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1、 机械设计减速器设计说明书 系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： 目 录 第一部分 设计任务书..............................................4 第二部分 传动装置总体设计方案.....................................5
2、 第三部分 电动机的选择............................................5 3.1 电动机的选择............................................5 3.2 拟定传动装置的总传动比和分派传动比........................6 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.............................7 第五部分 齿轮传动的设计..........................................9 5.1 高速级齿轮传动的设计计算
3、9 5.2 低速级齿轮传动的设计计算................................16 第六部分 开式齿轮传动的设计......................................23 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................27 7.1 输入轴的设计...........................................28 7.2 中间轴的设计...........................
4、32 7.3 输出轴的设计...........................................38 第八部分 键联接的选择及校核计算..................................44 8.1 输入轴键选择与校核......................................44 8.2 中间轴键选择与校核......................................44 8.3 输出轴键选择与校核..............................
5、44 第九部分 轴承的选择及校核计算....................................45 9.1 输入轴的轴承计算与校核...................................45 9.2 中间轴的轴承计算与校核...................................46 9.3 输出轴的轴承计算与校核...................................46 第十部分 联轴器的选择............................................47
6、 10.1 输入轴处联轴器..........................................48 10.2 输出轴处联轴器..........................................49 第十一部分 减速器的润滑和密封.....................................49 11.1 减速器的润滑............................................49 11.2 减速器的密封..........................................
7、50 第十二部分 减速器附件及箱体重要结构尺寸............................51 设计小结.........................................................53 参考文献.........................................................54 第一部分 设计任务书 一、初始数据 设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 15000 N，V = 0.26m/s，D = 450mm，设计年限（寿命
8、2023，天天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。 二. 设计环节 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 拟定传动装置的总传动比和分派传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 开式齿轮的设计 7. 轴的设计 8. 滚动轴承和传动轴的设计 9. 键联接设计 10. 箱体结构设计 11. 润滑密封设计 12. 联轴器设计 第二部分 传动装置总体设计方案 一. 传动方案特点 1.组成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮和工作机组成。
9、 2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，规定轴有较大的刚度。 3.拟定传动方案：选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动-工作机。 二. 计算传动装置总效率 ha=h12h24h32h4h5=0.992×0.994×0.972×0.95×0.96=0.808 h1为联轴器的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮传动的效率,h4为开式齿轮传动的效率，h5为工作装置的效率。 第三部分 电动机的选择 3.1 电动机的选择 圆周速度v: v=0.26m/s 工作机的功率pw: pw= 3.9 KW 电动机所需工作功率为: pd=
10、4.83 KW 执行机构的曲柄转速为: n = 11 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为i0 = 2~6，二级圆柱齿轮减速器传动比i = 8~40，则总传动比合理范围为ia=16~240，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (16×240)×11 = 176~2640r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。 电动机重要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地脚螺栓安装尺寸 地
11、脚螺栓孔直径 电动机轴伸出段尺寸 键尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 132mm 515×315 216×178 12mm 38×80 10×33 3.2 拟定传动装置的总传动比和分派传动比 （1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机积极轴转速n，可得传动装置总传动比为: ia=nm/n=960/11=87.27 （2）分派传动装置传动比: ia=i0×i 式中i0,i1分别为开式齿轮传动和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取i0=5，则减速器传动比为: i=ia/i0=87.27/5=17
12、5 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为: i12 = 则低速级的传动比为: i23 = 3.67 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速: 输入轴：nI = nm = 960 = 960 r/min 中间轴：nII = nI/i12 = 960/4.77 = 201.26 r/min 输出轴：nIII = nII/i23 = 201.26/3.67 = 54.84 r/min 小开式齿轮轴：nIV = nIII = 54.84 r/min （2)各轴输入功率: 输入轴：PI = Pd×h3 = 4.83×0.99 = 4.78 KW
13、中间轴：PII = PI×h1×h2 = 4.78×0.99×0.97 = 4.59 KW 输出轴：PIII = PII×h1×h2 = 4.59×0.99×0.97 = 4.41 KW 小开式齿轮轴：PIV = PIII×h1×h2 = 4.41×0.99×0.99 = 4.32 KW 则各轴的输出功率： 输入轴：PI' = PI×0.99 = 4.73 KW 中间轴：PII' = PII×0.99 = 4.54 KW 中间轴：PIII' = PIII×0.99 = 4.37 KW 小开式齿轮轴：PIV' = PIV×0.99 = 4.28 KW (3)各轴输入转矩:
14、 输入轴：TI = Td×h1 电动机轴的输出转矩: Td = = 48.05 Nm 所以： 输入轴：TI = Td×h1 = 48.05×0.99 = 47.57 Nm 中间轴：TII = TI×i12×h2×h3 = 47.57×4.77×0.99×0.97 = 217.9 Nm 输出轴：TIII = TII×i23×h2×h3 = 217.9×3.67×0.99×0.97 = 767.95 Nm 小开式齿轮轴：TIV = TIII×h1×h2 = 767.95×0.99×0.99 = 752.67 Nm 输出转矩为： 输入轴：TI' = TI
15、×0.99 = 47.09 Nm 中间轴：TII' = TII×0.99 = 215.72 Nm 输出轴：TIII' = TIII×0.99 = 760.27 Nm 小开式齿轮轴：TIV' = TIV×0.99 = 745.14 Nm 第五部分 齿轮传动的设计 5.1 高速级齿轮传动的设计计算 1.选精度等级、材料及齿数 （1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。 （2）一般工作机器，选用8级精度。 （3）选小齿轮齿数z1 = 22，大齿轮齿数z2 = 22×4.77 = 104.94，取z
16、2= 105。 （4）初选螺旋角b = 14°。 （5）压力角a = 20°。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 1）拟定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt = 1.6。 ②计算小齿轮传递的转矩 T1 = 47.57 N/m ③选取齿宽系数φd = 1。 ④由图查取区域系数ZH = 2.44。 ⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。 端面压力角： at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561°
17、aat1 = arccos[z1cosat/(z1+2han*cosb)] = arccos[22×cos20.561°/(22+2×1×cos14°)] = 30.647° aat2 = arccos[z2cosat/(z2+2han*cosb)] = arccos[105×cos20.561°/(105+2×1×cos14°)] = 23.178° 端面重合度： ea = [z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)]/2π = [22×(tan30.647°-tan20.561°)+105×(tan23.178°-tan20.561
18、°)]/2π = 1.647 轴向重合度： eb = φdz1tanb/π = 1×22×tan(14°)/π = 1.746 重合度系数： Ze = = = 0.689 ⑦由式可得螺旋角系数 Zb = = = 0.985 ⑧计算接触疲劳许用应力[sH] 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×960×1×10×300×2×8 = 2.76×109 大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76×10
19、9/4.77 = 5.8×108 查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.87、KHN2 = 0.9。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: [sH]1 = = = 522 MPa [sH]2 = = = 495 MPa 取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [sH] = [sH]2 = 495 MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 = = 42.028 mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v v = = = 2.11 m/s ②齿宽b b = = = 42.028
20、mm 2）计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA = 1.25。 ②根据v = 2.11 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.12。 ③齿轮的圆周力 Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×47.57/42.028 = 2263.729 N KAFt1/b = 1.25×2263.729/42.028 = 67.33 N/mm < 100 N/mm 查表得齿间载荷分派系数KHa = 1.4。 ④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.451。 则载荷系数为： KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.12×1.4
21、×1.451 = 2.844 3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1 = = 42.028× = 50.911 mm 及相应的齿轮模数 mn = d1cosb/z1 = 50.911×cos14°/22 = 2.245 mm 模数取为标准值m = 2 mm。 3.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a = = = 130.884 mm 中心距圆整为a = 130 mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 b = = = 12.339° 即：b = 12°20′20″ （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 = = = 45.039 mm d2 =
22、 = = 214.96 mm （4）计算齿轮宽度 b = sd×d1 = 1×45.039 = 45.039 mm 取b2 = 46 mm、b1 = 51 mm。 4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件 sF = ≤ [sF] 1）拟定公式中各参数值 ①计算当量齿数 ZV1 = Z1/cos3b = 22/cos312.339° = 23.596 ZV2 = Z2/cos3b = 105/cos312.339° = 112.618 ②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye 基圆螺旋角： bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan
23、12.339°×cos20.561°) = 11.576° 当量齿轮重合度： eav = ea/cos2bb = 1.647/cos211.576°= 1.716 轴面重合度： eb = φdz1tanb/π = 1×22×tan12.339°/π = 1.532 重合度系数： Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.716 = 0.687 ③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yb Yb = 1-eb = 1-1.532× = 0.842 ④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1
24、59 YSa2 = 1.83 ⑤计算实际载荷系数KF 由表查得齿间载荷分派系数KFa = 1.4 根据KHb = 1.451，结合b/h = 10.22查图得KFb = 1.421 则载荷系数为 KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.12×1.4×1.421 = 2.785 ⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[sF] 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.83、KFN2 = 0.85 取安全系数S=1.4，得 [sF]1 = = = 296.43
25、MPa [sF]2 = = = 230.71 MPa 2）齿根弯曲疲劳强度校核 sF1 = = = 159.78 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 150.022 MPa ≤ [sF]2 齿根弯曲疲劳强度满足规定。 5.重要设计结论 齿数z1 = 22、z2 = 105，模数m = 2 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 12.339°= 12°20′20″，中心距a = 130 mm，齿宽b1 = 51 mm、b2 = 46 mm。 6.齿轮参数总结和计算 代号名称 计算公式 高速级小齿轮 高速级大齿轮 模数m 2m
26、m 2mm 齿数z 22 105 螺旋角β 左12°20′20″ 右12°20′20″ 齿宽b 51mm 46mm 分度圆直径d 45.039mm 214.96mm 齿顶高系数ha 1.0 1.0 顶隙系数c 0.25 0.25 齿顶高ha m×ha 2mm 2mm 齿根高hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齿高h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齿顶圆直径da d+2×ha 49.039mm 218.96mm 齿根圆直径df d-2×hf 40.039mm 209.96mm
27、 5.2 低速级齿轮传动的设计计算 1.选精度等级、材料及齿数 （1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。 （2）一般工作机器，选用8级精度。 （3）选小齿轮齿数z3 = 23，大齿轮齿数z4 = 23×3.67 = 84.41，取z4= 84。 （4）初选螺旋角b = 13°。 （5）压力角a = 20°。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 1）拟定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt = 1.6。 ②计算小齿轮传递的转矩 T2 = 217.9 N/m
28、 ③选取齿宽系数φd = 1。 ④由图查取区域系数ZH = 2.45。 ⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。 端面压力角： at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos13°) = 20.482° aat1 = arccos[z3cosat/(z3+2han*cosb)] = arccos[23×cos20.482°/(23+2×1×cos13°)] = 30.285° aat2 = arccos[z4cosat/(z4+2han*cosb)] = arc
29、cos[84×cos20.482°/(84+2×1×cos13°)] = 23.721° 端面重合度： ea = [z3(tanaat1-tanat)+z4(tanaat2-tanat)]/2π = [23×(tan30.285°-tan20.482°)+84×(tan23.721°-tan20.482°)]/2π = 1.651 轴向重合度： eb = φdz3tanb/π = 1×23×tan(13°)/π = 1.69 重合度系数： Ze = = = 0.695 ⑦由式可得螺旋角系数 Zb = = = 0.987 ⑧计算接触疲劳许用应力[sH] 查得小齿
30、轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×201.26×1×10×300×2×8 = 5.8×108 大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 5.8×108/3.67 = 1.58×108 查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.92。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: [sH]1 = = = 540 MPa [sH]2 = = = 506 MPa 取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿
31、轮副的接触疲劳许用应力，即 [sH] = [sH]2 = 506 MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 = = 70.647 mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v v = = = 0.74 m/s ②齿宽b b = = = 70.647 mm 2）计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA = 1.25。 ②根据v = 0.74 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。 ③齿轮的圆周力 Ft1 = 2T2/d1t = 2×1000×217.9/70.647 = 6168.698 N KAF
32、t1/b = 1.25×6168.698/70.647 = 109.15 N/mm > 100 N/mm 查表得齿间载荷分派系数KHa = 1.4。 ④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.46。 则载荷系数为： KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.05×1.4×1.46 = 2.683 3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1 = = 70.647× = 83.932 mm 及相应的齿轮模数 mn = d1cosb/z3 = 83.932×cos13°/23 = 3.556 mm 模数取为标准值m = 3 mm。 3.几
33、何尺寸计算 （1）计算中心距 a = = = 164.717 mm 中心距圆整为a = 165 mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 b = = = 13.419° 即：b = 13°25′8″ （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 = = = 70.935 mm d2 = = = 259.066 mm （4）计算齿轮宽度 b = φd×d1 = 1×70.935 = 70.935 mm 取b2 = 71 mm、b1 = 76 mm。 4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件 sF = ≤ [sF] 1）拟定公式中各参数值
34、①计算当量齿数 ZV3 = Z3/cos3b = 23/cos313.419° = 24.989 ZV4 = Z4/cos3b = 84/cos313.419° = 91.266 ②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye 基圆螺旋角： bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan13.419°×cos20.482°) = 12.599° 当量齿轮重合度： eav = ea/cos2bb = 1.651/cos212.599°= 1.733 轴面重合度： eb = φdz3tanb/π = 1×23×tan13.419°/π = 1.747 重合度系数：
35、 Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.733 = 0.683 ③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yb Yb = 1-eb = 1-1.747× = 0.805 ④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.21 YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.8 ⑤计算实际载荷系数KF 由表查得齿间载荷分派系数KFa = 1.4 根据KHb = 1.46，结合b/h = 10.52查图得KFb = 1.43 则载荷系数为 KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.05×1.4×1.43 = 2.6
36、28 ⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[sF] 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88 取安全系数S=1.4，得 [sF]1 = = = 303.57 MPa [sF]2 = = = 238.86 MPa 2）齿根弯曲疲劳强度校核 sF1 = = = 175.536 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 165.942 MPa ≤ [sF]2 齿根弯曲疲劳强度满足规定。 5.重要设计结论 齿数z3 =
37、 23、z4 = 84，模数m = 3 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 13.419°= 13°25′8″，中心距a = 165 mm，齿宽b3 = 76 mm、b4 = 71 mm。 6.齿轮参数总结和计算 代号名称 计算公式 低速级小齿轮 低速级大齿轮 模数m 3mm 3mm 齿数z 23 84 螺旋角β 左13°25′8″ 右13°25′8″ 齿宽b 76mm 71mm 分度圆直径d 70.935mm 259.066mm 齿顶高系数ha 1.0 1.0 顶隙系数c 0.25 0.25 齿顶高ha
38、 m×ha 3mm 3mm 齿根高hf m×(ha+c) 3.75mm 3.75mm 全齿高h ha+hf 6.75mm 6.75mm 齿顶圆直径da d+2×ha 76.935mm 265.066mm 齿根圆直径df d-2×hf 63.435mm 251.566mm 第六部分 开式齿轮传动的设计 1.选精度等级、材料及齿数 （1）材料选择。由表选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。 （2）一般工作机器，选用8级精度。 （3）选小齿轮齿数z1 = 22，大齿轮齿
39、数z2 = 22×5 = 110，取z2= 109。 （4）初选螺旋角b = °。 （5）压力角a = 20°。 2.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式试算齿轮模数，即 1）拟定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KFt = 1.6。 ②计算小齿轮传递的转矩 T4 = 752.67 N/m ③选取齿宽系数φd = 1。 ④计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε 。 端面压力角： at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos°) = 20° aat1 = arccos[z1cosat/(z1+2han*cosb)] = ar
40、ccos[22×cos20°/(22+2×1×cos°)] = 30.537° aat2 = arccos[z2cosat/(z2+2han*cosb)] = arccos[109×cos20°/(109+2×1×cos°)] = 22.67° 端面重合度： ea = [z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)]/2π = [22×(tan30.537°-tan20°)+109×(tan22.67°-tan20°)]/2π = 1.723 轴向重合度： eb = φdz1tanb/π = 1×22×tan(°)/π = 0 基圆螺旋角：
41、 bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan°×cos20°) = 0° 当量齿轮重合度： eav = ea/cos2bb = 1.723/cos20°= 1.723 重合度系数： Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.723 = 0.685 ⑤计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yb Yb = 1-eb = 1-0× = 1 ⑥计算当量齿数 ZV1 = Z1/cos3b = 22/cos3° = 22 ZV2 = Z2/cos3b = 109/cos3° = 109 ⑦由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1 =
42、 2.69 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.83 ⑧计算齿根弯曲疲劳许用应力[sF] 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×54.84×1×10×300×2×8 = 1.58×108 大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.58×108/5 = 3.16×107 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.88、KFN2 = 0.91 取安全系数S=1.4，得 [s
43、F]1 = = = 314.29 MPa [sF]2 = = = 247 MPa = = 0.0135 = = 0.0161 由于大齿轮的大于小齿轮，所以取 = = 0.0161 2）试算齿轮模数 = 3.8 mm （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v d1 = mntz1/cosb = 3.8×22/cos°= 83.6 mm v = = = 0.24 m/s ②齿宽b b = = = 83.6 mm ③齿高h及宽高比b/h h = (2han*+cn*)mnt = (2×1+0.25)×3.8
44、 8.55 mm b/h = 83.6/8.55 = 9.78 2）计算实际载荷系数KF ①由表查得使用系数KA = 1.25。 ②根据v = 0.24 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.02。 ③齿轮的圆周力 Ft1 = 2T4/d1 = 2×1000×752.67/83.6 = 18006.459 N KAFt1/b = 1.25×18006.459/83.6 = 269.24 N/mm > 100 N/mm 查表得齿间载荷分派系数KFa = 1.4。 ④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.171，结合b/h = 9.78
45、查图，得KFb = 1.141。 则载荷系数为： KF = KAKVKFaKFb = 1.25×1.02×1.4×1.141 = 2.037 3）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 mn = = = 4.119 mm 模数取为标准值m = 4.5 mm。 3.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a = = = 294.75 mm 中心距圆整为a = 1.58 mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 b = = = 0° 即：b = 0°0′0″ （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 = = = 99 mm d2 = = = 490.5 mm （
46、4）计算齿轮宽度 b = sd×d1 = 1×99 = 99 mm 取b2 = 99 mm、b1 = 104 mm。 4.重要设计结论 齿数z1 = 22、z2 = 109，模数m = 4.5 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 0°= 0°0′0″，中心距a = 1.58 mm，齿宽b1 = 104 mm、b2 = 99 mm。 6.齿轮参数总结和计算 代号名称 计算公式 低速级小齿轮 低速级大齿轮 模数m 4.5mm 4.5mm 齿数z 22 109 螺旋角β 左0°0′0″ 右0°0′0″ 齿宽b 104mm 99m
47、m 分度圆直径d 99mm 490.5mm 齿顶高系数ha 1.0 1.0 顶隙系数c 0.25 0.25 齿顶高ha m×ha 4.5mm 4.5mm 齿根高hf m×(ha+c) 5.625mm 5.625mm 全齿高h ha+hf 10.125mm 10.125mm 齿顶圆直径da d+2×ha 108mm 499.5mm 齿根圆直径df d-2×hf 87.75mm 479.25mm 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计 7.1 输入轴的设计 1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1
48、 = 4.78 KW n1 = 960 r/min T1 = 47.57 Nm 2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为: d1 = 45.039 mm 则: Ft = = = 2112.4 N Fr = Ft× = 2112.4× = 787 N Fa = Fttanb = 2112.4×tan12.3390 = 461.8 N 3.初步拟定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决，根据表，取:A0 = 112，于是得 dmin = A0× = 112× = 19.1 mm 输入轴的最小直
49、径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取KA = 1.5，则: Tca = KAT1 = 1.5×47.57 = 71.4 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2023或手册，选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为25 mm故取d12 = 25 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为44 mm。 4.轴的结构设计图 5.根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度 1）为了满足联轴器的轴向定位
50、规定，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 30 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 35 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 44 mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 42 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作规定并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7207C，其尺寸为d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 =
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