钢（调质处理）硬度为 220HBS 小齿轮250HBS 大齿轮220HBS nts 13 3 选择齿数 Z )4020(1 Z 12 iZZ 12ZZU241 Z取 8357.822459.322 ZZ取 458.32483 U 个 1 22Z2Z 91 U 3.458 4 选取螺旋角 208 取 14 度 14 5 按齿面接触强度设计 （ 1） 试选 Kt 7.13.1tK 取 tK 1.6 tK 1.6 (2) 区 域 系 数ZH 由 1图 10-30 43.2HZ 43.2HZ （ 3） a 由 1图 10-26查得 a1=0.77 a2=0.87 21 1.64 1.64 (4)计算小齿轮传递的转矩 T1 查表 1 41 10811.9 T Nmm 41 10811.9 T (5) 齿宽系数 d 由 1表 10-7 15.17.0d d 1.0 (6)材料的弹性影响系数ZE 由 1表 10-6 8.189EZ 21MPa 8.189EZ (7) 齿轮接触疲劳强度极限 limH 由 1图 10-21c 由 1图 10-21 1limH 550 2limH 540 MPa 1limH 550 2limH 540 （ 8）应力循环次数 N 由 1式 10-13 8111057.9)630082(185.5536060 hLjnN812 1077.2/ UNN 81 1057.9 N82 1077.2 N（ 9）接触疲劳强度寿命系数 KHN 由 1图 10-19 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 nts 14 （ 10） 计算接触疲劳强度许 用 应 力 H 取 失 效 概 率 为，安全系数为S=1，由 1式 10-12得 5.577155005.11lim11SK HHNH 8.604154012.12lim22SK HHNHMPa H =(577.5+604.8)=591.15 （ 11）试算小齿轮分度圆直径 td1 按 1式（ 10 21）试算 3 211 )(12HEHdtt ZZuuTkd 03.53)15.5918.18943.2(59.3159.364.1110811.96.12324mm td1 =53.03 （ 12）计算圆周速度 v 100060 11 ndv t 54.110006085.55303.5314.310006011 ndv tm/s v 1.54 （ 13）计算齿宽 B 03.5303.531 1 td db B1=60 B2=55 mm B1=60 B2=55 （ 14 ）模数ntm 14.22414cos03.53cos11Zdm tnth = 2.25mnt =2.25 2.14=4.815 b/h =53.03/4.815=11.01 度 mnt =2.14 h = 4.815 b/h =11.01 （ 15）计算纵向重合度 = 0.318 dz1tan 903.1 14ta n241318.0 1.903 （ 16）计算载荷系数 K 由 1表 10-2 查得使用系数 1AK 根据 v=1.54 m/s，级精度，由 1图查得动载荷系数 VK1.08 由 1表查得 KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23 10-3b K=2.15 nts 15 =1.420 由 1图查得 KF =1.33 假定 mmNdFK tA /1001 ，由 1 表查得 FH KK 1.4 故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.08 1.4 1.42=2.15 （ 17） 按实际的载荷系数校正分度圆直径 由 1式 10-10 52.586.1/15.203.53/3311 tt KKdd mm 1d58.52 （ 18）计算模数 nm 11 coszdmn 37.224 14c o s52.58 nmmm nm 2.37 6按齿根弯曲强度设计 （ 1）计算载荷系数 K K=KAKVKF KF K=1 1.08 1.4 1.33=2.01 K=2.01 （ 2）螺旋角影响系数Y根据纵向重合度 = 1.903 ，从 1 图10-28 Y 0.88 Y 0.88 （ 3）计算当量齿数 ZV 3coszz v 30.2614c o s 24c o s 3311 zz v94.9014c o s 83c o s 3322 zz v1vz=26.30 2vz=90.94 （ 4）齿形系数 YFa 由 1表 YFa1=2.591 YFa2=2.198 YFa1=2.591 YFa2=2.198 （ 5）应力校正系数 YSa 由 1表 YSa1=1.597 YSa2=1.781 YSa1=1.597 YSa2=1.781 （ 6）齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 由 1图 10-20b 由 1图 10-20c 1FE 400 2FE 350 MPa1FE 400 2FE 350 （ 7）弯曲疲劳强度寿命由 1图 10-18 利用插值法可得 1FNK 0.90 1FNK 0.90 nts 16 系数1FNK2FNK0.95 2FNK0.95 （ 8）计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S 1.3，由式10-12 得 92.2763.140090.0 111SK FEFNF77.2553.135095.0 222SK FEFNFMPa92.276 1 F77.255 2 F（ 9）计算大小 齿 轮 的 FSaFaYY并加以比较 015.092.276 597.1591.21 11 F SaFa YY 0153.077.255 781.1198.22 22 F SaFa YY 结论：大齿轮的 F SaFaYY系数较大，以大齿轮的计算 F SaFaYY0.0153 （ 10）齿根弯曲强度设计计算 由 1式 10-17 213 212 c o s FSn dFK T Y YYm Z =1.743 mm nm 1.743 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm 2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=58.52 mm 来计算应有的齿数。于是由 ,39.282 14c o s52.58c o s11 nmdz 取 1z 29，则 Z2 = Z1 i 齿 1 =29 3.59=104.11 取 Z2 =104 3几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a cos2 )( 21 nmzza 14cos2 2)10429(a =137.1 将中心距圆整为 137 mm a=137 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 a mzz n2 )(arccos 21 88.131372 2)10429(a rc c o s 因 值改变不多，故参数 、 K 、HZ 等不必修正。 度 13.88 nts 17 （ 3）计算齿轮的分度圆直径 d cos nzmd 74.5988.13c o s 2291 d 26.2 1 488.13c o s 21 0 42 d mm 1d 59.74 2d 214.26 （ 4）计算齿轮的齿根圆直径 df 2 .5fnd d m由 74.5425.274.595.211 nf mdd 26.20925.226.2145.222 nf mdd mm 1fd 54.74 1fd 209.26 （ 5）计算齿轮宽度 B b = dd1 b=1.0 59.74 =59.74 圆整后取： B1 =65 B2 =60 mm B1 =65 B2 =60 （ 6） 验算 NNd TF t 6.328474.59 10811.922 411 mmNmmNmmNb FK tA /100/98.54/74.59 6.32841 所以 合适 （二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 1选齿轮精度等级 查1表 10-8 选用 7 级精度 级 7 2 材料选择 查 1表 10-1 小齿轮选用 45 号钢（调质处理），硬度为 250HBS 大齿轮选用 45 号钢（调质处理）硬度为 220HBS 小齿轮 250HBS 大齿轮 220HBS 3 选择齿数 Z )4020(3 Z 34 iZZ 34ZZU253 Z 70,692576.24 取Z 8.22570 U 个 253 Z 704 Z U=2.8 4 选取螺旋角 208 取 14 度 14 5 按齿面接触强度设计 （ 1） 试选 Kt 8.12.1tK 取 tK 1.6 tK 1.6 nts 18 （ 2）区域系数 ZH 由 1图 10-30 43.2HZ 43.2HZ （ 3） 由 1图 10-26 查得3 0.78a a4=0.88 =0.78+0.88=1.66 1.66 (4)计算小齿轮传递的转矩 T 查表 1 51042.3 T Nmm 51042.3 T(5)齿宽系数 d 由 1表 10-7 15.17.0d d 1.0 (6)材料的弹性影响系数 ZE 由 1表 10-6 8.189EZ MPa1/2 8.189EZ (7) 齿轮接触疲劳 强 度 极 限limH 由 1图 10-21c 由 1图 10-21 1limH 550 2limH 540 MPa1limH 550 2limH 540 （ 8）应力循环次数 N 由 1式 10-13 833 1067.2 60 hLjnN7234 1054.9 齿iNN 8310 67.2 N 7410 54.9 N （ 9）接触疲劳强度寿命系数 KHN 由 1图 10-19 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 （ 10） 计算接触疲 劳强度许用应力 H 取失效概率为，安全系数为 S=1，由1式得 H3= 3 lim 3H N HKS 594 6.6154lim44 SK HHNH 8.60426.6155942 43 HHHMPa H =604.8 （ 11）试算小齿轮分度圆直径td3按 1式（ 10 21）试算 53.80)(123 223 HEHdtt ZZuuTkd mm td3 80.53 （ 12）计算圆周速度 v 100060 23 ndv t 65.01 0 0 06028.15453.8014.3v m/s v =0.65 nts 19 （ 13）计算齿宽B 53.803 db d B3=85 B4=80 mm B3=85 B4=80 （ 14）模数 ntm 13.3cos33 Zdm tnt h = 2.25mnt =2.25 3.13 7.04 b/h =80.53/7.04=11.44 度 ntm 3.13 h 7.04 b/h =11.44 （ 15）计算纵向重合度 = 0.318 dz3tan 0.318 1.0 25an14 =1.98 =1.98 （ 16）计算载荷系数 K 由 1表 10-2 查得使用系数 1AK 根据 v=0.65s，级精度，由 1图查得动载荷系数 VK1.1 由 1表查得 KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23 10-3b =1.43 由 1图查得 KF =1.35 假定 mmNdFK tA /1001 ，由 1表查 得 FH KK 1.4 故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.1 1.4 1.43=2.20 K=2.20 （ 17） 按实际的载荷系数校正分度圆直径 d3 由 1式 10-10 55.896.120.253.803333tt KKddmm 3d89.55 （ 18）计算模数nm 33 coszdm n 33 coszdmn =3.48 mm nm =3.48 6按齿根弯曲强度设计 （ 1）计算载荷系数 K K=KAKVKF KF K=1.0 1.1 1.4 1.35 =2.079 K=2.079 （ 2）螺旋角影响系数Y根据纵向重合度 =1.981图 10-28 Y0.88 Y0.88 （ 3）计算当量齿数 ZV 3coszzv 37.27c o s 333 zz v 3vz =27.37 nts 20 63.76c o s 344 zz v 4vz 76.63 （ 4）齿形系数YFa 由 1表 YFa3=2.563 YFa4=2.227 YFa3=2.563 YFa4=2.227 （ 5）应力校正系数 YSa 由 1表 YSa3=1.604 YSa4=1.763 YSa3=1.604 YSa4=1.763 （ 6）齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 由 1图 b 由 1图 3FE 400 4FE 350 MPa 3FE 400 4FE 350 （ 7）弯曲疲劳强度寿命系数FNK由 1图 3FNK 0.92 4FNK 0.96 3FNK 0.92 4FNK 0.96 （ 8）计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安全系数S 1.3，由式得 368140092.0333SK FEFNF 336135096.0444SK FEFNFMPa 3 F 368 4 F 336 （ 9）计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 0112.0368 604.1563.2333 FSaFa YY 0 1 1 7.0336 763.1227.2 4 44 F SaFa YY 结论：大齿轮的 F SaFaYY系数较大，以大齿轮的计算 FSaFaYY = 0.0117 （ 10）齿根弯曲强度设计计算 由 1式 37.2c o s23 2322 F SFdn YYZYKTm nm =2.37 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm 2.5 已可满足弯曲强度。但为了同 时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3=89.55 应有的齿数。于是由 nts 21 76.345.2 14c o s55.89c o s33 nmdZ 取 3z35 ，则 Z4 = Z3 i 齿 2 =35*2。 8=98 取 Z4 =98 3几何尺寸计算 （ 1）计算中心距a cos2 )( 43 nmzza 34.17114c o s25.2)9835( a 将中心距圆整为 171 mm a =171 （ 2）按圆整后的中心距修正螺 旋角 a mzz n2 )(arc c o s 43 54.1317125.2)9835(a rc c o s 因 值改变不多，故参数 、K 、 HZ 等不必修正。 度 54.13 （ 3）计算齿轮的分度圆直径 d cosnzmd 00.9014c o s5.2*353 d 00.25214c o s 5.2*984 d mm 3d 90.00 4d 252.00 （ 4）计算齿轮的齿根圆直径 df 2fnd d m 75.835.2*5.200.905.233 nf mdd75.2455.2*5.200.2525.244 nf mddmm 3fd 83.75 4fd=245.75 （ 5）计算齿轮宽度 B b = dd3= 1.0*90.00=90.00 圆整后取： B3 =95 B4 =90 mm B3 =95 B4 =90 （ 6） 验算 NdTF t 760000.90 10*42.3*22 532 mmNmmNmmNb FK tA /100/44.80/00.90 7600*1 故 合适 （三）斜齿轮设计参数表 传动类型 模数 齿数 中心距 齿宽 螺旋角 nts 22 高速级 斜齿圆柱 齿 轮 2nm 291 Z 1042 Z 137a mm 651 B mm mmB 602 88.13 低速级 斜齿圆柱 齿 轮 5.2nm 353 Z 984 Z mma 171 953 B 904 B 54.13 五 轴的设计计算 一、 轴的结构设计 1选择轴的材料及热处理方法 查 1表 15-1 选择轴的材料为优质碳素结构钢 45；根据齿轮直径 mm100 ，热处理方法为正火。 2确定轴的最小直径 查 1370P的扭转强度估算轴的最小直径的公式： 39.2239.2785.553 69.5)103126(2.0 1055.9 33 110336 nPAnPdmm 再查 1表 15-3，0 1 2 6 1 0 3A 考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大 %7%5 )73.2303.29(d mm 3确定各轴段直径并填于下表内 名称 依据 单位 确定结果 1d )73.2303.29(d mm 且由前面的带轮的设 计 可 得 ， 带 轮 的 孔 径 为 30 ，)73.2303.29(d mm 1d 30 mm 1d 30 nts 23 2d 344.3230*)1.007.0(*230)1.007.0(2 112 ddd 查 2表 7-12 2d 35 mm 2d 35 3d因为3d处装轴承，所以只要3d 2d即可，选取 7 类轴承，查 2表 6-6，选取 7208AC，故 3d 40 mm 3d 40 4d mmddd 486.453)1.007.0(234 mm4d 46 5d由于是齿轮轴所以等于高速级小齿 轮 的 分 度 圆 直 径 ：mmd 74.595 mm mmd 74.595 6d36 dd40 mm 6d40 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。 查 220P（ 2）“润滑方式”，及说明书“（ 12）计算齿轮圆周速度 v ” v = 1.54 sm 2 ，故选用脂润滑。 将与轴长度有关的各参数填入下表 名称 依据 单位 确定结果 箱体壁厚 查2158P表 11-1 83025.0 a mm 8 地脚螺栓直径fd及数目 n 查 2158P表 11-1 0 . 0 3 6 1 2 0 . 0 3 6 1 2 3 1 2 1 6 . 4 3fda 查 2表 3-13， 取fd 20， 4,250 na 故 fd 16 4n 轴承旁联接螺栓直径 1d 查 2158P表 11-1 121675.075.01 fdd 查 2表 3-9，取 1d 16 mm 1d 12 nts 24 轴承旁联接螺栓 扳 手 空 间1C 、 2C 查 2 158P表 11-1 16;20 m
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