二級圓柱圓錐齒輪減速機說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計 課程名稱: 機械設(shè)計課程設(shè)計題目名稱: 圓錐-圓柱齒輪減速器學(xué) 院: 機電工程學(xué)院專業(yè)班級: 機械設(shè)計制造及其自動化1102 班姓 名: 郭宗祥學(xué) 號：110710230指導(dǎo)教師: 同志學(xué)前言機械設(shè)計課程設(shè)計是機械設(shè)計課程的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié)，是對學(xué)生運用和理解所學(xué)知識的一種檢驗，也是對我們?nèi)暌詠硭鶎W(xué)機械類課程的一次大綜合。對于我們學(xué)生的綜合處理實際問題的能力將會有很大的提升。課程設(shè)計，本著以下目的：1、培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，訓(xùn)練綜合運用課程設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論、結(jié)合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識。2、通過制定設(shè)計方案、

2、合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正確計算零件工作能力、決定尺寸和選擇材料等進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達到了解和掌握機械零件、機械傳動裝置的設(shè)計過稱和方法。3、進行設(shè)計基本技能的訓(xùn)練。相信通過本次課程設(shè)計，學(xué)生的機械設(shè)計能力和理念都會有一個質(zhì)的飛躍，從而為將來進一步深造打下堅實的基礎(chǔ)。目錄一、設(shè)計任務(wù)書.4二、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明.6三、電動機的選擇與傳動比的分配.8四、各軸功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩的計算.11五、箱體外傳動裝置的設(shè)計計算.12六、閉式齒輪傳動的設(shè)計計算.17七、轉(zhuǎn)差率的校核31八、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核31九、滾動軸承的選擇和計算.45十、鍵的選擇和校核計算52十一、聯(lián)軸器的選則53十二

3、、減速器箱體主要附件、潤滑方式等的選擇說明.54十三、設(shè)計小結(jié)61十四、致謝63十五、參考文獻63一、設(shè)計任務(wù)書一、課程設(shè)計任務(wù)按給定的螺旋輸送機已知數(shù)據(jù)，確定系統(tǒng)的傳動方案，選擇電動機和聯(lián)軸器，設(shè)計箱體外傳動和兩極圓柱斜齒輪減速器。課程設(shè)計成果：1、兩極圓柱-圓錐齒輪減速器裝配圖一張（A1，三視圖）；2、減速器上箱體或下箱體零件圖一張（A1，三視圖）；3、輸出軸零件圖一張（A3）；4、輸出軸上齒輪零件圖一張（A3）。5、設(shè)計計算說明書一份。 時間： 4周二、課程設(shè)計方案及數(shù)據(jù)1、 已知參數(shù) （1）驅(qū)動輸送機主軸輸入端所需轉(zhuǎn)矩 T1=330 Nm （2）輸送機主軸所需轉(zhuǎn)速 n1=80 rmp

4、(3) 主軸轉(zhuǎn)速允許誤差 ±5%2、螺旋輸送機結(jié)構(gòu)簡圖圖1 機結(jié)構(gòu)簡圖3、工作條件 輸送機單向連續(xù)轉(zhuǎn)動，載荷平穩(wěn)，有輕微沖擊，三班制工作，每年工作300天，設(shè)計壽命10年，每年檢修一次。三、設(shè)計說明書內(nèi)容 1、前言；2、目錄（標題、頁次）；3、設(shè)計任務(wù)書：原始數(shù)據(jù)及工作條件；4、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明；5、電動機的選擇及傳動比的分配；6、各軸功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩的計算；7、箱體外傳動裝置的設(shè)計計算；8、閉式齒輪傳動的設(shè)計計算；9、轉(zhuǎn)差率的校核；10、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核；11、滾動軸承的選擇和計算；12、鍵的選擇和校核計算；13、聯(lián)軸器的選擇；14、減速機箱體主要附件、潤滑

5、方式等的選擇說明；15、設(shè)計小結(jié)；16、參考文獻資料。二、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明一、傳動方案的確定本題方案由兩個傳動部分組成，即開式齒輪傳動與減速器齒輪傳動。由于減速器工作環(huán)境比較惡劣，而且要求平穩(wěn)高效率的傳動，故選用開式齒輪，一是可以更好的在惡劣的環(huán)境中工作（如高溫和潮濕的環(huán)境），還可以保證準確的傳動比。而且，開式齒輪傳動的整體尺寸較小，結(jié)構(gòu)較為緊湊。由于開式齒輪傳動的工作環(huán)境較為惡劣，潤滑條件不好，磨損嚴重，壽命較短，故布置在低速級。減速器部分是本次課題的重點設(shè)計部分，本課題中的減速器是展開式圓錐-圓柱齒輪減速器。展開式的減速器結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離

6、轉(zhuǎn)矩輸入端?？墒馆S在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭矩變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。二、傳動裝置簡圖圖2 傳動方案（各部分說明如上圖所示）三、電動機的選擇與傳動比的分配一、選擇電動機 根據(jù)使用要求和工作狀況，選擇三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。二、選擇電動機的容量圖3 代號標注（注：以下各代號如上圖所標注） 電動機所需工作功率Pw=Tn9550=330×809550=2.7644kW 由電動機至輸送機主軸的傳動總效率為 a=12·24·3·4·5式中、分別為聯(lián)軸器、滾動軸承、錐齒輪傳動、

7、圓柱齒輪傳動和開式齒輪的傳動效率。取=0.99（聯(lián)軸器），=0.98（滾動軸承），=0.96（不包括軸承效率），=0.97（不包括軸承效率），=0.95（開式齒輪效率）則 a=0.992×0.984×0.96×0.97×0.95=0.79973故 Pd = Pw a = 2.76640.79973=3.457 kW已知電動機工作轉(zhuǎn)速 n=80 r/min取錐齒輪傳動比 i3=23，i4=36，i5=37，則 ia=18126 nd = ia·n =(18126)×80=144010080 r/min在此范圍類可供選擇的同步轉(zhuǎn)速有150

8、0 r/min ，3000r/min。經(jīng)過驗算，按1500 r/min的設(shè)計方式所分配的傳動比不能滿足齒輪的傳動比范圍，故取同步轉(zhuǎn)速為3000r/min。根據(jù)同步轉(zhuǎn)速及電動機所需工作功率選擇電動機型號為Y112M-2，具體參數(shù)如下：表1 電動機型號電動機型號額定功率Pkw同步轉(zhuǎn)速滿載時轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩（額定轉(zhuǎn)矩）最大轉(zhuǎn)矩（額定轉(zhuǎn)矩）Y112M-24300028902.22.3電動機外形尺寸下：圖4 電動機外形尺寸表2 電動機外形尺寸中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD) ×HD安裝尺寸A×B軸伸尺寸D×E平鍵尺寸F×G地腳螺栓直徑K112400&#

9、215;(230/2+190) ×26519014028×608×2412三、確定總傳動比與分配傳動比 總傳動比 ( nm 為電動機滿載轉(zhuǎn)速)初取開式齒輪傳動比i5=3.8，(并取小齒輪齒數(shù)z1=19,則z2=73，)由此確定i5=u5=3.842。因此，減速機內(nèi)總傳動比為i=iai5=36.1253.842=9.403。取i3=0.25i=2.35。（取錐齒輪小齒輪齒數(shù)z1=21，則z2=50.）則i3=u3=2.381.同理得i4=3.957。同時斜齒輪齒數(shù)z1=23，z2=91。四、各軸功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩的計算 1、各軸轉(zhuǎn)速軸 n=2890 r/min 軸 軸

10、 軸 n=ni5=307.2853.842=79.98 r/min 軸 n=n=79.98 r/min2、各軸輸入功率 P=Pd1=4×0.99=3.96kW P=P23=3.96×0.98×0.96=3.8032kW P=P24=3.8032×0.98×0.97=3.615kW P=P25=3.615×0.98×0.95=3.366kW P=P25=3.366×0.98×0.99=3.266kW各軸輸出功率則等于輸入功率乘以軸承效率，即0.983、各軸輸入轉(zhuǎn)矩 Td=9550×Pdnm=955

11、0×42890=13.218Nm T=Td1=13.218×0.99=13.085Nm T=Ti323=13.085×2.381×0.98×0.96=29.313NmT=Ti424=29.313×3.95×0.98×0.97=110.66Nm T=Ti525=110.66×3.842×0.98×0.95=393.695Nm T=T12=393.695×0.98×0.99=381.96Nm各軸輸出扭矩等于輸入扭矩乘以軸承效率，即0.98。4、運動和動力參數(shù)整理如下表表

12、3 運動參數(shù)軸名效率P/kw轉(zhuǎn)矩T/N·m轉(zhuǎn)速n/r/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機413.218289010.99軸3.963.880813.08512.8228902.3810.9408軸3.8033.72129.31328.7261213.783.950.9506軸3.6153.543110.66108.45307.2853.8420.931軸3.3663.2985393.695385.8279.9810.9702軸3.2663.2381.96374.32379.98五、箱體外傳動裝置的設(shè)計計算開式齒輪傳動的設(shè)計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，

13、選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）材料選擇。由機械設(shè)計教材第九版以后內(nèi)容未注明均指此書表10-1，選擇小齒輪材料為QT600-2（常化），大齒輪材料為QT600-2（?；恍↓X輪硬度為300HBS，大齒輪硬度為260HBS，兩者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。2、根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試算模數(shù)即 mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF)試選KFt=1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)a1=arccosz1cosz1+2ha*=arccos19×cos20°19+2×1=31.7

14、67°a2=arccosz2cosz2+2ha*=arccos73×cos20°73+2×1=23.846° =z1tana1-tan'+z2tana2-tan'2=19×tan31.767°-tan20°+73×tan23.846°-tan20°/2=1.5973則 Y=0.25+0.75=0.25+0.751.5973=0.7195計算YFaYSaF由圖10-17，查得YFa1=2.86，YFa2=2.25由圖10-18，查得YSa1=1.54，YSa2=1.76應(yīng)

15、力齒輪循環(huán)次數(shù) N1=60njLh=60×307.285×1×3×8×10×300=1.33×108 N2=N1u=1.33×1087319=3.46×108由圖10-22，查得KFN1=0.90，KFN2=0.95由圖10-24a，查得Flim1=360Mpa，F(xiàn)lim2=330Mpa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 F1=KFN1Flim1S=0.9×3601.4=231.429 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.95×3301.4=223.929 Mpa YFa1YSa1

16、F1=2.86×1.54231.429=0.01903 YFa2YSa2F2=2.25×1.76223.929=0.01768 因為小齒輪的YFaYSaF大于大齒輪，所以取YFaYSaF = YFa1YSa1F1=0.01903查表10-7得，d=0.6，已知T1=T=110.66Nm=110660Nm 則mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF) =32×1.3×110660×0.71950.6×192×0.01903=2.63(2)調(diào)整模數(shù)A、數(shù)據(jù)準備圓周速度v: d1=mtz1=2.63×19=49.9

17、67mm V=dn60×1000=3.14×49.967×307.28560×1000=0.804ms齒寬b=dd1=0.6×49.967=29.98mm，按40mm取寬高比bh h=(2ha*+c)m=2×1+0.25×2.63=5.9175 bh=405.9175=6.76B.計算實際載荷系數(shù)KF 根據(jù)v=0.804ms，7級精度，查表10-8，得Kv=1.05 Ft1=2T1d1=2×11066049.967=4429.323N查表10-2，取KA=1則 KAKFt1b=1×4429.32340=1

18、10.73>100Nmm，查表10-3，得KF=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.194，結(jié)合bh=6.76，查圖10-13，得KF=1.15， 則 KF=KAKVKK=1×1.05×1×1.15=1.2075C、按實際載荷系數(shù)得 m=mt3KFKFt=2.63×31.20751.3=2.56(3) 圓整模數(shù)，取 m=4(4)幾何尺寸計算分度圓直徑 d1=mz1=4×19=76mm d2=mz2=4×73=292mm a=d1+d22=76+2922=184mm b=dd1=0.6×76=45.6, 為保證齒寬，

19、取b1=55mm,b2=50mm 表4 設(shè)計結(jié)果匯總 開式齒輪小齒輪1大齒輪2材料材料QT600-2QT600-2硬度300HBS260HBS精度等級 7級中心距（mm）184模數(shù)（mm）4齒 數(shù)1973分度圓直徑（mm）76292齒頂圓直徑（mm）84300齒根圓直徑（mm）66282齒寬（mm）5550六、閉式齒輪傳動的設(shè)計計算(一)斜齒輪傳動的設(shè)計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角20°。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故大齒輪選用7級精度，小齒輪6級精度。（3）材料選擇。由機械設(shè)計教材第九版以后內(nèi)容未注明均指此書表10

20、-1，選擇小齒輪材料為45（淬火），大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）；小齒輪硬度為45HRC，大齒輪硬度為240HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。 (5)初取=14°2、根據(jù)齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）試算分度圓直徑即 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2試選KHt=1.3計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)t=arctan(tan_n)/cos=arctantan20°cos14°=20.562°at1=arccosz1costz1+2ha*cos=arccos23×cos20.562°23+2×1×cos14

21、°=30.295°at2=arccosz2costz2+2ha*cos=arccos91×cos20.562°91+2×1×cos14°=23.564°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=23×tan30.295°-tan20.562°+91×tan23.546°-tan20.562°/2=1.645=dz1tan=1×23×tan14°=1.826則 Z=4-31-+=4-1.64

22、531-1.826+1.8261.645=0.619由表10-7，取d=1。由圖10-20，取ZH=2.44由式10-23，得Z=cos=cos14°=0.985由表10-5，ZE=189.8轉(zhuǎn)矩T1=29313N.mm計算接觸疲勞極限H由圖10-25d,得Hlim1=1030Mpa，Hlim2=570Mpa N1=60njLh=60×1213.78×1×3×8×10×300=5.24× N2=N1u=5.24×1099123=1.324×109由圖10-23，查得KHN1=0.90，KHN2=

23、0.95取安全系數(shù)S=1，則 H1=KHN1Hlim1S=0.9×10301=927 Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.95×5701=541.5 Mpa取 H1，H2 中小者，即 H=H2=541.5 Mpa則d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×2931313.957+13.9572.44×189.8×0.619×0.985541.52=29.925mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 A、數(shù)據(jù)準備圓周速度v: V=dn60×1000=3.14×29.925×1213

24、.7860×1000=1.9009ms齒寬b=dd1t=1×29.925=29.925mm B.計算實際載荷系數(shù)KH 根據(jù)v=0.804ms，7級精度，查表10-8，得Kv=1.04 Ft1=2T1d1=2×2931329.925=1959.1N查表10-2，取KA=1則 KAFt1b=1×1959.129.925=65.47>100Nmm，查表10-3，得KH=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.502， 則 KH=KAKVKHKH=1×1.04×1.4×1.502=2.187C、按實際載荷系數(shù)得 d1=d1t3

25、KHKHt=29.925×32.1871.3=35.591mm mn=d1cosz1=35.591×cos14°23=1.5013、根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試算模數(shù)即 mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF)試選KFt=1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) b= arctan(tancost)=arctan(tan14°cos20.562°=13.140° v=cos2b=1.645cos213.14°=1.735則 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.735=0.682Y=1-120°=1

26、-1.826×14°120°=0.787計算YFaYSaF ZV1=z1cos3=23cos314°=25.18, ZV2=z2cos3=91cos314°=99.616由圖10-17，查得YFa1=2.65，YFa2=2.21由圖10-18，查得YSa1=1.558，YSa2=1.816由圖10-24，查得Flim1=770Mpa，F(xiàn)lim2=380Mpa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 F1=KFN1Flim1S=0.85×7701.4=467.5 Mpa 則 YFa1YSa1F1=2.65×1.558467.5=0.

27、00883YFa2YSa2F2=2.21×1.816238.86=0.0168 因為大齒輪的YFaYSaF大于小齒輪，所以取YFaYSaF = YFa2YSa2F2=0.0168B、試算mt32KFtT1YYCOS2dZ12(YFaYSaF) =32×1.3×29313×0.682×0.787×cos214°1×232×0.0168=1.069(2)調(diào)整齒輪模數(shù)A、數(shù)據(jù)準備圓周速度v: d1=mntz1/cos=1.069×23/cos14°=25.34mm V=dn60×1

28、000=3.14×25.34×1213.7860×1000=1.61ms齒寬b=dd1=1×25.34=25.34mm。 寬高比bh h=(2ha*+cn*)mnt=2×1+0.25×1.069=2.405 bh=25.342.405=10.536B.計算實際載荷系數(shù)KF 根據(jù)v=1.61ms，7級精度，查表10-8，得Kv=1.06 Ft1=2T1d1=2×2931325.34=2313.58N查表10-2，取KA=1則 KAFt1b=1×2313.58325.34=91.30<100Nmm，查表10-3，

29、得KF=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.414，結(jié)合bh=10.536，查圖10-13，得KF=1.325， 則 KF=KAKVKK=1×1.06×1.4×1.325=1.9663C、按實際載荷系數(shù)得 m=mt3KFKFt=1.069×31.96631.3=1.227(3)為滿足強度要求，按齒面接觸疲勞強度所得的模數(shù)mn=1.501，取mn=2.5mm。 (4)幾何尺寸計算中心距a=(Z1+Z2)Mn2cos=(23+91)×2.52×cos14°=146.86，考慮模數(shù)增大了，將中心距圓整為145mm修正螺旋角 =

30、arccos(Z1+Z2)Mn2a=arccos23+91×2.52×145=10.6549°計算分度圓直徑 d1=z1mncos=23×2.5cos14°=58.5088mm, d1=z2mncos=91×2.5cos14°=231.4912mm齒寬 b=dd1=1×58.5088=58.5088mm 取b2=60mm, b1=55mm。由于計算所得螺旋角與初設(shè)值相差較大，故需校核。（5）、根據(jù)齒面接觸疲勞強度校核 H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ <H在原有設(shè)計計算數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上進行校核：計算接觸疲

31、勞強度用重合度系數(shù) t=arctan(tan_n)/cos=arctantan20°cos10.6549°=20.322°at1=arccosz1costz1+2ha*cos=arccos23×cos20.322°23+2×1×cos10.6549°=30.2396°at2=arccosz2costz2+2ha*cos=arccos91×cos20.322°91+2×1×co10.6549°=23.375°=z1tanat1-tant'+

32、z2tanat2-tant'2=23×tan30.2396°-tan20.322°+91×tan23.375°-tan20.322°/2=1.6752=dz1tan=1×23×tan10.6549°=1.3871則 Z=4-31-+=4-1.675231-1.3781+1.37811.6752=0.7278其他不變數(shù)據(jù)：KH=2.187,T1=29313,d=1,d1=58.5088,u=3.957由圖10-20，取ZH=2.47由式10-23，得Z=cos=cos10.6549°=0.

33、9913由表10-5，ZE=189.8H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ=2×2.187×293131×58.508833.957+13.957×2.47×189.8×0.7278×0.9913=302.88Mpa<H=541.5Mpa,故滿足接觸疲勞強度要求。（6）、根據(jù)齒根彎曲疲勞強度校核 F=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12<F計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) b= arctan(tancost)=arctan(tan10.6549°cos20.322°=

34、10.0055° v=cos2b=1.6752cos210.0055°=1.727則 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.727=0.6843Y=1-120°=1-1.3781×10.6549°120°=0.8776 ZV1=z1cos3=23cos310.6549°=34.232, ZV2=z2cos3=91cos310.6549°=95.874由圖10-17，查得YFa1=2.68，YFa2=2.19由圖10-18，查得YSa1=1.58，YSa2=1.79由圖10-24，查得Flim1=770Mp

35、a，F(xiàn)lim2=380Mpa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 F1=KFN1Flim1S=0.85×7701.4=467.5 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.88×3801.4=238.86 Mpa 不改變數(shù)據(jù)： KF=KAKVKK=1×1.06×1.4×1.325=1.9663 T1=29313M.m開始校核F1=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12=2×1.9663×29313×2.68×1.58×0.683×0.8776×cos210.

36、6549°1×2.53×232=34.253Mpa<F1=467.5MpaF2=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12=2×1.9663×29313×1.79×2.19×0.683×0.8776×cos210.6549°1×2.53×232=31.711Mpa<F=238.86Mpa 經(jīng)校核，彎曲疲勞強度滿足要求。（二）錐齒輪傳動設(shè)計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，壓力角20°

37、;。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故大齒輪選用7級精度，小齒輪6級精度。（3）材料選擇。由機械設(shè)計教材第九版以后內(nèi)容未注明均指此書表10-1，選擇小齒輪材料為45（淬火），大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）；小齒輪硬度為45HRC，大齒輪硬度為240HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。 2、根據(jù)齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）試算分度圓直徑即 d1t34KHtT1d（1-0.5R)2u(ZHZEH)2確定參數(shù)試選KHt=1.3，取R=0.3由圖10-20，取ZH=2.5由表10-5，ZE=189.8Mpa12轉(zhuǎn)矩T1=13085N.mm計算接觸疲勞極限H由圖10-25d,得Hlim1=1030Mp

38、a，Hlim2=570Mpa N1=60njLh=60×2890×1×3×8×10×300=1.248×1010 N2=N1u=1.248×10105021=5.24×109由圖10-23，查得KHN1=0.88，KHN2=0.93取安全系數(shù)S=1，則 H1=KHN1Hlim1S=0.88×10301=906.4 Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.93×5701=530.1 Mpa取 H1，H2 中小者，即 H=H2=530.1 Mpa則d1t34KHtT1d（1-0.5R)2u

39、(ZHZEH)2=34×1.3×130850.3×(1-0.5×0.3)2×(5021)22.5×189.85530.12=47.272mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 A、數(shù)據(jù)準備圓周速度v: dm1=d1t1-0.5R=47.272×1-0.5×0.3=40.1812mm V=dn60×1000=3.14×40.1812×289060×1000=6.077ms齒寬b=Rd1tu2+12=0.3×47.272×50212+12=18.31mm d=bdm1

40、=18.3140.1812=0.4556 B.計算實際載荷系數(shù)KH 根據(jù)v=6.077ms，7級精度，查圖10-8，得Kv=1.15 查表10-2，取KA=1查表10-3，得KH=1.0由表10-4，用插值法得KH=1.2046， 則 KH=KAKVKHKH=1×1.15×1.0×1.2046=1.3853C、按實際載荷系數(shù)得 d1=d1t3KHKHt=47.272×31.38531.3=48.284mm mn=d1z1=48.28421=2.299mm3、根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試算模數(shù)即 mt3KFtT1Ru2+1（1-0.5R)2Z12(YF

41、aYSaF)試選KFt=1.3計算YFaYSaF1=arctan1u=arctan12.381=22.782°,2=90°-22.782°=67.218° ZV1=z1cos1=23cos22.782°=22.777, ZV1=z2cos2=50cos67.218°=129.124由圖10-17，查得YFa1=2.71，YFa2=2.175由圖10-18，查得YSa1=1.57，YSa2=1.83由圖10-24，查得Flim1=770Mpa，F(xiàn)lim2=380Mpa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，則 F1=KFN1Flim1S=0.8

42、5×7701.7=385 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.88×3801.7=196.706 Mpa則 YFa1YSa1F1=2.71×1.57385=0.01105 YFa2YSa2F2=2.175×1.83196.706=0.0202 因為大齒輪的YFaYSaF大于小齒輪，所以取YFaYSaF = YFa2YSa2F2=0.0202B、試算模數(shù)mt 3KFtT1Ru2+1（1-0.5R)2Z12(YFaYSaF)= 31.3×130850.3×2.3812+1×（1-0.5×0.3)2×211

43、2×0.0202=1.117(2)調(diào)整齒輪模數(shù)A、數(shù)據(jù)準備圓周速度v: d1=mntz1=1.117×21=23.457mm dm1=d1t1-0.5R=23.457×1-0.5×0.3=19.938mm V=dn60×1000=3.14×19.938×289060×1000=3.015ms齒寬b=Rd1tu2+12=0.3×23.457×50212+12=9.087mmB.計算實際載荷系數(shù)KF 根據(jù)v=3.015ms，7級精度，查表10-8，得Kv=1.12 查表10-2，取KA=1查表10-

44、3，得KF=1由表10-4，用插值法得KH=1.2033，查圖10-13，得KF=1.165， 則 KF=KAKVKK=1×1.12×1×1.165=1.3048C、按實際載荷系數(shù)得 m=mt3KFKFt=1.117×31.30481.3=1.1184(3)為滿足強度要求，按齒面接觸疲勞強度所得的模數(shù)mn=2.299mm，取mn=3mm。 (4)幾何尺寸計算分度圓直徑 d1=mz1=3×21=63mm d2=mz2=3×50=150mm 分錐角 1=arctan1u=arctan12.381=22.782°,2=90

45、6;-22.782°=67.218°齒寬b=Rd1tu2+12=0.3×63×50212+12=24.404mm為保證齒寬，取b1=b2=25mm。（三）參數(shù)匯總齒輪數(shù)據(jù)列表如下：表5 數(shù)據(jù)匯總高 速 級低 速 級小齒輪1大齒輪2小齒輪3大齒輪4材料材料45454545硬度240HBS45HRC240HBS45HRC精度等級6級 7級6級7級中心距（mm）145法面模數(shù)（mm）32.5分錐角（螺旋角）22.782°67.218°10.6549°齒 數(shù)21502391分度圓直徑（mm）6315058.5088231.4912齒

46、頂圓直徑（mm）68.5319152.32363.5088236.4912齒根圓直徑（mm）56.3617147.21252.2588225.2412齒寬（mm）256560七、轉(zhuǎn)差率的校核由表2中數(shù)據(jù)得最終螺旋輸送機主軸上的轉(zhuǎn)速為n=79.98rmin，輸送機主軸所需轉(zhuǎn)矩為n1=80rmin，故轉(zhuǎn)差率為 80-79.9880=0.025%<<±5%，故轉(zhuǎn)差率滿足要求。八、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核（一）低速軸的設(shè)計初步確定軸的最小直徑：（1）軸的材料選擇：選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。（2）由表15-3，取AO=112，軸的最小直徑于是得dmin=A03Pn =112&#

47、215;33.615307.285=25.473mm。故取軸的最小直徑為28mm。 （3）根據(jù)裝配方案，實體建模，初步的軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下圖5 低速軸結(jié)構(gòu)（二）低速軸的校核1、數(shù)據(jù)準備：由表2的必要數(shù)據(jù)，T=29313N.mm，n=1213.78rmin,T=110660N.mm，n=307.285rmin。2、求作用在齒輪上的力：(1)已知低速級小齒輪分度圓直徑d=58.5088mm，螺旋角=10.6549°，則Ft=2×Td=2×2931358.5088=1002N(2) 已知開式齒輪小齒輪分度圓直徑d=76mm， Ft=2×Td=2×110

48、66076=2912.1053N Fr=Fttan=2912.1053×tan20°=1059.92N3、低速軸受力示意圖圖6 低速軸受力示意圖4、受力計算豎直面內(nèi)：由371.1×56.3+188.52×115.7456+1059.92×221.7-148.85Fbv=0，得Fbv=1865.62N由148.85Fav+188.52×115.7456-371.1×92.55+1059.92×72.85=0，得Fav=-434.6N 水平面內(nèi)：由56.3×1002-2912.1053×221.7-

49、148.85Fbh=0得Fbh=-3958.35N由148.85Fah-1002×92.55-2912.1053×72.85=0 得Fah=2048.249N由所求得的支反力即可求得低速軸所受彎矩，彎矩圖如上圖所示。5、按彎扭合成校核 由合成的彎矩圖可知，Mmax=225762.1N.mm。已知T=110660N.mm，W=0.1×d3=0.1×453=9112.5，WT=0.2×d3=0.2×453=18225則ca=Mmax2+(0.6×T)2W=225762.12+(0.6×110660)29112.5=25

50、.824<-1=60Mpa6、精確校核圖7 低速軸截面軸結(jié)構(gòu)如圖所示，、兩處只受扭矩，而軸徑以經(jīng)過放大，故無需校核。C處雖然彎矩很大，但是不是應(yīng)力集中最大處，故也不用校核。處比處受力更嚴重，若處安全，則處不用校核。因此只需校核，處。（1）處左側(cè)：W=0.1d3=0.1×523=14060.8，WT=0.2×d3=28121.6，T=110660N.mm由彎矩圖得M=227062.79N.mm查表15-1，得B=640Mpa, -1=275Mpa,-1=155Mpab=MW=227062.7914060.8=16.15Mpa，T=TWT=11066028121.6=3.

51、94Mpar/d=2/52=0.0385，D/d=58/52=1.115查附表3-1，得q=0.81，q=0.84查附表3-2，得=1.86，=1.41則k=1+q-1=1+0.81×1.86-1=1.6966 K=1+q-1=1+0.84×1.41-1=1.344由附圖3-2及3-3，得=0.72，=0.84，由附圖3-4，得=0.81軸表面未強化處理，取q=1,則 K=k+1-1=1.69660.72+10.81-1=2.59K=k+1-1=1.3440.84+10.81-1=1.83由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，有S

52、=-1Ka+m=2752.59×16.15+0.1×0=6.57S=-1Ka+m=1551.83×3.942+0.05×3.942=41.85Sca=SSS2+S2=6.57×41.856.572+41.852=6.532>1.5故處左側(cè)疲勞強度滿足要求（2）處右側(cè)W=0.1d3=0.1×583=19511.2，WT=0.2d3=39022.4，T=110660N.mm由彎矩圖得M=227062.79N.mmb=MW=227062.7919511.2=1.1636Mpa，T=TWT=11066039022.4=2.84Mpar/

53、d=2/58=0.034，D/d=58/52=1.115查附表3-1，得q=0.81，q=0.84查附表3-2，得=1.73，=1.21則k=1+q-1=1+0.81×1.73-1=1.5913 K=1+q-1=1+0.84×1.21-1=1.176由附圖3-2及3-3，得=0.70，=0.83，由附圖3-4，得=0.81軸表面未強化處理，取q=1,則 K=k+1-1=1.59130.70+10.81-1=2.51K=k+1-1=1.1760.83+10.81-1=1.65由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，有S=-1Ka+m=

54、2752.51×1.1636+0.1×0=94.16S=-1Ka+m=1551.65×2.842+0.05×2.842=64.21Sca=SSS2+S2=94.16×64.2194.162+64.212=53.0481.5故處右側(cè)疲勞強度滿足要求（3）處左側(cè)W=0.1d3=0.1×453=9112.5，WT=0.2d3=18225，T=110660N.mm由彎矩圖得M=3020039.7N.mmb=MW=3020039.79112.5=33.2Mpa，T=TWT=11066018225=6.07Mpa由附表3-8插值得，k=0.8k，取k=1.97，則k=0.8×1.97=1.576由附圖3-4，得=0.81則 K=k+1-1=1.97+10.81-1=2.201 K=k+1-1=1.576+10.81-1=1.811由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，有S=-1Ka+m=2752.201×33.2+0.1×0=3.763S=-1Ka+m=1551.811×6.072+0.05×6.072=27.44Sc