二级斜齿减速器课程设计836.8%0.48%425%134%240.doc
二级斜齿减速器课程设计836.8%0.48%425%134%240
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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836.8%0.48%425%134%240,减速器课程设计
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1 机械设计课程设计报告 V 带式输送机传动系统设计 院系及专业 ： 设 计 者： 指导老师 ： nts 2 目 录 一、设计任务书 . 4 二、传动装置的总体设计 . 5 （一）、电动机的选择 . 5 （二 )、传动比的分配及转速校核 . 7 （三）、减速器各轴转速、功率、转矩的计算 . 10 三、传动零件的设计计算 . 12 （一）、 V 带设计 . 12 （一）、 V 带轮的结构设计 . 12 （二）、 V 带的计算设计 . 13 （二）、齿轮传动的设计 . 16 （一）、高速级齿轮传动设计计算 . 16 （二）、高速级齿轮传动的几何尺寸 . 21 （三）、低速级齿轮传动设计计算 . 21 （四）、低速级齿轮传动的几何尺寸 . 26 四、轴的设计： . 26 （一）、高速轴 . 26 （一）、高速轴的设计 . 26 （二）、高速轴的计算与校核 . 29 （二）、中间轴 . 32 （一）、中间轴的设计 . 32 （二）、中间轴的计算与校核 . 34 （三）、低速轴 . 36 （一）、低速轴的设计 . 36 （二）、低速轴的计算与校核 . 38 nts 3 五、轴承校核： . 40 六、箱体的设计计算 . 44 七、减速器的润滑设计 . 45 （一） 齿轮的润滑设计 . 45 （二）、轴承的润滑及设计 . 46 八、密封 . 46 九、结束语 . 47 nts 4 一、设计任务书 带式输送机传动系统设计 1. 设计任务 设计带式输送机传 动系统。采用 V 带传动及两级圆柱齿轮减速器。 2. 传动系统参考方案（见图） 带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过 V 带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器 4 将动力传 至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。 3. 原始数据： 输送带有效拉力 F= 6800N 输送带工作速度 v= 0.48m/s （允许误差 5%） 输送机滚筒直径 d= 425 mm 减速器设计寿命为 5 年。 、工作条件： 两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。 nts 5 二、传动装置的总体设计 （一）、电动机的选择 一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数： （一） 电动机的选择： （ 1）、选择电动机类型： 按工作要求和条件，选用三箱笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V， Y 型。 （ 2）、选择电动机的容量： 传动系统参考方案，如下图： 图 2 1 1 传动方案简图 电动机所需工作功率按式（ 1）wdapP kw 由式 (2)1000w Fvp kw由（ 1）、（ 2）两式可得 Pd1000 aFv kW 由电动机至运输机的传动总效率为： 421 2 3 4 5 0 . 7 9a 式中： 1 、 2 、3、 4 、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。 取 1 =0.96， 2 =0.98（滚子轴承），3=0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率）， 4 =0.99（滑动联轴器），5=0.96（卷筒效率）则： 421 2 3 4 5 0 . 7 9a nts 6 1 0 0 0 0 0 . 4 8 4 . 1 31 0 0 0 1 0 0 0 0 . 7 9d aFvp k W (3) 、确定电动机转速： （卷筒速度） 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 4 8 2 1 . 5 8 / m i n425vnrD 按表 1推荐的传动比合理范围取 V带传动的传动比 i1 =2-4,二级圆柱齿轮减速器的传动比 i2 =8-40,则总传动比合理范围为 ia=16 160,故电动机转速的可选范围为 ninad =（ 16-160） *21.58=(345-3453)r/min 符合这一范围的同步转速有 750、 1000、1500、 3000 min/r 根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表： 方案 电动机型号 额定功率 kW 电动机转速 r/min 电动机重量 N 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 1 Y132S1-2 5 5 3000 2900 640 134.38 3.8 35.36 2 Y132S-4 5 5 1500 1440 680 66.73 2.8 23.83 3 Y132M2-6 5 5 1000 960 850 44.49 2.2 20.22 4 Y160MS-8 5 5 750 720 1250 33.36 2.0 16.68 综合考虑选电动机如下表： 电动机主要外形和安装尺寸列于下表： 中心高 外形尺 寸 底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 装键部位尺寸 132 475（ 135 210） 318 216 140 12 38 83 10 41 型号 额定功率kW 满载时 额定电流 起动转矩 最大转矩 转速 电流 效率 功率因素 Y132S-4 5.5 1440 7 0.855 0.84 7 2.0 2.2 nts 7 如图所示： (二 )、传动比的分配及转速校核 由选定的电动机满载转递mn和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 ma ni n 总传动比为各级传动比1i、2i、3ini的乘积，即：1 2 3ani i i i i 分配总传动比，即各级传动比如何取值，是设计中的重要问题。传动比分配得合理，可使传动装置得到较小的外廓以减小动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。要同时达到这几方面的要求比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，满足某些主要要求。 nts 8 分配传动比时考虑以下原则： （ 1） 各级传动的传动比应在合理范围内，不超出允许的最大值，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。 （ 2） 应注意使各级传动件尺寸协调，结构均称合理；例如，由带传动和单级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比。如果带传动的传动比过大，就有可能使大带轮半径大于减速器中心高，使带轮与底架相碰。 （ 3） 尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。如图所示二级圆柱齿轮减速器，在总中心距和总传动比相同时，粗实线所示方案具有较小的外廓尺寸，这是由于2i较小时低速级大齿轮直径较小的缘故。 （ 4） 尽量使各级大齿轮浸油深度合理。在卧式减速器设计中，希望各级大齿轮直径相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。 （ 5） 要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。如图所示，图 1 中的卷扬机开式齿轮的传动比比较合理。如果传动比太小以致大齿轮直径2d小于卷筒直径 D时，则将使小齿轮与卷筒产生干涉，并不便 于大齿轮齿圈与卷筒的连接；图 2 中的二级圆柱齿轮传动中，由于高速级传动比太大，例如1i 22i，致使高速级大齿轮与低速轴相碰。 nts 9 图 1 图 2 电动机型号为 Y132S-4，满载转速 1 4 4 0 / m inmnr（ 1） 总传动比 1440 6 6 . 7 32 1 . 5 8ma ni n （ 2） 分配传动装置传动比 0ai i i式中0i、 i 分别为带传动和减速器的传动比。 为使 V带传动外廓尺寸不致过大，初步取0 2.8i ，则减速器传动比为06 6 . 7 3 2 3 . 8 32 . 8aii i （ 3） 分配减速器的各级传动比 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两极大齿轮直径相近，由图可查得1 6.23i ，则2 1 2 3 . 8 2 3 . 8 36 . 2 3ii i nts 10 （三）、减速器各轴转速、功 率、转矩的计算 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴、轴，以及 010 1 1 2,iiPTmn ， 为 相 连 两 轴 的 传 动 比 ；， ， 为 相 连 两 轴 间 的 传 动 效 率 ；P ， ， 为 各 轴 的 输 入 功 率 (kW) ；T ， ， 为 各 轴 的 输 入 转 矩 ( N ) ；， n ， 为 各 轴 的 转 速 （ r/min ） ,则可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。 （ 1） 各轴转速 0mnn ir/min 式中：mn 电动机满载转速； 0i 电动机至轴的传动比。 以及 1 0 1mn ni i inr/min 2 0 1 2mi i i i nnnr/min 其余类推。 轴 01440 5 1 4 . 2 82 . 8mnn i r/min 轴 1 0 15 1 4 . 2 8 8 2 . 5 56 . 2 3mn ni i i nr/min 轴 2 0 1 28 2 . 5 5 2 1 . 5 53 . 8 3mi i i i nnn r/min 卷筒轴 2 1 . 5 5n nr/min （ 2） 各轴输入功率 由 图 2 1 1 所示，为各轴间功率关系。 01dP PkW ，01 11 0 1 1 2PP kW ，12 2 3 nts 11 2 3 0 1 1 2 2 3dP P P kW ，23 2 3 3 4 0 1 1 2 2 3 3 4dP P P kW ，34 2 4 式中1、2、3、4分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。 轴 0 1 1 4 . 1 3 0 . 9 6 3 . 9 6ddP P P k W 轴 1 0 1 1 2 1 2 3 3 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 7 3 . 7 7P P P k W 轴 2 3 2 3 3 . 7 7 0 . 9 8 0 . 9 7 3 . 5 8P P P k W 卷筒轴 3 4 2 4 3 . 5 8 0 . 9 8 0 . 9 9 3 . 4 8P P P k W （ 3） 各轴输入转矩 0 01dT T i N m 其中dT为电动机轴的输出转矩，按下式计算： 9550 ddmPT n N m 所以 0 0 1 0 0 19550 dd mPT T i in N m 1 1 1 2 0 1 0 1 1 29550 dmPT T i i in N m 2 2 3 0 1 2 0 1 1 2 2 39550 dmPT T i i i in N m 3 4 0 1 2 0 1 1 2 2 3 3 49550 dmPT T i i in N m 同一根轴的输出功率（或转矩）与输入功率（或转矩）数值不同（因为有轴承功率损耗），需要精确计算时应取不同数值。 轴 0 0 1 2 7 . 3 9 2 . 8 0 . 9 6 7 3 . 6 2dT T i N m 轴 1 1 1 2 7 3 . 6 2 6 . 2 3 0 . 9 8 0 . 9 7 4 3 6 . 0 0T T i N m 轴 2 2 3 4 3 6 . 0 0 3 . 8 3 0 . 9 8 0 . 9 7 1 5 8 7 . 3 9T T i N m 卷筒轴输入转矩 34 1 5 8 7 . 3 9 0 . 9 8 0 . 9 9 1 5 4 0 . 0 8T T N m nts 12 轴的输出转矩则分别为各轴的输 入转矩乘轴承效率 0.98，例如轴的输出转矩为0 . 9 8 7 3 . 6 2 0 . 9 8 7 2 . 1 5T T N m ，其余类推。 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 效率 P（ kW） 转矩 T（ N m） 转速n(r/min) 传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 4.13 27.39 1440 2.8 0.96 轴 3.97 3.89 73.62 72.15 514.28 轴 3.77 3.69 436.00 427.28 82.55 6.23 0.95 轴 3.58 3.51 1587.39 1555.64 21.55 3.83 0.95 卷筒轴 3.47 3.40 1540.08 1509.28 21.55 1 0.97 三、传动零件的设计计算 （一）、 V 带设计 （一）、带轮的结构设计 V 带论的设计 一、 V带轮的设计内容 根据带论的基准直径和带论转速等已知条件，确定带论的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。 二、带轮的材料 常用的带论材料为 HT150或 HT200。转速较高时可 以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可用铸铝或塑料。 三、带轮的结构形式 V 带轮有轮缘、轮辐和轮毂组成。 根据轮辐结构的不同， V带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。 V 带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为 2.5ddd（ D 为安装带轮的轴的直径， mm），可采用实心式；当 300dd mm时，可采用腹板式；当 300dd mm，同时11100D d m m时，可采用孔板式；当 300dd mm时，可采用轮辐式。 四、 V 带轮的轮槽 V 带轮的轮槽与所选用的 V 带的型号相对应。 V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 V 带工作面的夹角发生变化。为了使 V 带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将 V 带轮轮槽的工作面的夹角做成小于 40 。 V 带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度minah和minfh。 nts 13 五、 V 带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表满缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。其他条件参照 GB/T 13575.1 92 中的规定。 轮槽截面尺寸表： 槽型 dbminahminfhe minfd与d相对应的 32 34 36 38 Y 5.3 1.60 4.7 8 0.3 6 60 - 60 - Z 8.5 2.00 7.0 12 0.3 7 - 80 - 80 A 11.0 275 8.7 15 0.3 9 - 118 - 118 B 14.0 3.50 10.8 19 0.4 11.5 - 190 - 190 C 19.0 4.80 14.3 25.5 0.5 16 - 315 - 315 D 27.0 8.10 19.9 37 0.6 23 - - 475 475 E 32.0 9.60 23.4 44.5 0.7 28 - - 600 600 （二）、 V 带的计算设计 一、 V 带传动的张紧 V 带传动运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。为了保证带传动正常工作，应定 期检查带动松弛程度，采取相应的补救措施。常见的有以下几种： 1定期张紧装置 采用定期改变中心距的方法来调节带的初拉力，使带重新长进。图 1 为滑道式，图 2为摆架式。 图 1 图 2 2自动张紧装置 如图下图所示，将装有带轮的电动机安装在浮动的摆架上，利用电动机的自重，使带轮随同电动机绕固定的轴摆动，以自动保持初拉力。 nts 14 3采用张紧轮的张紧装置 当中心距不能调节时，可采用张紧轮将带张紧，如下图所示。设置张紧轮应注意：一般应放在松边的内侧，使带只受单向弯曲；张紧轮还应尽量靠近大带轮，以免 减少带在小带轮上的包角；张紧轮的轮槽尺寸与带轮的相同，且直径小于小带轮的直径。 二、 V 带传动的安装 各带轮的轴线应相互平行，各带轮相对应的 V 型槽的对称平面应重合，误差不得超过20。 多根 V 带传动时，为避免各根 V 带的载荷分布不均，带的配组公差应在规定的范围内。 三、 V 带传动的防护 为安全起见，带传动应置于铁丝网或保护罩之内，使之不能外露。 四、计算 V 带 1确定计算功率caP由表 8-7 查得工作情况下系数 1.1AK ，故 1 . 1 5 . 5 6 . 0 5c a AP K P k W k W 2选择 V 带的带型 根据caP、1n由图 8-10 选 A 型。 3确定带轮的基准直径d并验算带速 v 1）初选小带轮的基准直径1d。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径1d=90mm。 2）验算带 速 v。按式 116 0 1 0 0 0ddnv 验算带的速度 11 9 0 1 4 4 0 6 . 7 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s 因为 5m/sv30m/s,故带速度合适。 nts 15 3）计算大带轮的基准直径，根据式2121dddni nd ，计算大带轮的基准直径 2dd 21 2 . 8 9 0 2 5 2ddd i d m m m m 根据表 8-8，圆整为2 280dd mm。 4确定 V 带的中心距 a 和基准长度dL1 ）根据式 1 2 0 1 20 . 7 2d d d dd d a d d ，得02 5 9 5 4 0a m m，初定中心距0 500a mm。 2）由式 2210 0 1 202 24 ddd d d ddL a d d a 计算带所需的基准长度 22210 0 1 202 8 0 9 02 2 5 0 0 9 0 2 8 0 1 5 9 92 4 2 4 5 0 0ddd d dddL a d da 由表 8-2 选带的基准长度 1600dL mm。 3）按式00 2ddLLaa 计算实际中心距 a 。 00 1 6 0 0 1 5 9 95 0 0 5 0 122ddLLa a m m m m 中心距的范围为 477 540mm. 5验算小带轮上的包角1 1 2 1 5 7 . 3 5 7 . 31 8 0 1 8 0 2 8 0 9 0 1 5 8 9 0501dddd a 6计算带的根数 z 1）计算单根 V 带的额定功率rP。 由1d=90mm 和1 1 4 4 0 / m innr，查表 8-4a 得0 1.07P kW。 根据1 1 4 4 0 / m innr， 2.8i 和 A 型带，查表 8-4b 得0 0.17P kW。 查表 8-5 得 0.95K ，查表 8-2 得 0.99LK ，于是 00 1 . 0 7 0 . 1 7 0 . 9 5 0 . 9 9 1 . 1 7rLP P P K K k W k W 2）计算 V 带的根数 z。 nts 16 5 . 5 4 . 7 01 . 1 7carPz P 则，取 5 根。 7计算单根 V 带的初拉力的最小值 0 minF由表 8-3 的 A 型带的单位长度质量 0.1 /q kg m ，所以 220 m i n 2 . 5 2 . 5 0 . 9 5 5 . 55 0 0 5 0 0 0 . 1 6 . 7 8 1 3 70 . 9 5 5 6 . 7 8caKPF q v N NK z v 应使带的实际初拉力 00minFF。 8计算压轴力PF压轴力的最小值为 10m i n m i n1522 s i n 2 5 1 3 7 s i n 1 3 2 922PF z F N N 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=90mm 采用实心式结构。大带轮基准直径 dd2=280mm，采用孔板式结构。 带 轮 的 材 料 采 用 铸 铁 ， 材 料 型 号 为 HT150 ， 由 于 带 轮 的 基 准 直 径 为mmdmmd dd 300,300 21 ，故采用腹板式。要求：质量小且分布，结构工艺好，轮槽的工作面要精加工。 具体带与带轮的主要参数见下图： （其中的图和表由机械设计书查。） （二）、齿轮传动的设计 （一）、高速级齿轮传 动设计计算 1选精度等级、材料及齿数 1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 6 级精度（ GB10095-88）。 nts 17 3）材料选择由表 10-1 选得大、小齿轮材料均为 40Gr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48 50HRC。 4）选小齿轮齿数1z=22，大齿轮齿数2z=6.23 22=137.06，取2z=137。 5）选取螺旋角。初选螺旋角 14 。 2按齿面接触强度设计，按式 2131 22 ( 1 )t H EtdHK T u Z Zdu 试算。 （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试算 1.6tK 。 2）由图 10-30 选取区域系数HZ=2.433。 3）计算小齿轮传递的转矩。 5 5 411 19 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 3 . 9 7 7 . 3 7 2 1 05 1 4 . 2 8PT N m mn 4）由表 10-7 选取齿宽系数d=0.8。 5）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a。 6）由图 10-21c 查得 l i m 1 l i m 2 1100HH M P a； 7）由式 60hN njL计算应力循环次数。 1160 hN n jL=60 514.28 1（ 2 8 300 5） =7.4056 810 8 827 . 4 0 5 6 1 0 1 . 1 8 8 7 1 06 . 2 3N 8）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数1 0.92HNK ；2 0.98HNK 。 9）计算接触许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，有式 limNKS 得 1 l i m 112 l i m 220 . 9 2 1 1 0 0 1 0 1 20 . 9 8 1 1 0 0 1 0 7 8HNHHNHK M P a M P aSK M P a M P aS 10）由图 10-26 查得1=0.77，2=0.81，则=1+2=1.58。 11）许用接触应力 nts 18 12 1 0 1 2 1 0 7 8 104522HHH M P a M P a （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得 2431 22 1 . 6 7 . 3 7 2 1 0 7 . 2 3 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8 3 4 . 8 40 . 8 1 . 5 8 6 . 2 3 1 0 4 5td m m 2）计算圆周速度。 11 3 4 . 8 4 5 1 4 . 2 8 0 . 9 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 b 及模数ntm。 1 0 . 8 3 4 . 8 4 2 7 . 8 7dtb d m m m m 11c o s 3 4 . 8 4 c o s 1 4 1 . 5 422tntdm m m m mz 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 5 4 3 . 4 7nth m m m m m 2 7 . 8 7 8 . 0 33 . 4 7bh 4）计算纵向重合度。 10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 0 . 8 2 2 t a n 1 4 1 . 3 9 5d z 5）计算载荷系数 K。 已知使用系数 1AK ，根据 0.94 /v m s ， 6 级精度，由图 10-8 查得动载系数 1.07VK ；由表 10-4 查得 1.287HK ； 由图 10-13 查得 1.34FK ； 由表 10-3 查得 1 .1HFKK。故载荷系数 1 1 . 0 7 1 . 1 1 . 2 8 7 1 . 7 7A V H HK K K K K 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式311ttKddK得 3311 1 . 7 73 4 . 8 4 3 6 . 0 31 . 6ttKd d m m m mK nts 19 7）计算模数nm。 11c o s 3 6 . 0 3 c o s 1 4 1 . 5 922ndm m m m mz 3按齿根弯曲强度设计 由式 213212 c o s F a S andFK T Y Y Ymz （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 1 1 . 0 7 1 . 1 1 . 3 4 1 . 5 8A V F FK K K K K 2）根据纵向重合度=1.395，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y=0.88。 3）计算当量齿数。 11 3322 2 4 . 0 8c o s c o s 1 4v zz 22 33137 1 4 9 . 9 7c o s c o s 1 4v zz 4）查取齿形系数。 由表 10-5 查得1 2.622FaY ；2 2.14FaY 5）查去应力校正系数。 由表 10-5 查得1 1.58SaY ；2 1.83SaY 6）由图 10-20c 查得齿 轮的弯曲疲劳强度极限12 620F E F E M P a； 7）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数1 0.87FNK ，2 0.92FNK ； 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 limNKS 得 1112220 . 8 7 6 2 0 3 8 5 . 2 91 . 40 . 9 2 6 2 0 4 0 7 . 4 31 . 4F N F EFF N F EFK M P a M P aSK M P a M P aS 9）计算大、小齿轮的 Fa SaFYY，并加以比较 nts 20 1112222 . 6 2 2 1 . 5 8 0 . 0 1 0 7 53 8 5 . 2 92 . 1 4 1 . 8 3 0 . 0 0 9 6 14 0 7 . 4 3F a S aFF a S aFYYYY小齿轮的数值大。 10）设计计算 24322 1 . 5 8 7 . 3 7 2 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 0 7 5 1 . 5 00 . 8 2 2 1 . 5 8nm m m m m 对比计算结果，有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=2.0mm，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径1 36.03d 来计算应有的齿数。于是由 11 c o s 3 6 . 0 3 c o s 1 4 1 7 . 4 82ndzm 取1z=18，则21 6 . 2 3 1 8 1 1 2z u z 。 4几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 12 1 8 1 1 2 2 1 3 3 . 9 82 c o s 2 c o s 1 4nz z ma m m m m 将中心距圆整为 134mm。 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12 1 8 1 1 2 2a r c c o s a r c c o s 1 4 2 52 2 1 3 4nz z ma 因 值改变不多，故参数、 K、HZ等不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 11221 8 2 3 7 . 1c o s c o s 1 4 2 51 1 2 2 2 3 0 . 9 8c o s c o s 1 4 2 5nnzmd m mzmd m m （ 4） 计算齿轮宽度 1 1 3 7 . 1 3 7 . 1db d m m m m 圆整后取2 40B mm；1 45B mm。 nts 21 （二）、高速级齿轮传动的几何尺寸 高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表： 名称 计算公式 结果 模数 m 2 分度圆直 径 11d mZ 36 22d mZ224 分度圆压力角 20 基圆直径 11c o sbd m Z 34 22c o sbd m Z 210 齿顶圆直径 *1 1 12 ( 2 )a a ad d h m Z h 40 *2 2 22 ( 2 )a a ad d h m Z h 228 齿根圆直径 *1 1 12 ( 2 2 )f f ad d h m Z h c 31 *2 2 22 ( 2 2 )f f ad d h m Z h c 219 中心距 2 1 2 111( ) ( )22a m Z Z d d 134 齿宽 2Bb 40 12 ( 5 1 0 )B B m m45 （三）、低速级齿轮传动设计计算 1选精度等级、材料及齿数 1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输 机为一般工作机器，速度不高，故选用 6 级精度（ GB10095-88）。 3）材料选择由表 10-1 选得大、小齿轮材料均为 40Gr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48 50HRC。 4）选小齿轮齿数1z=20，大齿轮齿数2z=3.83 20=76.6，取2z=77。 nts 22 5）选取螺旋角。初选螺旋角 14 。 2按齿面接触强 度设计，按式 2131 22 ( 1 )t H EtdHK T u Z Zdu 试算。 （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试算 1.6tK 。 2）由图 10-30 选取区域系数HZ=2.433。 3）计算小齿轮传递的转矩。 5 5 511 19 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 3 . 7 7 4 . 3 6 1 1 08 2 . 5 5PT N m mn 4）由表 10-7 选取齿宽系数d=0.8。 5）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a。 6）由图 10-21c 查得 l i m 1 l i m 2 1100HH M P a； 7）由式 60hN njL计算应力循环次数。 1160 hN n jL=60 82.55 1（ 2 8 300 5） =1.1887 810 8 721 . 1 8 8 7 1 0 3 . 1 0 3 7 1 03 . 8 3N 8）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数1 0.96HNK ；2 1HNK 。 9）计算接触许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，有式 limNKS 得 1 l i m 112 l i m 220 . 9 6 1 1 0 0 1 0 5 61 1 1 0 0 1 1 0 0HNHHNHK M P a M P aSK M P a M P aS 10）由图 10-26 查得1=0.73，2=0.87，则=1+2=1.60。 11）许用接触应力 12 1 0 5 6 1 1 0 0 107822HHH M P a M P a （ 2）计算 nts 23 1）试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得 2531 22 1 . 6 4 . 3 6 1 1 0 4 . 8 3 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8 6 3 . 1 90 . 8 1 . 6 0 3 . 8 3 1 0 7 8td m m 2）计算圆周速度。 11 6 3 . 1 9 8 2 . 5 5 0 . 2 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 b 及模数ntm。 1 0 . 8 6 3 . 1 9 5 0 . 5 5dtb d m m m m 11c o
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