二级斜齿圆柱齿轮减速器

1、桂林电子科技大学编号： 机械设计课程设计说明书题 目： 二级斜齿圆柱齿轮减速器 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师单位： 姓 名： 职 称： 目录1设计题目41.1慢动卷扬机的工作原理41.2工作情况41.3设计数据41.4传动方案41.5课程设计内容42总体传动方案的选择与分析52.1传动方案的选择52.2传动方案的分析53电动机的选择63.1电动机功率的确定63.2确定电动机的转速74传动装置运动及动力参数计算84.1各轴的转速计算94.2各轴的输入功率94.3各轴的输入转矩95齿轮传动的设计及其参数计算105.1传动参数105.2高速级、低速级齿轮传动材

2、料及强度计算105.2.1高速级齿轮传动材料及强度计算105.2.2低速级齿轮传动材料及强度计算205.3齿轮传动的润滑295.4齿轮传动的几何尺寸计算296轴的设计计算及校核316.1输入轴、中间轴、输出轴的初步计算316.1.1选择轴的材料及热处理316.1.2初算轴的最小直径326.1.3输入轴、中间轴、输出轴的弯扭合成强度计算326.2联轴器的选择406.2.1载荷的计算406.2.2选择联轴器的型号406.3轴承的选择及校核416.3.1初选输入轴、中间轴、输出轴上轴承型号416.3.2计算输入轴、中间轴、输出轴上轴承的轴向载荷416.3.3计算输入轴、中间轴、输出轴上轴承的当量载荷

3、446.3.4计算输入轴、中间轴、输出轴上轴承的寿命456.4各轴结构的设计456.4.1各轴的结构456.4.2各轴的径向尺寸的确定476.4.3各轴的轴向尺寸的确定486.4.4各轴的轴上零件的定位497键连接设计计算497.1联轴器联接键选择与校核497.2高速级齿轮联接键选择与校核507.3低速级齿轮联接键选择与校核508箱体的设计计算518.1箱体的结构形式和材料518.2箱体主要结构尺寸和关系519螺栓等相关标准的选择529.1螺栓、螺母、螺钉的选择529.2销、垫圈垫片的选择5210减速器结构与润滑的概要说明5310.1减速器的结构5310.2减速箱体的结构5310.3减速器的润

4、滑与密封5310.4减速器附件简要说明5311设计小结54附录55附录A：减速器三维装配图55附录B：箱盖三维模型图5656附录C：箱座三维模型图5757附录D：大齿轮三维模型图5858附录E：输入轴三维模型图5959附录F：中间轴三维模型图6060附录G：输出轴三维模型图61611 设计题目1.1 慢动卷扬机的工作原理慢动卷扬机由电动机提供源动力,由电动机转轴通过联轴器带动二级斜齿轮减速器输入轴工作。经过齿轮减速器经过二级减速，从而使输出轴达到正常工作时的转速，带动卷筒卷绕钢丝绳达到预期工作要求。1.2 工作情况卷筒效率=0.96（包括轴承和卷筒的效率损失）；钢绳速度允许速度误差±

5、5%；工作情况：室内，灰尘较大，环境最高温度35；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；检修期间隔：四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修；制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产；1.3 设计数据运输带工作拉力F=4.55KN；运输带工作速度v=1.15m/s；滚筒直径D=455mm;1.4 传动方案传动方案采用二级斜齿轮传动系统。1.5 课程设计内容设计慢动卷扬机传动装置（二级斜齿轮减速器）(1)减速器装配图一张（计算机绘制，图幅用A0或A1，用A2图幅打印）(2)零件（大齿轮、输出轴）工作图两张（计算机绘制，用A3图幅打印）(3)打印设计说明书一份，约10000字，有减

6、速器装配三维模型和零件三维模型的截图(4)减速器装配三维模型、减速器装配图、零件三维模型、零件工作图和设计说明书电子版2 总体传动方案的选择与分析2.1 传动方案的选择慢动卷扬机的传动装置二级斜齿轮减速器设计，采用二级斜齿轮传动系统参考方案如图2-1所示图 Error! No text of specified style in document.Error! Main Document Only.2.2 传动方案的分析慢动卷扬机由电动机提供动力，电动机1通过联轴器2将动力传入两斜齿轮减速器，再通过单级圆柱齿轮传动将动力传至滚筒带动滚筒转动，带动钢丝绳工作。传动系统采用两级展开式圆柱齿轮减速器

7、，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，两级齿轮均为斜齿圆柱齿轮的传动。3 电动机的选择3.1 电动机功率的确定1. 确定工作机（卷筒）所需功率PW=FV1000=4550×1.151000=5.23KW式中V=1.15m/s，F=4.55KN2. 确定传动总效率a查表可知：一对滚动轴承的效率：1=0.99；闭式圆柱齿轮传动的效率：2=0.97；弹性联轴器的效率：3=0.99；卷筒的效率（包括轴承和卷筒的效率损失）：4=0.96；故减速器的总效率为d=132232=0.993×0.972×0.992×100%=89.48%卷扬机卷

8、筒总效率为w=24=0.97×0.96×100%=93.12%传动装置总效率为=dw=83.32%3. 选择电动机额定功率Ped输出功率：Pd=Pw=5.230.8332KW=6.28KW查手册取电动机的额定功率Ped=7.5kw对于Ped=7.5kw的电动机型号如表3-1所示：表格 31 Y系列型号电动机额定功率为7.5KW电动机转速型号Y160L-8Y160M-6Y132M-4Y132S2-2同步转速/（r/min）750100015003000满载转速/（r/min）72097014402900启动转矩/(N·m)额定转矩/(N·m)2.02.02

9、.22.0最大转矩/(N·m)额定转矩/(N·m)2.02.02.22.23.2 确定电动机的转速已知卷筒速度为V=1.15m/s,则转速n=60×1000vD=60×1000×1.15455=48.30r/min二级减速器的总传动比合理范围是ia=825所以慢动卷扬机传动装置的电动机转速合理范围为nd=ian=825n=3861208r/min在此范围内的转速有750r/min,1000r/min.其主要数据及计算的减速器传动比，如表3-2所示表格 32 电动机方案比较方案电动机型号额定功率Ped/kw电动机转速（r/min）减速器传动比ia

10、同步转速满载转速1Y160L-87.5750720162Y160M-67.5100097020对于Y型系列电动机,一般多选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电机，若无特殊需要，一般不选用转速低于750r/min的电动机。通过比较得知，方案2选用的电动机转速较高，传动比适中，故选方案2合理。综合考虑选用Y160M-6电动机，主要性能如表3-3所示表格 33 Y160M-6电动机性能型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)额定功率、电压下效率功率因素Y160M-67.5100097086.00.78额定电压下堵转转矩/额定转矩额定电压下最小转矩/额定转矩

11、额定电压下最大转矩/额定转矩2.01.32.0图 Error! No text of specified style in document.Error! Main Document Only. 电动机外形和安装尺寸表格 34 Y160M-6型电动机外形和安装尺寸中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD) ×HD底脚安装尺寸A×B底脚螺柱孔直径K轴伸尺寸D×E关键部位尺寸F×GD160600×420×385254×2101542×11012×84 传动装置运动及动力参数计算减速器传动比分配方案如下：

12、慢动卷扬机传动装置的总传动比为ia=nmn=97048.3=20.08注：nm为电动机满载转速，n为工作机输出转速。外传动啮合圆柱齿轮传动比为i3=z6z5=2718=1.5按展开式布置，考虑润滑条件，应使两个大齿轮直径相近，低速级大齿轮略大些，使高速级传动比i1(1.31.4)i2。因此，选取高速级传动比与低速级传动比i1=1.3i2，由此得减速器总传动比关系为ia=i1i2i3=1.3i2i2×1.5=1.95i22低速级齿轮传动比：i2=ia1.95=3.209高速级齿轮传动比：i1=1.3i2=1.3×3.209=4.174.1 各轴的转速计算轴：n1=nm=970

13、r/min轴：n2=n1=970r/min轴：n3=n2i1=9704.17r/min=232.6r/min轴：n4=n3i2=232.63.209r/min=72.48r/min轴：n5=n4i3=72.481.5r/min=48.32r/min4.2 各轴的输入功率轴：P1=Pd=6.28KW轴：P2=P13=6.28×0.99KW=6.22KW轴：P3=P212=6.22×0.99×0.97KW=5.973KW轴：P4=P312=5.973×0.99×0.97KW=5.736KW轴：P5=P412=5.736×0.99×

14、;0.97KW=5.508KW4.3 各轴的输入转矩轴：T1=9550P1n1=9550Pdnm=9550×6.21970=61.83kw轴：T2=T13=61.83×0.99Nm=61.21Nm轴：T3=T2i112=61.21×4.17×0.99×0.97Nm=245.11Nm轴：T4=T3i212=245.11×3.209×0.99×0.97Nm=755.33Nm轴：T5=T4i312=755.33×1.5×0.99×0.97Nm=1088.02Nm各轴的动力和运动参数列表如下：

15、表格 41 各轴的动力和运动参数轴代号转速(r/min)功率(KW)转矩(Nm)9706.2861.839706.2261.21232.65.973245.1172.485.736755.3348.325.5081088.025 齿轮传动的设计及其参数计算5.1 传动参数传动比转速(r/min)转矩(Nm)功率(Kw)大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮高速级4.17232.6970245.1161.215.9736.22低速级3.20972.48232.6755.33245.115.7365.9735.2 高速级、低速级齿轮传动材料及强度计算5.2.1 高速级齿轮传动材料及强度计算1. 齿轮

16、材料的选择由教材表10-1，选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。2. 选定齿轮类型、精度等级、材料、热处理方式及齿数。1) 由传动方案选定斜齿轮圆柱齿轮传动。2) 慢动卷扬机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。3) 选小齿轮齿数为Z1=27，大齿轮齿数为Z2=Z1i1=27×4.17=112.59， 取Z2=113。验算实际传动比：i/=Z2Z1=11324=4.171实际传动比与设计要求基本相同，无须验算。因传动比误差为|i-i/|i×100%<±5%在误差允许范围内，合适

17、。4) 初选螺旋角=14°，压力角=20° 。3. 确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮硬度均是软齿面，齿面点蚀是主要的实效形式。应先按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再进行校核。4. 按齿面接触疲劳强度设计(1) 试算小齿轮分度圆直径，即d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)21) 确定式中各参数值：试选载荷系数KHt=1.3。由图10-20查取区域系数ZH=2.433。由表10-7选取齿宽系数d=1。由表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8Mpa12。由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度

18、系数Z。t=tan-1(tann/cos)=tan-1(tan20°/cos14°)=20.562°at1=cos-1Z1cost/(Z1+2han*cos) =cos-127×cos20.562°/(27+2×1×cos14°) =29.130°at2=cos-1Z2cost/(Z2+2han*cos) =cos-1113×cos20.562°/(113+2×1×cos14°) =23.003° =Z1tanat1-tanat+Z2(tanat

19、2-tant)/2=27×tan29.138°-tan20.562°+113×(tan23.003°-tan20.562°)/2 =1.672=dZ1tan/=1×27×tan14°/=2.143Z=4-31-+=4-1.6723×1-2.143+2.1431.672=0.628由式(10-23)可得螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.985可得小齿轮转矩T1=61.21Nm=6.121×104Nmm计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度

20、极限分别为lim1=600Mpa,lim2=550Mpa由式(10-15)计算应力循环次数N1=60njLh=60×970×1×2×8×365×15=5.098×109N2=N1/u=5.098×109/(113/27)=1.220×109由图10-27查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得H1=KHN1Hlim1S=0.90×6001Mpa=540MpaH2=KHN2Hlim2S=0.95×5501Mpa=5

21、23Mpa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=523Mpa2) 试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2=32×1.3×6.121×1041(113/27)+1(113/27)(2.433×189.8×0.628×0.985523)2 =38.890mm(2) 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的准备圆周速度vv=d1tn160×1000=×38.890×97060×1000m/s=1.975m/s齿宽bb=dd1t=1

22、15;38.890mm=38.890mm2) 计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=1.975m/s，7级精度。由图10-8查得动载系数Kv=1.03齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2×6.121×10438.890N=3.148×103NKAFt1b=1×3.148×10338.890N/mm=80.95N/mm<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4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，KH=1.378则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.03×

23、;1.4×1.378=1.9873) 由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=38.890×31.9871.3mm=44.798mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/Z1=44.798×cos14°/27mm=1.610mm5. 按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 由式(10-20)试算齿轮模数，即mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYSaF1) 确定公式中的参数值试选载荷系数KFt=1.3由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=tan-1tancost=tan-1tan14°cos

24、20.562°=13.140°v=/cos2b=1.672/cos213.140°=1.763Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.763=0.675由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数YY=1-120°=1-2.143×14°120°=0.750计算YFaYSaF由当量齿数ZV1=Z1/cos3=27/cos314°=29.56ZV2=Z2/cos3=113/cos314°=123.70查图10-17得齿形系数YFa1=2.54，YFa2=2.18。由图10-18查得应力修正

25、系数YSa1=1.62，YSa2=1.82。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Flim1=500Mpa，Flim2=380Mpa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88, KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-14)得：F1=KFN1Flim1S=0.88×5001.4Mpa=314.29MpaF2=KFN2Flim2S=0.90×3801.4Mpa=244.29MpaYFa1YSa1F1=2.54×1.62314.29=0.0131YFa2YSa2F2=2.18×1.82244.29=0.016

26、2因为大齿轮的YFaYSaF大于小齿轮，所以取YFaYSaF=YFa2YSa2F2=0.01622) 计算模数mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYSaF=32×1.3×6.121×104×0.675×0.750×cos214°1×272×0.162=1.190mm(2) 调整齿轮模数(1) 计算实际载荷系数前的准备圆周速度vd1=mntZ1/cos=1.190×27/cos14°mm=33.114mmv=d1n160×1000=×33.114×

27、97060×1000m/s=1.68m/s齿宽bb=dd1=1×33.114mm=33.114mm齿高h和宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.190mm=2.678b/h=33.114/2.678=12.37(2) 计算实际载荷系数KF根据v=1.68m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02由Ft1=2T1/d1=2×6.121×104/33.114N=3.697×102NKAFt1b=1×3.697×10333.114=111.64N/mm>100N/m

28、m查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由表10-4用插值法查得KH=1.173，结合b/h=12.37查图10-13，得KF=1.10则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.02×1.2×1.10=1.346(3) 由式(10-13)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.190×31.3461.3mm=1.204mm对比计算结果，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。故从标准中就近选取mn=1.5mm，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=44.798mm来计

29、算小齿轮的齿数，即Z1=d1cos/mn=44.798×cos14°/1.5=28.98取Z1=29，则Z2=i1Z1=4.17×29=120.93取Z2=121 (Z1与Z2互为质数)6. 几何尺寸计算(1) 计算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(29+121)×1.52×cos14°mm=115.94将中心距圆整为115mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1(Z1+Z2)mn2a=cos-1(29+121)×1.52×115=11.969°(3) 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=Z1

30、mncos=27×1.5cos11.969°mm=44.47mmd2=Z2mncos=121×1.5cos11.969°mm=185.53mm(4) 计算小齿轮宽度b=dd1=1×44.47mm=44.47mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮的齿宽加宽(510)mm，即b1=b+510mm=44.47+510mm=49.4754.47mm取b1=52mm，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽，取b2=45mm7. 圆整中心距后的强度校核齿轮副中心距在圆整之后，KH、Z和KF、Y、Y均会发生变化，应重新校核强度，以明确齿轮

31、的工作能力。(1) 齿面接触疲劳强度校核由式(10-22)校核齿面接触疲劳强度H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ1) 计算载荷系数由表10-2查得使用系数KA=1圆周速度v=d1n160×1000=×44.47×97060×1000m/s=2.26m/s根据v=2.26m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=2×6.121×10444.47N=2.753×103NKAFt1b=1×2.753×10352N/mm=52.94N/mm<100N/m

32、m查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4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，KH=1.420则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.08×1.4×1.420=2.1472) 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=tan-1(tann/cos)=tan-1(tan20°/cos11.969°)=20.408°at1=cos-1Z1cost/(Z1+2han*cos) =cos-129×cos20.408°/(29+2×1×cos11.969

33、6;) =28.598° at2=cos-1Z2cost/(Z2+2han*cos) =cos-1121×cos20.408°/(121+2×1×cos11.969°) =22.732° =Z1tanat1-tanat+Z2(tanat2-tant)/2=29×tan28.598°-tan20.408°+121×(tan22.732°-tan20.408°)/2 =1.702=dZ1tan/=1×29×tan11.969°/=1.957

34、Z=4-31-+=4-1.7023×1-1.957+1.9571.702=0.6463) 由图10-20查取区域系数ZH=2.45。4) 由式(10-23)可得螺旋角系数ZZ=cos=cos11.969°=0.989将相关数据代入式(10-22)得到 H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ =2×2.147×6.121×1041×44.473×12129+112129×2.45×189.8×0.646×0.989Mpa =501.85Mpa<H满足齿面接触疲劳强度条件(2)

35、齿根弯曲疲劳强度校核由式(10-17)F=2KFT1YFaYSaYcos2dmn3Z12F校核齿根弯曲疲劳强度1) 计算载荷系数根据v=2.26m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08由Ft1=2T1/d1=2×6.121×104/44.47N=2.753×103NKAFt1b=1×2.753×10352=52.94N/mm<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4由表10-4用插值法查得KH=1.420，齿宽bb=dd1=1×44.47mm=44.47mm齿高h和宽高比b/hh=2han*+cn

36、*mnt=2×1+0.25×1.5mm=3.375b/h=44.47/3.375=13.18结合b/h=13.18查图10-13，得KF=1.4则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.08×1.4×1.4=2.1172) 由当量齿数ZV1=Z1/cos3=29/cos311.969°=30.98ZV2=Z2/cos3=121/cos311.969°=129.25查图10-17得齿形系数YFa1=2.54，YFa2=2.18。由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.62，YSa2=1.82。3) 由式(10-18)，可

37、得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=tan-1tancost=tan-1tan11.969°cos28.598°=10.544°v=/cos2b=1.702/cos211.969°=1.778Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.778=0.6724) 由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数YY=1-120°=1-1.957×11.959°120°=0.805将以上数据代入式(10-17)得F1=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12 =2×2.117×6

38、.121×104×2.54×1.62×0.672×0.805×cos211.969°1×1.53×292Mpa =194.53Mpa<F1F2=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12 =2×2.117×6.121×104×2.18×1.82×0.672×0.805×cos211.969°1×1.53×292Mpa =187.57Mpa<F2满足齿根弯曲疲劳强度设计8. 主

39、要设计结论齿数Z1=29，Z2=121齿宽b1=52，b2=45法面模数m=1.5变位系数x1=x2=0螺旋角=11.969° =11°58'8" 压力角=20°中心距a=115mm分度圆直径 d1=44.47，d2=185.53小齿轮选用40Gr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计5.2.2 低速级齿轮传动材料及强度计算1. 齿轮材料的选择由表10-1，选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。2. 选定齿轮类型、精度等级、材料、热处理方式及齿数。1) 由传动

40、方案选定斜齿轮圆柱齿轮传动。2) 慢动卷扬机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。3) 选小齿轮齿数为Z3=27，大齿轮齿数为Z4=Z3i2=27×3.209=86.643， 取Z4=87。验算实际传动比：i/=Z4Z3=8727=3.209实际传动比与设计要求基本相同，无须验算。因传动比误差为|i-i/|i×100%<±5%在误差允许范围内，合适。4) 初选螺旋角=14°，压力角=20° 。3. 确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮硬度均是软齿面，齿面点蚀是主要的实效形式。应先按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度进行

41、设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再进行校核。4. 按齿面接触疲劳强度设计(3) 试算小齿轮分度圆直径，即d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)24) 确定式中各参数值：试选载荷系数KHt=1.3。由图10-20查取区域系数ZH=2.433。由表10-7选取齿宽系数d=1。由表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8Mpa12。由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=tan-1(tann/cos)=tan-1(tan20°/cos14°)=20.562°at3=cos-1Z3cost/(Z3+2han*cos) =cos-127

42、×cos20.562°/(27+2×1×cos14°) =29.138°at4=cos-1Z4cost/(Z4+2han*cos) =cos-187×cos20.562°/(87+2×1×cos14°) =23.671° =Z3tanat3-tanat+Z4(tanat4-tant)/2=27×tan29.138°-tan20.562°+87×(tan23.671°-tan20.562°)/2 =1.659=dZ3t

43、an/=1×27×tan14°/=2.143Z=4-31-+=4-1.6593×1-2.143+2.1431.659=0.631由式(10-23)可得螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.985可得小齿轮转矩T3=245.11Nm=245.11×103Nmm计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为lim3=600Mpa,lim4=550Mpa由式(10-15)计算应力循环次数N3=60njLh=60×232.6×1×2×8×365×

44、15=1.223×109N4=N3/u=1.223×109/(87/27)=3.796×108由图10-27查取接触疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN4=1.02。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得H3=KHN3Hlim3S=0.95×6001Mpa=570MpaH4=KHN4Hlim4S=1.02×5501Mpa=561Mpa取H3和H4中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H4=561Mpa5) 试算小齿轮分度圆直径d3t32KHtT3du+1u(ZHZEZZH)2=32×1.3×245

45、.11×1031(87/27)+1(87/27)(2.433×189.8×0.631×0.985561)2 =60.166mm(4) 调整小齿轮分度圆直径3) 计算实际载荷系数前的准备圆周速度vv=d3tn360×1000=×60.166×232.660×1000m/s=0.733m/s齿宽bb=dd3t=1×60.166mm=60.166mm4) 计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=0.733m/s，7级精度。由图10-8查得动载系数Kv=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T3d3t

46、=2×245.11×10360.166N=8.148×103NKAFt3b=1×8.148×10360.166N/mm=135.43N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2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，KH=1.422则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.422=1.7416) 由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d3=d3t3KHKHt=60.166×31.7411.3mm=66.319mm及相应的齿轮模数

47、mn=d3cos/Z3=66.319×cos14°/27mm=2.383mm5. 按齿根弯曲疲劳强度设计(3) 由式(10-20)试算齿轮模数，即mnt32KFtT3YYcos2dZ32YFaYSaF3) 确定公式中的参数值试选载荷系数KFt=1.3由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=tan-1tancost=tan-1tan14°cos20.562°=13.140°v=/cos2b=1.659/cos213.140°=1.749Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.749=0.679由式(10-1

48、9)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数YY=1-120°=1-2.143×14°120°=0.750计算YFaYSaF由当量齿数ZV3=Z3/cos3=27/cos314°=29.56ZV4=Z4/cos3=87/cos314°=95.24查图10-17得齿形系数YFa1=2.54，YFa2=2.18。由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.62，YSa2=1.82。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Flim3=500Mpa，Flim4=380Mpa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.88, KF

49、N4=0.86取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-14)得：F3=KFN3Flim3S=0.88×5001.4Mpa=314.29MpaF4=KFN4Flim4S=0.86×3801.4Mpa=233.43MpaYFa3YSa3F3=2.54×1.62314.29=0.0131YFa4YSa4F4=2.18×1.82233.43=0.0170因为大齿轮的YFaYSaF大于小齿轮，所以取YFaYSaF=YFa4YSa4F4=0.01704) 计算模数mnt32KFtT3YYcos2dZ32YFaYSaF=32×1.3×245.11

50、×103×0.679×0.750×cos214°1×272×0.0170=1.924mm(4) 调整齿轮模数(4) 计算实际载荷系数前的准备圆周速度vd3=mntZ3/cos=1.924×27/cos14°mm=53.538mmv=d3360×1000=×53.538×232.660×1000m/s=0.652m/s齿宽bb=dd3=1×53.538mm=53.538mm齿高h和宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×

51、;1.924mm=4.329b/h=53.538/4.329=12.37(5) 计算实际载荷系数KF根据v=0.652m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02由Ft3=2T3/d3=2×245.11×103/53.538N=9.156×103NKAFt1b=1×9.156×10353.538=171.03N/mm>100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由表10-4用插值法查得KH=1.420，结合b/h=12.37查图10-13，得KF=1.35则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.02&

52、#215;1.2×1.35=1.652(6) 由式(10-13)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.924×31.6521.3mm=2.084mm对比计算结果，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。故从标准中就近选取mn=2mm，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d3=66.319mm来计算小齿轮的齿数，即Z3=d3cos/mn=66.319×cos14°/2=32.175取Z3=32，则Z4=i2Z3=3.209×32=102.69取Z4=103 (Z3与Z

53、4互为质数)6. 几何尺寸计算(5) 计算中心距a=(Z3+Z4)mn2cos=(32+103)×22×cos14°mm=139.133将中心距圆整为139mm(6) 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1(Z3+Z4)mn2a=cos-1(32+103)×22×139=13.779°(7) 计算小、大齿轮的分度圆直径d3=Z3mncos=27×2cos13.779°mm=65.90mmd4=Z4mncos=103×2cos13.779°mm=212.10mm(8) 计算小齿轮宽度b=dd3=1

54、×65.90mm=65.90mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮的齿宽加宽(510)mm，即b3=b+510mm=65.90+510mm=70.9075.mm取b3=72mm，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽，取b4=66mm7. 圆整中心距后的强度校核齿轮副中心距在圆整之后，KH、Z和KF、Y、Y均会发生变化，应重新校核强度，以明确齿轮的工作能力。(3) 齿面接触疲劳强度校核由式(10-22)校核齿面接触疲劳强度H=2KHT3dd33u+1uZHZEZZ5) 计算载荷系数由表10-2查得使用系数KA=1圆周速度v=d3n360×1000=

55、15;65.90×232.660×1000m/s=0.803m/s根据v=0.803m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04齿轮的圆周力Ft3=2T3d3=2×245.11×10365.90N=7.439×103NKAFt3b=1×7.439×10372N/mm=103.32N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2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，KH=1.424则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.04×1.2×1.42

56、4=1.7776) 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=tan-1(tann/cos)=tan-1(tan20°/cos13.779°)=20.544°at3=cos-1Z3cost/(Z3+2han*cos) =cos-132×cos20.544°/(32+2×1×cos13.779°) =28.016° at4=cos-1Z4cost/(Z4+2han*cos) =cos-1103×cos20.544°/(103+2×1×cos13.779°) =23.209° =3tanat3-tanat+Z4(tanat4-tant)/2=32×tan28.016°-tan20.544°+103×(tan23.209°-tan20.544°)/2