二级展开式圆柱直齿轮减速器设计说明书

1、长江大学工程技术学院机械设计课程设计2021-2021学年 第一学期学 院机械工程学院专业班级机械61301班学生姓名龙帆班级序号19指导教师耿家源/讲师实训时间第14-17周目录一、设计任务二、减速器结构选择及电动机性能参数计算三、计算、分配传动比四、运动参数计算五、带传动的设计六、各级传动齿轮的设计计算七、轴的设计和键的选择八、轴承的选择九、箱体及减速器附件说明十、润滑油的选择与计算十一、参考文献机械设计课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置ill输需带二为齿轮减速联躺器III电动机带样动传动方案、原始数据班级序号滚筒圆周力(N)运输带速度V (m/s)滚筒直径D (mm技术条件1、单

2、向运转,输送带速度允许误差 5%2、每日两班,每班工作8小时,一年按300工作日计算3、传动装置使用年限10年.4、载荷平稳,传动装置无特殊要求.5、输送机的滚筒转动效率为0.96四、设计工作任务1、减速器装配图1张,零件工作图1张2、三维装配图1套.3、设计说明书1份.原始数据班级序号12345678910滚筒圆周力(N)2000210022002300240025002600270028002900运输带速度V(m/s)1.31.21.111.11.21.31.21.11滚筒直径D(mm500480460450420400410440490470班级序号111213141516171819

3、20滚筒圆周力(N)3000310032003300340035003600370038003900运输带速度V(m/s)1.31.21.111.11.21.31.21.11滚筒直径D(mm500480460450420400410440470490班级序号21222324252627282930滚筒圆周力(N)2000210022002300240025002600270028002900运输带速度V(m/s)0.80.70.90.80.70.90.80.70.90.8滚筒直径D(mm450480500500450480480500450380班级序号31323334353637383940

4、滚筒圆周力(N)3000310032003300340035003600370038003900运输带速度V(m/s)0.80.70.90.80.70.90.80.70.90.8滚筒直径D(mm450480500500450480480500450380第二章减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 减速器结构二级展开式圆柱直齿轮减速器的传动方案如图2-1所示图2-1二级展开式圆柱直齿轮减速器传动装置简图1输送带2联轴器3减速器4带传动5电动机2.2 电动机的选择电动机的选择见表2-1表2-1电动机的选择计算工程计算及说明1.电动机 类型和结 构型式的 选择根据减速装置的工作条件：连续单向运转,

5、工作有 稍微振动,而选用效率高、性能好、噪音低的Y系列电动机.三相交流异步电动机的结构简单,价格 低廉,维护方便,口直接接于二相父流电网中.因 此选用Y系列三相异步电动机.2.电动机 功率的选 择工作机所需功率Pw：_一一 一3.Pw = FwVw =3.8><10 M.1 =4.18Kw1000%1000计算工程2.电动机 功率的选 择计算及说明Pw为输送带阻力,Vw为输送带的速带1.1%.电动机至工作机的总效率：查?机械设计课程设计?表3-1,取V带传送的 效率nw =0.96 ;圆柱齿轮传动的效率 与=0.97；联轴 器传动的效率 戈=0.99 ;滚子轴承传动效率 坨=0.9

6、8 c2424=电弓珏 坨=0.96 X 0.96 X 0.97义0.99义 0.984=0.79电动机所需的功率：Pw 4.18 ,Pd= w =5.29Kwn 0.79电动机额定功率Pm.电动机容量主要由电动机运动时的发热条件决 定,而发热又与其工作情况有关.对于长期连续运 转、载荷不变或变化很小,常温工作的机械,选择 电机时只要使电动机的负载不超过其额定值,电动机便不会过热.也就是可按电动机的额定功率 Pm等于或略大于所需电动机的功率Pd ,即PmPd.根据一般最常用的,市场上供给最多的是同步转速3. J 5 为 1500/min 和 1000/ min 的电动机,又 Pm?Pd.转速确

7、实定查?机械设计课程设计?表17-7 ,选用磁极较少的Y132S-4并且采用B3的安装型式.Y160M-4-B3技术 数据和安装及外形尺寸如表 2-2 ,图2-2,表2-3.表2-2 Y132S-4-B3技术数据同步转速1500/min , 4极电动机型号额定功率Kw满载转速(/ min )堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩质量/KgY132S-45.514402.22.381/)c图2-2 Y132S-4-B3电动机的安装表2-3 Y132S-4-V3电动机的外形尺寸mmABCDEFGHKABACADHDBBL216178890.01838 0.0028010331321228027021

8、0315238515第三章 计算、分配传动比3.1 传动比分配nm =1440nw 44.722.分配 传动比传动比的分配及计算见表3-1计算项 目计算及说明由Vw = n,D ,得输送带滚筒的转速为60 X1000一 一 一 3Vw X60X1000 _ 1.1X60 10 r/ .nw =/min =44.72 / min冗 D冗 X470/1.总传动比电动机的满转速nm和工作电机的转速nw即可确定传动系统的总传动比i ,即表3-1传动比的计算及分配i=32.2取平带传动的传动比i=3 o为了使减速器的两个大齿轮具有相近的波油深度,应使两级的大齿轮具有相近的直径低速级大齿轮计算工程2.分配

9、传 动比计算及说明的直径应略大一些,使得高速级大齿轮的齿顶圆与 低速轴之间有适量的间隙.设高速轴的传动比为 ii ,低速轴转动比为i2,减速器的传动比为i减.i _ 32.2 一故 i 减=10.7id 3又ii= '(1.3 1.4) i 减=& 1.31.4) X10.7 =2.83.806取ii=3.75,那么 i2=2.85四、运动参数的计算4.1动力运动参数计算传动装置的运动、动力参数的计算见表 4-1表4-1 传动装置的运动、动力参数的计算计算项 目计算及说明高速轴I转速:n =2m=l440=480/min1.各轴 转速中间轴II转速:n.2型=住/min i 1

10、3.75低速轴m转速:nn 128 亦 r/ .nm45/mini22.85滚筒*由IV转速:niv =nm =45/ min2.各轴高速轴I输入功率：的输入 功率R 匕加=5.29 X 0.96=5.08Kw计算工程计算及说明中间轴II输入功率：Pn Pe 坨=5.08 X 0.97 X 0.98=4.83Kw低速轴m输入功率：Prn Pf % =4.83 X 0.97 X 0.98=4.59Kw2各轴的滚筒轴1V输入功率：输入功率P1VPm T3T2 =4.59 X 0.98 X 0.99=4.45Kw其中：Pm为电动机的额定功率,加为传送带 的效率,H为高速级齿轮传动的效率和低速级齿轮传

11、动的效率,吨为联轴器的传动效率,3为一对滚动轴承的传动效率 高速轴I输入转矩：Ti9550Rni9550 X5.08480101.03N?m3.各轴的输入转矩中间轴II输入转矩：T 9550 99550 X4.83口 nn128低速轴田输入转矩：360.15 N?m9550 PmI mnm9550 X4.5945975.72N?m滚筒轴IV输入转矩:_9550 PivTiv niv9550 X4.4545946.64 N?m五、带传动的设计5.1 V带的参数计算对带式输送机传动系统,电动机的额定功率Pm=5.5Kw,转速nm 1440Rin传动比3,每天工作16h 即两班制.带传动的设计计算见

12、表 5-1.表5-1带传动的设计计算计算项 目计算及说明1.确计算由?机械设计?表8-8查得工作情况系数Ka 1.2率PcaPcaPAPm 1.2X5.5 6.6Kw2.选才? V 带的带型根据Pca、nm由?机械设计?图8-11选用A型带初选小带轮的基准直径dd1.由?机械设计?表8-73.带基和表8-9 ,取小带轮的基准直径dd1=90mmdd1验算带速VoV=冗 dd1nm. X90X1440 678mz60 X100060 X1000. s由于5暝 V 30% ,故带速适宜.根据?机械设计?表8-9 ,取标准直径为 dd2 iv< dd1 270mmMdd2 =280mm由式 0

13、.7 (ddi+dd2)& ao&2 (ddi+dd2)得259mrm a00 740mm 初定中央矩为 a0=400mm计算带所需的基准长度:4.确定v 带的中 心距a和 基准长度LdLiao+1 小心+小dd1)24a.=2冗 /、(280 90)2X 400+ - X ( 90+280) +- mm4X4001403mm由?机械设计?表8-2选带的基准长度30-03) mm 413mm 2Ld 1430mm .计算实际中央距a a0 -d d0 (4002计算工程计算及说明4.确定v带的中央由 amin a 0.015Ld 和 amax a 0.3Ld 算出中央距距a和基

14、的变化范围为392mn 456mm准长度Ld5.验算小 带轮上的i 1800dd2 dd,573-a包角ic /、57 3occ=180o 280 90573- 154o 120o413一计算单根V带的额定功率Pro由dd1=90mn#口 nm 1440,查?机械设计?表 8-4 得 Po=1.064Kw.根据nm 1440 min , i=2和A型带,查?机械设6.确定V计?表8-5得A Po 0.17Kw ,查表8-6得带根数K 0.93 ,表 8-2 的 Kl 0.96 ,于是Pr = PoAPo KaKL 1.064 0.17X0.93X0.961.1Kw .计算V带根数ZZ=Pc 5

15、82 5.3 取 6 根Pr1.1由?机械设计?表8-3得B型带的单位长度质量q=0.105 Kgm ,所以7.计算单 根V带的 初拉力Fofsnn23K 巳2Fo500qvK Zv2.5 0.93 X5.822=500 0.105 X6.78 N0.93X6 X6.78=126N计算工程1计算及说明8,计算压轴力FP1154°Fp 2ZF°sin 2 6 126 sin 1473N229.主要设 计结论选用A型普通V带6根,带基准长度为1430mm带轮 基准直径dd1 90mm , dd2 280mm,中央距 限制在392456mm之间.单根带初拉力F°=126

16、N5,2 V带轮的设计根据带轮的基准直径和带轮转速等条件,确定带轮的材料,结构形式,轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸,公差和外表粗糙度及相关的技术要求.见表 5-2表5-2 带轮的设计计算工程1,带轮材 料确实定2.小带轮 结构形式 确实定计算及说明带轮材料选用HT15Q由于带速v=6.78% 较高,故 采用铸钢焊接而成 由电动机Y-4-B3的转动轴D=38黑8 mm应选小带轮的轮毂d=36mm基准直径dd1 90mm 300mm ,因而带轮的结构形式可采用腹板式.带轮槽的截面尺寸见表5-3.小带轮的结构形式见表5-4表5-3 A型带轮的轮槽bdhaminhfminefmindd对应 的山34

17、76;11.02.758.7159118计算工程1.大带轮 结构形式 确实定表5-4小带轮的结构形式d1 (1.82) d , d为轴的直径36mm取 d1 80 mm ； B=3e+2f=3 X 15+2 X_,11_9=63mm； C =(- - )B , MC =12mm； 47L=(1.5 2) d ,取 L=76mm表5-5大带轮的结构形式计算及说明先按式初步估算轴的最小直径,选取轴的最小直径, 选取轴的材料为 45钢调质处理,根据机械设计表15-3,取 A0 97, dmin = A0 3,2 =20.9mm取d=22mm取长L 76mm,b117.81mm. B=3e+2f=3X

18、 15+2X 9=63mm c' = (11)B ,取 C =12mm； L= (1.5-2) d ,取L=80mm 取长 L 76mm2.大带轮的具体尺六、各级传动齿轮的设计计算6.1高速级圆柱直齿轮的设计计算高速级圆柱直齿轮的设计计算.高速轴I的输入功率Pi 7.2Kw ,转速5 720 r/,n ,齿数比ii 2.9,使用期为10年每年300个工作日,两班制. 详见表6-1.表6-1高速级圆柱直齿轮的设计计算计算工程1.选定齿 轮类型、精 度等级、材 料及齿数计算及说明按图2-1所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传 动,压力角取20°带式输送机为一般的工作机器,参考?机械

19、设计? 表10-6,选用7级精度.材料选择.由?机械设计?表 10-1 ,选择小齿轮 材料为40Cr 调质,齿面硬度280HBs大齿轮材 料选45钢调质,齿面硬度240HBS选小齿轮齿数Z1 24 ,大齿轮齿数Z2 )乙 3.75 24 90 ,取 Z2 901.按齿面接触疲劳强度设计 计算小齿轮分度圆直径,即ZhZeZ、2h2.初步计 算传动的 主要尺寸1确定公式中的个参数值试选KHt 1.3 o9.55 106 PT1ni计算小齿轮传递的转矩.9.55 106 5.29 N?M 9.908 X480104N- M由?机械设计?表10-7选取齿宽系数d 1.计算工程计算及说明由?机械设计?图

20、10-20查得区域系数ZH 2.5由?机械设计?表10-5查得材料的弹性影响系数 Ze 189.8MPa12.计算接触疲劳强度用重合度系数Z* 一a1 arcco$Z1 cos /(Z1 2ha )= arccos24 cos20°/(24+2 X1) 29.8410* 一a2 arcco$Z2 cos /(Z2 2ha )= arccos90 cos20°/(90+2 X1) 25.237°Z1(tan 厂 tan ') Z2( tan 2 tan ')/2=24 x (tan29.841° tan20 o )+90 x(tan25.2

21、37 o tan20 o )/2 兀=2.1514-2.15130.7852.初步计 算传动的 主要尺寸Z计算接触疲劳需用应力h由?机械设计?图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hmin1 600MPa, Hmin2 550MPa.计算应力循环次数：N1 60nljL h =60X480X 1 X (2X8X300X10)=1.382X109_ 9_ 8N2 N1/i1 1.382 X10 /( 90/24 ) 2.67 M0由?机械设计?图 10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1 0.90, Kh2 0.95.取失效概率为1%平安系数S=1,得2.初步计 算传动的 主要尺寸

22、3.确定传 动尺寸H 1 = KHN1_H min1. 0.90 *600 MPa 540MPaS1h 2 = Khn2 Hmi储0.95 X550 Mpa 523MPaS1取H 1和H 2中的较小者作为该齿轮的接触疲劳许用应力,即h= h 2=523MPa2计算小齿轮分度圆直径dt2心11 u 1 /ZhZeZ .3( r ,)、d u = 3,2 1.3 9.908 104 ?(90/24) 1? 2.5X189.8 0.785)2 11, (90/24) ,523=54.901mm调整小齿轮分度圆直径1计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度d/1X54.901 480 m/ 1 3860

23、100060 X1000s齿宽bbdd1t 1 54.901 54.901mm计算载荷系数Kh由?机械设计?表10-2得使用系数Ka 1根据 1.38嗯 7级精度,由?机械设计?图10-8查得动载系数Kv 1.05齿轮的圆周力_ _43Ft1 2Ti /d1t = 2 9.908 M0 /54.901 3.609 M0 N计算工程3.确定传 动尺寸d1Zi60.94242.54mm试算模数25丫 o/YFaYsamt3?(t :dZ12I f1)确定公式中的个参数数值试选弯曲疲劳强度用重合度系数4.按齿根 弯曲疲劳 强度设计c 0.750.25 0.250.752.1510.60由?机械设计?

24、图10-17查得齿形系数丫尸的2.65,计算及说明KAFt1/b =1X3.609 X103/54.901 N/mm=65.7%m<ioo%m查?机械设计?表10-3得齿间载荷分配系数Kh 1.2由?机械设计?表10-4用插值法查得7级精度, 小齿轮的相对支撑为非对称布置时,得齿向载荷分布系数Kh 1.42,由此,得到实际载荷系数Kh KaKvKh Kh 1M.05M.2X1.42 1.79按实际载荷系数算得的分度圆直径d1 d1t3KH 54.901 x3 1.79 60.940mm1 仆1.3相应的齿轮模数：YFa22.23 ;由?机械设计?图10-18查得应力修正数Ysa11.58

25、 , Ysa2 1.76 ;由?机械设计?图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为计算工程计算及说明4.按齿根 弯曲疲劳 强度设计Flimi 500MPa , Fiim2 380MPa ;由?机械设计?图 10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85 , Kfn2 0.88.取弯曲疲劳平安系数S=1.4 F 1 = KHN1_Fmin1 0.85 *500 MPa 303 57MPaS1.4f 2 = KHN2 Fmin2 0.88 的 MPa 238 86MPaS1.4YFa1Ysa12.65 1.580.0 138 F1303.57YL 2.23 1.76 0.0164

26、f2238.86由于大齿轮的上昌大于小齿轮,所以取FYFaYsa = YFa2Ysa20.0164F F22试算模数J2KrTiYYFaYsa.mt 3i2?dZ1 F2 M.3>9.908M04 乂0.6八八 d i=312?0.0164 1.63911 242调整齿轮模数1计算实际载荷系数前的准备 圆周速度d1mtz1 1.639 24mm 39.336mm31侬336 X480m/ 098rmz60 100060 X1000/s/s计算工程计算及说明4.按齿根 弯曲疲劳 强度设计.b1b dd1 1 >9.336mn39.336nm宽图比% .,一 .*、 ,一 . h(2h

27、ac)mt (2X10.25)X1.6393.688mm?1=39.336/3.688=10.67 /h2)计算实际载荷系数Kf根据 0.98%; 7级精度,由?机械设计?查图 10-8得动载荷系数Kv 1.08由 Ft1 2T1 / d1 2 X9.908 X104 /39.336N=5.038 乂 103KAFt1 /b 1 X5.038 X103 /39.336 N/)m =128N/m >100N/)m查?机械设计?表10-3得齿间载荷分配系数Kf 1.1由?机械设计?表10-4用插值法查得Kh 1.417 , 结合%=10.67查?机械设计?图10-13,得Kf 1.36 那么

28、载荷系数为Kf KaKvKf Kf 1X1.08X1.0X1.36 1.47 FA V FF3)按实际载荷系数算得的齿轮模数/Kfl'1.47m mt31.639 ?3imm 1.708mmKFt' 1.35.比照计 算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m的大小主要取决 于弯曲疲劳强度所决定的承载水平,而齿面接触疲劳 强度所决定的承载水平,仅与齿轮直径有关,可取由 弯曲疲劳强度算得的模数 1.708mm并圆整为标准值 m=2m m按接触疲劳强度算得的分度圆直径：计算工程计算及说明d1 60.94mm ,算出小齿轮齿数 z1 d

29、1 / m =5.比照计 算结果60.94/2=30.42 ,取z1 31 ；那么大齿 轮齿数Z2 uzi 3.75 31 116.25,取Z2 117.z1和Z2互为质数,这样设计处的齿轮传动,既满足了齿面接触疲 劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到了结构 紧凑,防止浪费.计算分度圆直径d1 z1m 31 2 62mmd2 z2m 117 2 234mm计算中央距6.几何尺 寸计算a (d1 d2)/2 (62 234)/2mm 148mm计算齿轮宽度b dd11 62mm 62 mm考虑不可防止的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,一般将小齿轮略为加宽(510) mm即b1 b (

30、5 10) 62 (5 10) mm 67 72mm取4 68mm而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即b2 b 62 mm上述齿轮副的中央距不便于相关零件的设计和制造.7调整中央 距后的强 度校核为此,可以通过调整传动比改变齿数或者变位法进行 圆整.采用变位法将中央距就近圆整至 a'=150mm在 圆整时,以变位系数和不超出?机械设计?图 10-21a 中所推荐的合理工作范围为宜.其他几何参数,如z1,z2, m, b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,以明确齿轮的工作水平.(1)计算变位系数计算工程7调整中央 距后的强 度校核计算及说明计算啮合角、齿数和、

31、变位系数和、中央距变动系 数和齿顶高系数.'arccos(a cos /a')=arccos(148 cos20o)/150 =22,215 0zE z1 z2 31 117 148xe x1 x2 (inv ' inv ) zE /(2tan )=(inv22.215 o-inv20 0) x 133/ (2tan20 o ) =0.513 inv tan -Y (a' a)/m (135 133)/2 1y xe y 0.513 10.487从?机械设计?图10-21b中可知,当前的变位系数和 提升了齿轮强度,但重合度有所下降分配变位系数X1和X2由?机械设

32、计?图10-21b可知,坐标点(zE/2 , xe/2)=(66.5,0,2435 )位于L12线和L13线之间,按这两条线作射线,再从横坐标的z1和z2处作垂直线,与射线交点的纵坐标分别是 X 1=0,356, X 2 =0.1579,齿根弯2.%乂1丫曲疲劳强F13 2度校核dm z1计算工程计算及说明9.齿根弯 曲疲劳强 度校核_ _4_一2X1.85X9.908 10 X2.11?1.85 X0.60 一口=z5MPa1 23知2=111.6MPa< F 12K FT1YFa2YSa2YF23 2dm Z2_ _4_ 2X1.85X9.908 10 X2.05 X1.93X0.6

33、01 23天=112.2 MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且大齿轮反抗弯曲疲 劳破坏的水平于大齿轮.10.结构图设计小齿轮和人齿轮的结构设计如图6-1和图6-211.要设计结论齿数z1 31, Z2 90;模数m=2mm压力角20°中央距a=148mm齿竟b1 68mm , b2 62mm ;小齿轮选用40Cr 调质,大齿轮选用45钢调质；齿轮 按7级精度设计.6.2低速级圆柱直齿轮的设计计算低速级圆柱直齿轮的设计计算.低速轴出的输入功率Pw 4.73KW ,转速nm 128:.,齿数比 2-85,使用期为10年每年300个工作日,两班制. 详见表6-2表6-2 速级圆柱直齿轮的设

34、计计算计算工程|计算及说明按图2-1所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动,压力角取20°,、比止 带式输送机为一般的工作机器,参考?机械设计?1 .选止齿轮类型、精 表10-6,选用7级精度.大士 目 材料选择.由?机械设计?表 10-1 ,选择小齿轮度等级、材料及齿数材料为40Cr 调质,齿面硬度280HBs大齿轮材 料选45钢调质,齿面硬度240HBS选小齿轮齿数Z1 24 ,大齿轮齿数Z2 ii乙 2.85 24 68.4,取 Z2 691.按齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径,即叫 3匹石运和.d U h1确定公式中的个参数值2.初步计试选KHt1.3主要尺寸算传动的

35、计算小齿轮传递的转矩.3.529T田 955 10讪 9.55 106 473N?mmnm128x 105N mm由?机械设计?表10-7选取齿宽系数d 1.由?机械设计?图10-20查得区域系数ZH 2.5计算工程计算及说明由?机械设计?表10-5查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa12.计算接触疲劳强度用重合度系数Z 0*a1 arccosZ1 cos /(Z1 2ha )= arccos24 cos200/(24+2 X1) 29.841°一 _. *. .a2 arccoZ2 cos /(Z2 2ha )= arccos69 cos20o/(69+2 X1) 24.

36、035oZ/tan r tan ') Z2(tan 2 tan ')/2=24tan29.841 o tan20 o )+69(tan24.035 o tan20 0 )/2 兀=1.6264 1.626、0.892.初步计 算传动的 主要尺寸计算接触疲劳需用应力ht 3由?机械设计?图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hmin1 600 MP a ,Hmin2 550MPa.计算应力循环次数:N160njLh =60X 128X 1 X ( 2X 8X 300X 10)=3.686X108N2 N1/i1 3.686 X108 / 2.85 1.293X108

37、由?机械设计?图10-23查取接触疲劳寿命系数计算工程2.初步计 算传动的 主要尺寸Khni 0.96, Kh2系数S=1,得K HN1 H min 1H 1-S0.98.取失效概率为1%平安0.96 X600 MPa 576 MPa1计算及说明h2 = Khn2 Hmin2 0.98 x550 MPa 539MPaS1取H 1和h 2中的较小者作为该齿轮的接触疲劳许用应力,即h= h 2=539MPa2计算小齿轮分度圆直径z Q 2f u 1 ZhZeZ 2d1t 3.(),d u 3 2 M.3X3.529X105 ?2.85 1 ?( 2.5X189.8X0.89)22.85539=91

38、.228mm调整小齿轮分度圆直径1计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度dmX91.228 M28/1- m/ 0.61m/60 100060 X1000/s/s.bbdd1t 1 91.228 91.228mm计算载荷系数Kh由?机械设计?表10-2得使用系数Ka 1根据0.61m4,7级精度,由?机械设计?图10-83.确定传 动尺寸查得动载系数Kv 1.05齿轮的圆周力_ .53Ft1 2Ti/d1t =2X3.529 X10 /91.228 7.737X10 NKAFt1/b =1X7.737 X 103/91.228=84.8<100 N/mm查?机械设计?表10-3得齿间载荷分

39、配系数Kh 1.2计算工程3.确定传 动尺寸计算及说明由?机械设计?表10-4用插值法查得7级精度, 小齿轮的相对支撑为非对称布置时,得齿向载荷分布系数Kh 1.43,由此,得到实际载荷系数Kh KaKvKh Kh 1 X1.05X1.2 X1.43 1.80按实际载荷系数算得的分度圆直径d1 d1t3 Kh91.228X3 1.8 101.681mm"Ht1.3相应的齿轮模数:d1101.6814.237mmmmZ124试算模数-2KFtTiY o/YFaYsamt 32?(dZ2 f1)确定公式中的个参数数值试选K Ft 1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数C 0.750.25 0

40、.25 1 黑 07114.按齿根 弯曲疲劳 强度设计计算YFaYsafKFN20.93.取弯曲疲劳平安系数S=1.2ffKHN1 Fmin1SK HN2 Fmin2S0. 90 X500 n “c-MPa 375MPa1.20.93 X380 一MPa 294 5MPa1.2YFa1Ysa12.65 1.58f13750.0113YFa2Ysa22.25 1.76F 2294.50.0134由于大齿轮的YFaYsaf大于小齿轮,所以取由?机械设计?图10-17查得齿形系数YFa1 2.65,YFa22.25;由?机械设计?图10-18查得应力修正数Ysa11.58 , Ysa2 1.76 ;

41、由?机械设计?图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为Flim1 500MPa , Flim2 380MPa ;由?机械设计?图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.90计算工程计算及说明4.按齿根 弯曲疲劳 强度设计YFaYsa _ Y,Fa1Ysa1F F12试算模数0.0113mt3 2KFtT1Y? YFaYsa dZ； f12M.3X3.529105X0.711 ?0,0113 2339mmV1 242调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的准备圆周速度d1 mt乙 2.339 24mm 56.136mmdgg5636 X128m0 376m60 100060 X1

42、000s . s齿宽b1bdd1 1 X56.136mn56.136mm宽高比bh一 ,_ _ * , _ . _ _ , _ _ _ _ _ _ _h (2ha c) mt (2X1 0.25)X2.339 5.263mm计算工程计算及说明4.按齿根 弯曲疲劳 强度设计b/=56.136/10.67/h7 5.2632)计算实际载荷系数Kf根据 0.376嗯,7级精度,由?机械设计?查图10-8得动载荷系数K V 1.03由： 2T1/d1 2 X3.529 X105/56.136N=1.257 X 104NKAFt1/b 1 M.257 >04/56.136 Nm=223N7 >

43、;100/mm/ mm查?机械设计?表10-3得齿间载荷分配系数 Kf 1.0由?机械设计?表10-4用插值法查得Kh 1.422 , 结合% =10.67?机械设计?图10-13,得Kf 1.38 那么载荷系数为Kf KaKvKf Kf 1 1.03 1.0 1.38 1.42 F A V F F3按实际载荷系数算得的齿轮模数Fk?_1T42m mt3 2.339?3>mm 2.408mmKr1 1.3由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m的大小主要 取决于弯曲疲劳强度所决定的承载水平,而齿面接5.比照计 触疲劳强度所决定的承载水平,仅与齿轮

44、直径有关, 算结果可取由弯曲疲劳强度算得的模数 2.408整为标准值m=3mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径： d1 101.681mm ,算出小齿轮齿数 z1 d1/m =101.681/3=33.89,取z1 34；那么大齿轮齿数计算工程5.比照计 算结果计算及说明z2 uz1 2.85 34 96.9 ,取 z2 97.z/Dz2 互为质数,这样设计处的齿轮传动,既满足了齿面接触 疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到了 结构紧凑,防止浪费.计算分度圆直径d1 z1m 34 3 102mmd2 z2m 97 3 291mm计算中央距a (d1 d2)/2 (102 291)/2mm

45、196.5mm6；旧可尺计算齿轮宽度寸计算bdd1 1 102mm 102mm考虑不可防止的安装误差,为了保证设计齿宽 b和 节省材料,一般将小齿轮略为加宽(510) mm即bi b (510) 102 (510) mm 107 112mm取.110mm而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即b2 b 102mm上述齿轮副的中央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变位法进行 圆整.采用变 位法将 中央距 就近圆 整至 a'=200mm在圆整时,以变位系数和不超出?机械 设计?图10-21a中所推荐的合理工作范围为宜.其 7调整中央距后的强 他几何参数,如Z1 ,

46、Z2 , m , b保持不变.度校核齿轮变位后,齿轮副几何尺寸发生变化.应重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作水平.计算变位系数计算啮合角、齿数和、变位系数和、中央距变动 系数和齿顶高系数.' arccos(a cos / a')计算工程计算及说明7调整中央 距后的强 度校核=arccos( 196.5cos20o) /200 =22,69 °zE 乙 z2 34 97 131x± x 1 x2 (inv ' inv ) zE /(2tan )=(inv22.69 o-inv20 o) x 131/(2tan20 o) =0.249 inv tan -

47、Y (a' a)/m (200 196.5)/2 1.7y xE y 0.249 1.7 -1.451从?机械设计?图10-21b中可知,当前的变位系数 和提升了齿轮强度,但重合度有所下降分配变位系数x 1和x 2由?机械设计?图10-21b可知,坐标点(z/2,XE /2 )=(54,0.1245 )位于L11线和L17线之间,按这两条线作射线,再从横坐标的Z1和Z2处作垂直线,与射线交点的纵坐标分别是 x二0.27, x2=0.2519.齿根弯 曲疲劳强 度校核2KFT>Fa1Ysa1YF13 2dm Zi_ ._5 一 一一一2X1.82 X3.529 X10 X2.5 X

48、1.54 X0.71 一口=2MPa1 33 毛42计算工程计算及说明9.齿根弯 曲疲劳强 度校核=109.58MPac f i2K FTYFa2Ysa2YF23 2dm Z22X1.82 小.529 X105 X2.25 X1.76 X0.71321 3 >4=115.71 MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且大齿轮反抗弯曲 疲劳破坏的水平大于大揖轮.10.结构图设计小齿轮和大齿轮的结构设计如图6-3图6-411.要设计结论齿数zi 34 , Z2 97 ;模数m=3mm压力角20o ;中央距 a=196.5mm 齿竟 b1 110mm , b2 102mm ;小齿轮选用40Cr (调

49、质),大齿轮选用45钢(调质)； 齿轮按7级精度设计.表6-3齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小四轮大凶轻小四轮大凶轻中央距amm148196.5传动比i3.752.85模数mmm23压力角o2020齿数z311173497分度圆直径dmm62234102291bmm6862110102材料40Cr45#40Cr45#热处理调质调质调质调质齿面硬度HRC40-5048-5540-5048-55第七章联轴器的选择7.1联轴器的选择联轴器的选择见表7-1表7-1 联轴器的选择计算工程1.联轴器 的选择计算及说明联轴器的选择由工作条件决定输出轴与联轴器相 连,为了隔离稍微的振动,应采用弹性柱销联轴器, 制造容易,装拆方便,本钱交低.联轴器的计算转矩Tca KaT3.查?机械设计?表14-1.考虑到转矩变化很小,故取Ka 1.3Tca KaT3=1.3 956.21N m=1243.073 N m根据计算转矩Tea应小于等于联轴器许用转矩T的条件,查标准GB/T5014-2003,选用LX3型弹性柱销联轴器,其许用转矩T=2500N m=半联轴器的孔 径d=40mm长度L=84mm与轴的配合的毂孔长度L182 m