机械毕业设计（论文）-单轨吊驱动减速器设计（全套图纸）

山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 I 摘要摘要 矿用单轨吊车是一种新型的矿下运输系统，其因为运输平稳，对巷道 的环境要求低，而受到广泛的欢迎。但由于目前我国生产单轨吊车的厂家 不多，产品单一，运载能力不大，寿命短，严重影响了国产单轨吊车的应 用推广。这次我们选择的单轨吊车的毕业设计，就是在参考国内外以往单 轨吊车的设计思路的同时对其进行了结构优化和技术创新，力求解决运载 能力不大，寿命短的问题，增加国产单轨吊车的市场竞争力。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 我们的单轨吊车的设计采用整体分开，相互协作，最后组合的团队设 计方法。我在单轨吊车的设计中主要负责减速器的设计，我设计的减速器 是三级圆柱斜齿轮减速器，通过查阅减速器的设计资料，我按照先整体设 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 II 计再对各部分进行结构设计和强度、刚度、寿命的校核，满足结构和使用 要求后进行总装图的绘制。通过老师的悉心指导和本人的勤奋设计，终于 按时合格的完成自己的设计，为我们的单轨吊车的整体设计完成做出应有 的贡献。 关键词：关键词：单轨吊车；创新；减速器；校核 ABSTRACT The mineral product monorail is under one kind of new ore the transportation system, its, because transports steadily, requests lowly to tunnels environment, but receives widespread welcome. But because the present our country produces monorails factory not to be many, the product is unitary, the diode current capacity is not big, the life is short, serious influence domestic product monorails application promotion. This we choose monorails graduation project, was while refers to domestic and foreign former monorails design mentality to carry on the structure optimization and the technological innovation to it, made every effort to solve the diode current capacity not to be big, the life short question, increased the domestic product monorails market competitiveness Our monorails design uses the whole to separate, cooperates mutually, finally combines team design method. I in monorails design primary cognizance 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 III reduction gears design, I design the reduction gear is the third- level column helical gear reduction gear, through consults reduction gears design information, I according to the first overall design to carry on the structural design and the intensity, the rigidity, the life examination again to various part, after satisfying the structure and the operation requirements, carries on the final assembly drawing the plan. Through teachers tender guidance and myself diligent design, qualified complete own design finally on time, completes for ours monorails overall design makes the proper contribution. Keywords: Monorail; Innovation; Reduction gear; Examination 目目 录录 摘要摘要 . I 1绪论绪论 1 1.1 减速器的国内外发展概况 1 1.2 本课题的研究内容 2 1.2.1 设计课题: 2 1.2.2 设计要求 2 1.3 研究本项目的和意义 . 3 2. 传动装置总体设计传动装置总体设计 . 3 2.1 概述 3 2.1.1. 传动装置的组成 . 3 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 IV 2.1.2. 传动装置的特点 . 3 2.1.3. 确定传动方案 . 3 2.2.电动机的选择 4 2.3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 6 2.4.计算传动装置的运动和动力参数 6 2.4.1 电机传递到各个轴的功率 . 6 2.4.2 各轴上的转速 7 2.4.3 各轴上的扭矩 . 7 2.5.齿轮的设计 8 2.5.1 第一级齿轮传动的设计计算 8 2.5.2. 第二级齿轮传动的设计计算 . 15 2.5.3. 第三级齿轮传动的设计计算 . 21 2.6. 传动轴和滚动轴承的设计 27 2.6.1 输入轴的强度校核 27 2.6.2 中间传动轴的结构设计与强度校核 36 2.6.3 中间传动轴的结构设计与强度校核 46 2.6.4 输出轴的强度校核 56 2.6.5 输出轴的刚度度校核 64 2.6.6.键的选取 . 66 2.6.7 联轴器设计 67 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 V 3. 箱体的结构设计箱体的结构设计 . 错误！未定义书签。 3.1 箱体的设计要求 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 3.2 箱体附件的设计 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 3. 3 润滑密封设计 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 4. 设计小结设计小结 . 错误！未定义书签。 5. 参考文献参考文献: 错误！未定义书签。 致致 谢谢 错误！未定义书签。 附录附录 错误！未定义书签。 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 1 1绪论绪论 1.1 减速器的国内外发展概况减速器的国内外发展概况 一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速 器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减 速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重 量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水 平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国 内使用的大型减速器（500kw 以上） ，多从国外进口。60 年代开始生产的少 齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机 械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率 一般都要小于 40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有 突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、 机械效率高等这些基本要求。90 年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速 器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷 的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦 高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积比值仍小。且其输入轴 与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 2 功的“内平动齿轮减速器“不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/ 或体积比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地 位。 1.2 本课题的研究内容本课题的研究内容 1.2.1 设计课题设计课题: 展开式圆柱斜齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起 动,减速器小批量生产,使用期限 3 年(365 天/年)每天工作 8 小时,运输容许速 度误差为 5%,车间有三相交流,电压 380/220V 三级圆柱斜齿轮减速器的设计内容主要有：(1)传动方案与传动比的选 取与各级的分配 (2)电机的选择与计算 (3)传动齿轮的设计与校核 (4)传动 轴的结构设计与强度刚度校核 (5)轴承的选取与校核 (6)箱体的结构设计 1.2.2 设计要求设计要求 在满足使用要求的前提下，是制造成本最低，从以下几个方面综合考 虑： (1) 简化每个零件的形状，使机器结构简单； (2) 合并零件的功能，减少零件的种类与数量； (3) 应用新结构、新工艺、新材料、产品的可靠性； (4) 分解部件，研究其装配、组装的最简单的结构； (5) 对相似零件进行分组； (6) 对相似产品按标准数序列进行产品系列化分析； 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 3 (7) 实现产品零件的通用化和标准化； (8)减速器装配图一张(A0)，轴、齿轮，箱体零件图数张(A3)。 设计说明书一份。 1.3 研究本项目的和意义研究本项目的和意义 通过这次矿用单轨吊车设计中减速器部分的设计，对机械设计有了更 深的了解。使我们所学的内容更好的应用到实践中，对我们以后的工作有 很好的帮助。通过这次的毕业设计，我们对单轨吊车中减速器的结构和设 计思路也有了比较全面地了解，锻炼了我们对大型设备设计能力和团队协 作的良好品质。经过我们的共同努力，我们完成的矿用单轨吊车的毕业设 计为我国的矿用单轨吊车的设计生产应用做出了一定贡献。 2. 传动装置总体设计传动装置总体设计 2.1 概述概述 2.1.1. 传动装置的组成传动装置的组成 传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2.1.2. 传动装置的特点传动装置的特点 齿轮相对于轴承不对称分布， 故沿轴向载荷分布不 均匀，要求轴有较大的刚度。 2.1.3. 确定传动方案确定传动方案 考虑到电机转速高，传动功率大， 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 4 其传动方案如下： 图一:(传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 传动装置的总效率 a 54 2 3 3 21 = a 1 为第一对轴承的效率， 3 为第二对轴承的效率， 4 为第三对轴承的效率， 5 为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用闭式效率计算)。 2.2.电动机的选择电动机的选择 电机选择 YB132M- 4 型号，满载转速 n=1440 r/min,功率为 7.5 KW，则 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 5 驱动轮的转速 1440r/min 96.64r/min 14.9 n= 驱 由 于 驱 动 单 轨 吊 车 的 最 高 速 度 为 1.6 m/s, 则 驱 动 轮 的 直 径 1.6 60 0.32 96.64 3.14 Dm = 。 电动机的外形及参数如下： 中心高 外型尺寸 L（AC/2+AD） HD 底脚安装 尺寸AB 地脚 螺栓 孔直 径 K 轴 伸 尺 寸 DE 装键部位 尺寸 F GD 132 550375490 216 178 12 36 80 10 41 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 6 2.3.确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比 由设计要求和使用要求来确定各项参数 （1） 总传动比：总传动比 i=14.9 （2） 分配传动装置传动比 分配传动比 123 3.41.6252.687iii= 2.4.计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 2.4.1 电机传递到各个轴的功率电机传递到各个轴的功率 一对齿轮传递的效率0.97 g =，一对滚动轴承0.99 r =，联轴器 c 0.98 = 方案 电 动 机 型 号 额定功率 P kw 电动机转速 min r 参 考 价 格 （元） 传动装置 的传动比 同步转速 满 载 转 速 149 1 YB132M- 4 75 1500 1440 1000 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 7 . . 1mc 21gr 32gr 43gr p =p75 0 98735 kw pp735 0 97 0 997058 kw pp7058 0 97 0 99=6.778 kw pp6 778 0 97 0 99=6.509 kw = = = = 2.4.2 各轴上的转速各轴上的转速 1 1 2 1 2 3 2 3 4 3 n1440 r/min n n422.04 r/min i n n259.72 r/min i n n96.64 r/min i = = = = 2.4.3 各轴上的扭矩各轴上的扭矩 . 1 1 1 p T955048 74 N m n = . 2 2 2 p T9550159 71 N m n = . . = = 3 3 3 4 4 4 p T9550249 23 N m n p T955064322 N m n 运动和动力参数结果如下表 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 8 轴名 功率 P KW 转矩 T Nm 转速r/min 输入 输出 输入 输出 电 动 机 轴 7.50 48.74 1440 1 轴 7.35 7.058 48.74 159.71 1440 2 轴 7.058 6.778 159.71 249.23 422.04 3 轴 6.778 6.509 249.23 643.22 259.72 4 轴 6.509 6.315 643.22 643.22 96.64 2.5.齿轮的设计齿轮的设计 2.5.1 第一级齿轮传动的设计计算第一级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度 选用斜齿圆柱齿轮传动 方案如下： 小齿轮 1 材料用 S34CrNiMo（调质） 材料品质 MX，硬度为 248HBS， 大齿轮 2 材料 ZG35CrMo（调质）材料品质 ME,硬度为 179- 241HBS, 二者硬度之差为 35HBS。 初选螺旋角24 = o，初选小齿轮的齿数 17，大齿轮的齿数取 58 按 GB/T100951998，选择 7 级精度，齿根喷丸强化。 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 9 初步设计齿轮传动的主要尺寸 （1）按齿面接触强度设计 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d 1）确定各参数的值: 试选1.6 t K = 查机械设计课本第八版 217 P（以下课本都指该课本）图 10- 30 选取区域系数 2.32 H Z= 并由课本 215 P图 10- 26 12 0.680.78 = 则0.680.781.46 =+= 由课本 206 P公式 10- 13 计算应力值环数 11 60 h Nn jL=6014401(33658）=7.568610 8h 1 2 1 N N u = 2.221810 8h ( 1 u 为齿数比,即 2 1 z z ) 查课本 201 P10- 19 图得：KHN1=1.11 KHN2=1.07 齿轮的疲劳强度极限 查课本由 209 P图 10- 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 820 H MPa= 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 10 大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2 640 H MPa= 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 205 P公式 10- 12 得: 1lim1 1 1.11 820910.2 HNH H K MPa S = 2lim2 2 1.07 640684.8 HNH H K MPa S = 许用接触应力 MPa HHH 4 . 7972/ ) 8 . 684 2 . 910(2/ )( 21 =+=+= 查课本由 201 P表 10- 6 得：材料的弹性影响系数 E Z =188.9MPa 由 205 P表 10- 7 得: 0.55 d = 1 T =95.510 5 11 P n =4.874 4 10Nmm 2）设计计算 小齿轮的分度圆直径 1t d 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d + =mm 5 . 40) 4 . 797 9 . 18832 . 2 ( 4 . 3 4 . 4 46 . 1 55 . 0 10874 . 4 4 . 12 2 4 3 = 计算圆周速度 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 11 = = 100060 11 nd t sm/05 . 3 100060 1440 5 . 4014 . 3 = 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b= td d1=0.55 40.522.28mm= 计算摸数 n m 初选螺旋角 =24 nt m =mm Z d t 18 . 2 17 24cos 5 . 40cos 1 1 = = o 计算齿宽与高之比b h 齿高 h=2.25 nt m=2.252.18=4.9mm 22.28 4.55 4.9 b h = 计算纵向重合度 1 0.318tan1.324 dz = 计算载荷系数 K 使用系数 A K =1 根据 V=3.2325m/s，齿轮精度为 7 级精度，查机械设计 手册第二版（机械工业出版社）第四卷 35 46 P 35.2- 12 式 动载系数 2 11 2 2 1() 1001 V t A kz vu Kk F u k b = + + 2 2 23,917 3.053.4 1(0.0087)1.18 48.74 40.5 1001 3.4 1 22.28 V K = += + 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 12 查手册 4735 P表 35.2-28 得 K H 的计算公式: 小齿轮为悬臂支承，精度等级 7 K H =b d b + 32 1 1047 . 0 )(7 . 61 18 . 0 17 . 1 =1.17+0.181+6.7( 9 . 44 695.24 ) 2 +0.4710 3 24.695=1.727 查课本由 198 P图 10-13 得: K F =1.15 查课本由 195 P表 10-3 得: HF KK =1.1 故载荷系数: KK K K H K H =11.181.11.727=2. 23 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d t 1 t KK / 3 =40.5 4 . 1 23. 2 3 =47.3mm 计算模数 n m 1 1 cos47.3 cos24 2.54 17 n d mmm Z = o 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 3 2 1 2 1 2cos () FS n daF KTY Y Y m Z 一、 确定公式内各计算数值 1、 小齿轮传递的转矩48.74Nm 确定齿数 z 因为是软齿面，故取 12 17,58ZZ= 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 13 2、 计算当量齿数 zz /cos17/ cos 32417.52 zz /cos58/ cos 32459.77 3、 初选齿宽系数 按悬臂布置，由表查得0.55 4、 初选螺旋角 初定螺旋角 24 5、 载荷系数 K 1 1.197 1.1 1.151.514 AVFF KK K KK = = 6、 查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y 查课本由 200 P表 10-5 得: 齿形系数 Y2.97 Y2.28 应力校正系数 Y1.52 Y1.73 7、 计算大小齿轮的 F SF FY 查课本由 208 P表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 aFF MP650 1 = 大齿轮 aFF MP530 2 = 查课本由 206 P表图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数: K 1FN =0.95 K 2FN =0.98 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1= 1 . 441 4 . 1 65095 . 0 11 = = S K FFFN a MP 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 14 F 2=371 4 . 1 53098 . 0 22 = = S K FFFN a MP 0102 . 0 1 . 441 52 . 1 97 . 2 1 1 1 = = F SF FY 0106 . 0 371 73 . 1 28 . 2 2 2 2 = = F SF FY 大齿轮的数值大.选用. 二、 设计计算 计算模数 mmmmmn69 . 1 46 . 1 1755 . 0 0106 . 0 24cos8 . 010874 . 4 627 . 1 2 2 24 3 = 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 n m 大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357- 1987 圆整为标准模数,取 mn=2.5mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=47.3mm来计算应有的齿数.于是由: z1= n m 24cos 3 . 47 =17.3 取 z1=17 那么 z2=3.417=58 几何尺寸计算 计算中心距 a= cos2 )( 21n mzz + = + 24cos2 5 . 2)5817( =102.62mm 将中心距圆整为 103mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos “21 505923 62.1022 5 . 2)5817( arccos 2 )( o = + = + n m 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 15 因 值改变不多,故参数 , k , h Z 等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 d1= “ 1 505923cos 5 . 217 cos o = n mz =46.7mm d2= “ 2 505923cos 5 . 258 cos o = n mz =159.3mm 计算齿轮宽度 B=mmmm d 7 . 25 7 . 4655 . 0 1 = 取 1 35B = 2 25B = 2.5.2. 第二级齿轮传动的设计计算第二级齿轮传动的设计计算 材料：第二级小齿轮选用 S34CrNi3Mo 钢(调质),品质等级 ML，齿面 硬度为小齿轮 248HBS 取小齿齿数 1 Z =32；大齿轮选用 ZG310570(正火), 品质等级 MQ，齿面硬度为 163197HBS，z2=1.62532=52。齿轮精度:按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 （1）按齿面接触强度设计 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d 1） 确定公式内的各计算数值 试选 t K =1.5 查课本由 217 P图 10- 30 选取区域系数 ZH=2.32 试选,并 o 24=由课本图 215 P10- 26 查得 1 =0.758 2 =0.765 =0.758+0.765=1.523 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 16 由课本公 206 P式 10- 13 计算应力值环数，应力循环次数： N1=60njLn=604221(38365) =2.21810 8 N2= = 625 . 1 10218 . 2 8 2 1 u N 1.36510 8 查课本 207 P 10- 19 图得接触疲劳寿命系数 K 1HN =1.075 K 2HN = 1.09 查课本由 209 P图 10- 21d 与 209 P图 10- 21c 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 502.5 H MPa= 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 298 1lim = 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H 1= S K HHN1lim1 =1.075 502.5540.2 1 =MPa H 2= S K HHN2lim2 =1.09298=324.82MPa = + = 2 )( 2lim1limHH H 432.5MPa 查课本由 201 P表 10- 6 得查材料的弹性影响系数 ZE=188.9MPa 由 205 P表 10- 7 得选取齿宽系数 95 . 0 = d T=95.510 5 33/n P =95.510 5 7.058/422 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 17 =1.5971 5 10 N.mm 3 5 22 1 3 1 212 1.5 1.5972 101.625 12.32 188.9 ()() 0.95 1.5231.625432.5 tHE t dH K TZ Zu d u + = =81.9mm 2） 计算圆周速度 12 81.9 422 60 100060 1000 t d n = 1.809sm/ 3） 计算齿宽 b= d d t 1 =0.9584.18=77.81mm 4） 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mnt= 1 1 cos81.9 cos24 2.34 32 t d mm Z = o 齿高 h=2.25mnt=2.252.34 =5.27mm h b =77.81/5.27=14.81 5）计算纵向重合度 3 . 424tan32318 . 0 tan318 . 0 1 = o z d 6）计算载荷系数 K 使用系数 K A=1 。查机械设计手册4635 P35.2- 12 式 2 11 2 23.9 1()1 (0.0087) 159.72 81.9 1001 1 77.81 V t A Kz vu KK F u K b = += + + + 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 18 2 2 32 1.8091.625 1.13 1001 1.625 = + 查手册 4735 P表 35.2- 28 得 K H 的计算公式: 小齿轮为非对称支承，精度等级 7 K H =1.17+0.181+0.6( 1 d b ) 2 +0.4710 3 b =1.17+0.181+0.6(79.97/84.18)+ 0.4710 3 79.97=1.485 查表选取各数值 K F =1.35 K H =K F =1.1 故载荷系数 K HHvA KKKK =11.131.11.485=1.846 7） 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1=d t 1 t k k =81.9 3 1.846 87.77 1.5 mm= 计算模数 mm z d mn51 . 2 32 24cos77.87cos 1 1 = = o (2）. 按齿根弯曲强度设计 n m cos2 1 2 2 3 3 F SF d YY Z YKT 1) 确定公式内各参数 计算小齿轮传递的转矩 2 T 159.72Nm 确定齿数 z 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 19 因为是软齿面，故取 1221 32,1.625 3252zzuz= 传动比误差 uz / z 52/321.625 i0.0325，允许 初选齿宽系数 d 按对称布置，由表查得 d 0.95 初选螺旋角 初定螺旋角 24 载荷系数 K 1 1.13 1.1 1.351.68 AVFF KK K KK = = 当量齿数 1 1 33 2 2 33 32 39.81 coscos 24 52 64.69 coscos 24 v v z z z z = = o o 查取齿形系数 F Y 和应力校正系数s Y 查课本由 200 P表 10- 5 得: 28 . 2 , 4 . 2 21 = FF YY 73 . 1 ,67 . 1 21 = SS YY 计算大小齿轮的 F SF FY Y 10.80 查课本由bP2010 207 图和 208 P图 10-20c 得 到弯曲疲劳强度极限 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 20 1 410 FEa MP= aFE MP240 2 = 查课本由 206 P图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.95 K 2FN =0.98 S=1.4 F 1= 11 0.95 410 278.2 1.4 FNFE a K MP S = F 2= a FFFN MP S K 168 4 . 1 24098 . 0 22 = = 计算大小齿轮的 F SaFaF Y ,并加以比较 11 1 2.4 1.67 0.0144 278.2 FaSa F YF = 0234. 0 168 73 . 1 28 . 2 2 22 = = F SaFa FY 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. A. 计算模数 mmmmmn78 . 1 523 . 1 3295 . 0 0234 . 0 24cos8 . 0105972 . 1 68 . 1 2 2 25 3 = o 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，按 GB/T1357- 1987 圆整为标准模数,取 mn=2.5mm 但为了同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的 分度圆直径 d1=87.77mm 来计算应有的齿数. z1= n m 24cos77.87 =32.07 取 z1=32 z2=1.62532=52 初算主要尺寸 计算中心距 a= cos2 )( 21n mzz + = + 24cos2 5 . 2)5232( =114.9mm 将中心距圆整为 115 mm 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 21 修正螺旋角 =arccos“14 4 24 1152 5 . 2)5232( arccos 2 )( 21o = + = + a mn 因 值改变不多,故参数 , k , h Z 等不必修正 分度圆直径 d1= “ 1 14724cos 5 . 232 cos o = n mz =87.6mm d2= “ 2 14724cos 5 . 252 cos o = n mz =142.4 mm 计算齿轮宽度 mmdb d 2 . 83 6 . 8795 . 0 1 = 取 1 37Bmm= 2 35Bmm= 2.5.3. 第三级齿轮传动的设计计算第三级齿轮传动的设计计算 材料：第三级小齿轮选用 35CrMn 钢（调质） ，齿面硬度为小齿轮 207269HBS，品质等级 ML,取小齿齿数 1 Z =16； 大齿轮选用 ZG310（正火） ，齿面硬度 163197HBS,品质等级 ME, z2=2.687516=43 齿轮精度： 按 GB/T100951998，选择 8 级，齿根喷丸强化。 (1) 按齿面接触强度设计 1) 确定公式内的各计算数值 试选 Kt=1.6 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 22 查课本由 217 P图 10- 30 选取区域系数 ZH=2.32 试选 o 24=,查机械设计手册图 23.2- 10 1 =0.66,查图 23.2- 11 2 =1.25 =0.66+1.25=1.91 应力循环次数 N1=60n3jLn=60259.71(38365) =1.3610 8 N2= = 6875 . 2 1036 . 1 8 3 1 u N 0.50810 8 由课本 207 P 图 10- 19 查得接触疲劳寿命系数 K 1HN =1.1 K 2HN = 1.13 查课本由 209 P图 10- 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 490 H MPa=, 大齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 490 H MPa= 取失效概率为 1%,安全系数 S=1.05,则接触疲劳许用应力 H 1= S K HHN1lim1 =1.1 490539 1 =MPa H 2= S K HHN2lim2 =1.13445=502.85MPa = + = 2 )( 2lim1limHH H 520.7MPa 查课本由 201 P 表 10- 6 查材料的弹性影响系数 ZE=188.9MPa 选取齿宽系数1= d .2 T=95.510 5 33/n P =95.510 5 6.778/259.7=2.4925 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 23 =2.4925 5 10 N.mm 3 5 22 1 3 1 212 1.6 2.4925 103.68752.32 188.9 ()() 1.2 1.912.6875520.7 tHE t dH K TZ Zu d u = =69.67mm 2) 计算圆周速度 12 69.67 259.7 60 100060 1000 t d n = 0.947sm/ 3) 计算齿宽 b= d d t 1 =1.269.67=83.6mm 4) 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mnt= 1 1 cos69.67 cos24 3.98 16 t d mm Z = o 齿高 h=2.25mnt=2.253.98 =8.96mm h b =83.6/8.96=7.78 5) 计算纵向重合度 72 . 2 24tan16318 . 0 tan318 . 0 1 = o z d 6) 计算载荷系数 K 使用系数 K A=1 查机械设计手册4635 P35.2-12 式 v K= 2 2 11 1100 )(1 u uvz k b F k k t A + +=1+( 23.9 0.0087 249.25 69.67 1 83.6 + ) 2 2 16 0.9472.6875 10012.6875 + =1.03 查手册 4735 P表 35.2-28 得 K H 的计算公式: 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 24 小齿轮为对称支承，精度等级 7 K H =1.17+0.18( 1 d b ) 2 +0.4710 3 b =1.17+0.18(83.6/69.67)+ 0.4710 3 83.6=1.468 查表选取各数值 K F =1.35 K H =K F =1.1 故载荷系数 K HHvA KKKK =11.031.11.468=1.66 7) 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1=d t 1 t k k =69.67 3 1.66 70.5 1.6 mm= 8) 计算模数 1 1 cos69.67 cos24 4.03 16 n d mmm z = o (2) 按齿根弯曲强度设计 n m cos2 1 2 2 3 3 F SF d YY Z YKT 1) 确定公式内各计算数值 计算小齿轮传递的转矩 3 T249.25Nm 确定齿数 z 取 1 z 16， 2 z 3 u 1 z 2.68751643 初选齿宽系数 d 按对称布置，由表查得 d 1.2 初选螺旋角 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 25 初定螺旋角 24 载荷系数 K K AVFF K K KK =11.031.11.3581.54 当量齿数 1v z 1 z /cos16/ cos 32421.0 2v z 2 z /cos43/ cos 32456.4 由课本 200 P表 10- 5 查得齿形系数 F Y 和应力修正系数S Y 28 . 2 ,76 . 2 21 = FF YY 73 . 1 ,56 . 1 21 = SS YY 计算大小齿轮的 F SF FY 查课本由 208 P图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 1 410 FEa MP= 2 360 FEa MP= 查课本由 206 P图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.98 K 2FN =0.95 S=1.4 F 1= 11 0.98 410 287 1.4 FNFE a K MP S = F 2= 22 0.95 360 244.3 1.4 FNFF a K MP S = 计算大小齿轮的 F SaFaF Y ,并加以比较 11 1 2.76 1.56 0.015 287 FaSa F YF = 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 26 22 2 2.28 1.732 0.016 422.3 FaSa F YF = 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 3 52 2 2 1.52 2.4925 100.8 cos 240.016 2.12 1.2 161.91 n mmmmm = o 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，按 GB/T1357- 1987 圆整为标准模数,取 mn=4mm 但为了同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的分 度圆直径 d1=70.5mm来计算应有的齿数. z1= 70.5 cos24 n m =16.01 取 z1=16 z2=2.687516=43 初算主要尺寸 计算中心距 a= cos2 )( 21n mzz + = (1643) 4 2 cos24 + =129.2mm 将中心距圆整为 129 mm 修正螺旋角 =arccos 12 ()(1643) 4 arccos23 4958“ 22 129 n m a + + = o 因 值改变不多,故参数 , k , h Z 等不必修正 分度圆直径 d1= 1 “ 16 4 coscos23 4958 n z m = o =69.97mm d2= 2 “ 43 4 coscos23 4958 n z m = o =188 mm 计算齿轮宽度 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 27 1 1.2 69.9783.96 d bdmm= 取 1 62Bmm= 2 60Bmm= 2.6. 传动轴和滚动轴承的设计传动轴和滚动轴承的设计 2.6.1 输入轴的强度校核输入轴的强度校核 已求出输入轴的功率 1 7.35PW=， 转速 min/1440 1 rn = 扭矩 mNT=74.48 1 (1) 求作用在齿轮上的力 齿轮轴上的圆周力 因已求得小齿轮的分度圆的直径为 mm zm d n 7 . 46 42824cos 5 . 217 cos “ 1 1 = = = o 而齿轮上的圆周力 N mm mN d T Ft 4 . 2087 7 . 46 74.4822 1 1 = = 齿轮轴上的径向力 NFF n tr 9 . 834 91 . 0 20tan 4 . 2087 cos tan = o 齿轮轴上的轴向力 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 28 NFF t 9 . 951456 . 0 4 . 2087tan= 受力图如图 2- 1 所示 (2) 初步确定轴的最小直径 先按机械设计第八版课本公式 15- 2 初步估算轴的最小直径。初选轴的 材料为 35 号钢，调质处理。根据下表查取 0 A 值 表 2- 1 轴常用几种材料的 T 及 0 A 值 轴的材料 Q235- A Q275 35(1Cr18Ni9Ti) 45 40Cr 35SiMn 38SiMnMo 3Cr13 / T MPa 1525 2035 2535 3555 0 A 149126 135112 126103 11297 取 13 0 =A 0，于是得 mmmm n P Ad39.22 1440 35 . 7 130 3 1 1 3 0 min = 输入轴的最小直径显然是安装齿轮的直径，小齿轮与轴靠普通单键连 接，所以轴的直径应增大 7%- 10%，所以轴的最小直径应为 mmdd95.23%)71 (min min =+= 为了使所选的轴的直径与齿轮孔径相适 应取轴的最小直径为 24mm。 (3) 轴的结构设计 山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文 29 1）拟订轴上零件的装配