鄭州大學機械設計課程設計

1、機械設計課程設計設計說明書院系機械工程學院專業(yè)機械工程及自動化年 級學 號姓 名成 績目錄機械設計課程設計任務書 2一、傳動方案的擬定及說明 51. 擬定傳動方案 52. 選擇傳動機構類型 53. 多級傳動的布置 5二、電動機的選擇 51. 電動機功率計算 52. 選取電動機型號 6三、計算傳動裝置的運動和動力參數 61. 分配傳動比 62. 計算各軸的傳遞功率、轉速和傳遞扭矩。 7四、傳動件的設計計算 81. 高速級齒輪傳動設計 82. 低速級齒輪傳動設計 143. 開式齒輪傳動設計 204. 三對齒輪參數總結。 25五、軸的設計計算 261. 輸入軸設計及軸系零件設計 262. 中間軸設計

2、與彎扭強度校核及軸系零件設計 283. 輸出軸設計及軸系零件設計 33六、滾動軸承的選擇及計算 361. 中間軸用滾動軸承的校核 362. 其它軸承的校核 37七、鍵連接的選擇及校核計算 371. 中間軸鍵連接的選擇及校核計算 372. 其它鍵連接的選擇與校核。 37八、聯軸器的選擇 38九、減速器附件的選擇 381. 視孔蓋和窺視孔 382. 油塞及封油墊： 383. 油標尺： 384. 通氣器： 385. 軸承蓋： 396. 起蓋螺釘 397. 定位銷： 398. 箱蓋吊耳和箱座吊鉤： 399. 減速器箱體結構設計 39十、 潤滑與密封 401. 齒輪潤滑 402. 軸承潤滑 413. 密

3、封 41十一、 設計小結 42十二、參考資料目錄 43機械設計課程設計任務書學號姓名設計題目：雙梁橋式起重機起升機構 傳動系統設計雙梁橋式起重機簡圖（例圖）2 起升札物屯邂敘慕礎及支關司機室V起升機構簡圖:方案1方案2原始數據:卷筒上的轉矩T（kNm）1500014000160001400017000120002200019000卷筒轉速nj（rpm）1416121315111214卷筒效率n=0.96 （包括卷筒及其支承軸承的效率）;工作條件：起重機起升機構工作中有中等沖擊振動， 起升機構制度A5,每天12V 3_班制工作；載重啟動；使用折舊期5_年，每年按300天計算，軸承的壽命 為齒輪的

4、1/3以上；室內工作，灰塵較大，環(huán)境最高溫度 35°起重機起升機構 卷筒轉速允許誤差土 1%動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V。制造條件：一般機械廠制造，中等批量生產。 設計工作量：1起升機構傳動系統減速器裝配圖一張（0號）；1減速器零件工作圖3張（齒輪、軸、箱體）；1設計計算說明書一份。參考減速器形式示意：設計計算及說明結果、傳動方案的擬定及說明1擬定傳動方案傳動方案已在設計任務書中給出。因為該設計中的起重機卷筒的轉速 很小，使用一般的電機都會需要有很大的傳動比， 如果都由二級減速器來 實現，減速器的尺寸會很大，故選用第二種方案，在二級減速器后再加一 開式齒輪傳動。這用

5、，能夠保證減速器的尺寸合適，也有良好的經濟性。2選擇傳動機構類型傳動機構采用二級圓柱斜齒輪傳動和一對開式齒輪傳動。傳動機構類 型為展開式。考慮到承受載荷為中等沖擊載荷，在電機與輸入軸連接處加 一彈性聯軸器。3多級傳動的布置二級減速器為閉式齒輪傳動，放在高速級，以減少閉式齒輪的外廓尺 寸、降低成本。開式齒輪傳動制造精度較低、潤滑不良、工作條件差，為 減少磨損，放在低速級。二、電動機的選擇1電動機功率計算a）工作機功率：工作機功率?=26.702 ? ?17000 X 15? = （?= = 26.702 ?9550 ' 廠 9550其中已知：卷筒上轉矩（N.m） T=17000 n.m卷

6、筒轉速（r/min ） n=15 r/minb）起升靜功率：?0?>?= -?=32.890 kw總效率： n =n n n8 n卷筒效率0.96（包括卷筒及其支承軸承的效率）72開式齒輪嚙合效率0.95 3111軸軸承效率0.98574低速級齒輪嚙合效率0.97創(chuàng)1軸軸承效率0.98576高速級齒輪嚙合效率0.97 7 I軸軸承效率 0.98578高速級聯軸器效率0.99c）電動機功率PdFd=GXPj=0.8 X 32.890=26.312 kwG:穩(wěn)態(tài)負載平均系數，查手冊，取 0.8電動機功率Pd=26.312 kw2. 選取電動機型號為使傳動可靠，額定功率應大于計算功率即P額&g

7、t;Fd=26.312 kw依據轉速和額定功率在 YZF系列電動機中選則電動機型號為 YZR225M 其基本參數摘列如下：表2-1電機參數統計電動機型號YZR225M額定功率同步轉速轉速轉軸中心咼轉軸軸經kwr/mi nr/mi nmmmm30100096222565三、計算傳動裝置的運動和動力參數1. 分配傳動比?962?=?衿=?= (?高 ?) ?= 15 = 64 通常情況下，取i高=(1.21.3)i低i 減=(1.21.3) i 低2依此取，i 開=5.12i 高=3.87 i 娣=3.23 i 減=12.5(其中減速器傳動比滿足而急減速器標準傳動比)i減一減速器傳動比i高一減速器

8、內高速級傳動比i低一減速器內低速級傳動比i開一開式齒輪傳動比i 開=5.12i 高=3.87i 減=12.52. 計算各軸的傳遞功率、轉速和傳遞扭矩。a）各軸轉速n電動機軸（滿載轉速）：n d=962 r/mi nI軸：m =n d=962 r/min軸:n II =ni/i 高=248.58 r/min川軸：n hi =nn/i 低=76.96 r/min卷筒軸：=n iv / n 開=15.03 r/mi nb）各軸功率P電動機軸：Pd=P額/G=37. 5 kwI 軸：P I = Fd*?8=35.125kw（?聯軸器效率）II 軸：P ii= Pi *?12=35.47 kw （?12

9、為 I 軸至 II 軸效率）III 軸：P iii= Pii *?23=33.89 kw （?23為 II 軸至 III 軸效率）v軸：Pv= PiII *?34=30.44 kw（?23為 II 軸至卷筒軸效率）c）各軸傳遞轉矩電動機軸：Td=9550*Pd/nd=372.27 n.mI 軸：Ti= 9550*Pi/n i=368.55 n.mII 軸：Tii= 9550*Pii/nii=1362.69 n.mIII 軸：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軸號功率P（kw）扭矩T （n.m）轉速n（r./mi n）傳動比i電動機軸37.5372.27962I軸37.125368.559623.87II軸35.471362.69248.583.23III軸33.894205.4276.965.12以上計算數據列表備用:Td=372.27 n.mTi=368.55 n.mTii=1362.69n.mTiii=4505.42n.mT=19341.45n.mV軸:T= 95

11、50*Pv/n v=19341.45 n.mW軸30.4419341.4515.03表3-1傳動系統參數統計四、傳動件的設計計算1高速級齒輪傳動設計a)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。(1 )根據齒輪傳動的應用場合為起重機減速器， 選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20°。(2) 起重機齒輪減速器齒輪精度選為 8級精度。(3) 材料選擇。小齒輪材料為20CrMnT,硬度為62HRC大齒輪 材料為20CrMnTi,硬度為55HRC熱處理均為滲碳后淬火， 為硬齒面齒輪。(4) 初選小齒輪齒數 乙=20,大齒輪齒數 乙=Zi*I高=77.4，取乙=78。(5) 初選螺旋角B =14

12、6;。b)按齒輪接觸疲勞強度設計。 由下公式試算分度圓直徑，即乙=20Z2=77.4B =14°1? ?22?；1?(?(4-1)? ?試選？?= 1.6T1 =368.55 n?m選取齒寬系數為？?= 0.8區(qū)域系數？?=2.433 材料的彈性影響系數？?= 189.8 ?計算接觸疲勞強度重合度系數？狗確定公式中的各參數值。(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?)=?審丄=? 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) 由公式確定螺旋角系數，?= VCos?= vCos14 =0.98

14、5(8) 計算接觸疲勞許用應力?由文獻1圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 ?= 1350? ?乞 1350?計算應力循環(huán)次數：? = 60?= 60 X 962 X1 X 5 X300 X8 = 6.926 X 108? = “= 1.776 X108查文獻1圖10-23取接觸疲勞壽命系數 Khni=0.943、Khn2=0.98取失效概率為1%、安全系數S=1，得?1KHN1 ?1 0.943 X1350 = 1273.05 MPa? 1Khn2 ?2 0.98 X1350-?=1=1323 MPa取兩者最小值作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即? = ?刊1 = 1273

15、.1MPa(9)試算小齒輪分度圓直徑?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)調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度V。?=51.316 ?60 X1000=2.586 ?/?齒寬bob = ? ?= 40.053 ?2)計算實際載荷系數Kh 由文獻1表10-2查得使用系數Ka=1.5 根據v=2.856 m/s、8級精度、由文獻1圖10-8查得動載系 數 K

16、V=1.11o 齒輪的 圓周力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,查文獻1表 10-3 的齒間載荷分 配系數KHa=心 a =1.4 由文獻1表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐 非對稱配置時，Khb =1.29o則載荷系數為Kh=KKvKh«Khb=1.5X1.11 X1.4 X1.29=3.007(11)按實際載荷系數算得分度圓直徑?= ?匕 J = 51.316?X 工007 = 63.278 ?1.6及相應的齒輪模數m=d 1/Z 1=63.27

17、8/20=3.164 mmc)按齒輪彎曲疲勞強度設計。 由下公式試算齒輪模數，即3 2?cos2 ? ? F 了?( ?d )確定公式中的各參數值。(1) 試選?= 1.6。(2)1)?=計算彎曲疲勞強度的重合度系數?。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)可計算得彎曲疲勞強度的螺旋角系數？?。?= 1 -?14?120 ° = 1 - 1.270 X 120

18、° = °.8523)?計算?。jlK 量齒Zv2=Z 2/cos 2 ?=78/ cos14數 Zv1=Z1/cos2 ?=20/ cos14 ° =21.894° =85.查文獻1圖10-17,得齒形系數?1=2.75, ?2= 2.27，由圖10-18查得應力修正系數 ？?仟1.55, ?2=1.73由文獻1圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極修正后?=63.278 ?限分別為?=1 780?劭?2=2 780?*查圖10-22得彎曲疲勞壽命系數Kfn1=0.9、Kfn2=0.88 取彎曲疲勞安全系數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則，？221=匹_上5= 0.0085'?孫501.43?2 2.27 X 1.73=0.0057?刃2490.29取兩者較大值計算。即取? ?1?1=0.0085?d?i(3) 試算模數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) 調整齒輪模數1) 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度V。d1=m

20、1Z1/cosB =2.589x20/cos 14° =53.365 mm?v = “ ：ccc = 2.688 ?/?60 X1000 齒寬bob = ?= 50.622 ? 寬咼比b/h oH=(2ha*+c*)mt=(2X1+0.25) X.589=5.825b/h=8.692) 計算實際載何系數KF 根據v=2.688 m/s、8級精度、由文獻1圖10-8查得動載系 數 KV=1.07o 齒輪的圓周力 Ft1 =2T1/dt=2X368550/50.622 N=1.456X104 N, KAFt1/b=431.43 N/mm>100 N/mm,查文獻1表 10-3 的齒

21、間載 荷分配系數Kf尸1.4. 由文獻1表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐 非對稱配置時，Kfb =1.24 o則載荷系數 Kf= KKvKFaKF=1.24X1.4X1.5X1.07=2.7863) 按實際載荷系數算得分度圓直徑3 ?3 2.786?= ?<-? = 2.589 X V=3.115 ?1.6對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數3,115?> 2.589修正后m=3.115

22、mmd）幾何尺寸計算1）計算中心距（?+ ?）?a =2 cos ?圓整為a=160 mm2)按圓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并圓整為標準值 m=3.5 mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓 直徑di=63.278 mm，算出小齒輪齒數 乙=d icos B /m=17.54。取Zi=18，則大齒輪齒數 Z2=u Z 1=69.66，取 Z2=70。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足

23、 了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。15 ° 447.63) 計算分度圓直徑d1= m n 乙 / cos B =18 X 3.5/ cos15.741d2= m n Z2/ cos B =18 X 3.5/ cos15.7414) 計算齒輪寬度=65.45 mm =254.55 mma = 160 mm?= 15.741b = ?= 52.36 ?取 b1=55 mm,b 2=50 mme）圓整中心距的后的強度校核1）齒面接觸疲勞強度校核，按照前述做法分別查得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滿足齒面接觸疲勞強度條件。2）齒根彎曲疲勞強度校核，按照前述做法分別查得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滿足齒根彎曲疲勞強度條件，且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒 輪。f) 主要

26、設計結論齒數Z1=18 , Z2=70，模數 mn=3.5，壓力角a =20°，螺旋角B=15.741=15 2446 ，變位系數 x1=x 2=0，中心距 a=160 mm，齒寬b1=55 mm，b1=50 mm。大小齒輪材料均選擇20TiMnTi (滲碳后淬火)，齒輪按 8級精度設計。g) 結構設計齒輪結構詳見附件裝配圖及中間齒輪零件圖。2.低速級齒輪傳動設計a) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。(1) 低速級齒輪傳動選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20°。(2) 齒輪精度選為8級精度。(3) 材料選擇。小齒輪材料為20CrMnTi,硬度為62HRC大齒輪 材料為20

27、CrMnTi,硬度為55HRC熱處理均為滲碳后淬火， 為硬齒面齒輪。(4) 初選小齒輪齒數 乙=24,大齒輪齒數 乙=Z1*I低=77.52，取 Z2=7 8。(5) 初選螺旋角B =14°。b) 按齒輪接觸疲勞強度設計。 由下公式試算分度圓直徑，即3 2? ?+ 1 ? 2 1? ?v?()? - ? '( ?)確定公式中的各參數值。初選乙=24 乙=78B =14(1) 試選?= 1.6(2) =1362.69 n?m(3) 選取齒寬系數為?= 0.8(4) 區(qū)域系數？?=2.433(5) 材料的彈性影響系數?= 189.8 ?(6) 計算接觸疲勞強度重合度系數?= 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) 由公式確定螺旋角系數,?= vCos?= vCos14)=0.985(8) 計算接觸疲勞許用應力?刃由文獻1圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為?1 1355?乞 1355?計算應力循環(huán)次數：? = 60?= 60 x248.58 x 1 x5 x300 x 8 = 1.79 x108? = “= 5.54 x 107?查文獻1圖10-23取接觸疲勞壽命系數 KHN1=0.97 KHN2=

30、0.985 取失效概率為1%、安全系數S=1,得Khn1 ?1 0.97 x 1350?h=?=1= 1309.5 MPaKhn? ?2 0.985 x 1350? 1取兩者最小值作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即?= ?1 = 1309.5MPa?2 = ?= := 1329.75 MPa(9) 試算小齒輪分度圓直徑?/?(?)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) 調整小齒輪分度圓直徑1) 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度V

31、。?v =?- = 1.004?/?60 X 1000 齒寬bob = ? ?= 61.688 ?2) 計算實際載荷系數Kh 由文獻1表10-2查得使用系數Ka=1.5 根據v=1.004 m/s、8級精度、由文獻1圖10-8查得動載系 數 KV=1.03o 齒輪的圓周力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,查文獻1表 10-3 的齒間載荷分配系數如=KFa =1.4 由文獻1表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐 非對稱配置時，Khb =1.291 o則載荷系數為K

32、H=KKvKHaKH3=1.5X1.03X1.4 X1.291=2.79(11) 按實際載荷系數算得分度圓直徑3 "?3 2.79? = ?V；T = 77.11 X V= 92.81 ?1?1.6及相應的齒輪模數m=d 1/Z 1=63.278/20=3.867 mmc)按齒輪彎曲疲勞強度設計。由下公式試算齒輪模數，即3 2?cos2 ? ? ?'?* /?1?(旳)?> 77.11 ?修正后確定公式中的各參數值。(1)試選?= 1.6。?=?92.81?(2)1)計算彎曲疲勞強度的重合度系數?= 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 =詢42) 可計算得彎曲疲勞強度的螺旋角系數? = 1 -?1201.524 X14120=0.8223)計算?。?由當量齒數 Zv1=Zcos2 ?=24/ cos14 ° =2,.Z72=Z2/cos2 ?=78/cos14 ° =85.39查文獻1圖 10-17,得齒形系數?1= 2.63, ?2= 2.25,由圖10-18查得應力修正系數？?仟1.60, ?2= 1.74由文獻1圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的彎曲

34、疲勞極限分別為?5=1 780?=2 780?查圖10-22得彎曲疲勞壽命系數Kfn1=0.97、Kfn2=0.90則,取彎曲疲勞安全系數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取兩者較大值計算。即取2.25 X1.74501.43=0.007808?=?1?豹1=0.007808(3) 試算模數3 2?>cos2 ? ? ?& /?(芮)3 2 X1.6 X

35、1362690 X 0.684 X 0.822 Xcos2 14 °= /廠 X 0.0078080.8 X242=3.71?(4)調整齒輪模數1) 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度V。d1=m1ZcosB =3.71X24/cos 14 ° =89.04?v = “？二心=1.159 ?/?60 X1000 齒寬bob = ?= 71.23 ? 寬咼比b/h oh=(2ha* +c*)mt=(2X1+0.25) X.7仁8.3475b/h=8.532) 計算實際載荷系數Kf 根據v=1.159 m/s、8級精度、由文獻1圖10-8查得動載系 數 KV=1.05o 齒

36、輪的圓周力 Ft1=2T1/dt=2X/89.04 N=3.061X104 N, KAFt1/b=644.57 N/mm>100 N/mm,查文獻1表 10-3 的齒間載 荷分配系數Kf,=1.4. 由文獻1表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐 非對稱配置時，Kr =1.24 o則載荷系數 Kf= KaKvKf«Kf=1.5X1.05X1.4X1.24=2.7343) 按實際載荷系數算得分度圓直徑3 9?3 2.734?= 2.589 X =4.44 ?1.6對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m的大小主要取決于彎曲

37、 疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數4.44mm并圓整為標準值 m=4.5 mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓 直徑d1=92.81 mm，算出小齒輪齒數 Z1=d1COsB /m=20.01。取 Z1=20，則大齒輪齒數 Z2=u Z 1=64.6，取 Z2=65。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足 了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。d)幾何尺寸計算1)計算中心距?> 3.71 ?修正后?= 4 44 ?(?+ ?)? a =2 cos ?圓整為a=197 mm(20 + 65)

38、X 4.52 Xcos 14 °=197.1 mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角?= cos-1(? + ?)?=2? =cos-1(24 + 65) X 4.52 X197=13.878圓整后m=4.5 mmZ1 =20Z2=65=13 ° 540.8a = 197.1 mm3) 計算分度圓直徑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) 計算齒輪寬度b = ?= 74

39、.165?取 b1=75 mm,b 2=70 mme) 圓整中心距的后的強度校核1)齒面接觸疲勞強度校核，按照前述做法分別查得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滿足齒面接觸疲勞強度條件。2）齒根彎曲疲勞強度校核，按照前述做法分別查得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滿足齒根彎曲疲勞強度條件，且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒 輪。f) 主要設計結論齒數Z1=20 , Z2=65，模數 mn=4.5，壓力角a =20°，螺旋角B = 13.878 = 13 ° 540.8 ，變位系數 xi=x2=0，中心距 a=197 mm，齒寬 bi=75 mm，b1=70 mm。大小齒輪材料均選擇20TiMnTi (滲碳后淬火)，齒輪按 8級精度設計。g) 結構設計齒輪結構詳見附件裝配圖及中間

42、齒輪零件圖。3. 開式齒輪傳動設計a) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。(1) 開式齒輪傳動選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20。(2) 齒輪精度選為8級精度。(3) 材料選擇。小齒輪材料為20CrMnTi,硬度為62HRC大齒輪 材料為20CrMnTi,硬度為55HRC熱處理均為滲碳后淬火， 為硬齒面齒輪。(4) 初選小齒輪齒數 乙=24,大齒輪齒數 乙=乙*1開=122.88，取 乙=123。b) 按齒輪接觸疲勞強度設計。 由下公式試算分度圓直徑，即1?式巧? ?+1?如?？?孫？、2 ? ? ? ?(?)(4-1)確定公式中的各參數值。初選乙=24 乙=123(1) 試選?= 1.4(

43、2) T1 =4.12 X 伽?mm(3) 選取齒寬系數為?= 0.8(4) 區(qū)域系數?=2.55(5) 材料的彈性影響系數?= 189.8 ?(6) 計算接觸疲勞強度重合度系數？?。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) 計算接觸疲勞許用應力?由文獻1圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為?= 1355?P?=2 1350?計算應力循環(huán)次數：? = 60?= 60 X248.58 X1 X5 X 300 X8 = 1.541 X107?/?鄉(xiāng)?？ 1?2?2 ( ?)?(2.5 X 189.8 X0.8681471.5? = 1.081 X107?查文獻1圖10-23取接觸疲勞壽命系數Khn1=1.10、Khn2=1.09 取失效概率為1%、安全系數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取兩者最小值作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即? = ?2 = 1471.5 MPa(8)試算小齒輪分度圓直徑=120.748 ?(9)調整小齒輪分度圓直徑1) 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度V。齒寬bo?60 X1000=0.478 ?/?> 120.748 ?b = ? ?= 72.449 ?2) 計算實際載荷系數Kh 由文獻1表10-2查得使用系數Ka=1.5 根據v=0.478 m/s、8級精度、由文獻1圖10-8查得動載系 數 K/=1o 齒輪的

46、 圓周力 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,查文獻1表10-3的齒間載荷分配 系數Kh a = IK-a =1.2 由文獻1表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐 非對稱配置時，Khb =1.391 o則載荷系數為KH=KAKvKaKHB=1.5 X 1 X 1.2 X 1.391=2.5(10)按實際載荷系數算得分度圓直徑3 ?3 2 5?= ?MJ = 77.11 XV = 146.493 ?1?1.4及相應的齒輪模數m=d 1/Z 1=146.493 /

47、24=6.104 mmc) 按齒輪彎曲疲勞強度設計。 由下公式試算齒輪模數，即3 2? ?> V? “?()確定公式中的各參數值。(5) 試選?= 1.4o(6)1)計算彎曲疲勞強度的重合度系數0.75?= 0.25 + =0.25 + e?1.738?»0.75=0.6822)?計算?0修正后?=146.493 ?查文獻1圖 10-17,得齒形系數?1= 2.65, ?2= 2.2,由圖10-18查得應力修正系數？?尸1.58, ?2= 1.79由文獻1圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為？?污780?=2查圖10-22得彎曲疲勞壽命系數KFni=0.95、KFn2=0.97 取彎曲疲勞安全系數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_ _ _ .貝U，?=529.29= 0.00791?2 2.2 X 1.79 =0.007