带式运输机机械传动装置设计课程设计(59页).docx

-带式运输机机械传动装置设计课程设计-第 52 页 机械设计 课程设计设计题目 带式运输机机械传动装置设计 学院名称 核技术与自动化工程学院 专业名称 机械工程及自动化 学生姓名 XX 学生学号 XXXXXXX 任课教师 XXX 设计成绩 教务处 制2015年 1 月 19 日填写说明1、 专业名称填写为专业全称，有专业方向的用小括号标明；2、 格式要求：格式要求： 用A4纸双面打印（封面双面打印）或在A4大小纸上用蓝黑色水笔书写。 打印排版：正文用宋体小四号，1.5倍行距，页边距采取默认形式（上下2.54cm，左右2.54cm，页眉1.5cm，页脚1.75cm）。字符间距为默认值（缩放100%，间距：标准）；页码用小五号字底端居中。 具体要求：题目（二号黑体居中）；摘要(“摘要”二字用小二号黑体居中，隔行书写摘要的文字部分，小4号宋体)；关键词（隔行顶格书写“关键词”三字，提炼3-5个关键词，用分号隔开，小4号黑体)； 正文部分采用三级标题；第1章 ××(小二号黑体居中，段前0.5行)1.1 ×××××小三号黑体×××××（段前、段后0.5行）1.1.1小四号黑体（段前、段后0.5行）参考文献（黑体小二号居中，段前0.5行），参考文献用五号宋体，参照参考文献著录规则（GB/T 77142005）。 一：设计题目设计带式运输机的机械传动装置。简图如下：二、设计内容电动机选型；V带传动设计；减速器设计；联轴器选型三、设计工作量绘制齿轮减速器装配图一张（A0图幅）绘制高速轴上齿轮的传动件工作图（A3或A4幅面）绘制从动轴的零件工作图（A3或A4幅面）写出设计计算说明书一份四、设计要求（1）减速器中的齿轮传动设计成：高速级为斜齿轮，低速级为直齿轮（2）减速器中齿轮设计成：标准或变位齿轮，变位与否由设计者自定计算及说明计算结果第一章 传动方案的确定1.1 传动装置简图1.2 工作原理带式运输机的动力源为电动机，电动机通过带传动将动力传入二级圆柱齿轮减速器，输出轴通过联轴器将动力源输出给运输带的卷筒。1.3 原始数据运输带卷筒转速为42r/min，减速器输出轴功率P=3.75马力1.4 工作条件运输机连续工作，双班制工作日，单向运转，工作时有轻度振动，空载启动，小批量生产，轴承寿命3年，每年按300个工作日计算，减速器年限为10年，运输带允许误差±5%1.5、方案论证查阅课程设计手册P198，根据工作条件知：传动系统工作时有轻度振动，用于运输。故电机与减速箱之间用V带传动是合适的。带传动具有传动平稳和缓冲西吸振的优点，并能在过载时保护电机，常布置在高速级。减速箱采用的是二级圆柱齿轮传动，其平稳性比直齿轮传动更为优异，性价比高，采用展开式布局。第二章 电动机的选择2.1 电动机类型的选择查阅课程设计手册P194，根据设计题目，电动机用于驱动卷筒，连续工作，故无经常起动、制动和正反转。工业上常用380V的交流电，所以选用Y系列三相异步电动机。不采用直流电动机，因其需要直流电源，结构复杂，价格较高。2.2 电动机容量的确定 根据工作条件，P减速器输出马力=马力值×0.735kw=3.75×0.735=2.756kw。查课程设计手册P4表1-5得，V带传动效率1=0.96，一对轴承稀油润滑的效率2=0.99,8级精度的一般齿轮传动（油润滑）效率3=0.97，因此，总传动效率为=12332=0.96×0.993×0.972=0.88，由手册P195式（14-1）得 Pd=P减速器输出马力=2.7560.88=3.13kw 因为PedPd，查课程设计手册P173，故选电机额定功率Ped=4kw2.3 电动机转速范围的确定根据课程设计手册P196，V带传动比iv=24，二级圆柱齿轮传动比i齿=840.则电动机转速可选范围为nd=nwi总=nw×24×840=nw×16160=42×16160=6726720r/min.根据课程设计手册知，无特殊情况，不选用低于750r/min的电动机，因其价格昂贵，结构复杂，重量大。也不选用同步转速3000r/min的电机，因其计算出的总传动比很大。据以上分析，查课程设计手册P173,选出符合要求的两款电动机，参数如下:方案电机型号额定功率/kw同步转速r/min满载转速r/min质量/kg参考价比1Y132M1-641000960733.482Y112M-4415001440432.22i总1=96042=22.86，i总2=144042=34.28，两者计算出的总传动比相差不大，方案2电机重量较轻，价格更低，总传动比不超过50，故选择方案2较为合理。即选用Y112M-4型电动机。第三章 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比3.1 计算总传动比 i总=nmnw=144042=34.29 3.2 分配各级传动比 i总=ivi1i2 为防止带轮过大给安装带来不便，iv在24范围内取值，取iv=3则i1i2=11.43根据课程设计手册p203推荐，展开式二级圆柱齿轮减速器i1（1.31.5）i2，目的在于使高低速级两级大齿轮直径相接近，有利于浸油润滑，取i1=1.4i2算得i1=4i2=2.86 3.3 计算滚筒轴实际转速及验算其相对误差滚筒轴实际转速nw'=nmi总=14403×4×2.86=41.96r/min，滚筒轴转速误差n=nw'-nwnw×100%=41.96-420420×100%=0.095%第四章 计算各轴的功率、转速和转矩4.1 各轴转速根据课程设计手册p203，减速箱内共有三根轴，转速分别为：n1=nmiv=14403=480r/min n2=n1i1=4804=120r/min n3=n2i2=1202.86=42r/min 4.2 各轴功率p1=pd1=3.13×0.96=3kw p2=p123=3×0.99×0.97=2.88kw p3=p223=2.88×0.99×0.97=2.77kw 4.3 各轴转矩由课程设计手册p204得电动机输出轴转矩Td=9550×pdnm=9550×3.131440=20.76 Nm,三根轴的输入转矩分别为：T1=Td1iv=20.76×0.96×3=59.79 Nm T2=T123i1=59.79×0.99×0.97×4=229.67 Nm T3=T223i2=229.67×0.99×0.97×2.86=630.78 Nm 第五章 普通V带传动设计5.1确定计算功率 根据设计要求，采用双班制工作，有轻微振动，查机械设计p156表8-8得工作情况系数KA=1.2pca=KApd=1.2×3.13=3.756kw 5.2选择V带的带型根据pca、nm由机械设计p157图8-11选用A型带。5.3确定带轮的基准直径 ，并验算带速 初选小带轮的基准直径dd1.由机械设计p155表8-7和p157表8-9，取小带轮的基准直径dd1=106mm验算带速 v，按机械设计p150式（8-13）验算带的速度v=dd1nm60×1000=×106×144060×1000=7.99m/s 因为5m/s<v<30m/s，故带速合适计算从动轮的基准直径dd2根据机械设计p150式（8-10）得dd2=ivdd1=3×106=318 mm由机械设计p157表8-9取标准值dd2=315mm 5.4确定V带的中心距a和基准长度Ld (1)根据机械设计p154式（8-20），初定中心距a0=500mm 。(2)由教材书p157式（8-22）计算带所需的基准长度由书p145表8-2选的带的基准长度Ld=1640mm Ld02a0+2dd1+dd2+(dd2-dd1)24a0 =2×500+3.142×106+315+(315-106)24×500 =1683mm 由书p145表8-2选带的基准长度Ld=1640mm(3)按书p158式（8-23）计算实际中心距aaa0+Ld-Ld02=500+1640-16832=478.5mm 按书p158式（8-24）计算中心距变动范围如下:amin=a-0.015Ld=478.5-0.015×1640=453.9mm amax=a+0.03Ld=478.5+0.03×1640=527.7mm 中心距的变化范围为453.9527.7mm 5.5 验算小带轮上的包角a1由书p158式（8-25）得 a1180°-dd2-dd157.3°a =180°-315-106 155°>120° 5.6 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=106mm和nm=1440rmin查书p151表8-4得p0=1.457kw,根据nm=1440rmin，iv=3和A型带，查书p153表8-5得p0=0.169kw,查书p155表8-6得包角修正系数ka=0.93,查书p145表8-2得带长修正系数KL=0.99 Pr=p0+p0kaKL=1.457+0.169×0.93×0.99=1.50kw（2）计算V带的根数zz=pcapr=3.7561.50=2.5 故取三根带5.7 计算单根V带初拉力F0由书p149表8-3知，A型带单位长度质量q=0.105kg/m，所以由书p158式（8-27）计算F0=5002.5-kapcakazv+qv2 =500×2.5-0.93×3.7560.93×3×7.99+0.105×7.992=138.97N 5.8 计算压轴力由书P159式8-31计算Fp=2zF0sina12=2×3×138.97×sin155°2=814.06N5.9 大带轮结构设计查书p161表8-11知bd=11mm,取e=15mm,ha=2.8mm,hf=8.8mm,f=10mm,=38°大带轮宽度B=2f+2e=2×10+2×15=50mm第6章 减速器中齿轮传动设计6.1 高速级齿轮设计因高速级转速相对较高，振动偏大，故使用斜齿轮，使传动更平稳。6.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料1）根据设计要求，高速级选用斜齿圆柱齿轮传动，采用闭式软齿面，压力取20°。2）高速级齿轮为重要的齿轮传动，根据书p205表10-6，选用7级精度。3）材料选择。查书p191表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），齿面硬度240HBS。4）根据书p205推荐，取z1=20，大齿轮齿数z2=z1i1=20×4=80。5)初选螺旋角=14°。6.1.2 按齿面接触疲劳强度计算(1)由书p219式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即 d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2 1)确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3，由书p206表10-7选齿宽系数d=1，T1=59.79Nm 由书p203图10-20查取区域系数ZH=2.43，查表10-5得ZE=189.8Mpa12由书p219式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=tan-1tanncos=tan-1(tan20°cos14°)=20.562° at1=cos-1z1costz1+2han*cos =cos-120×cos20.562°/(20+2×1×cos14°) =31.408° at2=cos-1z2costz2+2han*cos =cos-180×cos20.562°/(80+2×cos14°) =23.919°a=z1(tanat1-tant')+z2tana2-tant'/2 =20×(tan31.408°-tan20.562°)+80×tan23.919- tan20.562°/2 =1.621=dz1tan=1×20×tan14=1.587 z=4-a31-+a=4-1.6213×1-1.587+1.5871.621 =0.717 由书p219式（10-23）可得螺旋角系数Z。 Z=cos=cos14°=0.985 计算接触疲劳许用应力H。由书p211图10-25（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限 =550Mpa。由书p209式10-15计算应力循环次数：=60×480×1×2×8×300×10=1.382×109 N2=N1i1=1.382×1098020=3.455×108 由书p208图10-23查得接触疲劳寿命系数 =0.92，=0.98取失效率为1%，安全系数为S=1，由书p207式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.92×6001=552Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.98×5501=539Mpa 取、中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H2=539Mpa2）试算小齿轮分度圆直径 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2 =32×1.3×597901×4+14×2.43×189.8×0.717×0.9855392=41.407mm（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圆周速度v。 v=d1tn160×1000=×41.402×48060×1000ms=1.04ms 齿宽b。=1×41.402mm=41.402mm 2）计算实际载荷系数KH由书p192表10-2查得使用系数 =1.25。根据v=1.04m/s、7级精度，由书p194图10-8查得动载系数kv=1.05。齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2×5979041.402=2.888×103N, kAFt1b=1.25×2.888×10341.402=87.19N/mm<100N/mm,查书p195表10-3得齿间载荷分配系数kH=1.4由书p196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮非对称布置时，齿向载荷分布系数kH=1.417.则载荷系数为kH=kAkvkHkH=1.25×1.05×1.4×1.417=2.6043）由式书p204式10-12可得实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t3kHkHt=41.402×32.6041.3=52.190mm 及相应的齿轮模数mn=d1cos/z1=52.190×cos14°20 =2.532mm 6.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由书p219式10-20试算齿轮模数，即1） 确定公式中的各参数值。 试选载荷系数kFt=1.3。 由书p218式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。b=arctan(tancost)=arctan(tan14°cos20.562°)=13.140°（p217）v=cosb2=1.621cos13.140°2=1.709 （p219）Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.709=0.689（p218式10-18） 由书p218式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。Y=1-120°=1-1.587×14°120°=0.815 计算。由当量齿数zv1=z1cos3=20cos143=21.89,zv2=z2cos3=80cos143=87.57。由书p200图10-17得外齿齿形系数2.75，2.21由书p201图10-18的外齿轮应力修正系数=1.57，=1.79。由书p209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim1=500Mpa Flim2=380Mpa 由书p208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数s=1.4（p207），由书p207式10-14得=Mpa=因为小齿轮的比大齿轮大，所以取2） 试算齿轮的模数=1.493mm（2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度vd1=mntz1cos=1.493×20cos14°=30.774mm v=d1n160×1000=×30.774×48060×1000ms=0.77ms 齿宽b齿高h及宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.493=3.359mm bh=30.7743.359=9.162 2)计算实际的载荷系数kF。根据v=0.77ms、7级精度，由书p194图10-8查得动载系数kv=1.03。由Ft1=2T1d1=2×5979030.774=3.886×103,kAFt1b=1.25×388630.774=157.84N/mm>100N/mmmm,查书p195表10-3得齿间载荷分配系数kF=1.2。由书p196表10-4用插值法查得kH=1.415，结合bh=9.162查书p197图10-13得kF=1.35。则载荷系数kF=kAkvkFkF=1.25×1.03×1.2×1.35=2.086由书p204式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3kFkFt=1.493×32.0861.3=1.748mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从机械原理p130标准模数（GB 1357-2008）就近取为2mm；为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径dd1=52.190mm来计算小齿轮的齿数。即：z1=d1cosmn=52.190×cos14°2=25 取z1=26故z2=i1z1=26×4=104 取z2=105，两者互质。6.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距考虑到模数从1.748mm增加到2mm，则中心距减少圆整为135mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度考虑到不可避免的安装误差，为保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮加宽510mm，取b2=54mm,b1=60mm。6.1.5.圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先按书p219计算式10-22中的各个参数。为了节省篇幅，这里仅给出简要过程及计算结果：查p192表10-2得KA=1.25，查p194表10-8得KV=1.08,查p195得KH=1.4,KH=1.420,则KH=KAKVKHKH=2.68, T1=59790Nmm，d=1，d1=53.588mm，u=4，查图10-20得ZH=2.43，ZE=189.8MPa12，Z=0.642，Z=0.985，将它们代入式10-22，得到H=22kHT1dd13u+1uzHzEzz =2×2.68×597901×53.5882×4+14×2.43×189.8×0.642×0.985 =470.6Mpa<H满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先按书p218计算式10-17中的各个参数。为了节省篇幅，这里也仅给出计算结果：KA=1.25，KV=1.08，KF=1.2,KF=1.37,KF=KAKVKFKF=2.22,T1=59790Nmm,查图10-17得YFa1=2.59,YFa2=2.15查图10-18得YSa1=1.62, ,YSa2=1.81,Y=0.678,Y=0.760,=13.982°,d=1,mn=2mm,Z1=26。将它们代入式10-17，得到F1=2kFT1YFaYsaYYcos2dmn3z12=2×2.22×2.59×1.62×0.678×0.760×cos13.9822×597901×23×262 =199.9Mpa<F1F2=2kFT1YFaYsaYYcos2dmn3z12=2×2.22×59790×2.15×1.81×0.678×0.760×cos13.98221×23×262 =185.4Mpa<F2齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.1.6主要设计结论齿数Z1=26,Z2=105,模数m=2mm,压力角=20°，螺旋角=13.982°，变位系数x1=x2=0，中心距a=135mm，齿宽，mm。小齿轮选用40Cr（调质后表面淬火），大齿轮用45钢（调质后表面淬火），齿轮按7级精度设计。6.2 低速级齿轮传动设计6.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮，压力角取20°2）低速级齿轮速度相对较低，工作相对平稳，对齿轮要求低些，故参照书p205表10-6选用8级精度。3）材料选择。查书p191表10-1，大小齿轮均选用 45钢（调质后表面淬火），齿面硬度240HBS。4）参照书p205，初选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i2z1=2.86×24=68.64取z2=696.2.2 按齿面接触疲劳强度计算(1)由书p203式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即 d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2 1)确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的转矩T2=229670Nmm 由书p206表10-7选取齿宽系数d=1.1由书p203图10-20查得区域系数ZH=2.5由书p202表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa12由书p202式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 a1=cos-1z1cosz1+2ha* =cos-124×cos20°/（24+2×1）=29.841° a2=cos-1z2cosz2+2ha* =cos-169×cos20°/(69+2×1） =24.045°a=z1(tana1-tan)+z2tan2-tan/2 =24×(tan29.841°-tan20°)+69×tan24.045- tan20°/2 =1.704z=4-3=4-1.7043 =0.875计算接触疲劳许用应力H。由书p211图10-25（d）查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限均为=550Mpa。由书p209式10-15计算应力循环次数：=60×120×1×2×8×300×10=3.456×108 N2=N1i1=3.456×1086924=1.202×108 由书p208图10-23查得接触疲劳寿命系数 =0.94，=0.97取失效率为1%，安全系数为S=1，由书p207式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.94×5501=517Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.97×5501=533.5Mpa 取、中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H1=517Mpa2）试算小齿轮分度圆直径 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZ)2 =32×1.3×2296701.1×（69/24）+169/24×2.5×189.8×0.8755172=77.853mm（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圆周速度v。 v=d1tn160×1000=×77.853×12060×1000ms=0.489ms 齿宽b。=1.1×77.853mm=85.638mm 2）计算实际载荷系数KH由书p192表10-2查得使用系数 =1.25。根据v=0.489m/s、8级精度，由书p194图10-8查得动载系数kv=1.02。齿轮的圆周力，由p198式10-13得Ft1=2T1d1t=2×22967077.853=5.9×103N, kAFt1b=1.25×5.9×10385.638=86.118N/mm<100N/mm,查书p195表10-3得齿间载荷分配系数kH=1.2由书p196表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮非对称布置时，齿向载荷分布系数kH=1.490，由书p192式10-2得载荷系数为kH=kAkvkHkH=1.25×1.02×1.2×1.490=2.283）由式书p204式10-12可得实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t3kHkHt=77.853×32.281.3=93.887mm 及相应的齿轮模数m=d1z1=93.88724=3.912mm 6.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由书p200式10-7试算齿轮模数，即1)确定公式中的各参数值。试选载荷系数kFt=1.3。由书p200式10-5，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。Y=0.25+0.75=0.25+0.751.704=0.690 计算。由书p200图10-17得齿形系数2.68，2.25由书p201图10-18的外齿轮应力修正系数=1.59，=1.76。由书p209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim1= Flim2=380Mpa 由书p208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数s=1.4（p207），由书p207式10-14得=Mpa=因为小齿轮的比大齿轮大，所以取2)试算齿轮的模数=2.241mm（2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度vd1=mtz1=2.241×24=53.784mm v=d1n160×1000=×53.784×12060×1000ms=0.338ms 齿宽b齿高h及宽高比b/hh=2ha*+C*mnt=2×1+0.25×2.241=5.042mm bh=59.1625.042=11.734 2)计算实际的载荷系数kF。根据v=0.338ms、8级精度，由书p194图10-8查得动载系数kv=1.01。由Ft1=2T1d1=2×22967053.784=8.54×103N,kAFt1b=1.25×8.54×10359.162=180.4N/mm>100N/mmmm,查书p195表10-3得齿间载荷分配系数kF=1.1。由书p196表10-4用插值法查得kH=1.481，结合bh=11.734查书p197图10-13得kF=1.42。则载荷系数kF=kAkvkFkF=1.25×1.01×1.1×1.42=1.973)由书p204式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3kFkFt=2.241×31.971.3=2.57mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度，从机械原理p130标准模数（GB 1357-2008）就近取为2.5mm；为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=93.887mm来计算小齿轮的齿数。即：z1=d1m=93.8872.5=37.55,取z1=37故z2=i2z1=2.86×37=105.82 取z2=107，两者互质。6.2.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=37×2.5=92.5mm d2=z2m=107×2.5=267.5mm (2)计算中心距a=(d1+d2)2=92.5+267.52=180mm （3）计算齿轮宽度考虑到不可避免的安装误差，为保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮加宽510mm，取b2=102mm,b1=107mm6.2.5圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先按书p203计算式10-10中的各个参数。为了节省篇幅，这里仅给出简要过程及计算结果：查p192表10-2得KA=1.25，查p194图10-8得KV=1.04,查书p195表10-3得KH=1.2,KH=1.501,则KH=KAKVKHKH=2.34, T1=229670Nmm，d=1.1，d1=92.5mm，u=2.89，查书p203图10-20得ZH=2.5，ZE=189.8MPa12，Z=0.842，将它们代入式10-10，得到H=22kHT1dd13u+1uzHzEz =2×2.34×2296701.1×92.52×2.89+12.89×2.5×189.8×0.842 =515Mpa<H满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先按书p218计算式10-17中的各个参数。为了节省篇幅，这里也仅给出计算结果：KA=1.25，KV=1.04，KF=1.1,KF=1.43,KF=KAKVKFKF=2.04，T1=,229670Nmm,查图10-17得YFa1=2.45,YFa2=2.18查图10-18得YSa1=1.66, ,YSa2=1.81,0.672, d=1.1,mn=2.5mm,Z1=37。将它们代入式10-6，得到F1=2kFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=2×2.04×229670×2.45×1.66×0.6721.1×2.53×372 =107Mpa<F1 F2=2kFT1YFa2Ysa2Ydm3z12=2×2.04×229670×2.18×1.81×0.6721.1×2.53×372 =106Mpa<F2齿根弯曲疲劳强度满足要求6.2.6主要设计结论齿数Z1=37,Z2=107,模数m=2.5mm,压力角=20°,变位系数x1=x2=0，中心距a=180mm，齿宽，mm。两个齿轮均选用45钢（调质后表面淬火），齿轮按8级精度设计。第7章 减速箱装配草图设计7.1 齿轮在箱体中的工作位置设计齿轮在减速箱中的工作位置如下图:7.2 输入轴结构设计7.2.1求输入轴上的功率p1，转速n1和转矩T1由前面步骤知，p1=3kw,n1=nmiv=1440315106=484.57r/min,T1=9550000×p1n1=9550000×3484.57=59125Nmm 7.2.2 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=53.588mm，由书p217式10-16 Ft=2T1d1=2×5912553.588=2206.7N Fr=Fttanncos=2206.7×tan20°cos13.982°=827.7N F=Fttan=2206.7×tan13.982°=549.5N 7.2.3 初步确定轴的最小直径先按书p366式15-2初步估算轴的最小直径。据书p358表15-1初选轴的材料为45钢，调质处理。根据书p366表15-3，取A0=112，于是得dmin=A03p1n1=112×33484.57=20.567mm 根据书p366，因轴截面开有键槽，应增大轴径来考虑键槽对轴的强度的减弱。因直径d<100mm，轴径增大5%7%,取6%，然后将轴径圆整为标准直径，根据课程设计手册p11表1-14，按优先数系得dmin=25mm，输入轴最小直径为带轮毂孔直径。7.2.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件装配方案，装配方案草图如下：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）如上图，轴1-2段用于安装带轮，故d1-2=dmin=25mm,为满足定位要求，轴1-2右端制出一轴肩，并考虑到密封件标准直径，故取2-3段的直径d2-3=35mm，带轮左端用轴端挡圈固定，根据课程设计手册p63取挡圈直径D=32mm。大带轮与轴配合的毂孔长度B=50mm，考虑到轴端挡圈应压在带轮上，故1-2段长度比B略短，取l1-2=48mm。2）初步选择滚动轴承。由书p328表13-10知，轴承选用脂润滑。因轴承同时受径向力和轴向力作用，故初选角接触球轴承，参照工作要求并根据d2-3=35mm，由课程设计手册p77选取轴承型号为7007c，d×D×B=35mm×62mm×14mm，故d3-4=d7-8=35mm，参照课程设计手册p216，考虑到挡油环的尺寸，取其总长为挡油环=11mm，则l3-4=l7-8=B+挡油环=14+11=25