1、機械設計課程設計設計計算說明書設計題目：麥秸打包機機構及傳動裝置設計設 計 者：學 號： 專業(yè)班級： 指導教師： 完成日期： 天津理工大學機械工程學院目 錄一 課程設計的任務二 電動機的選擇三 傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比四 傳動裝置的運動和動力參數的計算五 傳動零件的設計計算六 軸的設計、校核七 滾動軸承的選擇和計算八 鍵連接的選擇和計算九 聯軸器的選擇十 潤滑和密封的選擇十一 設計總結十二 參考資料一、 課程設計的任務1設計目的課程設計是機械設計課程重要的教學環(huán)節(jié)，是培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎課。課程設計的主要目的是：(1)通過課程設計使學生綜合運用機械設計課程及有關先修課程的知

2、識，起到鞏固、深化、融會貫通及擴展有關機械設計方面知識的作用，樹立正確的設計思想。(2)通過課程設計的實踐，培養(yǎng)學生分析和解決工程實際問題的能力，使學生掌握機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的一般設計方法和步驟。(3)提高學生的有關設計能力，如計算能力、繪圖能力以及計算機輔助設計(CAD)能力等，使學生熟悉設計資料(手冊、圖冊等)的使用，掌握經驗估算等機械設計的基本技能。2設計題目：（根據自己題目，從下面三個題目中，保留自己的）麥秸打包機機構及傳動裝置設計執(zhí)行機構方案設計、傳動裝置總體設計及機構運動簡圖已經在機械原理課程設計中完成（詳見機械原理課程設計資料，在此略），現將對傳動裝置進行具體設計。

3、簡圖如下圖所示。麥秸打包機機構及傳動裝置設計原始數據：n (r/min)T (N·m)l1 (mm)l2 (mm)l3 (mm)l4 (mm)l5 (mm)l6 (mm)30520300400260820200600說明和要求：（1） 工作條件：一班制，田間作業(yè)，每年使用二個月；（2） 使用年限：六年；（3） 生產批量：小批量試生產（十臺）；（4） 工作周期T的允許誤差為±3%之內；3設計任務1）總體設計計算(1)選擇電動型號計算所需電機功率，確定電機轉速，選定電機型號；(2)計算傳動裝置的運動、動力參數；a.確定總傳動比i，分配各級傳動比；b.計算各軸轉速n、轉矩T；c.

4、傳動零件設計計算；d.校核中間軸的強度、軸承壽命、鍵強度；2）繪制減速器裝配圖（草圖和正式圖各一張)；3）繪制零件工作圖：減速器中大齒輪和中間軸零件工作圖；（注：當中間軸為齒輪軸時，可僅繪一張中間軸零件工作圖即可）；4）編寫設計計算說明書。二、電動機的選擇1電動機類型的選擇按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。2 確定電動機輸出功率Pd電動機所需的輸出功率Pd=Pw/其中：Pw-分配軸的輸入功率-由電動機至分配軸的傳動總效率分配軸的輸入功率-Pw= M/1000 (kw)=nW /30=30/30=3.14159(rad/s)PW=M/1000=520*3.

5、14159/1000=1.63363(kw)所以： Pd=Pw/總效率 =帶·4軸承·2齒輪·聯軸器查表可得：帶 =0.96， 軸承=0.99，齒輪=0.97， 聯軸器=0.99，則a =帶×軸承3×齒輪2×聯=0.96×0.993×0.972×0.99= 0.877電動機所需的功率： Pd =1.86(kw)3確定電動機轉速分配軸轉速nwnw=30r/min確定電動機轉速可選范圍:V帶傳動常用傳動比范圍為: i帶=24，雙級圓柱齒輪傳動比范圍為i減=916，則電動機轉速可選范圍為:nd=nw i總=(2

6、4)( 916) nw=18 nw64 nw=(1864)×30=5401920r/min其中： i總= i帶× i減=(24) ×(916) =1864i減減速器傳動比符合這一轉速范圍的同步轉速有 750 、1000、1500 、3000 r/min，根據容量和轉速，由有關手冊查出適用的電動機型號。（建議：在考慮保證減速器傳動比i減>12時，來確定電機同步轉速）。方案電動機型號額定功率ped/kw電動機轉速/ r/min同步滿載1Y132S-82.27507102Y112M-62.210009403Y100L1-42.2150014204Y90L-22.2

7、300028404.確定電動機型號根據所需效率、轉速，由機械設計手冊 或指導書選定電動機： Y100L1-4 型號（Y系列）數據如下: 額定功率P=2.2(kw) (額定功率應大于計算功率)滿載轉速：nm = 1420r/min （nm電動機滿載轉速）同步轉速:1500r/min電動機軸徑:28mm三、傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比1傳動裝置的總傳動比i總= i帶× i減= nm/ nw =1420/30=47.3nw分配軸轉速2分配各級傳動比為使V帶傳動外部尺寸不要太大，可初步取i帶=3左右則：i減=i總/i帶=47.3/2.8=16.9減速器傳動比分配原則：各級傳動尺寸協調，

8、承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近以便潤滑（浸油深度）。i減=i高*i低i高高速級傳動比i低低速級傳動比建議取： i高=（1.21.3)i低則： i減= （1.21.3) i2低i低 =3.61i高=1.3i低 = 4.688四、傳動裝置的運動和動力參數的計算1計算各軸的轉速軸（高速級小齒輪軸）：n=nm/i帶=1420/2.8=507.14r/min軸（中間軸）：n= n/ i高=507.14/4.688=108.18r/min軸（低速級大齒輪軸）：n=n/i低=108.18/3.61=29.97r/min分配軸: nW= n=29.97r/min2計算各軸的輸入功率和輸出功率軸： P入= P

9、d ·帶=1.86×0.96 =1.786kwP出= P入·軸承=1.786×0.99 =1.768kw軸： P入= P出·齒輪 =1.768×0.97 =1.715kwP出= P入·軸承 =1.715×0.99 =1.70kw軸： P入= P出·齒輪 =1.70×0.97 =1.649kwP出= P入·軸承 =1.649×0.99 =1.633kw軸（分配軸）:P入= P出·聯軸器 =1.633×0.99 =1.616kwP出= P入·軸承 =

10、1.616×0.99 =1.60kw3.計算各軸的輸入轉矩和輸出轉矩公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)軸： T入=9.55×106×P入/ n=33.6×103 (N·mm)T出=9.55×106×P出/ n=33.3×103 (N·mm)軸： T入=9.55×106×P入/ n=151.3×103 (N·mm)T出=9.55×106×P出/ n=150.0×103 (N·mm)軸

11、： T入=9.55×106×P入/ n=525.5×103 (N·mm)T出=9.55×106×P出/ n=520.4×103 (N·mm)軸（分配軸） T入=9.55×106×P入/ n=514.9×103 (N·mm)T出=9.55×106×P出/ n=509.8×103 (N·mm)將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表：軸名功率P（kw）轉矩T （N·mm）轉速n（r/min）傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸1.

12、8612.5×10314202.80.95軸1.7861.76833.6×10333.3×103507.144.690.96軸1.7151.700151.3×103150.0×103108.183.610.96軸1.6491.633525.5×103520.4×10329.9710.98分配軸1.6161.60514.9×103509.8×10329.97五、傳動零件的設計計算5.1 V帶傳動的設計計算V帶傳動的設計計算主要包括V帶傳動參數的選擇和帶輪結構的設計。5.1.1 V帶傳動參數的選擇定V帶型號和

13、帶輪直徑工作情況系數由參考文獻【1】表11.5 KA =1計算功率Pc = KAP =1×1.84(式11.19)Pc =1.84 KW 選帶型號由參考文獻【1】圖11.15Z型V帶的型號為Z型，由參考文獻【1】表11.4頂寬b =10 mm節(jié)寬bp =8.5 mm高度h =6 mmb =10 mmbp =8.5 mmh =6 mm小帶輪直徑由參考文獻【1】表11.6D1 =90mm大帶輪直徑大帶輪轉速D2 = D1 ×i帶n2 =(1- )D1n1/D2 =(1-0.01)×1420×90/252D2 =252 mm n2=502.1r/min(設=1

14、%)計算帶長求DmDm =(D1 + D2)/2 =(90+252)/2Dm =171 mm求=(D2 - D1)/2 =(252-90)/2 =81 mm初取中心距(D1 + D2)*2> a >(D1 + D2)*0.55+h(由參考文獻【1】表11.4 h= 8mm)(式11.20)取a=600 mm帶長L=×Dm +2+2/a=×171+2×600+812/600(式11.2)基準長度由參考文獻【1】圖11.4Ld=1800 mm求中心距和包角中心距a=(L-Dm)/4+(L-Dm)2-820.5/4=(1800-×171)/4+(1

15、800-×171)2-8×8120.5/4(式11.3)a=626mm小輪包角1 =180°- 60°×(D2-D1)/a=180°-60°×(252-90)/626(式11.4)1 =164.5°>120°求帶根數帶速v=×D1 n1/(60×1000)= ×90×1420/60000v=6.7m/s傳動比i=n1 /n2 =252/90i=2.8帶根數由參考文獻【1】表11.8 P0 =0.37kw由參考文獻【1】表11.7 Ka =0.95由參

16、考文獻【1】表11.12 KL =1.18由參考文獻【1】表11.10 P0 =0.03kwz= Pc/(P0+P0)KaKL=1.84/(0.37+0.03)×0.95×1.18(式11.22)取z=4根求軸上載荷張緊力F0 =500×(2.5-Ka)Pc/Kavz+qv2=500×(2.5-0.95)2.21/(0.95×6.7×4)+0.06×6.72(由參考文獻【1】表11.4 q=0.10kg/m)(式11.21)F0 =70N軸上載荷FQ =2zF0sin(1/2)=2×4×70×s

17、in(164.5°/2)FQ =301.53 N注：表格中公式來源于參考文獻【1】。5.1.2 z型v帶截面尺寸z型v帶頂寬b節(jié)寬bp高度h截面尺寸108.56注：表格中數據來源于參考文獻【1】表11.4。5.1.3 帶輪結構的設計V帶的型號為z型1、輪緣尺寸ha min由參考文獻【1】表11.4ha min =2mmhf min由參考文獻【1】表11.4hf min =7 mme由參考文獻【1】表11.4e =12 mmf由參考文獻【1】表11.4f =8 mmmin由參考文獻【1】表11.4min =5.5 mm由參考文獻【1】表11.4=38°2、輪輻尺寸帶輪寬度BB

18、=(z-1)e + 2f=(4-1)×12+2×5B=56 mm小帶輪外徑DL1DL1 =D1 +2ha =90+2×2DL1 =94 mm大帶輪外徑DL2DL2 =D2 +2ha =252+2×2DL2 =256 mm注：表格中公式來源于參考文獻【1】表11.4。5.2 齒輪傳動的設計計算減速器中齒輪采用閉式軟齒面斜齒輪傳動。小齒輪材料采用45鋼，調質處理，硬度為240HB；大齒輪材料采用45鋼，正火處理，硬度為200HB。8級精度。每日工作時數(hour)：8 每年工作日數(day): 61傳動工作年限(year)：65.2.1高速級高速級傳動比：i

19、 = u= 4.695.2.1.1 設計計算齒輪相關強度齒面接觸疲勞強度計算1、初步計算轉矩T1T入 T1 =33632 齒寬系數d由參考文獻【1】表12.13，取d =1.0d =1.0Ad 值由參考文獻【1】表12.16，估計=15°，取Ad =82Ad =82接觸疲勞極限Hlim由參考文獻【1】圖12.17cHlim1 =650MpaHlim2 =600Mpa初步計算許用接觸應力HH1 = 0.9Hlim1 =0.9×650H2 = 0.9Hlim2 =0.9×600(式12.15)H1 =585MpaH2 =540Mpa初步計算的小齒輪直徑d1d1 Ad

20、T1(u+1)/(udH2)1/3 =82×95000×(4.69+1)/(4.69×1.0×5402)1/3=42.6(式12.14)取d1=44mm初步齒寬bb=d d1 =1.0×44b=44mm2、校核計算圓周速度vv=d1n1/(60×1000)=×44×507.14/(60×1000)v=1.14 m/s齒數z、模數m和螺旋角取齒數z1 =21,z2 =iz1 =99，取z2 =99mt =d1/z1=44/21=2.09由參考文獻【1】表12.3,取mn =2=arccos(mn /mt)=

21、arccos(2/2.09)z1 =21,z2 =99mt =2.09mn =2=16.9°使用系數KA由參考文獻【1】表12.9KA =1.5動載系數Kv由參考文獻【1】圖12.9Kv =1.08齒間載荷分配系數KH由參考文獻【1】表12.10，先求Ft =2T1/d1 =2×33632/44=1529 NKAF1/b=1.5×1529/44=52.13 N/mm100 N/mm =1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos=1.88-3.2(1/21+1/99)cos16.9° =bsin/(mn) =d z1 tan/=1.0×21&#

22、215;tan16.9°/ = + =1.63+2.03t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/ cos16.9°)=20.82°cosb =coscosn/cost= cos16.9°cos20°/cos20.82°=0.96由此得 KH =KF =/ cos2b =1.63/(0.96)2=1.77(式12.6) =1.63(式12.8) =2.03(式12.8) =3.66(式12.8)(式12.8)KH =1.77齒向載荷分布系數KH由參考文獻【1】表12.11KH =A+B1+0.6(b/

23、d1)2(b/d1)2+bC·10-3 =1.09+0.16×(1+0.6×12)×12+44×0.31×10-3KH =1.36載荷系數KK=KA Kv KH KH=1.5×1.08×1.36×1.77(式12.5)K=3.9彈性系數ZE由參考文獻【1】表12.12ZE =190(MPa)0.5節(jié)點區(qū)域系數ZH由參考文獻【1】圖12.16ZH =2.42重合度系數Z由式12.31，因 1，取 =1，故Z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.63)0.5Z =0.78螺旋角系數

24、ZZ =(cos)0.5 = (cos16.9°)0.5Z =0.98接觸最小安全系數SHmin由參考文獻【1】表12.14SHmin =1.03總工作時間thth =8×61×6th =2928h應力循環(huán)次數NL因工作時載荷穩(wěn)定，故NL =60n1th =60×1×2928×507.14(式12.12)NL =8.91×107h接觸壽命系數ZN由參考文獻【1】圖12.18ZN1 =1.17ZN2 =1.26許用接觸應力HH = Hlim1 ZN/SHmin =650×1.17/1.05(式12.11)H1 =72

25、4.3 MPa驗算H =ZE ZH ZZ2KT1(u+1)/(ubd12)0.5=188.9×2.42×0.78×0.98×2×3.9×33632×(4.69+1)/(4.69×44×442)0.5(式12.8)H =675.4 Mpa H2 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。3、確定傳動主要尺寸中心距aa=d1(i +1)/2=44×(4.69+1)/2= 125.2a=125.2mm實際分度圓直徑d因中心距未作圓整，故分度圓直徑不會改變，即d1 =2a/(i+1) =2&

26、#215;125.2/(4.69+1)=44d2 =id1 =206.36a實= （d1 +d2 ）/2= 125.5d1 =44 mmd2 =207 mma實= 126 mm齒寬bb=d d1 =1.0×44=44 mm取b1 =54 mmb2 =44 mm4、齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數YFzv1 =z1/cos3=21/cos316.9°=23zv2 =z2/cos3=99/cos316.9°=108由參考文獻【1】圖12.21YF1 =2.68YF2 =2.18應力修正系數YS由參考文獻【1】圖12.22YS1 =1.57YS2 =1.83重合度系數Yv

27、=1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/23+1/108)cos16.9°=1.64Y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.64(式12.18)Y =0.71螺旋角系數YYmin =1-0.25 =1-0.25×1=0.75Y =1-°/120°=1-1×16.9°/120°=0.86Ymin(式12.36)(式12.35)Y =0.86齒間載荷分配系數KF由參考文獻【1】表12.10注，/( Y)= 3.66/(1.63×0.71)=3.16前已求得KF =1.

28、77/( Y)故KF =1.77KF =1.77齒間載荷分布系數KF由參考文獻【1】圖12.14b/h=44/(2.25×2)=9.8KF =1.17KF =1.17載荷系數KK=KA Kv KH KH=1.25×1.08×1.77×1.17K=3.4彎曲疲勞極限Flim由參考文獻【1】圖12.23cFlim1 =540 MPaFlim2 =430 MPa彎曲最小安全系數SF mim由參考文獻【1】表12.14SF mim =1.25應力循環(huán)次數NL因工作時載荷穩(wěn)定，故NL1NL1 =8.91×107h NL2 =1.89×107h彎

29、曲壽命系數YN由參考文獻【1】圖12.24YN1 =0.97YN2 =0.92尺寸系數YX由參考文獻【1】圖12.25YX =1.0許用彎曲應力FF1 =Flim1 YN1 Yx/SF min =540×0.97×1.0/1.25F2 =Flim2 YN2 Yx/SF min =430×0.92×1.0/1.25F1 =419 MPaF2 =316 MPa驗算F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Y Y=2×3.4×33632×2.68×1.57×0.71×0.86F2 =F1 YFa2 Y

30、sa2 /YFa1 Ysa1 =152×2.18×1.83/(2.68×1.57)F1 =152 MPa F1 F2 =144 MPaF2 注：表格中公式來源于參考文獻【1】。5.2.1.2 設計計算齒輪相關幾何尺寸螺旋角上表已算得=16.9°旋向設定高速級小齒輪旋向為左旋，則 高速級大齒輪旋向為右旋。端面模數mt上表已算得mt =2.09齒數z上表已算得z1 =21z2 =99齒寬b上表已算得b1 =54 mmb2 =44 mm中心距a上表已算得a=126 mm實際分度圓直徑d上表已算得d1 =44 mmd2 =207 mm齒頂高系數han*由參考文獻

31、【5】得，對于正常齒制 han* =1han* =1頂隙系數cn*由參考文獻【5】得，對于正常齒制 cn* =0.25cn* =0.25端面齒頂高系數hat*hat* = han* cos=1×cos16.9°(式12.18)hat* =0.957端面頂隙系數ct*ct* = cn* cos =0.25×cos16.9°(式12.18ct* =0.24齒頂圓直徑dada1 =mt z1 + 2 mt hat* =2.09×21+2×2.09×0.957da2 =mt z2 + 2 mt hat* =2.09×99+

32、2×2.09×0.957da1 =48mmda2 =211mm齒根圓直徑dfdf1 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.069×21-2×2.09×0.97-2×2.09×0.24df2 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.09×99-2×2.09×0.957-2×2.09×0.24df1 =39mmdf2 =202 mm大齒輪結構設計計算ds由本設計說明書ds =42 mmb2b2=B=44b2= 44 mmD12

33、D12 =1.6ds =1.6×42D12 =67.2 mmD22D22 =da2 -10mn =211-10×2D22 = 191 mmD02D02 =0.5( D12 + D22 )=0.5×(67.2+191)D02 =129.1 mmd02d02 =0.25( D22 -D12 )=0.25×(191-67.2)d02 =30.95mmC2C2 =0.3b2 =0.3×44 C2 =13.2 mmn2n2 =0.5mn =0.5×2n2 =1 mm注：表格中公式來源于參考文獻【1】圖12.32。5.2.2 低速級低速級傳動比：

34、i = u = 3.615.2.2.1 設計計算齒輪相關強度齒面接觸疲勞強度計算1、初步計算轉矩T入T入 151300齒寬系數d由參考文獻【1】表12.13，取d =1.0d =1.0Ad 值由參考文獻【1】表12.16，估計=15°，取Ad =82Ad =82接觸疲勞極限Hlim由參考文獻【1】圖12.17cH lim1 =650 MpaH lim2 =600 Mpa初步計算許用接觸應力HH1 = 0.9H lim1 =0.9×770H2 = 0.9H lim2 =0.9×730(式12.15)H1 =585 MpaH2 =540 Mpa初步計算的小齒輪直徑d3

35、d3 Ad T1(u+1)/(udH2)1/3 =82×151300×(3.61+1)/(3.61×1.0×5402)1/3=71.48(式12.14)取d3 =72mm初步齒寬bb=d d3 =1.0×72b=72mm2、校核計算圓周速度vv=d3n/(60×1000)=×72×108.18/(60×1000)v=0.40m/s齒數z、模數m和螺旋角取模數z3 =28,z4 =iz3 =101mt =d3/z3=72/28=2.6由參考文獻【1】表12.3,取mn =2.5=arccos(mn /mt)

36、=arccos(2.5/2.6)z3 =28z4 =101mt =2.6mn =2.5=15.95°使用系數KA由參考文獻【1】表12.9KA =1.5動載系數Kv由參考文獻【1】圖12.9Kv =1.08齒間載荷分配系數KH由參考文獻【1】表12.10，先求Ft =2T1/d3 =2×151300/72=4203 NKAFt/b=1.5×4203/72=87.5 N/mm<100 N/mm =1.88-3.2(1/z3 +1/z4)cos=1.88-3.2(1/28+1/101)0.96 =bsin/(mn) =d z3 tan/=1.0×72&

37、#215;tan15.95°/ = + =1.67+2.63t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/ 0.96)=20.76°cosb =coscosn/cost=cos15.59°cos20°/cos20.76°=0.97由此得 KH =KF =/ cos2b =1.67/(0.965)2=1.79 =1.67 =2.52 =4.2t=20.76°cosb=0.97KH =1.79齒向載荷分布系數KH由參考文獻【1】表12.11KH =A+B1+0.6(b/d3)2(b/d3)2+bC·

38、10-3 =1.09+0.16×(1+0.6×12)×12+72×0.31×10-3KH =1.37載荷系數KK=KA Kv KH KH=1.5×1.08×1.79×1.37(式12.5)K=3.97彈性系數ZE由參考文獻【1】表12.12ZE =188.9(MPa)0.5節(jié)點區(qū)域系數ZH由參考文獻【1】圖12.16ZH =2.42重合度系數Z由式12.31，因 1，取 =1，故Z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.67)0.5Z =0.77螺旋角系數ZZ =(cos)0.5 = (c

39、os15.95°)0.5Z =0.98接觸最小安全系數SHmin由參考文獻【1】表12.14SHmin =1.1總工作時間th同上次同上次應力循環(huán)次數NL同上次(式12.13)接觸壽命系數ZN由參考文獻【1】圖12.18ZN1 =1.2ZN2 =1.26許用接觸應力HH1= Hlim1 ZN1/SHmin =724.3MPa(式12.11)H =724.3MPa驗算H =ZE ZH ZZ2KT1(u+1)/(ubd12)0.5=188.9×2.42×0.77×0.98×2×3.9×151300×(3.61+1)/(

40、3.61×72×722)0.5(式12.8)H=664.5 Mpa H2 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。3、確定傳動主要尺寸中心距aa=d3(i +1)/2=72×(3.61+1)/2a=166 mm實際分度圓直徑d因中心距未作圓整，故分度圓直徑不會改變，即d3 =2a/(i+1) =2×166/(3.61+1)=91d4 =id3 =3.61×72=260a實=（d3 + d4）/2=166d3 =72mmd4 =260 mma實=166 mm齒寬bb=d d3 =1.0×108=108 mm取b3 =82

41、mmb4 =72 mm齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數YFzv1 =z3/cos3=29/cos315.95°=33zv2 =z4/cos3=105/cos315.95°=118由參考文獻【1】圖12.21YF1 =2.45YF2 =2.18應力修正系數YS由參考文獻【1】圖12.22YS1 =1.62YS2 =1.81重合度系數Yv =1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/28+1/101)cos15.95°=1.68Y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.68(式12.18)Y =0.70螺旋角系數YYmin =

42、1-0.25 =1-0.25×1=0.75Y =1-°/120°=1-1×15.95°/120°=0.87Ymin(式12.36)(式12.35)Y =0.87齒間載荷分配系數KF由參考文獻【1】表12.10注，前已求得KF =1.78 /( Y)故KF =1.78KF =1.78齒間載荷分布系數KF由參考文獻【1】圖12.14b/h=91/(2.25×2.5)=16KF =1.16KF =1.6載荷系數KK=KA Kv KH KH=1.5×1.08×1.2×1.78K=3.46彎曲疲勞極限Fl

43、im由參考文獻【1】圖12.23cFlim1 =540 MPaFlim2 =420 MPa彎曲最小安全系數SF mim由參考文獻【1】表12.14SF mim =1.25同上次彎曲壽命系數YN由參考文獻【1】圖12.24YN1 =0.92YN2 =0.97尺寸系數YX由參考文獻【1】圖12.25YX =1.0許用彎曲應力FF1 =Flim1 YN1 Yx/SF min F2 =Flim2 YN2 Yx/SF min F1=419 MPaF2=316 MPa驗算F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Y Y/( bd1mn )F2 =F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =165.4

44、2×2.15×1.82/(2.42×1.64)F1 =205MPa F1 F2 =204MPaF2 注：表格中公式來源于參考文獻【1】。5.2.2.2 設計計算齒輪相關幾何尺寸螺旋角上表已算得=15.95°旋向設定低速級小齒輪旋向為左旋，則 低速級大齒輪旋向為右旋。端面模數mt上表已算得mt =2.6齒數z上表已算得z3 =28z4 =101齒寬b上表已算得b3=82mmb4=72mm中心距a上表已算得a=166mm實際分度圓直徑d上表已算得d3 =72mm齒頂高系數han*由參考文獻【5】得，對于正常齒制 han* =1d4 =60mmhan* =1頂

45、隙系數cn*由參考文獻【5】得，對于正常齒制 cn* =0.25cn* =0.25端面齒頂高系數hat*hat* = han* cos=1×cos15.95°hat* =0.96端面頂隙系數ct*ct* = cn* cos =0.25×cos15.95°(式12.18)ct* =0.24齒頂圓直徑da齒根圓直徑dfda3 =mt z1 + 2 mt hat* da4 =mt z2 + 2 mt hat* df3 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ctdf4 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct*da3 =76mmda

46、4 =264 mmdf3 =66mmdf4 =254 mm注：表格中公式來源于參考文獻【5】。5.2.2.3 結構設計由于低速級小齒輪尺寸較小，故將其做成實心的。由于大齒輪的頂圓直徑小于500m，由參考文獻【1】第十二章12.11齒輪結構相關知識可知，采用圓盤式結構鍛造。圓盤式齒輪結構尺寸示意圖如圖5.3所示。大齒輪結構設計計算ds由本設計說明書ds =69mmD14D14 =1.6ds =1.6×69D14 =110.4 mmD24D24 =da4 -10mn =264 -10×2.5D24 =239 mmD04D04 =0.5( D14 + D24 )=0.5×

47、;(110.4+239)D04 =174.7 mmd04d02 =0.25( D23 -D13 )=0.25×(243-110.4)d04 =32.15 mmC4C4 =0.3b4 =0.3×72 C4 =21.6 mmn4n4 =0.5mn =0.5×2.5n4 =1.25 mm注：表格中公式來源于參考文獻【1】圖12.32。六、軸的階梯化設計6.1 估算最小軸徑由參考文獻【1】P314 內容知，初算軸徑可按降低許用切應力法。計算式為： （參考文獻【1】式 16.2）式中： p - 軸傳遞的功率（Kw）n - 軸的轉速（r/min）C - 系數，由查表得之。由參考文獻【4】P21 內容知，關于C值的取值，當軸的材料選用45鋼時C=118-107。對于外伸軸，一般