二级斜齿减速器课程设计897%0.8%400%190%282.doc
二级斜齿减速器课程设计897%0.8%400%190%282
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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897%0.8%400%190%282,减速器课程设计
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设计题目： 带式输送机传送装置减速器 姓名： 学号： 专业： 机械设计及自动化 院系： 机电工程学院 指导老师： 目录 一、设计题目 . 1 1、设计带式输送机传动装置 . 1 nts机械设计课程设计 第 1 页 共 37 页 1 2、设计数据 . 2 3、工作条件 . 2 4、机器结构如图 . 2 5、原始数据 . 2 二、总体设计 . 3 （一）、电动机的选择 . 3 （二）、传动比分配 . 3 （三）、传动装置的运动和动力参数 . 4 三、传动零件的计算 . 5 （一） V 带的设计与计算 . 5 （二）、高速级齿轮传动设计 . 6 （三）、低速级齿轮传动的设计 . 12 四、轴的设计 . 17 （一）、轴的材料选择和最小直径估计 . 17 （二）、减速器的装配草图设计 . 18 （三）、轴的结构设计 . 19 五、轴的 校核 . 21 （一）、高速轴的校核 . 21 （二）、中间轴的校核 . 25 （三）、低速轴的校核 . 29 六、键的选择和校核 . 32 （一）、高速轴上键的选择和校核 . 32 （二）、中间轴上的键选择和校核 . 33 （三）、低速轴的键选择和校核 . 33 七、滚动轴承的选择和校核 . 34 （一）、高速轴轴承的选择和校核 . 34 （二）、中间轴轴承的选择和校核 . 34 （一）、低速轴轴承的选择和校核 . 35 八、联轴器的选择 . 36 九、箱体的设计 . 36 十、润滑、密封的设计 . 37 十一、参考文献 . 37 十二、总结。 . 37 一、设计题目 1、设计带式输送机传动装置 （展开式二级直齿、斜齿圆柱齿轮nts机械设计课程设计 第 2 页 共 37 页 2 减速器；单号设计直齿，双号设计斜齿） 2、 设计数据： 如下表 f-1 3、工作条件 输送带速度允许误差为上 5；输送机效率 w 0 96；工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳；工作年限： 10 年；工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压 380V；检修间隔期：四年一次大 修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，中批量生产。 设计任务量：减速器装配图 1 张(A0 或 A1)；零件工作图 1 3张；设计说明书 1 份 。 4、机器结构如 图 5、原始数据 根据以上要求， 本人的原始数据如下： 1) 输送带拉力： F=7000N 2）输送带速度： v=0.8m/s 3）传动滚筒直径： D=400 4）机械效率： =0.96 5)工作年限： 10 年（每年 按 300 天计算）； 2 班制。 nts机械设计课程设计 第 3 页 共 37 页 3 二、总体设计 （一）、电动机的选择 （ 1）、根据动力源和工作条件，选用 Y 型三相异步电动机。 （ 2）、工作所需的功率： 7 0 0 0 0 . 8 5 . 8 3 31 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 6wFvP w K W （ 3）、通过查（机械设计课程设计）表 2-2 确定各级传动的机械效率： V带 1 =0.95；齿轮 2 =0.97；轴承 3 =0.99；联轴器 4 =0.99。总效率261 2 3 4 0 . 9 5 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 8 3 3 电动机所需的功率为： 5 . 8 3 3 7 . 0 0 20 . 8 3 3wd PP K W K W 由表（机械设计课程设计） 16-1 选取电动机的额度功功率为 7.5KW。 （ 4）、电动机的转速选 1000r/min 和 1500r/min 两种作比较。 工作机的转速 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 8 / m i n 3 8 . 2 1 6 / m i n3 . 1 4 4 0 0w vn r rD D 为传动滚筒直径。 总传动比 mwni n 其中 mn 为电动机的满载转速。 现将两种电动机的有关数据进行比较如下表 f-2 表 f-2 两种电动机的数据比较 方案 电动机型号 额定功率/kW 同步转速 /（ 1minr g ） 满载转速/ 1minr g 传动比 Y160M-6 7.5 1000 970 25.382 Y132-2 7.5 1500 1400 37.680 由上表可知方案的总传动比过小，为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案。 （ 5）、电动机型号的确定 根据电动机功率同转速，选定电动机型号为Y132-2。查表（机械设计课程设计） 16-2 得电动机中心高 H=132 外伸轴直径 D=38 外伸轴长度 E=80。 如图： （二）、传动比分配 根据上面 选择 的电动机 型号可知道现在的总传动比 i总 =37.68 选择 V带的传动比1 2.5i ；减速器的传动比13 7 . 6 8 1 5 . 0 7 22 . 5iii 总。 高速级齿轮转动比nts机械设计课程设计 第 4 页 共 37 页 4 2 1 . 3 1 . 3 1 5 . 0 7 2 4 . 4 2 6ii ， 低速级齿轮传动比 23 4 . 4 2 6 3 . 4 0 51 . 3 1 . 3ii 。 （三）、传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速计算 11122133431 4 0 0 / m i n14005 7 6 / m i n2 . 55761 3 0 . 1 4 / m i n4 . 4 2 61 3 0 . 1 43 8 . 2 2 / m i n3 . 4 0 53 8 . 2 2 / m i nmmwnrnnrinnrinnrin n n r 2、各轴输出功率计算 112 1 2 33 2 2 34 3 3 47 . 0 0 27 . 0 0 2 0 . 9 5 6 . 6 5 26 . 6 5 3 0 . 9 7 0 . 9 9 6 . 3 8 86 . 3 8 8 0 . 9 7 0 . 9 9 6 . 1 3 46 . 1 3 4 0 . 9 9 0 . 9 9 6 . 0 1 2ddP k WP P k W k WP P k W k WP P k W k WP P k W k W 3、各轴输入转矩计算 各轴的运动和动力参数如下表 f-3： 表 f-3 轴号 转速1/( min )nr 功率 /kW 转矩 Nm 传动比 0 1400 7.002 46.44 111222334447 . 0 0 29 5 5 0 9 5 5 0 4 6 . 4 414006 . 6 5 29 5 5 0 9 5 5 0 1 0 9 . 8 45766 . 3 8 89 5 5 0 9 5 5 0 4 6 8 . 7 71 3 0 . 1 46 . 1 3 49 5 5 0 9 5 5 0 1 5 3 2 . 6 93 8 . 2 26 . 0 1 29 5 5 0 9 5 5 0 1 5 0 2 . 2 13 8 . 2 2ddmdPT N m N mnPT N m N mnPT N m N mnPT N m N mnPT N m N mn nts机械设计课程设计 第 5 页 共 37 页 5 2 576 6.652 109.84 2.5 4.426 3 130.4 6.388 468.77 3.405 4 38.22 6.134 1532.69 1 5 38.22 6.012 1502.21 三、传动零件的计算 （一） V 带的设计与计算 1、确定计算功率 Pca 查表（没有说明查那本书表格的，所有要查表均代表 教材的表） 8-7 取工作情况系数 KA=1.1 则：c a AP K 1 . 1 7 . 7 0 2 k WdP 2、选择 V带的带型 由 Pca=7.702 nd=1400r/min选用 A型 V带 。 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d1d由表 8-6和表 8-8取小带轮的基准直径 d1d =1252）验算带速 v，按式验算速度 1 3 . 1 4 1 4 4 0 1 2 5 / 9 . 4 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dmdnv m s m s 因为 5 / 3 0 /m s v m s ，故带速适合。 3）计算大带轮的直径 d 2 1 d 1d = i d 2 . 5 1 2 5 3 1 2 . 5 取d2d =315 4、确定 V带的中心距 a和基准长度 Ld 1）由公式d 1 d 2 d 1 d 20 . 7 ( d d ) 2 ( d d )a 初定中心距 a0=450 2）计算带所需的基准长度 22d 2 d 10 0 d 1 d 203 1 5 1 2 5( d d )2 ( d d ) 2 4 5 0 3 1 5 1 2 5 1 6 1 42 4 2 4 4 5 0dL a m ma 由表 8-2选带的基准长度 Ld-1600mm 3）计算实 际中心距 a 00 1 6 0 0 1 6 1 44 5 0 4 4 322ddLLa a m m 5、计算小带轮的包角 1 d 2 d 15 7 . 3 0 5 7 . 3 01 8 0 ( d d ) 1 8 0 ( 3 1 5 1 2 5 ) 1 5 5 9 0443ooo o o oa nts机械设计课程设计 第 6 页 共 37 页 6 6、计算带根数 Z 1）由d1d=125mm 和 1 4 0 0 / m inmnr，查表 8-4a得0 1.92P 根据 1 4 0 0 / m inmnr，1 2.5i 和 A型带，查表 8-4b得0 0.17P查表 8-5得 0.93K ，查表 8-2得 0.99LK 1 7 9 . 3 2 7 , 2 . 5dm 00 ( 1 . 9 2 0 . 1 7 ) 0 . 9 3 0 . 9 9 1 . 9 2 4rLP P P K K 2）计算 V带的根数 Z 7 . 7 0 2 4 . 0 01 . 9 2 4carPZ P 7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 由表 8-3得， A型带的单位长度质量 q=0.1 /m 220 m i n 2 . 5 2 . 5 0 . 9 3 7 . 7 0 25 0 0 5 0 0 0 . 1 9 . 4 2 1 8 1 . 4 10 . 9 3 4 9 . 4 2caKPF q v NK Z v 8、计算压轴力 Fp 压轴力的最小值： 10 m i nm i n 1552 s i n 2 4 1 8 1 . 4 1 s i n 1 4 4 022 opF Z F N 9、带轮设计 由表 8-10查得 15 0.3e f=9 可算出带轮轮缘宽度： 1 2 4 1 1 5 2 9 6 3B z e f V带传动的主要参数 如下表 f-4 表 f-4 名称 结果 名称 结果 名称 结果 带型 A 传动比 2.5 根数 4 带轮基准直径 12125315ddd mmd mm基准长度 1600mm 预紧力 181.41N 中心距 443mm 压轴力 1440N （二）、高速级齿轮传动设计 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）按设计任务要求，学号为单的选直齿圆柱齿轮。 2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度足够。 3）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 40cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮为 45钢，调质处理，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数为 Z1=24，则大齿轮齿数 Z2=i2 Z1=24 4.426=106.224，nts机械设计课程设计 第 7 页 共 37 页 7 取 Z2=107.齿数比21107 4 . 524zu z 2、按齿面接触强度设计 设计公式 213112 . 3 2 EdK T Zudu g （ 1）、确定公式内的各计数值 1）试选载荷系数 Kt=1.3 2）小齿轮传递的转矩 T =T1=109.84N m=109840N mm 3）查表 10-7 选取齿宽系数 1d4)查表 10-6得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a5）由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的 接触疲劳强度极限m in 1 600H M P a ，大齿轮的接触疲劳强度极限m in 2 550H M P a 6）计算应力循环齿数 911981226 0 6 0 5 7 6 1 2 8 3 0 0 1 0 1 . 6 5 8 9 1 01 . 6 5 8 9 1 0 3 . 7 4 8 1 04 . 4 2 5hN n j lNNi 次次7）由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数120 . 9 0 , 0 . 9 5H N H NKK8）计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数 S=1， 1 m i n 112 m i n 220 . 9 6 0 0 5 4 00 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5H N HHH N HHK M P aSK M P aS （ 2）、计算 1）试计算小齿轮分度圆直径1td，取 5 2 2 .5 M P a （取最小值）。 2 21 3311 1 . 3 1 0 9 8 4 0 5 . 5 1 8 9 . 82 . 3 2 2 . 3 2 6 5 . 4 51 4 . 5 5 2 2 . 5EtdK T Zud m mu gg2）计算圆周速度 110 3 . 1 4 6 5 . 4 5 5 7 6 1 . 9 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 1 1 6 5 . 4 5 6 5 . 4 5dtbd 4） 计算齿宽与齿高比 模数 116 5 . 4 5 2 . 7 124ttdm z nts机械设计课程设计 第 8 页 共 37 页 8 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 7 1 6 . 1 0thm 6 5 . 4 5 1 0 . 7 26 . 1 0bh 5）计算载荷系数 根据 v=1.97m/s ， 8级精度，由教材图 10-8查得动载系数 Kv=1.06 因为是直齿齿轮，所以 1HFKK，由表 10-2查得使用系数 KA=1；由表10-4 用插入法查得 8 级精度小齿轮支承非对称时 1.458HK ；由 10.72bh ，1.458HK 查图 10-13得 1.421FK ，故动载系 数 1 1 . 0 6 1 1 . 4 5 8 1 . 5 4 5A v H HK K K K K 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3311 1 . 5 4 56 5 . 4 5 6 9 . 3 2 71 . 3ttKddK 7）计算模数116 9 . 3 2 7 2 . 8 8 924dm z 3、按齿根弯曲强度设计 设计公式 13 212 F a S adFYYKTmz (1)、确定公式内的计算值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE M Pa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380FE M Pa 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数120 . 8 6 , 0 . 9 0F N F NKK. 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳强度安全系数 S=1.4 则： 111 0 . 8 6 5 0 0 3 0 7 . 1 41 . 4F N F EF K M P aS 222 0 . 8 6 5 0 0 2 2 4 . 2 91 . 4F N F EF K M P aS 4)计算载荷系数 K 1 1 . 0 6 1 1 . 4 2 1 1 . 5 0 6A v F FK K K K K 5)查取齿型系数 由表 10-5查得122 . 6 5 , 2 . 1 8F a F aYYnts机械设计课程设计 第 9 页 共 37 页 9 6）查去应力校正系数121 . 5 8 , 1 . 7 9S a S aYY7）计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并作比较 111 2 . 6 5 2 . 5 8 0 . 0 1 3 6 3 23 0 7 . 1 4F a S aFYY 222 2 . 1 8 1 . 7 9 0 . 0 1 5 9 7 42 4 4 . 2 9F a S aFYY （ 2）、设计计算 按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为 (取 Fa SaFYY最小 ): 221 33 221 22 2 1 . 5 0 6 1 0 9 8 4 0 0 . 0 1 5 9 7 4 2 . 0 9 31 2 4F a S adFYYKTmz 比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决 定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.05 并就接近圆整为标准值 m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径1 6 9 .3 2 7d m m算出小齿轮齿数： 11 6 9 . 3 2 7 2 7 . 72 . 5dz m 取1 28z 大齿轮齿数 2 2 1 4 . 4 2 6 2 8 1 2 3 . 9z i z 取2 124z 4、几何尺寸的计 算 （ 1）计算分度圆直径 11222 8 2 . 5 7 01 2 4 2 . 5 3 1 0d z m m md z m m m （ 2）计算中心距 12 7 1 3 1 0 19022dda m m （ 3）计算齿轮宽度 1 1 7 0 7 0db d m m 则：取小齿轮1 75B 大齿轮2 70B 5、修正计算结果 1）1 28z 2 124z nts机械设计课程设计 第 10 页 共 37 页 10 查表 8-5修正： 122 . 5 5 , 2 . 1 61 . 6 1 , 1 . 8 1F a F aS a S aYY 2）11 3 . 1 4 7 0 5 7 6 2 . 1 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 3）齿高 h-=2.25m=2.25 2.5=5.625 ； 70 1 2 . 4 45 . 6 2 5bh 查表 10-4 修正 1.460HK 由 12.44bh ， 1.460HK 查图 10-13修正 1.421FK 4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数 1 1 . 0 6 1 1 . 4 6 1 1 . 5 7 7A v H HK K K K K 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数 1 1 . 0 6 1 1 . 4 2 1 1 . 5 0 6A v F FK K K K K 5） 2 21 3312 1 2 1 . 5 7 7 1 0 9 8 4 0 5 . 5 1 8 9 . 8 3 6 . 4 51 4 . 5 5 2 2 . 5EdK T Zud m mu gg6） 111 2 . 5 5 1 . 6 1 0 . 0 1 3 3 73 0 7 . 1 4F a S aFYY 222 2 . 1 6 1 . 8 1 0 . 0 1 6 0 02 4 4 . 2 9F a S aFYY 然而是大齿轮的大 7） 221 33 221 22 2 1 . 5 0 6 1 0 9 8 4 0 0 . 0 1 6 0 0 1 . 8 91 2 8F a S adFYYKTm m mz 实际1 7 9 . 3 2 7 , 2 . 5dm均大与计算的要 求值，故齿轮强度足够。 高速级齿轮的参数 如下表 f-5 表 f-5 名称 计算公式 结果 /mm 模数 m 2.5 压力角 n020 齿数 12zz28 124 传动比 i 4.426 分度圆直径 12dd70 310 nts机械设计课程设计 第 11 页 共 37 页 11 齿顶圆直径 *11*2222aad d h md d h m75 315 齿根 圆直径 *11*222 ( )2 ( )fad d h c md d h c m 63.75 303.75 中心距 12()2m z za 190 齿宽 125BbBb75 70 6、齿轮结构设计 高速大齿轮结构参数如下表 f-6： 表 f-6 名称 结构尺寸经验计算公式 结果 /mm 毂孔直径 d 22dd55 轮毂直径 D3 3 1.6Dd88 轮毂宽度 L L = ( 1 . 2 1 . 5 ) d = 6 6 8 2 . 5 取 76 腹板最大直径 D0 0 (1 0 1 4 )aD d m取 270 板孔分布圆直径 D1 1 0 3( ) / 2D D D179 板孔直径 D2 2 0 3( 0 . 2 5 0 . 3 5 ) ( )D D D取 40 腹板厚度 C C = (0 .2 0 .3 )B 20 根据参数设计的结构图 f-1： nts机械设计课程设计 第 12 页 共 37 页 12 图 f-1 （三）、低速级齿轮传动的设计 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及 齿数。 1）仍然是选直齿圆柱齿轮。 2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度足够。 3）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 45 钢，调质处理，硬度为235HBS，大齿轮为 45钢，正火处理，硬度为 190HBS，二者材料硬度差为 45HBS。 4）选小齿轮齿数为 Z3=24，则大齿轮齿数 Z4=i3 Z3=24 3.405=81.72，取Z4=82.齿数比4382 3 .424zu z 2、按齿面接触强度设计 设计公式 223312 . 3 2 EdK T Zudu g （ 1）、确定公式内的各计数值 1）试选载荷系数 Kt=1.3 2）小齿轮传递的转矩 T =T2=468N m=46877N mm 3）查表 10-7 选取齿宽系数 1d4)查表 10-6得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a5）由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限m in 3 550H M P a ，大齿轮的接触疲劳强度极限m in 4 390H M P a 6）计算应力循环齿数 nts机械设计课程设计 第 13 页 共 37 页 13 832881426 0 6 0 1 3 0 . 1 4 1 2 8 3 0 0 1 0 3 . 7 4 8 1 03 . 7 4 8 1 0 1 . 1 0 0 1 03 . 4 0 5hN n j lNNi 次次7）由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数340 . 9 0 , 0 . 9 5H N H NKK8）计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数 S=1， 3 m i n 334 m i n 440 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 50 . 9 5 3 9 0 3 7 0 . 5H N HHH N HHK M P aSK M P aS （ 2）、计算 1）试计算小齿轮分度圆直径3td，取 4 4 6 .5 M P a 。 2 22 3331 1 . 3 4 6 8 7 7 0 5 . 5 1 8 9 . 82 . 3 2 2 . 3 2 1 2 1 . 2 31 4 . 5 4 4 6 . 5EtdK T Zud m mu gg2）计算圆周速度320 3 . 1 4 1 2 1 . 2 3 1 3 0 . 1 4 0 . 8 2 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 3 1 1 2 1 . 2 3 1 2 1 . 2 3dtbd 4） 计算齿宽与齿高比 模数 331 2 1 . 2 3 5 . 0 524ttdm z 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 5 . 0 5 1 1 . 3 6thm 1 2 1 . 2 3 1 0 . 6 71 0 . 6 7bh 5）计算载荷系数 根据 v=0.826m/s ， 8级精度，由教材图 10-8查得动载系数 Kv=1.05 因为是直齿齿轮，所以 1HFKK， 由表 10-2查得使用系数 KA=1；由表10-4 用插入法查得 7 级精度小齿轮支承非对称时 1.436HK ；由 10.72bh ，1.436HK 查图 10-13得 1.431FK ，故动载系数 1 1 . 0 6 1 1 . 4 3 6 1 . 5 0 8A v H HK K K K K 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 nts机械设计课程设计 第 14 页 共 37 页 14 3333 1 . 5 0 81 2 1 . 2 3 1 2 7 . 3 81 . 3ttKddK 7）计算模数331 2 7 . 3 8 5 . 0 3 724dm z 3、按齿根弯曲强度设计 设计公式 23 232 F a S adFYYKTmz (1)、确定公式内的计算值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限3 380FE M Pa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限4 325FE M Pa 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数340 . 9 0 , 0 . 9 0F N F NKK. 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳强度安全系数 S=1.4 则： 333 0 . 9 0 3 8 0 2 4 4 . 2 81 . 4F N F EF K M P aS 444 0 . 9 0 3 2 5 2 0 8 . 9 31 . 4F N F EF K M P aS 4)计算载荷系数 K 1 1 . 0 6 1 1 . 4 2 1 1 . 5 0 6A v F FK K K K K 5)查取齿型系数 由表 10-5查得342 . 6 5 , 2 . 1 6F a F aYY6）查去应力校正系数121 . 5 8 , 1 . 8 1S a S aYY7）计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并作比较 333 2 4 4 . 2 8 0 . 0 1 7 1 4F a S aFYY 333 2 . 1 6 1 . 8 1 0 . 0 1 8 7 1 22 0 8 . 9 3F a S aFYY （ 2）、设计计算 按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为 (取 Fa SaFYY最大 ): nts机械设计课程设计 第 15 页 共 37 页 15 442 33 223 42 2 1 . 5 0 3 4 6 8 7 7 0 0 . 0 1 8 7 1 2 3 . 5 81 2 4F a S adFYYKTmz 比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 3.58 并就接近圆整为标准值 m=4，按接触强度算得的分度圆直径3 1 2 7 .3 8d m m算出小齿轮齿数： 33 1 2 7 . 3 8 3 1 . 84dz m 取3 37z 大齿轮齿数 4 3 3 3 . 4 0 5 3 2 1 0 8 . 9z i z 取4 109z 4、几何尺寸的计算 （ 1）计算分度圆直径 33443 7 4 1 2 81 2 6 4 4 3 6d z m m md z m m m （ 2）计算中心距 34 1 2 8 4 3 6 28222dda m m （ 3）计算齿轮 宽度 3 1 1 2 8 1 2 8db d m m 则：取小齿轮1 135B 大齿轮2 130B 5、修正计算结果 1）3 32z 4 109z 查表 8-5修正： 342 . 4 9 2 , 2 . 1 8 71 . 6 4 , 1 . 7 9 8F a F aS a S aYY 2） 32 3 . 1 4 1 2 7 . 3 8 1 3 0 . 1 4 0 . 8 6 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 3）齿高 h-=2.25m=2.25 4=9 ； 130 1 4 .4 49bh 查表 10-4 修正 1.439HK 由 14.44bh ， 1.439HK 查图 10-13修正 1.432FK 4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数 1 1 . 0 6 1 1 . 4 3 9 1 . 5 2 5A v H HK K K K K 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数 1 1 . 0 6 1 1 . 4 3 2 1 . 5 1 8A v F FK K K K K nts机械设计课程设计 第 16 页 共 37 页 16 5） 2 23 3332 1 2 1 . 4 3 9 4 6 8 7 7 0 4 . 4 1 8 9 . 8 6 6 . 8 31 3 . 4 4 4 6 . 2 5EdKT Zud m mu gg6） 333 2 . 4 9 2 1 . 6 4 0 . 0 0 0 1 72 4 4 . 2 8F a S aFYY 444 2 . 1 8 7 1 . 7 9 8 0 . 0 1 8 8 22 0 8 . 9 3F a S aFYY 然而是大齿轮的大 7） 442 33 223 42 2 1 . 5 1 8 4 6 8 7 7 0 0 . 0 1 8 8 2 2 . 9 71 3 2F a S adFYYKTm m mz 实际3 1 2 7 .3 8 , 4dm均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。 低速级齿轮的参数表如下 表 f-7 表 f-7 名称 计算公式 结果 /mm 模数 m 4 压力角 n020 齿数 34zz32 109 传动比 i 3.405 分度圆直径 34dd128 436 齿顶圆直径 *33*4422aad d h md d h m136 444 齿根圆直径 *33*442 ( )2 ( )fad d h c md d h c m 118 426 中心距 43()2m z za 282 齿宽 345BbBb135 130 nts机械设计课程设计 第 17 页 共 37 页 17 四 、轴的设计 （一）、轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，初定轴的材料为 45 钢，调质处理。轴的最小直径计算公式3m in o PdAnAo 的值由表 15-3确定为：高速轴1 126oA ， 中间轴2 120oA ，低速轴3 112oA 。 1、 高速轴 1 33m i n 1 116 . 6 2 51 2 6 2 8 . 4 8576oPd A m mn 因 为高速轴最小直径处装大带轮，设一个键槽，因此 m i n 1 m i n 1 1 7 % 3 0 . 4 7d d m m 取min 1 31d mm2、 中间轴 2 33m i n 2 226 . 3 8 81 2 0 4 3 . 91 3 0 . 4oPd A m mn 根据后面轴承的选择，取m in 2 45d mm3、 低速轴 3 33m i n 1 336 . 1 3 41 1 2 6 0 . 8 63 8 . 2 2oPd A m mn 安装联轴器设一个键槽， m i n 1 m i n 11 7 % 6 5 . 1 2d d m m 再根据后面密封圈
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