辽 宁 工 业 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书
=
2?1.798?38130?2.43?1.69?0.661?0.78
45?54.847?1.25=94.102MPa
?F2=?F1YFa2Ysa2
YFa1Ysa12.19?1.83=91.834MPa
2.43?1.69=94.102? 6．齿轮主要几何参数
Z1=43 Z2=153 β=11.478°
mn=1.25mm d1=54.847mm d2=195.153mm
*da1= d1?2hamn=54.847+2×1×1.25=57.347mm
*da2=d2?2hamn=195.153+2×1×1.25=197.653mm
df1=d1-2.5mn=54.847-2.5×1.25=51.722mm
df2=d2-2.5mn=195.153-2.5×1.25=192.028mm
a=125mm b1=50mm b2=45mm 齿轮的结构设计：
①小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。 ②对于大齿轮，da2<500m 因此，做成腹板结构。
六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
由前面计算得知： 二轴传递的功率P2=5.52kw，转速n1=404.49r/min，
转矩T1=130.37N.m，齿数比u=2.64， 单向传动，工作载荷有轻微冲击，
每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。
1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力
小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB 齿轮精度为8级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)
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N1=60n1jLh=60×404.49×1×(8×300×4.5)=5.24×108
5.24?108N2=N1/i2==1.99?108
2.64查图5—17得：zn1?1.07, zn2?1.12 取：zw=1.0,SHmin=1.0,zLVR=1.0,zx=1.0 查图5—16得：?Hmin1=580MPa, ?Hmin2=545MPa 由式5—28
[?H]1??Hlim1SHminzN1zXzWzLVR=
580?1.07?1.0×1.0×1.0=620.6MPa 1.0545?1.12?1.0×1.0×1.0=610.4MPa 1.0[?H]2??Hlim2SHminzN2zXzWzLVR=
2.按接触疲劳强度确定中心距
KT2?ZHZEZ?Z?3?a≥(u+1)
2?au????H????mm ?2T2=9550p2=130370N·mm n22初选KtZ?t=1.2，暂取??12?,?a?0.35 由式5—42 z??cos??0.99 由表5—5 得ZE=189.8MPa 由式5—41 计算ZH
估取 ?n?20? ??12?
?t=arctan(tan?n/cosβ) = arctan(tan200/cos120)=20.41030
?b= arctan(tan?cos?t)
= arctan(tan12°×cos20.41030)=11.29550
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则ZH=
2cos?b
cos?tsin?t2?cos11.2955?=2.45
cos20.4103??sin20.4103???? ?2=
KT2?ZHZEZ?Z??? ≥(u+1)32?au????H?21.1?165363.73?2.45?189.8?0.99???=?2.884?1?3?
2?0.4?2.884?610.4?=132.48mm
圆整取： ?=145mm 一般取： mn=(0.01～0.02)?t= (0.01～0.02)×140=1.35～2.7 取标准值： mn=2mm 两齿轮齿数和 ： z 取：zZ1=z?=
2acos?2?145?cos12?==141.83
2mn?=142
142=39.01
2.64?1?/(u+1)=
取：Z1=39
Z2= z?-z1=142-39=103
实际传动比： i实?z2传动比误差： ?i?故在范围内。 修正螺旋角 ： β=arccos
z1=
103=2.641 39i理?i实?100%?0.039%＜5% i理mn?z1?z2?2??39?103?= arccos=11.680
2?1452a与初选 接近，ZH，Z?可不修正
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d1=
mnz12?39==79.649mm cos?cos11.68?mnz22?103=210.355mm
cos?cos11.68?d2=
圆周速度： V=
?d1n160?103=
??79.649?404.4960?1000=1.69m/s
取齿轮精度为8级 3．验算齿面接触疲劳强度
?H=ZHZEZ?Z?2KTu?1≤[?H] 2bd1u有表5-3查得：KA=1.25
Vz1/100=1.69×39/100=0.659
按8级精度查图5-4得动载系数Kv=1.068 齿宽 b=?aa=0.35×145=50.75mm
取：b2?55 mm b1?60 mm
b/d2=55/79.649=0.691
查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：K?=1.04，查表5-4得： K?=1.2
载荷系数K=KAKvK?K?=1.25×1.068×1.04×1.2=1.6661 由5-42 z??cos??cos11.68?=0.989 计算重合度?a，??以计算z?：
?da1=d1+2ham=79.649+2×1.0×2=83.649mm ?da2=d2+2ham =210.355+2×1.0×2=214.355mm
?t=arctan(tan?n/cosβ)
= arctan(tan200/cos11.680)=20.3880
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db1=d1cos?t=79.649×cos20.388=74.659mm
db2=d2cos?t=210.355×cos20.3880=197.177mm
0
?at1=arccos
dd174.659= arccos =26.7530
83.649da1dd2197.177= arccos =23.0940
214.355da2?at2=arccos
1［z1(tan?at1-tan?t)+z2(tan?at2-tan?t)］ 2?1 =[39×?tan26.753??tan20.388?? +103×?tan23.094??tan20.388??] 2???=
=1.71
??=
60?sin11.68?bsin?= =1.61
2??mn由式5-43计算Z?
Z??1???1?0.765 Z??cos??0.989 1.71 ?b= arctan(tan?cos?t)
= arctan(tan11.68°×cos20.3880)=10.9670
ZH=
2cos?b2cos10.967?= =2.45
cos20.388?sin20.388?cosatsinat由式5-38计算齿面接触应力?H
?H=ZHZEZ?Z?2KT2u?1 2bd2u2?1.6661?1303702.641?1 ?260?79.6492.641=2.45×189.8×0.765×0.989×
=525MPa<[?H]=610.4Mpa 4．校核齿根弯曲疲劳强度
由式5-44得；
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