2022年西华大学机械设计课程设计说明书 .pdf

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1、机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书1 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书2 一、传动方案的拟定对于本机器，初步选择原动机为三相异步电动机，根据任务书的要求，要求本机器的承载能力速度范围大、传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。根据参考书 1第 7 页常见机械传动的主要性能满足圆柱齿轮传动要求。对圆柱齿轮传动，为了使结构尺寸和重量较小，当减速比8i时，宜

2、采用二级以上的传动形式。根据参考书 1第 7 页常见机械传动的主要性能二级齿轮减速器传动比范围为：840i，满足要求。根据工作条件和原始数据可选展开式二级圆柱齿轮传动。因为此方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应行好，但也有一缺点，就是宽度较大。其中选用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效地减小横向尺寸。在没有特殊要求的情况下，一般采用卧式减速器。为了便于装配，齿轮减速器的机体采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。综上所述，传动方案总体布局如图一所示：名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - -

3、- - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书3 计算及说明结果二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1、电动机类型和结构形式的选择：由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的 Y 系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也适用于某些要求起动转矩较高的机

4、械，如压缩机等。由于 Y 系列三相笼型异步电动机有如此多有优点，且符合此减速器设计要求，因此选择 Y 系列三相鼠笼式异步电动机。2、选择电动机容量 ：电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。本次设计的运输机是不变载荷下长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率edP 等于或稍大于所需的电动机工作功率dP ，即eddPP ，电动机不会过热，不必较验发热和起动力矩。（1）工作机所需功率wP ：工作机所需功率wP 可由工作机的工作阻力F，工作机卷筒的线速度v求得，即根据公式 (2)：1000wFvPkW则，69000.443.0361000wPkW传动装置的总效率,应为组成传动装置的各部

5、分运动副效率之乘积，即公式(5)：123n其中：1表示：滚动轴承效率，取0.96；2表示：齿轮传动副的效率， 取 0.98(查参考书 1第 7 页表一常见机械传动的主要性能 )；3表示：弹性连轴器的传动效率，取0.97 4表示：卷筒的效率，取0.99 Y 系列三相鼠笼式异步电动机。电动机传动装置的运动和动力参数计算公式及有关数据皆引自1第 1220 页3.036wPkW0.79名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机

6、 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书4 计算及说明结果5取 0.96 所以：14342223450.96 0.98 0.97 0.99 0.960.79（ 2）如图一所示的带式运输机， 其电动机所需的工作功率dP 根据公式(1)有：wdPPkW则有：3.0363.8430.79dPkW3、确定电动机转速dn：卷筒工作转速可根据如下公式计算：60 1000vnD即：6010000.4417.89 / min470nr根据参考书 1第 7 页表一常见机械传动的主要性能，V 带的传动比范围为 24ai二级圆柱齿轮减速器传动比的范围为840bi，故电动机转速的可选范围根据公式（ 6）有：(24)(

7、840) 17.892862862 / mindabniinr根据容量和转速 ,查出有三种传动比方案，如表一：表一方案电动机型号额定功率edPkW电动机转速/ minr电动机重量N参考价格元转动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V 带传动减速器1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 85.65 3.5 25.90 2 Y132M1-6 4 1000 960 730 350 53.66 3.8 14.12 3 Y160M1-8 4 750 720 1180 500 42.83 2.8 12.13 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，可见第二方案比较合适

8、，因此选择电动机型号为Y136M1-6，其主要性能如表二：表二型号额定功率 kW 满载时启动电流额定电流启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min 电流(380V时)A 效率功率因素3.8dPkW17.89 / minnr电动 机 型 号 为Y136M1-6名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书5 计算及说明结果Y132M1-6 4 960 9.4 84 0.77 6.5

9、 2.0 2 Y132M1-6 电动机的外形和安装尺寸如表三：表三中心高H 外形尺寸 L（AC/2+AD ）HD 底脚安装尺寸 AB 地肢螺栓孔直径 K 轴伸尺寸DE 装键部位尺寸FGD 132 515345315 216178 12 2880 1041 注：表中尺寸单位均为mm。4、 确定传动装置的总传动比和分配传动比传动装置的总传动比ni 为选定的电动机满载转速mn 和工作机主轴转速n之比即公式（ 7） ：mnnin其中：mn ：选定的电动机 Y132M1-6 满载转速 960r/min；n：卷筒工作主轴转速，即告17.89r/min；则有：96053.6617.89niV 带分配的传动比

10、0i =3.8，nii减0i12.29i减展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸没润滑的要求，为使两极大齿轮的直径相近，按照经验一般取高速级传动比hi 为低速级传动比li 的1.31.4倍，即：1.31.4hlii为使两极大齿轮的直径相近，本次设计取1.3hlii 。根据总传动比为各级传动比的连乘积，即公式（8） ：123nmii iii由公式 (6)、 （7）联立，带入数据：1.314.12hlhliii i得：4.5hi；3.15li5、 计算传动装置的运动和动力参数按照由电动机轴到工作机运动传递路线推算。得各轴的运动和动力参数。53.66ni12.29i减4.5hi3.15li名师资料

11、总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 5 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书6 计算及说明结果（1） 各轴转速I 轴根据公式（ 9） ：10/ minmnnri式中：mn 为电动机满载转速；0i为电动机至一轴的传动比，因为中间由联轴器连接，所以3.8；代入数据则有：10960252.6 /min3.8mnnriII 轴根据公式（ 10） ：12/ minhnnri代入数据2252.656.14 /min4.5nrIII

12、轴根据公式（ 11） ：23/minlnnri代入数据356.1417.82 / min3.15nr卷筒轴：343/ minnnri式中：3i 为 III 轴至卷筒轴的传动比，因为它们之间直接由联轴器连接，所以31i，代入数据则有：4317.82 / minnnr（2） 各轴输入功率I 轴根据公式（ 12） ：101dPPkW 式中：01为电动机至 I 轴的传递效率；则0113；代入数据则有：13.8 0.98 0.993.648PkW II 轴根据公式（ 13） ：2112PPkW 式中：12为 I 轴至 II 轴的传递效率；则12121252.6 /minnr256.14 / minnr3

13、17.82 / minnr417.82 /minnr13.648PkW23.468PkW 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书7 计算及说明结果代入数据则有：23.648 0.98 0.973.468PkW III 轴根据公式（ 14） ：3223PPkW 式中：23为 II 轴至 III 轴的传递效率；则2312代入数据则有：33.468 0.98 0.973.296Pk

14、W 卷筒轴：434PPkW 式中：34为 III 轴至卷筒轴的传递效率；则3413代入数据则有：43.296 0.98 0.993.198PkW（3） 各轴输出功率IIII 轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率.98，则有：I 轴：110.983.648 0.983.575PPkW；II 轴：220.983.468 0.983.398PPkW；III 轴：330.983.296 0.983.23PPkW。（4） 各轴输入转矩电动机主轴输出转矩dT 根据公式（ 17） ：9550ddmPTnN m代入数据则有：3.8955037.8960dTN mIIII 轴的输入转矩：I 轴根据公式（ 18）

15、 ：1001dTT iN m代入数据则有：137.8 3.8 0.98 0.99137.89TN mII 轴根据公式（ 19） ：21112112hTT iT iN m代入数据则有：2137.89 4.5 0.98 0.97589.87TN mIII 轴根据公式（ 20） ：32223212lTT iT iN m33.296PkW43.198PkW13.575PkW；23.398PkW；33.23PkW37.8dTN m1137.89TN m2589.87TN m31766.3TN m名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - -

16、- 名师精心整理 - - - - - - - 第 7 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书8 计算及说明结果代入数据则有：3589.87 3.07 0.98 0.971766.3TN m卷筒轴的输入转矩：4334313TTTN m代入数据则有：41766.3 0.98 0.991713.66TN m（5） 各轴的输出转矩IIII 轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.98，则有：I 轴：110.9837.89 0.9837.13TTN m；II 轴：220.98589.87 0.98578.09TTN m；III 轴：330.981

17、766.3 0.981730.97TTN m。工作机的动力和运动参数整理如表四：表四轴名效率PkW转矩TN m转速n/ minr传动比i效率输入输出输入输出电机轴3.8 960 V 带37.8 252.6 I 轴3.648 137.89 252.6 II 轴3.468 589.87 56.14 III 轴3 296 1766.3 17.82 卷筒轴3.198 1713.66 17.82 6、 工作机的阻力矩工作机的阻力矩可由工作机的工作效率公式和速度公式求得：根据工作机的效率公式 (2)：1000wT wPkW又根据公式 (4)：1000wF vPkW再根据：2D wv/mm s推出：3690

18、04701050622F DTN m41713.66TN m137.13TN m2578.09TN m31730.97TN m506TN m名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 8 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书9 计算及说明结果三、带轮的设计计算名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9

19、页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书10 计算及说明结果名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 10 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书11 计算及说明结果四、传动零件的设计计算(一)高速级传动零件的设计计算1.选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数1)按图一所示的传动方案，选用硬齿面斜齿圆柱齿轮2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度3)材料选择

20、，根据表101 选：大小齿轮材料均为40 Cr 并经调质及表面淬火，硬度为48-55HRC。4)选小齿轮齿数124Z，小齿轮齿数214.5 24108ZuZ2.按齿面接触强度设计由设计计算公式 (109a)进行计算，即：213112.32()tEtdHKTZudumm1) 确定公式内的各计算量(1) 试选载荷系数1.3tK(2) 计算小齿轮传递的转矩根据公式511195.5 10PTnN mm代入数据则有513.57595.510137.89960TN mm(3) 由表 107 选取齿宽系数0.7d(4) 由表 106 查得材料的弹性影响系数189.8EZ1/ 2MP(5) 由图 1021d

21、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限lim11100HMP；则大齿轮的接触疲劳极限lim21100HMP。(6) 齿轮的工作应力循环次数N的计算公式 (1013)：60hNnjL式中：n为齿轮的转数，/ minr；j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；hL 为齿轮的工作寿命。根据高速级齿轮传动比4.5hi，代入数据则有：齿轮的计算公式及有关数据和图表皆引自2第 189208页齿轮材料：40 Cr 并经调质及表面淬火小齿轮 50HRC大齿轮 50HRC1.3tK1137.89TN mm0.7d189.8EZ1/2MPlim11100HMPlim21100HMP名师资料总结 - - -精品资料欢迎

22、下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 11 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书12 计算及说明结果9160252.6 1 (2 85 260)0.36 10N9821.198 10 / 4.50.8 10N(7) 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数10.95HNK；20.97HNK。(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1， 接触疲劳安全系数1S， 齿轮的接触疲劳许用应力H按式（ 1012）计算limHNHHKSMPa式中：HNK为接触疲劳寿

23、命系数；S为接触疲劳强度安全系数；limH为齿轮的接触疲劳极限。则大小齿轮的接触疲劳极限分别为：1lim110.95110010451HNHHKSMPa2lim220.97110010671HNHHKSMPa（9）HZ2.433HZ 区域系数，（10）圆柱齿轮断面重合度，由图10-26查得12120.780.871.65，2) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径1td ，代入 H中较小的值13123212 1.3 137.894.512.433 189.82.32()0.8 1.654.5105641.75tHEtdHK TZ Zudumm（2） 计算圆周速度v1141.756252.60.55

24、60 100060 1000tdnv/m s（3） 计算齿宽b10.8 41.75633.404dtbdmm910.36 10N820.8 10N10.95HNK20.97HNK11045HMPa21067HMPaHZ2.433=1.65 141.75tdmm0.55v/m s33.404bmm1.688tmmm3.798hmm/8.795b hmm名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设

25、计 说 明 书13 计算及说明结果（4） 计算齿宽与齿高之比/b h模数11cos41.756 cos141.68824ttdmzmm齿高2.252.25 1.6883.798thmmm/33.404 /3.9888.795b hmm（5） 计算载荷系数根据0.55v/m s,7 级精度 ,由图 108 查得动载荷系数1.15VK；斜齿轮，假设/100AtK Fb/Nmm。由表达 103 查得1HFKK由表 102 查得使用系数1.25AK（有轻微振动）；由表 104 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，2231.150.18 (1 0.6)0.31 10HddKb将数据代入后得22

26、31.150.18 (1 0.6 0.8 )0.80.31 1033.404 1.454HK由/8.795b h，1.454HK，查图 1013得1.22FK；根据载荷系数公式：AVHHKKKKK将数据代入后得1.25 1.151 1.4541.612K（6） 按实际的载荷系数校正所得和分度圆直径，根据公式（1010a） ：311/ttddKKmm将数据代入后得3133.4041.612/1.342.77dmm（7） 计算模数m11cos/42.77cos14 / 241.729mdZmm3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式（ 105） ：23212cos()FSdFKTYY YmZmm1

27、)确定公式内的各计算数值1.15VK1HFKK1.25AK1.454HK1.37FK1.612K142.77dmm1.729mmm1620FEMPa2620FEMPa10.9FNK20.94FNK名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书14 计算及说明结果(1) 由图 1020c 查得小齿轮的弯曲强度极限1620FEMPa；大齿轮的弯曲强度极限2620FEMPa；(2) 由图

28、 1018 查得弯曲疲劳寿命系数10.9FNK；20.94FNK；(3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S， 齿轮的弯曲疲劳许用应力H按式 （1012） ：FNFEFKSMPa式中：FNK为弯曲疲劳寿命系数；S为弯曲疲劳强度安全系数；FE为齿轮的弯曲疲劳极限。将数据代入公式，则大小齿轮的弯曲疲劳极限分别为：1110.9620398.571.4FNFEFKSMPa2220.94620416.291.4FNFEFKSMPa(4) 计算载荷系数K，根据载荷系数公式：AVFFKKKKK将数据代入后得1.251.15 1 1.371.96K(5) 查取齿形系数由表达 105 查得12.59

29、2FY，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得22.167FY(6) 查取应力校正系数由表达 105 查得11.596SY，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得21.813SY(7) 计算大小齿轮的FSFYY并加以比较1112.592 1.5960.010397398.57FSFYY1398.57FMPa2416.29FMPa1.96K12.592FY22.167FY11.596SY21.813SY1110.010397FSFYY2220.00944FSFYY1.674mmm名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心

30、整理 - - - - - - - 第 14 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书15 计算及说明结果2222.1671.1830.00944416.29FSFYY大齿轮的数值大。（8）2)设计计算322 1.96 0.88 cos140.015881.6741 24mmm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强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度处出的模数1.73 并就近圆整为标准值2mm

31、m， （出处）按接触疲劳强度得的分度圆直径142.77tdmm处出小齿轮的齿数：11cos42.77cos1420.7492tdZm取121Z；大齿轮齿数214.5 2194.5Zu Z取295Z这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿面弯曲疲劳强度，并蒂莲做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算1）计算中心距12()/ 2cos(21 95)2/ 2 cos14119.551aazz mmm元整为 1202）修正螺旋角12()arccos14.8352nzzma3）计算分度圆直径1121243.448coscos14.835Z mdmm22952196.55coscos14.

32、835Zmdmm4）计算齿轮宽度10.8 42.7734.216dbdmm取235Bmm；140Bmm121Z295Z143.448dmm2196.55dmm120amm34.216bmm240Bmm135Bmm1832.7tFN44.01AtK Fb/Nmm合适名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书16 计算及说明结果5.验算411224.765 101832.743.4

33、48tTFdN1.251832.744.0152AtK Fb/Nmm44.01/Nmm100/Nmm合适(二)低速级传动零件的设计计算1.选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数5)按图一所示的传动方案，选用硬齿面斜齿圆柱齿轮6)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度7)材料选择，根据表101 选：大小齿轮材料均为40 Cr 并经调质及表面淬火，硬度为48-55HRC。8)选小齿轮齿数124Z，小齿轮齿数213.5 2476ZuZ2.按齿面接触强度设计由设计计算公式 (109a)进行计算，即：213112.32()tEtdHKTZudumm3) 确定公式内的各计算量(9) 试选载荷系数1.

34、5tK(10)计算小齿轮传递的转矩根据公式522195.510PTnN mm代入数据则有523.57595.510137.89960TN mm(11)由表 107 选取齿宽系数0.8d(12)由表 106 查得材料的弹性影响系数189.8EZ1/2MP(13)由图 1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限lim11100HMP； 则大齿轮的接触疲劳极限lim21100HMP。(14)齿齿轮的计算公式及有关数据和图表皆引自2第 189208页齿轮材料：40 Cr 并经调质及表面淬火小齿轮 50HRC大齿轮 50HRC1.5tK2137.89TN mm0.8d189.8EZ1/2MPlim11

35、100HMPlim21100HMP名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 16 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书17 计算及说明结果轮的工作应力循环次数N的计算公式 (1013)：60hNnjL式中：n为齿轮的转数，/ minr；j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；hL为齿轮的工作寿命。根据高速级齿轮传动比4.5hi，代入数据则有：8160 252.6 1 (28 5260)0.8084 10N9821.19

36、8 10 / 4.50.2566 10N(15)由图 1019 查得接触疲劳寿命系数10.97HNK；20.98HNK。(16)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1， 接触疲劳安全系数1S， 齿轮的接触疲劳许用应力H按式（ 1012）计算limHNHHKSMPa式中：HNK为接触疲劳寿命系数；S为接触疲劳强度安全系数；limH为齿轮的接触疲劳极限。则大小齿轮的接触疲劳极限分别为：1lim110.9711001072.91HNHHKSMPa2lim220.98110010781HNHHKSMPa（9）HZ2.433HZ 区域系数，（10）圆柱齿轮断面重合度，由图10-26查得12120.790.

37、861.65，4) 计算（8） 试算小齿轮分度圆直径1td ，代入 H中较小的值810.8084 10N820.2566 10N10.97HNK20.98HNK11072.5HMPa21078HMPaHZ2.433=1.65 168.924tdmm0.2024v/m s55.139bmm名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书18 计算及说明结果13123212 1.3 13

38、7.894.512.433 189.82.32()0.8 1.654.5105668.924tHEtdHK TZ Zudumm（9） 计算圆周速度v1168.924252.60.202460 100060 1000tdnv/m s（10）计算齿宽b10.8 68.9255.139dtbdmm（11）计算齿宽与齿高之比/b h模数11cos55.139 cos142.7824ttdmzmm齿高2.252.25 2.786.296thmmm/55.139 / 6.2988.795b hmm（12）计算载荷系数根据0.55v/m s,7 级精度 ,由图 108 查得动载荷系数1.02VK；斜齿轮，假

39、设/100AtK Fb/Nmm。由表达 103 查得1HFKK由表 102 查得使用系数1.25AK（有轻微振动）；由表 104 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，2231.150.18 (1 0.6)0.31 10HddKb将数据代入后得2231.150.18 (1 0.6 0.8 )0.80.31 1055.139 1.454HK由/8.795b h，1.454HK，查图 1013得1.22FK；根据载荷系数公式：AVHHKKKKK将数据代入后得1.25 1.151 1.4541.598K（13）按实际的载荷系数校正所得和分度圆直径，根据公式（1010a） ：311/ttddK

40、Kmm2.78tmmm6.269hmm/8.795b hmm1.02VK1.2HFKK1.25AK1.298HK1.22FK1.589K170.26dmm2.84mmm名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 18 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书19 计算及说明结果将数据代入后得3168.9241.612/1.370.26dmm（14）计算模数m11cos/70.26cos14 / 242.84mdZmm3.按齿

41、根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式（ 105） ：23212cos()FSdFKTYY YmZmm3)确定公式内的各计算数值(8) 由图 1020c 查得小齿轮的弯曲强度极限1620FEMPa；大齿轮的弯曲强度极限2620FEMPa；(9) 由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数10.9FNK；20.94FNK；(10)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S， 齿轮的弯曲疲劳许用应力H按式 （1012） ：FNFEFKSMPa式中：FNK为弯曲疲劳寿命系数；S为弯曲疲劳强度安全系数；FE为齿轮的弯曲疲劳极限。将数据代入公式，则大小齿轮的弯曲疲劳极限分别为：1110.9620420.7141

42、.4FNFEFKSMPa2220.94620429.5711.4FNFEFKSMPa(11)计算载荷系数K，根据载荷系数公式：AVFFKKKKK将数据代入后得1.15 1.15 1 1.071.493K(12)查取齿形系数1620FEMPa2620FEMPa10.9FNK20.94FNK1420.714FMPa2429.571FMPa1.493K名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 19 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计

43、说 明 书20 计算及说明结果由表达 105 查得12.592FY，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得22.204FY(13)查取应力校正系数由表达 105 查得11.596SY，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得21.778SY(14)计算大小齿轮的FSFYY并加以比较1112.5921.5960.009833420.714FSFYY2222.1671.1830.009124429.571FSFYY大齿轮的数值大。（8）4)设计计算322 1.96 0.88 cos140.015882.541 24mmm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

44、轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度处出的模数1.73 并就近圆整为标准值2mmm， （出处）按接触疲劳强度得的分度圆直径142.77tdmm处出小齿轮的齿数：11cos70.26cos1422.72tdZm取123Z；大齿轮齿数213.152372.45Zu Z取272Z这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿面弯曲疲劳强度，并蒂莲做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算12.592FY22.204FY11.596SY21.778SY1110.009833FSFYY2220

45、.009124FSFYY2.54mmm123Z名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 20 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书21 计算及说明结果5）计算中心距12()/ 2cos(2372) 2/ 2cos14146.86aazz mmm元整为 1476）修正螺旋角12()arccos14.2132nzzma7）计算分度圆直径1123271.178coscos14.213Z mdmm22952222.82cosc

46、os14.835Zmdmm8）计算齿轮宽度10.8 71.17856.942dbdmm取262Bmm；157Bmm五、轴的计算（一） 高速轴（ I 轴）的计算1初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据轴的最小直径估算公式 （152） ：3min0PdAn式中：P为轴传递的功率，单位为kW（查表四）；n轴的转速，单位为/ minr（查表四）；根据表 153，取0120A；将数据代入公式，则有：输入轴的最小直径是安装联轴器的直径I-IId为了使所选的轴的直径I-IId与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。根据后文可知，选用型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径mm，故取mm； 半

47、联轴器长度mm，半联轴器与轴孔径配合的长度mm。2拟定轴上零件的装配方案1)轴上零件的装配方案如下图：图二272Z1471.178dmm2222.82dmm147amm56.942bmm157Bmm262Bmm轴的计算公式及有关数据和图表皆引自2第 355365页mm型弹性柱销联轴器mm名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 21 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书22 计算及说明结果2)根据轴向定位的要求确定轴的

48、各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，III 轴段右端需制出一轴肩，故取 IIIII 段的直径mm左端由轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度mm， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故III 段的长度应比1L 略短一些，现取mm。为了便于轴承的安装，故III IV 段的长度应略小于轴承宽度，因此IIIII 段的长度为：II-III23(15 20)2ltlBmm式中：t为轴承端盖凸缘厚度， 根据查参考书 1 26P 表 3 计算得，9tmm2l 根据参考书 1 41P 图 30，有212(812)lcc，式中各未知量可查参考书 1

49、26P 表 3 及27P 表 4 计算得到，mm。所以有：mm（2）初步选择滚动轴承。 因轴承只承受径向力的作用， 故选用滚动轴承。参照工作要求并根据II-III38dmm，查参考书 1 121P由轴承产品目录初步选取 0 组游隙、标准精度级的深沟球轴承，其尺寸为，故III-IVVI-VIIddmm；而VI-VII23lBmm（式中2、3可由参考书 1 26P 表 3 算出） 。左滚动轴承由轴肩定位，由查参考书1 121P查得轴肩的定位高度为3.5mm，因此取IV-V47dmm。右轴承由挡油板定位，所以轴直径不变。（3）高速级小齿轮的齿根圆直径公式：(2*2 *)fadm ZhCmmmmmm深

50、沟球轴承III-IVdmmVI-VIIdmmVI-VIIlmmIV-Vdmm名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 22 页，共 46 页 - - - - - - - - - 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书23 计算及说明结果标准齿形，*1ah，*0.25C；将数据代入公式则有：11(2*2 *)fadm ZhCmm因为IV-V1fddmm，所以将此轴做成齿轮轴，齿宽60mm。所以V-VI60lmm。参 见 参 考 书 1 41P图30可 看 出IV V段 的 长