麦秸打包机机构及传动装置设计

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：麦秸打包机机构及传动装置设计设 计 者：陈根学 号：20110040专业班级： 机械工程及自动化1班指导教师： 李 克 旺完成日期： 2014年 6 月1日天津理工大学机械工程学院目 录一 课程设计的任务1二 电动机的选择2三 传动装置的总传动比和分配各级传动比3四 传动装置的运动和动力参数的计算4五 传动零件的设计计算6六 轴的设计、校核18七 滚动轴承的选择和计算20八 键连接的选择和计算21九 联轴器的选择23十 润滑和密封的选择26十一 轴.轴承和键的校核28十二 设计总结35十三 参考文献36一、 课程设计的任务1设计目的课程设计是机械设计课程

2、重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2设计题目：（根据自己题目，从下面三个题目中，保留自己的）麦秸打包机机构及传动装置设计执行机

3、构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计。简图如下图所示。麦秸打包机机构及传动装置设计原始数据：方案号分配轴转速n(r/min)分配轴输入功率P（kw）l1(mm)l2(mm)l3(mm)l4(mm)l5(mm)L6(mm)4721.6320420270900210650说明和要求：（1） 工作条件：一班制，田间作业，每年使用二个月；（2） 使用年限：六年；（3） 生产批量：小批量试生产（十台）；（4） 工作周期T的允许误差为±3%之内；3设计任务1）总体设计计算(1)选择电动型号计算所需电

4、机功率，确定电机转速，选定电机型号；(2)计算传动装置的运动、动力参数；a.确定总传动比i，分配各级传动比；b.计算各轴转速n、转矩T；c.传动零件设计计算；d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)；3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；4）编写设计计算说明书。二、电动机的选择1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。2 确定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/ 其中：Pw-工作机分配轴的输入功率-由电动机至分配轴的

5、传动总效率总效率 =带·3轴承·2齿轮·联轴器 查表可得：带 =0.96， 轴承=0.99，齿轮=0.98， 联轴器=0.99，则 = 0.96×0.993×0.982×0.99=0.868 电动机所需的功率：Pd = Pw/=1.6/0.868=1.844 KW3确定电动机转速工作机转速nw（即方案中分配轴转速n(r/min)）： nw= 72 r/min确定电动机转速可选范围:V带传动常用传动比范围为: i带=23，双级圆柱齿轮传动比范围为i减=1418，则电动机转速可选范围为:nd=nw i总=(23)( 1418) nw =(

6、2854)×nw = 2016 3888 r/min其中： i总= i带× i减=(23) ×(1418) =2854i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减>14时，来确定电机同步转速）。4.确定电动机型号根据所需效率、转速，由机械设计手册 或指导书选定电动机： Y112M-2 型号（Y系列）数据如下: 额定功率P： 4 kw (额定功率应大于计算功率)满载转速：nm = 2890 r/min （nm电动机满载转速）同步转速： 2890 r/min

7、电动机轴径: ？ mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1传动装置的总传动比i总= i带× i减= nm/ nw = 2890/ 72 = 40.139nw工作机分配轴转速2分配各级传动比为使V带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=2-3左右 则：i减=i总/i带=14.335减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。i减=i高*i低i高高速级传动比i低低速级传动比建议取： i高=1.3i低 则： i减=1.3 i2低 3.321 i高=1.3i低=4.317四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）

8、：n=nm/i带=2890/2.8=1032.143 r/min轴（中间轴）：n= n/ i高= 1032.143/4.327= 239.092 r/min轴（低速级大齿轮轴）：n=n/i低=239.092/3.321= 72 r/min轴（与轴通过联轴器相连的轴）: nW= n= 72 r/min2计算各轴的输入功率和输出功率轴： P入=Pd·带 =1.844×0.96 =1.770 kwP出= P入·轴承=1.770×0.99 =1.752 kw轴： P入= P出·齿轮 =1.752×0.98 =1.699 kwP出= P入

9、83;轴承 =1.699×0.99 =1.682 kw轴： P入= P出·齿轮 =1.682×0.98 =1.632 kwP出= P入·轴承 =1.632×0.99 =1.616 kw轴: P入= P出·联轴器 =1.616×0.99 =1.60 Kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)轴： T入=9.55×106×P入/ n = 9.551.770/1032.143=16373.256(N·mm) T出=9.55&#

10、215;106×P出/ n=9.551.752/1032.143=16209.24(N·mm)轴： T入=9.55×106×P入/ n=9.551.699/239.092=67876.168(N·mm) T出=9.55×106×P出/ n=9.551.682/239.092=67197.406(N·mm)轴： T入=9.55×106×P入/ n=9.551.632/72=216449.329(N·mm) T出=9.55×106×P出/ n=9.551.616/72=

11、214284.826(N·mm)轴： T入=9.55×106×P入/ n=9.551.60/72=212222.222(N·mm) TW=T出=9.55×106×P出/ n=9.551.60/72=212222.222(N·mm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率P（kw）转矩T （N·mm）转速n（r/min）传动比i输入输出输入输出电机轴1.8436091.24128902,8轴1.7701.75216373.25616209.5231032.2414,72轴1.6991.68267876.1

12、6867197.406239.0923.63轴1.6321.616216449.319214284,826721轴1.601.584212222.222210100724.初定各轴最小直径公式： 材料为45钢：A0=126103 可取：A0=110轴： 轴： 轴： 因轴、轴最细处轴段有键槽，应将计算值加大3%，即：dmin应为：dmin×1.03=13.56201dmin应为：dmin×1.03=32.0639五、传动零件的设计计算5.1 V带传动的设计计算V带传动的设计计算主要包括V带传动参数的选择和带轮结构的设计。5.1.1 V带传动参数的选择定V带型号和带轮直径工作情

13、况系数由参考文献【1】表11.5 KA =1.2计算功率Pc = KAP =1.2×1.884(式11.19)Pc =2.268 KW 选带型号由参考文献【1】图11.15Z型V带的型号为Z型，由参考文献【1】表11.4顶宽b =10 mm节宽bp =8.5 mm高度h =6 mmb =10 mmbp =8.5 mmh =6 mm小带轮直径由参考文献【1】表11.6D1 =75mm大带轮直径大带轮转速D2 = D1 ×i带n2 =(1- )D1n1/D2 =(1-0.01)×2890×75/1032D2 =208 mm n2=1031.6r/min(设=

14、1%)计算带长求DmDm =(D1 + D2)/2 =(75+203)/2Dm =139 mm求=(D2 - D1)/2 =(203-75)/2 =64 mm初取中心距(D1 + D2)2> a >(D1 + D2)0.55+h(由参考文献【1】表11.4 h= 6mm)(式11.20)取a=450 mm带长L=×Dm +2+2/a=×139+2×450+642/450(式11.2)基准长度由参考文献【1】图11.4Ld=1400 mm求中心距和包角中心距a=(L-Dm)/4+(L-Dm)2-820.5/4=(1800-×139)/4+(18

15、00-×139)2-8×6420.5/4(式11.3)a=477.5mm小轮包角1 =180°- 60°×(D2-D1)/a=180°-60°×(式11.4)1 =171.9°>120°(208-75)/477.5求带根数带速v=×D1 n1/(60×1000)= ×75×2890/60000v=11.34m/s传动比i=n1 /n2 =252/90i=2.8带根数由参考文献【1】表11.8 P0 =0.6kw由参考文献【1】表11.7 Ka =0.

16、95由参考文献【1】表11.12 KL =1.18由参考文献【1】表11.10P0=0.04kwz= Pc/(P0+P0)KaKL=2.268/(0.53+0.02)×0.98×1.14(式11.22)取z=4根求轴上载荷张紧力F0 =(由参考文献【1】表11.4 q=0.10kg/m)(式11.21)F0 =43.79N轴上载荷FQ =2zF0sin(1/2)=2×4×43.79×sin(171.96°/2)FQ =349.43 N注：表格中公式来源于参考文献【1】。5.1.2 z型v带截面尺寸 v带顶宽b节宽bp高度h截 尺寸10

17、8.56注：表格中数据来源于参考文献【1】表11.4。5.1.3 带轮结构的设计V带的型号为z型1、轮缘尺寸ha min由参考文献【1】表11.4ha min =2mmhf min由参考文献【1】表11.4hf min =7 mme由参考文献【1】表11.4e =12 mmf由参考文献【1】表11.4f =8 mmmin由参考文献【1】表11.4min =5.5 mm由参考文献【1】表11.4=38°2、轮辐尺寸带轮宽度BB=(z-1)e + 2f=(4-1)×12+2×5B=56 mm小带轮外径DL1DL1 =D1 +2ha =90+2×2DL1 =9

18、4 mm大带轮外径DL2DL2 =D2 +2ha =252+2×2DL2 =256 mm注：表格中公式来源于参考文献【1】表11.4。5.2 齿轮传动的设计计算减速器中齿轮采用闭式软齿面斜齿轮传动。小齿轮材料采用45钢，调质处理，硬度为240HB；大齿轮材料采用45钢，正火处理，硬度为200HB。8级精度。每日工作时数(hour)：8 每年工作日数(day): 61传动工作年限(year)：65.2.1高速级高速级传动比：i = u= 3.3215.2.1.1 设计计算齿轮相关强度齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩T1T入 =9.55×1000000×1.884

19、/1032T1 =17434N.MM 齿宽系数d由参考文献【1】表12.13，取d =1.0d =1.0Ad 值由参考文献【1】表12.16，估计=15°，取Ad =90Ad =90接触疲劳极限Hlim由参考文献【1】图12.17cHlim1 =710MpaHlim2 =550Mpa初步计算许用接触应力HH1 = 0.9Hlim1 =0.9×710H2 = 0.9Hlim2 =0.9×550(式12.15)H1 =639MpaH2 =495Mpa初步计算的小齿轮直径d1(式12.14)取d1=40mm初步齿宽bb=d d1 =1.0×40b=40mm2、

20、校核计算圆周速度vv=d1n1/(60×1000)=×40×1032/(60×1000)v=2.16 m/s齿数z、模数m和螺旋角取齿数z1 =31,z2 =iz1 =108，取z2 =108mt =d1/z1=44/21=2.09由参考文献【1】表12.3,取mn =2=arccos(mn /mt)=arccos(2/2.09)z1 =31,z2 =108mt =2.09mn =2=14.373°使用系数KA由参考文献【1】表12.9KA =1.5动载系数Kv由参考文献【1】图12.9Kv =1.2齿间载荷分配系数KH由参考文献【1】表12.

21、10，先求Ft =2T1/d1 =2×16627/44=755.77 NKAF1/b=1.5×755.77/44=25.76 N/mm100 N/mm =1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos=1.88-3.2(1/21+1/99)cos16.9° =bsin/(mn) =d z1 tan/=1.0×21×tan16.9°/ = + =1.63+2.03t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/ cos16.9°)=20.82°cosb =coscosn/cost= cos1

22、6.9°cos20°/cos20.82°=0.96由此得 KH =KF =/ cos2b =1.63/(0.96)2=1.77(式12.6) =1.63(式12.8) =2.03(式12.8) =3.66(式12.8)(式12.8)KH =1.77齿向载荷分布系数KH由参考文献【1】表12.11KH =A+B1+0.6(b/d1)2(b/d1)2+bC·10-3 =1.09+0.16×(1+0.6×12)×12+44×0.31×10-3KH =1.36载荷系数KK=KA Kv KH KH=1.5×

23、;1.08×1.36×1.77(式12.5)K=3.9弹性系数ZE由参考文献【1】表12.12ZE =190(MPa)0.5节点区域系数ZH由参考文献【1】图12.16ZH =2.42重合度系数Z由式12.31，因 1，取 =1，故Z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.63)0.5Z =0.78螺旋角系数ZZ =(cos)0.5 = (cos16.9°)0.5Z =0.98接触最小安全系数SHmin由参考文献【1】表12.14SHmin =1.03总工作时间thth =8×61×6th =2928h应力循环次数NL

24、因工作时载荷稳定，故NL =60n1th =60×1×2928×507.14(式12.12)NL =8.91×107h接触寿命系数ZN由参考文献【1】图12.18ZN1 =1.17ZN2 =1.26许用接触应力HH = Hlim1 ZN/SHmin =710×1.18/1.05(式12.11)H1 =797.9 MPa验算H =ZE ZH ZZ2KT1(u+1)/(ubd12)0.5=188.9×2.42×0.78×0.98×2×3.9×16627×(4.28+1)/(4.2

25、8×44×442)0.5(式12.8)H =568.87 Mpa H2 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3、确定传动主要尺寸中心距aa=d1(i +1)/2=40×(3.321+1)/2= a=86.42mm实际分度圆直径d因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变，即d1 =2a/(i+1) =2×116.2/(4.28+1)=44d2 =id1 =188.32a实= （d1 +d2 ）/2= 93d1 =40 mmd2 =146.421mma实= 93 mm齿宽bb=d d1 =1.0×44=44 mm取b1 =40 mm

26、b2 =40 mm4、齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFzv1 =z1/cos3=21/cos316.9°=23zv2 =z2/cos3=99/cos316.9°=108由参考文献【1】图12.21YF1 =2.68YF2 =2.18应力修正系数YS由参考文献【1】图12.22YS1 =1.57YS2 =1.83重合度系数Yv =1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/23+1/108)cos16.9°=1.64Y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.64(式12.18)Y =0.71螺旋角系数YYmin =1-0.

27、25 =1-0.25×1=0.75Y =1-°/120°=1-1×16.9°/120°=0.86Ymin(式12.36)(式12.35)Y =0.86齿间载荷分配系数KF由参考文献【1】表12.10注，/( Y)= 3.66/(1.63×0.71)=3.16前已求得KF =1.77/( Y)故KF =1.77KF =1.77齿间载荷分布系数KF由参考文献【1】图12.14b/h=44/(2.25×2)=9.8KF =1.17KF =1.17载荷系数KK=KA Kv KH KH=1.25×1.08×

28、;1.77×1.17K=3.4弯曲疲劳极限Flim由参考文献【1】图12.23cFlim1 =540 MPaFlim2 =430 MPa弯曲最小安全系数SF mim由参考文献【1】表12.14SF mim =1.25应力循环次数NL因工作时载荷稳定，故NL1NL1 =8.91×107h NL2 =1.89×107h弯曲寿命系数YN由参考文献【1】图12.24YN1 =0.97YN2 =0.92尺寸系数YX由参考文献【1】图12.25YX =1.0许用弯曲应力FF1 =Flim1 YN1 Yx/SF min =540×0.97×1.0/1.25F

29、2 =Flim2 YN2 Yx/SF min =430×0.92×1.0/1.25F1 =419 MPaF2 =317 MPa验算F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Y Y=2×3.4×16627×2.68×1.57×0.71×0.86F2 =F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =333×2.18×1.83/(2.68×1.57)F1 =333 MPa F1 F2 =316 MPaF2 注：表格中公式来源于参考文献【1】。5.2.1.2 设计计算齿轮相关几何尺寸螺旋角

30、上表已算得=16.9°旋向设定高速级小齿轮旋向为左旋，则 高速级大齿轮旋向为右旋。端面模数mt上表已算得mt =2.09齿数z上表已算得z1 =31z2 =108齿宽b上表已算得b1 =40mmb2 =40 mm中心距a上表已算得a=86.42mm实际分度圆直径d上表已算得d1 =40 mmd2 =132.84 mm齿顶高系数han*由参考文献【5】得，对于正常齿制 han* =1han* =1顶隙系数cn*由参考文献【5】得，对于正常齿制 cn* =0.25cn* =0.25端面齿顶高系数hat*hat* = han* cos=1×cos16.9°(式12.18

31、)hat* =0.957端面顶隙系数ct*ct* = cn* cos =0.25×cos16.9°(式12.18ct* =0.24齿顶圆直径dada1 =mt z1 + 2 mt hat* =2.09×31+2×2.09×0.957da2 =mt z2 + 2 mt hat* =2.09×108+2×2.09×0.957da1 =58mmda2 =221mm齿根圆直径dfdf1 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.069×31-2×2.09×0.97-2&

32、#215;2.09×0.24df2 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.09×108-2×2.09×0.957-2×2.09×0.24df1 =39mmdf2 =202 mm大齿轮结构设计计算ds由本设计说明书ds =42 mmb2b2=B=40b2= 40mmD12D12 =1.6ds =1.6×42D12 =67.2 mmD22D22 =da2 -10mn =221-10×2D22 = 201 mmD02D02 =0.5( D12 + D22 )=0.5×(67.2+20

33、1)D02 =134.1 mmd02d02 =0.25( D22 -D12 )=0.25×(201-67.2)d02 =33.45mmC2C2 =0.3b2 =0.3×44 C2 =13.2 mmn2n2 =0.5mn =0.5×2n2 =1 mm注：表格中公式来源于参考文献【1】图12.32。5.2.2 低速级低速级传动比：i = u = 3.295.2.2.1 设计计算齿轮相关强度齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩T入T入 69070齿宽系数d由参考文献【1】表12.13，取d =1.0d =1.0Ad 值由参考文献【1】表12.16，估计=15°

34、，取Ad =90Ad =90接触疲劳极限Hlim由参考文献【1】图12.17cH lim1 =650 MpaH lim2 =600 Mpa初步计算许用接触应力HH1 = 0.9H lim1 =0.9×710H2 = 0.9H lim2 =0.9×550(式12.15)H1 =585 MpaH2 =540 Mpa初步计算的小齿轮直径d3d3 Ad T1(u+1)/(udH2)1/3 =82×69070×(3.29+1)/(3.29×1.0×5402)1/3=55.43(式12.14)取d3 =56mm初步齿宽bb=d d3 =1.0&#

35、215;56b=56mm2、校核计算圆周速度vv=d3n/(60×1000)=×56×236.98/(60×1000)v=0.69m/s齿数z、模数m和螺旋角取模数z3 =28,z4 =iz3 =101mt =d3/z3=72/28=2.6由参考文献【1】表12.3,取mn =2.5=arccos(mn /mt)=arccos(2.5/2.6)z3 =28z4 =101mt =2.6mn =2.5=15.95°使用系数KA由参考文献【1】表12.9KA =1.5动载系数Kv由参考文献【1】图12.9Kv =1.08齿间载荷分配系数KH由参考文献

36、【1】表12.10，先求Ft =2T1/d3 =2×69070/56=2467 NKAFt/b=1.5×2467/56=66.07 N/mm<100 N/mm =1.88-3.2(1/z3 +1/z4)cos=1.88-3.2(1/28+1/101)0.96 =bsin/(mn) =d z3 tan/=1.0×72×tan15.95°/ = + =1.67+2.63t=arctan(tann/cos) =1.67 =2.52 =4.2t=20.76°cosb=0.97KH =1.79=arctan(tan20°/ 0.

37、96)=20.76°cosb =coscosn/cost=cos15.59°cos20°/cos20.76°=0.97由此得 KH =KF =/ cos2b =1.67/(0.965)2=1.79齿向载荷分布系数KH由参考文献【1】表12.11KH =A+B1+0.6(b/d3)2(b/d3)2+bC·10-3 =1.09+0.16×(1+0.6×12)×12+56×0.31×10-3KH =1.37载荷系数KK=KA Kv KH KH=1.5×1.08×1.79×

38、1.37(式12.5)K=3.97弹性系数ZE由参考文献【1】表12.12ZE =188.9(MPa)0.5节点区域系数ZH由参考文献【1】图12.16ZH =2.42重合度系数Z由式12.31，因 1，取 =1，故Z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.67)0.5Z =0.77螺旋角系数ZZ =(cos)0.5 = (cos15.95°)0.5Z =0.98接触最小安全系数SHmin由参考文献【1】表12.14SHmin =1.1总工作时间th同上次同上次应力循环次数NL同上次(式12.13)接触寿命系数ZN由参考文献【1】图12.18ZN1 =1.2

39、ZN2 =1.26许用接触应力HH1= Hlim1 ZN1/SHmin =724.3MPa(式12.11)H =724.3MPa验算H =ZE ZH ZZ2KT1(u+1)/(ubd12)0.5=188.9×2.42×0.77×0.98×2×3.9×69070×(3.29+1)/(329×56×562)0.5(式12.8)H=689.92 Mpa H2 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3、确定传动主要尺寸中心距aa=d3(i +1)/2=56×(3.29+1)/2=154.

40、44a=154 mm实际分度圆直径d因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变，即d3 =2a/(i+1) =2×155/(3.29+1)=72.26d4 =id3 =3.61×72=260a实=（d3 + d4）/2=166d3 =72mmd4 =260 mma实=166 mm齿宽bb=d d3 =1.0×108=108 mm取b3 =82 mmb4 =72 mm齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFzv1 =z3/cos3=29/cos315.95°=33zv2 =z4/cos3=105/cos315.95°=118由参考文献【1】图12.21YF1

41、 =2.45YF2 =2.18应力修正系数YS由参考文献【1】图12.22YS1 =1.62YS2 =1.81重合度系数Yv =1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/28+1/101)cos15.95°=1.68Y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.68(式12.18)Y =0.70螺旋角系数YYmin =1-0.25 =1-0.25×1=0.75Y =1-°/120°=1-1×15.95°/120°=0.87Ymin(式12.36)(式12.35)Y =0.87齿间载荷

42、分由参考文献【1】表12.10注，前已求得KF =1.78 /( Y)故KF =1.78配系数KFKF =1.78齿间载荷分布系数KF由参考文献【1】图12.14b/h=91/(2.25×2.5)=16KF =1.16KF =1.6载荷系数KK=KA Kv KH KH=1.5×1.08×1.2×1.78K=3.46弯曲疲劳极限Flim由参考文献【1】图12.23cFlim1 =540 MPaFlim2 =420 MPa弯曲最小安全系数SF mim由参考文献【1】表12.14SF mim =1.25同上次弯曲寿命系数YN由参考文献【1】图12.24YN1

43、=0.92YN2 =0.97尺寸系数YX由参考文献【1】图12.25YX =1.0许用弯曲应力FF1 =Flim1 YN1 Yx/SF min F2 =Flim2 YN2 Yx/SF min F1=419 MPaF2=316 MPa验算F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Y Y/( bd1mn )F2 =F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =230×2.15×1.82/(2.42×1.64)F1 =230MPa F1 F2 =227MPaF2 注：表格中公式来源于参考文献【1】。5.2.2.2 设计计算齿轮相关几何尺寸螺旋角上表已算得=15.95

44、°旋向设定低速级小齿轮旋向为左旋，则 低速级大齿轮旋向为右旋。端面模数mt上表已算得mt =2.6齿数z上表已算得z3 =28z4 =101齿宽b上表已算得b3=82mmb4=72mm中心距a上表已算得a=166mm实际分度圆直径d上表已算得d3 =72mm齿顶高系数han*由参考文献【5】得，对于正常齿制 han* =1d4 =60mmhan* =1顶隙系数cn*由参考文献【5】得，对于正常齿制 cn* =0.25cn* =0.25端面齿顶高系数hat*hat* = han* cos=1×cos15.95°hat* =0.96端面顶隙系数ct*ct* = cn*

45、 cos =0.25×cos15.95°(式12.18)ct* =0.24齿顶圆直径da齿根圆直径dfda3 =mt z1 + 2 mt hat* da4 =mt z2 + 2 mt hat* df3 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ctdf4 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct*da3 =76mmda4 =264 mmdf3 =66mmdf4 =254 mm完成下表参数符号值的计算：减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径M14机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离课程设计手册26、20、16，至凸缘边距课程设计手册26、18、14大齿轮顶圆与内机壁距离>1.220齿轮端面与内机壁距离>14机盖，机座肋厚m1=6.8、m=6.8轴承端盖外径92、92、140六、轴的阶梯化设计6.1 估算最小轴径由参考文献【1】P314 内容知，初算轴径可按降低许用切应力法。计算式为： （参考文献