两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明2

1、机械设计课程设计说明书 设计题目：二级平行轴减速器 机械学院机械工程专业卓越机自y121班设计者：李梦静指导老师：韦丹柯2014 年热处理车间传送设备展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器的设计说明书设计题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿伦减速器，该传送设备的动力由电动机经 减速器装置后传至传送带。每h两班制工作，载荷较平稳，连续单向运转，环境最高温度 35°c,工作期限为8年。（允许输送带速度误差为±5%）已知条件：滚筒直径d=350mm,输送带速度v=0.8m/s,输送带主轴所需转矩t=950n.m.一、传动装置的总体设计1.1传动方案的确定叨级展开式圆柱齿轮减速器的传动装

2、置方案如图所示。1 电动机2带传动3减速器4联轴器5输送带带轮6输送带1.2电动机的选择计算项目计算及说明计算结果1选择 电动机 的类型根据用途选用y系列一般用途的全封闭口冷式三 相异电动机。2.选择电动机输送带的角速度为3 =2v/d=2 x 900/0. 32n=5625nf=5625n的功率输送带所需动率为pffv/1000二5625x0. 75/1000kwm. 22kw 由表取，v带传动效率n带二0.90, 对轴承效 率几轴承二0.98,斜齿圆柱齿轮传动效率几齿轮 =0. 97,联轴器效率a联二0.99,则电动机到工 作机间的总效率为pf4 22kw叮总二叮带叮轴承"晓齿轮

3、2叮联二0. 90 x 0. 98° x 0 . 972 x0. 99=0. 773几总二0. 773pd=pw/ 几总二4. 22/0. 773kw二5 46kw根据表8-53,选取电动机的额定功率为p尸546kwpod=5. 5kwpod=5. 5kw3确定输送带带轮的丁作转速为电动机n尸 1000 x 60 x 0.75/ n x 320r/ru二44. 76r/min的转速min=44 76r/min查表，v带传动的传动比i沪24,两级减速 器传动比i=840,则总传动比范围为i总二i带i齿二（24） x （840）二16160电动机的转速范围为no=nwi =44. 76x

4、 （16160） r/min=716. 167161. 6r/min由表可知，符合这一要求的电动机同步转速 1000 r/min, 1500r/min 和 3000r/min,考虑 3000r/min的电动机的转速太高，而 looor/min的电动机的体积大且贵，故选用转 速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转 速为1440r/min,其型号为y132s-4,外伸直径 d二38mm,外伸轴长度e二80mm,中心高h= 132mmnm=1440r/mind=38mme=80mmh=132mm1.3传动比的计算及分配各级传动比的计算及分配。计算项目计算及说明计算结采1.总传动比i =nm

5、/nw= 1440/44. 76=32. 17i 总二32. 172分配根据传动比范围，取带传动的传动比i萨2. 5,传则减速器传动比为动i二i 总/i 带二32. 17/2. 5=12. 87i=12. 87比高速级传动比为ii= v ( 1. 3 1.4) i= v ( 1.3 1.4) x12. 87=4. 094. 24取 ii=4. 16低速级传动比为l=i/ii=12. 87/4. 16=3. 09ii=4. 16i2=3. 0914传动装置的运动、动力参数计算见表。计算项目计算及说明计算结果1 各轴ni=nm/i 带二 1440/2 5r/min=576ni=576 r/min转

6、速r/minm二m/ii二576/4. 16r/min=138. 46n2=138. 46r/minr/minn3=n2/i2=138. 46/3. 09r/min=44. 81r/minn3=44. 81r/minnw=n3=44. 81r/min1%二44 81r/min2各轴pi=pd n 带二5. 45 x 0. 90kw=4. 91kwpi=4. 91kw功率p2= pi n轴承 n齿二4. 91 x0. 98x0. 97kw=4. 67kwp2=4. 67kwp3= p2n轴承 n齿二4. 67x0.98x0. 97kw=4. 44kwp3=4. 44kwpw= p3 h 轴承 h

7、 联二4 44 xo. 98x 0. 99kw二4 31 kwpw=4. 31kw3.各轴ti=9550 x (p1/n1)=9550 x (4.91/576)tl8141 n m转矩n m=81. 41n mt尸9550 x (p2/n2) = 9550 x (4. 67/138. 46)n m=322. 10 nt尸9550 x (p3/n3) = 9550 x (4. 44/44.81)n m二946. 26 n msxtw=9550 x (pw/nw) = 9550 x (4.31/44.81)n m二918. 56 n mt2=322. 10 n mt3=946. 26 n mtw=

8、918. 56n m二、传动件的设计计算2. 1减速器外传动件的设计减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下表。计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率pch=ka x pd由表8-8,查得工作情况系数ka=1.1,则pd=l. 1x5. 45kw=5. 995kwpd二5 995kw2.选择带型nni=1440r/min, pd=5. 995kw,由图选择 a 型带选择a型v带3.确定带 轮的基准 直径根据表8-9,选小带轮直径为ddlloomm,则大带轮的直径为dd2=i ®ddi=2. 5 x 100mm=250mmddi=100mmdd2=250m

9、m4.验算的速度v 带二 ji ddino/60 x 1000m/s=7. 54m/s<25m/s带速符合要求5 确定屮心距和v带长度根据 0.7 (ddi+ck) <a0<2 (ddi+dd2)，初步确定中心 距，即 0. 7x (100 + 250) mm=245mm<a0<2 x (100 + 250) mm=700mm取 ao=5oommv带计算棊准长度为ld 2a°+ n /2 (ddi + dd2)+ (ddi dd2)2/4 ao 2 x 500+ ii /2 ( 100 + 250) + (250-100) 74 x 350mm=1561

10、mm由表8- 2选v带基准长度ld二1550mm,则实际中心距 为 a= ao +( l(i ld )/2=500mm +(1550-1561) /2nim=495nimdo二500mmlff 1550mma=495mm6.计算小 带轮包角af180°- (ddi dd2)/ax57. 3°=163°>120°ai=163° >120。合格7确定v带根数v带根数可用下式计算：z= pea/ ( po+apo)k«kl由表8-4查取单根v带所能传递的功率po=1.311 kw,由表8-5得功率增量 po=o. 17kw由表8

11、-6查得k«=0. 96,由表8-2查得kk=0. 98,则 带的根数为z=pca/(po+ a po) k « k,=5. 995/(1. 311+0. 17) x0. 96x0. 98=4.31取五根z二58.计算初拉力由表8-3查得v带质量q二0. 105kg/m,则初拉力为 fo=5oopca (2. 5-k«) /(kazv 带)+qv 带2=500x5. 995(2. 5-0. 96)/(0. 96x5x7. 54 ) +0. 105x7. 542n=122nf0=122n9.计算作用在轴上的压力fp=2z fosina/2=2x5x122nxsin

12、(163° /2) =1207nfp 二1207n10.带轮结构设计(1) 小带轮结构采用实心式，由电动机轴径d二38mm,由表8t1查得e=15±0. 3mm, f=9mm轮毂宽：l 带轮二(1.5-2) d= (1.52) x38mm=5776mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽：b 带轮二(z-1) e + 2f=(5-l) x15mm+2x 9mm=78mm(2) 大带轮结构采用孔板式结构，轮毂宽可与小 带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行22减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理考虑到带式运

13、输机为一般机械,小齿轮和大齿轮材料 均为45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由45钢小齿轮调和精度等级以及齿数2.按齿面接触疲劳强度设计质处理大齿轮止火处理8级精度度系数z3由忑%)+严计算接触疲劳强度重合y】(監)“al (需)5.647。 aatl = cos-1z cosat=cos-1(zi+2h： cos p).-24 x cos 20.646° -.(24 + 2 x lcosl5°).=29.996°表 10-1 得齿面硬度 hbwt=217255hbw, hbw?二 162 217hbw.平均硬度 hbw二236hbw, hbw/=190hbw

14、. hbwr -hbw；=46 hbw,在3050 hbw之间。选用8级精度。 小齿轮齿数z】=24,齿数比u=3. 2,计算得人齿轮齿数 z2=77,初选螺旋角3=15° ,压力角(1=20° 按齿面接触疲劳强度进行设计，其设计公式为 dlt m knl/cbdx (u+l)/ux (zezhzez3/o ) 2 ) 1/31)确定公式中的各参数值 试选载荷系数km=l. 3 由图10-20查取区域系数zh =2. 433 由表10-7选取齿宽系数”尸1 由表10-5,查得弹性系数ze=189. 8mpa% 计算小齿轮传递的转距t】二9.55 x 106 pi / m二9

15、.55 x 106 x 4.91 /576n mm二8. 14x104n mmaat2=cos-1z2 cos at-(z2 + 2h* cos p).=cos-177 x cos 20.647°(77 + 2 x lcosl5°)=24.095°=z(tan aatl tan a) + z2(tan aat2 tan a；)/2ir/2n = 1.62824(tan 29.996° 一 tan 20.647°)+77(tan 24.095° 一 tan 20.647°)£p=0dzi tan p /tt = 1

16、x 24 x tan 15° /tt = 2.047z冷宁(r) + £4- 1.6282.047(747) +鬲= 0.655 zp = j cos b = vcos 15° = 0.983 计算接触疲劳许用应力oh由图10-25d查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别是hiimi =600mpa 和0hiim2 =550mpa计算循环应力次数n = 60njlh = 60 x 576 x 1 x (2 x 8 x 365 x8)= 1.61 x109n2 = 1.61 x 109/3. 2=5. 03 x 108 u由图10-23查取接触疲劳寿命系数km二0.97

17、,khn2二 1 08o in khm o hiimi/s0. 97 x 600/1582mpa'0 h2= khn2 o hiim2/s=l. 08 x 550/1=594mpao 】【二o hi =582mpa2)试算小齿轮分度圆直径dlt m (2kht!/ 4)dx (u+ 1)/ux (zezhzez/ 0 h) 2 )1/3=(2x1.3x8. 14x1o4/1x (3.2 + d/3.2x (2. 433x 189. 8x0. 655x0. 983/582) 2 ) 1/3=41. 70mm(2)调整小齿轮的分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度virdi

18、tnittx41.70x576./v=6ox1ooo =60xw00= l26m/s 齿宽 b二dit=l x41. 70mm=41. 70mm2) 计算实际载荷k 由表10-2查得使用系数ka =1. 0 根据v=l. 26m/s, 8级精度，由图10-8查得动载系 数 kv=l. 06 齿轮的圆周力陥二2t】/ d“二2 x 8. 14 x104/41. 70=3904. 08n,kaftl/b=lx3904. 08/41. 70=93. 62n/mm,查表 10-3 得 齿间载荷分配系数k,lu = 1.4 宙表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时,kh3=1.450

19、则 kh= kakvkhbkm二1 0x1.06x1. 450x1. 4=2. 152 按实际载荷系数算得分度圆直径di = 匡=41. 7x 3 =49. 33mm7 kht7 13相应的齿轮模数dq cos bcos 15°mn = 49.33 x = 1.985mmn z243.按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 试算齿轮模数：zkfjiy.ypcos2 b1)确定公式中各参数的值 试选kft=1.3 计算弯曲疲劳强度的重合系数y£比=tan-1 (tan p cos at)=tan-1 (tan 15° cos 20.647°) = 14.08

20、6;£(xv = %/(cos pb)21.628(cos 14.080)2=1.7300.750.75y£ = 0.25 + =0.25 + = 0.684 sav1.730 计算弯曲疲劳强度重合系数冷b15°yb二 1一丸旦=1 一 2.047 = 0.744 p p 120°120° 计算晋0f当量齿数=盘f = (cu = 26.63z2.77zv2 = (cos 15。尸=85,44由此查图10-17得齿形系数丫跟二2.67、yfa2=2. 20 由图10-18 查得应力修正系数ysai二 159、ysa2=1.76由图10-24c查

21、得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是apiimi = 360mpa、afliml = 320mpan = 60n1jlh = 60 x 576 x 1 x (2 x 8 x 365 x 8)= 1.61 x1092 =血=1.61 x 109/3. 2=5. 03 x 108 u由10-22查得弯曲疲劳寿命系数kpnfo. 85隔二0. 88取弯曲疲劳安全系数s=1.40 h= kfm o iliirai/s=0. 85x360/1. 4=218. 57mpao . f2= kfn2 o hiim2/s=0 88 x 320/1 4=201 14mpa=0.0194=0.0193yfaiy

22、sai_2.67xl.59 af!218.57yfa2ysa2_2.20xl.76af2201.14因为大齿轮的晋大于小齿轮,所以取yfaysa二yfaysai _ q hi qa叶 聞-x 0.01942）试算齿轮模数2kftt1y£ypcos2 p*ysa< of丿mnt =1.840mm(2)调整齿轮模数1) 计算实际载荷前的数据准备 圆周速度v24* = rrintzi / cos b = 1.840 x= 45.72mm1nt 1/lcos 15°irditnittx45.72x576./v=6ox1ooo =60xw00= l38m/s 齿宽 b二dit=

23、lx45. 72mm=45. 72mm 齿高h及宽高比b/hh = (2h；n + cp)mnt = (2xl + 0.25) x 1.840 = 4.14mmb/h二45. 72/4. 14=11.042) 计算实际载荷系数kf 根据v和8级精度,由图10-8查得kv=l. 08 由=2ti/ dt=2x8. 14x 104/45. 72=3560. 80n,k af tl/b=l x 3560. 08/45. 72=77. 88n/mm<100n/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数kfo=1. 4由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时,khb二1.451,结合

24、b/h二11.04查图 10-13 得 kf0=134则 k卜二 kakkbkfcx二1 0x1.08x1. 34x1. 4=2. 026按实际载荷系数算得齿轮模数mn = rrintj =1. 840x=2. 13mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度极限计算的法面 模数mn小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足接触疲劳极限出发，从标准中就近选取 mn=2mm；为了同时满足弯曲疲劳强度，需按弯曲疲 劳算得的分度圆直径山=45.72m m來计算小齿轮的 齿数，即zi = dlcosp = 45.72 x cosl5° = 22.08mn2取z = 23,则z2 = uz = 3.

25、2 x 23 = 73.6,取z2 = 74, zi和乙2互为质数4.几何尺寸计算(1)计算中心距ai= mn (zi + z2) /2cos b 二2 x (23 + 74) mm/ (2 x cos 15°) =100. 42mm取圆整故m二100mm,则螺旋角为(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角p = cos"1(z1+z2)mn = cos"1(23+74)x2 =均"。r2a2x100(3) 计算小、大齿轮分度圆直径ziltln23 x 2d =ere。= 47.42mmcos p cos 14.070z2mn74 x 2d2 =门=ere。=

26、 152.53mmcos p cos 14.0705.圆整中心距后的强度校核(4)计算齿轮轮宽b = ©匕山=1 x 47.42 = 47.42mm 取 b = 55mm, b2 = 50mm(1)齿面接触疲劳强度极限校核按前述类似方法，计算式中的各参数。2kht u + 1zhzezzr1)确定公式中的各参数值 试选载荷系数knt=l. 3 由图10-20查取区域系数zh =2. 433 由表10-7选取齿宽系数”尸1 由表10-5,查得弹性系数ze=189. 8mpa% 计算小齿轮传递的转距t】二9.55 x 106 pi / m二9.55 x 106 x 4.91 /576n

27、mm=8. 14x104n mm3由忑%)+严计算接触疲劳强度重合度系数zy】(監)=帖】(册抚沪20.567。 aatl = cos-1z cosat=cos-1(zi+2h： cos p).24 x cos 20.567°(24 + 2 x 1 cos 14.070。)=29.975°zsz2 cos (xta 十=cos-1=cos-1=24.095°计算循环应力次数8)= 1.61 x109khn2二 1 08l(z2 + 2h* cos p)j77 x cos 20.567°(77 + 2 x 1 cos 14.070°).=z(ta

28、n aatl tan a) + z2(tan aat2 tan a；)/2ir/2n = 1.62824(tan 29.996° - tan 20.647°)+77(tan 24.095° 一 tan 20.647°).£p=0dzi tan p /tt = 1 x 24 x tan 15° /tt = 2.0474- 1.6282.047(1一2。47)+扇=0655 zp = jcos b = ycos 15° = 0.983 计算接触疲劳许用应力oh 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别 是hiimi =

29、600mpa 和0hiim2 =550mpan = 60n1jlh = 60 x 576 x 1 x (2 x 8 x 365 xn2 = = 1.61 x 109/3. 2=5. 03x108 u由图10-23查取接触疲劳寿命系数心尸0.97,o in khm o hiimi/s0. 97 x 600/1582mpa'0 h2= khn2 o hiim2/s=l. 08 x 550/1=594mpao 】【二o hi =582mpa2)试算小齿轮分度圆直径dlt m (2kht!/ 4)dx (u+ 1)/ux (zezhzez/ 0 h) 2 )1/3=(2x1.3x8. 14x1

30、o4/1x (3.2 + d/3.2x (2. 433x 189. 8x0. 655x0. 983/582) 2 ) 1/3=41. 70mm(2)调整小齿轮的分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度virditnittx41.70x576./v=6ox1ooo =60xw00= l26m/s 齿宽 b二dit=l x41. 70mm=41. 70mm2) 计算实际载荷k 由表10-2查得使用系数ka =1. 0 根据v=l. 26m/s, 8级精度，由图10-8查得动载系 数 kv=l. 06 齿轮的圆周力陥二2t】/ d“二2 x 8. 14 x104/41. 70=3904

31、. 08n,kaftl/b=lx3904. 08/41. 70=93. 62n/mm,查表 10-3 得 齿间载荷分配系数k,lu = 1.4 宙表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时，khp=1. 450则 kh= kakvkhpkha=l. 0x1.06x1. 450x1. 4=2. 152 按实际载荷系数算得分度圆直径dt = dlt3/ =41. 7x=49. 33mm7 kht7 13相应的齿轮模数dq cos bcos 15°mn = 49.33 x = 1.985mmnz244.校核齿 根弯曲疲 劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为0 f=2kt1/bmnd

32、1 x yfysy(1) k、ti、叫和d侗前(2) 齿宽 b二 b2=66mm(3) 齿形系数yf和应力修正系数yso当量齿数为zvi_zi/ (cosb 宀23/(cos 14. 362°) =25. 3zv2=z2/ (cos3)=101/(cosl4. 362°) =111. 1由图8-8查得yhl=2. 61, ye2=2. 22,由图8-9查得ysi=l. 59, ys2=1. 81(4) 由图8-10查得重合度系数ye=0. 71(5) 由图11-3査得螺旋角系数y讦0.87(6) 许用弯曲应力【0 】f=yn 0 flim/sp由图8-4f、b查得弯曲疲劳极

33、限应力为o flimi=215mpa,满足齿根o flim2=170mpa,由图 8-11 查得寿命系数 yn1= yn2=1,由弯曲疲劳表8-20查得安全系数s尸1.25,故强度【o 】fl =ym o fliml/se=l x215/1. 25mpa=172mpa【。】卜'2二 yn2 0 flim2/s 卜二 1 x170/1. 25mpa=136mpao ff2kti/bmndixyhysiyeyp =2x 1. 505x54380/ (66x2. 5 x 59. 355 ) x 2.61 x 1.59 x 0. 71 x0. 87mpa=42. 8mpa < o f1o

34、 f2= o fiyhysi/ye2ys2=42. 8 x 2.22 x 1. 81/(2. 61 x1.59)mpa< oh5.计算齿端面模数叫二idn/cosbmt=2. 5806轮传动其=2. 5/cosl4. 362°mm二2. 58065mm5 mm他几何尺齿顶高ha二 ha*mn= 1 x2. 5mm=2. 5mmha=2 5mm寸齿根高h尸(h； + c*) mn= (1 + 0. 25) xhf=3. 125m2.5mm二3 125mmm全齿高h= ha+ hf=2. 5mm+3. 125mm=5. 625mmh=5.625m顶隙c=csmn=0. 25x2.

35、5mm=0. 625mmm齿顶圆直径为c=0. 625mdai二山+2ha=59 355mm+2 xm2. 5mm=61. 355mmda2=d2 +2ha=260.645mm+2 xdai=61. 352. 5mm=265 645mm5 mm齿根圆直径为da2-265. 6dfi=di 2hf二59.355mm2 x45mm3. 125miii 二 53 105mmdf2=d2 2hf二260.645mm 2 xdfl=53.103.125mm=254. 395mm5 mmdf2=254. 395mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材大、小齿轮均选用45钢

36、，小齿轮调质处理，大齿45钢料、热处轮正火处理，由表8-17得齿面硬度hbw1二217小齿轮调质理和公羞255hbw, hbw2=162217hbw.平均硬度 hbw二236,处理等级hbw；=190 hbwr -hbw2=46 hbw,在 3050 hbw大齿轮正火z间。选用8级精度处理8级精度2.初步计因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度算传动的进行设计。其设计公式为主要尺寸d3 m ( 2kt3/ e d x (u+ l)/u x (z,zhz . z p(1) 小齿轮传递转矩为t3=229810n mm(2) 因v值未知，人值不能确定，可初步选载荷系 数kt=l11&初选

37、kt=1.4(3) 由表8-18,取齿宽系数认二1.1(4) 由表8-19,查得弹性系数ze=189. 8 vmpa(5) 初选螺旋角3=11°,由图9-2查得节点区域系数 zh=2. 465(6) 齿数比 u=i2=3. 26(7) 初选 z3=25 ,则 z4=uz3=3. 26 x 25=81. 5,取 z4=82,则端面重合度为k=l. 88-3. 2(1/ z3+l/ zjlcosb 二188-3.2(1/ 25 + 1/ 82)cosll°=1.68轴向重合度为£ 3 =0. 318 4)d z3tan 0 =0. 318 x 1. 1 x23xtan

38、ll°=l. 70由图8-3查得重合度系数z £ =0. 775(8) 由图11-2查得螺旋角系数z讦0. 99(9) 许用接触应力可用下式计算。h二 zn。hlim/s"由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为。z3=23z4=101hiim3=580mpa, o hiim4=390mpa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为n3=60n2alh=60 x 130. 9 x 1. 0 x 2 x 8 x 250 x 8=2. 513x108n4= n3/i2=2. 513x 1073. 26=7. 71x 107由图8-5查得寿命系数zn3=1. 14, zn4=1.

39、 14,由表 8-20取安全系数sh=1. 0,则小齿轮的许用接触应 力。13 二zn3 。 hiim3/sn-1. 14 xs h3661. 2580mpa/l=661.2mpampa大齿轮的许用接触应力o 掰二 zn4 o iiiimi/s【二 1 2 x 390mpa/l=468mpa6 i14=468mp取0h=445mpa,初算小齿轮的分度圆直径dlt,得a山岸 kl/cbdx (u+l)/ux (zezhzezp/o h) ) 1/36 h二468mp(2 x 1.4 x 54380/1. 1 x (4.4 + 1)/4. 4 xa(189.8x2. 46x0. 775x0. 99

40、/445) ) 1/3mm=47. 93mmd引仝76. 615mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数由表8-21查得使用系数ka=1.0,因 v二 n d3tn2/60 x 1000= n x 76. 615 x 130. 9/ (60 x 1000)m/s=0. 52m/s,由图8-6查得动载荷系数 k严1.07,由图8-7查得齿向载荷分配系数kp=1. 11,由表8-22 g得齿间载荷分配系数k«=1.2, k二1.43 则载荷系数为k二kakvkbk。二1. 0x1.07x1. 11x 1. 2=1. 43(2) 确定模数叫，因k与kt差异不大，不需对由kt计算出的(k进行修

41、正,即mn= d3cos b /z3=76. 615mmxcosll°/25=3. 01mm按表 823,取 mn=3. 5mm(3) 计算传动尺寸中心距为a2= mn(z3 + zi)/2cos b 二3. 5x (25 + 82) mm/ (2xcosl 1°) =190. 75mm圆整,取出二190mm,则螺旋角为b 二arccos mn(z3+z4) /2a2= arcos3. 5 x (25 +82) mm/(2x190) =9. 76°因b与初选值相差较大，故对与b有关的参数进 行修正，由图9-2查得节点区域系数z(1=2. 46,则 端面重合度为e

42、a=l. 88-3. 2(1/ z3+l/ zjcos b 二1 88-3.2(1/ 25 + 1/ 82)cos9. 76=1.69 轴向重合度为£ b =0. 318 © d z3tan b =0. 318 x 1. 1 x25xtan9. 76°=1. 50由图8-3查得重合度系数ze=0. 77,由图11-2查dlt76. 77mmmn=3. 5 mmai=190mmb 二9. 76°d3二8& 785mm d4=291. 215m mb4=98mm得螺旋角系数z讦0. 991d3t m ( 2kt3/ © d x (u+ l)

43、/u x (zezhz e z p /5,) 1/3(2 x 1.43 x 229810/1. 1 x (3. 26 + 1)/3. 26x (189.8 x 2.46 x 0. 77 x 0.991/468)1 mm=76 77 mm因 v=jid：hn2/(60x 1000)=n x76. 77x130. 9/(60x 1000) m/s=0. 53m/s,由图8-6查得动载荷系数 kv-1.07, k值不变mn= d3cos b/z3=76. 77nnnxcos9. 76°/25=3. 03mm按表8-23,取mn=3. 5mm,则中心距为a2= mn (z3 + z1) /2

44、cos p =3. 5 x (25+ 82) mm/ (2x cos9. 76°) = 190mm则螺旋角修正为3 =arccos mn(z3 + z.t)/2a= arcos3.5x(25+ 82) mm/(2x190) =9. 76°修止完毕，故d3=niz/cosb二3.5x25/cos9 76nmm=88 785mmdi=mnzi/cosb=3.5x82/cos9. 76°mm=291. 215mmb二 dd：二1. 1 x 88. 785mm二97. 66mm,取 b4=98nimb3= 105mmb3=b+ (510)mni,取 b3=105mm4.校

45、核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为0 f=2kt3/bmnd3xyfysyey3 ofk、ik叫和d3同前(5) 齿宽 b= bs二98mm(6) 齿形系数yf和应力修正系数ys。当量齿数为zv3二z3/ (coso)3=25/(cos9. 76o)3=26. 1zv4二z4/ (cosp)3=82/(cos9. 76o)3=85. 7由图8-8查得yf3二2. 6, yf4=225,由图8-9查得ys3=1. 59, ys4=1. 79(4) 由图8-10 g得重合度系数y尸0.701(5) 由图11-3查得螺旋角系数y3=0. 92(6) 许用弯曲应力【0 】f二y 0 flim/s

46、r由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为。 讣3二215mpa, c elim4=170mpa,由图 8-11 查得寿命系 数y.x-3= 丫沪1,由表8-20查得安全系数s尸1. 25,故【。】f3 =yn3。i-lim3/sf=1 x215/1. 25mpa=172mpa满足齿根弯曲疲劳强度i 。】f4 二 丫阿。flimd/sr=l x170/1.25mpa=136mpao f3=2kt3/bmnd3xyfsyssyey3 =2x 1. 43x229810/(98x 3. 5 x 88. 785 ) x 2. 6 x 1. 59 x 0. 705 x0. 92mpa=57. 87mpa

47、< o h3o f4二 o f3yf4ys4/yf3ys3=57. 87 x 2. 25 x 1. 79/ (2. 6 x1.59)mpa=56. 38mpa < o e45.计算齿端 面 模 数mt=mn/cosbmt=3. 55140m轮传动其二3. 5/cos9. 76()mm=3. 55140mmm他几何尺齿顶高ha= ha*mn= 1 x3. 5mm=3. 5mmha=3. 5mm寸齿 根 高h二(h+ c*) mtl= (1 + 0. 25) xh 尸4. 375mm3.5mm=4 375mmh=7. 875mm全齿高h= ha+ hf=3. 5mm+4. 375mm=

48、7. 875mmc=0. 875mm顶隙c=c8mn=0. 25 x 3. 5mm二0. 875mm齿顶圆直径为da3=95. 785mmda3=d3 +2hrt=88.785mm+2 xda4=298. 215m3.5mm=95 785mmmda4=d4 + 2ha=291.215mm + 2 x3. 5mm=298. 215mmdi3=80. 035mm齿根圆直径为dn=282.465mdf3=d3 2hf88.785mm 2 xm4. 375mm=80. 035mmdf4=di 2hf=291.215mm 2 x4.375mm=282. 465mm三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用

49、力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算见表。计算项目计算及说明计算结果1高速级(1)已知条件 高速轴传递的转矩t】二54380n mm,齿轮传动转速m二576r/min,高速级齿轮的螺旋角b的作用力=14. 362°,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度 圆直径 di二59. 355mm(2)齿轮1的作用力 圆周力为代产2t/d尸2x54380/59. 355n=1832. 4n其方向与力作用点圆周速度方向相反fu=1832. 4n径向力为fri=ftitanan/cosp=1832.4xtan207cosl4. 362°n二68&am

50、p; 4n其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心frl=688. 4n轴向力为fai=ftitan0=1832.4xtanl4. 362°n=469. 2n其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的 轴线，并使四fai=469. 2n指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即 为该力方向法向力为fni=fu/cosancos b =1832.4/(cos20" x cosl4. 362°)n= 2012. 9n(3)齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿 轮1上相应的力大小相等，作用方向相反fm=2012. 9n2 低速级(1 )已知条件中间轴传递的转矩齿轮传动

51、t尸229810n - mm,转速 n2=130. 9r/min,低速级齿轮的作用力的螺旋角3 =9. 76°o为使齿轮3的轴向力与齿轮2 的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋， 大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径d3=88. 785mm(2)齿轮3的作用力 圆周力为ft3=2t2/d3=2x 229810/88. 785n=5176. 8n其方向与力作用点圆周速度方向相反ft3=5176. 8n径向力为fr3=ft3tanan/cos0=5176.8xtan20°/cos9. 76°n=1911o 9n其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心fr3=1911o9n

52、轴向力为fa3=ft3tanb=5176.8xtan9. 76°n=890. 5nfa3=890. 5n其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的 轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时 拇指的指向即为该力方向法向力为fn3=ft3/cosancos b =5176. 8/ (cos20° xcos9. 76°)n=5589. 9n(3)齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿 轮3上相应的力大小相等，作用方向相反fn3=5589. 9n四、轴的设计计算4.1中间轴的设计计算屮间轴的设计计算见下表计算项目计算及说明1.已知条件屮间轴传递的功率p2=3. 15k

53、w,转速 n2=130.9r/min,齿轮分度圆直径 d2=260. 645mm, d3=88. 785mm, 齿 轮宽度 b2=66mm, b：= 105mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊 要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查表9-8得c=106135,考虑轴端不承受转矩， 只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则dmin=c (p2/112)1/3=110xdmin=31 76mm(3. 15/130. 9) "nini二31. 76mm4.结构设计轴的结构构想如下图4-1（1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采 用两端固定方式，然后，按轴上零件的安 装顺序，从cu开始设计（2）轴承的选择与轴段及轴段的设计该 轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择 同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用 角