二级斜齿轮减速器课程设计说明书

1、精选优质文档-倾情为你奉上编号： 13 机械设计课程设计说 明书十二题 目： 二级斜齿轮减速器 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械电子工程 学生姓名： 韦广勇 学 号： 指导教师单位:桂林电子技大学机电工程学院 姓 名： 唐良宝 职 称： 教授 2014年7月10日目录1机械设计课程设计简介（引言）机械设计课程设计是培养学生设计和创新能力，构思和表达能力、知识综合运用的重要过程。在设计中我们可以运用已有的知识进行设计。设计内容主要包括：（1） 、机械装置的总体方案设计：传动方案的分析和选择、动力源的选择、运动和动力参数的计算确定；（2） 、传动零件的设计计算；（3） 绘制机械装置的主要

2、零件装配图，标注装配尺寸和配合代号以及其他的技术要求、零部件的结构设计和强度校核；（4） 绘制零件的二维零件图，包括零件的结构尺寸、尺寸公差、形位公差、表面粗糙度和技术要求；（5） 编写设计计算说明书；（6） 绘制三维装配图。机械设计课程设计的设计多样化，要求每个学生要有自己独特的设计内容，要有创新设计的概念。在设计过程中，要注重运用所学的知识完成设计任务，遇到不懂得要虚心向其他同学学习。2课程设计的任务（1） 设计内容：慢动卷扬机传动机构（二级斜齿轮减速器）（2） 工作条件：1）卷筒效率=0.96（包括轴承与卷筒的效率损失）2）钢绳允许速度误差±5%3）工作情况：两班制，间歇工作，

3、载荷变动较小；4）使用折旧期：15年5）工作环境：室内、灰尘较大、环境最高工作温度35；6）动力源：电力、三相交流、电压380v/220v；7）检修间隔期：四年一次大修、两年一次中修、一年一次小修；8）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。（3）原始数据：学号姓名韦广勇运输带工作压力F（KN）3.95运输带工作速度v（m/s）1.13滚筒直径D（mm）440（4） 设计工作量1）减速器装配图1张（计算机绘图、图幅A0、用A2打印）2）零件（大齿轮、工作轴）工件图（计算机绘图，用A3打印）3）打印设计说明书1份，约1000字，有减速器装配三维模型和零件的三维模型的截图4）减速器装配三维

4、模型、零件三维模型、零件工作图和设计说明书电子版3总体方案的分析减速器部分两级斜齿轮减速，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。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。3.1电机的选择电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。3.1.1计算工作机所需输入功率由原始数据计算得3.2.2所需电机输出功率式中，为传动装置的总效率式子中分别为传动装置中

5、每对运动副或传动副的效率。斜齿轮效率0.97 一对滚动轴承效率联轴器传动效率0.97总效率=0.825kw选电机的额定功率为7.5kw工作机转速：选择工作机的转速为n=50r/min二级斜齿轮减速器的传动比一般为i=840，即：有查表得：选择Y132M-4三相异步电动机电动机技术参数如下：电机型号Y132M-4额定功率P（kw）7.5满载转速V（r/min）1400同步转速V（r/min）1500极数4极额定电压U（v）3804计算总传动比和分配各级传动比4.1确定总传动比电动机满载速率，工作机所需转速总传动比为各级传动比的连乘积，即4.2分配各级传动比总传动比 ： 电机传输的第一对斜齿轮的传

6、动比，第二对斜齿轮的传动比 工作机的斜齿轮的传动比5传动装置运动及动力参数计算5.1各轴的转速计算传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为1、2、3、4轴5.2各轴的输入功率电机的额定功率Pd=7.5kw5.3各轴的输入转矩传动装置参数见表：轴号输入功率（kw）输入转矩（kN.m）传动比i传输效率转速n（r/min）电机轴7.551.16110.97140017.27549.62614/30.950630026.917220.19140.95067536.574837.0891.50.91265046.2491193.5596齿轮传动的设计及其参数计算6.1高速级斜齿轮传动6.1.1齿轮传动参

7、数输入功率为P=7.275kw，小齿轮转速n=1400r/min，传动比i=14/36.1.2选择齿轮材料和精度等级1）材料选择由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质，表面淬火)，硬度为280HBS, 大齿轮材料均为 45 钢（表面淬火），齿面硬度为 240HBS，材料硬度差为 40HBS2）精度等级取7级。3）试选小齿轮齿数z1=24 , 4）初选螺旋角=14o5）压力角=20o6.1.3设计准则该减速器为闭式齿轮传动，齿面点蚀是主要的实效形式。所以在设计中应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。6.1.4按齿面接触

8、疲劳强度设计确定小齿轮分度圆直径，即：d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2（1）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=arctan(tann/cos)=tan-1(tan20°/cos14°)=20.562°at1=arccosZ1cost/(Z1+2han*cos) =arccos18×cos20.562°/(18+2×1

9、×cos14°) =29.974°at2=cosZ2cost/(Z2+2han*cos) =arccos112×cos20.562°112+2×1×cos14°=23.074°=Z1tanat1-tanat+Z2(tanat2-tant)/2 =24×tan29.974°-tan20.562°+112×(tan23.074°-tan20.562°)/2 =1.678=dZ1tan=1×24×tan14°=1.905Z

10、=4-31-+=4-1.6783×1-1.905+2.9051.678=0.673由式(10-23)可得螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.985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lim1=600Mpa,lim2=550Mpa由式(10-15)计算应力循环次数N1=60njLh=60×1400×1×2×8×365×15=7.358×109N2=N1/u=7.358×109/(112/24)=1.578×109由图10-27查取接触疲劳

11、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=523Mpa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H1=H2=523Mpa1）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2=32×1.3×4.9626×1041(112/24)+1(112/24)(2.433×189.8×0.673×0.)2 =38.6

12、50mm（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=×38.650××1000m/s=2.825m/s齿宽bb=dd1t=1×38.650mm=38.650mm2）计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=2.825m/s，7级精度。由图10-8查得动载系数Kv=1.20齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2×4.9626×10438.650N=2.568×103NKAFt1b=1×2.568×10338.650N/mm=66.4

13、41N/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=1.417则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.20×1.4×1.417=2.3803）、由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=38.650×32.3801.3mm=41.683mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/Z1=41.683×cos14°/24mm=1.685mm6.1.5按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 由式(10-20)试算齿轮模数，即

14、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=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.140°v=/cos2b=1.678/cos213.140°=1.770Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.770=0.674由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数YY=1-120°=1-1.905×14°120°=0.778计算YFaYSaF由当量

15、齿数ZV1=Z1/cos3=24/cos314°=26.27ZV2=Z2/cos3=112/cos314°=123.08查图10-17得齿形系数YFa1=2.60，YFa2=2.10。由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.60，YSa2=1.80。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=0.85, KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-14)得：F1=KFN1Flim1S=0.85×5001.4Mpa=303.571MpaF2

16、=KFN2Flim2S=0.90×3801.4Mpa=244.292MpaYFa1YSa1F1=2.60×1.60303.571=0.01387YFa2YSa2F2=2.10×1.80244.29=0.01685因为大齿轮的YFaYSaF大于小齿轮，所以取YFaYSaF=YFa2YSa2F2=0.016852) 计算模数mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYSaF=32×1.3×4.9626×104×0.678×0.778×cos214°1×242×0.1685=1

17、.162mm(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=1.162×24/cos14°mm=28.742mmv=d1n160×1000=×28.742××1000m/s=2.107m/s齿宽bb=dd1=1×28.742mm=28.742mm齿高h和宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.162mm=2.615b/h=28.742/2.615=10.9912）、计算实际载荷系数KF根据v=2.071m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数

18、Kv=1.15由Ft1=2T1/d1=2×4.9626×104/28.742N=3.620×102NKAFt1b=1×3.620×10328.742=125.948N/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=1.417，结合b/h=10.991查图10-13，得 KF=1.30则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.15×1.2×1.30=1.7943）、由式(10-13)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.162×3

19、1.7941.3mm=1.210mm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=41.683mm来计算小齿轮的齿数，即Z1=d1cos/mn=41.683×cos14°/1.5=26.963取Z1=27，则Z2=i1Z1=27x14/3=126，故取Z2=126（3）、几何尺寸计算1）、计算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(27+126)×1.52×cos14°mm=118.262考虑模数从1.2

20、10mm增大到1.5mm，为此将中心距圆整为118mm2）、按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(27+126)×1.52×185=13.479°3）、计算小、大齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=27×1.5cos11.969°mm=41.650mmd2=Z2mncos=126×1.5cos11.969°mm=194.364mm4）、计算小齿轮宽度b=dd1=1×41.650mm=41.650mm为了考虑两齿轮的安装误差，故小齿轮的宽度应大于大齿轮宽度的38mm，所以选择

21、b1=42mm， b2=45mm。（4）、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。1） 、齿面接触疲劳强度校核由式校核齿面接触疲劳强度H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZH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=×41.650××1000m/s=3.053m/s根据v=3.053m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.15齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=2×4.9626×10441.650N=2.3

22、8×103NKAFt1b1=1×2.83×10342N/mm=56.738N/mm<100N/mm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，KH=1.426则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.15×1.2×1.426=1.9682）、由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos13.479°)=20.520°at1=arccosZ1cost/(Z1+2han*c

23、os) =arccos27×cos20.520°/(27+2×1×cos13.479°) =30.263° at2=arccosZ2cost/(Z2+2han*cos) =arccos126×cos20.520°/(126+2×1×cos113.479°) =22.735° =Z1tanat1-tanat+Z2(tanat2-tant)/2=27×tan30.263°-tan20.520°+126×（tan22.735°-ta

24、n20.520°）/2 =1.797=dZ1tan/=1×27×tan13.479°/=2.060故Z=4-31-+=4-1.7973×1-2.060+2.0601.797=0.3683）、由图10-20查取区域系数ZH=2.42。4）、由式(10-23)可得螺旋角系数ZZ=cos=cos13.479°=0.986将以上相关数据代入式(10-22)得到 H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ =2×1.968×4.9626×1041×423×12627+×2.42

25、5;189.8×0.368×0.986Mpa =294.21Mpa<H满足齿面接触疲劳强度条件（5）、齿根弯曲疲劳强度校核，由公式F=2KFT1YFaYSaYcos2dmn3Z12F校核齿根弯曲疲劳强度1） 、计算载荷系数根据v=3.053m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.20由Ft1=2T1/d1=2×4.9626×104/41.650N=2.363×103NKAFt1b=1×2.363×10342=56.26N/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

26、法查得KH=1.426，齿宽bb=dd1=1×41.650mm=41.650mm齿高h和宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.5mm=3.375b/h=41.650/3.375=12.34结合b/h=13.18查图10-13，得KF=1.35则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.20×1.4×1.35=2.2682）、计算当量齿数ZV1=Z1/cos3=27/cos313.479°=28.550ZV2=Z2/cos3=126/cos313.479°=133.234查图10-17得齿形

27、系数YFa1=2.58，YFa2=2.16。由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.62，YSa2=1.81。3）、由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan13.479°cos30.263°=10.544°v=/cos2b=1.797/cos213.479°=1.900Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.900=0.6454）、由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数YY=1-120°=1-2.060×13.479°120°

28、;=0.769将以上数据代入式(10-17)得F1=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12 =2×2.268×4.9626×104×2.58×1.62×0.769×0.645cos213.479°1×1.53×272Mpa =182.62Mpa<F1F2=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12 =2×2.268×4.9626×104×2.16×1.81×0.769×0.645×cos

29、211.969°1×1.53×272Mpa =175.86Mpa<F2满足齿根弯曲疲劳强度设计（6）、由此可得主要设计结论齿数Z1=27，Z2=126模数m1.5螺旋角13.479o中心距a（mm）118齿宽b（mm）b1=42，b2=45压力角20o分度圆直径d1=41.650d2=194.364小齿轮用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按照7级精度设计。6.2低速级齿轮传动材料及强度计算6.2.1、低速齿轮传动参数：输入功率为6.9617kw，输入转矩为220.191KN.m，小齿轮的转速为300r/min，传动比为i2=4.6.2.2齿轮

30、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。6.2.3、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Z3=30，大齿轮齿数为Z4=Z3i2=30×4=120， 取Z4=1204) 初选螺旋角=14°，压力角=20° 。6.2.4、设计准则该减速器为闭式齿轮传动，齿面点蚀是主要的实效形式。所以在设计中应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

31、定齿轮的主要参数和尺寸，然后再进行校核。6.2.5、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=189.8Mpa。由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°)=20.562°at3=arccosZ3cost/(Z3+2han*cos) =arccos30

32、×cos20.562°/(30+2×1×cos14°) =28.430°at4=arccosZ4cost/(Z4+2han*cos) =arccos120×cos20.562°/(120+2×1×cos14°) =22.870° =Z3tanat3-tanat+Z4(tanat4-tant)/2=30×tan28.430°-tan20.562°+120×(tan22.870°-tan20.562°)/2 =1.655

33、=dZ3tan/=1×30×tan14°/=2.380Z=4-31-+=4-1.6553×1-2.380+2.3801.655=0.460由式(10-23)可得螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.985可得小齿轮转矩T3=220.191Nm=220.191×103Nmm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=60×300×1×2×8×365&

34、#215;15=1.577×109N4=N3/u=1.577×109/4=3.942×108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90，KHN4=0.96取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得H3=KHN3Hlim3S=0.90×6001Mpa=540MpaH4=KHN4Hlim4S=0.96×5501Mpa=525Mpa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=528Mpa1) 试算小齿轮分度圆直径d3t32KHtT3du+1u(ZHZEZZH)2=32×1.3×220.1

35、91×10314+14(2.433×189.8×0.460×0.)2 =58.012mm（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=d3tn360×1000=×58.013×30060×1000m/s=0.29m/s齿宽bb=dd3t=1×58.013m=58.013mm2) 计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=0.29m/s，7级精度。由图10-8查得动载系数Kv=1.10齿轮的圆周力Ft1=2T3d3t=2×220.191×103

36、58.013N=7.591×103NKAFt3b=1×7.591×10358.013N/mm=131.058N/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=1.426则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.10×1.2×1.426=1.8822) 由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d3=d3t3KHKHt=58.013×31.8821.3mm=65.630mm及相应的齿轮模数mn=d3cos/Z3=65.630

37、5;cos14°/30mm=2.123mm（3） 按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-20)试算齿轮模数，即mnt32KFtT3YYcos2dZ32YFaYSaF1） 、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=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.140°v=/cos2b=1.655/cos213.140°=1.745Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.745=0.680由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数YY=1

38、-120°=1-2.380×14°120°=0.750计算YFaYSaF由当量齿数ZV3=Z3/cos3=30/cos314°=32.154ZV4=Z4/cos3=120/cos314°=128.617查图10-17得齿形系数YFa1=2.54，YFa2=2.13。由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.63，YSa2=1.81。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=0.90, KFN4=0.88取弯曲疲劳安全系数S=

39、1.2，由式(10-14)得：F3=KFN3Flim3S=0.90×5001.2Mpa=375MpaF4=KFN4Flim4S=0.88×3801.2Mpa=278.223MpaYFa3YSa3F3=2.54×1.63375=0.0110YFa4YSa4F4=2.13×1.81278.223=0.0138因为大齿轮的YFaYSaF大于小齿轮，所以取YFaYSaF=YFa4YSa4F4=0.0138（4） 计算模数mnt32KFtT3YYcos2dZ32YFaYSaF=32×1.3×220.191×103×0.680

40、×0.750×cos214°1×302×0.01380=1.822mm（5） 调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的准备圆周速度vd3=mntZ3/cos=1.822×30/cos14°mm=56.333mmv=d3n60×1000=×56.333×30060×1000m/s=0.885m/s齿宽bb=dd3=1×56.333mm=56.333mm齿高h和宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.822mm=4.100b/h=56.33

41、3/4.100=13.7402） 计算实际载荷系数KF根据v=0.29m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02由Ft3=2T3/d3=2×220.191×103/56.333N=7.817×103NKAFt1b=1×7.817×10356.333=138.773N/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=1.426，结合b/h=13.740查图10-13，得KF=1.40则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.02×1.2×1.40=1.

42、7143） 由式(10-13)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.822×31.7141.3mm=1.998mm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=65.430mm来计算小齿轮的齿数，即Z3=d3cos/mn=65.430×cos14°/2=31.743取Z3=31，则Z4=i2Z3=4×31=124（6）几何尺寸计算1） 计算中心距a=(Z3+Z4)mn2cos=(31+124)&

43、#215;22×cos14°mm=159.745将中心距圆整为159mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z3+Z4)mn2a=arccos(31+124)×22×159=11.523°3） 计算小、大齿轮的分度圆直径d3=Z3mncos=31×2cos11.523°mm=63.275mmd4=Z4mncos=124×2cos11.523°mm=253.101mm4） 计算小齿轮宽度b=dd3=1×63.275mm=63.275mm为了考虑两齿轮的安装误差，故小齿轮的宽度应大于大齿

44、轮宽度的38mm，所以选择b3=64mm， b4=60mm。（7）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。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=2KHT3dd33u+1uZHZEZZ2） 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=×63.275×30060×1000m/s=0.994m/s根据v=0.994m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02齿轮的圆周力Ft3=2T3d3=2×2

45、20.191×10365.275N=6.747×103NKAFt3b=1×6.747×10364N/mm=105.415N/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=1.426则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.426=1.7453） 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos11.523°)=20.278°

46、;at3=arccosZ3cost/(Z3+2han*cos) =arccos31×cos20.278°/(31+2×1×cos11.523°) =28.297° at4=arccosZ4cost/(Z4+2han*cos) =arccos124×cos20.278°/(124+2×1×cos11.523°) =22.572° =3tanat3-tanat+Z4(tanat4-tant)/2=31×tan28.297°-tan20.278°+12

47、4×(tan22.572°-tan20.278°)/2 =1.523=dZ3tan/=1×31×tan11.523°/=2.012Z=4-31-+=4-1.5233×1-2.012+2.0121.523=0.5214） 由图10-20查取区域系数ZH=2.45。5） 由式(10-23)可得螺旋角系数ZZ=cos=cos11.523°=0.990将相关数据代入式(10-22)得到 H=2KHT3dd33u+1uZHZEZZ =2×1.745×220.191×1031×63.27

48、53×12431+×2.45×189.8×0.523×0.990Mpa =489.247Mpa<H满足齿面接触疲劳强度条件（8）齿根弯曲疲劳强度校核由式(10-17)F=2KFT3YFaYSaYcos2dmn3Z32F校核齿根弯曲疲劳强度1) 计算载荷系数根据v=0.994m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02由Ft3=2T3/d3=2×220.191×103/63.275N=6.960×103NKAFt3b=1×6.960×10364=108.747N/mm100N/m

49、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=1.426，齿宽bb=dd3=1×63.527mm=65.90mm齿高h和宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×2mm=4.5b/h=63.527/4.5=14.117结合b/h=14.117查图10-13，得KF=1.52则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.02×1.2×1.52=1.8602) 由当量齿数ZV3=Z3/cos3=31/cos311.523°=32.979ZV4=Z4/cos3=124/cos311.52

50、3°=131.915查图10-17得齿形系数YFa3=2.52，YFa4=2.16。由图10-18查得应力修正系数YSa3=1.61，YSa4=1.82。3) 由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan11.523°cos20.278°=12.518°v=/cos2b=1.523/cos212.518°=1.562Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.526=0.7304) 由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数YY=1-120°=1-2.012&

51、#215;11.523°120°=0.807将以上数据代入式(10-17)得F3=2KFT3YFa3YSa3YYcos2dmn3Z32 =2×1.785×220.191×103×2.52×1.61×0.730×0.807×cos211.523°1×23×312Mpa =234.634Mpa<F1F4=2KFT3YFa4YSa4YYcos2dmn3Z32 =2×1.785×220.191×103×2.16×1.8

52、1×0.730×0.807×cos211.523°1×23×312Mpa =249.693Mpa<F2满足齿根弯曲疲劳强度设计（9）由此可得齿轮的主要设计结论齿数Z1=31，Z2=124模数m2螺旋角11.523o中心距a（mm）159.745齿宽b（mm）b1=64，b2=60压力角20o分度圆直径d(mm)d1=63.275d2=253.101小齿轮用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按照7级精度设计。6.3齿轮传动的润滑改斜齿轮减速器为闭式齿轮传动,却圆周运动速度v<12m/s,所以采用将大齿轮的轮齿侵

53、入油池中进行侵油润滑,侵入油中的深度不宜超过过深,但也不应小于10mm。6.4高速级齿轮传动的几何尺寸齿轮的几何尺寸计算齿顶高：ha=mnhan*+xn=1.5×1+0mm=1.5mm齿根高：hf=mnhan*+cn*-xn=1.5×1+0.25mm=1.875mm齿顶圆直径：da1=d1+2ha=41.650+2×1.5mm=444.650mmda2=d2+2ha=194.364+2×1.5mm=197.364mm齿根圆直径：df1=d1-2hf=41.650-2×1.875mm=37.900mmdf2=d2-2hf=194.364-2

54、15;1.875mm=190.614mm齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。取轴孔直径:D4=53mm D0da2-1014mn=194.364-(1014)×1.5mm=179.364173.364mm取D0=175mm D31.64D4=1.64×53mm=86.92mm D1(D0+D3)/2=(175+86.92)/2mm=130.96mm D20.250.35D0-D3=0.250.35×175-86.92mm =22.0230.82mm取 D2=28mm6.5低速级齿轮传动的几何尺寸根据高速齿轮的计算方式，同理可得低速齿

55、轮的几何尺寸：齿顶高：ha=2mm齿根高：hf=2.5mm齿顶圆直径：da3=67.275mm，da4=257.101mm齿根圆直径：df3=58.275mm，df4=248.101mm取轴孔直径:D4=60mm D0da4-1014mn=253.101-(1014)×2mm=225.101233.101mm取D0=230mm D31.64D4=1.64×60mm=98.4mm D1(D0+D3)/2=(230+98.4)/2mm=164.2mm D20.250.35D0-D3=0.250.35×230-98.4mm =32.9046.06mm取 D2=40mm齿

56、轮的结构设计：小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。7轴的设计计算及校核7.1轴材料的选择轴的材料主要是碳钢和合金钢，碳钢比合金钢廉价，对集中应力的敏感性较低，同时可以通过热处理或化学处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度，但具有较差的力学性。综合考虑，选用45钢作为轴的材料，通过调质进行热处理。7.2轴的结构设计7.2.1轴的最小直径根据表15-3选取A0=110即各轴的最小直径为：输入轴的最小直径dmin=A03P1n1=110×37.mm=19.053mm中间轴的最小直径dmin=A03P2n2=110×36.mm=31.183mm输出轴的最小直径dmin=A03P3n3=110×36.57475mm=48.661mm7.3输入轴、中间轴、输出轴的弯扭合成强度计算7.3.1输入轴弯扭合成强度计算（1） 输入轴上的功率P1=7.275kw，扭矩T1=49.626N.m，转速n1=1400r/min。（2）作用在齿轮1的各个作用力大小已知高速级小齿轮的分度圆直径d1=441.650mm，所以圆周力： Ft1=