带式运输机用圆锥圆柱齿轮减速器设计课程设计

1、 湖南人文科技学院 课程设计报告 课程名称 : 机械设计课程设计 设计题目 ：带式运输机用圆锥圆柱齿轮减速器设 系 别： 机电工程系 专 业：机械设计制造及其自动化 指导教师评语 ： 指导教师签名： 年 月 日 成 绩 评 定 项目 权重 成绩 1、设计过程中出勤、学习态度 等方面 0.2 2、课程设计质量与答辩 0.5 3、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 摘要 本设计是链式运输机用圆柱圆锥减速器， 采用的是二级齿轮传动。 在设计的 过程中，充分考虑了影响各级齿轮和各部件的承载能力，对其做了

2、详细的分析， 并就它们的强度，刚度，疲劳强度和使用寿命等都做了校核，并且在此基础上， 从选材到计算都力争做到精益求精。 考虑到使用性能原则， 工艺性能原则， 经济 及环境友好型原则，在材料的价格，零件的总成本，资源及能源，材料的环境友 好及循环使用等方面都做了较为深刻的评估。 本次设计还考虑了机械零件的各种 失效形式， 在尽可能的情况下做到少发生故障。 本次设计具有： 各级传动的承载 能力接近相等； 减速器的外廓尺寸和质量最小； 传动具有最小的转动惯量； 各级 传动中大齿轮的浸油深度大致相等等特点。 矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。 关键词 ：齿轮传动 轴 滚动轴承 键连接 结构尺寸 前言 聞1創沟燴鐺

3、險爱氇谴净。 一、设计任务书 残2 骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。 二、传动方案的拟定及其说明 3酽锕极額閉镇桧猪訣锥。 三、电动机的选择 5彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。 3.1电动机的功率的选择 5謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。 3.2电动机转速和型号的选择 6厦礴恳蹒骈時盡继價骚。 四、传动比的分配 10茕桢广鳓鯡选块网羈泪。 4.1锥齿轮传动比、齿数的确定 10鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。 4.2圆柱齿轮传动比、齿数的确定 10籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。 五、传动参数的计算及其确定 13預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。 5.1整个机构各轴转速的确定 13渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。 5.2整个机构各轴的输入功率的确定 13铙誅卧泻噦圣骋

4、贶頂廡。 5.3整个机构各轴的输入转矩的确定 14擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。 5.4整个机构各轴的传动参数 15贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。 六、传动件的设计计算 17坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。 6.1高速级齿轮传动的设计计算 17蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。 6.2低速级齿轮传动的设计计算 24買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。 七、轴的设计计算 38綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。 7.1输入轴的设计 38驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。 7.2中间轴的设计 44猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。 7.3输出轴的设计 51锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。 八、滚动轴承的选择及校核计算 57構氽頑黉碩饨荠龈话骛。 九、键联接的选择及校核计算 59輒峄陽檉簖疖網儂號

5、泶。 9.1输入轴键计算 59尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。 9.2 中间轴键计算 59识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。 9.3输出轴键计算 59凍鈹鋨劳臘锴痫婦胫籴。 十、联轴器的选择及校核计算 61恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦。 各种联轴器的比较 联轴器的选择 联轴器的校核计算 减速器附件的选择 10.1 10.2 10.3 十一 11.1 11.2 11.3 11.4 11.5 11.6 11.7 12、 61鯊腎鑰诎褳鉀沩懼統庫。 62硕癘鄴颃诌攆檸攜驤蔹。 62阌擻輳嬪諫迁择楨秘騖。 64氬嚕躑竄贸恳彈瀘颔澩。 64釷鹆資贏車贖孙滅獅赘。 放油孔与螺塞 64怂阐譜鯪迳導嘯畫長凉 视孔盖和窥视孔 油标 6谚4辞

6、調担鈧谄动禪泻類 通气孔 6嘰4 觐詿缧铴嗫偽純铪锩。 起盖螺钉 6熒5 绐譏钲鏌觶鷹緇機库。 定位销 6鶼5 渍螻偉阅劍鲰腎邏蘞。 66颖刍莖蛺饽亿顿裊赔泷。 吊环 6纣5忧蔣氳頑莶驅藥悯骛。 润滑与密封 随着科学技术的发展， 各种设计制造技术， 材料和热处理质量及齿轮加工精 度都有了较大提高。 各种通用和专用减速器在这种情况下也飞速发展和进步， 体 积和质量明显减少， 承载能力， 使用寿命和传动效率有了较大提高。 对节能和提 高主机的整体水平起到了很大的作用。但是，中国大多数的减速器水平还不高， 老产品不可能立即被取代， 新老产品的过渡还有很长的一段时间。 当今的减速器 是向着大功率，大传

7、动比，小体积，高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减 速器与电动机的连体机构， 也是大力开拓的形式。 近十几年来， 由于计算机技术 与数控技术的发展， 是的机械加工精度和加工效率大大提高， 从而推动了机械传 动产品的多样化。 在 21 世纪成套机械装备中， 齿轮依然是机械传动的基本部件。 CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械传动行业的飞速发展，而减速器正是其 中的代表。 在传动设计中的学科交叉， 将成为新型传动产品的发展趋势。 本次课 程设计是带式运输机上的圆锥圆柱减速器， 在课程设计的过程中， 我们组始终秉 承着用料最省， 成本最低。 从设计到选材都坚持考虑使用性能原则， 工艺性能原 则，

8、经济及环境友好型原则， 力求在满足各部件的强度、 刚度和承载力等要求的 前提下，节约材料的成本，还要做到循环使用。总的来说，本次课程设计严格按 照要求，有着设计精，成本少，污染低等特点。 濫驂膽閉驟羥闈詔寢賻。 结果 计算及说明 一、设计任务书 设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。空载 起动，经常满载运行，工作有轻震，不反转。单班制工作。 运输机卷筒直径 D=320 , 运输带容许速度误差为 5。减 速器为小批生产，使用期限 10 年。 原始数据： 原始数据 题号 1 运输带工作拉力 （） 2103 运输带工作速度 （ / ） 1.2 结果 计算及说明 二、传动方案的拟定及其说明 按下

9、列要求选择传动方案： a 各级传动的承载能力接近相等； b 减速器的外廓尺寸和质量最小； c 传动具有最小的转动惯量； d 各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。 初步可拟定以下传动方案： 1电动机 2 联轴器 3 圆锥齿轮减速器 4 带式运输机 附图一 结果 计算及说明 三、电动机的选择 按工作要求和工作条件及其发热、启动力矩、最大力 矩等的分析，由机械设计课程设计 （Y 系列电动机 P177 页）查得：可选用一般用途的 Y 系列（IP44）系列封闭式三 相异步电动机， 而由传动方案拟定图可知电机应为卧式封闭 结构。 3.1 电动机的功率的选择 3.1.1 链式运输机的输出功率 Pw Pw F

10、wVw / 1000 w 由于为带式传动机，故可取 w为 0.96 3 所以 Pw FwVw /1000 w 1200100 0.19.62 2.5KW 3.1.2 电动机输出功率 Pd Pd Pw / 传动装置的总效率 式中 1、 2 为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承 的效率。 由 机械设计课程设计表 3-1 机械传动效率概略值 （P13 页） 查得：带轮两端的球轴承的效率为 1 0.99 ；弹性 柱销联轴器的效率为 2. 0.99 ；大齿轮两端的球轴承的效率 为 3 0.99 ；8 级精度油润滑的一般圆柱齿轮传动 4 0.97 ； 大圆锥齿轮两端的一对圆锥滚子轴承的效率为 5 0.9

11、8 ；8 级精度油润滑的一般锥齿轮传动的效率为 6. 0.96 ；小圆锥 齿轮两端的一对圆锥滚子轴承的效率为 7 0.98 ；弹性柱销 联轴器的效率为 8. 0.99 ；则 0.99 0.99 0.99 0.97 0.98 0.96 0.98 0.99 0.86 故所需电动机的功率为 Pd Pw / 2.5KW 2.91KW d w 0.86 3.1.3 电动机额定功率 Pm 根据机械设计课程设计 P12页功率的选择，按 Pm pd 来选取电动机型号的规定，查询机械设计课程设计 P178 页 表 17-7 可知所选电动机的额定功率为查的可选取电动机 额定功率 Pm 3KW 。 3.2 电动机转

12、速和型号的选择 通过表 17-7 Y 系列（ IP44）三相异步电动机的技术 数据可选定的电动机型号主要有以下四种： 型号 同步转速 极 数 Y100L-2 3000r/min 2 Y100L2- 4 1500r/min 4 Y132S-6 1000r/min 6 Y132M-8 750r/min 8 根据原始数据的给出 原始数据 题号 1 运输带工作拉力 （） 2103 运输带工作速度 （ / ） 1.2 其中运输带的的工作速度为 1.2m/s 根据 V r 2 n r ： V 1.2m/ s 可得： n10.60r /s 2 r 2 0.32 根据 n 60 n1 可得： n 60 n1

13、36r /min 推算电动机转速可选范围， 由机械设计课程设计 P14 页单级圆锥齿轮传动比推荐值的范围为 i1 23，其单级传 动比的最大值 i max 5 ，单级圆柱齿轮传动比推荐值的范围 i2 3 5 ，其单级传动比的最大值 imax 8 根据 i nm （其中 nm 表示为电动机的满载转速， nw nw 表示为工作机的转速） 可得 nm i nw 其整个的取值范围在 n 216r /min 900r /min 之间，最 大的取值为 1400r / min 。 于是选用电动机的类型为 Y132M-8，其明细表如下 电动机型号 Y132M-8 额定功率 （ kw ） 3 同步转速 （r/m

14、in ） 750 满载转速 （r/min ） 710 极数 8 质量 （ kg ） 79 结果 计算及说明 四、传动比的分配 根据 i nm （其中 nm 表示为电动机的满载转速， nw nw 表示工作机的转速） 可得 i nm 710r/min 19.72 nw 36r /min 4.1 锥齿轮传动比、齿数的确定 4.1.1 锥齿轮传动比的确定 a 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 3 4 。 b 因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油 深度相近时 i 3.5 4.2。 所以此处传动比的选取为 i1 4.0 。 4.1.2 锥齿轮齿数

15、的确定 根据规定小锥齿轮的齿数一般取 Z1 17 25，于是在此 辞设计中选小圆锥齿轮齿数 Z1 20 。 根据 Z2 i Z1 可得 Z2 4.0 20 80.0 4.2 圆柱齿轮传动比、齿数的确定 4.2.1 圆柱齿轮传动比的确定 根据 i i1 i2 10 可得 19.72 4.93 i1 4.0 4.2.2 圆柱齿轮齿数的确定 首先确定小齿轮的齿数为 30 根据 Z4 i2 Z3 可得 Z4 4.93 30 147.9 4.2.3 圆柱齿轮传动比、齿数的最终确定 经圆整可取大齿轮齿数Z4 148 那么在圆柱齿轮啮合是其实际的传动比为 i2 11 4.93 2 Z3 根据要求运输带容许速

16、度误差可以限制在 5的范围内，所 以所选的传动比合理。 计算及说明 结果 12 五、传动参数的计算及其确定 5.1 整个机构各轴转速的确定 根据机械设计课程设计 公式 P15页，第四节中给出的计算 具体如下： 高速轴的转速n nm 中间轴的转速 nn /i1 低速轴的转速 nn/i2 nm / i1i2 滚筒轴的转速 n n 其中：nm为电动机的满载转速； i1为高速级传动比； i2 为 低速级传动比。 可得nnm 710r /min n n /i1 710r /min 4.0 177.5r /min n n /i 2 nm / i1i2 710r/ min 4 4.93 36.0r /min

17、 nn 36.0r /min 5.2 整个机构各轴的输入功率的确定 高速轴的输入功率 中间轴的输入功率 低速轴的输入功率 滚筒轴的输入功率 P Pm c P P1 g P P 2g P P cg 其中： Pm 为电动机的额定功率 KW）； c 为联轴器的 13 效率； g 为一对轴承的效率； 1 为高速级齿轮传动的效率； 2 为低速级齿轮传动的效率。 可得 P Pm c 3KW 0.99 2.97KW PP1g 3KW0.990.982.91KW P P2g2.91KW0.990.982.82KW P Pcg2.82KW0.990.982.71KW 5.3 整个机构各轴的输入转矩的确定 高速轴

18、的输入转矩 中间轴的输入转矩 低速轴的输入转矩 滚筒轴的输入转矩 可得 T 39.95N m T 9550P1 / n T 9550P /n T 9550P /n T 9550P /n T 156.57N m T 748.08N m T 718.90N m 14 5.4 整个机构各轴的传动参数 如下表： 电机 轴 轴 轴 轴 滚筒轴 功率 P/ kw 3 2.97 291 2.82 2.71 转矩 T( N m) 40.35 39.95 156.5 7 748.0 8 718.90 转速 n/ r /min 710 710 177.5 36.0 36.0 传动比 i 1 4.0 4.93 1

19、效率 0.99 0.98 0.99 0.99 15 计算及说明 结果 16 六、传动件的设计计算 6.1 高速级齿轮传动的设计计算 已 知 输 入 功 率 P 2.97KW ， 小 齿 轮 转 速 n 710r / min ，齿数比 i1 4.0 ，由电动机驱动，运输器工 作平稳，空载起动，经常满载运行，工作有轻震，不反转， 单班制工作。减速器为小批生产，使用期限 10 年。 6.1.1 选定齿轮类型、精度等级和材料 选定齿轮类型 根据国家标准规定选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力 角为 20 。 选定齿轮精度等级 由于圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，其运转速度不 高，由机械设计第九版第十章表

20、10-6（P205 页）查得 通用减速器的精度等级范围为 68 级，根据注释要求，在主 传动齿轮或重要的齿轮传动中，精度等级偏上限选择。 根据国家标准规定，在选择齿轮精度等级是，应当从降 低制造成本的角度出发，首先满足主要使用功能，然后兼顾 其他要求。 综合两项要求，故可选用圆锥齿轮的精度为 7 级精度。 选定齿轮的材料 由机械设计 第九版第十章第三节 P190页齿轮材料的 选择原则 : a 齿轮材料必须满足工作条件的要求，如强度、寿命、 可靠性、经济性等； b 应考虑齿轮尺寸大小， 毛坯成型方法及热处理和制造 工艺； 17 c 正火碳钢， 只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工 作的齿轮；调质

21、碳钢可用于在中等冲击载荷下工作的齿轮； d 合金钢常用于制作高速、 重载并在冲击载荷下工作的 齿轮； e 航空齿轮要求尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理 的高强度合金钢； f 钢制软齿面齿轮， 其配对两轮齿面的硬度差应保持在 3050HBS或更多。 由机械设计（第九版） 表 10-1 （P191页）选择小齿 轮材料为 40Cr （ 调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）， 硬度 为 240HBS（小 齿轮 比大 齿轮 硬度 高 2050HBS）。 6.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 由机械设计（第九版）式 10-11（P203 页）设计计算 公式进行试算： 由机械设计第九

22、版式 10-29 试算小齿轮分度圆 直径，即 d1t 3 R 14K0H.5tT1R 2u ZHHZE 确定公式内的各计算数值 试选 KHt 1.3 计算小齿轮传递的扭矩。 T39.95N m 3.995 104 N mm 选取齿宽系数 R 0.3 。 由机械设计第九版图 10-20 查得节点区域系数 ZH 2.5 。 由机械设计第九版表 10-5 查得材料的弹性影响 18 系数 ZE 189.8MPa1/2 。 计算接触疲劳许用应力 H 。 由机械设计第九版图 10-25 d 查得小齿轮和大齿轮 的接触疲劳极限分别为 H lim1 600MPa ， Hlim2 550MPa 由式 10-15

23、 计算应力循环次数： N1 60 n1 j Lh 60 710 1 8 365 10 1.244 109 N2 N1 /i 3.11 108 由机械设计第九版图 10-23 查询接触疲劳寿命系 数 KHN1 0.90, KHN 2 0.95。 取失效概率为 1%，安全系数 S 1 ， 由机械设计第九版 式 10-14 K Nlim S S1 可得 H 1 KN lim 0.90 600 MPa 540MPa S1 H 2 K N lim 0.95 550 MPa 523MPa 取 H 1 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 H 2 523MPa 。 试算小齿轮分度圆

24、直径 4K HtT1 即 3 1.3 3.395 10 d1t 3 0.3 1 0.5 0.3 2 4 2 2.5 189.8 mm 523 50.09mm 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v 19 dm1 d1t 1 0.5 R 50.09 1 0.5 0.3mm 42.58mm vm dm1 n1 60 1000 42.58 710 60 1000 m/ s 1.58m / s 当量齿轮的齿宽系数 d b R d1t i2 1/ 2 0.3 50.09 42 1 2 30.98mm d b/dm1 30.98 / 42.58 0.73 计算实际载荷系数 KH

25、 。 由机械设计第九版 表 10-2 查得使用系数 KA 为 1.00 。 根据vm 1.58m/ s ，7级精度，查询机械设计第九 版图 10-8 查得动载系数 KV 1.05 。 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 KH 1 。 由机械设计第九版表 10-4 用插值法查得 7 级精度、 小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数 KH 1.10 。 由此，可得实际载荷系数为： KH K A Kv KH KH 1.00 1.05 1 1.10 1.155 由机械设计第九版式 10-12 ，可得按实际载荷系 数算得的分度圆直径为： K1.155 d1 d1t 3 H 50.09 3 47.21mm

26、1 1t KHt1.3 其相应的模数为： m d1/z1 47.21/ 20 2.36 6.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 由机械设计第九版式 10-27 试算模数，即 m1 3 R 1 0.5 R 2 Z KFt T1 12 i2 1 确定公式中的各参数值。 20 试选 KFt 1.3 YFa Ysa 计算 F 由分锥角 1 arctan 1/ i arctan1/ 4 14.04 2 90 14.04 75.96 由此，可得当量齿数： Zv1 Z1 / cos 1 20/cos14.04 20.62 Zv2 Z2 /cos 2 80 / cos 75.96 329.76 由机械设计第九版图

27、 10-17 查得齿形系数： YFa1 2.81YFa2 2.11 由机械设计第九版图 10-18 查得应力修正系数： Ysa1 1.56Ysa2 1.89 由机械设计第九版图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的 齿 根 弯 曲 疲 劳 极 限 分 别 为 ： F lim1 500MPa ； F lim 2 380MPa 。 由机械设计第九版图 10-22 取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1 0.85K FN 2 0.88 取弯曲疲劳安全系数 S=1.7 ，由机械设计第九版式 10-14 可得 F 1 KFN1 Flim1 0.85 500 MPa 250MPa F 1S1.7 F 2 KFN 2

28、 Flim2 0.88 380 MPa 197MPa F 2S1.7 2.81 1.56 250 YFa2 Ysa2 0.0175 2.11 1.89 197 0.0202 21 因为大齿轮的 YFa Ysa 大于小齿轮，所以取： F YFa Ysa F YFa2 Ysa20.0202 F2 试算模数。 KFt T1 2 mt3 2 t R 1 0.5 R 2 Z12i 2 1 4 1.3 3.995 104 3 0.3 1 0.5 0.3 2 20242 0.0202mm 1 1.36mm 调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v d1 mt Z1 1.36 20mm 27

29、.2mm dm1 d1 1 0.5 R 27.2 0.85mm 23.12mm v dm1 n123.12 710 m/s 0.86m / s vmm/s 0.86m / s m 60 1000 60 1000 齿宽 b 。 b R d1 i22 1/2 0.3 27.2 17 2 16.82mm 计算实际载荷系数。 根据v 0.86m/ s ，7级精度，由机械设计第九版 图 10-8 查得动载系数为 Kv 1.05 。 由于直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 K F 1.00 。 由 机械设 计第九版表 10-4 用 插值法查得 K H 1.34 ， 于是可得： KF 1.270 则载荷

30、系数为 KF KA Kv K F KF 1.00 1.05 1.00 1.27 1.33 由机械设计第九版式 10-13 ，可得按实际载荷系 数算得的齿轮模数为 KF1.33 m mt 3 F 1.36 3 1.37 KFt1.3 按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 就近选择标准模数 m 2mm , 按 照 接 触 疲 劳 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径 为 d1 47.21mm，算出小齿轮的齿数为 Z1 d1/m 23.605。 取小 齿轮 的齿 数为 Z1 24 ，那么大齿 轮的 齿数 为 Z2 i Z1 4 24 96 为了使两齿轮的齿数互为质数，取 Z2 97 。 6.1.4 几

31、何尺寸计算 计算分度圆直径 d1 Z1 m 24 2mm 48mm d2 Z2 m 97 2mm 194mm 计算分锥角 1 arctan1/ i arctan 24 / 97 13.90 2 90 -13.90 76.10 计算齿轮宽度 b R d1 i2 1/ 2 0.3 48 97/24 2 1/ 2mm 29.98mm 取 b1 b2 30mm 6.1.5 结构设计及绘制齿轮零件图（见附图） 23 6.1.6 主要设计结论 齿数Z1 24、Z2 147, 模数m 2， 压力角 20 ， 变位系数 x1 0、 x2 0 ，分锥角 1 13.90 、 2 76.10 ， 齿宽 b1 b2

32、30mm ，小齿轮选用为 40Cr （ 调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，齿轮 按 7 级精度进行设计。 6.2 低速级齿轮传动的设计计算 已 知 输 入 功 率 P 2.91KW ， 低 速 齿 轮 转 速 n 177.5r /min ，齿数比 i2 4.93 ，由电动机驱动，运输器 工作平稳，空载起动，经常满载运行， 工作有轻震， 不反转， 单班制工作。减速器为小批生产，使用期限 10 年。 6.2.1 选定齿轮类型、精度等级和材料 选定齿轮类型 根据国家标准规定选用标准直齿圆柱齿轮传动，压力角 为 20 。 选定齿轮精度等级 由于圆锥圆柱

33、齿轮减速器为通用减速器，其运转速度不 高，由机械设计第九版第十章表 10-6（P205 页）查得 通用减速器的精度等级范围为 68 级，根据注释要求，在主 传动齿轮或重要的齿轮传动中，精度等级偏上限选择。 根据国家标准规定，在选择齿轮精度等级是，应当从降 低制造成本的角度出发，首先满足主要使用功能，然后兼顾 其他要求。 综合两项要求，故可选用圆柱齿轮的精度为 7 级精度。 24 选定齿轮的材料 由机械设计 第九版第十章第三节 P190页齿轮材料的 选择原则 : a 齿轮材料必须满足工作条件的要求， 如强度、寿命、 可靠性、经济性等； b 应考虑齿轮尺寸大小，毛坯成型方法及热处理和制 造工艺；

34、c 正火碳钢，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下 工作的齿轮；调质碳钢可用于在中等冲击载荷下工作的齿 轮； d 合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作 的齿轮； e 飞行器的齿轮传动，齿轮要求尺寸尽可能小，应采 用表面硬化处理的高强度合金钢； f 金属制的软齿面齿轮， 其配对两轮齿面的硬度差应保 持在 3050HBS或更多。 由机械设计（第九版） 表 10-1 （P191页）选择小齿 轮材料为 40Cr （ 调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）， 硬度 为 240HBS（小 齿轮 比大 齿轮 硬度 高 2050HBS）。 IV 选小齿轮数 Z3 30 大齿轮齿数

35、 Z4 i2 Z3 4.93 30 148 6.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 由机械设计（第九版）式 10-11（P203 页）设计计算 公式进行试算： 由机械设计第九版式 10-29 试算小齿轮分度圆 直径，即 25 d3t 3 d 2 H 2KHtT3 i2 1 ZH ZEZ i2 确定公式内的各计算数值 试选 KHt 1.3 计算小齿轮传递的扭矩。 T3 9550P /n 156.57N m 1.57 105N m 根据机械设计第九版表 10-7 选取齿宽系数 d 1 由机械设计第九版图 10-20 查得当螺旋角为零度 时，节点区域系数 ZH 2.5 。 由机械设计第九版表 10-5

36、查得材料的弹性影响 系数 ZE 189.8MPa1/2 。 由机械设计第九版式 10-9 计算接触疲劳强度用 重合度系数 Z 。 a1 arccosZ3cos / Z3 2ha arccos30 cos20 / 30 2 1 28.24 a2 arccosZ4 cos / Z4 2ha 22.00 arccos148 cos20 / 148 2 1 Z3 tan a1 tan ， Z4 tan a2 tan ， /2 30 tan 28.24 tan20 148 tan 22.00 tan20 / 2 1.77 4 3 4-1.770 0.86 3 计算接触疲劳许用应力 H 。 由机械设计第九

37、版图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮 的接触疲劳极限分别为 H lim 3 700MPa , Hlim 4600MPa 。 由机械设计第九版式 10-15 计算应力循环次数： N3 60n2 j Lh 60 177.5 1 1 8 365 10 3.110 108 N4 N3 /i 3.110 108 /4.93 6.308 107 由机械设计第九版图 10-23 查询接触疲劳寿命系 数 KHN 3 0.96 KHN4 1.00 取失效概率为 1%，安全系数 S 1 ，由机械设计第 九版式 10-14 H K N lim H H 3 KHN3 Hlim3 0.96 600 MPa 576MP

38、a 可得： 1 H 4 KHN4Hlim 4 1.00 mm 64.66mm 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v d3t n1 1000 MPa 550MPa 取 H 3和 H 4 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳 许用应力，即 H H 4 550MPa 试算小齿轮分度圆直径 根据 d3t 3 2KHtT3 i2 1 i2 ZHZEZ H d3t 2 1.3 1.57 105 1 4.93 1 2 4.93 2.5 189.8 0.86 0.60m/s 齿宽 b 。 b d d3t 1 64.66mm 64.66mm 27 计算实际载荷系数 KH 。 由机械设计

39、第九版 表 10-2 查得使用系数 KA 为 1.00 。 根据 vm 0.60m / s，7 级精度，查询机械设计第九 版图 10-8 查得动载系数 KV 1.05 。 齿轮的圆周力。 Ft3 2T3 /d3t 2 1.57 105 / 64.66 4.86 103 3 KAFt3/b 1 4.86 103 / 64.66 72.16N /mm 100N / mm 查 机械设计第九版表 10-3 得 齿间 载荷 分配 系数 为 KH 1.2 。 由机械设计第九版表 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，得齿向载荷分布系数 KH 1.42。 由此，可得实际载荷系数

40、为： KH K A Kv KH KH 1.00 1.05 1.20 1.42 1.79 由机械设计第九版式 10-12 ，可得按实际载荷系 数算得的分度圆直径为： d3 d3t 3 KH 64.66 3 1.79 71.93mm 其相应的齿轮模数为： m d3/ z3 71.93 30 2.40mm 28 6.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 由机械设计第九版式 10-27 试算模数，即 mt3 2KFt T3 Y d Z32 YFa Ysa F 确定公式中的各参数值。 试选 K Ft 1.3 。 由机械设计 第九版图 10-5 计算弯曲疲劳强度用 重合度系数。 Y 0.25 0.75 0.25

41、 0.75 0.67 1.77 计算 YFa Ysa 。 计算 F 。 机械设计第九版图 10-17 查得齿形系数： YFa3 2.55 YFa4 2.15 机械设计第九版图 10-18 查得应力修正系数： Ysa3 1.56 Ysa4 1.89 机械设计第九版图 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 ； F lim 4 380MPa 。 由机械设计第九版图 10-22 取弯曲疲劳寿命系数 KFN 3 0.90KFN4 0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计第九版式 10-14 可得 F3 KFN 3 F l

42、im 3 S 0.90 500 1.4 MPa 321.43MPa F4 KFN 4 F lim 4 S 0.95 380 MPa 257.86MPa 1.4 29 YFa3 Ysa3 F3 F4 2.55 1.56 321.43 0.0124 2.15 1.89 257.86 0.0158 因为大齿轮的 YFa Ysa 大于小齿轮，所以取： F YFa Ysa F YFa4 Ysa4 0.0158 F4 试算模数。 2K Ft T3 Y mt 3 2 mt dZ32 YFa Ysa F 3 2 1.3 1.57 1025 0.67 0.0158mm 1.00 302 1.69mm 调整齿轮模

43、数 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v 。 d3 n3 v 60 1000 d3 mt Z3 1.69 30mm 50.70mm 50.7 177.5m/s 0.47m/s 60 1000 齿宽 b 。 b d d3 1 50.7 50.70mm 宽高比 b/h 。 h 2ha c mt 2 1 0.25 1.69mm 3.80mm b/h 50.7 3.80 13.34 计算实际载荷系数 KF 。 根据 v 0.47m/s ，7 级精度，由机械设计第九 版图 10-8 查得动载系数为 Kv 1.05 30 由 Ft3 2T3/d3 2 1.57 105 50.7N 6.20 103

44、N , KA Ft3/b 1.00 6.20 103 / 50.7mm 122.29mm 100mm，查 机械设计表 10-3 得齿间载荷分配系数 K F 1.00 由 机械设计第九版 表 10-4 用插值法查得 KH 1.42 ，结 合b/h 13.34 ，查 图 10-13 于是 可得： KF 1.30 则载荷系数为 KF KA Kv KF KF1.00 1.05 1.00 1.30 1.37 由机械设计 第九版式 10-13 ，可得按实际载荷系 数算得的齿轮模数为 m mt K 1.37 3 KFt 1.69 1.3 mm 1.72mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大

45、于 由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮的模数 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，仅仅与齿轮直径有关，可取由弯 曲疲劳强度算得的 模数 1.72mm 并就近 原 则圆整 标准值 m 2mm ， 按 照 接 触 疲 劳 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径 为 d3 50.70mm，算出小齿轮的齿数为 Z3 d3/m 25.35。 取小 齿轮 的齿 数为 Z3 25 ，那么大齿 轮的 齿数 为 Z4 i2 Z3 4.93 25 123.25 为了使两齿轮的齿数互为质数，取 Z4 123 6.2.4 几何尺寸计算 计算分度圆直径 d3

46、 Z3 m 25 2mm 50mm 31 d4 Z4 m 123 2mm 246mm 计算中心距 a d3 d4 / 2mm 148mm 计算齿轮宽度 b d d3 1 50mm 50mm 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 5 10mm ，即 b3 b 510 50 510 55 60mm 取 b3 58 ， 而 使 大 齿 轮 的 齿 宽 等 于 设 计 齿 宽 ， 即 b4 50mm 6.2.5 圆整中心距后的校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造， 为 此，可以通过调整传动比、改变齿数或者通过变位法进行圆 整。在此，采用变位法将

47、中心距就近圆整至 a 150mm 。在 圆整时，以变位系数和不超出图 10-21a 中推荐的合理工作 范围为宜。其他几何参数，如 Z3、 Z4、 m、 、b等保持 不变。 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。 计算变位系数和 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数 和齿顶高降低系数。 arccos acos /a arccos 148cos20 /150 22.00 Z Z3 Z4 25 123 148 x x3 x4 inv inv Z / 2tan 32 inv22.00 inv20.00 148 2tan20 1.05 y a a /m

48、 150 148 /2 1 y x y 1.05 1 0.05 从机械设计第九版图 10-21a 可知，当前的变位系 数提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 分配变位系数 x3 、 x4 。 由 机械设 计 第九 版图 10-21a 可 知，坐标 点 Z /2,x /2 74,0.525 位于 L14线和 L15线之间。按这两 条线作射线，再从横坐标的 Z3，Z4 处作垂直线，与射线交 点的纵坐标分别为 x3 0.50， x4 0.51 齿面接触疲劳强度校核 按上述类似做法， 先计算机械设计第九版式 10-10 中的各参数。 H2KH T33 i 1 ZH ZEZ H d d13 i H E 计

49、算小齿轮传递的扭矩。 T3 9550P /n 156.57N m 1.57 105N m 3 计算实际载荷系数 KH 。 a 由机械设计第九版 表 10-2 查得使用系数 KA 为 1.00 。 b 根据 vm 0.60m/ s，7 级精度，查询机械设计第九 版图 10-8 查得动载系数 KV 1.05 。 c 齿轮的圆周力。 Ft3 2T3 / d3t 2 1.57 105 /50 6.28 103 KAFt3/b 1 6.28 103 /58 108.27N / mm 100N / mm 33查机械设计第九版表 10-3 得齿间载荷分配系数为 KH 1.0 。 d 由机械设计第九版表 10

50、-4 用插值法查得 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 KH 1.38 。 由此，可得实际载荷系数为： KH K A Kv K H KH 1.00 1.05 1.00 1.38 1.45 根据机械设计第九版表 10-7 选取齿宽系数 d 1.65 。 由机械设计第九版图 10-20 查得当螺旋角为零度 时，节点区域系数 ZH 2.5 。 由机械设计第九版表 10-5 查得材料的弹性影响系 数 ZE 189.8MPa1/ 2。 由机械设计第九版式 10-9 计算接触疲劳强度用 重合度系数 Z 。 a1 arccosZ3 cos / Z3 2ha arccos24 co

51、s20 / 24 2 1 29.84 a2 arccosZ4 cos / Z4 2ha arccos118 cos20 /118 2 1 22.48 Z3 tan a1 tan ， Z4 tan a2 tan ， /2 24 tan29.84 tan20 118 tan22.48 tan20 /2 4 -1.74 1.74 0.87 34 i1 i ZHZEZ 2 1.45 1.57 105 1.65 503 5.92 2.5 189.8 0.87 4.92 672.80 H 齿面强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下 降。 F2K FT3YFaYsaY 32 dm3Z32 齿根弯曲疲

52、劳强度校核 按上述类似做法，先计算机械设计第九版式 10-6 中的各参数。 计算小齿轮传递的扭矩。 T3 9550P /n 156.57N m 1.57 105N m 3 计算实际载荷系数 KF 。 a 根据v 0.47m/s ，7 级精度，由机械设计第九版 图 10-8 查得动载系数为 Kv 1.00 b 由 Ft3 2T3 /d3 2 1.57 105 50N 6280N , KA Ft3 /b 1.00 6280/ 50mm 125.6mm 100mm，查机械 设计表 10-3 得齿间载荷分配系数 K F 1.00 c 由机 械设计 第九版表 10-4 用插值 法查得 KH 1.30 ，

53、结合 b/h 13.34 ，查图 10-13 于是可得： KF 1.20 则载荷系数为 KF KA Kv KF KF 1.00 1.00 1.00 1.20 1.20 由机械设计第九版图 10-5 计算弯曲疲劳强度用 35 重合度系数 Y 0.25 F 0.75 0.25 0.75 1.77 0.67 由机械设计第九版图 10-17 查得齿形系数： YFa3 2.15YFa4 2.05 由机械设计第九版图 10-18 查得应力修正系数： Ysa3 1.80Ysa4 1.92 所以 F3 2K FT3YFa3Ysa3Y dm3Z32 5 2 1.37 1.57 105 2.15 1.80 0.6

54、7 1.56 23 252 102.63 F 3 F4 2 K FT3YFa 4Ysa4Y dm3Z32 5 2 1.37 1.57 105 2.05 1.92 0.67 1.56 23 252 145.44F 4 齿根弯曲疲劳强度满足要求， 并且小齿轮抵抗弯曲疲劳 破坏的能力大于大齿轮。 6.2.6 结构设计及绘制齿轮零件图（见附录） 36 6.2.7 主要设计结论 齿 数 Z3 24 、 Z4 118, 模 数 m 2 ， 压力 角 20 ， 变位系数 x3 0.50 、 x4 0.51，齿宽 b3 58mm、 b4 50mm，小齿轮选用为 40Cr （ 调质） ，硬度为 280HBS，

55、大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，齿轮按 7 级精 度进行设计。 37 七、轴的设计计算 由已知条件 电 轴 轴 轴 滚筒 机轴 轴 功率 3 2 2 2 2.71 P/kw .97 91 .82 转矩 4 3 1 7 718.9 T( N m) 0.35 9.95 56.57 48.08 0 转速 7 7 1 3 36.0 n/ r /min 10 10 77.5 6.0 传动 1 4.0 4.9 1 比i 3 效率 0.9 0.99 0.98 0.99 9 7.1 输入轴的设计 齿数 z1 24、z2 147、z3 24、z4 118 模数 m 2mm ， 压力角 20

56、 ，变位系数 x1 x2 0 、x3 0.50 x4 0.51。中 心距 a 148mm 齿宽 b1 30mm 、 b2 30mm、 b3 58mm、 b4 50mm 。小齿轮选用 40Cr（调质），大齿轮选用 45 刚（调 质）。齿轮按 7 级精度设计。 7.1.1 轴上的功率 P1 2.97KW ， n1 710r / min ， T1 39.95N m 。 38 7.1.2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 dm1 d1(1 0.5 R) 48 (1 0.5 0.3)mm 40.8mm 而 Ft 2T1 dm1 2 39.95 103 40.8 1958.33N F

57、r Ft tan cos 1 1958.33 tan20 cos13.90 691.90N Fa Ft tan sin 1 1958.33 tan20 sin13.90 171.22N 7.1.3 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 40Cr (调质)根据机械设计第九版 表 15-3 ，取， A0 110 得 dmin A03 P1 110 3 2.97mm 17.72mm min 0 n1710 取高速轴的输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12 ， 为了使所选的轴直径 d12 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 Tca K AT1，查机械设计第九版 表

58、14-1 ，由于转矩变化很小，故取， KA 1.5则 Tca K AT1 1.5 39950N mm 59925N mm 由于该轴与连轴器相连的一端直径要与电机相同， Tca 应小 于联轴器的公称转矩， 所以查标准 GB/T5014-2003 或机械设 计手册，选 HL3弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 630000N mm ，半联轴器的孔径 d1 30mm，故取 d1 2 30mm， 半联轴器长度 L 82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L1 44mm 。 7.1.4 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见图 7-1 ） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向

59、定位， 1-2 轴段右端需制出一轴 肩，故取 2-3 段的直径 d2 3 35mm，为了满端盖密封， 2-3 轴 段右端需制出一轴肩，故取 3-4 段的直径 d3 4 40mm， L 1 2 58mm L 2 3 42mm 初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力， 故选用单列圆锥滚子轴 承，参照工作要求并根据 d3 4 40mm ，由机械设计第九版 表 15-7 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚 子轴承 30308，其尺寸为 d D T 40mm 90mm 25.25mm d3 4 d5 6 40mm L 3 4 L 5 6 30mm d4 5 35mm， L 4

60、5 60.5mm L 6 7 48 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接， 按d6 7 由机械设计 第九版 表 6-1 查得平键截面 b h 8mm 7mm ，键槽用键槽 铣刀加工，长为 36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对 40 中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 ；滚动轴承与轴的周 k6 向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 r6 。 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 1 45 7.1.5 求轴上的载荷，确定截面 图 7-1 轴的结构与装配 表 7-1 轴上载荷 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1 560.5N FNV1 124.7N FN