機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計(蘭州交大版)

機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計（蘭州交大版）

系另U：

專業(yè):

學(xué)生姓名:

學(xué)號:

指導(dǎo)教師:

職稱:

目錄

第一部分設(shè)計任務(wù)書................................................4

第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案......................................5

第三部分電動機(jī)的選擇..............................................5

3.1電動機(jī)的選擇..............................................5

3.2確定傳動裝置的總傳動比與分配傳動比.......................6

第四部分計算傳動裝置的運動與動力參數(shù)..............................7

第五部分齒輪傳動的設(shè)計............................................9

5.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算...................................9

5.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算..................................16

第六部分開式齒輪傳動的設(shè)計.......................................23

第七部分傳動軸與傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計...........................27

7.1輸入軸的設(shè)計.............................................28

7.2中間軸的設(shè)計.............................................32

7.3輸出軸的設(shè)計.............................................38

第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算...................................44

8.1輸入軸鍵選擇與校核.......................................44

8.2中間軸鍵選擇與校核.......................................44

8.3輸出軸鍵選擇與校核.......................................44

第九部分軸承的選擇及校核計算.....................................45

9.1輸入軸的軸承計算與校核...................................45

9.2中間軸的軸承計算與校核....................................46

9.3輸出軸的軸承計算與校核....................................46

第十部分聯(lián)軸器的選擇.............................................47

10.1輸入軸處聯(lián)軸器..........................................48

10.2輸出軸處聯(lián)軸器...........................................49

第十一部分減速器的潤滑與密封.....................................49

11.1減速器的潤滑............................................49

11.2減速器的密封............................................50

第十二部分減速器附件及箱體要緊結(jié)構(gòu)尺寸............................51

設(shè)計小結(jié)..........................................................53

參考文獻(xiàn)..........................................................54

第一部分設(shè)計任務(wù)書

一、初始數(shù)據(jù)

設(shè)計展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F=15000N,V=0.26m/s,

D=450mm,設(shè)計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每

年工作天數(shù)：300天，三相交流電源，電壓380/220V。

二.設(shè)計步驟

1.傳動裝置總體設(shè)計方案

2.電動機(jī)的選擇

3.確定傳動裝置的總傳動比與分配傳動比

4.計算傳動裝置的運動與動力參數(shù)

5.齒輪的設(shè)計

6.開式齒輪的設(shè)計

7.軸的設(shè)計

8.滾動軸承與傳動軸的設(shè)計

9.鍵聯(lián)接設(shè)計

10.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計

11.潤滑密封設(shè)計

12.聯(lián)軸器設(shè)計

第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案

一.傳動方案特點

1.構(gòu)成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、開式齒輪與工作機(jī)構(gòu)成。

2.特點：齒輪相關(guān)于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大

的剛度。

3.確定傳動方案：選擇電動機(jī)-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器-開式齒輪傳動-

工作機(jī)。

二.計算傳動裝置總效率

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

中為聯(lián)軸器的效率,b為軸承的效率,中為齒輪傳動的效率,中為開式齒輪傳動的

效率，不為工作裝置的效率。

第三部分電動機(jī)的選擇

3.1電動機(jī)的選擇

圓周速度V：

v=0.26m/s

工作機(jī)的功率Pw：

FXV15000X0.26_，、…,,

Pw=1000=―1000—=3.9KW

電動機(jī)所需工作功率為:

pw3.9

P4有=麗=4.83KW

執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:

60X1000V_60X1000X0.26

11r/min

nXD=JTX450

經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，開式齒輪傳動的傳動比范圍為io=2~6,

二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8~40,則總傳動比合理范圍為ia=16~240,電動機(jī)

轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=iaXn=(16X240)X11=176~2640r/mino綜合考慮電動機(jī)

與傳動裝置的尺寸、重量、價格與減速器的傳動比，選定型號為Y132M2-6的三

相異步電動機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min,同步轉(zhuǎn)速1000r/min。

電動機(jī)要緊外形尺寸：

中心高外形尺寸地腳螺栓安地腳螺栓孔電動機(jī)軸伸鍵尺寸

裝尺寸直徑出段尺寸

HLXHDAXBKDXEFXG

132mm515X315216X17812mm38X8010X33

3.2確定傳動裝置的總傳動比與分配傳動比

(1)總傳動比:

由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n與工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比

為:

ia=nm/n=960/l1=87.27

(2)分配傳動裝置傳動比:

ia=ioxi

式中io,i]分別為開式齒輪傳動與減速器的傳動比。為使開式齒輪傳動外廓尺

寸不致過大，選取io=5,則減速器傳動比為:

i=ia/io=87.27/5=17.5

取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為：

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

則低速級的傳動比為：

.i17.5

123_il2_4.77_3167

第四部分計算傳動裝置的運動與動力參數(shù)

（1）各軸轉(zhuǎn)速：

輸入軸：ni=nm=960=960r/min

中間軸：nn=m/ii2=960/4.77=201.26r/min

輸出軸:nm=nn/i23=201.26/3.67=54.84r/min

小開式齒輪軸：niv=nm=54.84r/min

（2）各軸輸入功率：

輸入軸：Pi=PaXr|3=4.83X0.99=4.78KW

中間軸：Pu=PiX巾F2=4.78X0.99X0.97=4.59KW

輸出軸：Pm=PnXn1-n2=4.59X0.99X0.97=4.41KW

小開式齒輪軸:Piv=PmXr|i-T|2=4.41X0.99X0.99=4.32KW

則各軸的輸出功率：

輸入軸：Pi,=PiX0.99=4.73KW

中間軸：Pu=PIIX0.99=4.54KW

中間軸：Pm'=PinX0.99=4.37KW

小開式齒輪軸：Piv=PivX0.99=4.28KW

(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩：

輸入軸：Ti=TdXn

電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩：

pd4.83

Td=9550X—=9550X-Z777=48.05Nm

you

n

m

因此：

輸入軸：Ti=TdXr=48.05X0.99=47.57Nm

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

輸出軸：Tui=TuXi23X中X中=217.9X3.67X0.99X0.97=767.95Nm

小開式齒輪軸：Tiv=TinXr|iF2=767.95X0.99X0.99=752.67Nm

輸出轉(zhuǎn)矩為：

輸入軸：Ti'=TiX0.99=47.09Nm

中間軸：Tii=TIIX0.99=215.72Nm

輸出軸：Tin'=TinX0.99=760.27Nm

小開式齒輪軸：Tiv'=TIVX0.99=745.14Nm

第五部分齒輪傳動的設(shè)計

5.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算

1.選精度等級、材料及齒數(shù)

(1)選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)

質(zhì))，齒面硬度為240HBS。

(2)通常工作機(jī)器，選用8級精度。

(3)選小齒輪齒數(shù)zi=22,大齒輪齒數(shù)Z2=22X4.77=104.94,取Z2=105。

(4)初選螺旋角p=14°。

(5)壓力角a=20°o

2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計

(1)由式試算小齒輪分度圓直徑，即

(\

ZHZEZEZ。2

啪)

1)確定公式中的各參數(shù)值。

①試選載荷系數(shù)KHI=1.6o

②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

Ti=47.57N/m

③選取齒寬系數(shù)6d=1。

④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.44o

⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2o

⑥計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Ze。

端面壓力角:

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

軸向重合度:

sp=巾dZitanp/n=1X22Xtan(14°)/n=1.746

重合度系數(shù):

4-1.647,、1.746

-^—(1-1.746)+-^=0.689

⑦由式可得螺旋角系數(shù)

Zp='cosB=2cos14=0.985

⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[OH]

查得小齒輪與大齒輪的接觸疲勞極限分別為bHiin”=600MPa、OHiim2=550MPao

計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):

9

小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):Ni=60nkth=60X960X1X10X300X2X8=2.76X10

98

大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N)/u=2.76X10/4.77=5.8X10

查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHNI=0.87、KHN2=0.9o

取失效概率為1%,安全系數(shù)S=l,得：

取[OH]I與[OH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即

[QH]=[CH]2=495MPa

2）試算小齒輪分度圓直徑

7

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

---------：--------X———X

495)

=42.028mm

（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑

1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備

①圓周速度v

叫口_1TX45.039X960

60X1000=~"60X1000

②齒寬b

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

2）計算實際載荷系數(shù)KH

①由表查得使用系數(shù)KA=1.25。

②根據(jù)v=2.11m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)Kv=1.12。

③齒輪的圓周力

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

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

查表得齒間載荷分配系數(shù)KH?=1.40

④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHp=1.451o

則載荷系數(shù)為：

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

3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑

3/2.844

42.028Xv-rr=50.911mm

及相應(yīng)的齒輪模數(shù)

mn=dicosp/zi=50.911Xcosl4°/22=2.245mm

模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm。

3.幾何尺寸計算

(1)計算中心距

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

a=2COSB=2Xcosl4。=130.884mm

中心距圓整為a=130mm。

（2）按圓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）計算大、小齒輪的分度圓直徑

22X2

di■=45.039mm

cosBcosl2.339°

2n105X2

d?=214.96mm

cosBcos12.339°

（4）計算齒輪寬度

b=OdXdi：=1X45.039二=45.039mm

取b2=46mm、bi=51mmo

4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

(1)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件

2KTYYYYcos2p

FlFaSa￡3

OF=7^W[OF]

1)確定公式中各參數(shù)值

①計算當(dāng)量齒數(shù)

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

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

②計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye

基圓螺旋角：

0

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

當(dāng)量齒輪重合度：

Eav=Ea/cos2pb=1.647/cos211.576°=1.716

軸面重合度：

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

重合度系數(shù):

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

③計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yp

R12.339

Yp==1-L532義[一=0.842

④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù)

YFal=2.66YFa2=2.17

Ysai=1.59Ysa2=1.83

⑤計算實際載荷系數(shù)KF

由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa=1.4

根據(jù)KHP=L451,結(jié)合b/h=10.22查圖得KFO=1.421

則載荷系數(shù)為

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

⑥計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[OF]

查得小齒輪與大齒輪的彎曲疲勞極限分別為OFIiml=500MPa、OFlim2380MPa0

由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNI=0.83、KFN2=0.85

取安全系數(shù)S=1.4,得

K

FN1°Fliml0.83X500

CF]I=§—-=296.43MPa

K

FN20Flim20.85X380

[OF]2=§—j-^—=230.71MPa

2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(guān)

OF2=3-2

*dmnzl

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

=32

1X2X22

=150.022MPaW[OF]2

齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。

5.要緊設(shè)計結(jié)論

齒數(shù)zi=22、Z2=105,模數(shù)m=2mm,壓力角a=20°,螺旋角p=12,339°

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

6.齒輪參數(shù)總結(jié)與計算

代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪

模數(shù)m2mm2mm

齒數(shù)z22105

螺旋角B左12°20'20"右12°20'20"

齒寬b51mm46mm

分度圓直徑d45.039mm214.96mm

齒頂高系數(shù)ha1.01.0

頂隙系數(shù)c0.250.25

齒頂高h(yuǎn)amXha2mm2mm

齒根高h(yuǎn)fmX(ha+c)2.5mm2.5mm

全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm

齒頂圓直徑dad+2Xha49.039mm218.96mm

齒根圓直徑dfd-2Xhf40.039mm209.96mm

5.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算

1.選精度等級、材料及齒數(shù)

(1)選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼

(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為240HBS。

(2)通常工作機(jī)器，選用8級精度。

(3)選小齒輪齒數(shù)Z3=23,大齒輪齒數(shù)Z4=23X3.67=84.41,取Z4=84。

(4)初選螺旋角13°。

(5)壓力角a=20°o

2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計

(1)由式試算小齒輪分度圓直徑，即

T

2KH口tT02u±.liHE8B2

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

▼dI^H1>

1)確定公式中的各參數(shù)值。

①試選載荷系數(shù)KH(=1.6o

②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

T2=217.9N/m

③選取齒寬系數(shù)6d=1。

④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45o

⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa,/2o

⑥計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z‘。

端面壓力角：

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

軸向重合度:

sp=$dZ3tanp/n=lX23Xtan(13°”=1.69

重合度系數(shù):

4-1.651、1.69

-^—(z17.69)+7宙=0.695

⑦由式可得螺旋角系數(shù)

Zp=A/COSP=2cos13=0.987

⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[OH]

查得小齒輪與大齒輪的接觸疲勞極限分別為CTHiimi=600MPa、OHiim2=550MPao

計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):

8

小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60nkth=60X201.26X1X10X300X2X8=5.8X10

88

大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4=60nkth=N1/U=5.8X10/3.67=1.58X10

查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHNI=0.9、KHN2=0.92o

取失效概率為1%,安全系數(shù)S=l,得：

K

HN1°Hliml0.9X600

=540MPa

[OH]I一S

K

HN20Hlim20.92X550

[OH]2:一]=506MPa

取[OH]I與[OH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即

[OH]=[OH]2=506MPa

2）試算小齒輪分度圓直徑

d

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

\1*3,67*[506)

-70.647mm

（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑

1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備

①圓周速度v

1tdit9_nX70.935X201.26

60X1000=60X1000=0.74m/s

②齒寬b

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

2）計算實際載荷系數(shù)KH

①由表查得使用系數(shù)KA=1.25。

②根據(jù)V=0.74m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)Kv=1.05。

③齒輪的圓周力

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

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

查表得齒間載荷分配系數(shù)KH?=1.4o

④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHp=1.46o

則載荷系數(shù)為:

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

3)可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑

3僅683

70.647X=83.932mm

及相應(yīng)的齒輪模數(shù)

mn二dicosp/z3=83.932Xcosl3°/23=3.556mm

模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm。

3.幾何尺寸計算

(1)計算中心距

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

=164.717mm

2cosB—2Xcosl3°

中心距圓整為a=165mm。

(2)按圓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)計算大、小齒輪的分度圓直徑

23X3

di:=70.935mm

cosB-cosl3.419°

z^n84X3

d2==259.066mm

cosB"cosl3.419°

(4)計算齒輪寬度

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

取b2=71mm、bi=76mmo

4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

(1)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件

2

2KFT2YFaYSaYeYpcosP

OF=^2W[OF]

1)確定公式中各參數(shù)值

①計算當(dāng)量齒數(shù)

33

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

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

②計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye

基圓螺旋角：

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

當(dāng)量齒輪重合度：

22

Sav=Ea/cospb=1.65l/cos12.599°=1.733

軸面重合度:

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

重合度系數(shù):

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

③計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y。

R13419

Yp=1-印曲=1-1.747X--20-=0.805

④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù)

YFal=2.63YFa2=2.21

Ysal=1.6Ysa2=1.8

⑤計算實際載荷系數(shù)KF

由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF?=1.4

根據(jù)KHP=1.46,結(jié)合b/h=10.52查圖得KFp=1.43

則載荷系數(shù)為

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

⑥計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[BF]

查得小齒輪與大齒輪的彎曲疲勞極限分別為CTFiimi=500MPa,OFiim2=380MPao

由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNI=0.85、KFN2=0.88

取安全系數(shù)S=1.4,得

K

FN1°Fliml0.85X500

6F]I==303.57MPa

S1.4

K

FN20Flim20.88X380

[HF]2==238.86MPa

S1.4

2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核

2

2KFT2YFaYSaY￡Y3coSP

6"=32

“產(chǎn)/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

齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。

5.要緊設(shè)計結(jié)論

齒數(shù)Z3=23、Z4=84,模數(shù)m=3mm,壓力角a=20°,螺旋角P=13.419°

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

6.齒輪參數(shù)總結(jié)與計算

代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪

模數(shù)m3mm3mm

齒數(shù)z2384

螺旋角B左13°25'8"右13°25'8"

齒寬b76mm71mm

分度圓直徑d70.935mm259.066mm

齒頂高系數(shù)ha1.01.0

頂隙系數(shù)c0.250.25

齒頂高h(yuǎn)amXha3mm3mm

齒根高h(yuǎn)fmX(ha+c)3.75mm3.75mm

全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm

齒頂圓直徑dad+2Xha76.935mm265.066mm

齒根圓直徑dfd-2Xhf63.435mm251.566mm

第六部分開式齒輪傳動的設(shè)計

1.選精度等級、材料及齒數(shù)

(1)材料選擇。由表選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度280HBS,大齒

輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為240HBS。

(2)通常工作機(jī)器，選用8級精度。

(3)選小齒輪齒數(shù)zi=22,大齒輪齒數(shù)Z2=22X5=110,取Z2=109。

(4)初選螺旋角p=

(5)壓力角a=20°o

2.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計

(1)由式試算齒輪模數(shù)，即

1)確定公式中的各參數(shù)值。

①試選載荷系數(shù)KF(=1.6o

②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

T4=752.67N/m

③選取齒寬系數(shù)6d=1。

④計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Y,。

端面壓力角：

=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

軸向重合度：

sp=6dzitanp/“=1X22Xtan(°)/“=0

基圓螺旋角：

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

當(dāng)量齒輪重合度：

￡av=￡a/cos2Pb=1.723/cos20°=1.723

重合度系數(shù)：

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

⑤計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yp

p

Yp=l-Ep120=1-0X—=1

⑥計算當(dāng)量齒數(shù)

Zvi=Zi/cos3p=22/cos3=22

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

⑦由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù)

YFal=2.69YFa2=2.17

Ysal=1.58Ysa2=1.83

⑧計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[BF]

查得小齒輪與大齒輪的彎曲疲勞極限分別為bFiimi=500MPa、OFiim2=380MPa。

計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：

小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60X54.84X1X10X300X2X8=1.58X108

87

大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=Ni/u=1.58X10/5=3.16X10

由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNI=0.88、KFN2=0.91

取安全系數(shù)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

由于大齒輪的譚Fa希Sa大于小齒輪,因此取

VYYY

FaSa_Fa2Sa2

=0.0161

[oF][oF]2

2）試算齒輪模數(shù)

m上

nt

3，2X1000XL6X752.67X0.685X1Xcos2。

X0.0161=3.8mm

\l1X222

（2）調(diào)整齒輪模數(shù)

1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備

①圓周速度v

di=mntZi/cosp=3.8X22/cos°=83.6mm

ndlnlnX83.6X54.84…，

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

②齒寬b

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

③齒高h(yuǎn)及寬高比b/h

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

b/h=83.6/8.55=9.78

2）計算實際載荷系數(shù)KF

①由表查得使用系數(shù)KA=1.25。

②根據(jù)v=0.24m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)Kv=1.02。

③齒輪的圓周力

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

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

查表得齒間載荷分配系數(shù)Kra=1.4o

④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHP=1.17L結(jié)

合b/h=9.78查圖，得KFB=L141。

則載荷系數(shù)為：

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

3)可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)

3/2.037

3.8X=4.119mm

模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=4.5mm。

3.幾何尺寸計算

(1)計算中心距

⑵+z2)mn(22+109)X4.5_

a-2cosB2Xcos°=294.75mm

中心距圓整為a=1.58mm。

(2)按圓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)計算大、小齒輪的分度圓直徑

22X4.5

，-cosB-八。-99mm

cosO

z2mn109X4.5

d2=cosP=八。-490.5mm

cosO

(4)計算齒輪寬度

b=bdXd]=1X99=99mm

取b2=99mm、bi=104mmo

4.要緊設(shè)計結(jié)論

齒數(shù)zi=22、Z2=109,模數(shù)m=4.5mm,壓力角a=20°,螺旋角p=0°=

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

6.齒輪參數(shù)總結(jié)與計算

代號名稱計算公式低速級小齒