机械设计课程设计说明书二级直齿圆柱齿轮传动设计.doc

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1、 SHANGHAI UNIVERSITY课程设计说明书 题目: 二级圆柱齿轮传动设计 学 院: 上海大学高等技术学院 专 业: 机电一体化 学 号: 学生姓名: 机械设计课程设计说明书设计题目：二级直齿圆柱齿轮传动设计目 录一 任务设计书1二 前言3三 减速箱原始数据及传动方案的选择 5四 电动机的选择计算 8五 轴的设计与校核 11六 联轴器的选择26七 圆柱齿轮传动设计29八 轴承的设计及校核40九 减速器的润滑26十 箱体设计 43十一设计结论 44十二设计小结 45十三. 参考文献 46 致谢 47一 机械设计课程设计任务书设计题目：2级直齿圆柱齿轮传动设计原始数据： F=1500NF

2、：输送带拉力； V=1.2m/sV：输送带速度； D=200mm D：滚筒直径。设计工作量： 设计说明书一份 电子装配图一份工作要求：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，传动比误差为5%，每隔2min工作一次，停机5min，工作年限为10年。运动简图：（见附图）电动机联轴器高速轴中间轴低速轴 减速器系统框图二 前言 机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。 满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来

3、实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。 众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减

4、速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。三 减速箱原始数据及传动方案的选择1.传动方案选择传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。由于我们的实验的要求较高，电机输入的最高转速较大，为了减少成本，降低对电机的要求，同时能够满足减震器试验台的正常工作，我们对减震器采用这样的方案:变频电机通过带轮的传递，到达第一对啮合齿轮，为了让减速器具有变速功能，我们使第二对啮合齿轮为双联齿轮，最后由输出轴传递给偏心轮机构。因为本试验属于多

5、功能测试，包括了静特性试验、疲劳试示功试验、耐久试验。所以对整个传递要求较高。所以第一、二根轴;两端采用角接触球轴承，第三根轴采用一头用角接触球轴承另一头采用普通调心球轴承。注意点是使用这个传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、 传动效率高和使用维护便利。减速器设计二级圆柱齿轮减速器传动比一般为840，用斜齿、直齿或人字齿，结构简单，应用广泛。展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度；分流式则齿轮相对于轴承对称布置，常用于较大功率、变载荷场合。同轴式减速器，长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。两级大齿轮直径

6、接近有利于浸油润滑，轴线可以水平、上下或铅垂布置，如图：图中展开式又可以有下面两种，如下所示：根据材料力学（工程力学）可以算出在相同载荷作用下，a方案优先于b方案， 最终选a由装配图查得，。由装配图查得，综上所述：可得y1y2 。 选a方案。四 电动机的选择计算合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。选择电动机的内容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、启动转矩、防护形式、结构形式等，但是结合农村具体情况，需要选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项比较重要的内容，因此在这里介绍一下电动机的选择方法及使用。1

7、.电动机选择步骤电动机的选择一般遵循以下三个步骤：型号的选择电动机的型号很多，通常选用异步电动机。从类型上可分为鼠笼式与绕线式异步电动机两种。常用鼠笼式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型异步电动机和JS、JSQ系列中型异步电动机。绕线式的有JR、JR O2系列小型绕线式异步电动机和JRQ系列中型绕线式异步电动机。 功率的选择一般机械都注明应配套使用的电动机功率，更换或配套时十分方便，有的农业机械注明本机的机械功率，可把电动机功率选得比它大10%即可（指直接传动）。一些自制简易农机具，我们可以凭经验粗选一台电动机进行试验，用测得的电功率来选择电动机功率。 电动机的功率不能选择过小，否则

8、难于启动或者勉强启动，使运转电流超过电动机的额定电流，导致电动机过热以致烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资，而且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。 选择电动机功率时，还要兼顾变压器容量的大小，一般来说，直接启动的最大一台鼠笼式电动机，功率不宜超过变压器容量的1/3。 转速的选择选择电动机的转速，应尽量与工作机械需要的转速相同，采用直接传动，这样既可以避免传动损失，又可以节省占地面积。若一时难以买到合适转速的电动机，可用皮带传动进行变速，但其传动比不宜大于3。 异步电动机旋转磁场的转速（同步转速）有3000r/min、1500r/min、1000r/mi

9、n、750r/min等。异步电动机的转速一般要低2%5%，在功率相同的情况下，电动机转速越低体积越大，价格也越高，而且功率因数与效率较低；高转速电动机也有它的缺点，它的启动转矩较小而启动电流大，拖动低转速的农业机械时传动不方便，同时转速高的电动机轴承容易磨损。所以在农业生产上一般选用1500r/min的电动机，它的转速也比较高，但它的适应性较强，功率因数也比较高。2.电动机型号的确定根据已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。 由公式 P1=Fv=15001.2=1.8 kw 电动机转速 n1=114。65. r/min 求电机功率P5 P= P电 =ab齿2z3 P= Fv

10、查阅资料可得：选取1=0.99 弹性柱销联轴器 2=0.97 6级精度齿轮的效率3=0.98 7级精度齿轮的效率 4=0.938 滚动滚子轴承的效率5=0.96滚子链传动则总=12345=0.8503 P5=2.127 kw查阅资料可得：取 i=860则 n5=n1i=114.65(840)=917.24586 (r/min)电动机符合这一范围的同步转速有1500、3000，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动比，显然选择1500 r/min的同步转速电动机比较合适。电动机型号额定功率满载转速极数(额定转矩)堵转转矩最大转矩(额定转矩)Y112M-42.2 kw1440 r/mi

11、n42.2 kw2.2 kw五 轴的设计与校核1. 轴的设计(1)高速轴设计初定最小直径，选用材料45钢，调质处理。取A0=112（不同）则Rmin=A0=16.56mm最小轴径处有键槽Rmin = 1.07dmin = 17.72mm最小直径为安装联轴器外半径，取KA=1.7，同上所述已选用TL4弹性套柱联轴器，轴孔半径R=20mm。 取高速轴的最小轴径为R=20mm。由于轴承同时受径向和轴向载荷，故选用6300滚子轴承按国标T297-94 D*d*T=17.25 轴承处轴径d =36mm高速轴简图如下：取L1=38+46=84mm,取挡圈直径D=43mm,取d2=d4=54mm,d3=67

12、mm,d1=d5=67mm。联轴器用键：圆头普通平键。B*h=6*6,长L=91 mm齿轮用键：同上。B*h=6*6, 长L=10mm,倒角为2*45度(2)中间轴设计中间轴简图如下：初定最小直径dmin=20mm选用6303轴承，d*D*T=25*62*18.25d1=d6=25mm,取 L1=26mm,L2=19，L4=120mm,d2=d4=35mm,L3=12mmD3=50mm,d5=30mm,L5=1.2*d5=69mm，L6=55mm齿轮用键：圆头普通键：b*h=12*8,长L=61mm(3)低速轴设计初定最小直径：dmin=25mm取小轴径处有键槽dmin=1.07dmin=36

13、.915mm取d1=75mm,d2=90mm,d3=97mm,d4 =75mmd5=65mm,d6=60mm,L1=35mm,L2=94mm,L3=15mm,L4=28mm,L5=38mm,L6=40mm,L7=107mm齿轮用键：圆头普通键：b*h=16*6,长L=85mm选用6300轴承：d*D*T=40*90*25.25mm,B=23mm,C=20mm第二轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 结 果1.择轴的材料确定许用应力普通用途、中小功率减速器，选用45钢，正火处理。查表2-7取=600 MPa, =95 MPa。2、按扭转强度，初估轴的最小直径由表2-6查得C=110，=40 Mp

14、a按式（2-44）得 dC=35.7mm 由于键槽的存在,应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响 到d=d(1+3%)=37.51.确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度=小齿轮的速度=1.2m/s齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。2.轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图2-4。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用螺栓联接式轴承盖实现轴两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，大齿轮的轴向固定采用轴肩与套筒相配合实现，轴采用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定，如图2-4示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。图 2-43.轴的结构设计轴的结构设计

15、主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。a) 径向尺寸的确定如上草图所示，从轴段=37.5开始，逐段选取相邻轴段的直径。起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（23）C（C为联轴器内孔倒角尺寸，取C=2）范围内经验选取，故= +2C37.5+(21）=39.5 mm,按轴的标准直径系列取=40 mm 。d与齿轮内径相配合，取=44 mm，为轴肩直径，起定位作用，同理，按轴的标准直径系列，取=48mm，=44 mmb) 轴向尺寸的确定轴段长=55 mm。与轴承相配合，查轴承宽度B=20 mm，,密封圈长10 mm,

16、于是取=30mm。与齿轮配合，取=55。4.轴的强度校核1)计算齿轮受力前面计算出:转矩 T=0.92193 Nmm齿轮切向力:F=7.32KN 径向力:F= Ftan=7.32tan20=2.664KN轴向力: =tan=1.96KN2)计算支承反力及弯矩（a）水平面上=3.66kNC点弯矩 =3.661402=256.2KN.（b）垂直面上=3.096KN =0.432KNC点弯矩：216.72kN. （c）求合成弯矩 =335.57kN. C点当量弯矩：=609.61KN.所以,=40.03考虑到键,所以 =42.06105%=42.03实际直径为60,强度足够.如所选超凡直径和键连接等

17、计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计无须修改。P=6.914KNN=71.62r/min =37.5=1.2 m/s=37.5=40 mm=44 mm=48mm=44 mm=55mm=30 mm=55mm=10 mm=30 mm=95MPa=252 mmL=140F=2.664KN=1.96KN=0.6T=0.92193Nmm(1)高速轴的校核 由于减速器中，最容易出现损坏的轴为高速轴，故在进行轴的校验的时候，只需对高速轴进行校验。高速轴的校验计算如下所示：P=3.105Kw,n=960r/min,T=30.89N.M齿轮受力：Ft=1095N,Fr=370N,Fe=148N支持力：Fv

18、1=365N,Fv2=1460N,FH1=-66N,FH2=431NMr=Fv1*90=-33N.mMH1=FH1*90=-5.94N.mMH2=M=5.01N.mT=30.89N.m M=33.38N.mca=24.4Mpa-1=60MPaca所以轴安全。六 联轴器的选择1联轴器的功用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。2 联轴器的类型特点刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格

19、便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。挠性联轴器：具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不同而异。无弹性元件的挠性联轴器：承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。非金属弹性元件的挠性联轴器：在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合金属弹性元件的挠性联轴器： 除了具有较好的缓冲减震性能外，承载能力较大，适用于速度和载荷变化较大及高温或低温场合。安

20、全联轴器：在结构上的特点是，存在一个保险环节（如销钉可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损坏，即起安全保护作用。 起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。3 联轴器的选用联轴器选择原则：转矩T： T，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；转速n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；环境：若在高温下

21、工作，不可选有非金属元件的联轴器；成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；4 联轴器材料半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。用单排链时，滚子和套筒受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时，销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴与外链板之间的过盈配合容易松动。在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，离心力小；在低速重载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大承载面积。链轮齿数一般为1222。为避免过渡链节，宜取偶数。本机构查GB4323-84，选用TL4型弹性套柱销联轴器，其尺寸

22、参数如表所示，型号公称转矩N.m轴孔直径轴孔长度L、L1DSAD0B质量Y,J,J1,ZKgd1，d2，dzL、L1TlTLLTL1-6.39-1414-3271318-1.16-TL2-1612-1920-4280318-1.64-TL3-31.516-2230-5295435-2.2-TL4-6320-2838-62106435-3.2-TL5TLL112525-3544-82130545200858.368.3TL6TLL225032-4260-11216054525010510.3615.3TL7TLL350040-4884-11219054531513215.730.0TL8TLL4

23、71045-6384-14222466531513225.439.6TL9TLL5100050-7184-1422506653151683147.0TL10TLL6200060-95107-17231588040016865.992.6TL11TLL7400080-110132-21240010100500210122.6172.3TL12TLL88000100-130167-25247512130500/630210/265218.4304.3TL13TLL916000120-170167-30260014180710298425.8576.8T=T0=31.236N.M取KA=1.7则TC

24、A=KA*T=1.7*31.236N*M=53.1N*M许用转距：63N*M许用最大转速：5700r/min轴径：20-80mm七 圆柱齿轮传动设计1.齿轮传动特点与分类和其他机械传动比较，齿轮传动的主要优点是：工作可靠，使用寿命长；瞬时传动比为常数；传动效率高；结构紧凑；功率和速度适用范围很广等。缺点是：齿轮制造需专用机床和设备，成本较高；精度低时，振动和噪声较大；不宜用于轴间距离大的传动等。按齿线相对于齿轮母线方向分：直齿，斜齿，人宇齿，曲线齿按齿轮传动工作条件分： 闭式传动，形式传动，半形式传动按齿廓曲线分： 渐开线齿，摆线齿，圆弧齿按齿面硬度分： 软齿面(350佃)，硬齿面(350佃)

25、2.齿轮传动的主要参数与基本要求 齿轮传动应满足两项基本要求:1)传动平稳;2)承载能力高。主要参数基本齿廓。渐开线齿轮轮齿的基本齿廓及其基本参数见表122或查阅机械设计手册。模数。为了减少齿轮刀具种数，规定的标准模数见表123或查阅机械设计手册。中心距。荐用的中心距系列见表12，4或查阅机械设计手册。传动比i、齿数比u。主动轮转速nl与从动轮转速n2之比称为传动比i。大齿轮的齿数z2与小齿轮齿数z1之比称为齿数比u。减速传动时，u=i；增速传动u=1/i 。标准模数m： 斜齿轮及人宇齿轮取法向模数为标准模数，锥齿轮取大端模数为标准模数。标准中优先采用第一系列，括号内的模数尽可能不用。变位系数

26、。刀具从切制标准齿轮的位置移动某一径向距离(通称变位量)后切制的齿轮，称为径向变位系数。刀具变位量用xm表示，x称为变位系数。刀具向齿轮中心移动，x为负值，反之为正值。随着x的改变，轮齿形状也改变，因而可使渐开线上的不同部分作为工作齿廓，以改善啮合性质。 ， 由变位齿轮所组成的齿轮传动，若两轮变位系数的绝对值相等，但一为正值，另一为负值，即x1=-x2称为“高度变位”，此时，传动的啮合角等于分度圆压力角，分度圆和节圆重合，中心距等于标准齿轮传动中心距，只是齿顶高和齿根高有所变化。若x1=-x2；x1+x20，这种齿轮传动称为角度变位齿轮传动。此时，啮合角将不等于分度圆压力角，分度圆和节圆不再重

27、合。精度等级的选择 在渐开线圆柱齿轮和锥齿轮精度标准(GBl0095-88和GBll36589)中，规定了12个精度等级，按精度高低依次为112级，根据对运动准确性、传动平稳性和载荷分布均匀性的要求不同，每个精度等级的各项公差相应分成三个组：第公差组、第公差组和第公差组。齿轮传动的失效形式 齿轮传动的失效形式主要有轮齿折断和齿面损伤两类。齿面损伤又有齿面接触疲劳磨损(点蚀)、胶合、磨粒磨损和塑性流动等。减速器中齿轮分布如图所示，齿轮的传动形式一般有：1)齿轮传动：按齿根弯曲疲劳强度设计公式作齿轮的设计计算，不按齿面接触疲劳强度设计公式计算，也无需用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。开式齿轮传动

28、，将计算所得模数加大10%-15%（考虑磨损影响。传递动力的齿轮模数一般不小于1.5-2mm（以防意外断齿）。2)齿轮传动：方法一 软齿面闭式齿轮传动传动，接触疲劳点蚀是主要失效形式，计算时先按齿面接触疲劳强度设计公式求出小齿轮直径d1和接触齿宽b，再用齿根弯曲疲劳强度校核公式进行校核。硬齿面闭式齿轮传动计算时先按齿根弯曲疲劳强度设计公式求出模数m和接触齿宽b，再用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。方法二 不论软硬齿面都分别按弯曲疲劳强度设计公式求出模数m,按接触疲劳强度设计公式求出小齿轮分度圆直径d1，再按d1=mZ1调整齿数Z1。与方法一相比，这样设计出的齿轮传动，既刚好满足接触疲劳强度，

29、又刚好满足弯曲疲劳强度，所以结构紧凑，避免浪费。3.齿轮参数计算材料选择：小齿轮40C r（调质）硬度280HBs 大齿轮45#钢（调质）硬度240HBs；（硬度差40HBs）材料选择：运输机为一般工作机器速度不高，故选用6级和7级精度（GB10095-88）选择初选螺旋角=14度，取Z1=21，Z2=4*21=84高速级斜齿轮、圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择精度等级、材料及齿数选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS；减速器一般选用7级精度（GB10095-88）选择z1=20，由z2= i高z1=53.45，圆整z2=54则 i

30、高= z2/z1=54/20=2.7 i=%=1%2.5%，u=2.7 i高= i高=2.7选取螺旋角，初选螺旋角=14（2）按齿面接触强度设计（以下公式、表、图均出自机械设计）d1t 试选载荷系数kt=1.6 查阅资料可得，选取区域系数zH=2.433 查阅资料可得，=0.78, =0.87, 则：=+=0.78+0.87=1.65 查阅资料可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=560Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=531Mpa 查阅资料可得，选取持宽系数=1 查阅资料可得，材料的弹性影响系数zE=200Mpa 查阅资料可得，计算应力循环次数N1=60nJLh=6014201(18

31、30010)=2.0451010N2=N1/=2.0451010/2.7=7.574109 查阅资料可得，接触疲劳强度系数kHN1=1，kHN2=1.11 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数s=1（简明机械零件设计手册）=1560560 Mpa=1.11531589.4 Mpa（3）计算小齿轮分度圆直径dt =(+)/2=(560+589.4)/2=574.7 Mpa d1t=29mm 计算圆周速度v=2.1 m/s 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=129=29mm mnt= h=2.25mnt=2.251.34=3.28mm b/h=29/3.28=8.84 计算纵向重合度 =

32、0.318121=1.665 计算载荷系数k 查阅资料可得，kA=1根据v=3 m/s，7级精度，查阅资料可得，kv=1.15查阅资料可得，kH的计算公式kH=1.15+0.18(1+0.6d2)d2+0.31103b=1.15+0.18(1+0.6) +0.3110329=1.447查阅资料可得，kF=1.31查阅资料可得，kH= kF=1.4 载荷系数k=kAkv kHkH=11.41.4471.4=2.31 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，d1=d1t=29=32.77mm 计算模数mnmn=（3）按齿根弯曲强度设计 mn确定计算参数 计算载荷系数 k=kAkv kFkF=11.

33、141.41.31=2.09 根据纵向重合度1.665，查阅资料可得，螺旋角影响系数Y=0.90 计算当量齿数 zr1=22.5 zr2=86.59 查取齿形系数，由资料可得，YFa1=2.724，YFa2=2.284 查取应力校正系数，Ysa1=1.568，Ysa2=1.727 查阅资料可得，小齿轮的弯曲疲劳强度=560Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限=531Mpa 查阅资料可得，弯曲疲劳寿命系数，KFN1=0.83，KFN2=0.87 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.4，=332 Mpa=330Mpa 计算大、小齿轮的并加以比较 =0.01286 =0.01195 大齿轮的数值大。

34、 设计计算 mn=1.1mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，mn2，但为了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=29z1=20取z1=20，则z2=uz1=2.927=78.3，圆整取z2=79。（4）几何尺寸计算 计算中心矩a=102.3mm圆整中心矩 a=120mm 按圆整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=14.36因值改变不多，故参数、zH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=45.42mmd2=162.89mm 计算齿轮宽度b=129=29mm圆整后取 B2=36mm，B1=45mm低速级

35、斜齿轮圆柱齿轮传动的设计计算（1）选精度等级、材料及齿数 材料及热处理仍按高速级的选取 精度选7级精度 选小齿轮齿数z1=18，由i低=3.842，则z2= z1i低3.84218=69.158，圆整为z2=70i低=70/18=3.89，i=100%=2.5%，=3.742i高=3.84 选取螺旋角，初选螺旋角14（2）按齿面接触强度设计（a） d1t 试选载荷系数：kt=1.6 查阅资料可得，选取区域系数zH=2.433 查阅资料可得： 则 查阅资料可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：，大齿轮的接触疲劳强度极限：。 查阅资料可得选取齿轮系数： 查阅资料可得材料的弹性影响系数： 计

36、算应力循环次数： 查阅资料可得接触疲劳寿命系数KHN10.93，KHN20.96 计算接触疲劳许用应力取决效概率为1，安全系数S=L（简明机械零件设计手册） 计算小齿轮分度圆直径d1t 计算圆周速度 计算齿宽b及模数mnth2.25 mnt2.252.0484.608mm 计算纵向重合度 计算载荷系数k查阅资料可得KA1根据级精度，查阅资料可得动载系数Kv1.05，查阅资料可得的计算公式：1.15+0.18（1+0.6）+0.3110-3381.43查阅资料可得 =1.32查阅资料可得 载荷系数： 实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，查阅资料可得 计算模数mn（2）按齿根弯曲强度设计， 确定计

37、算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度1.506，查阅资料可得螺旋角影响系数0.88。 计算当量齿数 直取齿形系数（插值法）查阅资料可得 2.768；2.225 查取校正系数查阅资料可得 1.558；1.765 查阅资料可得小齿轮的弯曲强度极限，大齿轮的弯曲强度极限 查阅资料可得弯曲疲劳寿命系数：0.91；0.94 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数：S=1.4， 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大（3）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn2，但为了同时满足接触疲劳强度需要，接触疲劳强度算得的分度圆直径d140mm，则由： 圆

38、整Z323 圆整Z487（4）几何尺寸计算 计算中心距圆整中心矩a122mm 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。 计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度圆整后取：B4=45mm；B350mm高速级齿轮传动； ； ； Xn0； 低速转齿轮传动； ； ； ； 八 轴承的设计及校核1轴承种类的选择查机械设计课程设计手册第二版 吴宗泽 罗圣国 主编 高等教育出版社出版P62 滚动轴承由于采用两端固定，采用深沟球轴承。型号为6303和6300。2深沟球轴承结构深沟球轴承一般由一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。其结构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。该类轴承主

39、要用来承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴向负荷。当在一定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触轴承的性质，还可以承受较大的轴向负荷。深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径向游隙范围内。同时，当外壳孔和轴（或外圈对内圈）相对有倾斜时，（不超过816根据游隙确定）仍然可以正常地工作，然而，既有倾斜存在，就必然要降低轴承的使用寿命。深沟球轴承与其它类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转速较高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，可用此类轴承承受纯轴向负荷。如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材质的实体保持架，其转速还可提高。型号内径d外径D宽度

40、B倒角r额定负荷kN钢球极限转速rpm重 量kgmminchmminchmminchmminch动态静态数量大小油脂油6355.196919.78406.23620.3.0122.340.88592.38134000400000.008630010.3937351.378011.43310.6.0248.203.5076.35015000210000.053630112.4724371.456712.47241.0.0399.704.2067.93814000200000.060630215.5906421.653513.51181.0.03911.405.4577.93813000180000.082630317.6693471.850414.55121.0.03913.506.