链式运输机减速器设计要点

1、湖南人文科技学院课程设计报告课程名称:校企教育合作课程（二）机械拆装与设计实训设计题目：链式运输机减速器设计系 别：能源与机电工程系专 业： 机械设计制造及其自动化班 级：机械三班学生姓名：学 号：起止日期：指导教师：教研室主任：指导教师评语：指导教师签名：年月日成绩 评 疋项目权重成绩1、设计过程中出勤、学习态度等方面0.22、课程设计质量与答辩0.53、设计报告书写及图纸规范程度0.3总成绩教研室审核意见：教研室主任签字：年月日教学系审核意见：主任签字：年月日减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置，在少数场合下也用作增速的传动装

2、置，这时就称为增速器，减速器由于结构紧凑，效率较高，传递运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。本设计通过带传动与锥齿轮二级减速器传动方式把电动机的高转速低力矩的输入功率通过高效率的传动，转化成低转速、高力矩的输出功率。合理的设计了各个部件的受力情况、力矩变化，使用年限 要求。通过不同材料的对比与不同传动方式的对比，完成了设计要求的任务。设计过程通过查表，参考教科书，查询网络资源等渠道完成了各个设计过程，突破了很多设计难点。该设计参考历年设计题库， 相应的借鉴了一些数据与计算。关键词：减速器、带传动、锥齿轮。目录第 1 章 设计任务书 11.1 设计题目：链式运输机减

3、速器 . 11.2 传动方案简图 . 11.3 原始数据 . 1第 2 章 前言 2第 3 章 电动机的选择 33.1 电动机类型和结构型式 . 33.2 电动机的功率和转速的选择 . 33.2.1 链式运输机的输出功率 . 33.2.2 电动机的输出公路功率 Pd 33.2.3 总传动比计算和分配各级传动比 . 4第 4 章 传动装置运动和动力参数计算 64.1 各轴转速的计算 . 64.2 各轴功率的计算 . 64.3 各轴扭矩的计算 . 6第 5 章 传动零件的设计计算 75.1 高速级齿轮传动的设计计算 . 75.1.1 选定小齿轮类型、精度等级、材料及齿数 75.1.2 按齿面接触疲

4、劳强度设计. 75.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计. 95.1.4 几何尺寸的计算 . 115.2 低速级齿轮传动的设计计算 . 125.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 125.2.2 按齿面接触疲劳强度设计. 125.2.3 按齿面接触疲劳强度设计. 145.2.4 尺寸设计 . 175.2.5 圆整中心距后的强度校核. 17第 6 章 轴的设计计算 206.1 输入轴的设计 . 206.1.1 选材定最小直径 . 206.1.2 轴的结构设计 . 206.1.3 工作能力计算 . 226.2 中间轴的设计 . 236.2.1 选材定最小直径 . 246.2.2 轴的结构设计 .

5、 246.2.3 工作能力计算 256.3 输出轴的设计 . 276.3.1 选材定最小直径 . 276.3.2 轴的结构设计 . 276.3.3 工作能力计算 . 28第 7 章 滚动轴承的计算及校核 317.1 输入轴滚动轴承的计算 . 317.1.1 轴承选择 317.1.2 轴承寿命的计算 317.2 中间轴滚动轴承的计算 . 32第 8 章 键联接的选择及校核计算 338.1 输入轴键的选择 . 338.2 中间轴键的选择 . 338.3 输出轴键的选择 . 33第 9 章 联轴器的选择 359.1 联轴器的计算 . 35第 10 章 润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择 . 361

6、0.1 润滑方式 . 3610.2 润滑油牌号 . 3610.3 密封装置 . 36第 11 章 减速器附件的选择 3711.1 检查孔及检查孔盖. 3711.2 通气塞 . 3711.3 轴承盖 . 3711.4 螺塞及油封垫 . 3711.5 油面指示装置 . 3711.6 启箱螺钉 . 3711.7 起吊装置 . 3711.8 减速器铸造箱体部分结构尺寸 . 38第 12 章 设计总结 40参考文献 41主要结果计算与说明第1章设计任务书1.1. 设计题目：链式运输机减速器设计一用于链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。工作平稳，经常满载，两班制工作，引链容许速度误差为5%。减速器小批生产，

7、使用期限5年。传动方案简图1#5 .链式运输机1.3.原始数据原始数据题号3-3曳引链拉力F ( N)10000曳引链速度v( m/s)0.34曳引链链轮齿数Z8曳引链节距P( mr)80第2章前言输送机（Conveyor），按运作方式可分为： 皮带式输送机、螺旋输送机、斗式提升机、滚筒输送机、计量输送机、板链输送机、网带输送机和链条输送机。方向易变，可灵活改变输送方向，最大时可达到180度；输送机，每单元由 8只辊筒组成，每一个单元都可独立使用，也可多个单 元联接使用，安装方便；输送机伸缩自如，一个单元最长与最短状态之比可达到3倍；皮带输送机是最重要的散状物料输送与装卸设备，可广泛用于矿山，

8、冶金,建材，化工，电力，食品加工等工业领域，在煤矿，金属矿，钢铁企业， 港口，水泥厂等地都可以看到皮机的大量应用，运输机械不仅能够完成散 状物料的输送，还可以来输送成件物料，但依据使用地点，工作环境，输 送物料种类的不同，在其设计和应用中也会有较大的差别；现代化的输送机系统对防尘具有更高的要求，为此，在各转接处设有洒水集尘的装置，在胶带输送机沿线会设有防风罩或挡风板，系统是由单 机组成的，对在整机系统中工作的操作和修理者来说，既要立足于自己分 管的单机，又要了解系统间的相互联系，单机又是由许多部件组成的，只 有做好各个部件的日常维护保养，使其处于良好的工作状态，才能确保设 备的安全运行；根据带

9、式输送机的使用场所，工作环境，技术性能及输送物料种类等多方面的不同，以满足多种作业工况的形式，除较多采用的通用皮带输送 机外，还有多种新型结构的特种胶带输送机，其中具有代表性的主要有： 大倾角带式机，深槽带式机以及压带式机，管状带式，气垫带式，平面转 弯带式，线摩擦式，波状挡边输送带式运输机械等，进行细化又可存在多 种分类方式。3第3章电动机的选择3.1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3.2电动机的功率和转速的选择3. 2.1链式运输机的输出功率p3FV10汉103沢0.34 小,p=3.4 kw1000 10003.2.2电动机

10、的输出公路功率Pdpw式中，n为从电动机至工作机主动轴之间的总效率，即n戸123n其中，机械传动效率概略值查机械设计课程设计表 2-4弹性联轴器：0.990.995 取1 =0.99圆锥齿轮（闭式）：0.940.97 （ 78级精度），选8级精度， 0.94 圆柱齿轮（闭式）：0.960.98 （78级精度），选8级精度，3 =0.97 滚子键传动（闭式）：0.940.97 取4=0.95滚动轴承（4 对）：0.940.97取 口5=0.98因此=< 23450.80n1n2n4n5-3.4kwPd 二 Pw = 4.25kw由机械设计课程设计指导书查表20.1得额定：Ped =5.5k

11、w查宿机械设计九章四节公式9-1计算键轮转速:Z2 “2 P60 层 1000Fd= 0.99= 0.94-0.97= 0.95= 0.98=4.25kw二 5.5kw5in? = 31.87560 1°°° -31.875m/sZip由机械设计课程设计查2.2查查2.1圆锥-圆柱齿轮减速器传动比：840链传动传动比：25取传动比为2.2电动机转速：560r/min n < 2805r / min6#查机械设计表 20.3，所以选择型号为丫132 M 2 - M 6型号额定功率电动机转速（r/mi n ）电机尺寸最大转矩Y|32M 2 - M 65.5100

12、0（空载）960 （满载）515*280*31.52.2参数:3.2.3总传动比计算和分配各级传动比总传动比计算：nr 960i总=总 nw 31.875= 30.1181）锥齿轮的传动比和齿数的确定因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速级圆锥齿轮传动比i乞3取 i1 =3由于选择闭式传动，小齿轮齿数在20-40之间，为了保证不使同一对轮齿固定啮合，小齿轮齿数选择奇数，选小圆锥齿轮乙=23,大圆锥齿轮 Z2 二乙= 23 3 二 69齿数比4=32） 圆柱直齿轮的传动比和齿数的确定圆柱齿轮减速器的传动比i 总=30.118总、h = 3乙=23Z2 =69比=37取i2

13、13.693= 4.56选小圆柱齿轮数为 Z3 =21选大圆柱齿轮数为Z4 =Z3 i2 =95.76，取Z4 =96齿数比氏二4.573) 圆柱直齿轮的传动比和齿数的确定根据机械设计(第九版)，为了减少动载荷，z >25取 z5 =25为了不发生脱链，z6不宜过大，又因为链接数通常为偶数，因此z6最好是奇数，由链轮齿数优先序列选择z6=55iiZ655-2.2Z5254)校核实际传动比实际传动比i = i1 u2 il = 31.162校核运输链轮转速误差实际转速960 nw'31.82830.162转速误差31.878 31.828%31.878= 1.57% 乞 5%故符合

14、要求。i2 =4.56Z3 =21Z4 -96氏二 4.57zs = 25Z6 =55h =2.2i 二 31.162nw'= 31.828n. , = 1.57%9第4章传动装置运动和动力参数计 算4.1各轴转速的计算“二 960r/ minn2 二 320r/minn3 = 70.18r/minn4 二 31.9r/ min轴 1: n = n电=960r/ min车由 2: n2 =巴=960 =320r / mini23轴 3: n3 二 “2 = 320 =70.18r/mini24.57n370.18车由 4: n4 =31.9r / minil2.24.2各轴功率的计算按

15、电动机额定功率 Ped计算各轴输入功率，即訪=5.445kw p2 二 4.9156kwp4.72kwp4 二 4.6265kw1 轴訪：山=Ped15 =5.445kw2轴 p2 : pp125二 4.9156kw3轴 P3：P3 二P235= 4.72kw4轴 p4 : p4 二p346二 4.6265kw4.3各轴扭矩的计算1 轴T ：T1 9550 p1=54.17N mT1 =54.17mT2 =146.70N *mT3 =707.22N *mT4 =1524.61N *mn12轴T2 :T2 =9550 卩2 =146.70N *mn23轴T3: T3 = 9550 卩3 =707

16、.22N *m4轴T4:T4 =9550 p4 =1524.61N *m10第5章传动零件的设计计算5.1高速级齿轮传动的设计计算由上面选取小齿轮由上面选取大齿轮h = Ui =3乙=23Z2 =695.1.1选定小齿轮类型，精度等级（8级），材料及齿数1.选用标准直齿锥齿轮传动，压力角为20 ° ，齿高系数ha* =1.0,齿顶系数：c*=0.2。（查机械原理）2. 精度选择由机械设计表4-1，选用8级精度，3. 材料选择，按使用条件，属中速，轻载，重要性和可靠性一般齿轮传动，可选齿面齿轮且小齿轮的硬度比大齿轮大2050具体选择如下：小圆锥齿轮：40Cr，调质处理，硬度 24528

17、6HBS大圆锥齿轮：45钢，调质处理，硬度 217255HBS因此取小圆锥齿轮硬度为 280HBS大齿轮锥齿轮的硬度为238HBS5.1.2按齿面接触疲劳强度设计<1>.由机械设计式（10-29 ）试算小齿轮分度圆直径，即d1t34KhtT1(ZhZe)2r(1 -0.5 r)( h 卩1.确定公式中的各参数值1）齿面接触疲劳强度计算载荷系数K KA Kv K. K :试选 Kht =1.32）计算小齿轮传递的转=9.55 106P/n1 =5.417 104N/m3）查机械设计p225，得 0.25 0.35，选取齿宽系数r -0.3Kht =1.3厂0.312Zh 二 2.3Z

18、E =189.8MP1/2匚 Hlim1 = 700Mpa -h lim2 = 560Mpa9N 2.0448 108N2 =6.816 10khn - 0.90KhN2 =1.0l；H 1 =630MpaLh 】2 =560Mpa力，即即trH =】2 =560Mpa2试算小齿轮分度圆直径d1t彳仙4寫r）2詳宀006 mmLh = 560Mpad1t = 64.10064）由机械设计表 10-5和图10-21查得区域系数 Zh =2.35）由表10-5查得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MP1/26）计算接触疲劳许用应力为I<h 由图10-26d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限

19、为-hiim1 =700Mpa-h iim2 =560Mpa由式（10-15 ）计算应力循环次数：9N1 =60n1jLh =60 960 1 5 355 20 = 2.0448 10N2 二 N1 /u =6.816 108由图10-23查得接触疲劳寿命系数Khn =0.90，Khn =1.0取失败概率为1%安全系数S=1，由式（10-14 ）得，rKHN aHlim1 cccn"trH 1 =630Mpas“ KHN -Hlim2bH = 560Mpas取卜H 1和AH 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳轻度许用应13#<2>调整小齿轮分度圆直径1. 计算实际载荷系数前

20、的数据准备1) 圆周速度Vdm1 = 54.48551mmVm = 2.740m/ s=d1t(1-0.5 r) = 54.48551mmd m1 mVm =m= 2.740m/ s60 10002）当量齿轮的齿宽系数d。14b = Rd1o u 1/ 2 = 25.845mm d =b/dm1 =0.47432.计算实际载荷系数 Kh1）由表10-2查得使用系数 Ka =1.02）根据Vm=2.740m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数Kv =1.103）由齿锥齿轮精度较低，查表10-3，取齿间载荷分配系数 Kh-. =1.14）由表10-4用插值法查得 8级精度，小齿轮悬臂时，得

21、齿向载荷K =1.22，由此得实际载荷系数Kh =Ka Kv K K，1.478623.由10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为d1-d1t=66.911mmb = 25.845 mmd =0.4743Ka =1.0Vm 二 2.740m/ s仏=1.10Kh： =1.1心1.22Kh =1.47862di = 66.911mmm 二 2.91mm及相应的齿轮模数5.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计<1>.由式（10-27 ）试算模数，即KhtT1R(1 -0.5 R)2Z2、u2 1/FaYsa、1)齿根弯曲疲劳强度计算用载荷系数KFt，试选 KFt =1.3KFt 二 1

22、.32)计算 YFaYSa分锥角 arctan( 1/u) =18.435 和 2 =90-18.435 =71.565可得当量齿数zv1 =乙/ cos= 24.244乙2 =z2/cos、2 =218.197=18.4352 =71.565乙广24.244乙2 =218.19716Yf：1 二 3.0Yf：2 =2.11Ys：1 =1.55Ysa2 =1.80；Fiim1 =550Mpa二 Fiim2 =420Mpa由图10-17和图10-23查得齿形系数 YFa1 =3.0, YFa2 =2.11由图10-18查得应力修正系数 Ysa1 =1.55, Xa2 =1.80由图10-24C查

23、得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为"iim1 =550Mpa,匚尸阮=420Mpa由图10-22取弯曲疲劳寿命系数Kfn =0.86, KFNt =0.90取弯曲疲17#劳安全系数s=1.4由式（10-14 ）得FN1F lim 11 =337.86Mpas'Kfn '"-'Flim 2oy = 270MpasVs： =0.0138, 丫讦巾0141匕F Ja2Kfn1 =0.86KFNtt = 0.90l；F t =337.86MpaLf l2 二 270Mpa泉1丫：1 =0.0138 匕F 丫计 “.0141l-F t#Y Y因为大齿

24、轮的Yf's：大于小齿轮，所以取lcF I斗 0.0141#3）试算模数KhtT1. '(輕峯=2.739mm；R(1 -0.5 R)2zj u21 匕f 1<1>.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。4 =耳乙=62.997mmdm1 =4(1 -0.5 r) = 53.548mm _仙 2.690m/s 60 10002) 齿宽bb = Rd1、u21 / 2 =29.882mmd 62.997mm dm1 = 53.548mmVm 二 2.690m/ sb = 29.882mm18K 1.10K=1.10Kf -： = 1.222Kf

25、=1.47862m = 2.860mmdi = 62.997mmN =22.908z2 二 68.724z2 = 69di = 63.25mmd 189.75mm6 =18.435°6 = 71.565°b = 30mmZ1 =23Z2 =69m =2.750(=20”2. 计算实际载荷系数 Kf1）根据v=2.69m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数Kv =1.102）直齿锥齿轮精度较低，由表10-3的齿间系数Kf.,=1.103）由表10-4用插值法查得 Kf-：=1.222,于是KF，1.222，则载荷系数为 Kf =Ka Kv K_ Kp. =1.4786

26、24）由式（10-13 ）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为3 k m 二叫一F = 2.860mm, KFt按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2.75mm按照接触疲劳强度算得分度圆直径d 62.997m m,算出小齿轮齿数 乙二dm =22.908取乙=23，则大齿轮齿数z2 = UZ| = 68.724，为了使两齿轮齿数互质，取z2 = 695.1.4 几何尺寸的计算1. 计算分度圆直径d z = 23 2.75 = 63.25mmd2 二 Z2m=69 2.75 = 189.75mm2. 计算分锥角r =arcta n(1/u) =18.4352 =90 -18.435

27、 =71.5653. 计算齿轮的宽度b 二 Rd1 u21 / 2 =30mm5.1.5 主要设计结论齿数：乙-23,Z69,模数m=2.75。压力角=20，变位系数X1 =0.2,X2 =0.2，分锥角 1 =18.435 , 2 =71.565，齿宽：b =b2=30mm,小齿轮用40Cr（调质）大齿轮用45钢（调质），齿bt=a=30mm轮按8级精度设计。21#5.2低速级齿轮传动的设计计算5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角为20 °2. 链式运输机减速器为一般工作机器，参考10-6，选用8级精度。3. 材料选择，由表10

28、-1，选择小齿轮材料为 40Cr （调质），大齿轮为Z3 =21Z9645钢，且为软齿面（表面硬度小于350HBS4. 选小齿轮齿数Z3=21,大齿轮Z4=Z3 u =965.2.2按齿面接触疲劳强度设计<1>由式（10-11 ）试算小齿轮分度圆直径，即d3t#KHt =1.31.确定公式中各参数值1）试选 KHt =1.3。2）计算小齿轮传递的转矩6 6T3 =9.55 10 p/n2 =1.467 10 N mm3）由表10-7选取齿宽系数 ；=1。4）由图10-20查得区域系数 Zh =2.3。5）由表10-5查得材料的弹性影响系数 Ze =189.8Mpa1/26）由式（1

29、0-9 ）计算接触疲劳强度用重合系数Z o5-:a3 =arctan”Z3cos： /（Z3 2h ） =30.9094：a4 -arctan”Z4cos： /（Z4 2h ） =22.9985-IZ3（tan：a3_tan： '） Z4（tan：a4_tan： '） 1/2二=1.7085 zr43；： =0.8747）计算接触疲劳强度许用应力kH o查书机械设计课程设计实例与禁忌表 4-15，查得接触疲劳极限6lim3 =750Mpa,二Hlim4 =600Mpa由式（10-15 ）计算应力循环次数：N3 =60 n2jLh =6.816 108N4 = N3/u =1.4

30、91 108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KhN3 =0.93,KhN4 =0.97取失效概率为1%安全系数S=1，由式（10-14 ）得Zh 二 2.3ZE =189.8Mpa1/2cca3 = 30.9094 a4 = 22.9985° 备= 1.7085Z歹= 0.874-H Iim3 = 750Mpa H Iim4 = 600MpaN3 =6.816 108N4 =1.491 108Khn 3 0.93Khn 4 0.97I<h 3 二 Khn3二Hlim3一 =697.5Mpas'Khn4、- H lim 4. H 4582Mpa2.<2>取两

31、者最小值H 4 =582Mpa试算小齿轮分度圆直径d3t-3hZeZ2Kh/ u 1 ZdU l丘h 1丿'、2=58.459mm调整小齿轮分度圆直径Lh 丨-582Mpas23#1.计算实际载荷系数前的数据准备。1）圆周速度v o-t d 3t n?v = 0.9795m/ sv 3t 20.9795m/s60 1000#2) 齿宽bb = dd3t =1 58.459 = 58.459mm2.计算实际动载荷系数 kh 。3）由表10-2查得使用系数 心=1。4）根据v=0.9795m/s、8级精度，由图10-8查的动载系数 K1.055）齿轮的圆周力。Ft3 =2T2/d3t =5

32、.019 103NkAFt3 / b = 85.855N / mm : 100N / mm查表10-3得齿间分配系数K. =1.26）由表10-4得插值法得8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Kh -.=1.4559o由此，得到实际载荷系数Kh=KaKvKh-Kh:=1.83443.由式（10-12 ）可得按实际载荷系数算的分度圆直径d3=d3t 3 =65.569 mm KHt及相应的齿轮模数m=d3 / z3 =3.122mm5.2.3按齿面接触疲劳强度设计<1>试算模数，即m 32心兀丫；YFaYsadZ21.确定公式中的各参数值。1）试选 KFt=1.3

33、 o2）由式（10-5 ）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。0 75Y=0.25=0.689b = 58.459 mmKv =1.053Ft3 =5.019 10 NkAFt3 / b = 85.855 N / mm= 1.2Kh .=1.4559Kh =1.8344d3=65.569mmm=3.122mmKFt=1.3253）计算 YFaYsa。F 1由机械设计（第九版）图10-17、图10-21查得齿形系数丫Fa3=28、YFa4=2.2 °由机械设计（第九版）图10-18查得应力修正系数 YSa3=1.56、YSa4=1.82。由机械设计（第九版）图10-24C查得小齿轮和大齿轮的

34、齿根弯曲疲劳极限分别为 cFlim3 =500MPa、匚Flim4 =400MPa。由机械设计（第九版） 图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Y =0.689YFa3=2.8YFa4=2.2Ysa3 = 1.56Ysa4 = 1.82J F lim3=500MPaKfn3=0.85， Kfn 4=0.90。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得I = KFNFlim3 =303.57 MPa3 SbF 4 = KFNFHm4 =257.14 MPa4 SYFa 3Ysa3=0.0144f iim4 =400MPaKfn 3=°85KFn 4 =0.90h.-F 13 =303.57MPalc

35、F 14 =257.14MPaYFa 4Ysa4'-f 4=0.0156因为大齿轮的YF大于小齿轮，所以取YFaYsa _ YFa 4YSa4'<F 4=0.01562.试算模数。2叫丫；.浪冷=2.098mm dZ'<F 1<2>调整齿轮模数1.计算实际载荷系数前的数据准备。YFa4Ysa4F L=0.0144=0.0156mt =2.098mm271）圆周速度v。d3 =叫 z =44.058mmv=二 d3 n260 1000二 44.058 32060 1000m/ s=0.7382m / s2） 齿宽b。b= dd3=1 44.058m

36、m=44.058mm3） 宽高比b/h。h= 2ha c mt= 2 1 0.252.098mm=4.7205mmb/h=44.058 /1.7205=9.332.计算实际载荷系数Kf。1）根据v=0.7382m/s, 8级精度，根据机械设计（第九版）图10-8 查得动载系数 Kv=1.02。32）由 Ft3=2T> /d3=6.659 10 N， KAFt3/b=151N / mm 100N /mm 由 机械设计（第九版）表10-3得，齿间载荷分配系数 K =1.0。3）由机械设计（第九版）表10-4用插值法查得 Kh =1.450，结合 b/h=9.33查机械设计（第九版）图10-1

37、3，得KF =1.35。则载荷系数为Kf=KaKvKf：Kf 1=1.3773.按实际载荷系数算得的齿轮模数为KTm=mt 3=2.1386 mm' KFt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2.1386mm并就近圆整为标d3=44.058mmv=0.7382m / sb=44.058 mmh =4.7205 mm b/h=9.33Kv=1.023Ft3 =6.659 10 N=1.0Kh： =1.45

38、0Kf 1=1.35KF =1.377m = 2.1386mm准值m=2.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=65.569mm，算29出小齿轮齿数z3 = d3/ m=26.2276。d3=65.569mm取23=26，则大齿轮齿数z4=u2z3=118.82,取乙=119, z3与Z4互为质数。z3 =26.2276这样设计出的齿轮传动， 既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯Z3=26曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。乙=1195.2.4 尺寸设计（1 ）计算分度圆直径d3 =z3m=26 汉 2.5mm=65mmd4 =z4m=11<2.5mm=297.5mmd3=65

39、mm（2）计算中心距d4=297.5mma=(d3 +d4 )/2= (65 +297.5)/2mm=181.25mm（3）计算齿轮宽度b=65mmb=dd3=V65mm=65mm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，一般将小齿轮略为加宽（510） mm即Q=b+ (5 TO )mm=65+ (5 TO )mm=70 75mm取b3=72mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b4=b=65mm。b3=72mm5.2.5圆整中心距后的强度校核b4=65mm将中心距圆整至a =180mm1.计算变位系数和1a =180mm1）计算啮合角、齿数和、 变位系数和、中心距变动系数和齿顶高

40、降低系数。a =arccos (acosa )/a 1=18.88。a'=18.88czy=z3 +z4 =26+119=145x才x3+x4 = (inva -inva )z甘(2tana 产-0.6023z=14530= -0.6023y= -0.5：y= -0.6023y= a -a /m= -0.5：y=x- y= -0.6023根据机械设计（第九版）图10-21a可知当前的变位系数和提 高了重合度，但承载能力有所降低。2）分配变位系数x3、X4。由机械设计（第九版）图10-21b可知，坐标点X3=0x4=0于,号=（72.5, -0.3 ）位于 L9 线和 L17 线之间。得

41、 x3=0，X4=0。3）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，得计算结果为：Kh =1.8344，T2=1.467 105 N mm, d =1， d3=65mm， u2=4.57，ZH =2.4，1ZE=189.8MPa2，Z =0.8。得冰叮2ZhZeZ =563.2MPa ： I-J -582MpaH 昭33氏 H E 'HrH=563.2MPa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。4）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，得计算结果为：Kf =1.7858，1£=1.467><105N mm , *d =1 ,5=4.57 ZE=1

42、89.8MPa"YFa3=2.57, Xa3=1.6 络厂2.18,纶厂 1& Z =0.7 ,m=2.5Z3 =26 得:F3F42心丁2丫尸玄3绻3丫；dm32Z32心丁2丫尸玄4心4丫;dm3Z32= 143 阵 13= 13 l -F齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗疲劳破坏的能力大于大齿轮。5）主要设计结论齿数：Z3 =26,Z2 =119,模数m =2.5压力角:=20，变位系数 X3 =0,X4 =0，中心距 a=180mm 齿宽：b3 = 72mmZ3 =26Z2 "9m = 2.5:=20b3 = 72mmb4 = 65mm65mm,小齿轮用

43、40Cr （调质），大齿轮用45钢（调质），齿轮 按8级精度设计。33A)=112dmin = 20.00mmKA =1.5匸二 KaT, =1.44 106N.mmdi. 二 40mmdmin = 40mmL，= 84mm第6章轴的设计计算6.1输入轴的设计已知 口 =960r/min,功率:P|=5.445kw,转矩:T1=54.17N/m6.1.1选材定最小直径45 钢(调质)，根据机械设计表 15-3，取4=112,于是得:其中有2个键槽，应增大10%15%( dmin =22mm),输入轴的最小直径显然是安装联轴器，为了所选轴直径与联轴器适应，设计直径di - ，故需要同时选取联轴器

44、型号联轴器的计算转矩 KaT,查表14-1 ,考虑转矩变化很小，故取 Ka =1.5，则：T；a 二 KaT, T.44 106N.mm按照几空T 1,查标准GB/T5014-2003，选用Lx4型弹性柱销联轴6器，其公称转矩为 2.5 10 N -mm，半联轴器的孔径 di - 二40mm, 故dmin二40mm,半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长 度 L，= 84mm。6.1.2轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案图3482旳 54?-06?-vn2.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度dn一皿二 45mm1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，i- n轴段右端需制出一轴肩

45、，故取n -川段直径dn一皿二45mm；右端用轴端档圈定位，按轴端直径取挡圈D=50mm半联轴器与轴配合的毂孔长度D=50mmL，=84mm，为了保证轴端只压在半联轴器的端面上，故I- n L =84mmLi. n = 82mm段的长度定比 -略短一些，现取 -n= 82mm2）初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据dn.皿=45mm,由轴dn-严45mm承产品 7310C 目录中初步选取，其尺寸为 d皿d xd XT =50汇90T0mm ,故 d 皿=dv-可=50mm ,而 dv.刑=50mml皿=lv=28mm3）取=56mm, I

46、即=100mm4）取安装锥齿轮端w -四的直径d刑=40mm,轴承的右端与锥齿d刑=40mm轮的左端采用套筒定位，已知轴承的宽度为20m m轴承左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）R，取R=2,故取h=6,则轴环的直d心二56mm径 二 56mm，取 =100mmd =100mm35#5）确定轴上圆角和倒角尺寸R=2mm参考表15-2，取轴端倒角为 C2,圆周角半径为 R=2mm6.1.3工作能力计算1）求轴上的载荷首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图36#Ft1 =1712.9NFr1 =591.45NFa1 =197.15Nh = 162 mm12 =136 mm13 = 80mmFhv

47、1 二 2720.49Fhv2 =1007.59Ma =8871.75Fnv1 二-1004.59Fnv2 = 一413.15Fnv1、197.15NMHmax - -369986.64N / mmMv1 =56187.75N/mmMV2 二-80435.84N / mmFHV广 2720.49FHV2 =1007.59Ma =8871.75FaD2197.15 902= 8871.75Ft11 =1712.9Nd m1Fr1 = Ft1 tan t?cos=591.45NFa1 = Ft1 tan ：“sin= 197.15 N h =162mm, l2 =136mm, l3 =80mmM

48、b = 0= Ft1(l2 l3) Fhv2 l2 Fhv1 二 2720.49Mc=0= Ft*3 - FHV1l2=°|Fhv2 =1007.59FaD 197.15 汇 90 Ma= a8871.752 2M B = 0= Fr1 (l 2 l3) M a Fn V2 2Fnv1 = 1004.59Mc=0= F r1l 3 M_FnV1I = 0IFnV2 = _413.15Fnv1 =Fa1 =197.15NM H max 二 Fhv22 - -369986.64 N / mm 弯矩 M: Mv1 = Fr1 l3 Ma =56187.75N/mmM V2 = (Fnv FnV1 ) l2 - -80435.84N /mm叭心閘 I)“2= Fh”272。49Mc =0= F3 -Fhv2 =0Fhv2 =1007.59Fnv, 1004.59Fnv 2 =413.15Fnv=197.15NMh=69986.64N / mmM -56187.