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Harbin Instituteof Technology机僦双计徐程设计说明书二级齿轮装速器院系:机械制造及其巨动化班级:XX08103姓名:XXX1XX08103XX学号:指导教师:日期©哈尔滨工业大学目录
一、传动装置的总体设计2
（一）设计题目
3.设计数据及要求
13.传动装置简图23〔二〕选择电动机
3.选择电动机的类型
13.选择电动机的容量
23.确定电动机转速33〔三〕、计算传动装置的总传动比3总传动比就为:L3分配传动比
2.3〔四〕计算传动装置各轴的运动和动力参数错误!未定义书签,各轴的转速13各轴的输入功率
2.4各轴的输出转矩
3.4二.传动零件的设计计算4小
61.
818351715.740°
1403.5大
218.1823060〔三〕验证两个大齿轮润滑的合理性两个大齿轮直径分别为备=
159.0加荏，d4=
218.2mm浸油深度不能过深也不能过浅,通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于lOnrni,小于三个全齿高斜齿轮4的全齿高h=ha+hf=+加（凡才+c；）=76mm,即三个全齿高
22.8mni由图，验证可以知道，两个齿轮无法同时满足浸油条件，那么加带油轮转速n/r/min轴名功率kW转矩T/N•mm传动比i电机轴
2.
422.46xlO49601效率n
0.99〔四〕根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数I轴
2.
402.44xlO
49603.
880.95II轴
2.
281.02xl
05213.0m轴
2.
173.01xl
05683.
530.95卷筒轴
2.
102.92xlO
56810.97三.轴的设计计算（-）高速轴（即轴I）的设计计算
1.轴的根本参数一I轴作用在齿轮上的力
2.选择轴的材料考虑结构尺寸可能出现的特殊要求〔一号小齿轮4=40mm,其材料40Cr外表淬火那么有可能需要使用齿轮轴〕传递力矩及高转速，选用40Cr材料外表淬火，以获得良好的综合机械性能
3.初算轴径按弯扭强度计算考虑到轴上键槽适当增加轴直径，d=
13.06x
1.05=
13.71mm omin式中C——由许用扭转剪应力确定的系数由参考文献［1］表
9.4中查得C值,40Cr为106〜97考虑扭矩大于弯矩，取小值097P——轴传递的功率（单位kW）n——轴的转速
4.轴承部件的结构设计⑴轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定由此所设计的轴承部件的结构形式如图输出轴的草图1所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计⑵联轴器及轴端1上述所求的的dnin=
13.71mm,就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器的设计同时进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器查表
12.1参考文献
[1]可取K=
1.5,那么计算转矩T,=K=
1.5x
2.44x104=
36.6N其中型号为LT6的联轴器系列公称转矩满足，但是直径过大，故可定制直径为16nlm的LT6联轴器，记作LT616X55GB/T50145=16mm3轴段2在确定轴段2的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面但考虑齿轮线速度u=万皿/60x1000=
2.064/71/52ml s,即轴承可通过齿轮甩油进行润滑,那么可不需要密封环装置联轴器的右端轴肩固定，由图
9.8中的公式计算得轴肩高度/z=
0.
981.4m加，但考虑固定原因，那么可取h=2mm,那么轴段2直径由=20mm4轴段3和轴段7考虑使用斜齿轮齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承考虑轴径及安装，暂取7204C,查得d=20mm,D=47mm,B=14mm故取轴段3的直径为%=25mm5轴段6由图
9.8中的公式计算得,轴段6的轴肩应为
0.07~
0.1x20=L4~2mm初取轴肩2mm,那么初算可取直径为29mm.6轴段4轴段4的轴肩也为
0.07段1X20=
1.4〜2mm轴肩取2mm，那么直径为24mll1但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知e
2.5m=
6.25mm,那么齿轮结构形式必须选取齿轮轴形式，那么知不需要图中的轴端5的轴肩定位⑺轴段长度轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定
5.轴上键校核设计输入轴只有轴段1上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段1上键长大于所需最短工作长度即可连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得_2T-]r卬]=100UQMPa,^L[a]=U0MPao需满足1方工口〃」P其中由轴的直径16mm,可取键的尺寸bXh=5X5mmo2T2x
2.44xl047ro那么可解得出前=110x14x5/2=1Z68mm其连接的联轴器处长为55mm,那么键可选长度为45mm
06.轴的强度校核11画轴的受力简图12计算支承反力在水平面上在垂直平面上轴承I的总支承反力轴承II的总支承反力[3画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧a-a剖面右侧在垂直平面上，弯矩为合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧4画转矩图
5.校核轴的强度a-a剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面兀片乃x283cle3W=--------=---------mm=2155mm由表
9.6查得，抗弯截面模量为3232mm=4310mmWT=---------=--------------抗扭截面模量为1616弯曲应力扭剪应力由表
9.3可以查得8=750MPa,b.】=350MPa,j=200MPa；材料的等效系数中『
0.3,=
0.15由表
9.10查得Kb=L67,Kr=
1.
44.绝对尺寸系数，由表
9.12查得益=73,=
0.78轴磨削加工时的外表质量系数，由表
9.9查得,=920由此，平安系数计算如下由表
9.13查得许用平安系数同二13L5,S＞网，故平安
7.校核轴承寿命由表
12.3参考文献2查得7205c轴承的G=165OON.CO=1O5OON1计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为比拟两轴承的受力，因尸”＞后2及R”冗2,故只需校核轴承I2计算当量动载荷由Fa\/Co=
541.61A^/10500=
0.050,由表io.13查得e=0・38o因为及/M=54L61/
648.41=O834〉e,所以查表插值可得X=
0.45,7=
1.40o当量动载荷为3校核轴承寿命轴承在100℃以下工作，由表
10.10查得户=1微振，由表
10.11查得力=15轴承I的寿命为减速器使用4年两班，那么预期寿命为LhLh,故轴承寿命充裕二中间轴即轴H的设计计算
1.轴的根本参数一n轴计算得作用在齿轮上的力
2.选择轴的材料选用45号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能
3.初算轴径按弯扭强度计算考虑到轴上键槽适当增加轴直径，
4.=
20.02X
1.05=
21.02加利式中C——由许用扭转剪应力确定的系数由参考文献［1］表
9.4中查得C值，45号钢的值为118〜106考虑扭矩大于弯矩，取小值C=106oP2——轴II传递的功率［单位kWn-----轴II的转速
4.轴承部件的结构设计⑴轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定由此所设计的轴承部件的结构形式如图中间轴的草图1所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计⑵轴段1初选角接触球轴承7206c，查得d=30mm,D=62mm,B=16mm故取轴段1的直径为d\=30mmo3轴段2与轴段4由图
9.8中的公式计算得,轴段2的轴肩应为〔
0.07~
0.1x25=
1.75〜
2.5mm初取轴肩
2.5mm,那么初算可得直径为由=35mm考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为
61.8mm,其中键的尺寸为bXh=8X7mm,那么e=
61.8/2-
17.5-
3.3=
10.lmni
2.5Xm=
8.75mm,所以不需要做成齿轮轴,可方便拆卸齿轮与轴分开设计⑷轴段3轴段3的轴肩也为
0.07~
0.1x25=
1.75〜
2.5mm,轴肩取
2.5mm,那么直径为40mll1⑸轴段长度轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离综合草图进行确定
5.轴上键校核中间轴轴段2与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得2T——=100MPa^[cr]=nOMPa需满足:y P—Op[CPP qdkl~9其中由轴的直径35mm,可取键的尺寸bXh=10X8mni2T2_2xl,02xlQ5z=\
3.96mm一斯一120x30x8/2那么可解得:查表得平安工作的最小键长为14mmo此轴上两个键槽处为两个齿轮
2、3号齿轮，其中2号〔高速轴上的大齿轮齿宽为25nlm,3号齿轮〔低速轴上的小齿轮齿宽为35nmi那么
2、3齿轮的齿宽符合，取2号齿轮处键长20mm,取3号齿轮键长取28111n
16.轴的受力分析⑴画轴的受力简图中间轴受力4=
3301.ON,£=
1248.3N,F=
930.4Na⑵计算支承反力在水平面上在垂直平面上轴承III的总支承反力轴承IV的总支承反力[3画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧a-a剖面右侧b-b剖面左侧b-b剖面右侧在垂直平面上，弯矩为合成弯矩，a-a剖面右侧b-b剖面左侧4画转矩图
5.校核轴的强度a-a剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面由表
9.6查得，抗弯截面模量为同理，可得抗扭截面模量为弯曲应力扭剪应力由表
9.3可以查得6=650MRZQ—i=300MPa,i=155MRz；材料的等效系数平片
0.2,Tr=
0.1o由表
9.10查得七=
1.825,=
1.625绝对尺寸系数，由表
9.12查得=
0.8,=
0.76轴磨削加工时的外表质量系数，由表
9.9查得尸=
0.92由此，平安系数计算如下由表
9.13查得许用平安系数［S］=L
31.5,显然S［S］故a-a剖面平安
97.校核轴承寿命由表
12.3查得7206C轴承的Cr=23OOON,Co=15000N□
（1）计算轴承的轴向力轴承I、n内部轴向力分别为比拟两轴承的受力，因尸力62及冗1兄2,故只需校核轴承I
（2）计算当量动载荷由儿/Co=
662.5/15OOO=O.O44,由表
10.13查得e=
0.41因为居/因=
662.5/
1248.3=
0.53e,所以X=
0.44,7=
1.40o当量动载荷为
（3）校核轴承寿命轴承在100以下工作，由表
10.10查得力=1中等冲击，由表
10.11查得力=
1.8轴承I的寿命为减速器使用4年两班，那么预期寿命为LhLh,故轴承寿命充裕
（三）输出轴（即轴III）的设计计算
1.轴的根本参数一HI轴那么经过计算可得作用在齿轮上的力
2.选择轴的材料考虑使用45号钢的时候轴可能会比拟粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，应选用40Cr,热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能
3.初算轴径按弯扭强度计算考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dmm=
23.0x
1.03=
31.62相机式中C——由许用扭转剪应力确定的系数由参考文献［1］表
9.4中查得C值，45号钢的值为118〜106考虑扭矩大于弯矩，取小值C=106oP2——轴H传递的功率［单位kW）n——轴II的转速
4.轴承部件的结构设计⑴轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定由此所设计的轴承部件的结构形式如图中间轴的草图1所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端7开始设计⑵轴段7及联轴器轴段7的直径，需要考虑到上述所求的ckin=3L62mm及轴段1上安装联轴器，因此与联轴器的设计同时进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器查表
12.1（参考文献［1］）可取K=
1.5,那么计算转矩Te=K T3=
1.5x
3.01xIO5=45L5N先其中型号为LT7的弹性套柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，那么定制直径为32mm的联轴器，型号记作LT732X70GB/T50143轴段6考虑联轴器的轴向固定，轴段6直径孔=38mm o4轴段5和轴段1考虑使用斜齿轮，齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承轴段5需要考虑轴承直径及安装，查表
12.2参考文献［2］角接触轴承，暂取7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mmo一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段5和轴段1的直径为d5=di=40mm5轴段2和轴段4由图
9.8中的公式计算得，轴段6的轴肩应为/z=
2.
84.0加加初取轴肩h=
3.0mm,那么初算可得直径为46mnb轴段2处用以安装低速轴大齿轮-齿轮4,轴段4处为方便定位dz=d，=46mm6轴段4轴段4的轴肩也为/z=
3.
224.6m/n轴肩取4mm,那么直径为54mm0⑺轴段长度轴段长度可综合草图进行设计
5.轴上键校核中间轴轴段7与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得_2Tr=1120MPa取［词=11知玲需满足6=茄＜叵⑴轴段4与大齿轮连接处的键其中轴段4的直径50nini,可取键的尺寸bXh=14X9mm八2n2x
3.01xl05一/〉-------------------------------54IYYIYYI那么可解得一bpdk110x25x8/2查表取键长为56mmo
6.轴的强度校核⑴画轴的受力简图输出轴的受力画出轴的受力简图首先，确定轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表
20.6-
7.对于7208c型的角接触球轴承，因此，做为简支梁的轴的支承跨距.经计算得Ll=
102.5mm,L2=78mm,L3=
47.5mm□⑵计算支反力〔取向上为垂直正方向，向前为水平正方向水平面上垂直平面上轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力⑶画弯矩图在水平面上a-a剖面左侧，a-a剖面右侧在垂直面上合成弯矩a-a剖面左侧a-a剖面右侧⑷画转矩图⑸校核轴的强度由弯矩图可知，a-a截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面由参考文献［l］P205页附表
10.1抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力由参考文献［1］P192页表
10.1和P201页表
10.4得，45号钢调质处理，=650Mpae_［=3OOMpa,r_j=155Mpa由参考文献［1］表
10.1查得材料的等效系数%二0・2,”以键槽引起的应力集中系数，由附表
10.4查得长”1・825应=
1.6251插值法绝对尺寸系数，由参考文献［1］附图
10.1查得蜃二°,=°・76300=
13.
891.825x
8.71+以x
00.92x
0.8轴磨削加工时的外表质量系数，由参考文献［1］附图
10.2查得1=・8~
3.2,/=
0.92平安系数所以a-a剖面是平安的，强度满足要求
7.校核轴承寿命由表
12.3参考文献2查得7208c轴承的C=368OON,CO=258OON1计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为比拟两轴承的受力，因6162及乙I〉氏2,故只需校核轴承I⑵计算当量动载荷Ki/Co=
695.377V/25800=
0.027,由表
10.13查得e=
0.37因为儿/H=
695.37N/
1043.3=
0.667e,所以查表插值可得X=
0.45,丫=
1.4°当量动载荷为⑶校核轴承寿命轴承在100以下工作，由表
10.10查得力=1微振，由表
10.11查得力=1・5轴承I的寿命为减速器使用3年两班，那么预期寿命为LhLh,故轴承寿命充裕
8.环境清洁，且线速度小于4m/s,应选用毛毡圈密封四整体结构的的最初设计
1.轴承的选择根据之前轴的结构计算设计，可知三个轴选择的轴承分别为轴承型号D/mm D/mm B/mm输入轴7204C204714中间轴7205C255215输出轴7207C
3572172.轴承润滑方式及密封方式齿轮1线速度与齿轮2的线速度相等，即vi=7ind60x1000=
2.064，%/s2mIs,V2=1/但是考虑此处线速度并不是很大，而且减速器的尺寸比拟大，有六个轴承，综合考虑采用脂润滑，需要挡油环工作环境清洁，密封方式暂采用毛毡圈
3.确定轴承端盖的结构形式为方便固定轴承、实现较好的密封性能以及调整轴承间隙并承受轴向力的作用，初步选用凸缘式轴承端盖
4.确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及本钱问题，机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造其机体结构尺寸初选如下表名称符号尺寸mm机座壁厚88机盖壁厚5\8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b\12机座底凸缘厚度P20地脚螺栓直径df16地脚螺栓数目n6轴承旁连接螺栓直径d\12机盖与机座连接螺栓直径di10连接螺栓力的间距I轴承端盖螺钉直径ch8窥视孔盖螺钉直径ch6定位销直径d10C\
22、
18、16dfd\2至外机壁距离
4、办至凸缘边缘距离C
216、14轴承旁凸台半径R1c2凸台高度h外机壁至轴承座端面距离39内机壁至轴承座端面距离h47大齿轮顶圆与内机壁距离10Ai齿轮端面与内机壁距离8A2机盖、机座肋厚m\、m mi=8m=8轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e8s轴承旁连接螺栓距离四.设计参考文献:
[1].机械设计？吟东滨工业大学出版社家宝玉主编
[2].机械设计课程设计？哈东滨工业大学出收社家宝玉主编
[3].机械设计大作业指导书？哈东滨工业大学出版社【4】.机械精度设计根底？科学出版社孙玉芹袁夫彩主编〔一〕、高速齿轮传动4选择材料、热处理方式及精度等级
1.4初步计算传动主要尺寸
2.5计算传动尺寸
3.6〔二〕、低速速齿轮传动〔二级传动〕7选择材料、热处理方式及精度等级
1.7初步计算传动主要尺寸
2.7计算传动尺寸
3.8〔三〕验证两个大齿轮润滑的合理性10〔四〕根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数10三.轴的设计计算10
（一）高速轴（即轴I）的设计计算10轴的根本参数一轴L I
10.选择轴的材料210,初算轴径
310.轴承部件的结构设计
410.轴上键校核设计511轴的强度校核
6.11校核轴承寿命
7.12
（二）中间轴（即轴H）的设计计算13轴的根本参数一轴L II
13.选择轴的材料813,初算轴径913轴承部件的结构设计
1013.轴上键校核1113轴的受力分析
1214.校核轴承寿命1315
（三）输出轴（即轴III）的设计计算15轴的根本参数一轴
1.in15,选择轴的材料
215.初算轴径315轴承部件的结构设计
4.
15.轴上键校核516轴的强度校核
6.16校核轴承寿命错误!未定义书签
7.
（四）整体结构的的最初设计
18.轴承的选择118轴承润滑方式及密封方式
2.18确定轴承端盖的结构形式
3.
18.确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸418Ui.设计参考文献19
一、传动装置的总体设计一设计题目课程设计题目为带式运输机传送装置
1.设计数据及要求设计的原始数据要求F=2200N；d=250mm；v=
0.9m/s机器年产量大批；机器工作环境清洁；机器载荷特性微振；机器最短工作年限四年2班
2.传动装置简图〔二〕选择电动机
1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机全封闭自扇冷式结构，电压为380Vo
2.选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为式中外少、、牛分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率由表取7/
39.1〃1=
0.
99、
0.
98、
0.
97、
0.96那么:〃2=〃3=4=所以电动机所需要的工作功率为
3.确定电动机转速按表
9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比；=840,而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为nd=i riw=840x69=5502750r/min符合这一范围的同步转速有750r/min1000r/min.1500r/min三种综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，另需要其中电机工作所需工作功率PedPd.根据电动机类型、容量和转速，由本书的表
14.1或有关手册选定电动机型号为Yll2M-6其主要性起动转矩最大转矩电动机型号额定功率/kW满载转速/r/min额定转矩额定转矩能如下表Y132S-
63.
09602.
02.0电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下:型号FXGDH AB CD EG K8X7Y112M-61121901407028602412项b blb2h AABB HALI2451901152655018015400〔三〕、计算传动装置的总传动比
1.总传动比iz为
2.分配传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取
21.4次，故:〔四〕计算传动装置各轴的运动和动力参数
1.各轴的转速I轴n\-nm=960r/minII轴〃产生=96=
213.0r Iminix
4.37III轴.ii=巴=
213.0=
67.56〃/min p68r/minin
3.15卷筒轴riw=rim=68r/min
2.各轴的输入功率I*由Pdxr/、=
2.42x
0.99=
2.40WII轴Pn=Pi772773=
2.40x
0.98x
0.97=
2.28kWin轴PnFPn772773=
2.28X
0.98X
0.97=
2.17kW卷筒轴P卷二山〃2〃尸
2.17x
0.98x
0.99=
2.10kW
3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩乃为所以［轴T产Tdx〃尸
2.46x104N^mmx
0.99=
2.44x104N^mmII轴力尸T17727731i=
2.44x104N^mmx
0.98x
0.97x
4.36=
1.02x105N・mmIII轴TUFTII7273/11=
1.02x105N・mmx
0.98x
0.97x
3.12=
3.01xl05N卷筒轴T卷二7山牛〃尸
3.01X105・m”
0.98X0・99=
2.92xlO5N^mm将上述计算结果汇总于下表得转速n/r/min轴名功率kW转矩T/N•mm传动比i效率n电机轴
2.
422.46xlO
496010.99I轴
2.
402.44xlO
49604.
40.95II轴
2.
281.02xl
05213.0in轴
2.
173.01xl
05683.
150.95卷筒轴
2.
102.92xlO
56810.97二.传动零件的设计计算〔一〕、高速齿轮传动
1.选择材料、热处理方式及精度等级考虑到此考虑到卷筒机传递功率约3k肌且该齿轮传动为闭式传动故大、小齿轮均选用40Cr,外表淬火，由表
6.2（参考文献【1】）得到齿面硬度为48〜55HRC,选用7级精度
2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸由式（
6.25）,即式中各参数为1）小齿轮传递的扭矩2）初选z尸16（,根据屡次设计计算知道此值不会根切，后面予以说明计算校验，最小根切齿数2讪=
15.94）那么Z2=4x4=16x
4.38=
70.08,考虑中心距及减速器的结构尺寸问题,选取Z2=62,那么4=62/16=
3.883）初选K,=
1.34）初选螺旋角〃=13°,由式（
6.1）得端面重合度那么查图
6.22查得重合度系数匕=
0.735）硬齿面非对称布置，按表
6.6选取由=
0.66）由式（
6.2）,轴面重合度由图
6.28查得螺旋角系数5=
0.937）齿形系数YF和应力修正系数丫$当量齿数由（参考文献⑴）图
6.20查得峪=
2.88,%=
2.25由（参考文献⑴）图
6.21查得峪=
1.54,4=
1.75（均由插值得到〕8）许用弯曲应力可由（参考文献［1］）式
6.29,即［可广嗖也算得由图
8.29h查得接触疲劳极限应力cr==360M7%Flinil由表
8.7查得平安系数=
1.25小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为由图
8.32查得寿命系数=
1.0故需用弯曲应力所以那么，初算模数町”
3.计算传动尺寸1计算载荷系数K由表
6.3查得使用系数储=
1.25〔微振由图
6.7查得动载系数K-=
1.14由图
6.12查得齿向载荷分布系数=
1.08由图
6.7查得齿间载荷分布系数K=
1.4那么K=KM，,KaK4=
1.722对加加进行修正，并圆整为标准模数圆整后取以=
2.5mm3计算传动尺寸、口匚m,7z,+z
2.5x16+621八八八,中心距a=—————=------------------------=
100.06根加2cos p2cosl3圆整为a=100mm那么修整螺旋角所以取b2=b=25mm,Zi=30mm3校核最小不根切齿数那么那么可知不会发生根切现象ZAZmin,校核齿面接触疲劳强度4由式
6.20,即式中各参数、、«值同前1K TKb2齿数比〃=ii=
3.883查表
6.5得弹性系数ZE=
189.8y/MPa4查表
6.15得节点区域系数Z〃=
2.455查表
6.16得重合度系数Zc=
0.836查表
6.26得重合度系数Zp=
0.9857查式
8.26,许用接触应力由上，=空也算得SH由图
6.29g查得根底疲劳接触疲劳极限应力==1200〃尸a由图
6.30查得寿命系数Zvi=Zvi=
1.0由图
6.7查得平安系数的=
1.0,故那么即满足齿面接触疲劳强度6计算齿轮传动其他尺寸高速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角.中心距a小
41.
02530162.
512.839°100mm大
158.9752562〔二〕、低速速齿轮传动〔二级传动〕
1.选择材料、热处理方式及精度等级考虑传递功率约
2.4kW,且该齿轮传动为闭式传动大、小齿轮仍是选用40Cr,外表淬火,由表
6.2参考文献［1］得到齿面硬度为48〜55HRC,选用7级精度
2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸由式［
6.25,即式中各参数为1小齿轮传递的扭矩2初选Z3=17,那么Z4=Z3xi用片=17x
13.67/62/16=
60.0,那么可选取Z4=60,那么i=60/17=
3.532那么知以二功2=
3.88x
3.53=
13.70AZH=MTn/i,„=
13.9-
13.7/
13.9=
1.4%,故满足传动比要求m3）初选K/=L34初选螺旋角/二15°,由式
6.1得端面重合度:那么查图
6.22查得重合度系数％=
0.735）硬齿面非对称布置，按表
6.6选取自=
0.56）由式（
6.2）,轴面重合度由图
6.28查得螺旋角系数Y=
0.93p7）齿形系数YF和应力修正系数Ys当量齿数由（参考文献⑴）图
6.20查得:Y=
2.88,^=
2.25F34由（参考文献⑴）图
6.21查得=
1.54,匕=:5（均由插值得到）8）许用弯曲应力可由（参考文献［1］）式
6.29,即［句广=点皿算得由图
8.29h查得接触疲劳极限应力cr=淅4=360M为Flim3由表
8.7查得平安系数SF=
1.25小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为由图
8.32查得寿命系数/3=54=1故需用弯曲应力所以那么，初算模数”
3.计算传动尺寸
（1）计算载荷系数K由表
6.3查得使用系数储=
1.25（微振）由图
6.7查得动载系数K,=
1.14由图
6.12查得齿向载荷分布系数K夕=
1.08由图
6.7查得齿间载荷分布系数凡=
1.2那么K=（内,K°K4=
1.48
（2）对？，进行修正，并圆整为标准模数圆整后取=
3.5mm3计算传动尺寸..nc mnz+z
3.5x17+60］一“}2中心距a=—口——丝=-----------------------=
139.50/77/712cos p2cosl5圆整为a=］40mm那么修整螺旋角所以取b2=b=30mm,b\-35mm3校核最小不根切齿数Zmin=2xh〃cos//sin2%217〔必然大于直尺圆柱齿轮的17那么Zl,那么可知不会发生根切现象Zmin4校核齿面接触疲劳强度由式
6.20,即式中各参数1K、T
2、b、d,值同前2齿数比〃=%比=
3.533查表
6.5得弹性系数ZE=
189.8幅拓4查表
6.15得节点区域系数Z”=
2.455查表
6.16得重合度系数Ze=
0.836查表
6.26得重合度系数Zp=
0.9857查式
8.26,许用接触应力由［可〃=马也吐算得SH由图
6.29g查得根底疲劳接触疲劳极限应力由图
6.30查得寿命系数Zv,=Zvi=L0由图
6.7查得平安系数S=
1.0,故那么即满足齿面接触疲劳强度6计算齿轮传动其他尺寸低速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角,中心距a。
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