青岛大学机械设计课程设计带式输送机传动系统设计计算说明书

1、4 X fQINGDAO UNIVERSITY机械设计课程设计计算说明书题目:带式输送机传动系统设计学院：机电工程学院班级：姓名：学号：指导教师：2012年11月26日至2012年12月14日目录一、 课程设计任务书1（一）设计目的 1（二）设计题目 1（三）设计内容2二、设计要求2三、设计步骤2（一） 传动装置总体设计方案 3（二） 电动机的选择 3（三）计算传动装置的总传动比、并分配传动比 4（四） 计算传动装置的运动和动力参数 4（五） V带传动设计计算 5（六） 各级齿轮传动设计计算 71、 减速器高速级齿轮的设计 72、 减速器低速级齿轮的设计 113、 四个齿轮的参数列表 154、

2、 验证两个大齿轮润滑的合理性 15（七）轴的结构设计和校核及轴承和键的校核161、初步确定轴的最小直径 162、中间轴的结构设计和校核及中间轴轴承和键的校核163、 输出轴的结构设计和校核及输出轴轴承和键的校核 284、 输入轴的结构设计和校核及输入轴轴承和键的校核 34（八） 箱体结构的设计 38（九） 润滑方式、润滑油牌号的选择及密封 3941（十）减速器附件的选择 40四、设计总结五、 参考文献42六、 致谢42设计内容、课程设计任务书（一）设计目的计算及说明一、课程设计任务书（一）设计目的1、提高零部件的设计计算能力；2、熟悉查阅资料和设计手册；3、综合运用前期课程的理论，进行一次理论

3、联系实际的全 面锻炼。结果（二）设计题目： 带式输送机传动系 统设计（二）设计题目：带式输送机传动系统设计5鼓轮6 输送带7滑动轴承 图1传动方案示意图原始设计参数如表 1所示。表1项目设 计方 案12345输送带曳引力F（N）35004200440054005500输送带速度V（m/s）0.580.550.480.410.40鼓轮直径Di=C2（mm）450400350320380每天工作时数（h）1616161616传动系统工作年限（y）1010101010项目设 计方 案678910输送带曳引力F（N）37004000460048005000输送带速度V（m/s）0.570.560.46

4、0.450.44鼓轮直径Di=C2（mm）430420340335330每天工作时数（h）1616161616传动系统工作年限（y）1010101010（三）设计内容二、设计要求三、设计步骤（一）传动装置总 体设计方案 1本组设计数据： 第4组数据2、传动装置简图项目设 计方 案F = 5400NV =0.41m / sD =320mm1112131415输送带曳引力F（N）52005700590033003000输送带速度V（m/s）0.430.370.360.600.62鼓轮直径Di=D2（mm）325310300470480每天工作时数（h）1616161616传动系统工作年限（y）10

5、10101010注：传动不逆转，载何平稳。输送带速度允差土5%（三）设计内容1、基础计算部分（1）电动机选择一根据电动机计算功率确定其型号、额定 功率及满载转速。（2）分配传动系统的传动比。（3）运动参数计算一确定减速器各轴所传递的功率、转矩及转速。2、V带传动设计计算。3、各级齿轮传动设计计算。4、轴的结构设计及校核计算（按弯扭合成应力校核各轴的强度，并对中间轴进行疲劳强度精确校核）。5、 滚动轴承的校核计算（预期额定寿命2年左右）。6、联轴器的选择。7、润滑方法及润滑油的选择。二、设计要求（一）绘制减速器装配总图一张 （M1:1 ,0号图纸或M1:2 , 1号图纸）。（二）绘制中间轴大齿轮

6、及输出轴零件工作图各一张（3号图纸）。（三）编写设计计算说明书一份，按课程设计指导书要求的格式书写，并要求书写清晰工整。三、设计步骤（一）传动装置总体设计方案1、本组设计数据：第 4组数据输送带曳引力F（N） :5400输送带速度M（m/s） :0.41鼓轮直径D=P（mm）：320每天工作时数（h） :16传动系统工作年限（y ）：10（设每年工作300天）2、传动装置简图如下：（二）电动机的选 择1、选择电动机的类 型2、确定电动机功率3、确定电动机的转1 电动机2 V带传动3 减速器4 联轴器5鼓轮6 输送带7滑动轴承（二）电动机的选择1、选择电动机的类型按已知工作要求和工作条件选用Y系

7、列一般用途的全封闭自扇冷三相笼型异步电动机。2、确定电动机功率查机械设计课程设计P18表2-4选取b : V带传动效率0.96 ；c ：联轴器传动效率 0.993 （弹性联轴器）；r :滚动轴承效率 0.995 （球轴承）；g :齿轮传动效率 0.98（ 7级精度一般齿轮传动）。工作装置所需功率 P .:F v 二1000 55400 0.411000 1kw = 2.241kw电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率n：=b 32 c =0.96 0.9953 0.982 0.993 = 0.9019电机所需的工作功率 P0 :p = P J 2.241 kw 二 2.485kw n 0.9019因

8、载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于P0即可。查机械设计课程设计P327表8-184选取电动机额定功率Pm =3.0kw3、确定电动机的转速卷筒轴作为工作轴，其转速为nw :60 1000 v.兀D二 24.4708 r / minP 产 2.24kw-0.9019P0 = 2.485kwPm = 3.0kw24.4708r/min查机械设计课程设计P11表2-1,V带传动的传动比范围为ib=24 ,由P13表2-3 ,两级展开式圆柱齿轮减速器传动比ig=840，则总传动比合理范围为 i=16160，电(三) 计算传动装 置的总传动比并 分配传动比1传动装置的总传 动比i實2、分配传动装置的

9、 传动比(四) 计算传动装 置的运动和动力参 数1各轴转速2、各轴输入功率动机转速的可选范围为n = i 衣 n=(16160)江 24.4708r/min=(39153283915.328)r/ min查机械设计课程设计P327表8-184，符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 和 3000 r/min 四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1500 r/mi n 的电动机，满载转速 1430r/min的Y100L2-4型电动机，质 量35kg,其主要性能如下表：选定 Y100L2

10、-4 型电动机0 = 58.4369ib = 3is = 3.8709if = 5.0322nl=476.67r/ minm =94.7233r / min“iii =24.4708r / minn时= 24.4708r / min电动机 型号额定功率kw满载转速(r/mi n)堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y100L2-4314302.22.2查机械设计课程设计P329表8-186，电动机采用基本安装型B3,查机械设计课程设计P331续表8-187可知，其中心高为100-0.5 ,外形尺寸为:AA=40, AB=205, AC=205,AD=180, BB=180 HA=15 HB=145

11、,HD=245 L=380;安装尺 寸为:A=160 , B=140, C=63, D=28j6 , E=60, FX GD=8X 7, G=24(三) 计算传动装置的总传动比并分配传动比1、传动装置的总传动比i z仏=1430& 58.4369%24.47082、分配传动装置的传动比由* = i b x if x i s，式中ib, if, is分别为带传动，咼 速级齿轮和低速级齿轮的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取 ib =3，而 if =(1.31.6) is，取 iU.3is,则:咗=3汇 1.3is=58.4369 is = 3.8709, if =5.0322。(四)

12、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速高速轴为1轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴，各轴转 速为：n I =血=1430 吒 476.67 r / minib3n i 476.67 ”cc/ -n ii =叱 94.7233 r / minif5.0322n111.89 一/ .n iii 一叱 24.4708 r / minis 3.8709n = n 川=24.4708 r / min2、各轴输入功率3、各轴转矩（五）V带的设计计 算1确定计算功率Pea2、选择V带的带型3、确定带轮基准直 径d,并验算带速v按电动机所需的工作功率Pd计算各轴输入功率：Pi = P/ = 2.485汉

13、0.96 丸 2.3856kwPii= PE Jg = 2.3856x0.995x0.98 拓 2.3262kwPiii = pE4g =2.3262汉 0.9950.98 茫 2.2683w 甩=卩11叫現=2.268$ 0.99訣 0.993邛 2.241kw3、各轴转矩Pi2.3856Ti 9550- 9550 汇痒 47.7951N mni476.67Pii2.3262Tii95509550 汉俺 234.5274N mnii94.7233-_ Piii c厂i-c 2.2683 cci-ccczTh =9550= 9550 汉885.2291 N mniii24.4708P2 241

14、J 一 9550一9550 汉止 874.575N mn 时24.4708电动机输出的转矩为：T0 = 9550 丘=9550 汉 2.485 賂 16.5956 N .m0nm1430将以上计算得到的运动和动力参数列表如下：P1 = 2.3856kw Pii = 2.3262kw P111 = 2.2283kwP = 2.241kwTi = 47.7951N m =234.527N m Tiii=885.229N mT=874.575J mT=16.5956N mPea = 2.7335kwnm =1430r / minV带选用A型dd1 =90mmv = 6.74m/s也2= 280mm轴

15、名参数、电机轴I轴II轴III轴工作轴转速（r/min ）1430476.6794.723324.470824.4708功（ kw）2.4852.38562.32622.26832.241转矩（n? m16.595647.7951234.5274885.2291874.575传动比i35.03223.87091效率0.960.97510.97510.988（五）V带的设计计算1、确定计算功率Pea由机械设计P156表8-7，查的工作情况系数 Ka = 1.1。计算功率 Pea = KaP。=1.1 x 2.485kw = 2.7335kw2、选择V带的带型由 Pca=2.7335kw，nm =

16、1430r/mi n,查机械设计P157 图8-11，选用A型带。3、确定带轮基准直径 d，并验算带速v（1 ）初选小带轮的基准直径 dd1由机械设计 P155表8-6，A型带轮 （dd1）min =75mm，由 机械设计P157表8-8取小带轮基准直径 dd1 =90mm。（2 ）验算带速V,v = 3.14dd1 nm / （60汇 1000） = 6.74m/s5m/ s vV v30m/ s,故带速合适。（3 ）计算大带轮的基准直径 dd2 ibxdd1 270mm,由机 械设计P157表8-8，圆整为dd2 = 280mm,传动比误差为 名=（280/ 90 3）100%/ 3 =

17、37% 5%,符合条件。4、确定v带中心距 a和基准长度Ld5、验算小带轮包角16、计算单根v带的 额定功率Pr7、计算带的概数z8、计算单根V带的 初拉力的取小值(F) in9、计算作用在轴上 的压轴力Fp4、确定v带中心距a和基准长度Ld(1)由于 0.7(ddi + dd2)弋 v (F0 hn9、计算作用在轴上的压轴力Fp利用机械设计 P159公式8-28可得：Fp = 2z江 F0sin? = 677.9896N压轴力的最小值为 677.9896Na = 600mmLd =1800 mmKL =1.01 amin = 575mma max = 656mm% =160.58P0=1.0

18、64kw R=0.1684kwKa = 0.951Pr =1.1837kwZ=3(Fo Kin 二114.6406NFp =677.9869 N（六）各级齿轮传 动设计计算 1减速器高速级齿 轮的设计（1）选定齿轮类 型、精度等级、材 料及齿数（2）按齿面接触强 度设计1）确定公式内的各 计算数值（六）各级齿轮传动设计计算1、减速器高速级齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图1所示的传动方案，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 7级精度（GB10095-88）。3 ）材料选择。由机械设计 P191表10-1选择小齿轮材料 为40Cr （调质），

19、硬度为280HBS大齿轮材料为 45钢（调 质），硬度为240HBS二者材料硬度差为 40HBS4）选小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数 Z2 =22 5.0322 =110.7084 取 Z2 =111。5） 选取螺旋角。初选螺旋角/ =14（2）按齿面接触强度设计由机械设计P218公式10-21试算，即2KtT1d 二i +1 ZhZe1）确定公式内的各计算数值 选载荷系数 由机械设计 由机械设计心=2.0。P217图10-30，取区域系数Zh=2.433 。P215 图 10-26，查得；：1 = 0.765 ； ： 2 = 0.882，则；- ； ：七2 = 1.647。小齿轮传递的转矩

20、.= 4.77 95 1 04 N 列m。由机械设计P205表10-7取齿宽系数d =1。 由机械设计 由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Flim1 =60CMPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二H 阮=550MPa。由机械设计P206式10-13计算应力循环次数N =6mjLh =60 476.67 1 (16 300 10) = 1.372810N2 二 N1/i2 =1.3728109/5.03220.2728109 由机械设计P207图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1 二 0.9

21、2， Khn2 = 0.95 计算接触疲劳应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由机械设计P205式10-12得：Z1 二 22Z2 “11 =14Kt =2.0Zh =2.433:=1.647T =4.77951dNmmZe =189.8MPa 2H Iim1 = 600MPa-h iim2 =550MPa9N 1=1.3728 109N2 = 0.2728 10Khn1 二 0.92Khn2 二 0.952）设计计算（3）按齿根弯曲强度设计KHN1CTH|im1匸 h1Hlim1=0.92 600 = 552MPasKhN 2q-u , r；h2Hhm2=0.95 550 = 522.5

22、MPas二 h二（二 h1 二 h2）/ 2 二 537.25MPa2）设计计算试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得：dit _34.77950 畑032.433。89.8）2 =46.8450mm537.251 1.647 5.0322计算圆周速度兀 dm兀汉 47.197仆 476.67v =60 1000 60 1000计算齿宽b及模数mnt=1.1780m/ sb = dd1t = 1 46.8450 = 46.8450mmd1tcos：46.8450 cos14。Z122=2.0661 mmh= 2.25mnt 二 2.25 2.0661 二 4.6487 mmb/h = 46

23、.8450 /4.6487 =10.0771计算纵向重合度；-0.318 ;Z1 tan： =0.318 1 22 tan 14 =1.7443 计算载荷系数查机械设计P193表10-2得载荷系数Ka = 1。根据v=1.1780m/s , 7级精度，由机械设计P194图10-8查得动载荷系数 Kv =1.06。由机械设计P196表10-4查ZR1.4261.417得：K 1.417 亠7.1971 =1.4186，由机n40械设计P198图10-13查得Kf：=1.35。由机械设计P195表10-3查得Kh . = Kf .=1.2。故载荷系数K = KaKvKh : Kh1 1.06 1.

24、2 1.4186 = 1.8045。 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计P204式（10-10a）得d1 二 d1t3； K / Kt =46.8450 31.8045 / 2 = 45.2660mm计算模数mn45.2660 cos1422=1.9964mm（3）按齿根弯曲强度设计由机械设计 P216式（10-17）:h1 =552MPa匚 h2 =522.5MPa二 h =537.25MPad1t 亠 46.8450mmv =1.1780m/ sb = 46.8450mm m = 2.0861mm h = 4.6487 mm b/h =10.0771；：=1.7743Ka =

25、 1Kv =1.06K； =1.4186Kf , 1.35Kh ：. = KF ： = 1.2K =1.8045d1 二 45.2660mmmn 二 1.9964mm1）确定计算参数2KTiYpcos2B Wsa*dZi SotbF1 ）确定计算参数 计算载荷系数K= KaKvKfKf R=1 x 1.06k 1.2 x 1.35 = 1.7172 根据纵向重合度邨=1.7743,从机械设计P217图10-28 查得螺旋角影响系数 Y0 = 0.88。 计算当量齿数Z122ZV1 3 h 24.0830cos3 Bcos314Z2111ZV2 =121.5096cos 戸 cos 14 查取齿

26、形系数由机械设计P200表10-5查得YFa1 = 2.652.65 一 2.62 汉 0.083 = 2.647512 18 2 14YFa2=2.18汉 21.5096 = 2.162750 查取应力校正系数由机械设计P200表10-5查得Ysa1 = 1.61 + 0.01 汉 0.083 = 1.6108YSa2 一 1.79 + 0.04 汉 21.5096 一 1.8072Sa250 由机械设计 P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限E2 0.92汇380jf2 =249.7143MPas1.4YFaYSa 计算小、大齿轮的 加以比较YFa1YSa12.6475 561

27、08 =0.0134f1317.8571YFa2YSa2 2.1627 況 1.8072一-0.0157*2249.7143大齿轮的数值较大。K =1.7172 邛= 1.7743YP=0.88Zv1 = 24.0830Zv 2 =121.5096*01=2.6475YFa2 =2.1627Ysai =1.6108Ysa2 =1.8072fe1 =500MPa ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = Nmn = 54.0758mmcos :d2 = Z2mn = 271.9242mmcosP4）计算齿宽b = dd1 = 54.0758 mm圆整后取 B2 =55mm ； B1

28、 =60mm。5 ）结构设计小齿轮齿顶圆直径 160mm且满足齿根圆到键槽底部的距离 e16Omm而又小于5OOmm故以选用腹板式结构为宜。其 它有关尺寸按图 荐用的结构尺寸设计。 大小齿轮齿根圆直径为df1 =d1 -2（h； C；）mn = 50.3258mmdf2 =d2 -2（h； C：）mn =268.1742mm大小齿轮齿顶圆直径为da1 2h；nmn =54.0758 2 1 1.5 = 57.0758mmdad2 2hinmn -271.9242 2 1 1.5 = 274.9242mmdi = 45.2660mmZi =35Z2 =176a 二 163mm；：135157 d

29、1 二54.0758mmd2 二271.9242mmB1 二 60mmB2 二 55mmdf1 = 42.5588mmd f 2 229.8309mmda1 = 57.0758mm绘制大齿轮零件图如下。a2 一13MJan+MHi-va h崗ialMi砂P屮U*mUMSWHH HtMiAIUH4iMIf HTMN4274.9242mmtot413ilUH1-Fal怜ilUNtE-；itfx2、减速器低速级齿 轮的设计（1）选定齿轮类 型、精度等级、材 料及齿数（2）按齿面接触强 度设计1）确定公式内的各 计算数值2、减速器低速级齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图1所示的

30、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，故仍选用7级精度（GB10095-88）。3 ）材料选择。由机械设计 P191表10-1选择小齿轮材料 为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料为 45钢（调 质），硬度为240HBS二者材料硬度差为 40HBS4）选小齿轮齿数 Z1 =30，大齿轮齿数 Z2=30 3.8709 =116.127 取 Z117。5） 选取螺旋角。初选螺旋角 -14（2）按齿面接触强度设计由机械设计P218公式10-21试算，即d 3 2KT1 U ZhZed忌R1）确定公式内的各计算数值 选载荷系数Kt = 2.0。 由机械设计P

31、217图10-30，取区域系数Zh=2.433 。 由机械设计 P215图10-26，查得血= 0.79, ea2 = 0.883,则 = t ；2 = 1.673。 小齿轮传递的转矩T 1=2.3453 汉105 N mm。 由机械设计P205表10-7取齿宽系数d =1 o 由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数VZe =189.8MPa 2。Z1 =30Z2 =117 =14Kt =2.0Zh=2.433；：=1.673T-2.34531(JNmmd = 12）设计计算 由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的 接触疲劳强度极限 Sumi =60CMPa ；大齿

32、轮的接触疲劳强度极 限匚h阮=550MPa。 由机械设计P206式10-13计算应力循环次数Ni =60njLh =60 94.72331 （16 300 10） = 2.728 10N2 二 Ni/i2 =2.728 103/3.87090.7048 103 由机械设计P207图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1 = 0.95， Khn2 = 0.99 计算接触疲劳应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由机械设计P205式10-12得：KHN1CTH|im1U Hlim1 =0.95 600 = 570MPasKHN 2CTh lim2二 h2=KH 吧2 =0.99 550 = 54

33、4.5MPas二 h=（二 h1 二 h2）/2 =557.25MPa2）设计计算试算小齿轮分度圆直径 d1t ,由计算公式得：Ze =189.8MPa26lim1 =60CMPaH lim2 - 550MPaN1 =1.3728 1099N2 =0.2728 10Khn1 二 0.95Khn2 二 0.99二 h1 =570MPa匚 H2=544.5MPa匚 H=557.25MPa52X2X2.3453X10 X4.8709 2.433Q89.8 2d* _()78.5436mm1X1.673X3.8709557.25 计算圆周速度二 d-78.5436 94.72337 =-0.3896m

34、/s60 1000 60 1000 计算齿宽b及模数mntb = dd1t =1 78.5436 =78.5436 mmmnt d1t cos :78.5436 cos1430二 2.5404 mmh =2.25mnt =2.25 2.5404 = 5.7158mmb / h =78.5436 / 5.7158 =13.7415计算纵向重合度；一：=0.318 ：Z1 tan1： =0.318 1 30 tan 14=2.3786计算载荷系数查机械设计P193表10-2得载荷系数 Ka = 1。根据v=0.3896m/s, 7级精度，由机械设计 P194图10-8查得动载荷系数 Kv =1.0

35、2。由机械设计P196表10-41.426 -1.417丄 m查得：K； ： =1.417 ： 38.5436 =1.4257 ,由机n40械设计P198图10-13查得=1.37。由机械设计P195d1: 46.8450mmv = 0.3896m/ sb = 78.5436mmmnt = 2.5404mm h =5.7158mm b/h = 13.7415邛=1.7743Ka = 10 = 1.02K； ： =1.4257Kf 上 1.37,尸 1.2K =1.7451mna cos ：75.0534 cos14乙一30=2.4275mmd1 = 75.0534mm(3)按齿根弯曲强 度设计

36、(3)按齿根弯曲强度设计由机械设计 P216式(10-17)mn 二 2.4275mm表10-3查得K,. = Kf .=1.2。故载荷系数K 二 KaKvKh ： Kh , 1 1.02 1.2 1.4257 = 1.7451。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计P204式(10-10a)得d1 = d1t3 K / Kt =78.543631.7451/ 75.0534mm计算模数mn2KY：cos2： YF：YsadZ12 ；：；F1)确定计算参数1 )确定计算参数 计算载荷系数K 二 KaKvK Kf，1 1.02 1.2 1.37 =1.6769 根据纵向重合度厂= 2.

37、3786，从机械设计 P217图 10-28查得螺旋角影响系数 Y = 0.88。 计算当量齿数ZV1 =3 = 32.8408cos cos 14Z2117Zv2 Z3 一二3128.0777cos3 B cos314查取齿形系数 由机械设计K =1.6769二 2.3786Y- = 0.88Zv 32.8408Zv 2 =128.0777P200表10-5查得2 52245YFa1 = 2.52 -2.8408 二 2.508252 182 14YFa2 =2.1828.0777 = 2.157550 查取应力校正系数由机械设计P200表10-5查得YSa1 =1.6250.025 2.8

38、408 = 1.66715YSa2 =1.790.04 28.0777 =1.8125Sa250 由机械设计 P208图10-20C查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二fe1二500MPa ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；fe2 =380MPa 由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.92， KFN2=0.96 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数机械设计P205式10-12得：*2.5082 YFa2 =2.1575Ysai =1.6671Ysa2 =1.8125S=1.4，匚 fe1 =500MPa 匚 fe2 =380MPaKFN10.922）设计计算（4）几

39、何尺寸计算1）计算中心距2）按圆整后的中心 距修正螺旋角3）计算大、小齿轮 的分度圆直径4）计算齿宽5）结构设计_KFN1CTFE1厂 fi =SKfn 2:FE2匚 F2 =s0.92 5001.4二 328.5714MPa0.96 3801.4计算小、大齿轮的YFaYsa加以比较打YFalYsal匸F1YFa2Ysa2丁厂大齿轮的数值较大。2）设计计算KFN2 二 0.96= 260.5714MPa2.5082 1.6671328.57142.1575 1.8125260.5714二 0.0149mn 兰；|2；cs 14 X0.0149 =1.8641mm 1X30 X1.673对比计算

40、结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取ITb =2mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲 劳强度算得的分度圆直径d1 =75.0534mm来计算应有的齿数。于是由：d1cos :Z1 =Tn75.0534 cos142= 36.4119取乙=37，则 Z2=37 3.8709 =143.2233,取乙=144（4）几何尺寸计算1）计算中心距(Z1 Z2)g2cos :(37 144) 22 cos14tt = 186.5411mm将中心距圆整为 187tt2）按圆整后的中心距修正螺旋角R（Z1 +Z2）Tn “八-=arccos

41、 = 14 3112a因值改变不多，故参数；一.、K 一：、ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = NT： =76.4531ttcos Pd2 =出=297.5469 mm cos P4）计算齿宽：b = dd 76.4531 mm圆整后取 B2 =80mm ； B1 =85mm。5 ）结构设计因大齿轮齿顶圆直径160mm而又小于 500mm故以选用腹 板式结构为宜。其它有关尺寸按图 腹板式结构的齿轮 荐用Li 二328.5714MPa二 F2 二260.5714MPaYFa1Ysa1：0.0127二 f1YFa2Ysa20.0149L2mn _ 1.8641mmTi = 2m

42、md1 = 45.2660mmZ1 =37Z2 =144a = 187mm1 =14311d1 =76.4531mmd2 =297.5469mmB1 二 85mmB2 二 80mm3、四个齿轮的参数 列表4、验证两个大齿轮 润滑的合理性的结构尺寸设计。因此，大小齿轮齿根圆直径为df1 =d! 2(h； +C：)mn =71.453lmm df 2 =d2 2(h； + C；)mn = 292.5469 mm大小齿轮齿顶圆直径为da1 =d +2h；nmn =76.4531+2汇 2 =80.4531mm da2 = d2 + 2h；nmn = 297.5469+ 2 汉 1 沢 2 = 301.5469mm3、四个齿轮的参数列表如下表df1 = 71.4531mmd