盘磨机传动装置的设计说明

机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 盘磨机传动装置成成 果果 （说明书，报告，论文） 课题名称课题名称 机械设计基础课程设计 院院 系系 机械学院 专专 业业 机电一体化 姓姓 名名 金豪东 学学 号号 指导教师指导教师 吴卫峰 时时 间间 2017 年 2 月 13 日至 2017 年 2 月 26 日 完成时间完成时间 2017 年 3 月 11 日 机械与汽车工程学院 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 摘 要： 在本次设计中，我设计了盘磨机的传动装置，先进行了传动方案的选取，通过选定 的传动方案进行了一系列传动零件的选择和设计。电动机、联轴器、键和轴承的选择主要通过查 表并结合与其他零件的配合和题目要求选择，然后进行运动参数及动力参数的计算。在齿轮的设 计中详细介绍了齿轮材料的选择及许用应力的确定、按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮参数 及主要尺寸。其后对轴进行了设计，确定了各阶梯轴的尺寸，对轴、轴承、键、联轴器等进行校 核。最后对减速器的外形进行了设计。应用 Solidworks 软件的建模技术，实现了减速器的三维造 型及主要零件的建模，完成了整机的 3D 建模，为传动系统的结构设计提供了有价值的参数依据。 关键词：盘磨机 传动装置 锥齿轮 solidworks 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 目目 录录 1 引言引言.1 1.1 盘磨机的课题研究背景.1 1.2.盘磨机的课题研究意义.1 2 设计任务书设计任务书.2 2.1 设计任务.2 2.2 系统的传动原理图.2 2.3 系统总体方案的比较与设计.2 3 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算.3 3.1 电动机类型的选择.3 3.2 电动机功率选择.3 3.3 确定电动机转速.3 3.4 确定电动机型号.4 3.5 计算总传动比及分配各级的传动比.4 3.6 传动参数的计算.4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算.5 4.1 锥齿轮的设计和计算.5 4.2 高速级斜齿轮的设计和计算.8 4.3 低速级斜齿轮的设计和计算.14 5 轴的设计计算轴的设计计算.19 5.1 高速轴的设计计算.19 5.2 中间轴的设计计算.24 5.3 低速轴的设计计算.29 6 键连接的选择和计算键连接的选择和计算.34 6.1 高速轴上的键的设计与校核.34 6.2 中间轴上的键的设计与校核.34 6.3 低速轴上的键的设计与校核.34 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 7 滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算.35 7.1 计算高速轴的轴承.35 7.2 计算中间轴的轴承.35 7.3 计算低速轴的轴承.36 8 联轴器的选择联轴器的选择.37 9 箱体设计箱体设计.37 9.1 箱体尺寸.37 9.2 减速器附件设 .38 10 润滑和密封设计润滑和密封设计.39 参考文献 .49 9 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 0 1 引言引言 1.1 盘磨机的课题研究背景盘磨机的课题研究背景 盘磨机中最重要的部件就是齿轮减速器，齿轮减速器在各行各业中十分广 泛的使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。圆柱齿轮减速器是最常用的机 械传动机构之一，具有传递功率大，制造简单，维修方便，使用寿命长等许多 优点，是通用的机械部件，被广泛应用于冶金，矿山，建筑，物料搬运等行业。 国外的减速器起步比较早，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和 制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好,使用寿命长但其传动形式仍以定 轴传动为主,体积和重量问题也未解决好.国内的减速器多以齿轮传动,蜗杆传动 为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题.另 外，材料品质和工艺水平还有许多弱点，特别是大型减速器问题更突出,使用寿 命不长.当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高，二低，二化方向 发展。六高即高承载能力，高齿面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高传动 效率；二低即低噪声，低成本；二化即标准化，多样化。技术发展中最引人注 目的是硬齿面技术，功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到20世界80 年代在国外日趋成熟.采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮,精度高， 综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的4倍,为软齿面齿轮的5-6倍，一个中等规格 的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软齿面齿轮减速器的三分之一左右。 1.2 盘磨机的课题研究意义盘磨机的课题研究意义 研究盘磨机的实质就是研究减速器，减速器中齿轮传动具有传动比准确， 可用的传动比、圆周速度和传递功率范围都很大，以及传动效率高，使用寿命 长，瞬时传动比为常数，结构紧凑，工作可靠等一系列优点。因此，齿轮及传 动装置是机械工业中一大类重要的基础件。齿轮的设计是组织该类机械产品生 产的依据和头道工序，因而是决定该产品技术性能和经济效益的重要环节，然 而齿轮传动在使用上也受某些条件的限制，如齿轮制造需专用机床和设备，成 本较高（特别是高精度齿轮） ，震动和噪声较大（精度低的齿轮） ，使用和维护 的要求高等。虽然存在这些局限性，考虑周到，齿轮传动总不失为一种最可靠、 最经济、用的最多的传动形式。因此，对减速器的齿轮传动进行研究具有重大 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 1 的现实意义。 2 设计任务书设计任务书 2.1 设计任务设计任务 （1）设计一盘磨机传动装置； （2）已知技术参数和条件。 技术参数如下表2-1所示 表2-1 盘磨机的技术参数 主轴的转速45 锥齿轮传动比3.5 电机功率5.5kW 电机转速1500 r/min 每日工作时数8h 传动工作年限8 2.2 系统的系统的传动原理图传动原理图 方案图如下： 1 图 2-1 传动原理图 1电动机；2、5联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；4碾轮；6锥齿轮传动； 7主轴 2.3 系统总体方案的比较与设计系统总体方案的比较与设计 图2-2 带式传动方案 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 2 图 2-3 联轴器传动方案 3 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算 3.1 电动机类型的选择电动机类型的选择 Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器） 3.2 电动机功率选择电动机功率选择 P=3.5Kw 3.3 确定电动机转速确定电动机转速 1500r/min 3.4 确定电动机型号确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，因此选定电动机型号为Y132S- 4额定功率为5.5Kw，满载转速1500r/min。 3.5 计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比 高速级的传动比 ，低速级传动比，锥齿轮传动比，减速箱传动比。 1 i 2 i 3 i i 总传动比：i=nw/nm=1500/5,5=27.27 锥齿轮传动比：i3=3.5 减速器传动比：i=i/i3=27.27/3.5=7.8 高速级传动比：i1=1.3i=3.18 低速级传动比：i2=i1/1.3=2.45 3.6 传动参数的计算传动参数的计算 3.6.1 各轴的转速各轴的转速 n（r/min） 高速轴一的转速：n1=nm=1500r/min 中间轴二的转速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min 低速轴三的转速：n3=n2/i2=471.70/2.45=192.53r/min 主轴 7 的转速： n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min 3.6.2 各轴的输入功率各轴的输入功率 P (KW) 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 3 高速轴一的输入功率：P1=Pm x nc =5.5x0.99=5.44KW 中间轴二的输入功率：P2=P1x n1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW 低速轴三的输入功率：P3=P2x n2ng=5.28x n2ng=5.12KW 主轴7的转速：P7=P3x ngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW 其中电动机的额定功率为；为联轴器的效率，=0.99；为一对轴Pm c c g 承的效率，=0.99；为高速级齿轮传动的效率,=0.98；为低速级齿轮传 g 1 1 2 动的效率，=0.98；为锥齿轮传动的效率，=0.97。 2 g g 3.6.3 各轴的输入转矩各轴的输入转矩T（N mm） 高速轴一的输入转矩： T1=9.55x105xP1/n1=34.6Nm 中间轴二的输入转矩： T2=9.55x105xP2/n2=118.3Nm 低速轴三的输入转矩： T3=9.55x105xP3/n3=309.2Nm 主轴 6 的输入转矩： T7=9.55x105xP7/n7=1032.3Nm 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4.1 锥齿轮的设计和计算锥齿轮的设计和计算 4.1.1 选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1 按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角。=90 2 由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高,初选7级精度。 3 材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿，不宜采用硬齿面，小齿轮选用 40Cr 钢，调质处理，齿面硬度取280HBS，大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度 240HBS。 4 取小齿轮齿数为，则 Z2=24x3.51=84.24取84。 124Z 4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 4 按机械设计式10-26试算，即 2 1 3 2 1 2.92 1 0.5 E H RR KT Z u d 确定公式内各计算数值 1 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数K=1.6。 2）计算小齿轮传递的转矩 6 5 1 9.55 103.73 3.96 10 89.97 TN mm 3）选取齿宽系数。 =0.3 R 4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。 1 2189.8 E ZMPa 5）由机械设计图10-21d按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限 。 12740,580HHimimMPaMPa 6) 由式计算应力循环次数 8 13 8 8 1 2 1 6060 89.97 1 (2 8 365 10)3.15 10 3.15 10 1.05 10 3 h Nn jL N N i 7) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数。 120.960.98HNHNKK， 8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1，由机械设 计式10-12得： 11 1 22 2 740 0.96 710.4 1 580 0.98 568.4 1 HLimHN H HLimHN H K MPa S K MPa S 9) 2 3tanu 10) 许用接触力： 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 5 12 710.4568.4 639.4 22 HH H MpaMpa 2 计算 1）试算 2 2 3 1 2 2 5 3 2 2.92 (1 0.5) 189.81.6 3.96 10 2.92 639.40.3 (1 0.5 0.3)3 128.82 E HRR ZKT d u mm 锥距 22 e1 131 R128.82=203.68 22 u d 确定大端模数取 ，取m=6mm 2222 12 2Re2 203.68 5.37 2472 e m zz 确定锥距Re 2222 e12 6 R =2472227.68 22 e m zzmm 分度圆直径： d1=maZ1=6x24 =144mm d2=maZ2=6x84=504mm 分度圆锥角： 2 2 1 12 Z72 arctanarctan71.57 24 909071.5718.43 Z 齿宽b： e0.3 227.6868.304 R bRmm 最大齿宽为，小齿轮宽 2 70bmm 1 75bmm 当量齿数 VZ 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 6 1 1 1 2 2 2 24 25.30 coscos18.43 72 227.74 coscos71.57 v v Z Z Z Z 4.2.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由机械设计式10-24得弯曲强度的设计公式为 1 2 3 22 1 4 1 10.5 FaSa F RR KTY Y m u z 1）确定公式内的各计算数值 试选K=1.6，由机械设计图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim 620 F MPa 小 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim 450 F MPa 大 2）计算当量齿数 1 1 1 2 2 2 24 25.30 coscos18.43 72 227.74 coscos71.57 v v Z Z Z Z 3）查取齿形系数 由机械设计表10-5查得 122.6182.10YFaYFa； 4）查取应力校正系数 由机械设计表10-5查得121.5901.868SSY aY a； 5）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数120.890.91FNFNKK， 6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 1 1 1 2 2 2 0.89 620 394.14 1.4 0.91 450 292.5 1.4 FE FN H FN FE H K MPa S K MPa S 7）计算大、小齿轮的并加以比较 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 7 -1 11 1 -1 22 2 2.618 1.590 0.01056 394.14 2.10 1.868 0.01341 292.5 FaSa F FaSa F YY MPa YY MPa 大齿轮的数值大。 设计计算 1 2 2 2 1 222 4 1 10.5 4 1.6 396000 0.013414.42 0.3 24 (1 0.5 0.3)31 FaSa n F RR KTY Y u z mm m 4.2高速级斜齿轮的设计和计算高速级斜齿轮的设计和计算 4.2.1 选精度等级，材料及齿数选精度等级，材料及齿数 1 齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用 40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用 软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。 2 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 3 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取,则，取1=24Z2=24 4.56=109.44Z 。2=110Z 4 选取螺旋角。初选螺旋角。14 4.2.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计公式 2 1 1t 21 3 t HE a Hd ZZ u K T d u 试算 1 确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数Kt=1.6。 （2）计算小齿轮传递的转矩 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 8 1 66 14 1 9.5595.53.96 1010 2.63 10 1440 P N mm T n （3）由机械设计表10-7选取齿宽系数。1 d （4) 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。 1 2189.8 E ZMPa a2 1 （5) 由机械设计图10-21d按齿面强度查大小，大齿轮的接触疲劳强度极限 。12740,580HHimimMPaMPa （6) 由机械设计式10-13计算应力循环次数。 9 1 1 9 9 1 2 1 6060 1440 1 (2 8 365 10)5.05 10 5.05 10 1.11 10 4.56 h Nn jL N N i （7) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数。 120.89,0.91HNHNKK （8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由机械设计 式10-12得： 11 1 22 2 740 0.89 658.6 1 580 0.91 527.8 1 HLimHN H HLimHN H K MPa S K MPa S （9) 由机械设计图10-30选取区域系数。2.433HZ （10）由机械设计图10-26查得，则。 1 0.78 a 2 0.89 a 12 1.67 aaa （11）许用接触力： 12 658.6527.8 593.2 22 HH H MpaMpa 2 计算 （1）试算 2 1 1t 4 2 21 2 1.6 2.63 102.433 189.85.56 ()33.39 1 1.67593.24.56 a t HE d H ZZ u K T d u mm 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 9 （2）圆周速度 11/ 60 1000 2.52/ t Vm s d n （3）齿宽 1 33.39 t d bmm d 模数 1 1cos /33.39cos14 / 241.35 ntt mm mdz 2.252.25 1.353.04 /10.98 nt hmm m b h （4）计算纵向重合度 903 . 1 14tan241318 . 0 tan318 . 0 1 Z d （5) 计算载荷系数K 根据V=2.76m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.10， VK ;由机械设计表10-2查得使用系数=1.25;由机械设计表10-4查1.4 HFKK AK 得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。查机械设计图10-131.41 HK 得;故载荷系数：1.34 FK 1.25 1.10 1.4 1.412.73 AVHH K K K KK （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式10-10a得 1 1 3 3 11 2.73 (/)33.39 ()39.90 1.6 t t KKmm dd （7）计算模数 nm 1 1 cos/1.61 n mm md z 4.2.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为 cos 2 2 2 1 1 F SaFa d n YY z YT K m a 1 定公式内的各计算数值 （1）计算载荷系数K 1.25 1.10 1.4 1.342.58 AVFaFKK K KK （2）根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数1.903 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 10 0.88 Y （3）计算当量齿数 1 2 1 3 2 3 26.27 cos 120.41 cos v v z Z z Z （4）查取齿形系数 由机械设计表10-5查得 12 2.5922.164 FaFaYY ， （5）查取应力校正系数 由机械设计表10-5查得 12 1.596,1.806 SaSaYY （6）由机械设计图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 620 FE MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 450 FE MPa （7) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系。 12 0.830.86 FNFNKK ， （8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式10-12 11 1 22 2 740 0.89 658.6 1 580 0.91 527.8 1 HLimHN H HLimHN H K MPa S K MPa S （9）计算大、小齿轮的并加以比较 / F FaSaYY -1 1 1 1 1 2 2 - 2 2.592 1.596/367.570.01125 2.164 1.806/ 233.4 / /30.01414 H FaSa H FaSa MP YY a MPa YY 大齿轮的数值大。 2 设计计算 2 4 3 2 2 2.58 2.63 100.88 cos14 0.014141.18 11.67 24 n mm m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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强度所决定的承载能力，而 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 11 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=2mm，按接触强度算得的分度圆直径=39.90mm，算出小齿轮 nm1d 齿数 1 1 2 cos/19.3520 4.56 2091.291 ndmz z 3 几何尺寸计算 高速级齿轮传动的几何尺寸如表4-1所示 表4-1 高速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果/mm 法面模数mn2 法面压力角 n 20 螺旋角13.17 d141.08 分度圆直径 d2186.91 齿顶圆直径 11 =2 =41.082 1 2 aa n m ddh 22 =2 =186.912 1 2 aa n m ddh 45.08 190.91 齿根圆直径 11 =2 =41.082 1.25 2 ff n m ddh 22 =2 =186.91 2 1.25 2 ff n m ddh 36.08 181.91 中心距 12 21 872 2cos2cos13.17 a zz 114.40 齿宽 b B1 mmBB5 12 45 50 4 齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构 大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4-2所示 表4-2 大齿轮2的结构 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 12 代 号结构尺寸计算公式结果/mm 轮毂处直径D1 d D 6 . 1 1 54.4 轮毂轴向长LdL)5 . 12 . 1 (47.6 倒角尺寸n n mn5 . 01 齿根圆处厚度n m5 . 25 腹板最大直径 0 D na mdD10 0 170.91 孔板分布圆直径 2 D)(5 . 0 102 DDD112.66 孔板直径 1 d)(25 . 0 101 DDd29.13 腹板厚C2 3 . 0 bC 15 4.3 低速级斜齿轮的设计和计算低速级斜齿轮的设计和计算 4.3.1 选精度等级，材料及齿数选精度等级，材料及齿数 1 齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用 40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用 软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。 2 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 3 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取,则,1=24Z224 3.5184.24Z 取。284Z 4 选取螺旋角。初选螺旋角。 14 4.3.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计公式 3 2 1 1 1 2 u u ZZ TK d H EH d t t a 试算 1 确定公式内的各计算数值 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 13 （1）试选载荷系数Kt=1.6。 （2）计算小齿轮传递的转矩。 2 66 25 2 9.559.553.84 1010 1.16 10 315.79 P N mm T n （3）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数。1 d （4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。 1 2 189.8EZMPa (5)由机械设计图10-21d按齿面强度查小，大齿轮的接触疲劳强度极限： 12740,580HHimimMPaMPa (6)由机械设计式10-13计算应力循环次数。 1 9 1 9 8 1 2 1 6060 315.792 8 365 101.11 10 1.11 10 3.2 10 3.51 h j NnL N N i (7）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数。 120.92,0.97HNHNKK （8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1.由机械设 计式10-12得 11 1 22 2 740 0.92 680.8 1 580 0.97 562.6 1 HLimHN H HLimHN H K MPa S K MPa S （9）由机械设计图10-30选取区域系数。2.433 Hz （10）由机械设计图10-26查得则。 12 0.78,0.86, aa 12 1.64 aaa （11）许用接触力 12 680.8562.6 621.7 22 HH H MpaMpa 2 计算 （1)试算 2 1 3 5 2 3 21 2 1.6 1.16 102.433 189.84.51 ()54.34 1 1.64621.73.51 E t lt a d H ZZ u K T H d u mm （2)圆周速度12/ 60 10000.898/tVdnm s （3)齿宽 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 14 1 54.34 cos/54.34 cos14 / 242.16 2.252.25 2.164.86 /11.18 lt nt d ntlt bmm d mm mdz hmmmm m b h （4）计算纵向重合度 1 0.318tan0.318 1 24 tan141.903 dz （5) 计算载荷系数K 根据V=0.898m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.03， ；由机械设计表10-2查得使用系数；由机械设计10-41.4 HaFaKK 1.25AK 查得精度等级为7级，小齿轮相对支承非对称布置时，；查机械设1.421 H K 计 图10-13得载荷系数： 1.25 1.03 1.4 1.4212.56 AVHH K K K KK （6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式10-10a得 1 3(/)63.56 1 lt t KKmm dd （7）计算模数 nm 11cos /2.57 n mm mdz 4.3.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为 3 2 2 1 1 cos 2 F YY z YT K m SaFa d n 1 确定公式内的各计算数值 （1）由机械设计图10-20c查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 620 FE Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 450 FE Mpa （2）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数； 120.860.90HNHNKK， （3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式10-12得： 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 15 11 1 22 2 0.86 620 1.4380.86 0.90 450 1.4289.29 FNFE F FNFE F SMpa F SMpa F （4）计算载荷系数K 1.25 1.03 1.4 1.352.43 =AVFFK K K KK （5）根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系1.903 数 0.88 Y （6)计算当量齿数 27.26 cos3 1 1 z ZV 2 2 3 91.95 cos VZ z （7）查取齿形系数 由机械设计表10-5查得 12 2.592,2.20 FaFaYY （8）查取应力校正系数 由机械设计表10-5查得 12 1.596,1.78 SaSaYY （9）计算大、小齿轮的并加以比较/ FFaSaYY -1 11 1 /2.592 1.596/380.860.01086 FaSa F Mpa YY -1 22 2 /2.20 1.78/ 289.290.01354 FaSa F Mpa YY 大齿轮的数值大。 2 设计计算 2 3 2 2 2.43 116000cos14 0.013541.88 11.64 24 n mm m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强 nm 度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， nm 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，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿=2.5 n mm m 1 63.56mm d 轮齿数 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 16 ，取 1 cos24.67 1 ndmZ 2 25 Z ，取 1 2 87.75i ZZ 2 88 Z 3 几何尺寸计算 低速级齿轮传动的几何尺寸如表4-3所示 表4-3 低速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果/mm 法面模数mn2.5 法面压力角 n 20 螺旋角14.66 d169.49 分度圆直径 d2244.51 齿顶圆直径 11+2 =69.49+2 1 2.5 aa n m ddh 11+2 =227.40+2 1 2.5 aa n m ddh 69.60 232.40 齿根圆直径 11 =2 =69.402 1.25 2.5 f n m ddhf 22 =2 =227.402 1.25 2.5 f n m ddhf 58.35 221.15 中心距 12 27952.5 2cos2cos14.66 a zz 145.57 齿宽 b B1 mmBB5 12 65 70 4 齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构 大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4-4所示 表4-4 大齿轮2的结构 代 号结构尺寸计算公式结果/mm 轮毂处直径 1D d D 6 . 1 1 83.2 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 17 轮毂轴向长LdL)5 . 12 . 1 (78 倒角尺寸n n mn5 . 01.25 齿根圆处厚度 n m5 . 26.25 腹板最大直径 0 D na mdD10 0 207.4 孔板分布圆直径 2 D)(5 . 0 102 DDD145.3 孔板直径 1 d)(25 . 0 101 DDd31.05 腹板厚C 2 3 . 0 bC 21 5 轴的设计计算轴的设计计算 5.1 高速轴的设计计算高速轴的设计计算 5.1.1 求高速轴上的功率求高速轴上的功率 P、转速、转速 n 和转矩和转矩 T 由已知，得：，113.961440 / minPPKwnnr， 664 1 1 1 3.96 9.55 109.55 102.63 10 1440 P TN mm n 5.1.2 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按机械设计式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调 质处理，根据机械设计表 15-3，取 A0=112.得 mm n P Ad 69.15 1440 96 . 3 112 33 0min 5.1.3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如图 5-1 所示 图 5-1 轴的设计示意图 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文 18 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直 d 径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 d =。按照计算转矩应小于联轴器公 1 T KTAca 44 1.3 2.633.419 1010N mm Tca 称转矩的条件，查手册，选用 GY3 型联轴器，左端用轴端挡mmd24 圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=26 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 。 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，故取138Lmm -段的长度应比略短一些，现取 L-=36 mm。 1L （2）初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据，选轴承型号mmd24 6305，其尺寸 dDB=25 mm62 mm17 mm,故。根25ddmm 据耳机减速器的图纸取。左端滚动轴承采用178 1 224LLmm 轴肩进行轴向定位，取。30dmm （3）因为高速轴上的小齿轮的尺寸较小，故通常设计成齿轮轴。 （4）轴承端盖的总宽度取为 16 mm。取端盖的外端面与联轴器端面间的距 离为 30 mm，则。 mmL46