郑州大学机械设计课程设计

1、机械设计课程设计设计说明书院系机械工程学院专业机械工程及自动化年 级学 号姓 名成 绩目录机械设计课程设计任务书 2一、传动方案的拟定及说明 51. 拟定传动方案 52. 选择传动机构类型 53. 多级传动的布置 5二、电动机的选择 51. 电动机功率计算 52. 选取电动机型号 6三、计算传动装置的运动和动力参数 61. 分配传动比 62. 计算各轴的传递功率、转速和传递扭矩。 7四、传动件的设计计算 81. 高速级齿轮传动设计 82. 低速级齿轮传动设计 143. 开式齿轮传动设计 204. 三对齿轮参数总结。 25五、轴的设计计算 261. 输入轴设计及轴系零件设计 262. 中间轴设计

2、与弯扭强度校核及轴系零件设计 283. 输出轴设计及轴系零件设计 33六、滚动轴承的选择及计算 361. 中间轴用滚动轴承的校核 362. 其它轴承的校核 37七、键连接的选择及校核计算 371. 中间轴键连接的选择及校核计算 372. 其它键连接的选择与校核。 37八、联轴器的选择 38九、减速器附件的选择 381. 视孔盖和窥视孔 382. 油塞及封油垫： 383. 油标尺： 384. 通气器： 385. 轴承盖： 396. 起盖螺钉 397. 定位销： 398. 箱盖吊耳和箱座吊钩： 399. 减速器箱体结构设计 39十、 润滑与密封 401. 齿轮润滑 402. 轴承润滑 413. 密

3、封 41十一、 设计小结 42十二、参考资料目录 43机械设计课程设计任务书学号姓名设计题目：双梁桥式起重机起升机构 传动系统设计双梁桥式起重机简图（例图）2 起升札物屯邂叙慕础及支關司机室V起升机构简图:方案1方案2原始数据:卷筒上的转矩T（kNm）1500014000160001400017000120002200019000卷筒转速nj（rpm）1416121315111214卷筒效率n=0.96 （包括卷筒及其支承轴承的效率）;工作条件：起重机起升机构工作中有中等冲击振动， 起升机构制度A5,每天12V 3_班制工作；载重启动；使用折旧期5_年，每年按300天计算，轴承的寿命 为齿轮的

4、1/3以上；室内工作，灰尘较大，环境最高温度 35°起重机起升机构 卷筒转速允许误差土 1%动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。制造条件：一般机械厂制造，中等批量生产。 设计工作量：1起升机构传动系统减速器装配图一张（0号）；1减速器零件工作图3张（齿轮、轴、箱体）；1设计计算说明书一份。参考减速器形式示意：设计计算及说明结果、传动方案的拟定及说明1拟定传动方案传动方案已在设计任务书中给出。因为该设计中的起重机卷筒的转速 很小，使用一般的电机都会需要有很大的传动比， 如果都由二级减速器来 实现，减速器的尺寸会很大，故选用第二种方案，在二级减速器后再加一 开式齿轮传动。这用

5、，能够保证减速器的尺寸合适，也有良好的经济性。2选择传动机构类型传动机构采用二级圆柱斜齿轮传动和一对开式齿轮传动。传动机构类 型为展开式。考虑到承受载荷为中等冲击载荷，在电机与输入轴连接处加 一弹性联轴器。3多级传动的布置二级减速器为闭式齿轮传动，放在高速级，以减少闭式齿轮的外廓尺 寸、降低成本。开式齿轮传动制造精度较低、润滑不良、工作条件差，为 减少磨损，放在低速级。二、电动机的选择1电动机功率计算a）工作机功率：工作机功率?=26.702 ? ?17000 X 15? = （?= = 26.702 ?9550 ' 厂 9550其中已知：卷筒上转矩（N.m） T=17000 n.m卷

6、筒转速（r/min ） n=15 r/minb）起升静功率：?0?>?= -?=32.890 kw总效率： n =n n n8 n卷筒效率0.96（包括卷筒及其支承轴承的效率）72开式齿轮啮合效率0.95 3111轴轴承效率0.98574低速级齿轮啮合效率0.97创1轴轴承效率0.98576高速级齿轮啮合效率0.97 7 I轴轴承效率 0.98578高速级联轴器效率0.99c）电动机功率PdFd=GXPj=0.8 X 32.890=26.312 kwG:稳态负载平均系数，查手册，取 0.8电动机功率Pd=26.312 kw2. 选取电动机型号为使传动可靠，额定功率应大于计算功率即P额&g

7、t;Fd=26.312 kw依据转速和额定功率在 YZF系列电动机中选则电动机型号为 YZR225M 其基本参数摘列如下：表2-1电机参数统计电动机型号YZR225M额定功率同步转速转速转轴中心咼转轴轴经kwr/mi nr/mi nmmmm30100096222565三、计算传动装置的运动和动力参数1. 分配传动比?962?=?衿=?= (?高 ?) ?= 15 = 64 通常情况下，取i高=(1.21.3)i低i 减=(1.21.3) i 低2依此取，i 开=5.12i 高=3.87 i 娣=3.23 i 减=12.5(其中减速器传动比满足而急减速器标准传动比)i减一减速器传动比i高一减速器

8、内高速级传动比i低一减速器内低速级传动比i开一开式齿轮传动比i 开=5.12i 高=3.87i 减=12.52. 计算各轴的传递功率、转速和传递扭矩。a）各轴转速n电动机轴（满载转速）：n d=962 r/mi nI轴：m =n d=962 r/min轴:n II =ni/i 高=248.58 r/min川轴：n hi =nn/i 低=76.96 r/min卷筒轴：=n iv / n 开=15.03 r/mi nb）各轴功率P电动机轴：Pd=P额/G=37. 5 kwI 轴：P I = Fd*?8=35.125kw（?联轴器效率）II 轴：P ii= Pi *?12=35.47 kw （?12

9、为 I 轴至 II 轴效率）III 轴：P iii= Pii *?23=33.89 kw （?23为 II 轴至 III 轴效率）v轴：Pv= PiII *?34=30.44 kw（?23为 II 轴至卷筒轴效率）c）各轴传递转矩电动机轴：Td=9550*Pd/nd=372.27 n.mI 轴：Ti= 9550*Pi/n i=368.55 n.mII 轴：Tii= 9550*Pii/nii=1362.69 n.mIII 轴：Tii= 9550*Piii/n iii=4505.42 n.mnd=962 r/mi n ni =962 r/mi n nii=248.58 r/mi n niii=76

10、.96r/min nv=15.03 r/mi nPd=37. 5 kw P i=35.125kw P i i=35.47 kw P iii=33.89 kw Pv =30.44 kw轴号功率P（kw）扭矩T （n.m）转速n（r./mi n）传动比i电动机轴37.5372.27962I轴37.125368.559623.87II轴35.471362.69248.583.23III轴33.894205.4276.965.12以上计算数据列表备用:Td=372.27 n.mTi=368.55 n.mTii=1362.69n.mTiii=4505.42n.mT=19341.45n.mV轴:T= 95

11、50*Pv/n v=19341.45 n.mW轴30.4419341.4515.03表3-1传动系统参数统计四、传动件的设计计算1高速级齿轮传动设计a)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。(1 )根据齿轮传动的应用场合为起重机减速器， 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取20°。(2) 起重机齿轮减速器齿轮精度选为 8级精度。(3) 材料选择。小齿轮材料为20CrMnT,硬度为62HRC大齿轮 材料为20CrMnTi,硬度为55HRC热处理均为渗碳后淬火， 为硬齿面齿轮。(4) 初选小齿轮齿数 乙=20,大齿轮齿数 乙=Zi*I高=77.4，取乙=78。(5) 初选螺旋角B =14

12、6;。b)按齿轮接触疲劳强度设计。 由下公式试算分度圆直径，即乙=20Z2=77.4B =14°1? ?22?；1?(?(4-1)? ?试选？?= 1.6T1 =368.55 n?m选取齿宽系数为？?= 0.8区域系数？?=2.433 材料的弹性影响系数？?= 189.8 ?计算接触疲劳强度重合度系数？狗确定公式中的各参数值。(1)(2)(3)(4)(5)(6)?= tan-1 (tan ?cos? = tan-1 (tan 20 °?cos14 ) = 20.562?z ?1> = 31 408(20 + 2 X 1 x?4?)=?审丄=? 20 X?62(?+ 2

13、? ?2?御78 X?562=? ？ = ?=23 997e(?2?+ 2?l(78 + 2 X 1 X?4?)2?20 X(tan 31.408 - tan 20.562 )°+ 78 X(tan 23.997 - tan 20.562 )°_ ?tan ?2?- tan ? + ?2(tan ?2?2 tan ? ?=2?=1.614?tan ? ?=?tan 140.8 X20 X?1.270?= _?(1 - ?)+?=3.614 x(1 - 1.270)+16703?31.614=0.756(7) 由公式确定螺旋角系数，?= VCos?= vCos14 =0.98

14、5(8) 计算接触疲劳许用应力?由文献1图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 ?= 1350? ?乞 1350?计算应力循环次数：? = 60?= 60 X 962 X1 X 5 X300 X8 = 6.926 X 108? = “= 1.776 X108查文献1图10-23取接触疲劳寿命系数 Khni=0.943、Khn2=0.98取失效概率为1%、安全系数S=1，得?1KHN1 ?1 0.943 X1350 = 1273.05 MPa? 1Khn2 ?2 0.98 X1350-?=1=1323 MPa取两者最小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即? = ?刊1 = 1273

15、.1MPa(9)试算小齿轮分度圆直径?甸223 2?5? ?+ 1?矽？/?()? ? ?(?勿)二 78 彳23 2 X1.6 X 3.6855 X105 20 + 12.433 X 189.8 X 0.985 X 0.756 20.81273.1? 78?(20=51.316 ?(10)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V。?=51.316 ?60 X1000=2.586 ?/?齿宽bob = ? ?= 40.053 ?2)计算实际载荷系数Kh 由文献1表10-2查得使用系数Ka=1.5 根据v=2.856 m/s、8级精度、由文献1图10-8查得动载系 数 K

16、V=1.11o 齿轮的 圆周力Ft1=2T 1/d 1t=2 X 368550/51.316N=1.436 X 10 N,Ka Ft1/b=358.52 N/mm>100 N/mm,查文献1表 10-3 的齿间载荷分 配系数KHa=心 a =1.4 由文献1表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑 非对称配置时，Khb =1.29o则载荷系数为Kh=KKvKh«Khb=1.5X1.11 X1.4 X1.29=3.007(11)按实际载荷系数算得分度圆直径?= ?匕 J = 51.316?X 工007 = 63.278 ?1.6及相应的齿轮模数m=d 1/Z 1=63.27

17、8/20=3.164 mmc)按齿轮弯曲疲劳强度设计。 由下公式试算齿轮模数，即3 2?cos2 ? ? F 了?( ?d )确定公式中的各参数值。(1) 试选?= 1.6。(2)1)?=计算弯曲疲劳强度的重合度系数?。tan-1 (tan ?"Cos? = tan-1 (tan 140cos20.562 )°= 13.140?1.6142?= ?= ?3.14 = 1.7020.750.75?= 0.25 + =0.25 + = 0.691e?1.7022)可计算得弯曲疲劳强度的螺旋角系数？?。?= 1 -?14?120 ° = 1 - 1.270 X 120

18、° = °.8523)?计算?。jlK 量齿Zv2=Z 2/cos 2 ?=78/ cos14数 Zv1=Z1/cos2 ?=20/ cos14 ° =21.894° =85.查文献1图10-17,得齿形系数?1=2.75, ?2= 2.27，由图10-18查得应力修正系数 ？?仟1.55, ?2=1.73由文献1图10-24C查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极修正后?=63.278 ?限分别为?=1 780?劭?2=2 780?*查图10-22得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.9、Kfn2=0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4得Kfn1 ?1 0.9 X

19、780?2=501.43 MPa?1.4Kfn2 ?2 0.88 X 780=490.29 MPa?1.4则，？221=匹_上5= 0.0085'?孙501.43?2 2.27 X 1.73=0.0057?刃2490.29取两者较大值计算。即取? ?1?1=0.0085?d?i(3) 试算模数3 2?cos2 ? ?>?>_2 ?( SCF )3 2 X 1.6 X 368550 X 0.691 X0.852 Xcos2 14 °=V “c2X 0.0085 = 2.5890.8 X202(4) 调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V。d1=m

20、1Z1/cosB =2.589x20/cos 14° =53.365 mm?v = “ ：ccc = 2.688 ?/?60 X1000 齿宽bob = ?= 50.622 ? 宽咼比b/h oH=(2ha*+c*)mt=(2X1+0.25) X.589=5.825b/h=8.692) 计算实际载何系数KF 根据v=2.688 m/s、8级精度、由文献1图10-8查得动载系 数 KV=1.07o 齿轮的圆周力 Ft1 =2T1/dt=2X368550/50.622 N=1.456X104 N, KAFt1/b=431.43 N/mm>100 N/mm,查文献1表 10-3 的齿

21、间载 荷分配系数Kf尸1.4. 由文献1表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑 非对称配置时，Kfb =1.24 o则载荷系数 Kf= KKvKFaKF=1.24X1.4X1.5X1.07=2.7863) 按实际载荷系数算得分度圆直径3 ?3 2.786?= ?<-? = 2.589 X V=3.115 ?1.6对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的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能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载 能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数3,115?> 2.589修正后m=3.115

22、mmd）几何尺寸计算1）计算中心距（?+ ?）?a =2 cos ?圆整为a=160 mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角-1 (?+ ?)?%?= cos 1 = cos2?(18 + 70) X 3.5=158.7 mm2 Xcos 14 °-1叱隙'J 15.7412 X160Z1=18Z2=70mm并圆整为标准值 m=3.5 mm，按接触疲劳强度算得的分度圆 直径di=63.278 mm，算出小齿轮齿数 乙=d icos B /m=17.54。取Zi=18，则大齿轮齿数 Z2=u Z 1=69.66，取 Z2=70。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足

23、 了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。15 ° 447.63) 计算分度圆直径d1= m n 乙 / cos B =18 X 3.5/ cos15.741d2= m n Z2/ cos B =18 X 3.5/ cos15.7414) 计算齿轮宽度=65.45 mm =254.55 mma = 160 mm?= 15.741b = ?= 52.36 ?取 b1=55 mm,b 2=50 mme）圆整中心距的后的强度校核1）齿面接触疲劳强度校核，按照前述做法分别查得Kh=3.03，=3.6855 X 10N*mm，?= 0.8 ? d1=65.45 mm，u=3.87，?=

24、2.36，?= 189.8 ? ?= 0.762 ?= 0.981 代入下式? =?d1=65.45 mm d2=254.55 mm b1=55mm b2=50 mmX2.36 X 189.8X3.03 X 3.6855 X 105 3.87 + 10.8 X65.453 ?0.762 X0.981 = 1184.6 MPa < 1273.1MPa满足齿面接触疲劳强度条件。2）齿根弯曲疲劳强度校核，按照前述做法分别查得Kf=2.91，T1=3.6855 >10 5 N*mm，?= 0.8 ? ?1= 2.93, ?2= 2.28, ?1= 1.525， ?2= 1.74, ?= 0

25、.712， ?= 0.831， ?= 15.741 ； mn=3.5 mm， Z1=18。 代入下式，得2K?1?1 ?=2 X2.91 X3.6855 X105 X2.93 X 1.525 X0.712 X0.831 x?.74100.8 X3.53 X182=477.59 ? ?甸1 = 501.43 MPa2K?。?？ ?2=?2 X2.91 X3.6855 X105 X2.28 X 1.714 X0.712 X0.831 X?.74100.8 X3.53 X182=424 ? ?2 = 490.29 MPa满足齿根弯曲疲劳强度条件，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿 轮。f) 主要

26、设计结论齿数Z1=18 , Z2=70，模数 mn=3.5，压力角a =20°，螺旋角B=15.741=15 2446 ，变位系数 x1=x 2=0，中心距 a=160 mm，齿宽b1=55 mm，b1=50 mm。大小齿轮材料均选择20TiMnTi (渗碳后淬火)，齿轮按 8级精度设计。g) 结构设计齿轮结构详见附件装配图及中间齿轮零件图。2.低速级齿轮传动设计a) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。(1) 低速级齿轮传动选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取20°。(2) 齿轮精度选为8级精度。(3) 材料选择。小齿轮材料为20CrMnTi,硬度为62HRC大齿轮 材料为20

27、CrMnTi,硬度为55HRC热处理均为渗碳后淬火， 为硬齿面齿轮。(4) 初选小齿轮齿数 乙=24,大齿轮齿数 乙=Z1*I低=77.52，取 Z2=7 8。(5) 初选螺旋角B =14°。b) 按齿轮接触疲劳强度设计。 由下公式试算分度圆直径，即3 2? ?+ 1 ? 2 1? ?v?()? - ? '( ?)确定公式中的各参数值。初选乙=24 乙=78B =14(1) 试选?= 1.6(2) =1362.69 n?m(3) 选取齿宽系数为?= 0.8(4) 区域系数？?=2.433(5) 材料的弹性影响系数?= 189.8 ?(6) 计算接触疲劳强度重合度系数?= ta

28、n-1 (tan ?cos? = tan-1 (tan 20 °cos14 ° = 20.562?2 ?1 = 29 974(24 + 2 X 1 x?4?)=? 1 = ? 20 x?0?562(?+ 2?=? 2 _ = (?2?+ 2?(tan ?2 ?- tan ? + ?2i<tan ?2 ?2 tan ? ? =?= ?2=? 78 X?562 = 23.997(78+2 X 1 x?4?)2?20 x(tan 29.974 - tan 20.562 )°+ 78 x(tan 23.997 - tan 20.562 )°2?=1.640

29、?驚n ?= 0.8 x24 x® ： = 1.524- ? ?=4 - ?v 3(1 -明 +?_?=1.643x(1 - 1.524) +1.5241.640=0.719(7) 由公式确定螺旋角系数,?= vCos?= vCos14)=0.985(8) 计算接触疲劳许用应力?刃由文献1图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为?1 1355?乞 1355?计算应力循环次数：? = 60?= 60 x248.58 x 1 x5 x300 x 8 = 1.79 x108? = “= 5.54 x 107?查文献1图10-23取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.97 KHN2=

30、0.985 取失效概率为1%、安全系数S=1,得Khn1 ?1 0.97 x 1350?h=?=1= 1309.5 MPaKhn? ?2 0.985 x 1350? 1取两者最小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即?= ?1 = 1309.5MPa?2 = ?= := 1329.75 MPa(9) 试算小齿轮分度圆直径?/?(?)78“23 2 X 1.6 X 1362690 24 + 12.433 X 189.8 X 0.719 X 0.985=V?24?()0.8'78?(1309.5)24=77.11 ?(10) 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V

31、。?v =?- = 1.004?/?60 X 1000 齿宽bob = ? ?= 61.688 ?2) 计算实际载荷系数Kh 由文献1表10-2查得使用系数Ka=1.5 根据v=1.004 m/s、8级精度、由文献1图10-8查得动载系 数 KV=1.03o 齿轮的圆周力Ft1=2T 1/d 1t=2 X 1362690/77.11N=3.534 X 10 N,Ka Ft1/b=859.32 N/mm>100 N/mm,查文献1表 10-3 的齿间载荷分配系数如=KFa =1.4 由文献1表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑 非对称配置时，Khb =1.291 o则载荷系数为K

32、H=KKvKHaKH3=1.5X1.03X1.4 X1.291=2.79(11) 按实际载荷系数算得分度圆直径3 "?3 2.79? = ?V；T = 77.11 X V= 92.81 ?1?1.6及相应的齿轮模数m=d 1/Z 1=63.278/20=3.867 mmc)按齿轮弯曲疲劳强度设计。由下公式试算齿轮模数，即3 2?cos2 ? ? ?'?* /?1?(旳)?> 77.11 ?修正后确定公式中的各参数值。(1)试选?= 1.6。?=?92.81?(2)1)计算弯曲疲劳强度的重合度系数?= tan-1 (tan?Eos? = tan-1 (tan 14

33、6;os20.562 ° 13.140?1.640?Z= ?3.14=1.7290.75?= 0.25 +2?0.750.25+ 1.729 =询42) 可计算得弯曲疲劳强度的螺旋角系数? = 1 -?1201.524 X14120=0.8223)计算?。?由当量齿数 Zv1=Zcos2 ?=24/ cos14 ° =2,.Z72=Z2/cos2 ?=78/cos14 ° =85.39查文献1图 10-17,得齿形系数?1= 2.63, ?2= 2.25,由图10-18查得应力修正系数？?仟1.60, ?2= 1.74由文献1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的弯曲

34、疲劳极限分别为?5=1 780?=2 780?查图10-22得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.97、Kfn2=0.90则,取弯曲疲劳安全系数S=1.4得Kfn1 ?1 0.97 X 780?須1 = cc= = 540.43 MPa?1.4Kfn? ? 0.90 X 780?2 = '=501.43MPa?1.4?3?3?1?12.63 X 1.60540.43=0.007786?2?2?2取两者较大值计算。即取2.25 X1.74501.43=0.007808?=?1?豹1=0.007808(3) 试算模数3 2?>cos2 ? ? ?& /?(芮)3 2 X1.6 X

35、1362690 X 0.684 X 0.822 Xcos2 14 °= /厂 X 0.0078080.8 X242=3.71?(4)调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V。d1=m1ZcosB =3.71X24/cos 14 ° =89.04?v = “？二心=1.159 ?/?60 X1000 齿宽bob = ?= 71.23 ? 宽咼比b/h oh=(2ha* +c*)mt=(2X1+0.25) X.7仁8.3475b/h=8.532) 计算实际载荷系数Kf 根据v=1.159 m/s、8级精度、由文献1图10-8查得动载系 数 KV=1.05o 齿

36、轮的圆周力 Ft1=2T1/dt=2X/89.04 N=3.061X104 N, KAFt1/b=644.57 N/mm>100 N/mm,查文献1表 10-3 的齿间载 荷分配系数Kf,=1.4. 由文献1表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑 非对称配置时，Kr =1.24 o则载荷系数 Kf= KaKvKf«Kf=1.5X1.05X1.4X1.24=2.7343) 按实际载荷系数算得分度圆直径3 9?3 2.734?= 2.589 X =4.44 ?1.6对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的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

37、 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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数4.44mm并圆整为标准值 m=4.5 mm，按接触疲劳强度算得的分度圆 直径d1=92.81 mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1COsB /m=20.01。取 Z1=20，则大齿轮齿数 Z2=u Z 1=64.6，取 Z2=65。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足 了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。d)几何尺寸计算1)计算中心距?> 3.71 ?修正后?= 4 44 ?(?+ ?)? a =2 cos ?圆整为a=197 mm(20 + 65)

38、X 4.52 Xcos 14 °=197.1 mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角?= cos-1(? + ?)?=2? =cos-1(24 + 65) X 4.52 X197=13.878圆整后m=4.5 mmZ1 =20Z2=65=13 ° 540.8a = 197.1 mm3) 计算分度圆直径d1= m n 乙/ cos B =20 X 4.5/ cos 13.878 ° =92.706 mmd2= m n Z2/ cos B =65 X 4.5/ cos 13.878 ° =301.295 mm?= 13.8784) 计算齿轮宽度b = ?= 74

39、.165?取 b1=75 mm,b 2=70 mme) 圆整中心距的后的强度校核1)齿面接触疲劳强度校核，按照前述做法分别查得Kh=2.88 ,=1362690 N*mm , ?= 0.8 ? d1=92.706 mm , u=3.23 ,?= 2.436, ?= 189.8 ? , ?= 0.709 , ?= 0.985代入下式? =?X2.88 X 13626900.8 X 92.7063_3.23 + 13.23X 2.436 X 189.8 X 0.709d1=92.706 mm d2=301.295 mm b1=75 mm, b2=70 mmX0.985 = 1295.52 MPa

40、< 1309.5MPa满足齿面接触疲劳强度条件。2）齿根弯曲疲劳强度校核，按照前述做法分别查得Kf=2.76 , T1=1362690 N*mm , ?= 0.8 ?, ?1= 2.825 ,? 2.3 , ?尸 1.55 , ?2= 1.73 , ?= 0.692 , ?= 0.854 ,?= 13.878 ； mn=4.5 mm , Z1=20。代入下式，得?1 =2K ?>?3? ?2 X2.76 X 1362690 X2.825 X1.55 X0.692 X 0.854 X ?1?.8780.8 X4.53 X202=528 MPa?2 =? ?3?2K?2?_ 2 X2.

41、76 X 1362690 X2.3 X1.73 X0.692 X0.854 X?.8780.8 X4.53 X202=449 ? ?2 = 501 MPa满足齿根弯曲疲劳强度条件，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿 轮。f) 主要设计结论齿数Z1=20 , Z2=65，模数 mn=4.5，压力角a =20°，螺旋角B = 13.878 = 13 ° 540.8 ，变位系数 xi=x2=0，中心距 a=197 mm，齿宽 bi=75 mm，b1=70 mm。大小齿轮材料均选择20TiMnTi (渗碳后淬火)，齿轮按 8级精度设计。g) 结构设计齿轮结构详见附件装配图及中间

42、齿轮零件图。3. 开式齿轮传动设计a) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。(1) 开式齿轮传动选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20。(2) 齿轮精度选为8级精度。(3) 材料选择。小齿轮材料为20CrMnTi,硬度为62HRC大齿轮 材料为20CrMnTi,硬度为55HRC热处理均为渗碳后淬火， 为硬齿面齿轮。(4) 初选小齿轮齿数 乙=24,大齿轮齿数 乙=乙*1开=122.88，取 乙=123。b) 按齿轮接触疲劳强度设计。 由下公式试算分度圆直径，即1?式巧? ?+1?如?？?孙？、2 ? ? ? ?(?)(4-1)确定公式中的各参数值。初选乙=24 乙=123(1) 试选?= 1.4(

43、2) T1 =4.12 X 伽?mm(3) 选取齿宽系数为?= 0.8(4) 区域系数?=2.55(5) 材料的弹性影响系数?= 189.8 ?(6) 计算接触疲劳强度重合度系数？?。二？_ 20 X?2 ?= ? = ?(24 + 2X1)° =力841?2?-1 123 X ?2 ?= ?(?+ ”？ "J = ?-(?+ 2?I? tan ?2 ?- tan a + ?2i(tan ?2? 一亠=22.383(123 + 2 X 1)?2 tan a2?24 X(tan 29.841 - tan 20 ° + 123 X (tan 22.383 - tan

44、20 °2?=1.7384 - ?4 - 1.738?=' = V_-=0.86833(7) 计算接触疲劳许用应力?由文献1图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为?= 1355?P?=2 1350?计算应力循环次数：? = 60?= 60 X248.58 X1 X5 X 300 X8 = 1.541 X107?/?乡?？ 1?2?2 ( ?)?(2.5 X 189.8 X0.8681471.5? = 1.081 X107?查文献1图10-23取接触疲劳寿命系数Khn1=1.10、Khn2=1.09 取失效概率为1%、安全系数S=1，得Khn1 ?1 1.1 X

45、1355?1 =?=1= 1490.5 MPaKhn2 ?2 1.09 X 1350?別2 -? -1= 1471.5 MPa取两者最小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即? = ?2 = 1471.5 MPa(8)试算小齿轮分度圆直径=120.748 ?(9)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V。齿宽bo?60 X1000=0.478 ?/?> 120.748 ?b = ? ?= 72.449 ?2) 计算实际载荷系数Kh 由文献1表10-2查得使用系数Ka=1.5 根据v=0.478 m/s、8级精度、由文献1图10-8查得动载系 数 K/=1o 齿轮的

46、 圆周力 Ft1=2/d 1t=2 X4.142 X 10 / 120.748 N=6.861 X 10 N,Ka Ft1/b=1420 N/mm>100 N/mm,查文献1表10-3的齿间载荷分配 系数Kh a = IK-a =1.2 由文献1表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑 非对称配置时，Khb =1.391 o则载荷系数为KH=KAKvKaKHB=1.5 X 1 X 1.2 X 1.391=2.5(10)按实际载荷系数算得分度圆直径3 ?3 2 5?= ?MJ = 77.11 XV = 146.493 ?1?1.4及相应的齿轮模数m=d 1/Z 1=146.493 /

47、24=6.104 mmc) 按齿轮弯曲疲劳强度设计。 由下公式试算齿轮模数，即3 2? ?> V? “?()确定公式中的各参数值。(5) 试选?= 1.4o(6)1)计算弯曲疲劳强度的重合度系数0.75?= 0.25 + =0.25 + e?1.738?»0.75=0.6822)?计算?0修正后?=146.493 ?查文献1图 10-17,得齿形系数?1= 2.65, ?2= 2.2,由图10-18查得应力修正系数？?尸1.58, ?2= 1.79由文献1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为？?污780?=2查图10-22得弯曲疲劳寿命系数KFni=0.95、KFn2=0.97 取弯曲疲劳安全系数S=1.4得Kfni ?i 0.95 X 780?舟=肓=529.29 MPaKfn2 ?2 0.97 X 780?2 =百一=540.43MPa口?/?/?12.65 X 1.58_ _ _ .贝U，?=529.29= 0.00791?2 2.2 X 1.79 =0.007