机械设计课程设计(兰州交大版)

机械设计课程设计（兰州交大版）

系另U：

专业:

学生姓名:

学号:

指导教师:

职称:

目录

第一部分设计任务书................................................4

第二部分传动装置总体设计方案......................................5

第三部分电动机的选择..............................................5

3.1电动机的选择..............................................5

3.2确定传动装置的总传动比与分配传动比.......................6

第四部分计算传动装置的运动与动力参数..............................7

第五部分齿轮传动的设计............................................9

5.1高速级齿轮传动的设计计算...................................9

5.2低速级齿轮传动的设计计算..................................16

第六部分开式齿轮传动的设计.......................................23

第七部分传动轴与传动轴承及联轴器的设计...........................27

7.1输入轴的设计.............................................28

7.2中间轴的设计.............................................32

7.3输出轴的设计.............................................38

第八部分键联接的选择及校核计算...................................44

8.1输入轴键选择与校核.......................................44

8.2中间轴键选择与校核.......................................44

8.3输出轴键选择与校核.......................................44

第九部分轴承的选择及校核计算.....................................45

9.1输入轴的轴承计算与校核...................................45

9.2中间轴的轴承计算与校核....................................46

9.3输出轴的轴承计算与校核....................................46

第十部分联轴器的选择.............................................47

10.1输入轴处联轴器..........................................48

10.2输出轴处联轴器...........................................49

第十一部分减速器的润滑与密封.....................................49

11.1减速器的润滑............................................49

11.2减速器的密封............................................50

第十二部分减速器附件及箱体要紧结构尺寸............................51

设计小结..........................................................53

参考文献..........................................................54

第一部分设计任务书

一、初始数据

设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=15000N,V=0.26m/s,

D=450mm,设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每

年工作天数：300天，三相交流电源，电压380/220V。

二.设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比与分配传动比

4.计算传动装置的运动与动力参数

5.齿轮的设计

6.开式齿轮的设计

7.轴的设计

8.滚动轴承与传动轴的设计

9.键联接设计

10.箱体结构设计

11.润滑密封设计

12.联轴器设计

第二部分传动装置总体设计方案

一.传动方案特点

1.构成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮与工作机构成。

2.特点：齿轮相关于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大

的刚度。

3.确定传动方案：选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动-

工作机。

二.计算传动装置总效率

r)a=n12n2,32Tl4n5=0.992X。994X。972X。95x0.96=0.808

中为联轴器的效率,b为轴承的效率,中为齿轮传动的效率,中为开式齿轮传动的

效率，不为工作装置的效率。

第三部分电动机的选择

3.1电动机的选择

圆周速度V：

v=0.26m/s

工作机的功率Pw：

FXV15000X0.26_，、…,,

Pw=1000=―1000—=3.9KW

电动机所需工作功率为:

pw3.9

P4有=丽=4.83KW

执行机构的曲柄转速为:

60X1000V_60X1000X0.26

11r/min

nXD=JTX450

经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为io=2~6,

二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~40,则总传动比合理范围为ia=16~240,电动机

转速的可选范围为nd=iaXn=(16X240)X11=176~2640r/mino综合考虑电动机

与传动装置的尺寸、重量、价格与减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三

相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min,同步转速1000r/min。

电动机要紧外形尺寸：

中心高外形尺寸地脚螺栓安地脚螺栓孔电动机轴伸键尺寸

装尺寸直径出段尺寸

HLXHDAXBKDXEFXG

132mm515X315216X17812mm38X8010X33

3.2确定传动装置的总传动比与分配传动比

(1)总传动比:

由选定的电动机满载转速n与工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比

为:

ia=nm/n=960/l1=87.27

(2)分配传动装置传动比:

ia=ioxi

式中io,i]分别为开式齿轮传动与减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺

寸不致过大，选取io=5,则减速器传动比为:

i=ia/io=87.27/5=17.5

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：

ii2=\[T3i="3*17.5=4.77

则低速级的传动比为：

.i17.5

123_il2_4.77_3167

第四部分计算传动装置的运动与动力参数

（1）各轴转速：

输入轴：ni=nm=960=960r/min

中间轴：nn=m/ii2=960/4.77=201.26r/min

输出轴:nm=nn/i23=201.26/3.67=54.84r/min

小开式齿轮轴：niv=nm=54.84r/min

（2）各轴输入功率：

输入轴：Pi=PaXr|3=4.83X0.99=4.78KW

中间轴：Pu=PiX巾F2=4.78X0.99X0.97=4.59KW

输出轴：Pm=PnXn1-n2=4.59X0.99X0.97=4.41KW

小开式齿轮轴:Piv=PmXr|i-T|2=4.41X0.99X0.99=4.32KW

则各轴的输出功率：

输入轴：Pi,=PiX0.99=4.73KW

中间轴：Pu=PIIX0.99=4.54KW

中间轴：Pm'=PinX0.99=4.37KW

小开式齿轮轴：Piv=PivX0.99=4.28KW

(3)各轴输入转矩：

输入轴：Ti=TdXn

电动机轴的输出转矩：

pd4.83

Td=9550X—=9550X-Z777=48.05Nm

you

n

m

因此：

输入轴：Ti=TdXr=48.05X0.99=47.57Nm

中间轴：Tn=TiX七Xr|2Xrp=47.57X4.77X0.99X0.97=217.9Nm

输出轴：Tui=TuXi23X中X中=217.9X3.67X0.99X0.97=767.95Nm

小开式齿轮轴：Tiv=TinXr|iF2=767.95X0.99X0.99=752.67Nm

输出转矩为：

输入轴：Ti'=TiX0.99=47.09Nm

中间轴：Tii=TIIX0.99=215.72Nm

输出轴：Tin'=TinX0.99=760.27Nm

小开式齿轮轴：Tiv'=TIVX0.99=745.14Nm

第五部分齿轮传动的设计

5.1高速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调

质)，齿面硬度为240HBS。

(2)通常工作机器，选用8级精度。

(3)选小齿轮齿数zi=22,大齿轮齿数Z2=22X4.77=104.94,取Z2=105。

(4)初选螺旋角p=14°。

(5)压力角a=20°o

2.按齿面接触疲劳强度设计

(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即

(\

ZHZEZEZ。2

啪)

1)确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHI=1.6o

②计算小齿轮传递的转矩

Ti=47.57N/m

③选取齿宽系数6d=1。

④由图查取区域系数ZH=2.44o

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2o

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Ze。

端面压力角:

0

at=arctan(tanan/cosp)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561

Qatl=arccos[zicosat/(zi+2han*cosp)]

arccos[22Xcos20.5610/(22+2X1XCOS14°)]=30.647°

aat2=arccos[z2cosat/(z2+2hancosp)]

arccos[105Xcos20.5610/(105+2X1Xcosl4°)]=23.178°

端面重合度:

Sa=[zi(tanaati-tanat)+Z2(tanaat2-tanat)]/2n

[22X(tan30.647°-tan20.561°)+105X(tan23.178°-tan20.561°)]/2n

1.647

轴向重合度:

sp=巾dZitanp/n=1X22Xtan(14°)/n=1.746

重合度系数:

4-1.647,、1.746

-^—(1-1.746)+-^=0.689

⑦由式可得螺旋角系数

Zp='cosB=2cos14=0.985

⑧计算接触疲劳许用应力[OH]

查得小齿轮与大齿轮的接触疲劳极限分别为bHiin”=600MPa、OHiim2=550MPao

计算应力循环次数:

9

小齿轮应力循环次数:Ni=60nkth=60X960X1X10X300X2X8=2.76X10

98

大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N)/u=2.76X10/4.77=5.8X10

查取接触疲劳寿命系数:KHNI=0.87、KHN2=0.9o

取失效概率为1%,安全系数S=l,得：

取[OH]I与[OH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[QH]=[CH]2=495MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

7

2X1.6X47.57X10004.77+12.44X189.8X0.689义0.985]2

---------：--------X———X

495)

=42.028mm

（2）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

①圆周速度v

叫口_1TX45.039X960

60X1000=~"60X1000

②齿宽b

b=4)ddh=1X42.028=42.028mm

2）计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数KA=1.25。

②根据v=2.11m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv=1.12。

③齿轮的圆周力

Fti=2Ti/dit=2X1000X47.57/42.028=2263.729N

KAFti/b=1.25X2263.729/42.028=67.33N/mm<100N/mm

查表得齿间载荷分配系数KH«=1.40

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHp=1.451o

则载荷系数为：

KH=KAKVKHCCKHB=L25X1.12X1.4X1.451=2.844

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

3/2.844

42.028Xv-rr=50.911mm

及相应的齿轮模数

mn=dicosp/zi=50.911Xcosl4°/22=2.245mm

模数取为标准值m=2mm。

3.几何尺寸计算

(1)计算中心距

(zl+z2)mn(22+105)X2

a=2COSB=2Xcosl4。=130.884mm

中心距圆整为a=130mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

(z1+z2)mn(22+105)X2

B=arccos----------=arccos—™~=12.339°

即：p=12°20'20"

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

22X2

di■=45.039mm

cosBcosl2.339°

2n105X2

d?=214.96mm

cosBcos12.339°

（4）计算齿轮宽度

b=OdXdi：=1X45.039二=45.039mm

取b2=46mm、bi=51mmo

4.校核齿根弯曲疲劳强度

(1)齿根弯曲疲劳强度条件

2KTYYYYcos2p

FlFaSa£3

OF=7^W[OF]

1)确定公式中各参数值

①计算当量齿数

Zvi=Zi/cos3p=22/cos312.339=23.596

Zv2=Z2/COS3P=105/cos312.339=112.618

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye

基圆螺旋角：

0

pb=arctan(tanpcosat)=arctan(tan12.339°Xcos20.561)=11.576°

当量齿轮重合度：

Eav=Ea/cos2pb=1.647/cos211.576°=1.716

轴面重合度：

邮=6dzitanp/JT=1X22Xtanl2.339°/Jt=1.532

重合度系数:

YE=0.25+0.75/£av=0.25+0.75/1.716=0.687

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yp

R12.339

Yp==1-L532义[一=0.842

④由当量齿数，查图得齿形系数与应力修正系数

YFal=2.66YFa2=2.17

Ysai=1.59Ysa2=1.83

⑤计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KFa=1.4

根据KHP=L451,结合b/h=10.22查图得KFO=1.421

则载荷系数为

KF=KAKvKFaKFp=1.25X1.12X1.4X1.421=2.785

⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[OF]

查得小齿轮与大齿轮的弯曲疲劳极限分别为OFIiml=500MPa、OFlim2380MPa0

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.83、KFN2=0.85

取安全系数S=1.4,得

K

FN1°Fliml0.83X500

CF]I=§—-=296.43MPa

K

FN20Flim20.85X380

[OF]2=§—j-^—=230.71MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

2KTYYYYcosP

FlFaSa£B

OFI=-一

2X1000X2.785X47.57X2.66X1.59X0.687X0.842cos212.339°

二1X23JX222

=159.78MPaW[oF]i

2KTYYYYcos2p

FlFaSa£P

OF2=3-2

*dmnzl

2X1000义2.785X47.57X2.17X1.83*0.687X0.842cos212.339°

=32

1X2X22

=150.022MPaW[OF]2

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.要紧设计结论

齿数zi=22、Z2=105,模数m=2mm,压力角a=20°,螺旋角p=12,339°

=12°20'20〃，中心距a=130mm,齿宽bi=51mm、b2=46mmo

6.齿轮参数总结与计算

代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮

模数m2mm2mm

齿数z22105

螺旋角B左12°20'20"右12°20'20"

齿宽b51mm46mm

分度圆直径d45.039mm214.96mm

齿顶高系数ha1.01.0

顶隙系数c0.250.25

齿顶高hamXha2mm2mm

齿根高hfmX(ha+c)2.5mm2.5mm

全齿高hha+hf4.5mm4.5mm

齿顶圆直径dad+2Xha49.039mm218.96mm

齿根圆直径dfd-2Xhf40.039mm209.96mm

5.2低速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢

(调质)，齿面硬度为240HBS。

(2)通常工作机器，选用8级精度。

(3)选小齿轮齿数Z3=23,大齿轮齿数Z4=23X3.67=84.41,取Z4=84。

(4)初选螺旋角13°。

(5)压力角a=20°o

2.按齿面接触疲劳强度设计

(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即

T

2KH口tT02u±.liHE8B2

XX---------------------

▼dI^H1>

1)确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KH(=1.6o

②计算小齿轮传递的转矩

T2=217.9N/m

③选取齿宽系数6d=1。

④由图查取区域系数ZH=2.45o

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa,/2o

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z‘。

端面压力角：

at=arctan(tanan/cosp)=arctan(tan20°/cosl3°)=20.482°

aati=arccos[z3cosat/(z3+2hancosp)]

=arccos[23Xcos20.4820/(23+2XlXcosl3°)]=30.2850

OCat2=arCCOS[Z4COSat/(Z4+2han*COSP)]

=arccos[84Xcos20.482°/(84+2X1Xcosl3°)]=23.721°

端面重合度：

£a=(Z3(tanaati-tanat)+Z4(tanaat2-tanat)]/2n

[23X(tan30.285°-tan20.482°)+84X(tan23.721°-tan20.482°)]/2n=1.651

轴向重合度:

sp=$dZ3tanp/n=lX23Xtan(13°”=1.69

重合度系数:

4-1.651、1.69

-^—(z17.69)+7宙=0.695

⑦由式可得螺旋角系数

Zp=A/COSP=2cos13=0.987

⑧计算接触疲劳许用应力[OH]

查得小齿轮与大齿轮的接触疲劳极限分别为CTHiimi=600MPa、OHiim2=550MPao

计算应力循环次数:

8

小齿轮应力循环次数：N3=60nkth=60X201.26X1X10X300X2X8=5.8X10

88

大齿轮应力循环次数：N4=60nkth=N1/U=5.8X10/3.67=1.58X10

查取接触疲劳寿命系数:KHNI=0.9、KHN2=0.92o

取失效概率为1%,安全系数S=l,得：

K

HN1°Hliml0.9X600

=540MPa

[OH]I一S

K

HN20Hlim20.92X550

[OH]2:一]=506MPa

取[OH]I与[OH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[OH]=[OH]2=506MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

d

3/2XL6X217.9X10003.67+1(2.45X189.8X0.695X0.98祚

\1*3,67*[506)

-70.647mm

（2）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

①圆周速度v

1tdit9_nX70.935X201.26

60X1000=60X1000=0.74m/s

②齿宽b

b=4)dd]t=1X70.647=70.647mm

2）计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数KA=1.25。

②根据V=0.74m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv=1.05。

③齿轮的圆周力

Fti=2T"dit=2X1000X217.9/70.647=6168.698N

KAFti/b=1.25X6168.698/70.647=109.15N/mm>100N/mm

查表得齿间载荷分配系数KH«=1.4o

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHp=1.46o

则载荷系数为:

KH=KAKVKHQKHP=1.25X1.05X1.4X1.46=2.683

3)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

3仅683

70.647X=83.932mm

及相应的齿轮模数

mn二dicosp/z3=83.932Xcosl3°/23=3.556mm

模数取为标准值m=3mm。

3.几何尺寸计算

(1)计算中心距

(z3+z4)mn_(23+84)X3

=164.717mm

2cosB—2Xcosl3°

中心距圆整为a=165mm。

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

(z3+z4)mn(23+84)X3

B=arccos=arccos-TzTx7lTo7j2--13.419°

即：p=13°25z8"

(3)计算大、小齿轮的分度圆直径

23X3

di:=70.935mm

cosB-cosl3.419°

z^n84X3

d2==259.066mm

cosB"cosl3.419°

(4)计算齿轮宽度

b=<J>dXdi=1X70.935=70.935mm

取b2=71mm、bi=76mmo

4.校核齿根弯曲疲劳强度

(1)齿根弯曲疲劳强度条件

2

2KFT2YFaYSaYeYpcosP

OF=^2W[OF]

1)确定公式中各参数值

①计算当量齿数

33

ZV3=Z3/COSP=23/COS13.419=24.989

Zv4=Z4/COS3P=84/COS313.419=91.266

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye

基圆螺旋角：

pb=arctan(tanpcosat)=arctan(tanl3.419°Xcos20.482°)=12.599°

当量齿轮重合度：

22

Sav=Ea/cospb=1.65l/cos12.599°=1.733

轴面重合度:

EP=4>dZ3tanp/n=1X23Xtanl3.419°/Jt=1.747

重合度系数:

Yc=0.25+0.75/sav=0.25+0.75/1.733=0.683

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。

R13419

Yp=1-印曲=1-1.747X--20-=0.805

④由当量齿数，查图得齿形系数与应力修正系数

YFal=2.63YFa2=2.21

Ysal=1.6Ysa2=1.8

⑤计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KF«=1.4

根据KHP=1.46,结合b/h=10.52查图得KFp=1.43

则载荷系数为

KF=KAKVKFCCKF。=1.25X1.05X1.4X1.43=2.628

⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[BF]

查得小齿轮与大齿轮的弯曲疲劳极限分别为CTFiimi=500MPa,OFiim2=380MPao

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.85、KFN2=0.88

取安全系数S=1.4,得

K

FN1°Fliml0.85X500

6F]I==303.57MPa

S1.4

K

FN20Flim20.88X380

[HF]2==238.86MPa

S1.4

2）齿根弯曲疲劳强度校核

2

2KFT2YFaYSaY£Y3coSP

6"=32

“产/3

2X1000X2.628X217.9X2.63XL6X0.683X0.805COS213.419°

二32

1X3JX23Z

=175.536MPaW[cF]i

2

2KFT2YFaYSaY£YpcosB

OF2=3-2

*dmnz3

2X1000X2.628X217.9X2.21X1.8X0.683X0.805COS213.419°

=3?

1X3，X23

=165.942MPaW[OF]2

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.要紧设计结论

齿数Z3=23、Z4=84,模数m=3mm,压力角a=20°,螺旋角P=13.419°

=13°25'8",中心距a=165mm,齿宽b3=76mm、b4=71mm。

6.齿轮参数总结与计算

代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮

模数m3mm3mm

齿数z2384

螺旋角B左13°25'8"右13°25'8"

齿宽b76mm71mm

分度圆直径d70.935mm259.066mm

齿顶高系数ha1.01.0

顶隙系数c0.250.25

齿顶高hamXha3mm3mm

齿根高hfmX(ha+c)3.75mm3.75mm

全齿高hha+hf6.75mm6.75mm

齿顶圆直径dad+2Xha76.935mm265.066mm

齿根圆直径dfd-2Xhf63.435mm251.566mm

第六部分开式齿轮传动的设计

1.选精度等级、材料及齿数

(1)材料选择。由表选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS,大齿

轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为240HBS。

(2)通常工作机器，选用8级精度。

(3)选小齿轮齿数zi=22,大齿轮齿数Z2=22X5=110,取Z2=109。

(4)初选螺旋角p=

(5)压力角a=20°o

2.按齿根弯曲疲劳强度设计

(1)由式试算齿轮模数，即

1)确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KF(=1.6o

②计算小齿轮传递的转矩

T4=752.67N/m

③选取齿宽系数6d=1。

④计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y,。

端面压力角：

=arctan(tanan/cosp)=arctan(tan20°/cos°)=20°

aati=arccos[zicosa(/(zi+2han*cosp)]

=arccos[22Xcos20°/(22+2X1Xcos°)]=30.537°

aat2=arccos[z2cosat/(z2+2han*cosp)]

=arccos[109Xcos20°/(109+2X1Xcos°)]=22.67°

端面重合度：

£a=[zi(tanaati-tanat)+Z2(tanaat2-tanat)]/2n

=[22X(tan30.537°-tan20°)+109X(tan22.670-tan20°)]/2n=1.723

轴向重合度：

sp=6dzitanp/“=1X22Xtan(°)/“=0

基圆螺旋角：

pb=arctan(tanpcosat)=arctan(tan°Xcos20°)=0°

当量齿轮重合度：

£av=£a/cos2Pb=1.723/cos20°=1.723

重合度系数：

Yc=0.25+0.75/£av=0.25+0.75/1.723=0.685

⑤计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yp

p

Yp=l-Ep120=1-0X—=1

⑥计算当量齿数

Zvi=Zi/cos3p=22/cos3=22

Zv2=Z2/COS3P=109/cos3"=109

⑦由当量齿数，查图得齿形系数与应力修正系数

YFal=2.69YFa2=2.17

Ysal=1.58Ysa2=1.83

⑧计算齿根弯曲疲劳许用应力[BF]

查得小齿轮与大齿轮的弯曲疲劳极限分别为bFiimi=500MPa、OFiim2=380MPa。

计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60X54.84X1X10X300X2X8=1.58X108

87

大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=Ni/u=1.58X10/5=3.16X10

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.88、KFN2=0.91

取安全系数S=1.4,得

K

FN1°Fliml0.88X500

=314.29MPa

[HF]]=Q14

K

FN20Flim20.91X380

|OF]2=QTA-=247MPa

YFa^Sal2.69X1,58

=0.0135

[°F]1314.29

YFa2Ysa2_2.17X1.83

[oF]2=~247=0.0161

YY

由于大齿轮的谭Fa希Sa大于小齿轮,因此取

VYYY

FaSa_Fa2Sa2

=0.0161

[oF][oF]2

2）试算齿轮模数

m上

nt

3，2X1000XL6X752.67X0.685X1Xcos2。

X0.0161=3.8mm

\l1X222

（2）调整齿轮模数

1)计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

di=mntZi/cosp=3.8X22/cos°=83.6mm

ndlnlnX83.6X54.84…，

v=60X1000=60X1000=f)24m/s

②齿宽b

b=\d]=1X83.6=83.6mm

③齿高h及宽高比b/h

h=(2han*+Cn*)mnt=(2X1+0.25)x3.8=8.55mm

b/h=83.6/8.55=9.78

2）计算实际载荷系数KF

①由表查得使用系数KA=1.25。

②根据v=0.24m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv=1.02。

③齿轮的圆周力

Fti=2T4/di=2X1000X752.67/83.6=18006.459N

KAFti/b=1.25X18006.459/83.6=269.24N/mm>100N/mm

查表得齿间载荷分配系数Kra=1.4o

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHP=1.17L结

合b/h=9.78查图，得KFB=L141。

则载荷系数为：

KF=KAKVKFQKFP=1.25X1.02X1.4X1.141=2.037

3)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

3/2.037

3.8X=4.119mm

模数取为标准值m=4.5mm。

3.几何尺寸计算

(1)计算中心距

⑵+z2)mn(22+109)X4.5_

a-2cosB2Xcos°=294.75mm

中心距圆整为a=1.58mm。

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

(zl+z2)mn(22+109)X4.5

Parccos-----a-r-C-C-O-S_2X1.58-0°

即：p=0°(T0”

(3)计算大、小齿轮的分度圆直径

22X4.5

，-cosB-八。-99mm

cosO

z2mn109X4.5

d2=cosP=八。-490.5mm

cosO

(4)计算齿轮宽度

b=bdXd]=1X99=99mm

取b2=99mm、bi=104mmo

4.要紧设计结论

齿数zi=22、Z2=109,模数m=4.5mm,压力角a=20°,螺旋角p=0°=

0°O'0",中心距a=1.58mm,齿宽bi=104mm、bz=99mmo

6.齿轮参数总结与计算

代号名称计算公式低速级小齿