二級斜齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、桂林電子科技大學機電工程學院編號： 13 機械設(shè)計課程設(shè)計說 明書十二題 目： 二級斜齒輪減速器 院 （系）： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械電子工程 學生姓名： 韋廣勇 學 號： 1100160223 指導教師單位:桂林電子技大學機電工程學院 姓 名： 唐良寶 職 稱： 教授 2014年7月10日目錄1機械設(shè)計課程設(shè)計簡介（引言）32課程設(shè)計的任務(wù)33總體方案的分析43.1電機的選擇44計算總傳動比和分配各級傳動比54.1確定總傳動比54.2分配各級傳動比55傳動裝置運動及動力參數(shù)計算65.1各軸的轉(zhuǎn)速計算65.2各軸的輸入功率65.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩66齒輪傳動的設(shè)計及其參數(shù)計算76.1高速級

2、斜齒輪傳動76.2低速級齒輪傳動材料及強度計算156.3齒輪傳動的潤滑246.4高速級齒輪傳動的幾何尺寸246.5低速級齒輪傳動的幾何尺寸257軸的設(shè)計計算及校核257.1軸材料的選擇257.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計257.3輸入軸、中間軸、輸出軸的彎扭合成強度計算268聯(lián)軸器的選擇328.1載荷的計算328.2聯(lián)軸器型號的選擇339軸承的選擇及校對339.1初選輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承型號337.2計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的軸向載荷339.3計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的當量載荷369.4計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的壽命3710各軸結(jié)構(gòu)設(shè)計3710.1輸入軸：3710.2中間軸3

3、810.3輸出軸3811鍵連接的設(shè)計計算3911.1、聯(lián)接鍵的選擇和校核3912箱體的設(shè)計計算3912.1箱體的結(jié)構(gòu)形式和材料3912.2箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸4013螺栓等相關(guān)標準的選擇4013.1主要螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇4013.2銷、墊圈墊片的選擇4014減速器的結(jié)構(gòu)與潤滑概要說明4114.1減速器的結(jié)構(gòu)4114.2減速器的潤滑4114.3減速器的密封4115設(shè)計總結(jié)41參考文獻431機械設(shè)計課程設(shè)計簡介（引言）機械設(shè)計課程設(shè)計是培養(yǎng)學生設(shè)計和創(chuàng)新能力，構(gòu)思和表達能力、知識綜合運用的重要過程。在設(shè)計中我們可以運用已有的知識進行設(shè)計。設(shè)計內(nèi)容主要包括：（1） 、機械裝置的總體方案設(shè)計：傳動方

4、案的分析和選擇、動力源的選擇、運動和動力參數(shù)的計算確定；（2） 、傳動零件的設(shè)計計算；（3） 繪制機械裝置的主要零件裝配圖，標注裝配尺寸和配合代號以及其他的技術(shù)要求、零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核；（4） 繪制零件的二維零件圖，包括零件的結(jié)構(gòu)尺寸、尺寸公差、形位公差、表面粗糙度和技術(shù)要求；（5） 編寫設(shè)計計算說明書；（6） 繪制三維裝配圖。機械設(shè)計課程設(shè)計的設(shè)計多樣化，要求每個學生要有自己獨特的設(shè)計內(nèi)容，要有創(chuàng)新設(shè)計的概念。在設(shè)計過程中，要注重運用所學的知識完成設(shè)計任務(wù)，遇到不懂得要虛心向其他同學學習。2課程設(shè)計的任務(wù)（1） 設(shè)計內(nèi)容：慢動卷揚機傳動機構(gòu)（二級斜齒輪減速器）（2） 工作條件：1）卷

5、筒效率=0.96（包括軸承與卷筒的效率損失）2）鋼繩允許速度誤差±5%3）工作情況：兩班制，間歇工作，載荷變動較?。?）使用折舊期：15年5）工作環(huán)境：室內(nèi)、灰塵較大、環(huán)境最高工作溫度35；6）動力源：電力、三相交流、電壓380v/220v；7）檢修間隔期：四年一次大修、兩年一次中修、一年一次小修；8）制造條件及生產(chǎn)批量：專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。（3）原始數(shù)據(jù)：學號1100160223姓名韋廣勇運輸帶工作壓力F（KN）3.95運輸帶工作速度v（m/s）1.13滾筒直徑D（mm）440（4） 設(shè)計工作量1）減速器裝配圖1張（計算機繪圖、圖幅A0、用A2打?。?）零件（大齒輪、工作軸

6、）工件圖（計算機繪圖，用A3打?。?）打印設(shè)計說明書1份，約1000字，有減速器裝配三維模型和零件的三維模型的截圖4）減速器裝配三維模型、零件三維模型、零件工作圖和設(shè)計說明書電子版3總體方案的分析減速器部分兩級斜齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。3.1電機的選擇電動機選擇Y系列三相交流異步電動機，電動機的結(jié)構(gòu)形

7、式為封閉式。3.1.1計算工作機所需輸入功率由原始數(shù)據(jù)計算得3.2.2所需電機輸出功率式中，為傳動裝置的總效率式子中分別為傳動裝置中每對運動副或傳動副的效率。斜齒輪效率0.97 一對滾動軸承效率聯(lián)軸器傳動效率0.97總效率=0.825kw選電機的額定功率為7.5kw工作機轉(zhuǎn)速：選擇工作機的轉(zhuǎn)速為n=50r/min二級斜齒輪減速器的傳動比一般為i=840，即：有查表得：選擇Y132M-4三相異步電動機電動機技術(shù)參數(shù)如下：電機型號Y132M-4額定功率P（kw）7.5滿載轉(zhuǎn)速V（r/min）1400同步轉(zhuǎn)速V（r/min）1500極數(shù)4極額定電壓U（v）3804計算總傳動比和分配各級傳動比4.1確

8、定總傳動比電動機滿載速率，工作機所需轉(zhuǎn)速總傳動比為各級傳動比的連乘積，即4.2分配各級傳動比總傳動比 ： 電機傳輸?shù)牡谝粚π饼X輪的傳動比，第二對斜齒輪的傳動比 工作機的斜齒輪的傳動比5傳動裝置運動及動力參數(shù)計算5.1各軸的轉(zhuǎn)速計算傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為1、2、3、4軸5.2各軸的輸入功率電機的額定功率Pd=7.5kw5.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩傳動裝置參數(shù)見表：軸號輸入功率（kw）輸入轉(zhuǎn)矩（kN.m）傳動比i傳輸效率轉(zhuǎn)速n（r/min）電機軸7.551.16110.97140017.27549.62614/30.950630026.917220.19140.95067536.5748

9、37.0891.50.91265046.2491193.5596齒輪傳動的設(shè)計及其參數(shù)計算6.1高速級斜齒輪傳動6.1.1齒輪傳動參數(shù)輸入功率為P=7.275kw，小齒輪轉(zhuǎn)速n=1400r/min，傳動比i=14/36.1.2選擇齒輪材料和精度等級1）材料選擇由機械設(shè)計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)，表面淬火)，硬度為280HBS, 大齒輪材料均為 45 鋼（表面淬火），齒面硬度為 240HBS，材料硬度差為 40HBS2）精度等級取7級。3）試選小齒輪齒數(shù)z1=24 , 4）初選螺旋角=14o5）壓力角=20o6.1.3設(shè)計準則該減速器為閉式齒輪傳動，齒面點蝕是主要的實效

10、形式。所以在設(shè)計中應按齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再進行校核。6.1.4按齒面接觸疲勞強度設(shè)計確定小齒輪分度圓直徑，即：d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2（1）確定式中各參數(shù)值：試選載荷系數(shù)KHt=1.3。由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。由表10-5查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa12。由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=arctan(tann/cos)=tan-1(tan20°/cos14°)=20.562°at1=arcc

11、osZ1cost/(Z1+2han*cos) =arccos18×cos20.562°/(18+2×1×cos14°) =29.974°at2=cosZ2cost/(Z2+2han*cos) =arccos112×cos20.562°112+2×1×cos14°=23.074°=Z1tanat1-tanat+Z2(tanat2-tant)/2 =24×tan29.974°-tan20.562°+112×(tan23.074°-

12、tan20.562°)/2 =1.678=dZ1tan=1×24×tan14°=1.905Z=4-31-+=4-1.6783×1-1.905+2.9051.678=0.673由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos14°=0.985計算接觸疲勞許用應力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為lim1=600Mpa,lim2=550Mpa由式(10-15)計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=60×1400×1×2×8×365×15=7.358&#

13、215;109N2=N1/u=7.358×109/(112/24)=1.578×109由圖10-27查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-14)得H1=KHN1Hlim1S=0.90×6001Mpa=540MpaH2=KHN2Hlim2S=0.95×5501Mpa=523Mpa取H1和H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H1=H2=523Mpa1）試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2=32×1.3×4.9626×

14、1041(112/24)+1(112/24)(2.433×189.8×0.673×0.985523)2 =38.650mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的準備圓周速度vv=d1tn160×1000=×38.650×140060×1000m/s=2.825m/s齒寬bb=dd1t=1×38.650mm=38.650mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)v=2.825m/s，7級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.20齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2×4.9

15、626×10438.650N=2.568×103NKAFt1b=1×2.568×10338.650N/mm=66.441N/mm<100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.417則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=1×1.20×1.4×1.417=2.3803）、由式(10-12),可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=38.650×32.3801.3mm=41.683mm及相應的齒輪模數(shù)mn=d1co

16、s/Z1=41.683×cos14°/24mm=1.685mm6.1.5按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計(1) 由式(10-20)試算齒輪模數(shù)，即mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYSaF1) 確定公式中的參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yb=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.140°v=/cos2b=1.678/cos213.140°=1.770Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.770=0.674由式(10-19)，

17、可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)YY=1-120°=1-1.905×14°120°=0.778計算YFaYSaF由當量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3=24/cos314°=26.27ZV2=Z2/cos3=112/cos314°=123.08查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.60，YFa2=2.10。由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.60，YSa2=1.80。由圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500Mpa，F(xiàn)lim2=380Mpa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85, KFN

18、2=0.90取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-14)得：F1=KFN1Flim1S=0.85×5001.4Mpa=303.571MpaF2=KFN2Flim2S=0.90×3801.4Mpa=244.292MpaYFa1YSa1F1=2.60×1.60303.571=0.01387YFa2YSa2F2=2.10×1.80244.29=0.01685因為大齒輪的YFaYSaF大于小齒輪，所以取YFaYSaF=YFa2YSa2F2=0.016852) 計算模數(shù)mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYSaF=32×1.3×4

19、.9626×104×0.678×0.778×cos214°1×242×0.1685=1.162mm(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)1）、計算實際載荷系數(shù)前的準備圓周速度vd1=mntZ1/cos=1.162×24/cos14°mm=28.742mmv=d1n160×1000=×28.742×140060×1000m/s=2.107m/s齒寬bb=dd1=1×28.742mm=28.742mm齒高h和寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25&

20、#215;1.162mm=2.615b/h=28.742/2.615=10.9912）、計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=2.071m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.15由Ft1=2T1/d1=2×4.9626×104/28.742N=3.620×102NKAFt1b=1×3.620×10328.742=125.948N/mm>100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由表10-4用插值法查得KH=1.417，結(jié)合b/h=10.991查圖10-13，得 KF=1.30則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1

21、5;1.15×1.2×1.30=1.7943）、由式(10-13)可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.162×31.7941.3mm=1.210mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。故從標準中就近選取mn=1.5mm，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=41.683mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即Z1=d1cos/mn=41.683×cos14°/1.5=26.963取Z1=27，則Z2=i1Z1=27x14/3=126，故取Z2=126（3）

22、、幾何尺寸計算1）、計算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(27+126)×1.52×cos14°mm=118.262考慮模數(shù)從1.210mm增大到1.5mm，為此將中心距圓整為118mm2）、按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(27+126)×1.52×185=13.479°3）、計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=27×1.5cos11.969°mm=41.650mmd2=Z2mncos=126×1.5cos11.969°mm=194

23、.364mm4）、計算小齒輪寬度b=dd1=1×41.650mm=41.650mm為了考慮兩齒輪的安裝誤差，故小齒輪的寬度應大于大齒輪寬度的38mm，所以選擇b1=42mm， b2=45mm。（4）、圓整中心距后的強度校核齒輪副中心距在圓整之后，KH、Z和KF、Y、Y均會發(fā)生變化，應重新校核強度，以明確齒輪的工作能力。1） 、齒面接觸疲勞強度校核由式校核齒面接觸疲勞強度H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZH計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1圓周速度v=d1n160×1000=×41.650×140060×1000m/s=3.05

24、3m/s根據(jù)v=3.053m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.15齒輪的圓周力Ft1=2T1d1=2×4.9626×10441.650N=2.38×103NKAFt1b1=1×2.83×10342N/mm=56.738N/mm<100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.426則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=1×1.15×1.2×1.426=1.9682）、由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=ar

25、ctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos13.479°)=20.520°at1=arccosZ1cost/(Z1+2han*cos) =arccos27×cos20.520°/(27+2×1×cos13.479°) =30.263° at2=arccosZ2cost/(Z2+2han*cos) =arccos126×cos20.520°/(126+2×1×cos113.479°) =22.735° =Z1tanat1-ta

26、nat+Z2(tanat2-tant)/2=27×tan30.263°-tan20.520°+126×（tan22.735°-tan20.520°）/2 =1.797=dZ1tan/=1×27×tan13.479°/=2.060故Z=4-31-+=4-1.7973×1-2.060+2.0601.797=0.3683）、由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.42。4）、由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos13.479°=0.986將以上相關(guān)數(shù)據(jù)代入式(10-22)得到 H=

27、2KHT1dd13u+1uZHZEZZ =2×1.968×4.9626×1041×423×12627+112627×2.42×189.8×0.368×0.986Mpa =294.21Mpa<H滿足齒面接觸疲勞強度條件（5）、齒根彎曲疲勞強度校核，由公式F=2KFT1YFaYSaYcos2dmn3Z12F校核齒根彎曲疲勞強度1） 、計算載荷系數(shù)根據(jù)v=3.053m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.20由Ft1=2T1/d1=2×4.9626×104/41.650N=

28、2.363×103NKAFt1b=1×2.363×10342=56.26N/mm<100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4由表10-4用插值法查得KH=1.426，齒寬bb=dd1=1×41.650mm=41.650mm齒高h和寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.5mm=3.375b/h=41.650/3.375=12.34結(jié)合b/h=13.18查圖10-13，得KF=1.35則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1×1.20×1.4×1.35=2.2682

29、）、計算當量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3=27/cos313.479°=28.550ZV2=Z2/cos3=126/cos313.479°=133.234查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.58，YFa2=2.16。由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.62，YSa2=1.81。3）、由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yb=arctantancost=arctantan13.479°cos30.263°=10.544°v=/cos2b=1.797/cos213.479°=1.900Y=0.25+0.75/v=0

30、.25+0.75/1.900=0.6454）、由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)YY=1-120°=1-2.060×13.479°120°=0.769將以上數(shù)據(jù)代入式(10-17)得F1=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12 =2×2.268×4.9626×104×2.58×1.62×0.769×0.645cos213.479°1×1.53×272Mpa =182.62Mpa<F1F2=2KFT1YFa2YSa2YYc

31、os2dmn3Z12 =2×2.268×4.9626×104×2.16×1.81×0.769×0.645×cos211.969°1×1.53×272Mpa =175.86Mpa<F2滿足齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（6）、由此可得主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=27，Z2=126模數(shù)m1.5螺旋角13.479o中心距a（mm）118齒寬b（mm）b1=42，b2=45壓力角20o分度圓直徑d1=41.650d2=194.364小齒輪用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒輪按照7級精度設(shè)計

32、。6.2低速級齒輪傳動材料及強度計算6.2.1、低速齒輪傳動參數(shù)：輸入功率為6.9617kw，輸入轉(zhuǎn)矩為220.191KN.m，小齒輪的轉(zhuǎn)速為300r/min，傳動比為i2=4.6.2.2齒輪材料的選擇由表10-1，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。6.2.3、選定齒輪類型、精度等級、材料、熱處理方式及齒數(shù)。1) 由傳動方案選定斜齒輪圓柱齒輪傳動。2) 慢動卷揚機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。3) 選小齒輪齒數(shù)為Z3=30，大齒輪齒數(shù)為Z4=Z3i2=30×4=120， 取Z4=1204) 初

33、選螺旋角=14°，壓力角=20° 。6.2.4、設(shè)計準則該減速器為閉式齒輪傳動，齒面點蝕是主要的實效形式。所以在設(shè)計中應按齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再進行校核。6.2.5、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）、試算小齒輪分度圓直徑，即d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)21） 、確定式中各參數(shù)值：試選載荷系數(shù)KHt=1.3。由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。由表10-5查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa。由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=arcta

34、n(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°)=20.562°at3=arccosZ3cost/(Z3+2han*cos) =arccos30×cos20.562°/(30+2×1×cos14°) =28.430°at4=arccosZ4cost/(Z4+2han*cos) =arccos120×cos20.562°/(120+2×1×cos14°) =22.870° =Z3tanat3-tanat+Z4(tanat4-tan

35、t)/2=30×tan28.430°-tan20.562°+120×(tan22.870°-tan20.562°)/2 =1.655=dZ3tan/=1×30×tan14°/=2.380Z=4-31-+=4-1.6553×1-2.380+2.3801.655=0.460由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos14°=0.985可得小齒輪轉(zhuǎn)矩T3=220.191Nm=220.191×103Nmm計算接觸疲勞許用應力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強度極

36、限分別為lim3=600Mpa,lim4=550Mpa由式(10-15)計算應力循環(huán)次數(shù)N3=60njLh=60×300×1×2×8×365×15=1.577×109N4=N3/u=1.577×109/4=3.942×108由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.90，KHN4=0.96取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-14)得H3=KHN3Hlim3S=0.90×6001Mpa=540MpaH4=KHN4Hlim4S=0.96×5501Mpa=525Mpa取H3和

37、H4中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=H4=528Mpa1) 試算小齒輪分度圓直徑d3t32KHtT3du+1u(ZHZEZZH)2=32×1.3×220.191×10314+14(2.433×189.8×0.460×0.985528)2 =58.012mm（2）、調(diào)整小齒輪分度圓直徑1) 計算實際載荷系數(shù)前的準備圓周速度vv=d3tn360×1000=×58.013×30060×1000m/s=0.29m/s齒寬bb=dd3t=1×58.013m=58.013mm2)

38、計算實際載荷系數(shù)KH由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)v=0.29m/s，7級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.10齒輪的圓周力Ft1=2T3d3t=2×220.191×10358.013N=7.591×103NKAFt3b=1×7.591×10358.013N/mm=131.058N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.426則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=1×1.10×1.2×1.426=1.8822)

39、由式(10-12),可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d3=d3t3KHKHt=58.013×31.8821.3mm=65.630mm及相應的齒輪模數(shù)mn=d3cos/Z3=65.630×cos14°/30mm=2.123mm（3） 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式(10-20)試算齒輪模數(shù)，即mnt32KFtT3YYcos2dZ32YFaYSaF1） 、確定公式中的參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yb=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.140°

40、;v=/cos2b=1.655/cos213.140°=1.745Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.745=0.680由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)YY=1-120°=1-2.380×14°120°=0.750計算YFaYSaF由當量齒數(shù)ZV3=Z3/cos3=30/cos314°=32.154ZV4=Z4/cos3=120/cos314°=128.617查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.54，YFa2=2.13。由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.63，YSa2=1.81。

41、由圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim3=500Mpa，F(xiàn)lim4=380Mpa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.90, KFN4=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2，由式(10-14)得：F3=KFN3Flim3S=0.90×5001.2Mpa=375MpaF4=KFN4Flim4S=0.88×3801.2Mpa=278.223MpaYFa3YSa3F3=2.54×1.63375=0.0110YFa4YSa4F4=2.13×1.81278.223=0.0138因為大齒輪的YFaYSaF大于小齒輪，所以取YFa

42、YSaF=YFa4YSa4F4=0.0138（4） 計算模數(shù)mnt32KFtT3YYcos2dZ32YFaYSaF=32×1.3×220.191×103×0.680×0.750×cos214°1×302×0.01380=1.822mm（5） 調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的準備圓周速度vd3=mntZ3/cos=1.822×30/cos14°mm=56.333mmv=d3n60×1000=×56.333×30060×1000m/s=0.885

43、m/s齒寬bb=dd3=1×56.333mm=56.333mm齒高h和寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.822mm=4.100b/h=56.333/4.100=13.7402） 計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=0.29m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.02由Ft3=2T3/d3=2×220.191×103/56.333N=7.817×103NKAFt1b=1×7.817×10356.333=138.773N/mm>100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1

44、.2由表10-4用插值法查得KH=1.426，結(jié)合b/h=13.740查圖10-13，得KF=1.40則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1×1.02×1.2×1.40=1.7143） 由式(10-13)可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.822×31.7141.3mm=1.998mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。故從標準中就近選取mn=2mm，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=65.430mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即Z3=d3cos/mn=6

45、5.430×cos14°/2=31.743取Z3=31，則Z4=i2Z3=4×31=124（6）幾何尺寸計算1） 計算中心距a=(Z3+Z4)mn2cos=(31+124)×22×cos14°mm=159.745將中心距圓整為159mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z3+Z4)mn2a=arccos(31+124)×22×159=11.523°3） 計算小、大齒輪的分度圓直徑d3=Z3mncos=31×2cos11.523°mm=63.275mmd4=Z4mncos=

46、124×2cos11.523°mm=253.101mm4） 計算小齒輪寬度b=dd3=1×63.275mm=63.275mm為了考慮兩齒輪的安裝誤差，故小齒輪的寬度應大于大齒輪寬度的38mm，所以選擇b3=64mm， b4=60mm。（7）圓整中心距后的強度校核齒輪副中心距在圓整之后，KH、Z和KF、Y、Y均會發(fā)生變化，應重新校核強度，以明確齒輪的工作能力。1） 齒面接觸疲勞強度校核由式(10-22)校核齒面接觸疲勞強度H=2KHT3dd33u+1uZHZEZZ2） 計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1圓周速度v=d3n360×1000=

47、5;63.275×30060×1000m/s=0.994m/s根據(jù)v=0.994m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.02齒輪的圓周力Ft3=2T3d3=2×220.191×10365.275N=6.747×103NKAFt3b=1×6.747×10364N/mm=105.415N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.426則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.4

48、26=1.7453） 由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos11.523°)=20.278°at3=arccosZ3cost/(Z3+2han*cos) =arccos31×cos20.278°/(31+2×1×cos11.523°) =28.297° at4=arccosZ4cost/(Z4+2han*cos) =arccos124×cos20.278°/(124+2×1×cos1

49、1.523°) =22.572° =3tanat3-tanat+Z4(tanat4-tant)/2=31×tan28.297°-tan20.278°+124×(tan22.572°-tan20.278°)/2 =1.523=dZ3tan/=1×31×tan11.523°/=2.012Z=4-31-+=4-1.5233×1-2.012+2.0121.523=0.5214） 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45。5） 由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos11.

50、523°=0.990將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式(10-22)得到 H=2KHT3dd33u+1uZHZEZZ =2×1.745×220.191×1031×63.2753×12431+112431×2.45×189.8×0.523×0.990Mpa =489.247Mpa<H滿足齒面接觸疲勞強度條件（8）齒根彎曲疲勞強度校核由式(10-17)F=2KFT3YFaYSaYcos2dmn3Z32F校核齒根彎曲疲勞強度1) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.994m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.0

51、2由Ft3=2T3/d3=2×220.191×103/63.275N=6.960×103NKAFt3b=1×6.960×10364=108.747N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由表10-4用插值法查得KH=1.426，齒寬bb=dd3=1×63.527mm=65.90mm齒高h和寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×2mm=4.5b/h=63.527/4.5=14.117結(jié)合b/h=14.117查圖10-13，得KF=1.52則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF

52、=1×1.02×1.2×1.52=1.8602) 由當量齒數(shù)ZV3=Z3/cos3=31/cos311.523°=32.979ZV4=Z4/cos3=124/cos311.523°=131.915查圖10-17得齒形系數(shù)YFa3=2.52，YFa4=2.16。由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa3=1.61，YSa4=1.82。3) 由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yb=arctantancost=arctantan11.523°cos20.278°=12.518°v=/cos2b=1.523/

53、cos212.518°=1.562Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.526=0.7304) 由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)YY=1-120°=1-2.012×11.523°120°=0.807將以上數(shù)據(jù)代入式(10-17)得F3=2KFT3YFa3YSa3YYcos2dmn3Z32 =2×1.785×220.191×103×2.52×1.61×0.730×0.807×cos211.523°1×23×

54、312Mpa =234.634Mpa<F1F4=2KFT3YFa4YSa4YYcos2dmn3Z32 =2×1.785×220.191×103×2.16×1.81×0.730×0.807×cos211.523°1×23×312Mpa =249.693Mpa<F2滿足齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（9）由此可得齒輪的主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=31，Z2=124模數(shù)m2螺旋角11.523o中心距a（mm）159.745齒寬b（mm）b1=64，b2=60壓力角20o分度圓直徑d(mm)d1=

55、63.275d2=253.101小齒輪用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒輪按照7級精度設(shè)計。6.3齒輪傳動的潤滑改斜齒輪減速器為閉式齒輪傳動,卻圓周運動速度v<12m/s,所以采用將大齒輪的輪齒侵入油池中進行侵油潤滑,侵入油中的深度不宜超過過深,但也不應小于10mm。6.4高速級齒輪傳動的幾何尺寸齒輪的幾何尺寸計算齒頂高：ha=mnhan*+xn=1.5×1+0mm=1.5mm齒根高：hf=mnhan*+cn*-xn=1.5×1+0.25mm=1.875mm齒頂圓直徑：da1=d1+2ha=41.650+2×1.5mm=444.650mmda2

56、=d2+2ha=194.364+2×1.5mm=197.364mm齒根圓直徑：df1=d1-2hf=41.650-2×1.875mm=37.900mmdf2=d2-2hf=194.364-2×1.875mm=190.614mm齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結(jié)構(gòu)。取軸孔直徑:D4=53mm D0da2-1014mn=194.364-(1014)×1.5mm=179.364173.364mm取D0=175mm D31.64D4=1.64×53mm=86.92mm D1(D0+D3)/2=(175+86.92)/2mm=130.96mm D20.250.35D0-D3=0.250.35×175-86.92mm =22.0230.82mm取 D2=28mm6.5低速級齒輪傳動的幾何尺寸根據(jù)高速齒輪的計算方式，同理可得低速齒輪的幾何尺寸：齒頂高