机械设计计算说明书

m=1.5mm
Z 1 = d 1 /m
大齿轮齿数， Z 2 = i1 Z 1 5.1.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径
Z1≈31 Z2≈96 d1=46.5mm d2=144mm a=95.25mm B1=50mm B2=46mm
96 3.1 31 3.1 3.1 0% 5% 3.1
Pw =
2）电动机输出功率 Pd
Fv 1000 Pw
η 2 5 传动装置的总效率 η =η 1 η 2 η 32η 4η 5 式子中的η 1、 η 2……是为从电动机至滚筒至卷筒轴之间的各传动机 构和轴承的效率。由机械设计课程设计指导书中查得弹性联轴器 η 1=0.99；滚动轴承η 2=0.99；闭式圆柱齿轮η 3=0.97； 开式圆柱齿轮η 4=0.95；滚筒与绳子之间的传动η 5=0.98。 所以电动机额定功率应选择 Pcd=5.5kW 3）电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。查得 圆柱齿轮的的单极传动比范围 i=3~6，则电动机转速可选范围为
K=1.512
YFaYSa σF
加以比较
YFa1YSa1 =0.01363 σ F 1
YFa 2 YSa 2 =0.01603 σ F 2
大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m≥
3
2 KT1 YFaYSa · σF φ d z12
m≥1.44mm
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 取由弯曲强度算得的模数 1.44 并就近圆整为标准值 m=1.5mm，按接触强度算得的 分度圆直径为 d1＝45.898mm，算出小齿轮的齿数
[σH ]1 =936MPa [σH ]2 =632.5MPa
[σH ]1 = [σH ]2 = （4） 计算
2) 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 [ H ] 中较小的值。
K t T1 u 1 Z E d 1t ≥ 2.32 · φd u σ H
2）计算圆周速度 v=
i=
nm nw
2）分配各级传动比 取第一级和第二级齿轮组的传动比均为 i1=3.1， 则开式齿轮的传动 比为
i≈ 31.30
i2 =
i i1
2
i2=3.25
4、计算传动装置的运动和动力参数。 1）各轴的转速 设电动机轴为 0 轴，减速箱的高速轴为Ⅰ轴，中间轴为Ⅱ轴，低速 轴为Ⅲ轴，开式齿轮轴的高速轴为Ⅳ轴，开式齿轮的低速轴为Ⅴ轴。 n0= nm=nⅠ nⅡ= n0/i1 nⅢ= nⅡ/i1 nⅣ=nⅢ nⅤ= nⅣ/i2 2）各轴输入功率 按电动机的额定功率 Pcd 计算各轴的输入功率，即 P0=Pcd=5.5kW PⅠ= P0η 1 PⅡ= PⅠη 3η 2 PⅢ= PⅡη 3η 2 PⅣ= PⅢη 1η 2 PⅤ= PⅣη 4η 2 3）各轴的扭矩 9550P0 T0 = n0 9550PⅠ TⅠ = nⅠ 9550PⅡ TⅡ = nⅡ 9550PⅢ TⅢ = nⅢ 9550PⅣ TⅣ = nⅣ 9550PⅤ TⅤ = nⅤ
d1=45.898mm m=1.91mm
m
5.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式(10—5) m≥
3
2 KT1 YFaYSa · σF φ d z12
（1）确定公式内的计算数值 1）由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 FE1 =500Mpa；大齿轮得弯 曲疲劳极限强度 FE 2 =380MPa 2）由 10-18 查得弯曲寿命系数 K FN1 =0.86 3）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见表 10-12 得
将以上算得的运动和动力参数列表如下：
项目 轴 0 轴Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ 轴Ⅳ 轴Ⅴ 465 150 150 460 转速（r/min） 1440 140 5.5 5.445 5.23 5.07 4.97 4.67 功率（kW） 转矩（N·m） 36.48 36.11 107.52 323.13 316.75 959.15 3.1 3.1 3.25 传动比 5、传动零件的设计计算 因减速器中的齿轮传动均为闭式传动， 且所受的负载且小， 其失效 形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。 对于两级传动的齿轮可设计为： 运输机要求的速度为 0.6m/s，速度不高，故选用 7 级精度的直齿轮。 材料的选择：选择两个小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，两 个大齿轮材料为 45 钢 （调质） ， 硬度为 240HBS， 二者材料硬度差为 40HBS。 5.1 减速箱中高速齿轮的设计计算(表格数据来源：机械设计) 5.1.1 选小齿轮的齿数 z1=24 ，大齿轮的齿数 z2=24 × 3.1=74.4, 故 z2=74。 5.1.2 由设计计算公式进行试算，即
5.2 减速箱中低速齿轮的设计计算(表格数据来源：机械设计) 5.2.1 选小齿轮的齿数 z =24，大齿轮的齿数 z =24×3.1=74.4,故 z =74。
1 2 2
5.2.2 由设计计算公式进行试算，即
3
d1t ≥2.32
K tT u 1 Z E · φd u σ H
K FN 2 =0.90
[ FE1 ]1 =（ K FN1 FE1 ）/S
[ FE1 ]1 =307.14MPa
[ FE 2 ] 2 = （ K FN 2 FE 2 ）/S
4）计算载荷系数
[ FE 2 ] 2 =244.29MPa
K K A K v K F K F
5）查取应力校正系数 由表 10－5 查得 YSa1 =2.65； YSa 2 =2.228 6）查取齿形系数 由表 10－5 查得 YFa1 1.58 YFa 2 =1.7582 Pd=5.48kW nd= 1242~9936r/min
nd=nwi
3
可见只能选择转速为 1500r/min 的 Y 型电动机，其型号为 Y132S-4， 其满载转速为 Pcd=1440r/min，额定功率为 5.5kW。
3、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1）装置总传动比
3 2
[σH ]1 =612MPa [σH ]2 =594MPa
2）计算圆周速度 v=
d1t=42.396mm
π d1t n1 60 1000
b=φ d d 1t
3)计算齿宽 b
v=3.24m/s
4) 计算齿宽与齿高之比（b/h） 模数 齿高
b=42.936mm mt=1.789 h=4.03mm
N 1 ＝60n1·j·Lh
1
T1=36.11N·m
N2
N1 3.1
N1=8.64×108 N2=2.79×108
7）图 10－19 查得接触疲劳寿命系数: K HN 1 ＝1.02； K HN 2 ＝1.08 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1％，安全系数 S＝1，由式（10－12）得
K HN 1 σlim 1 S K HN 2 σlim 2 [σH ]2 = S [σH ]1 = （2） 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 [ H ] 中较小的值。
K t T1 u 1 Z E d 1t ≥ 2.32 · φd u σ H
d mt = 1t z1
h=2.25m b/h=10.65 5）计算载荷系数 根据 v=3.4m/s,7 级精度，由图 10—8 查得动载系数
K v =1.12；
直齿轮 K H K F =1 由表 10-2 查得使用系数 KA=1.00 由表 10—4 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时
K H =1.418，
由 b/h=10.65， K H =1.418， 查表 10—13 查得 K F =1.35 故载荷系数 K=KAKVKHα KHβ K=1.588 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a） 得
d 1 = d1t K / K t
3
7）
计算模数 m
d1 z1
模数 分度圆直径（mm） 46.5 144 齿宽 50 46 齿数 31 96
d1 = Z 1 m
(2)计算中心距 a=( d 1 + d 2 )/2
d2 =Z2 m
（3）计算齿轮宽度 b=φ d d 1 5.1.5 小结 实际传动比为： i1 误差为： 由此设计有 小齿轮 大齿轮 1.5 1.5
3
2
d1t=60.159mm
π d1t n1 60 1000
b=φ d d 1t
v=1.46m/s
3)计算齿宽 b
b=60.159mm mt=2.507mm h=5.64mm
4) 计算齿宽与齿高之比（b/h） 模数 齿高
d mt = 1t z1
h=2.25m b/h=10.67 5）计算载荷系数 根据 v=1.46m/s,7 级精度，由图 10—8 查得动载系数
3
d 1t ≥2.32
K tT u 1 Z E · φd u σ H
2
（1） 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 Kt＝1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩。
95.5 105 P1 T1 n1
3）由表 i. 10－7 选取尺宽系数φ d＝1 4)由表 10－6 查得材料的弹性影响系数 ZE＝189.8Mpa2 5)由图 10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim1 600 MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 H lim 2 550MPa； 6)由式 10－13 计算应力循环次数
2
（3） 确定公式内的各计算数值 3) 试选载荷系数 Kt＝1.3 4) 计算小齿轮传递的转矩。