二级展开式减速器设计

1、本栏目应包含以下内容:1、设计目的与任务实训目的是设计一个二级展开式减速器，并在实训中对本学期及之前所学知识进行复习和应用。（一）：题目：设计带式输送机传动装置。要求：输送机由电机驱动，经传动装置驱动输送带移动。要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，整机使用寿命为6年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为土 5%。工（二）：原始数据：实训报告作机效率为0.96，要求有过载保护，按单件生产设计。（三）：设计内容：a）设计传动方案；b）减速器部件装配图一张（0号图幅）；c）绘制轴和齿轮零件图各一张；d）编写设计计算说明书一份。2、设计步骤与内容见“减速器设计说明书

2、”。3、设计心得与体会此次设计紧密联系本学期知识， 可以说是我初尝机械类的设计， 在设计过程中， 我体会颇多，特别是刚开始的初步设计，如果设计不合理的话，会给后面带来很大 的麻烦，看似一个简单的二级展开式减速器，在刚开始的设计中就使我焦头烂额， 画图也是一个难点，虽然刚大一的时候学过CAD制图这方面的知识，但是离现在已经有一段时间了，所以画图时有很多细节的东西没注意到，尽管如此，但是经过 这两周的努力与负出， 对二级展开式减速器的设计还是有了一个深刻的了解，当然在完成这一次的设计当中还是有一些错误与迷惑的东西，但是我会继续认真地去学习与研究它的。我相信在往后的日子，只要我们怀着一颗赤热求学的心

3、， 加上正确的学习方法，设计上一疋可以有所突破。签字：2008 年 12 月 20 日注：1、文中单位名称可采用国际通用符号或中文名称，但全文应统一，不可混用。2、字数一般不少于2000字，可另加同规格纸张。实训 指导 教师 评语成绩评定： 指导教师（签名）：年 月日目录§一减速器设计说明书 5§二传动方案的分析 5§三电动机选择，传动系统运动和动力参数计算. 6一、电动机的选择 6二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 . 7三、运动参数和动力参数计算 . 7§四 传动零件的设计计算 8一、V 带传动设计 8二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 . 12（

4、一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表. 12（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表. 17（三）斜齿轮设计参数表 . 21§五轴的设计计算 22一、I轴的结构设计 22二、H轴的结构设计 25三、川轴的结构设计 27四、校核n轴的强度 29§六轴承的选择和校核 33§七键联接的选择和校核 35一、n轴大齿轮键的选择 35二. n轴大齿轮键的校核 35§八 联轴器的选择 36§九 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 . 36一、传动零件的润滑 36二、减速器密封 37§十 减速器箱体设计及附件的选择和说明 . 37一、箱体主要设计尺寸 . 37

5、二、附属零件设计 40§十一 设计小结 44§十二 参考资料 44§一 减速器设计说明书一、题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。二、已知条件：输送机由电动机驱动，经传动装置驱动输送带移动，整机使用寿 命为6年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许 输送带速度偏差为_5%工作机效率为0.96，要求有过载保护，按单位生产设 计。1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带原始数据:设计传动方案；e）减速器部件装配图一张（0号图幅）；f）绘制轴和齿轮零件图各一张；g）编写设计计算说明书一份。§二 传动方案的

6、分析§三电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1. 确定电动机类型按工作要求和条件，选用y系列三相交流异步电动机。2. 确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw（2）电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的 总功率n总。设n 1、n 2、n 3、n 4、n 5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿 轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由2表1-7查得n 1 = 0.99 , n 2 = 0.98 , n 3 = 0.99 , n 4 =

7、 0.95 , n 5 = 0.96 ，贝U传动装置的总效率为2 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.841423=''” 打=0.99 x 0.98总 12345PdPw5.59kw0.84143. 选择电动机转速由2表13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i带=24圆柱齿轮传动i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为i总=）带x i齿1 x i齿2i总=（24）X（ 35）X（ 35） = （18100）60 1000 J18100) 60 1000 1.2 r/min-3.14410电动机转速的可选范围为nd=i 总乂 nw= （18100）=10

8、06.685592.67r/mi n60F000v601001.2 ,.nwr/ min = 54.60r / minn D兀 420根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1，符合这一范围的常用同步加速有 1500r. min、1000r. min。选用同步转速为:1500 r/min 选定电动机型号为:Y112M-4、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1. 传动装置总传动比= 25.75nm 1440 i总=nw 55.93式中nm-电动机满载转速：1440 r/min; nw-工作机的转速:55.93 r/min。2. 分配传动装置各级传动比i 总=i带x i齿i x i齿2 分

9、配原则： (1) i带v i齿(2) i 带=24 i齿=35 i 齿 1= (1.3 1.5 ) i 齿 2根据2表2-3 , V形带的传动比取i带=2.6，贝U减速器的总传动比为i =9.90双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i 齿 1 = 3.59低速级的传动比i齿 2 = i/i 齿 1 =2.76三、运动参数和动力参数计算1. 各轴转速计算n0 =n m =1440 r/minni = nm / i 带=1440/2.6 r/min =553.85 r/minn n= n i / i 齿1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/min nm = n n / i

10、齿2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min2. 各轴输入功率P 0= Pd=5.99 KWPi = Pd n 4 = 5.990.95 KW=5.69KWP n = P I n 2n 3 =5.690.980.99 KW=5.52 KWPm = P n n 2n 3 =5.52 0.980.99 KW=5.36 KW3. 各轴输入转矩To = 9550P d/n 0 =39.73 N mTi = 9550P i/n i =98.11 N mT n = 9550P n /n n =341.69 N mTm = 9550P m/n m = 915.71 N m表1传动装置各

11、轴运动参数和动力参数表项目轴号功率(kw)转速 n(r/min )转矩T(N m)传动比0轴5.99144039.732.6I轴5.69553.8598.113.59n轴5.52154.28341.692.76川轴5.3655.90915.71§四传动零件的设计计算一、V带传动设计1. 设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果（1）确定计 算功率PeaP ea= K a P d 查表8-7取 Ka i.2Pea =1.2X5.99 = 7.91kwPea = 7.91选择带 的型号查图8-11Pea = 7.91 n0 =1440r / min选用A型带选择小

12、带轮直径dd1dd dd min查 表8-6及8-8mmdd1 =90确定大 带轮直径dd2dd2 =带 dd1dd2 =2.690 = 234 查表 8-8 dd2=236mmdd2 =236验算传 动比误差凶=-dd2i -dd1cc 236也 i = 0.85%2.6 A90凶=汉 100% = 0.85%2.6i验算带速V兀ddn兀 90 汉 1440 c”mSv =6.78V -60 汇1000V- 6.7860 勺000初定中心距aoa。=(0.72)x (dd1 +dd2)a° =(0.72)(90+236)=228.2652mma 0 =360(8)初算带 长L。L0

13、 吧 2a0n+(dd1 +dd2)22卜(dd2 -dd1)4a°L0 =2 汇 360+3.14/2 汉(90+236)+(2326-90) /(4 汉 360)=1246.3mmL°=1246(9)确定带 的基准长度Ld查表8-2因为L0=1246，选用A型带取 Ld=1250mmLd=1250(10)计算实际中心距离a (取整)Ld L0a ''三 a°1250 -1246a : 360362mm2a =362mm(11) 安装时所需最小中心距amin (取整)amin 二 a - 0.015Ldamin =362+0.015 1250 二

14、 343.25343mmamin =343(12) 张紧或补偿伸长量所需最大中心距amaxamax 二 a O.°3Ldamax =3620.03 1250 =399.5 ： 400mmamax=400mm(13) 验算小带轮包角二:、180 -dd2 叫 57.5aa1180 -18° 一9° 57.3 -156.89362a1=156.89(14) 单根V带的基本额定功率P0查表8-4a插值法1.07 -F01450-1440F0 -0.93 一 1450-1200F0=1.06=1.06kwF0n*n要全套答辩通过的设计，或按任务书要求定做的同学，请联系0Q

15、Q)©或Q00.请扫描加0Q(15) 单根V带额定功率的增量.-：P0 查表8-5b插值法0.15-兄 1450-1440紀 -0.13 1400-1200：P°=0.17kw：P°=0.17(16) 长度系数Kl查表8-2由 Ld =1250 得 KL 二 0.93Kl =0.93(17) 包角系数K.查表8-5插值法156.89-155k- =0.93(0.95-0.93) =0.94a160-155K = 0.94(18) 单位带长质量q查表8-3q=0.10kgmq=0.10(19)确定V带根数ZPcaFFCar3.35根Z=7z_ (1.06+0.146

16、y<0.98x0.96=2.96r7.19(P。+AF0 KKlZ (1.06 +0.17)汉 0.94 汉 0.93= 6.65 "(20)计算初拉力FoFo =500"(25 1) vZ Ka十qv2F0 =5002.5 °.94)沢0.94 汉 7 汉 6.787.19 +0.1 況6.782 =130.31NF0=130.31(21)计算带对轴的压力Fp«1Fp =2ZF°si n-1 p 2156.89°F0 =2><7x130.31xsin2 =1787.37NFp = 1787.372.带型选用参数表带

17、型dd1(mm)dd2(mm)v(m/s)a(mm)Z(根数)Fp(N)带轮宽(mm)B = (Z_1)e+2fA902366.78362159.8971787.37B=(7-1)咒 15+2X10=1103 带轮结构相关尺寸项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确 定)结果(1)带轮基准宽bd查表8-10因选用A型，故取bd =11mmbd"(2)带轮槽宽b9b =bd +2ha tan 2b = 11+2 汇 2.8tan38°/2mmb =12.93(3)基准宽处至齿 顶距离ha查表8-10hamin = 2. 75mmha =2.80(4)基准宽处至槽 底距离h

18、f查表8-10hf min =87mmhf = 9两V槽间距e查表8-10e = 15±0.3mme = 15.0(6)槽中至轮端距离f查表8-10fmin =10mmf =10(7)轮槽楔角申查表8-10因为 da>118 ,所以申=38度38(8)轮缘顶径dada =dd2 +2hada= 236 + 2x2.8 = 241.6mmda =241.6(9)槽底直径dfd f = dd2 - 2hfdf =236-2 江 9.0=218mmdf =218查1表 8-10, 得(10)轮缘底径DD1 =df -26§min = 6,取百=60/218-26 = 200

19、mmD1 =200(11)板孔中心直径D0D0 =0.50 +djD0=0.5(200+60)=130mmD0 = 130(12)板孔直径dod° =(0.2 0.3) (D1 djd° = (0.2 0.3) (200 -60=28 42)mmd° = 40(13)大带轮孔径d查表12-1-12根据 dd2 =236, Z = 7,所以取d=30mmd=30(14)轮毂外径d1d1 =(1.8 2)dd1 =(1.8 2)30 =54 60mm4 =60(15)轮毂长LL =(1.52)dL Z(1.5 2)汉 30 =45 60mmL=60(16)辐板厚S查表

20、12-1-12S= (0.50.25)B=15.7127.5mmS= 25（17）孔板孔数查表12-1-12nD03.14如30n =S + d025 + 40= 6.28 6个n = 6二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依 据计算过程单位计算（或确 定）结果1 .选齿轮精 度等级查表10-8选用7级精度级72.材料选择查表10-1小齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为250HBS大齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为220HBS小齿轮250HBS大齿轮220HBS3.选择齿数Z乙=(20 40)Z2卡z2U =丄乙取乙=24Z2 =3.59X24 =

21、82.57取乙=8383U=3.45824个乙=22Z2 =91U =3.4584 .选取螺旋 角3P=820取 0= 14度P= 145.按齿面接触强度设计(1)试选KtKt=1.3 1.7取 Kt = 1.6Kt= 1.6（2）区域系数Zh由1图 10-30Zh =243Zh = 2.43(3) &由1图10-26查得&1=0.77& 2=0.87=备+ &厲日.64备=1.64（4）计算小齿 轮传递的转 矩T1查表1=9.811 "04Nmm=9.811 汉10齿宽系数d由1表 10-7% =0.7 1.15% =1.0材料的弹 性影响系数Ze由

22、1表 10-6ZE =189.81MPaZe =189.8O H lim 1 = 55(7)齿轮接 触疲劳强度 极限JHlim由1图 10-21c 由1图 10-21 dD H lim 1 = 550° H lim 2 = 540MPa0 H lim 2 = 540(8)应力循 环次数N由1式 10-13弘=60n<)，j 丄山=60=<553.85 x (2x8x 300x6) =9.57 汉 108叫=9.57X108N2 =2.77X1082 = N1 /U =2.77如08(9)接触疲 劳强度寿命 系数Khn由1图 10-19Khn1 = 1.05KhN2 = 1

23、.12Khn1 = 1.05KhN2 =1.12J K hn 1 口 H lim 1_ H F S1.05 汉 550 L(10)计算接 触疲劳强度 许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1,由1式 10-125 7 7 .51J K hn 2H lim 2MPab H =(577.5+604.8)=59b H得H"S-1.151.12540一 604.81d|2ktT u +1(ZhZe、29叽 u (和)(11 )试算小齿轮分度圆按1式(10-21)：2".6江9.811"04 3.59 + 1mmd 1t =53.03直径d1t试算33仆 1.643.59

24、(2.43189.8*(591.15)=：53.03(12)计算圆 周速度vnd1t nv 60x1000nd 1t n1v -60x10003.14 x53.03x 553.85 , -1.5460x1000m/sv= 1.54(13)计算齿宽Bb =°dd1t =1 x 53.03 =53.03B1=60B2=55mmB1=60B2=55(14 )模数mntd1t cosP mnt -Z-Z153.03XCOS14"h = 2.25m nt =2.25 X 2.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01度mnt =2.14h = 4.81524b/h

25、=11.012.14(15)计算纵 向重合度呂pe 3 = 0.318 © dz1tan Bgp = 0.318>M 汇 24xtan14° =1.903邛= 1.903由1表10-2查得使用系数 Ka=1根据v=1.54 m/s ,7级精度，由1图10 8查得动载荷系数Kv =1.08由1表10 4查得Kh 3=1.12+0.18(1+0.6© d2) © d2+0.23 X 10-3b(16)计算载=1.420K=2.15荷系数K由1图10 13查得 Kfb =1.33假定 KAFt <100N / mm ,由1表 1 o 3 查得 d1

26、心口 =心口 = 1.4故载 荷系数 K=KaKvKh a Kh b =1 X 1.08 X 1.4 X1.42=2.15(17)按实际的载荷系数由1式 10-10 ad1 "牡引 K/Kt =53.03 汉mmd1 =58.52校正分度圆 直径期2.15/1.6 =58.52(18)计算模d1 cos P58.52 xcos14"mn = 2.37数mnmn -Z1mn - 2.3724mm6.按齿根弯曲强度设计(1)计算载荷系数KK=K aKvKfa KfbK=1X 1.08 X 1.4X 1.33=2.01K=2.01(2)螺旋角 影响系数Yp根据纵向重合度£

27、; b=1.903,从1图10-28Yp = 0.88Y = 0.88(3)计算当量齿数Zvzzv3 RCOS戸z-i24Z" = =3= 26.30cos3 0cos314°z283Zv2 90.94cos 戸 cos 14Z/1 =26.30Zv2 =90.94(4)齿形系数YFa由1表10 5YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198(5)应力校正系数Ysa由1表10 5Ysa1=1.597Ysa2=1.781Ysa1=1.597Ysa2=1.781(6)齿轮的弯曲疲劳强度极限b FE由1图 10-20b由1图 10-20C<

28、;Tfe1 =400 fe2 =350MPacr fe1 = 400坊 FE2 = 350(7)弯曲疲 劳强度寿命系数Kfni由1图 10-18利用插值法可得Kfn1 =0.90Kfn2 =0 95Kfn1 =0.90K fn2 = 0.95(8 )计算弯曲疲劳许用应力b f取弯曲疲劳安全系 数S = 1.3 ,由式10-12 得rm ,Kfn FE1 0.90X400Sh =G=S1.3276.92s iKfn2°FE20.95X350MPa®f1 =276.9叭=255.-F2 -S1.3255.77(9)计算大 小齿轮的Yf并加町以比较YFa1Ysa12.591 x

29、1.597 门r 1=0.015f 1276.92丫門a2=2.198".7810.0153 虹F 2255.77YFaYsa®f0.0153结论：大齿轮的YFaYsa系数较升大，以大齿轮的计算(10)齿根弯由1式 10-17曲强度设计 计算mnOOF苗廿1.743CTfmmmn 臭 1.743亠匚口. r . r F丄宀 丹 丄、口结论：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，取mn =2 mm，已可满足弯曲强度。但为了冋时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径di=58.52 mm来计算应有的齿数。于是由d1

30、cos P-7-58.52 汉 cos14 " Q O 取 7mn K - Z 宀 i 十“ =29* 3 59=104 11 取 ZZ1 mnajr.WyT，厶 1 丿、JJ' '1J2=1043 几何尺寸计算(1)计算中 心距a(乙 +Z2)mna 一fy2 cos P(29 +104)2 a = =137.12cos14°将中心距圆整为 137mma=137(2)按圆整 后的中心距 修正螺旋角P =arccos(z1 十訓2a-arccos(29 +104)2=13.88 因值2X137改变不多，故参数J、Kp、度P =13.883Z h等不必修正。(

31、3)计算齿29汇2d1 = 59.74轮的分度圆dzmnd 59.74cos13.88°直径dd _cosP1042一mmd2 =214.26d2 2 14.26cos13.88°(4)计算齿 轮的齿根圆 直径df由df =d -2.5mnd f = d1 2.5mn = 59.74 -2.5 汇 2 = 54.74mmdf1 =54.74d f 2 = d2 -2.5mn = 214.26 -df1 =209.262.5 汇2 =209.26(5)计算齿 轮宽度Bb = $ dd1b=1.0 X 59.74=59.74圆整后取：B1 =65B2 =60mmB1 =65B2

32、 =60(6)验算2T1F9.811"04N=3284.6Nd159.74KAFt"3284.6=N / mm = 54.98 N / mm c100 N / mm b59.74所以合适（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确 定）结果1.选齿轮精度等 级查表10-8选用7级精度级7小齿轮选用45号钢（调质处小齿轮2.材料选择查表10-1理），硬度为250HBS大齿轮选用45号钢（调质处250HBS大齿轮理）硬度为220HBS220HBSz3 =(20 40)Z3=25Z3 =253.选择齿数ZZ4 =iZ3Z4 = 2.76 75=6

33、9,取 70个Z4 = 70Z4U = 4Z3U 二70 = 2.825U=2.84.选取螺旋角3P=8 20取14度P= 145.按齿面接触强度设计（1）试选KKt=1.2 1.8取心=1.6Kt= 1.6（2 ）区域系数Zh由1图 10-30Zh = 243Zh =2.43由1图10-26查得(3) %霭3 =0.78电=0.78+0.88=1.66= 1.66£ a4=0.88计算小齿轮 传递的转矩Tn查表1=3.42"05Nmm町= 3.42X105（5）齿宽系数d由1表 10-7=0.7 1.15札=1.0材料的弹性 影响系数Ze由1表 10-6ZE =189.8

34、1/2MPaZe =189.8（7）齿轮接触疲 劳强度极限h lim由1图 10-21C 由1图 10-21 d° H lim 1 =550° H lim 2 = 540MPaD H lim 1 = 550° H lim 2 = 540(8)应力循环次数N由1式 10-13N3 = 60门3 j Lh =2.67 如08N37N4 =9.54疋107 i齿2N3 =2.67 x108N4 =9.54 x107(9)接触疲劳强 度寿命系数Khn由1图 10-19Khn1 1.08Khn2 - 1.14Khn1 1.08Khn2 - 1.14d H3- KHN3

35、76;Hlim3 =S594|_K hn 4。H lim 4(10 )计算接触取失效概率为1%,Q H4 _s疲劳强度许用应安全系数为 S-1，由= 615.6MPah -604.8力d h1式10 12得rn Qh3+J4Bh=2594 + 615.6 c=604.82(11 )试算小齿按1式(10 21)试算轮分度圆直径d3td3t >3 空込 U +1( Zh Ze Yd社U 心)2 =80.53mmd3t = 80.53(12 )计算圆周3.14x80.53x154.28v 60X000=0.65m/sV-0.65速度vv 60X000(13 )计算齿宽Bb = % 小=80.5

36、3B3-85B4-80mmB3-85B4-80d 3t cos Ph - 2.25m nt -2.25X3.13mnt = 3.13(14)模数 mntmnt 一-Z33.13=7.04b/h -80.53/7.04-11.44度h = 7.04 b/h -11.44(15 )计算纵向重合度邛e 3 - 0.318 © dZ3tan B= 0.318汉 1.0 汉 25an14-1.98邛-1.98由1表10-2查得使用系数 Ka =1根据v-0.65s,7级精度，由1图10 8查得动载(16 )计算载荷 系数K荷系数Kv =1.1由1表104查得Kh 3 -1.12+0.18(1+

37、0.6 ©-1.43223d2) © d2+0.23 X 10- bK-2.20由1图10 13查得Kfb =1.35假定 KAFt <100N/ d1mm，由1表10 3查得Khq =心口 =4故载荷系数K=KaKvKh“ Khb =1x1.1 x 1.4 x 1.43=2.20（17 ）按实际的d3 =d3t3i" =80.53汇载荷系数校正分度圆直径d3由1式 10-10 a| Kt|竺=89.55 1.6mmd3 =89.55（18 ）计算模数d3cos0m d3 cosPmn =3.48Z3mmmn =3.48mnmn Z36.按齿根弯曲强度设计（

38、1）计算载荷系数KK=K aKvKf“ KfbK=1.0 X1.1 x 1.4X 1.35=2.079K=2.079（2）螺旋角影响系数YR根据纵向重合度£3=1.981图 10-28Y0 = 0.88Yp = 0.88zZ327 37zzv3 3 尙2737cos戸Zv3=27.37（3）计算当量齿数ZvV _3 Rcos戸zZ476 63Zv4 = 76.63Zv4 3 口 76-63cos P（4）齿形系数Y Fa由1表10 5YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）应力校正系 数Ysa由1表10 5Y Sa3=1.604 Ysa4

39、=1.763Y Sa3=1.604Ysa4=1.763（6）齿轮的弯曲 疲劳强度极限fe由1图10 20 b 由1图10 20cu fe3 = 400 fe4 = 350MPa FE3 = 400 fe4 = 350（7）弯曲疲劳强Kfn 3 =0.92Kfn 3 = 0.92度寿命系数kfn由1图10 18KfN4 =0.96Kfn 4 =0.96(8)计算弯曲疲劳 许用应力b F取弯曲疲劳安全系数S= 1.3，由式10 12得仁K fn 3口 FE3F'S0.92 汉 400 “c一 368MPa6 3 =3686 4 =3361L 1K fn 4° FE4匕尸4S0.9

40、6 汉 3503361(9)计算大小齿轮的并加以比较YFa sYSas2.563x1.604 cccFa3 Sa3 _0 0112YFaYSa =f 】3368YF4YS42.227X1.763结Fa4 Sa4 _0 0117 口Of 4336论：大齿轮的 YFaYSa系数较Qf大，以大齿轮的计算Qf=0.0117(10 )齿根弯曲 强度设计计算由1式10 17=2.37mn =2.37mn才：田沁 0z代QF结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计 法面模数，取 mn = 2.5已可满足弯曲强度。算得的分度圆直径 d3=89.55应有的齿数。于d3cosP 89.557 3 0/1 ”算的法

41、面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度二是由取 Z4 =98Z3 34.7 6mn2.5取 乙=35，则 Z4 = Z 3X i 齿2 =35*2。 8=983 几何尺寸计算(1)计算中心距a(Z3 +Z"na _口2 cos P(35 +98)2.5a _ -171.342 cos14 °将中心距圆整为 171mma =171(2)按圆整后的 中心距修正螺旋 角3R(Z3 +Z4)mn戸arccos2ar(35 + 98)2.5P arcco 中2汉171因= 13.54°P值改变不多，故参数 sot、K p、Z h等

42、不必修正。度P =13.54（3）计算齿轮的 分度圆直径dd Zmn d "cosP35*2.5 “cc d3 = 90.00cos14°98* 2.5d4 =252.00cos14 °mmds = 90.00d4 = 252.00（4）计算齿轮的 齿根圆直径dfdf =d 2mndf3 =d3 2.5mn =90.002.5* 2.5 = 83.75df4 =d4 2.5mn =252.00 -2.5* 2.5 = 245.75mmdf3 = 83.75 d f 4 =245.75（5）计算齿轮宽度Bb =$ dd3=1.0*90.00=90.00圆整后取：B3

43、 =95B4 =90mmB3 =95B 4 =90（6）验算厂2T22 * 3.42* 105 ” 心“Ft -一- 7600Nd390.00K F1* 7600-N / mm 80.44N / mm c100 N / mmb90.00故合适（二）斜齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽螺旋角高速级Z1 =29B1 = 65 mmP =13.88°斜齿圆柱齿轮mn =2Z2 =104a = 137 mmB2 = 60mm低速级Z3 =35B3 =95P =13.54°斜齿圆柱齿轮mn =2.5Z4 =98a = 171mmB4 =90§五轴的设计计算I轴的结构设

44、计1 .选择轴的材料及热处理方法查表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢 45;根据齿轮直径< 100mm，热处 理方法为正火。2 .确定轴的最小直径查P370的扭转强度估算轴的最小直径的公式:69.55 10d0.2卩 nYrnJ126® 以= 27.39 22.39 mm , 1再查 表 15-3 , Ao =126 103考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用， 开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大5% 7%d _ (29.03 23.73) mm3 .确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果d1d H (29.03 23.73) mm且由前面的带轮的设计可得，带轮的

45、孔径为30 ,(29.03 23.73) mmd1 = 30mmd 1 = 30d2d2 =d1 +2(0.07 0.1口= 30 + 2* (0.07 0.1)* 30=32.4 34查2表 7-12 d2=35mmd2 =35d3因为d3处装轴承，所以只要 d3 > d2 即可，选取7类轴承，查2表6-6,选取 7208AC，故 d3 = 40mmd3 = 40d4d4 =d3+2(0.070.1)d3 =45.6 48mmmmd4 = 46d5由于是齿轮轴所以等于高速级小 齿轮的分度圆直径：d5 = 59.74mmmmd5 = 59.74mmd6d6 = d3 =40mmd6 =

46、404 选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查2P20（ 2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度v ” v= 1.54 V 2m's ,故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚6查2 R58 表 11-1mm6=8范=0.025a +3 K8查2 P58 表 11-1地脚螺栓直径df及数目nd f =0.036a +12 =0.036 灯23 +12 =16.43d f = 16n = 4查2表 3-13,取 df = 20, a 兰250,故n = 4查2 P58 表 11-1轴承旁联接螺栓直径d!dj =0.75df = 0.75&

47、quot;6 =12mmd1 = 12查2表 3-9，取 d1 = 16轴承旁联接螺 栓扳手空间Ci、C2查2 P158 表 11-1Gmin 20; C2min =16mmG = 20C2 = 16查2 P58 表 11-2轴承盖联接螺(0.4 0.5)df =6.8 8.5mm钉直径d3查2表11-10,得当取mmd3 =8当 D=70100 时，d3=8查2表 11-10当D=70100时轴承盖厚度e当 D =70 100时，e = 1.2d3 =1.2* 8 = 9.6 e=9mme = 9小齿轮端面距 箱体内壁距离查2 P204 心2=10mm也 2=10心2轴承内端面至箱体内壁距离也3查2 F2o8因为选用脂润滑，所以 也3 = 8 12mm也 3 = 10轴承支点距轴 承宽边端面距离a查2表6-6，选取7208AC轴承，故 a =23mma = 235计算各轴段长度。名称计算公式单位计算结果li由于与大带轮配合，则：丨1 =65-(23) =6263mmmmh = 63l2由公式L = 5 +C1 +C2+(5 8) =8 + 20 +16 + 取8 =52丨2 = L - 心4 - B7208AC -2 +e +25 =52 -10 -18 -2 +9 +25 =56mm12