(华南农业大学)机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级圆柱齿轮减速器学院：工程学院班级：11车辆1班姓名：邱鑫 201131150319王建楠 201131150320组别：第8组指导老师：王慰祖一、课程设计书 2二、设计要求 2三、设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 22. 电动机的选择 33. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 34. 计算传动装置的运动和动力参数 45. 设计V带和带轮 56. 齿轮的设计 97. 传动轴的设计和轴承的选用 248. 键联接设计 369. 箱体结构的设计 3710. 润滑密封设计 3911. 联轴器设计 39四、 设计小结 40五、 参考资料 40、课程设计书设计

2、一个螺旋输送机传动装置，用普通 V带传动和圆柱齿轮传动组成减速 器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。工作时载荷基本稳定，二班制, 使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生产。题号输送机主轴功率Pw/KW输送机主轴转速n（ r/min）74.2115、设计要求一张A0装配图零件图3-4张不少于30页设计计算说明书三、设计步骤计算结果计算及说明1传动装置总体设计方案:（1）传动方案：传动方案如图1-1所示，外传动为V带传动，减速器为二 级展开式圆柱齿轮减速器。（2）方案优缺点：展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载 荷分布不均，故要求周有较大的刚度。该工作机属

3、于小功率，载荷变化不大，可以采用 V带这种 简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅减低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中 应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大 的刚度。（3）传动效率V带的效率10.96 ;0.96滚子轴承的效率20.98 ；0.98齿轮传动的效率（67级精度齿轮传动）20.98 ；0.98联轴器效率40.99 ；0.99传动装置的总效率32a 12340.960.9830.9820.990.859 ;0.8592.电动机的选择电动机所需工作功率为:PdkPwa1.24.25.87kW0.859Pd5.87kW输送机主轴转速nw

4、115r /minnw115r / min经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比：i2 4，两级圆柱齿轮减速器传动比:i 860，则总传动比合理范围为：ia 16 240，电动机转速的可选范围为：nd ia nw (16 240) 115 1840 27600r / min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定丫132S2-2型电机，参数如下表:电动机型号额定功率kW同步转速r/mi n满载转速r/mi n重量kgY132S2-27.530002900723.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速nm和输送机主动轴转速n

5、w，可 得传动装置总传动比为ia nm/ nw 2900/115 25.22(2)分配传动装置传动比ia io i，式中i0, i分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0 2.81,i。2.81则减速器传动比为i ia/i025.22 2.81 8.98i 8.98对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取i,1.3 i1.3 8.98 3.41则 i2 i /i,8.98 3.412.63i13.414.计算传动装置的运动和动力参数i22.63(1)各轴转速n1 n m/i02900/2.81 1032.03r/minn11032r /mirn2 nJb 1032.03

6、/3.41 302.65r/minr2 302.65r / minrh n2 /i2 302.65/2.63 115.08r/min(2)各轴输入功率：n3 115.08r/min轴I的输入功率：R 5.64kWR Pd1 5.87 0.96 5.64kW轴U的输入功率：P25.42kWP2 R 235.64 0.98 0.98 5.42kW轴川的输入功率：R 5.21kWP3 F223 5.42 0.98 0.98 5.21kW(3)各州输出功率：轴I的输出功率：F R 25.64 0.98 5.53kWR5.53kW轴U的输出功率：R P22 5.42 0.98 5.31kWR2 5.31

7、kW轴川的输出功率：F35.11kWr P32 5.21 0.98 5.11kW(4)各轴输入转矩：电动机轴的输出转矩：RTd 19.33N mTd 9550 9550 5.87/2900 19.33N mnm轴I的输入转矩：TI 52.14N mTI Td i0119.33 2.81 0.9652.14N m轴U的输入转矩：T2 T1 ii23 52.14 3.41 0.98 0.98 170.76N m轴川的输入转矩：T3 T2 i223 170.76 2.63 0.98 0.98 431.31N m(5) 各轴的输出转矩：轴I的输入转矩：T1 T12 52.14 0.98 51.10N

8、m轴U的输入转矩：T2 T22 170.76 0.98 167.34N m轴川的输入转矩：T3 T32 431.31 0.98 422.68N m(6) 运动和动力参数结果如下表：轴名功率P (kW转矩T (N*m)转速r/mi n输入输出输入输出电机轴5.8719.332990轴I5.645.5352.1451.101032.03轴u5.425.31170.76167.34302.65轴川5.215.11431.31422.68115.08表4-15. 设计V带和带轮（1）确定计算功率PCa由机械设计表8-8查得工作情况系数KA 1.2则：Pca KAP 1.2 7.5kW9.0kW（2）选

9、取V带带型根据Pca 9.0kW，转速n满=2900r/min，查机械设计图8-11选取普通V带类型：A型（3）确定带轮直径dd，并验算带速v1）初选小带轮基准直径，由表 8-7和表8-9，取dd1 112mm2）验算带速:dd1 nmV 60 1000112 290060 100017.01m/s，T2170.76N mT3431.31N mT|51.10N mT2167.34N mT3422.68N mPca 9.0kWdd1 112mm在（525m/s）内，设计合理。3）计算大带轮的基准直径dd2 i1dd1 2.81 112314.72mm由表8-9，圆整为315mm。（4）确定中心距

10、a,并选择V带的基准长度Ld1） 由公式（8-20）: 0.7（d1 d2） a。 2 d?），初定中心距a0520mm2）由式（8-22）计算带所需的基准长度dd 2Ld0 2a。dd1 dd2d2 d11730.54mm，由表 8-2，24a选带的Ld 1750mm3）按式（8-23）计算实际中心距，Ld Ld01750 1730.54“a a 520 529.73mm，2 2中心距变动范围a min a 0.015Ld 529.73 0.015 1750503.48amax a 0.03Ld 529.73 0.03 1750 582.23即 503.48582.23mm（5） 验算小带轮

11、的包角1因为打滑只在小带轮上发生，所以只校核小带轮的包角，1180dd2dd1a57.3180315 112 158.04120529.73符合要求（6）计算带的根数1）计算单根V带的额定功率：由 dd1 112mm， n满 2900r/min 查表 8-4，得：P2.51kW ,根据n满2900r/min，h 2.81且带型为Z型，查表 8-5，得：P0 0.34kW ,查表 8-6,得：K 0.95dd2 315mma0520mmLd 1750mma 529.73mm1158.04查表8-2，得：Kl 1.00，于是:(R0P)?K ?Kl (2.51 0.34) 0.95 1.00kW

12、2.71kW2)计算V带的根数:RaP 9.0 2.713,32，取 4 根。(7) 计算单个V带的初拉力的Fo由表8-3得A型带的单位长度质量q 0.105kg /m，所以F0500 2.5 .K 弘 qv2K zv2.5 0.959.02500 0.105 17.010.95 4 17.01138.29NF。138.29N(8) 计算压轴力Fr最小值Fr2zF0s in2Fp1086.07 N158.042 4 138.29 sin1086.07N2(9)确定带轮的结构尺寸1)小带轮基准直径dd1 112mm 2.5d2.5 38 95mm 且dd1 112mm300mm，故采用腹板式。小

13、带轮转速为电动机转速，转速较高，故选取带轮材料为铸钢ZG200-400小带轮直径dd1 112mm ,电机轴直径d 38mm，则小带轮孔径 d 38mm，d1(1.8 2.0)d68.4 76mm，取 d1 70mm查表8-11得B2f 3e 2 9 3 15 63mm，1 1C (74)B7 15.75mm，取 C 10mm，立)取L 60mm杳表 8-11 得bd 11.0mmhamin 2.75mm hf 8.7mme 15mm fmin 9mm 342)大带轮基准直径dd2 315mm 300mm,采用轮辐式。高速轴最小直径d 36mm ,取大带轮孔径d 36mm ,d1(1.82.0

14、)d64.8mm 72mm 取 d1 70mmB 2f 3e 2 9 3 15 63mmL (1.52)d 54mm 72mm (当 B 1.5d 时，L B，在此不 成立)取L 60 mm 。h12903 P 290 335.39mm,nza. 1032 4h20.8h10.835.3928.31mmb10.4h-i0.435.3914.16mmb20.8b10.814.1611.33mmf10.2 h10.2 35.397.08mmbd 11.0mm， hamin2.75mm， hf min 8.7mm， e 15mm，fmin 9mm，38J图5-2轮辐式带轮一 E图5-3轮槽20z12

15、2Z2756. 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动装置总设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20 0（2）螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表10-6 , 选用7级精度。（3）选择材料。由机械设计表 10-1,选择小齿轮材料为 45钢（调质），齿面硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质）， 齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数乙22，大齿轮齿数【2】按齿面接触疲劳强度设计(1)由下式计算小齿轮分度圆直径，即3u 1/ZhZeZ 2dit 和(1)dU h1)确定公式中的各值数值 试选KHt 1.3。 小齿轮传递的转矩：入

16、5.11 104 N mm 由机械设计表10-7选取齿宽系数d 1 由机械设计表10-20查得区域系数Zh 2.5 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数1/2Ze 189.8MPa 计算接粗疲劳强度用重合度系数za1 arccosz-i cos /(z1 2ha)arccos|22 cos20 /(22 2 1) 30.527a2 arccosZ cos /亿 2ha)arccos75 cos20 /(75 2 1)23.7541 1z1(tan 1 tan ) z2 (tan 2 tan ) /222 (tan30.527 tan20) 75 (tan23.754 tan20 )/21

17、.699-)4(4 1.699Z Jy0.87633 计算接触疲劳需用应力H 。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为H|im1 600 MPaHiim2 550MPaKHt 1.34T15.11 10N mmd1Zh 2.5Ze 189.8MPa1/:Z 0.876N13.836 109计算应力循环次数：9N160nJLh 60 1332 1 (2 8 300 10)3.836 10N2 N1/i1 3.836 1 09/(75/22) 1.125 1 09由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数khn 1 0.90khn2 0.95取失效概率为1%安全系数S=1,

18、可得Khn Hiim10.90600H 1MPa 540MPaS1KHN2 Hlim 20.95 550H 2 MPa 523MPaS1取H l和H】2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应 力，即h h2 523MPa2)计算小齿轮分度圆直径3 |d|2KhJi u 1 (ZhZeZ )21du( h)3N21.125 109h 523MPad1t 47.701mmv 2.6m/sb 47.701mmKa 1Kv 1.10：2 1.3 5.11 104(75/22) 12.5 189.8 0.876 2X175/22（523）47.701mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的

19、数据准备。 圆周速度v47.701 1032,v1t 1m/s 2.6m/s60 1000 60 1000 齿宽bbddit 1 47.701mm 47.701mm2）计算实际载荷系数Kh 由机械设计表10-2查得使用系数Ka 1 根据v 2.6m/s、7级精度，由机械设计表10-8查得动载荷系数Kv 1.10 齿轮的圆周力Ft1 2T,/d1t 2 5.11 104/47.701N2.143 103NKAFt1/b 1 2.143 103/47.701N /mm 44.9N100N查表10-3得齿间载荷分配系数Kh1.2 由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系

20、数 Kh1.419。由此，得到实际载荷系数KhKaKvKh Kh 1 1.10 1.2 1.419 1.873）可按实际载荷系数算得的分度圆直径3 j 3d1*： 47.701 讣 53.847mm心Y 1.3相应的齿轮模数m d1 / z-i 53.847 /22mm2.448mm【3】按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算模数3 J!2KfYYFaYsamtJ2dZ1 f1）确定公式中的各参数值 试选KFa 1.3 计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.750.75Y 0.25 0.25 0.6911.699 计算上風f由图10-17查得齿形系数YFa1 2.75，YFa2 2.28由图10-18查得

21、应力修正系数YSa1 1.57，YSa2 1.77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Fiim1 500MPa，尸佃2 380MPaKh 1.2Kh 1.87d153.847mmm 2.448mmKFa 1.3Y 0.691由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 Kfni 0.85, Kfn2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得Kfn1 f lim1 0.85 500 f1fn1 Flim303.57MPaS1.4KfN2 Flim2 0.88 380f2238.86MPaS1.4YFa1YSa12.751.57旦竺0.0142F 1303.57Y228E0.0170

22、f2238.86因为大齿轮的YFaYSa大于小齿轮，所以取fYFaYSaYFa2YSa2。仃。F f2.2)计算模数3 |2KfYYFaYSamt J2dZi f34.2 1.3 5.11 100.691 ccv,2 0.0170mm 1.477mmV1 222(2)调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度vd1mtZ) 1.477 22mm 32.494mmdg32.494 1032 ,vm/ s 1.75m/s60 100060 1000 齿宽bbdd| 1 32.494mm 32.494mm 宽高比b/hh (2ha c )mt (2 1 0.25) 1.477mm 3.

23、323mmb/h 32.494/3.3239.782) 计算实际载荷系数Kf0.0170fmt 1.477mmv 1.75m/sb 32.494mm b/h 9.78 根据v 1.75m/s , 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv 1.09 由 Ft1 2T1/d12 5.11 104/32.494N3.145 103NKAFt1/b 1 3.145 103/32.494N/mm96.79 N 100N查表10-3得齿间在和分配系数KFa 1.2 由表10-4查得Kh 1.415，结合b/h 9.78查图10-13，得Kf 1.32。则载荷系数为Kf KaKvKf Kf1 1.09 1.

24、2 1.32 1.733）按实际载荷系数算得的齿轮模数3 厂3 /T73m mt 1.477 J mm 1.625mmKFt 1.3对比计算结果，由吃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m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有关，可取由弯曲疲劳强度算得 的模数1.625mm并就近圆整为标准值m=2mm按接触疲劳强度 算得的分度圆直径d153.847 mm，算出小齿轮齿数乙 d1/m 53.847/226.924。取z1 27，则大齿轮齿数z2 i1 z1 341 27 92.07，取 Z292， Z1

25、与勺互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又 满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。【4】几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1 z,m 27 2mm 54mmKf 1.73m 1.625mmm 2mmz127z292d154 mmd2184mmd2 z2m 92 2mm 184 mm(2) 计算中心距a (di d2)/ 2(54 184) / 2mm 119mm(3) 计算齿轮宽度bdd| 1 54mm 54mm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，一般将小齿轮略加宽(5 10)mm ,即b1 b (510)mm54 (5 10)mm59 64

26、mm取0 62mm ,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2 b 54mm【5】圆整中心距后的强度校核采用变位法将中心距就诉整圆至 a120mm。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1)计算变为系数和 计算啮合角，齿数和、变位系数、中心距变动系数和齿顶咼 降低系数。arcos(acos )/a arcos(119 cos20 )/12021.27zZ1 Z2 27 92 1191x x1 x2 (invinv )z /(tan )(inV21.27 inv20 ) 119/(tan20 )0.507y (a a)/m (120 119)/2 0.5y

27、x y 0.507 0.50.007从图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 分配变位系数X1、X2。a 119mmb 62 mmb2 54mma120mm21.27z 119x 0.507y 0.5y 0.007x10.36x20.14由图 10-21-b 可知，x,0.36, x20.14(2) 齿面接触疲劳强度校核按前述方法计算各参数，可得Kh 1.87Ti 5.11 104N md1d1 54mmi13.41Zh 2.41/2ZE 189.8MPaZ 0.869代入式子，得i2KhT1i11丁HJ3ZHZEZ飞 dd1i1【2 1.87 5.11 104

28、 3.41 1 ec。J3 2.4 189.8 0.869MPa1 5433.41495.94MPa H齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有 所下降。(3) 齿根弯曲疲劳强度校核按前述做法，计算式中各参数Kf 1.77T15.11 104N mYFa1 3.10YFa2 2.27Ysa1 1.78Ysa2 1.83Y 0.682d1m 2mmz127将其代入卜列式子，得2心玳屆丫fi dm zi42 1.77 5.11 103.10 1.78 0.6821 23 272116.73MPa f12T2YFa2Ysa2YF 2 32dm Z12 1.77 5.11 104 2.2

29、7 1.83 0.6821 23 27287.88MPa F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。（二）低速级齿轮传动的设计计算【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动装置总设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20 0（2）螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表10-6 , 选用7级精度。（3）选择材料。由机械设计表10-1,选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度320HBS大齿轮材料为45钢（调质）， 齿面硬度350HBS（4）选小齿轮齿数乙24，大齿轮齿数勺 i2 N 2.63 24 63.12，取 z263。【2】按齿面接触疲劳强度设计（1）由下式计算小齿轮分度圆直径，即3

30、|2KHtT1 u 1 /Zh ZeZ 2g J（ r t ）dU H 1）确定公式中的各值数值 试选Krt 1.3 o 小齿轮传递的转矩：T21.6734 105N mm 由机械设计表10-7选取齿宽系数d 1 由机械设计表10-20查得区域系数Zh 2.520Z124z263Krt 1.3T2 1.6734 105N mmd1Zh 2.5Ze 189.8MPa1/： 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa1/2 计算接粗疲劳强度用重合度系数Za1 arccos乙 cos /(z1 2ha)ooarccos24 cos20 /(242 1)29.841a2 arcc

31、osz2 cos /(z2 2ha)ooarccos63 cos20 /(63 2 1)24.3871 1z1(ta n1 tan ) z2(ta n2 tan )/2oooo24 (tan 29.841 tan20 ) 63 (tan 24.387tan20)/21.697rM(4 1.697Z J 0.876 3V3 计算接触疲劳需用应力H 0由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极 限分别为H|im1 650 MPaHiim2 680MPa计算应力循环次数：N1 60n2jLh 60 302.65 1 (2 8 300 10) 8.716 108N2 N1/i2 8.716

32、 108/(63/24) 3.321 108由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数khn 1 1.05K hn2 0.98取失效概率为1%安全系数S=1,可得Khn1 H lim1 1.05 650h1MPa 682.5MPaS1Khn, hlim 20.98680h,2 MPa 666.4MPaS1取H 1和h,中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应 力，即Z 0.876N18.716 108N23.321 108H666.4MPah h2666.4MPa3)计算小齿轮分度圆直径人叽u 1/ZhZeZ、2dUV h：2 1.3 1.6734 105(63/24) 1 (2.5 189.8

33、 0.876、2X163/24(539)70.948mm(2)调整小齿轮分度圆直径2) 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度vd1tn270.948 302.65 , _ ,v1t 2m/s 1.12m/s60 1000 60 1000 齿宽bbdd|t 1 70.948mm 70.948mm3) 计算实际载荷系数Kh 由机械设计表10-2查得使用系数Ka 1 根据v 1.12m/s、7级精度，由机械设计表10-8查得动载荷系数Kv 1.04 齿轮的圆周力53Ft1 2T2/d1t 2 1.6734 10 /70.948N4.717 10 NKAFt1/b 1 4.717 1 03 / 7

34、0.948N/mm66.5N100N查表10-3得齿间载荷分配系数Kh 1.2 由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数 Kh1.424。由此，得到实际载荷系数KhKaKvKh Kh 1 1.04 1.2 1.424 1.784) 可按实际载荷系数算得的分度圆直径3 3d1 d1t 订也 70.948 丿化 78.783mm心1.3相应的齿轮模数d1t 70.948mmv 1.12m/ sb 70.948mmKa 1Kv 1.04Kv 1.04Kh 1.78d178.783mmm 3.283mmm d1 / z 78.783/24mm 3.283mm【3】按齿根

35、弯曲疲劳强度设计(1)计算模数3 |2KfY YFaYsamt1dZi f2)确定公式中的各参数值 试选KFa 1.3 计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y 0.250.750.250.750.6921.697 计算丫FaYSaf由图10-17查得齿形系数YFa12.65，YFa22.27由图10-18查得应力修正系数YSa1 1.58，YSa2 1.74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f lim 1 500MPa ，flim2 380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KfN1 0.85, KfN2 0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得F1KFN1-Flim

36、10.85 500 303.57MPaS1.4KfN2 Flim2 0.88 380F2FN2 Flim2238.86MPaS1.4Ya1YSa12.65 1.58Fa1 Sa10.0138F 1303.57YFa2YSa22.27 1.74-a- Sa2 0.0165F2238.86因为大齿轮的Yf 大于小齿轮，所以取fYFaYaa Y Fa 2YSa2c c - l0.0165F F2KFa 1.3Y0.692Fa Sa 0.0165 f3)计算模数3mt2KfYYFaYsad乙2 f32 1.3 1.6734 10 0B92 0.0165mm 2.051mm1 242（2）调整齿轮模数1

37、）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd1 mtZ12.051 24mm 49.224mmv 60 1000齿宽b49.224 302.65,m/s6010000.780m/ sbdd11 49.224mm49.224mm宽咼比b/hh (2hac )mt (2 10.25) 2.051mm4.615mmb/h 49.224/4.615 10.672）计算实际载荷系数Kf根据v 0.780m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV 1.03由 Ft1 2T2/d12 1.6734 105/49.224N 6.799 103NKAFt1/b 1 6.799 103/49.224N / m

38、m 138.13N100N查表10-3得齿间在和分配系数KFa 1.0由表10-4查得Kh 1.419，结合b/h 10.67查图10-13，得 Kf 1.34 o则载荷系数为KfKAKvKf Kf 1 1.03 1.0 1.34 1.383）按实际载荷系数算得的齿轮模数mt 2.051mmv 0.780m/sb 49.224mmb/h 10.67Kv 1.03KFa 1.0Kf 1.34Kf 1.38m 2.092mm331 ki 38m| 2.051 ： mm 2.092mmKFt 1.3对比计算结果，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m的大小主要

39、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有关，可取由弯曲疲劳强度算得 的模数2.092mm并就近圆整为标准值m=2mm按接触疲劳强度 算得的分度圆直径d!70.948mm，算出小齿轮齿数zi di/m 70.948/235.474。取zi 36，则大齿轮齿数Z2 i2 zi 2.63 36 94.68，取Z295， Zi与Z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又 满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。【4】几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径d1 z1m 36 2mm 72mmd2 z2m 95 2mm 190mm(

40、2) 计算中心距a (d1 d2)/2(72 190)/2mm131mm(3) 计算齿轮宽度bdd| 1 72mm 72mm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，一般将小齿轮略加宽(5 10)mm ,即b1 b (510)mm72 (5 10)mm77 82mm取b177 mm ,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2 b 72mm【5】圆整中心距后的强度校核m 2mmz136z295d1 72mmd2190mma 131mmb 72mmbi 77 mmb2 72mm1a 130mm采用变位法将中心距就诉整圆至 a 130mm。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强

41、度， 以明确齿轮的工作能力。(1) 计算变为系数和 计算啮合角，齿数和、变位系数、中心距变动系数和齿顶咼 降低系数。arcos(acos )/a arcos(131 cos20)/130 18.75zz-i z2 36 95 1311x x1 x2 (invinv )z /(tan )(in v18.75 in v20o) 131/(ta n20)0.971y (a a)/m (130 131)/20.5y x y 0.791 0.50.291从图10-21a可知，当前的变位系数和增加了重合度，但承载 能力有所下降。 分配变位系数X1、X2。由图 10-21-b 可知，x10.12 , x20

42、.85(2) 齿面接触疲劳强度校核 按前述方法计算各参数，可得Kh 1.78T11.6734 105N md1d1 72mmi12.63ZH2.681/2ZE 189.8MPaZ 0.862代入式子，得18.75z 131x0.971y0.5y 0.291捲0.12x20.852KhT! i21d*i2ZhZeZ52 1.78 1.6734 102.63 11 7232.632.68 189.8 0.862MPa650.79MPa H齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有 所下降。（3）齿根弯曲疲劳强度校核按前述做法，计算式中各参数Kf 1.685T21.6734 10 N m

43、YFa12.37YFa22.01Ysa11.32Ysa21.58Y0.674d1m2mmZ136将其代入下列式子，得2KFT2YFa1Ys,F1厂2dm Z152 1.68 1.6734 102.37 1.32 0.6741 23 362114.35MPa F12KFTYFa2Ysa2YF232dm Z152 1.68 1.6734 102.01 1.58 0.6741 23 362116.08MPa f2齿根弯曲疲劳强度满足要求。7.传动轴的设计和轴承的选用（一）低速轴的设计图7-1低速轴的结构方案图7-2二级直齿轮减速器【1】初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设

44、计表15-3，取A 120，于是得dmin喘120耳誌42.49输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1 2。为了使所选的轴直径d1 2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴 器型号。联轴器的计算转矩匚玄KaT3，查机械设计表14-1，考虑 输送机转矩变化小，故取KA 1.3，贝U：Tea KaT3 1.3 422.68 1000 549484 N mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 di 2 45mmLX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000N mm半联轴器的孔径d1 45mm，故取d1 245mm，半联轴器的长度L 112mm,半联轴器与轴配合的

45、毂孔长度 L1 84mm。【2】轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案经过多次分析比较，选用图7-1所示的装配方案d2 3 52mm（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2 3 52mm ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D 55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压h 2 82mm在轴的端面上，故1-2段的长度应比J略短一些，现取l1 2 82mm。d3 4 55mmdy 8 55mml7 8 18mmd6 767mmd4 5 60mm2）初步

46、选择滚动轴承。因轴承仅受径向力，故选用深沟球轴 承。参照工作要求并根据d2 352mm，初步选取深沟球轴承6011，其尺寸为 d D T 55mm 90mm 18mm，故d3 4 dy 8 55mm ;而ly 8 18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得6311型轴承的定位轴肩高度h 3.5mm，因此，取 de 7 67mm。3）取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4 560mm ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为72mm为4 5了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故 取l4 5 68mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度d5 6 72mmh

47、（23）R，由轴径d 60mm查机械设计表15-2，得l5 6 12mmR 2mm,故取h 6mm,则轴环处的直径d5 6 72mm。轴环宽度 b 1.4h，取 l5 6 12mm。4) 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要 求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 1 30mm (参 见图 7-2)，故取 l2 3 50mm。5) 取齿轮距箱体内壁之距离16mm，低速级大齿轮与咼速 级大齿轮之间的距离c 20mm。考虑箱体的铸造误差，在确定 滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s 8mm，已知 滚动轴承宽度B 2

48、9mm,高速级大齿轮轮毂L 54mm，则l3 4 T s(72 68) (18 8 16 4)mm 46mml6 7 L cs l5 6 (54 20 16 8 12)mm 86mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 按d4 5由机 械设计表6-1差得平键截面b h 18mm 11mm，键槽用键 槽铣刀加工，长为56mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 HZ ;同样，半联轴n6器与轴的连接，选用平键为14mm 9mm 70mm，半联轴器与 轴的配合为旦丄。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保k6证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为C1.6,各轴肩处的圆 角半径如图7-3所示。12 3 50mm13 4 46mml6 7 86mm图7-3低速轴的结构尺寸:7计算及说明计算结果【3】求轴上的载荷（1）求作用在齿轮的力Ft2T32 422680