机械设计，课程设计说明书

编号： 机械设计 课程设计说明书 题 目 ： 设计带运输机用减速器 院 （系） ： 机械工程系 专 业 ： 机械设计制造及其自动化（卓越） 学生姓名 ： 张俊荣 B12020328 指导教师 ： 鲍莉 2015 年 03 月 15 日 目 录 第 1章 设计任务书 . 1 1.1 设计题目 . 1 1.2 已知条件 . 1 1.3 设计要求 . 1 1.4 设计工作量 . 1 第 2 章 机械系统总体设计 . 2 2.1 动力机选择 . 2 2.2 计算传动装置运动参数 . 错误 !未定义书签。 第 3 章 传动零件的设计 . 错误 !未定义书签。 3.1 一级传动中的 V 带设计 . 错误 !未定义书签。 3.2 第一对啮合齿轮的设计计算 . 8 3.3 第二对啮合齿轮的设计计算 . 18 第 4 章 传动轴的设计 . 28 4.1 输入轴的设计计算 . 28 4.2 中间轴的设计计算 . 33 4.3 输出轴的设计计算 . 39 第 5 章 变速箱箱体的设计 . 46 第 6 章 参 考文献 . 48 第 7 章 总结 . 49 第 1 页 共 53 页 机械工程 系； 机械设计制造及自动化 专业 姓名： 张俊荣 班级： B120215 学号： B12020328 课程名称： 机械设计 设计题目： 设计带运输机用减速器 设计篇幅： 图 纸 3 张 说明书 54 页 指导教师评语： 年 月 日 指导教师 第 2 页 共 53 页 第一章 设计任务书 1.1 题目 ：设计带运输机用减速器（两级援助齿轮减速器）。 1.2 已知条件： 载荷情况：中等冲击、双向频繁启动。 工作制度：单班制（ 8 小时）。 生产规模：大批量生产。 1.3 设计要求： 设计参数： 运输带工作拉力 NF 3500 运输带工作速度 s/m1.1V 卷筒直径 D 370mm 减速器外廓尺寸：结 构紧凑 使用年限：八年、大修期四年 运输带速度允许误差： 5% 之间 1.4 设计工作量： 减速器装配图一张 (0 号图纸）；零件图两张（输出轴、从动带轮，A3图纸，计算机辅助）；设计说明书一份。 1.5 机器传动简图： 第 3 页 共 53 页 第一章 机械系统总体设计 一、 机械系统运动方案的选择：在上一章任务书中已经给出无需选择。 二、 动力机的选择： 1、电动机类型：由于直流电动机需要直流电源，结构复杂，价格较高，因此选择交流电。其中三相异步电动机应用最多，常 用的为 Y系列三相异步电动机。因此本设计中采用 Y 系列三相异步电动机。 2、选择对电动机的功率： 由公式：wd PP P 公式中dP为工作机实际需要的电动机输出功率， kw ； 为电动机至工作机之间传动 装置的总效率。 1）、工作机所需求的功率wP应由机器工作阻力和运动参数计算求得； 1000w wFVP kw或 9550ww wTnP kw公式中： F为工作机的阻力， N;V 为工作机的线速度， m/s；wn为工作机的转速， r/min;w为工作机的效率。 2）、求解总效率 ： 由任务书中可以看出： 3 对轴承； 2 对齿轮；两个联轴器；一个卷筒以及皮带这些会有功率损失。 查表 1-5 可以得到： =0.99轴 承（球轴承）； =0.97齿 轮（ 8 级油润滑）；=0.99联 轴 器 （两个均为有弹性元件）；卷筒采用平摩擦， =0.9卷 筒 ； 第 4 页 共 53 页 =0.96皮 带 轮 即： 3 2 2= 总 轴 承 齿 轮 联 轴 器 卷 筒 皮 带 轮3 2 2= 0 . 9 7 0 . 9 0 . 9 6 总 （ 0.99 ） （ ） （ 0.99 ）=0.773总由任务书已知：工作拉力 F=3500 N；工作速度 V=1.1 m/s; 1000w FvP kw3 5 0 0 1 . 1 3 . 8 51000wP k wwd PP 总3 . 8 5 4 . 9 80 . 7 7 3dP k w查表 12-1Y 系列电动机，选择电动机功率： 5.5kw。 3、 选择电动机的转速 1）、工作机转速wn的计算： 每分钟转过的长度 S;S=Vt S=66m。 w Sn D36 6 1 0 5 6 . 8 1 / m i n3 . 1 4 3 7 0wnr由表 1-6 和 14-2 可得各个传动比 7Vi 带8i 齿 轮因为有两组齿轮传动：V 1 2=i i i i总 带 齿 轮 齿 轮。 m a x m a x 7 8 8 5 6 . 8 1dwn i n 总m a x 2 5 4 5 0 . 8 8 / m i ndnr m i n m a x 2 3 3 5 6 . 8 1dwn i n 总m i n 1 0 4 . 5 8 / m i ndnr即电动机转速： 1 0 4 . 5 8 / m i n 2 5 4 5 0 . 8 8 / m i ndr n r查表 12-1 最终确定电动机型号： Y132S-4； 额定功率 5.5kw;同步转速 1500r/min。 第 5 页 共 53 页 2） 、实际转速wn和实际传动比 i总： 1440= 2 4 . 4 85 8 . 8 1wnin 电 动 机总取 =24.48i总传动比分配： =2.08Vi 带1=3i齿 轮2=4i齿 轮1440= = 5 8 . 8 2 / m i n2 4 . 4 8wnnri 电 动 机总3） 、运输带速度误差： 5 8 . 8 2 5 8 . 8 1 1 0 0 % 0 . 1 % 5 %5 8 . 8 1 即满足速度误差要求。 4） 、在此转速及传动比下工作机实际需要功率及各传动部分功率及转矩的计算： 3 . 1 4 0 . 3 7 5 8 . 8 2 1 . 1 4 /wv D n m s 3 5 0 0 1 . 1 4 3 . 9 9dP F v k w 此时的电动机功率： 3 . 9 9= = 5 . 1 60 . 7 7 3dwPP k w 总满足要求。 三、 计算传动装置的运动和运动参数 1、各轴转速： 11440= = 6 9 2 . 3 / m i n2 . 0 8vnnri 电 动 机带1216 9 2 . 3 1= = 2 3 0 . 7 7 / m i n3nnri 齿 轮2322 3 0 . 7 7= = 5 7 . 6 9 / m i n4nnri 齿 轮2、各轴功率： 1 1 1 vd d dPP 联 轴 器 带 轴 承1 5 . 1 6 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 4 . 8 5 5P k w 第 6 页 共 53 页 同理可得： 21 1 2 2 = 5 . 1 6 0 . 9 4 0 . 9 7 0 . 9 9 = 4 . 6 6 k wddPP 齿 轮 轴 承3 1 2 3 4 3 = 5 . 1 6 0 . 9 4 4 . 5 2d d dP P k w 齿 轮 轴 承3、 各轴转矩计算： 5 . 1 69 5 5 0 9 5 5 0 3 4 . 2 21440dd mPT N Mn g 同理可得： 112 1 2 13 2 3 23 4 . 2 2 0 . 9 4 2 . 0 4 6 5 . 6 33 2 . 1 7 0 . 9 6 3 9 2 . 6 43 0 . 8 8 0 . 9 6 4 1 1 8 . 5 6ddddT T i N MT T i N MT T i N M ggg带齿 轮齿 轮 第 7 页 共 53 页 第三章 传动零件的设计计算 一、一级传动中 V带的设计选择计算 由前面可以得到下面条件：电动机输出功率 P=5.16kw 经过一个联轴器与 V带连接效率为 0.99 转速是 1440r/min，传动比 i=2.08每天工作 8 小时。 1、 确定计算功率：由表 8-8 查得工作情况系数 1.0AK 故 = 5 . 1 6 1 . 0 0 . 9 9 = 5 . 1 1C A AP K P k w 联 轴 器2、 选择 V 带的带型：根据CAPn由图 8-11 选用 A 型 3、 确定带轮的基准直径d并验算带速 V 1）、初选小带轮直径1d。由表 8-7 和表 8-9 取1 100dd mm2）、验算带速 V 1 3 . 1 4 1 0 0 1 4 4 0 7 . 5 4 /6 0 1 0 0 6 0 1 0 0ddnv m s 因为 5 / 3 0 /m s v m s 所以带速合适。 3）、计算大带轮的基准直径： 21 1 0 0 2 . 0 8 2 0 8ddd d i m m 取标 准直径 200mm。 4、 确定 V 带的中心距 a 和基准长度dL： 1） 、根据式（ 8-20） 1 2 0 1 20 . 7 2d d dd d d a d d 初取中心距0a=500mm 2） 、由式（ 8-22)计算 V 带所需基准长度 2120 0 1 202 24 ddd d d ddL a d d a 得到： 1476doL m m 第 8 页 共 53 页 由表 8-2选取 0 1430dL m m3） 、按式（ 8-23）计算实际中心距 a 00 1 4 7 6 1 4 3 05 0 0 5 2 322ddLLa a m m 按式（ 8-24）计算中心距的变化范围： 5 0 1 . 7 5 6 5 . 6m m a m m 5、 验算小带轮上的包角： 1 2 1115 7 . 31805 7 . 31 8 0 2 0 0 1 0 05231 6 9 . 1 5 1 2 0dddd a oooooo6、 计算 V 带根数 1） 、计算单根 V 带的额定功率rP由1 1 0 0 / m i ndd m m r 和 n=1440查表 8-4 得0 1 .3 6 2P kw；根据1 4 4 0 / m i n 2 . 0 8n r i和 A 型带查表 8-5得 0 0 .1 6 9P kw 查表 8-6和8-2 得到： 0 . 9 8 5 0 . 9 6LKK 于是： 00(1 . 3 1 2 0 . 1 6 9 ) 0 . 9 5 8 0 . 9 61 . 3 6 2rLrrP P P K KPP k w 2） 、计算 V带根数： 5 . 1 1 3 . 7 51 . 3 6 2carPZ P 所以 V 带根数是： 4Z 7、 计算单根 V 带的初拉力0F： 由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 0 .1 0 5 /q kg m 所以 第 9 页 共 53 页 202002 . 55002 . 5 0 . 9 5 8 5 . 1 15 0 0 0 . 1 0 5 7 . 5 40 . 9 5 8 4 7 . 5 41 4 2 . 3 3caKPF q vK v ZFFN 8、 计算压轴力： 02 s i n 21 6 9 . 1 52 4 1 4 2 . 3 3 s i n21 1 2 7 . 2 5pppF Z FFFN 9、 主要设计结论： 选用 A 型普通 V带 4 根，带的基准长度 1430dL m m；带轮基准直径 121 0 0 2 0 0ddd m m d m m；中心距： 5 1 . 7 1 5 6 5 . 6 3m m a m m；0 1 4 2 .3 3FN。 二、 减速器中第一对啮合齿轮的设计计算 由前面的条件可以知道：输入功率 1 4.90P kw，小齿轮转速 1 6 9 2 . 3 1 / m i nnr，齿数比 u=3 电动机 驱动，工作寿命 8 年（每年工作300 天）单班制，中等冲击，双向频繁启动。 解： 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1） 、按任务书中所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角20 o 2） 、带式输送机为一般工作机器参考表 10-6 选用 7 级精度 3） 、材料选择由表 10-1 选取小齿轮材料为 40Cr （调质）齿面硬度280HBS 大齿轮材料为 45 钢（调质）齿面硬度 240HBS 4） 、选小齿轮齿数1 24Z 大齿轮齿数21 3 2 4 7 2Z u Z 第 10 页 共 53 页 5） 、初选螺旋角 14 o 2、 按齿面接触疲劳强度设计 （ 1）、由式（ 10-24）试算小齿轮分度圆直径，即： 3 211 22 ( u 1 ) ( Z Z Z Z )H t H EtHKTddu g g ggg1） 、确定公式中的各参数值 1、试选 1.3HtK 2、计算小齿轮传递的转矩 6649 . 5 5 1 0 /9 . 5 5 1 0 4 . 9 / 6 9 2 . 3 16 . 7 5 9 1 0T P nTT N m m g3、由表 10-7选取齿宽系数 1d 4、由图 10-20 查得区域系数 2.443HZ 5、由表 10-5查得材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 . 8EZ M P a6、由式（ 10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 Z1 1 12 2 2a r c t a n ( t a n / c o s ) a r c t a n ( t a n 2 0 / c o s 1 4 ) 2 0 . 5 6 2a r c c o s c o s / ( 2 c o s ) a r c c o s 2 4 c o s 2 0 . 5 6 2 / ( 2 4 2 1 c o s 1 4 ) 2 9 . 9 7 4a r c c o s Z c o s / ( 2 c o s ) a r c c o s 7 2 c o s 2 0 . 5 6 2 / ( 7 2 2 1 c o stna t t a na t t a nZ Z hZh o o ooooo1 4 ) 2 4 . 2 5 9oo1 1 2 2 ( t a n t a n ) ( t a n t a n ) / 2 2 4 ( t a n 2 9 . 9 7 4 t a n 2 0 . 5 6 2 ) 7 2 ( t a n 2 4 . 2 5 9 t a n 2 0 . 5 6 2 ) / 21 . 6 3 7a t t a t tZZ o o o o 1 t a n / 1 2 4 t a n 1 4 / 1 . 9 0 5d Z o 第 11 页 共 53 页 4 4 1 . 6 3 7 1 . 9 0 5( 1 ) ( 1 1 . 9 0 5 ) 0 . 6 7 13 3 1 . 6 3 7Z 7、由式（ 10-23）可得螺旋角系数 Zc o s c o s 1 4 0 . 9 8 5Z o 8、计算接触疲劳许用应力 由图 10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 l i m 1 l i m 28188216 0 0 5 5 0-6 0 6 0 6 9 2 . 3 1 ( 8 3 0 0 8 ) 7 . 9 7 5 1 0/ ( 7 . 9 7 5 1 0 ) / 3 2 . 6 5 8 1 0HHhM P a M P aN n j LN N u 由 式 （ 1 0 1 5 ） 计 算 应 力 循 环 次 数 ：由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 110 . 9 3 0 . 9 7H N H NKK取失效概率为 1%、安全系数 S=1，由式（ 10-14）得 1 l i m 112 l i m 220 . 9 3 6 0 0 5 5 810 . 9 7 5 5 0 5 3 3 . 51H N HHH N HHK M P aSK M P aS 取 1和 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2 5 3 3 . 5HH M P a2）、试算小齿轮分度圆直径 3213422 1()2 1 . 3 6 . 7 5 9 1 0 3 1 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8 0 . 6 7 1 0 . 9 8 5()1 3 5 3 3 . 54 2 . 4 7 3HEHttdHZ Z Z ZKT udumm gg(2)、调整小齿轮分度圆直径 1）、计算实际载荷系数前的数据准备 1、 圆周速度 v 第 12 页 共 53 页 11 4 2 . 4 7 3 6 9 2 . 3 1 1 . 5 3 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 2、 齿轮宽度 b 1 1 4 2 . 4 7 3 4 2 . 4 7 3dtb d m m m m 2)、计算实际载荷系数HK1、 由 表 10-2 查得使用系数 1.5AK 2、 根据 1 .5 3 9 /v m s 7 级精度由图 10-8 查得动载系数 1.1vK 3、 齿轮的圆周力 4112 / 2 6 . 7 5 9 1 0 / 4 2 . 4 7 3 3 1 8 2 . 7 3ttF T d N 1 / 1 . 5 3 1 8 2 . 7 3 / 4 2 . 4 7 3 1 1 2 . 4 0 3 / 1 0 0 /AtK F b N m m N m m 查表 10-3 得 齿间载荷分配系数 1 .2HFKK4、 由表 10-4 插值法查得 7 级精度；小齿轮相对支承非对称布置，1.417HK 则载荷系数为： 1 . 5 1 . 1 1 . 2 1 . 4 1 72 . 8 0 6H A v H HK K K K K 3） 、由式（ 10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 3112 . 8 0 64 2 . 4 7 3 5 4 . 8 7 51 . 3Ht HtKd d m mK 及相应的齿轮模数 11c o s / 5 4 . 8 7 5 c o s 1 4 / 2 4 2 . 2 1 9nm d Z m m o3、 按齿根弯曲疲劳强度设计 （ 1）由式（ 10-20）试算齿轮模数，即 3 21212 c o s ()Ft F a s antdFK T Y Y YYmZ g 第 13 页 共 53 页 1） 、确定公式中的各参数值 1、试选载荷系数 1.3FtK 2、由式（ 10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y22a r c t a n ( t a n c o s ) a r c t a n ( t a n 1 4 c o s 2 0 . 5 6 2 ) 1 3 . 1 4/ c o s 1 . 6 3 9 / c o s 1 3 . 1 4 1 . 7 2 80 . 2 5 0 . 7 5 / 0 . 2 5 0 . 7 5 / 1 . 7 3 8 0 . 6 8 4btvbvY o o oo 3、由式（ 10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y141 1 1 . 9 0 5 0 . 7 7 81 2 0 1 2 0Y ooo4、 计算Fa saFYY由当量齿数 3311 / c o s 2 4 / c o s 1 4 2 6 . 2 7vZZ o，3322 / c o s 1 4 7 2 / c o s 1 4 7 8 . 8 4vZZ oo，查图 10-17 得齿形系数122 . 5 8 2 . 2 4F a F aYY。 由图 10-18 查得应力修正系数121 . 6 1 . 7 6s a s aYY由图 10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为： l i m 1 l i m 25 0 0 3 8 0FFM P a M P a由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 120 . 9 3 0 . 9 5F N F NKK取弯曲疲劳安全系数 1.4S 由式（ 10-14）得： 1 l i m 112 l i m 221 1 2 2120 . 9 3 5 0 0 3 3 2 . 1 41 . 40 . 9 5 3 8 0 2 5 7 . 8 61 . 42 . 5 8 1 . 6 2 . 2 4 1 . 7 60 . 0 1 2 4 0 . 0 1 5 3 3 3 2 . 1 4 2 5 7 . 8 6F N FFF N FFF a S a F a S aFFKM P aSKM P aSY Y Y Y 第 14 页 共 53 页 因为大齿轮的Fa SaFYY大于小齿轮，所以取 20 . 0 1 5 3 F a S a F a S aFFY Y Y Y 2)、试计算齿轮模数 3212134222 c o s()2 1 . 3 6 . 7 5 9 1 0 0 . 6 8 4 0 . 7 7 8 c o s 1 40 . 0 1 5 31 2 41 . 2 9 8F t F a S antdFK T Y Y YmZmm og（ 2） 、调整齿轮模数 1） 、计算实际载荷系数前的数据准备 1、 圆周速度 v 1111/ c o s 1 . 2 9 8 2 4 / c o s 1 4 3 2 . 1 0 53 . 1 4 3 2 . 1 0 5 6 9 2 . 3 1 1 . 1 6 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ntd m Z m mdnv m s o 2、 齿宽 b 1 1 3 2 . 1 0 5 3 2 . 1 0 5db d m m 3、 齿轮高 h及宽高比 b/h ( 2 c ) m ( 2 1 0 . 2 5 ) 1 . 2 9 8 4 . 2 1 9b / h 3 2 . 1 0 5 / 4 . 2 1 9 7 . 6 1a n n n thh 2)、计算实际载荷系数 FK1、 根据 v=1.163m/s;7级精度由图 10-8 查得动载系数 1.03vK 2、 由 431 1 1312 / 2 6 . 7 5 9 1 0 / 3 2 . 1 0 5 4 . 2 1 1 0/ 1 4 . 2 1 1 0 / 3 2 . 1 0 5 1 3 1 . 1 3 / 1 0 0 /tAtF T d NK F b N m m N m m 查表 10-3 得齿间载荷分配系数 1.2FK 第 15 页 共 53 页 3、 由表 10-4 用插值法查得 1.417HK ，结合吧、 b/h=7.61 查图 10-13得： 1.35FK 。则载荷系数为： 1 1 . 0 3 1 . 2 1 . 3 5 1 . 6 6 9F A v F FK K K K K 3） 、由式（ 10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 3 3 1 . 6 6 91 . 2 9 8 1 . 4 1 11 . 3Fn n tFtKm m m mK 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲 疲劳强度出发，从标准中就近取 2nm mm；为了同时满足接触疲劳强度出发，需按接触疲劳强度算得分度圆直径1 5 4 .8 7 5d m m来计算小齿轮和大齿轮的齿数即： 1 1 12 1 2c o s / 5 4 . 8 7 5 c o s 1 4 / 2 2 6 . 6 2 2 73 2 7 8 1 8 1nZ d mZ u Z Z o 取 Z则 取4、 几何尺寸计算 （ 1） 、计算中心距 12( Z Z ) m ( 2 7 8 1 ) 2 1 1 1 . 3 0 62 c o s 2 c o s 1 4na m m o考虑到模数从 1.411 增大圆整至 2mm 为此中心距减小圆整为 111mm。 （ 2） 、按圆整后的中心距修正螺旋角 12( Z Z ) m ( 2 7 8 1 ) 2a r c c o s a r c c o s 1 3 . 3 4 92 2 1 1 1na o （ 3） 、计算小大齿轮的分度圆直径 11222 7 2 5 5 . 5 0c o s c o s 1 3 . 3 4 98 1 2 1 6 6 . 4 9 9c o s c o s 1 3 . 3 4 9nnZmd m mZmd m m o（ 4） 、计算齿轮宽度 第 16 页 共 53 页 1211 5 5 . 5 06 0 6 5db d m mb m m b m m 取5、 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整后，HFK Z K Y 、 、 、 、 Y等均产生变化，应该重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 （ 1） 、齿面接触疲劳强度校核 1312 1HH H EdKT u Z Z Z Zdu g 计算式中各个参数 1） 、 H A v H HK K K K K1、 由表 10-2 查得使用系数 1.5AK 2、 11 5 5 . 5 6 9 2 . 3 1 2 . 0 1 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 根据 v=2.011m/s;7级精度由图 10-8 查得动载系数 1.05vK 3 、齿轮圆周力 431 1 1312 / 2 6 . 7 5 9 1 0 / 5 5 . 5 2 . 4 3 6 1 0/ 1 . 5 2 . 4 3 6 1 0 / 5 5 . 5 6 5 . 8 3 8 / 1 0 0 /tAtF T d NK F b N m m N m m 查表 10-3 得齿间载荷分配系数 1.4HK 4、 由表 10-4用插值法查得 7级精度；小齿轮相对支承非对称布置时，得到： 1.417HK 。则载荷系数为： 1 . 5 1 . 0 5 1 . 4 1 . 4 1 7 3 . 1 2 4H A v H HK K K K K 2） 、由前面可知： 4116 . 7 5 9 1 0 / 1 5 5 . 5 3dT N m m d m m u 3） 、由图 10-20 查取区域系数 2.453HZ 4） 、由表 10-5查得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a 5） 、 第 17 页 共 53 页 1 1 12 2 2a r c t a n ( t a n / c o s ) a r c t a n ( t a n 2 0 / c o s 1 3 . 3 4 9 ) 2 0 . 5 1 0a r c c o s c o s / ( 2 c o s ) a r c c o s 2 7 c o s 2 0 . 5 1 0 / ( 2 7 2 1 c o s 1 3 . 3 4 9 ) 2 9 . 1 1 6a r c c o s Z c o s / ( 2 c o s ) a r c c o s 8 1 c o s 2 0 . 5 1 0 / ( 7 2tna t t a na t t a nZ Z hZh o o oo o oo 2 1 c o s 1 3 . 4 3 9 ) 2 3 . 8 4 5 oo1 1 2 2 ( t a n t a n ) ( t a n t a n ) / 2 2 7 ( t a n 2 9 . 1 1 6 t a n 2 0 . 5 1 0 ) 8 1 ( t a n 2 3 . 8 4 5 t a n 2 0 . 5 1 0 ) / 21 . 6 6 2a t t a t tZZ o o o o 1 t a n / 1 2 7 t a n 1 3 . 3 4 9 / 2 . 0 4d Z o4 4 1 . 6 6 2 2 . 0 4( 1 ) ( 1 2 . 0 4 ) 0 . 6 4 63 3 1 . 6 6 2Z 6） 、由式（ 10-23）可得螺旋角系数 c o s c o s 1 3 . 3 4 9 0 . 9 8 6Z o 强度校核： 131432 12 3 . 1 2 4 6 . 7 5 9 1 0 3 12 . 4 5 3 1 8 9 . 8 0 . 6 4 6 0 . 9 8 61 5 5 . 5 35 1 7 . 9 8 4 HH H EdHKT uZ Z Z ZduM P a g满足齿面 接触疲劳强度条件 （ 2） 、齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式（ 10-17）中的各参数。 1） 、由前面条件可得： 4111 . 6 6 9 6 . 7 5 9 1 01 2 2 7 1 3 . 3 4 9FdnK T N m mm m m Z og 2） 、由式（ 10-18）可得计算弯曲疲劳强度重合度系数 第 18 页 共 53 页 22a r c t a n ( t a n c o s ) a r c t a n ( t a n 1 3 . 3 4 9 c o s 2 0 . 5 1 0 ) 1 2 . 5 2 8/ c o s 1 . 6 6 2 / c o s 1 2 . 5 2 8 1 . 7 4 40 . 2 5 0 . 7 5 / 0 . 2 5 0 . 7 5 / 1 . 7 4 4 0 . 6 8btvbvY o o oo 3） 、由式（ 10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数： 1 3 . 3 4 91 1 2 . 0 4 0 . 7 7 31 2 0 1 2 0Y ooo4） 、由当量齿数： 3311 / c o s 2 7 / c o s 1 3 . 3 4 9 2 9 . 3 1 2vZZ o3322 / c o s 1 3 . 3 4 9 8 1 / c o s 1 3 . 3 4 9 8 7 . 9 3 7vZZ oo 查图 10-17 得齿形系数 122 . 5 5 2 . 2 4F a F aYY21 1 11 321423212 c o s2 1 . 6 6 9 6 . 7 5 9 1 0 2 . 5 5 1 . 6 3 0 . 6 8 0 . 7 7 3 c o s 1 3 . 4 5 91 2 2 78 9 . 2 8 F F a S aFdnFK T Y Y Y YmZM P a o21 2 22 322423222 c o s2 1 . 6 6 9 6 . 7 5 9 1 0 2 . 2 4 1 . 7 7 0 . 6 8 0 . 7 7 3 c o s 1 3 . 4 5 91 2 8 17 6 . 3 2 F F a S aFdnFK T Y Y Y YmZM P a o齿根弯曲疲劳强度满足。 6、 主要设计结论 齿数：122 7 8 1ZZ模数 m=2mm压力角 20 o ；螺旋角 13.349 o 变位系数 120xx； 中心距 111a mm ；齿宽 126 5 6 0b m m b m m；小齿轮选用 40Cr (调质 )，大齿轮选用 45钢（调质），齿轮按 7 级精度设计。 三、第二对啮合齿轮的设计计算 由前面的条件可以知道：输入功率 2 4.75P kw，小齿轮转速 2 2 3 0 . 7 7 / m i nnr，齿数比 u=3 电动机驱动，工作寿命 8 年（每年工作 第 19 页 共 53 页 300 天）单班制，中等冲击，双向频繁启动。 解： 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）、按任务书中所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角 20 o 2）、带式输送机为一般工作机器参考表 10-6 选用 7 级精度 3）、材料选择由表 10-1 选取小齿轮材料为 40Cr （调质）齿面硬度280HBS 大齿轮材料为 45 钢（调质）齿面硬 度 240HBS 4）、选小齿轮齿数1 24Z 大齿轮齿数21 4 2 4 9 6Z u Z 5）、初选螺旋角 14 o 3、 按齿面接触疲劳强度设计 （ 1）、由式（ 10-24）试算小齿轮分度圆直径，即： 3 211 22 ( u 1 ) ( Z Z Z Z )H t H EtHKTddu g g ggg2） 、确定公式中的各参数值 1、试选 1.3HtK 2