麦田喷土灭火车设计 自动化专业毕业设计 毕业论文

第一章概述本设计提出了一种全新麦田灭火的方法，从工作原理一直到结构设计均是由我们三人设计完成，独具创新性。相对于本次课程设计的任务量，我们的设计结构复杂，零件多，从设计校核到三维图和二维图的绘制，任务量相当大。本作品的设计背景是：每年春夏之交，天气干燥，麦田极易发生火灾。据我们所查到的资料，这种火灾每年给农民们造成极大损失，如果火灾得不到控制，还会威胁到农房、人畜的安全。并且大型消防车因为需要人驾驶，故难以接近火场，更何况水源不能得到及时补充。另外，人力灭火危险低效，更不可取。针对以上问题，我们经过多次讨论确定了自己的方案。决定设计一辆小型无人驾驶遥控灭火车，直接从田地挖土，经由传送带传输到车顶，再通过离心式喷射将火扑灭。采取就地取土灭火这种方式就解决了消防车水源得不到补充的问题。考虑到田地土壤疏松，我们采取履带式车轮，并通过齿轮啮合差速转向，且行进速度可调。具体方案设计：采用一个大功率直流电动机作为动力源，由36V直流电源供电，经减速箱减速后，通过链传动将扭矩分别传送到到刨土部分、传送带、刨土机构和行进部分。刨土部分通过两把耙完成刨土任务，前面一把耙耙齿呈针状，主要作用是松土，这样就可以大大减小刨土的扭矩；后面一把耙耙齿呈勺状，将土挖出并送到传输带。耙的切土深度是30mm，计划每分钟刨土0.01~0.02m3。考虑到灭火车不工作时耙必须抬起以免挂擦地面，耙整体与车架采用销连接，不工作时将销安到耙的下销孔就能使耙抬起。销采用蝶形螺母固定，方便拆卸。传输带部分由一个主动旋转轴和从动轴支撑，主动轴表面类似砂纸，摩擦系数大，靠静摩擦力拉动传送带。传送带将土输送到离心盘，轴转动带动刨土扇叶将土抛向火源。最后，行进部分采用履带车轮，由于其不移转向，故我们经过查找资料决定选用差速转向，这种方式虽然结构复杂，但转向平稳，输出转向力矩大，更适合田地行进。图1.1底盘整体第二章行进部分设计与校核2.1概述：图2.11底盘整体采用履带驱动桥，它由中央传动、转向机构制动机构和最终传动是个部分组成。要求：1。保证履带作业机械得到各种转向半径相适应的折线轨迹，不发生转向急动现象；2。力求有较小的专项半径，这是机动性的保证；3。是电动机负荷最小，转向时平均速度不应该比直线行驶速度有显著下降；4。不转向时，要有良好的直线型；5。操作简单；6。力求较小的外部尺寸。图2.12设计简图图2.13效果图方案说明：采用链轮来传递动力，适应了火场环境；采用两级变速实现了快进与工进的两种行进速度；采用履带地盘，适应田地里复杂地形；采用双差速机构作为履带转向机构，当收紧一边制动器时，制动并不直接发生在驱动轴上，所以不会发生停转的现象，而是按一定的比例关系降速，一般情况下慢履带速度降低30%，快速履带增速30%。2.2总体设计1）功率选择：按照初步设计，机构能实现2.6m/s的快速运动与1.25m/s的工作运动，由于差速部分在灭火车在直线行走的过程中处于相对静止的状态，所以予以忽略。分析可得灭火车工作在3m/s时，其功率取得最大值。考虑到行进阻力约合200n；工作机工作过程中传递链经过了链轮、齿轮、离合器传递，所以：进一步考虑到履带的能耗高于轮式地盘，所以：取由主减速器的末端可以得到转速为120r/min,功率为1.4kw的动力，可以满足设计要求2）当传动比为3时，转动装置的运动和动力参数计算I）各个轴的转速计算：II）合个轴输入功率计算：III）各个轴的输入转矩计算：将上述结果列于表中，轴号转速n/min功率Pkw转矩TN.m传动比I1200.9978.83Ii400.96229当传动比为0.7时，转动装置的运动和动力参数计算I）各个轴的转速计算：/minII）合个轴输入功率计算：III）各个轴的输入转矩计算：将上述结果列于表中，轴号转速n/min功率Pkw转矩TN.m传动比I1200.9978.80.7Ii84.80.96108.12.3齿轮设计设计u=3的齿轮组要求分析见上表选择齿轮的材料、热处理方式及需用应力的是、计算选择软齿面齿轮小齿轮：45钢，调质处理；大齿轮：45钢，正火处理确定需用应力确定极限应力、齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS。查表有、、计算应力循环次数N，确定寿命系数，设想，每天工作8个小时，寿命为10年=60ant=查表有=1，=1计算需用应力查表，取、初步确定齿轮的基本参数与尺寸选择齿轮类型选用直齿圆柱齿轮选择齿轮精度等级选择8级精度初选尺寸，初步计算齿轮的主要尺寸选择主要参数：因为链轮传入动力，；齿轮传动速度不高，因非对称布置，；。查表：选取，，，初步计算齿轮的分度圆直径、等主要参数和几何尺寸：代入数据有取标准模数为，中心距取整的到修正后有：，取38mm小齿轮验算齿轮弯曲强度条件。查表得到取计算弯曲应力：代入数据设计u=0.7的齿轮组由于u=1的齿轮组与u=3的齿轮组为两个固定轴上的不同的传动速度的齿轮，所以他们的中心局是相同的mm由于在u=1是齿轮的受力情况相对于u=3时好，为了简化设计，设定基本参数如下:由于其受力情况比u=3时更好所以在此只校核其弯曲强度条件：2.4轴的设计2.41轴I的设计选择轴的材料选择45钢，调质处理，其参数如下：初步选择轴径取为25mm轴的机构设计图2.41轴结构图按弯矩组合校核此处按u=3时画受力简图图2.42轴受力简图轴上的受力分析轴传递的转矩T=78800N.mm齿轮的圆周力齿轮的径向力链轮的直径同样取75mm链轮的周向力Inventor计算：剪切应力图：弯矩图：弯曲应力：理想直径：图2.43分析图轴的尺寸选择合理。二、手工计算计算最大弯矩算当量最大弯矩，求危险截面，并进行强度校核：转矩按脉动循环变化计算，取有故安全2.42轴II的设计（注：由于II轴与底盘的连接部分没有更多的时间来做，再由于制动器性能参数我没能够了解，所以此处的II只进行简单的受力分析。进一步加工，需要进一步分析底盘的参数与制动器的参数）选择轴的材料选择45钢，调质处理，其参数如下：初步选择轴径取为30mm轴的机构设计图2.44轴结构图按弯矩组合校核此处按u=3时画受力简图图2.45轴受力图轴上的受力分析轴传递的转矩Inventor计算：剪切应力图：弯矩图：弯曲应力：理想直径：图2.46分析图轴的尺寸选择合理。二、手工计算由于此轴采取简化计算，只考虑转矩，算当量最大弯矩，求危险截面，并进行强度校核：转矩按脉动循环变化计算，取有故安全2.5轴承的选择Inventor设计摘要：根据工作情况初步选用7205AC，设计为10000个小时，考虑到火场的复杂环境，所以需要附加系数2查机械设计手册得到：轴承规格滚动轴承GB/T292-200770000C型(7205C)轴承内径 d 25.000mm轴承外径 D 52.000mm轴承宽度 B 15.000mm轴承的公称接触角α 15deg额定基本动态载荷 C 16500N额定基本静态载荷 C0 10500N查表7000C的派生轴向力为：初步选用校核的参数转速N=120rpm动态径向载荷系数 X=0.60/0.60动态轴向载荷系数 Y=0.50/0.50静态径向载荷系数 X0=0.60静态轴向载荷系数 Y0=0.50轴承寿命计算计算方法 ANSI/AFBMA9-1990(ISO281-1990)要求的额定寿命 10000小时要求的可靠性 Rreq 90特殊轴承特性的寿命调整系数 a2=1.00运行状况的寿命调整系数 a3=1.00工作温度 T=100c轴承的寿命计算静态等效载荷 P0=2836N动态等效载荷 P=1702N计算结果：结果基本额定寿命 L10=126588小时所选齿轮7205c符合要求手算-计算派生轴向力S1，S2由于轴II的支撑众多已经形成超静定杆，所以假设此处的抽象压力Fr与齿轮周向力相等，来计算：计算轴承所受轴向的载荷因为采用直齿圆柱齿轮，轴向载荷为0，所以俩轴承都处于放松状态：计算当量动载荷轴承：查表查表轴承寿命计算所以轴承选择是合理的。2.6锥齿轮的设计在本履带变速机构中应用到八个锥齿轮，但由于他们是两个重合在一起的差速器，所以指校核其中嵌套在内层的锥齿轮，在履带地盘转向时，收紧一边制动器时，制动并不直接发生在驱动轴上，所以不会发生停转的现象，而是按一定的比例关系降速，一般情况下慢履带速度降低30%，快速履带增速30%。在前面功率分析中提到II轴的转矩约为所以此时受力危险的齿轮组为加速方，其转矩为：材料为45钢，正火处理计算载荷所以：齿面接触疲劳强度条件取齿轮弯曲疲劳强度条件设计齿数为18，查表计算应力循环次数N，确定寿命系数，设想，每天工作8个小时，寿命为10年=60ant=查表有=1，=1计算需用应力查表，取、由于局部几何空间的考虑，选择模数为2,齿数为27的锥齿轮，这是满足强度要求的。2.7箱体的设计由于处于行走机构中，存在颠簸与震动，采用润滑脂润滑。所以删减了油尺、油塞等结构。以下为箱体部分基本参数：箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径16箱盖与箱座连接螺栓直径10轴承盖螺钉8定位销7第三章刨土输送部分设计与校核3.1概述我们设计的小车要完成的任务就是麦田灭火，经过我们小组成员的几次讨论，最终确定用麦田里取之不尽用之不竭的土作为灭火的工具。如何将土取出并输送到执行机构就成为一个问题。经过超找资料，我们最终确定用类似农村“耙”的旋转机构将土从田地里取出，然后经由传输带输送到执行部位。耙主要有两部分组成，松土耙和刨土耙。松土耙的设计任务是将土壤拌松并取出一部分杂草和麦根，以最大限度减小刨土的扭矩；刨土耙热任务就是将土捧起，并随着轴的旋转将土送到传送带上。观察下图会发现，耙尾有三个螺栓孔，却只有两个螺栓。这是因为，耙工作时会切进地面，而当不工作时就应将耙抬起，只是只需旋开靠前的碟形螺母，然后将销插到下端即可。预设参数：刨土功率小于1kw；每分钟刨土大于0.01立方米；刨土耙轴和松土耙轴的转速为120r/min；图3.11耙整体图3.2耙设计3.21松土耙轴的设计：任务要求：耙长0.6米，其中有爪部分0.5米，爪每圈6个，交错排列26圈。爪长65mm（爪顶端到轴中心）。切土深度30mm，估算单爪切削力20N。预定轴转速120r/min。并且松土耙输出扭矩带动刨土耙。考虑到载荷较大，故选择轴的材料为45号钢，经正火处理，查机械设计手册表5-1-1得，σb=400Mpa，σs=220Mpa，σ-1=165Mpa，τ-1=95Mpa，[σ-1]b=60Mpa。初步计算轴径由T=k(载荷系数1.1)*26*20*0.065=37.2Nm；P1=T*N/9550=37.2*120/9950=0.47KW；选C=110，则dmin1=C3=19.8mm在链传动段，总功率为P=P1+P2=0.47+0.39/0.95=0.88KW(P2为刨土耙功率，下个小节会介绍，0.95为链传动的效率)此时，dmin2=C3=21.3mm考虑到轴端装联轴器需开键槽，将其轴径增加4%~5%，故取轴的直径为23mm。轴的结构设计按工作要求，轴上所支撑的零件主要有链轮及两个滚动轴承。故设计成中间为工作部分，两边安装轴承和链轮。抗弯扭合成校核=1\*GB3①画受力简图（如图L-1），其中最右端两个力为主动链轮的水平分力和竖直分力；次右端的力为刨土耙轴链轮的牵引力。39.239.270图3.21手绘受力图图3.22软件计算图=2\*GB3②轴上受力分析轴上传递的转矩：T1=55.77Nm耙齿的圆周力为Ft=26*30=780N（沿轴均匀分布）耙齿的径向力为：Fr=26*30*tan28.5。=423.5N（由受力分析取中间值估算，沿轴均匀分布）减速箱与松土耙轴链条拉引力（与水平夹角25。）F1=9550P水平分力：Fq1=F1*cos25。=1863N竖直分力：Fv1=F1*sin25。=869N松土耙轴与刨土耙轴链条拉引力（链条水平）F2=Tr=计算作用于轴上的支反力水平面内支反力RHA=327N(方向向后)RHB=-1136N(方向向后)垂直面内支反力RVA=Fr/2+869*40/580=89N（方向竖直向下）RVB=-Fr/2+869*620/580=1100N（方向竖直向下）转矩分析：牵引链转矩T1=9550Pn*拉引刨土轴转矩T2=30.8Nm考虑到弯矩复杂，不进行转矩弯矩图的合成而是进行关键截面的计算与校核，计算轴的弯矩，并画弯、转矩图，如上图示，最大弯矩发生在右端轴承处Mmax=Mh2+Mv计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算在最大弯矩处，取a=0.6，则aT=0.6*39200Nmm=23520NmmM=M2+（aT下面进行强度校核：考虑键槽的影响，查表计算可得，Wa=π所以σ考虑到轴端较细，下面对轴端截面进行校核M=aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm考虑键槽的影响，查表计算可得，Wa=所以σ满足强度校核条件，同理校核链轮处轴的强度亦满足要求，故此轴的设计符合强度要求。5.按安全系数校核：经判断，右端轴承所在截面有应力集中源且当量弯矩较大，下面以此截面进行安全系数校核。a、截面上的应力：弯曲应力幅：σ扭转应力幅：τ弯曲平均应力：σ扭转平均应力：τm=τab、材料的疲劳极限：根据σb=400Mpa，σs=220Mpa,查书表6—1得φC、截面应力集中系数：查附表6—1得（平键类型为A型,6×6）kd、表面状态系数及尺寸系数：查附表6-5、附表6-4得β=0.95ϵe、分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数SSS综上分析，松土耙轴的设计理论上符合要求。3.22刨土耙轴的设计：任务要求：耙长0.6米，其中有爪部分0.53米，爪每圈4个，排列11圈。爪长85mm（爪顶端到轴中心）。刨土深度30mm，估算单爪切削力30N。预定轴转速120r/min。1.考虑到载荷较大，故选择轴的材料为45号钢，经正火处理，查机械设计手册表5-1-1得，σb=400Mpa，σs=220Mpa，σ-1=165Mpa，τ-1=95Mpa，[σ-1]b=60Mpa。2.初步计算轴径由T=k(载荷系数1.1)*11*30*0.085=30.8Nm；P2=T*N/9550=41*120/9950=0.39KW；选C=110，则dmin=C3=16.3mm考虑到轴端装联轴器需开键槽，将其轴径增加4%~5%，故取轴的直径为18mm（最细处）。刨土耙轴与松土耙轴的受力情况类似且小于松土耙轴，由于时间关系此处不再对刨土耙轴进行校核。3.3螺栓的设计与校核：本次设计用到很多螺栓连接，除了减速箱处螺栓是由计算得到，其余螺栓直径型号的选取均是根据经验设计，设计中尽量使直径稍大，以免强度不够。螺栓连接拆卸方便且预紧力大。其中刨土部分与机架连接处的螺栓受力较大，现选取此处螺栓进行校核，其余略。螺栓直径（支撑处）20mm，选用蝶形螺母拆卸方便，易于换位。四个螺栓受刨土耙和松土耙爪的后拽力，其合力大小为F=780+330=1110N为剪切力考虑到冲击力比较大，乘以2的载荷系数一共有四个螺栓，每个螺栓的剪切力Fs=2*F/4=2*1110=555N按剪切强度条件计算τ=4*Fsπd2m=m为螺栓受剪面数目d为螺栓受剪面直径故螺栓强度合格。3.4轴承的设计与校核刨土部分轴承的校核，一共四个轴承，选取松土耙处靠近链轮轴承（受力较大）进行校核。传输带处轴承受力较小，不再进行校核。根据工况，初选轴承RLS8-2RS，此轴承带有密封圈，可以减少灰土对轴承润滑的影响。此轴承在机械设计手册上未查到，但INVENTOR里有它的参数，如下：Cr=9400NC0r=8800N按中的冲击计算，取fp=1.3轴承不承受轴向力，故其当量动载荷P=fp（Fx预期计算寿命LhLh可见，轴承的工作寿命远大于要求，然而我们工作环境恶劣，所以寿命较大没必要换轴承强度符合。第四章抛土部分设计与校核4.1概述抛土部分的工作原理利用了铸造里抛沙的原理，通过转盘的快速转动，靠离心力将传送带输送来的土快速抛向火源，将火熄灭。由于我们的设计任务是整辆车只用一个电动机，而电动机输出的转矩与抛沙轴的转矩是相互垂直的，故需要一对锥齿轮来换向。这部分的设计零件较少，这里只选取锥齿轮的设计与校核来作一介绍。4.11相关参数：土壤密度：1000～1800Kg/m3每秒传送土壤体积：0.02m3转盘直径：d=0.8m转盘转速：120r/min4.12功率计算：土壤密度取1500Kg/m3，每秒传送土壤的质量m=5Kg/s假设在一秒内新传送的土壤加速到与转盘速度相同，即ω=根据能量守恒计算电机输入功率P=m考虑到效率传送的问题，故选取电机功率P=0.3Kw4.2锥齿轮的设计只要求改变力的输出方向，选择传动比为1的直齿圆锥齿轮。图4.21锥齿轮通过软件初选一对锥齿轮，具体参数如下：常见参数传动比i1.0000ul切向模数met2.000mm螺旋角β0.0000deg切向压力角αt20.0000deg轴间角Σ90.0000deg端部法向压力角αne20.0000deg啮合系数ε1.7478ul轴平行度极限偏差fx0.0110mm轴平行度极限偏差fy0.0055mm虚拟传动比iv1.000ul等效中心距av81.167mm虚中心距an81.167mm螺锥半径Re48.083mm中面螺锥半径Rm40.583mm齿轮齿轮1齿轮2模型类型零部件零部件齿数z34ul34ul变位系数x0.0000ul-0.0000ul切向位移量xt0.0000ul-0.0000ul尾端节径de68.000mm68.000mm中面节径dm57.393mm57.393mm尾端外径dae70.828mm70.828mm小端部外径dai48.733mm48.733mm端部齿根直径dfe64.606mm64.606mm顶点距离Ae32.586mm32.586mm小端部顶点距离Ai22.420mm22.420mm节锥角δ45.0000deg45.0000deg外锥角δa47.3818deg47.3818deg根锥角δf42.1425deg42.1425deg面宽b15.000mm面宽比br0.3120ul齿顶高a*1.0000ul1.0000ul间隙c*0.2000ul0.2000ul齿根圆角rf*0.3000ul0.3000ul全齿高he4.400mm4.400mm端部齿厚se3.142mm3.142mm弦厚度tc2.774mm2.774mm弦齿顶高ac1.495mm1.495mm螺旋角极限偏差Fβ0.0110mm0.0110mm极限圆周径向跳动Fr0.0210mm0.0210mm轴向螺距极限偏差fpt0.0075mm0.0075mm基本螺距极限偏差fpb0.0070mm0.0070mm等效齿数zv48.083ul48.083ul等效中径dv81.167mm81.167mm等效外径dva84.543mm84.543mm等效基圆直径dvb76.272mm76.272mm无锥形变位系数xz-0.4217ul-0.4217ul无底切变位系数xp-1.8097ul-1.8097ul变位系数许用底切xd-1.9768ul-1.9768ul齿顶高截断k0.0000ul0.0000ul啮合外齿厚度sa0.7730ul0.7730ul用软件进行载荷分析：载荷齿轮1齿轮2功率P0.300kW0.294kW速度n120.00rpm120.00rpm转矩T23.873Nm23.396Nm效率η0.980ul切向力Ft831.916N法向力Fn885.306N径向力(方向1)Fr1214.107N214.107N径向力(方向2)Fr2214.107N214.107N轴向力(方向1)Fa1214.107N214.107N轴向力(方向2)Fa2214.107N214.107N圆周速度v0.361mps共振转速nE117293.769rpm材料齿轮1齿轮2用户材料用户材料极限拉伸强度Su700MPa700MPa屈服强度Sy340MPa340MPa弹性模量E206000MPa206000MPa泊松比μ0.300ul0.300ul弯曲疲劳极限σFlim352.0MPa352.0MPa接触疲劳极限σHlim1140.0MPa1140.0MPa齿型心硬度JHV210ul210ul齿侧面硬度VHV600ul600ul弯曲时的基本载荷循环次数NFlim3000000ul3000000ul接触时的基本载荷循环次数NHlim100000000ul100000000ul弯曲的W?hler曲线指数qF6.0ul6.0ul接触的W?hler曲线指数qH10.0ul10.0ul处理类型类型2ul2ul强度计算附加载荷系数应用系数KA1.200ul动态系数KHv1.015ul1.015ul面载荷系数KHβ1.585ul1.435ul横向载荷系数KHα1.214ul1.214ul一次过载系数KAS1.000ul接触系数弹性系数ZE189.812ul区域系数ZH2.495ul啮合系数Zε0.866ul锥齿轮系数Zk0.850ul单对齿接触系数ZB1.001ul1.001ul使用寿命系数ZN1.033ul1.033ul润滑系数ZL0.962ul粗糙度系数ZR1.000ul速度系数Zv0.934ul螺旋角系数Zβ1.000ul尺寸系数ZX1.000ul1.000ul弯曲系数形状系数YFa2.353ul2.353ul应力校正系数YSa1.773ul1.773ul带有磨削切口的齿的系数YSag1.000ul1.000ul螺旋角系数Yβ1.000ul啮合系数Yε0.679ul锥齿轮系数Yk1.000ul交变载荷系数YA1.000ul1.000ul生产技术系数YT1.000ul1.000ul使用寿命系数YN1.000ul1.000ul开槽敏感系数Yδ1.256ul1.256ul尺寸系数YX1.000ul1.000ul齿根表面系数YR1.000ul结果免受点蚀安全系数SH1.425ul1.425ul免受断齿安全系数SF2.239ul2.239ul静态接触安全SHst1.282ul1.282ul静态弯曲安全SFst4.457ul4.457ul校验计算正结果显示设计正确。圆锥齿轮最终校核：K=u=1ψP=0.3KwT=24N·mZZσYFa=2.6，YSa=1.65σ由公式可得：d≫=m≫=从以上计算可以看出：设计的圆锥齿轮满足设计要求。第五章传动部分设计与校核5.1电机选型刨土体积估算（每分钟）：V=5*50*25*11*4*60*10-9=0.0165m3查资料，按土密度ρ=1400kg/m3计算，则每分钟挖土质量为m=ρ*V=23.1kg.理论所需功率为：P3=（mgh+1/2mv2）/60=4w考虑到摩擦损失取P3=10w行进部分所需功率（详细计算见下文）P4=1.4kw抛土部分所需功率（详细计算见下文）为P5=0.3kw初步估算：理论所需功率为P=P1+P2+P3+P4+P5=0.47+0.39+0.01+1.4+0.3=2.57kw经查资料，决定选用170ZD500/A3H1型直流电动机，其各类电动机参数如下：考虑到传递效率损失，初步选定电机为170ZDC301F，其参数如下：转矩T=11.46Nm功率P=3kw转速nm=2500r/min额定电压36V，工作制连续，额定电流小于等于105A。在绘制三维图时，考虑到电机在市场上可以直接购买，故对其进行了简化，只画出了它的一些重要的影响和其他零件连接的尺寸。5.2传动方案设计图5.21传动图电机转速2500r/min，需要转速120/min，则传动装置的总传动比为：i=nm/nw=2500/120=20.8按展开式布置，取i1齿=1.3i2齿，可得i1齿=5.2，i2齿=4可得各轴转速分别为：=1\*ROMANI轴n1=nm=2500r/min=2\*ROMANII轴n2=n1/i1齿=481r/min=3\*ROMANIII轴n3=n2/i2齿=120r/min计算各轴功率：=3\*ROMANIII轴P3=0.88/0.95+0.01/0.95+1.4/0.95+0.3/0.95*0.95=2.74kw=2\*ROMANII轴P2=2.74/0.99*0.98=2.82kw=1\*ROMANI轴P1=0.96/0.99*0.98=2.9kw各轴转矩：=1\*ROMANI轴T1=9550*P1/n1=11Nm=2\*ROMANII轴T1=9550*P2/n2=56Nm=3\*ROMANIII轴T1=9550*P3/n3=218Nm5.3链传动设计减速箱与轮驱动轴链传动设计选择链轮齿数经估算，链速v>0.6m/s，且由于转速小，链速较小，可适当降低齿数，减小体积。大小链轮的转速均为120r/min，故传动比为1，初选两链轮齿数均为27。确定计算功率选择型号，确定链节距和排数，电动机拖动，稍有冲击取Ka=1.3有Pc=Ka*P=1.4KW*1.3=1.82KW（3）初定中心距a，取定链节数Lp根据P0和n=120r/min，查机械设计手册功率转速曲线,选择滚子链型号为10A链轮半径=z*p/2π=27*15.875/2*π=68mm初定中心距a0=30~50L取Lp（4）确定链节距p单排Kp=1，取推荐润滑方式，Kz=1.46，链板疲劳差链长系数Kl=1.06，故可得：P0≥Pc/KpKzKl=1.82/1*1.46*1.06=1.18KW由滚子链额定功率曲线选择滚子链型号为10A，链节距p=15.875mm。图5.31选择符合GB/T1243A系列滚子链的典型承载能力图表（5）确定链长和中心距链长L=中心距a=本设计对中心距要求是小于1米大于0.2米，并应适当偏小，所以如上设计的中心距符合要求。中心距的调整量一般应大于2p。∆a≥2p=2×15.875=31.75mm实际安装中心距a(6)求作用在轴上的压力链速v=工作拉力F=工作有轻微冲击，取压轴力系数K轴上的压力F此种方法与功率转速和半径计算的拉引力相差不大，可见两种方法均可以。(7)选择润滑方式图5.32润滑范围选择图根据链速v=0.857ms，链节距p=15.875mm,按图估算大小链轮节圆半径r=设计结果：滚子链型号10A-1×136GB1243.1-83,链轮齿数z1=27,z2=27本次设计一共有五对链轮连接，考虑到时间问题不一一详细设计而直接算出型号，由INVENTOR自动根据中心距确定并调整，最终确定两轮真正中心距，一下仅给出链轮型号的确定。减速箱与松土耙轴链传动设计：传动比为1，考虑到松土耙轴中心距地面较近，去链轮齿数为12个Pc=Ka*P=1.3*0.93=1.2KWP0≥Pc/KpKzKl=1.2/1*0.609*1.06=1.9KW型号：12A链轮半径=z*p/2π=12*19.05/2*π=36mm减速箱与传送带主动轴链传动设计传动比为1，取链轮齿数为27Pc=Ka*P=1.3*（0.01/0.95+0.3/0.95*0.95）=0.45KWP0≥Pc/KpKzKl=0.45/1*1.46*1.06=0.29KW型号：06B链轮半径=z*p/2π=27*9.525/2*π=41mm松土耙轴与刨土耙轴链传动设计：传动比为1，同样考虑到松土耙轴和刨土耙轴中心距地面较近，取链轮齿数为12个Pc=Ka*P=1.3*0.39/0.95=0.53KWP0≥Pc/KpKzKl=0.45/1*0.609*1.06=0.7KW型号：08A链轮半径=z*p/2π=12*12.7/2*π=24mm传送带主动轴与抛土旋转轴链传动设计：传动比为1，取链轮齿数为27Pc=Ka*P=1.3*0.3/0.95=0.41KWP0≥Pc/KpKzKl=0.41/1*1.46*1.06=0.26KW型号：06B链轮半径=z*p/2π=27*9.525/2*π=41mm5.4联轴器的选择电机与减速器输入轴之间采用联轴器连接。输入转矩T=11Nm输入转速n=2500/min考虑到机械设计手册上联轴器粗大笨重，机构复杂，故选用了一新款联轴器。决定选用MISUMI公司生产的高刚性十字形螺塞固定型联轴器，此种联轴器最适合于高扭矩、高转速使用。其中间采用铝青铜作调整环，容许扭矩大，结构紧凑。如下图：图5.41联轴器二维图其型号如下表：根据扭矩，决定选用型号为：MCOGRK30-14-14型，由于其为标准件，可以在市场上直接购买，估在三维建模时对其做了一定简化，只画出了几个重要尺寸。联轴器是按标准载荷进行选取型号，并留有很大余量，故不需要进行校核。5.5减速器（铸铁）箱体的设计减速器二级减速，中心距a分别为a1=m1*（z1+z2）=1.5*（24+125）=223.5mma1=m2*（z1+z2）=2*（25+100）=250mm图5.51箱体参数图下面确定减速箱的一些重要尺寸由上表可知：箱座壁厚和箱盖壁厚应分别取δ=8mm，δ1=8mm；箱座凸缘厚和箱盖凸缘厚分别取b=b1=1.5δ=12mm；箱底座凸缘厚b2=2.5δ=20mm；地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036*125+12=16mm地脚螺钉数目，由于a=250，故取n=4；轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=12mm盖与座连接螺栓直径取d2=0.5df=8mm连接螺的栓d2的间距取l=200mm轴承端盖螺栓直径d3=0.4df=6mm检查孔盖螺钉直径d4=0.3df=6mm齿轮顶圆与内箱壁距离l1>1.2δ=9.6mm齿轮端面与内箱壁距离l2>δ=8mm箱盖箱座肋厚m1=m2=0.85δ=7mm由M=16，故，C1=22，C2=20可得外箱壁至轴承座断面的距离为l1=C1+C2+5=47mm连接螺栓直径取10mm，通孔直径取11mm，沉头座直径22mm定位销直径d=0.7df=11mm视孔盖螺钉直径d=0.3df=5mm考虑到INVENTOR的建模能力和减速箱的复杂性,在本次设计中对减速箱做了一定的简化处理。5.6减速轴及轴承的设计与校核5.61减速轴一及轴承的设计与校核：1.择轴的材料为45号钢，经正火处理，查机械设计手册表5-1-1得，σb=400Mpa，σs=220Mpa，σ-1=165Mpa，τ-1=95Mpa，[σ-1]b=60Mpa.初步计算轴径由P1=0.96/0.99*0.98=2.9kw，n1=nm=2500r/min；选C=110，则dmin1=C3=11.5mm，取12mm抗弯扭合成校核=1\*GB3①画受力简图图5.61受力分析图=2\*GB3②轴上受力分析轴上传递的转矩：T=11Nm则齿轮的圆周力：Ft=2T1/d1=2T1/z*mn=611N齿轮的径向力：Fr=Ft*tanа=222N计算作用于轴上的支反力水平面内支反力RHA=611*35/145=147NRHB=611*110/145=464N垂直面内支反力RVA=222*35/145=54NRVB=611*110/145=168N计算轴的弯矩，并画弯、转矩图Mmax=Mh2+计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6，则aT=0.6*11000Nmm=6600NmmM=M2+（aT）危险截面为齿轮所在圆截面，其最大弯矩如上式计算，下面进行强度校核。考虑键槽的影响，查表计算可得，Wa=π所以σ考虑到轴端较细，下面对轴端截面进行校核M=aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm考虑键槽的影响，查表计算可得，Wa=所以σ满足强度校核条件，故此轴的设计符合强度要求按安全系数校核经判断，齿轮所在截面有应力集中源且当量弯矩较大，下面以此截面进行安全系数校核。a、截面上的应力：弯曲应力幅：σ扭转应力幅：τ弯曲平均应力：σ扭转平均应力：τm=τab、材料的疲劳极限：根据σb=400Mpa，σs=220Mpa,查书表6—1得φC、截面应力集中系数：查附表6—1得（平键类型为A型,6×6）kd、表面状态系数及尺寸系数：查附表6-5、附表6-4得β=0.95ϵe、分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数SSS轴一支撑轴承设计与校核初选轴承深沟球轴承6002，基本参数如下：基本尺寸基本尺寸/mm|d:15基本尺寸/mm|Ｄ:35基本尺寸/mm|B:11安装尺寸/mm|da(min):20.0安装尺寸/mm|Da(max):32安装尺寸/mm|ra(max):0.6其他尺寸/mm|d2≈:21.6其他尺寸/mm|D2≈:29.4其他尺寸/mm|r(min):0.6基本额定载荷/kN|Cr:7.65基本额定载荷/kN|C0r:3.72极限转速/(r/min)|脂:18000极限转速/(r/min)|油:22000重量/kg|W≈:0.045轴承代号|60000型:6202Cr=7650NC0r=3720N查表得fp=1.0（轴承所受载荷平稳）轴上受力分析：P1=0.96/0.99*0.98=2.9kw，n1=nm=2500r/min轴上传递的转矩：T=11Nm则齿轮的圆周力：Ft=2T1/d1=2T1/z*mn=611N齿轮的径向力：Fr=Ft*tanа=222N计算作用于轴上的支反力水平面内支反力RHA=611*35/145=147NRHB=611*110/145=464N垂直面内支反力RVA=222*35/145=54NRVB=611*110/145=168N由上可知轴承基本只受径向载荷当量动载荷PP因为P2>PL故轴承的选用是合格的。5.62减速轴=1\*ROMANI=1\*ROMANI及轴承的设计与校核初选轴承深沟球轴承6004，基本参数如下：基本尺寸基本尺寸/mm|d:20基本尺寸/mm|Ｄ:42基本尺寸/mm|B:12安装尺寸/mm|da(min):25.0安装尺寸/mm|Da(max):38安装尺寸/mm|ra(max):0.6其他尺寸/mm|d2≈:26.9其他尺寸/mm|D2≈:35.1其他尺寸/mm|r(min):0.6基本额定载荷/kN|Cr:9.38基本额定载荷/kN|C0r:5.02极限转速/(r/min)|脂:16000极限转速/(r/min)|油:19000重量/kg|W≈:0.068轴承代号|60000型:6004Cr=9380NC0r=5020N查表得fp=1.0（轴承所受载荷平稳）受力分析：轴上传递的转矩：T=56Nm则齿轮2的圆周力：Ft2=2T/d2=2T/z*m=597N齿轮的径向力：Fr2=Ft2*tanа=217N齿轮3的圆周力：Ft3=2T/d3=2T/z*m=2240N齿轮的径向力：Fr3=Ft3*tanа=815N轴承受力图如下所示：图5.62减速轴二受力分析载荷分布如下表：索引位置径向力转矩YX大小方向156.3mm597.000N217.000N635.215N19.98deg256.3mm-56.000Nm386.3mm56.000Nm486.3mm-2240.000N-815.000N2383.658N199.99deg轴承受力情况如下表：轴承类型位置反作用力YX大小方向轴向力1自由8.5mm-710.059N-259.338N755.937N200.06deg2固定165.1mm-928.333N-338.662N988.177N200.04deg轴承基本只受径向载荷当量动载荷：因为P2>PL故轴承的选用是合格的。轴的校核：选择轴的材料45号钢，经调制处理，其机械性能：σb初步计算轴径选C=110，d考虑到轴端联轴器需开键槽，将其轴径增加4%～5%，故取轴的最小直径为21mm。轴上所支撑的零件主要有齿轮、轴端联轴器以及滚动轴承。轴传递转矩T=9.55×按弯矩合成校核如下：弯矩图如下：弯矩弯矩,YZ平面弯矩,XZ平面图5.63分析图由以上各图可以得到最大弯矩为78N∙m（设此处为危险截面）当量弯矩：转矩按脉动循环变化计算，取α=0.6，则αT=0.6×56=34N∙m危险截面当量弯矩为：强度校核：考虑键槽的影响，查表计算可得，W所以σ满足强度校核条件，故此轴的设计符合强度要求。5.63传动轴=1\*ROMANI=1\*ROMANI=1\*ROMANI的设计与校核轴上受力分析轴上传递的转矩：T=218Nm则齿轮的圆周力：Ft=2T1/d1=2T1/z*mn=2180N齿轮的径向力：Fr=Ft*tanа=793N减速箱与轮驱动轴链条拉引力（与水平夹角47。）：F1=9550P水平分力：Fq1=F1*cos47。=1117N竖直分力：Fv1=F1*sin47。=1198N减速箱与松土耙轴链条拉引力（与水平夹角25。）F1=9550Pn*r水平分力：Fq1=F1*cos25。=1863N竖直分力：Fv1=F1*sin25。=869N减速箱与传送带主动轴链条拉引力（与水平夹角11。）F1=9550P水平分力：Fq1=F1*cos11。=660N竖直分力：Fv1=F1*sin25。=128N计算作用于轴上的支反力水平面内支反力RHA=611*35/145=147NRHB=611*110/145=464N垂直面内支反力RVA=222*35/145=54NRVB=611*110/145=168N第三根轴轴承设计：初选轴承深沟球轴承6008，基本参数如下：基本尺寸基本尺寸/mm|d:40基本尺寸/mm|Ｄ:68基本尺寸/mm|B:15安装尺寸/mm|da(min):46安装尺寸/mm|Da(max):62安装尺寸/mm|ra(max):1其他尺寸/mm|d2≈:48.8其他尺寸/mm|D2≈:59.2其他尺寸/mm|r(min):1基本额定载荷/kN|Cr:17.0基本额定载荷/kN|C0r:11.8极限转速/(r/min)|脂:9000极限转速/(r/min)|油:11000重量/kg|W≈:0.185轴承代号|60000型:6008Cr=17000NC0r=11800N查表得fp=1.0（轴承所受载荷平稳）轴上受力分析：轴上传递的转矩：T=218Nm则齿轮的圆周力：Ft=2T1/d1=2T1/z*m=2180N齿轮的径向力：Fr=Ft*tanа=793N计算作用于轴上的支反力图5.64轴三受力分析图由上可以求得轴承的受力情况：（中间过程省略）轴承基本只受径向载荷当量动载荷：PP因为P2>PL故轴承的选用是合格的。轴的校核：选择轴的材料45号钢，经调制处理，其机械性能：σb初步计算轴径选C=110，d考虑到轴端联轴器需开键槽，将其轴径增加4%～5%，故取轴的最小直径为33mm。轴上所支撑的零件主要有齿轮、轴端联轴器以及滚动轴承。轴传递转矩T=9.55×轴的受力简图如下：图5.65软件分析轴三受力图载荷分布如下表：受力点位置径向力转矩YX大小方向1110mm2180.000N793.000N2319.752N19.99deg2110mm-218.000Nm3240mm-1117.000N1198.000N1637.954N133.00deg4260mm1863.000N869.000N2055.707N25.01deg5265mm218.000Nm6280mm-660.000N-128.000N672.298N190.98deg可求得轴承的受力情况如下表：轴承类型位置反作用力YX大小方向轴向力1自由10mm714.987N-627.563N951.337N318.73deg2固定170mm1570.131N3359.563N3708.365N64.95deg按弯矩合成校核如下：弯矩图如下：弯矩弯矩,YZ平面弯矩,XZ平面图5.66分析图由以上各图可以得到最大弯矩为149N∙m（设此处为危险截面）当量弯矩：转矩按脉动循环变化计算，取α=0.6，则αT=0.6×218=130N∙m危险截面当量弯矩为：M强度校核：考虑键槽的影响，查表计算可得，W所以注意此处是以最小轴径计算的结果，满足强度校核条件，故此轴的设计符合强度要求。5.7键的设计与校核本设计多处用到了键，包括联轴器处、齿轮处等，所有键均按轴颈查机械设计手册进行设计。现选取第三根减速轴处的键进行校核。此处键是静连接其失效形式是轮毂的侧面压溃。材料选钢，由于有轻度冲击，且该键为静连接。则取[σp]=110MPaσp故校验合格。5.8齿轮组设计与校核5.81齿轮组一减速比i=5.2渐开线圆柱齿轮传动设计报告一、设计信息设计者Name=董政设计单位Comp=华中科技大学设计日期Date=2023/6/23设计时间Time=14:49:37二、设计参数传递功率P=3(kW)传递转矩T=11.46(N·m)齿轮1转速n1=2500(r/min)齿轮2转速n2=480.77(r/min)传动比i=5.2原动机载荷特性SF=轻微振动工作机载荷特性WF=均匀平稳预定寿命H=10000(小时)三、布置与结构结构形式ConS=闭式齿轮1布置形式ConS1=对称布置齿轮2布置形式ConS2=对称布置四、材料及热处理齿面啮合类型GFace=软齿面热处理质量级别Q=MQ齿轮1材料及热处理Met1=45<调质>齿轮1硬度取值范围HBSP1=217～255齿轮1硬度HBS1=236齿轮1材料类别MetN1=0齿轮1极限应力类别MetType1=6齿轮2材料及热处理Met2=45<正火>齿轮2硬度取值范围HBSP2=162～217齿轮2硬度HBS2=190齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=7五、齿轮精度齿轮1第Ⅰ组精度JD11=7齿轮1第Ⅱ组精度JD12=7齿轮1第Ⅲ组精度JD13=7齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2第Ⅰ组精度JD21=7齿轮2第Ⅱ组精度JD22=7齿轮2第Ⅲ组精度JD23=7齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L六、齿轮基本参数模数(法面模数)Mn=1.5(mm)端面模数Mt=1.50000(mm)螺旋角β=0.00000(度)基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)齿轮1齿数Z1=24齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=28(mm)齿轮1齿宽系数Φd1=0.778齿轮2齿数Z2=125齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=24(mm)总变位系数Xsum=0.000标准中心距A0=111.75000(mm)实际中心距A=111.75000(mm)中心距变动系数yt=0.00000齿高变动系数△yt=0.00000齿数比U=5.20833端面重合度εα=1.73857纵向重合度εβ=0.00000总重合度ε=1.73857齿轮1分度圆直径d1=36.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=39.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=32.25000(mm)齿轮1基圆直径db1=33.82893(mm)齿轮1齿顶高ha1=1.50000(mm)齿轮1齿根高hf1=1.87500(mm)齿轮1全齿高h1=3.37500(mm)齿轮1齿顶压力角αat1=29.841119(度)齿轮2分度圆直径d2=187.50000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=190.50000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=183.75000(mm)齿轮2基圆直径db2=176.19237(mm)齿轮2齿顶高ha2=1.50000(mm)齿轮2齿根高hf2=1.87500(mm)齿轮2全齿高h2=3.37500(mm)齿轮2齿顶压力角αat2=22.347577(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=2.35451(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=1.53854(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=2.08057(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=1.12134(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=3齿轮1公法线长度Wk1=11.57469(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=2.35613(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=1.50740(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=2.08057(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=1.12134(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=14齿轮2公法线长度Wk2=62.40670(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角α*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角α*t=20.0000000(度)端面啮合角αt'=20.0000001(度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.03570齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.03086齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.02672齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.01390齿轮1齿形公差ff1=0.00995齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.01431齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.01975齿轮1齿向公差Fβ1=0.01291齿轮1切向综合公差Fi'1=0.04565齿轮1径向综合公差Fi''1=0.04320齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.01306齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.01431齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.01291齿轮1齿向公差Fb1=0.01291齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.01291齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.00646齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.05560齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.22240齿轮2齿距累积公差Fp2=0.06992齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.04594齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.03611齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.01563齿轮2齿形公差ff2=0.01184齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.01648齿轮2一齿径向综合公差fi''2=0.02215齿轮2齿向公差Fβ2=0.00630齿轮2切向综合公差Fi'2=0.08177齿轮2径向综合公差Fi''2=0.06431齿轮2基节极限偏差fpb(±)2=0.01469齿轮2螺旋线波度公差ffβ2=0.01648齿轮2轴向齿距极限偏差Fpx(±)2=0.00630齿轮2齿向公差Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.06252齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.25010中心距极限偏差fa(±)=0.02618八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力σHlim1=560.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=440.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=691.6(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=785.7(MPa)齿轮2接触强度极限应力σHlim2=540.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=426.7(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值[σH]2=666.9(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=762.0(MPa)接触强度用安全系数SHmin=1.00弯曲强度用安全系数SFmin=1.40接触强度计算应力σH=624.3(MPa)接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=153.2(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=138.1(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足九、强度校核相关系数齿形做特殊处理Zps=特殊处理齿面经表面硬化Zas=不硬化齿形Zp=一般润滑油粘度V50=120(mm^2/s)有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)载荷类型Wtype=静强度齿根表面粗糙度ZFR=Rz≤16μm(Ra≤2.6μm)刀具基本轮廓尺寸圆周力Ft=573.000(N)齿轮线速度V=5.236(m/s)使用系数Ka=1.100动载系数Kv=2.332齿向载荷分布系数KHβ=1.000综合变形对载荷分布的影响Kβs=1.000安装精度对载荷分布的影响Kβm=0.000齿间载荷分布系数KHα=1.309节点区域系数Zh=2.495材料的弹性系数ZE=189.800接触强度重合度系数Zε=0.874接触强度螺旋角系数Zβ=1.000重合、螺旋角系数Zεβ=0.874接触疲劳寿命系数Zn=1.30000润滑油膜影响系数Zlvr=0.95000工作硬化系数Zw=1.00000接触强度尺寸系数Zx=1.00000齿向载荷分布系数KFβ=1.000齿间载荷分布系数KFα=1.451抗弯强度重合度系数Yε=0.689抗弯强度螺旋角系数Yβ=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ=0.689寿命系数Yn=2.50000齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000齿根表面状况系数Yrr=1.00000尺寸系数Yx=1.00000齿轮1复合齿形系数Yfs1=4.38000齿轮1应力校正系数Ysa1=1.54586齿轮2复合齿形系数Yfs2=3.94634齿轮2应力校正系数Ysa2=1.79160齿轮组1最终校核:i=5.2齿轮材料：钢45小、大齿轮热处理方式：调质，正火小、大齿轮齿面硬度HBS（HRC）：230，190接触许用应力：σHP1/MPa，弯曲许用应力：σFP1/MPa，模数：m=1.5螺旋角：β/°=0齿数：z1，z2：24，125变位系数：x1，x2:0，0齿宽：b1=28，b2=24σS假设工作五年，每年工作30天，一天工作16小时NN查表可知：ZN1=ZN2=1.1，YN1=YN2=1σσT=11.5N·m因为工作机有震动，取KΛ=1.5，齿轮精度较高，取Kv=1.05，齿轮对称布置，d1=2×30=60，ψd=bZH=2.5。ZE=189.8σ=齿面接触强度满足要求。查表得：YFa1=2.6，YFa2=2.3，YSa1=1.65，YSa2=1.877，Yσσ齿轮弯曲强度满足要求。5.82齿轮组二设计：渐开线圆柱齿轮传动设计报告一、设计信息设计者Name=董政设计单位Comp=华中科技大学设计日期Date=2023/6/23设计时间Time=15:12:54二、设计参数传递功率P=3(kW)传递转矩T=59.56(N·m)齿轮1转速n1=481(r/min)齿轮2转速n2=120(r/min)传动比i=4.01原动机载荷特性SF=轻微振动工作机载荷特性WF=均匀平稳预定寿命H=10000(小时)三、布置与结构结构形式ConS=闭式齿轮1布置形式ConS1=对称布置齿轮2布置形式ConS2=对称布置四、材料及热处理齿面啮合类型GFace=软齿面热处理质量级别Q=ML齿轮1材料及热处理Met1=45<调质>齿轮1硬度取值范围HBSP1=217～255齿轮1硬度HBS1=236齿轮1材料类别MetN1=0齿轮1极限应力类别MetType1=6齿轮2材料及热处理Met2=45<正火>齿轮2硬度取值范围HBSP2=162～217齿轮2硬度HBS2=190齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=7五、齿轮精度齿轮1第Ⅰ组精度JD11=7齿轮1第Ⅱ组精度JD12=7齿轮1第Ⅲ组精度JD13=7齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2第Ⅰ组精度JD21=7齿轮2第Ⅱ组精度JD22=7齿轮2第Ⅲ组精度JD23=7齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L六、齿轮基本参数模数(法面模数)Mn=2(mm)端面模数Mt=2.00000(mm)螺旋角β=0.00000(度)基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)齿轮1齿数Z1=25齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=65(mm)齿轮1齿宽系数Φd1=1.300齿轮2齿数Z2=100齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=62(mm)总变位系数Xsum=0.000标准中心距A0=125.00000(mm)实际中心距A=125.00000(mm)中心距变动系数yt=0.00000齿高变动系数△yt=0.00000齿数比U=4.00000端面重合度εα=1.73208纵向重合度εβ=0.00000总重合度ε=1.73208齿轮1分度圆直径d1=50.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=54.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=45.00000(mm)齿轮1基圆直径db1=46.98463(mm)齿轮1齿顶高ha1=2.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=2.50000(mm)齿轮1全齿高h1=4.50000(mm)齿轮1齿顶压力角αat1=29.531394(度)齿轮2分度圆直径d2=200.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=204.00000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=195.00000(mm)齿轮2基圆直径db2=187.93852(mm)齿轮2齿顶高ha2=2.00000(mm)齿轮2齿根高hf2=2.50000(mm)齿轮2全齿高h2=4.50000(mm)齿轮2齿顶压力角αat2=22.887942(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=3.13953(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=2.04933(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=2.77410(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=1.49511(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=3齿轮1公法线长度Wk1=15.46093(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=3.14146(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=2.01234(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=2.77410(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=1.49511(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=12齿轮2公法线长度Wk2=70.70013(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角α*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角α*t=20.0000000(度)端面啮合角αt'=20.0000001(度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.04046齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.03366齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.02803齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.01459齿轮1齿形公差ff1=0.01063齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.01513齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.02071齿轮1齿向公差Fβ1=0.01638齿轮1切向综合公差Fi'1=0.05109齿轮1径向综合公差Fi''1=0.04712齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.01371齿轮1螺旋线波度