链式输送机传动装置设计

目 录

第一章 机械设计课程设计任务书 …………………………………………2

1.1 1.2

设计题目 ……………………………………………………………………2 原始数据 ……………………………………………………………………2

第二章 前言 …………………………………………………………………………2

2.1 分析和拟定传动方案 ……………………………………………………………2 2.2 方案优缺点分析 …………………………………………………………………3

第三章 电动机的选择与传动比的分配 …………………………………3

3.1电动机的选择计算 ………………………………………………………………3 3.2 计算传动装置的总传动比i并分配传动比 ………………………………………3 3.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ……………………………………………4

第四章 链传动的设计计算 ………………………………………………………4

4.1 选择链轮齿数 ………………………………………………………………………4 4.2确定计算功率 ………………………………………………………………………5 4.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp …………………………5 4.4求作用在轴上的力 …………………………………………………………………5 4.5选择润滑方式 ………………………………………………………………………5

第五章 齿轮的设计计算 …………………………………………………………5

5.1 圆柱斜齿轮的设计 …………………………………………………………………5 5.2 锥齿轮的设计 ………………………………………………………………………8

第六章 轴的设计计算与校核 …………………………………………………11

6.1高速轴的设计 ………………………………………………………………………11 6.2中间轴的设计 ………………………………………………………………………14 6.3低速轴的设计 ………………………………………………………………………18

第七章 轴承的计算与校核 ………………………………………………………22

7.1 轴承1的计算与校核 …………………………………………………………………22 7.2 轴承2的计算与校核 …………………………………………………………………23 7.3轴承3的计算与校核 …………………………………………………………………23

第八章 箱体的设计 …………………………………………………………………24 第九章 键的选择 ………………………………………………………………………25 第十章 减速器的润滑与密封 ……………………………………………………26 第十一章 参考文献 …………………………………………………………27

第一章 机械设计课程设计任务书

1.1 设计题目： 设计链式输送机传动装置 1.2 原始数据：

输送链的牵引力F/KN： F=5kN 输送链的速度v/(m/s)： V=0.6m/s

输送链链轮的节圆直径d/mm d=399mm 设计工作量： 设计说明书1份

减速器装配图1张 零件工作图1～3张

工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5% ，链板式输送机的传送效率为0.95。

第二章 前言

2.1 分析和拟定传动方案： 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、变换其运动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。众所周知，齿轮传动的传动装置由电动机、减速器、链传动三部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。 2.2 方案优缺点分析

1.在高速端应用圆锥齿轮，可以减小锥齿轮的尺寸，减小其模数，降低加工难度。 2.在输出端，即低速端采用链传动，因为链传动的瞬时传动比是变化的，引起速度波动和动载荷，故不适宜高速运转。

3.在高速输入端应用联轴器，结构紧凑，但启动电动机时，增大了电动机的负荷，因此，只能用于小功率的传动。

4.圆锥齿轮端，可能由于两锥齿轮尺寸过小，不能很好的利用润滑油。

第三章 电动机的选择与传动比的分配

电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量和转速、确定具体型号。按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭三相异步电动机。

3.1电动机的选择计算：

工作机的有效功率为： pw =FwVw / =5*0.6/0.95=3.158kw 从电动机到工作机间的总效率为：

∑=1·2·345678=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877

式中，1为联轴器效率0.99，2为锥齿轮效率（7级）0.97，3圆柱齿轮的效率（7级）0.98，4567为角接触球轴承的效率0.99，8滚子链传动效率0.96。

pw

所以，电动机所需工作功率为pd ==3.158/0.877= 3.6KW

选择电动机的类型 ：

电动机额定功率pm> pd

因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，比较Y132M1-4与Y112M-4两电动机，其中pm=4kw，符合要求，但后者容易制造且体积小。故选Y112M-4。 由此选择电动机型号：Y112M1-4

电动机额定功率pm=4kN,满载转速nm=1440r/min

选取B3安装方式 3.2 计算传动装置的总传动比

i

并分配传动比 ：

总传动比

i：按表3-2推荐的链传动比6。取链传动的传动比为4.5，则整个减速器i=I总 / 4.5=11.201

的传动比为 ：I总==nm/nw=1440/28.570=50.403

分配传动比：

i=i1i2

i1=3.2 i2=3.5

高速级圆锥齿轮传动：

中间级圆柱齿轮传动比：

3.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ：

各轴的转速 ：

Ⅰ轴: n1=1440 r/min

Ⅱ轴: n2=1440/3.2=450r/min Ⅲ轴: n3=128.571 r/min 链轮的转速：n4=28.571 r/min 各轴的输入功率 ：

Ⅰ轴: p1=pm*1=4*0.99=3.96kw

Ⅱ轴: p2= p1*2 *4=3.96×0.97×0.99=3.803kw Ⅲ轴: p3= p2*3*5=3.689kw 各轴的输入转矩 ：

电动机轴的输出转矩：Td=9.55×10×4/1440=26.5N.m

Ⅰ轴: T1=9550*p1/n1=26.2625N·m Ⅱ轴: T2=9550*p2/n2=80.7N·m Ⅲ轴: T3=9550*p3/n3=274.012N·m

6

第四章 链传动的设计计算

4.1由3.2知链传动速比： i=4.5 输入功率： p=3.689KW 选小链轮齿数z1=17。

大链轮齿数 z2=i×z1=4.5×17=76，z2

已知链传动工作时有轻微振动，由表9-6选kA =1.0，设计为双排链取kP=1.75,

由主动链轮齿数Z=17，查主动链轮齿数系数图9-13，取kZ=1.55计算功率为 :

Pca=p3×kAkZ/kP=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW 4.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp

由计算功率Pca和主动链轮转速n3=128.571r/min，查图9-11，选用链条型号为:16A，由表9-1，确定链条节距p=25.4mm。

初定中心距a0=(30~50)p=720~1270，取a0=1000。

=78.7+46.5+2.8=128

取Lp =128节(取偶数)。

链传动的最大中心距为a=f1×p[2Lp-(z1+z2)]

由(Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88 查表9-7，得f1=0.24312.

a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm

4.4求作用在轴上的力 :

平均链速 : v=z1×n3×p/60×1000=17×128.571×25.4/60000=0.925m/s 工作拉力 : F=1000P/v=1000×3.689/0.925=3988.2N 工作时有轻微冲击，取压轴力系数 : KFP=1.15

轴上的压力 : Fp=KFP×F =1.15×3988.2N=4586.3N 4.5选择润滑方式 :

根据链速v=0..925m/s，链节距p=25.4mm，链传动选择滴油润滑方式。

设计结果：滚子链型号16A -2×128GB1243.1-83，链轮齿数 z1=17，z2=76，中心距

a=1006.57mm，压轴力Fp =5502.4N。

第五章 齿轮的设计计算

齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式，其传动的主要优点是：传递的功率大、速度范围广 、 效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证传动比恒定，齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的。

5.1 圆柱直齿轮的设计

5.1.1选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 :

由表得：选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS，精度7级。

取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=67 5.1.2按齿面接触疲劳强度设计 :

计算公式：d1t 2.32*3

ZEKtT1(U1)

2

dUH

T1=80.7N·m 试选Kt为1.3

ZE查表10-6得ZE=189.8mpa

由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限Hlim1=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550mpa 由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.9610

810N2= N1/4=3.09

8

1

2

查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98 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 :

[H]1=

KHS1lim1

0.95×600=570 Mpa

SKHN2lim2

0.98×550=539 Mpa

S

[H]2=

取[H]为537.25 Mpa

试算小齿轮分度圆直径d1t: d1t 2.32*计算圆周速度V :

V=

ZEKtT1(U1)

2=59.624mm dUH

d1tn1

601000



59.6241070143

601000

0.335m/s

计算齿宽B：

B=d* d1t =0.9*59.624=53.6616mm 计算齿宽与齿高之比：

模数：mn= d1t /z1=3.138 齿高：h=2.25 mn =7.061mm b/h=7.60

算载荷系数 :

根据v 、7级精度 由图可得动载系数KV=1.1。直齿轮KH=KH=1.0

查表得使用系数KA=1.25，

KKA KvKK=1.866

按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得 :

d1

d1t3

K

69.58mm KT

计算模数mn:

mn



d167.0773.53 z119

5.1.3 按齿根弯曲强度设计

由式10-5得弯曲强度的设计公式是m2KT1YFaYSa

2dz1F

 

由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380mpa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KFN1=0.82 KFN2=0.85;

计算弯曲疲劳许用应力:

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12a得 :

F1KFN1FN1

S

292.86 Mpa

F1KFN2FN2

S

计算载荷系数K :

K

238.86 Mpa

KAKVKFKF1.25×1.05×1×1.3=1.706

查取齿形系数 :

由表10-5得YFa12.85， YFa22.22 查取应力校正系数 :

由表10-5查得 YSa11.54 YSa21.77

计算大小齿轮的

YFaYSa

F并加以比较 :

YFa1YSa1

F1

0.01498

YFa2YSa2

F2

0.01645

由上只大齿轮的数值大

设计计算mn :

mn

2KT1Ycos2YFaYSa

=2.39 2dz1aF

按圆柱直齿轮的标准将模数mn圆整为2.5

z1

d1

67.077/2.526.827 z24.2×27=113 m

5.1.4 几何尺寸计算 :

计算中心距a :

a=（d1+d2）/2=175mm

计算分度圆直径 d1=z1 mn=67.5mm

d2 =z2 mn =282.5mm

计算齿轮宽度：b=dd1=60.75mm

取小齿轮宽度B1=60mm，取大齿轮宽度B2=65mm。

5.2 锥齿轮

5.2.1 选择材料热处理齿轮精度等级和齿数

由表得：选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS，精度8级。

选取齿数：Z1=24，i=3.2, Z2=Z1·i=24×3.2=76.8 取Z2=77 5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计：

计算公式：d1t 2.92×

ZEKtT1

2 

HRU(10.5R)2

12

T1=26.2625N·mm 试选Kt为1.3

ZE查表10-6得ZE=189.8mpa

由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限Hlim1=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550mpa 由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.47210

810N2= N1/3.2=1.296

8

查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95 由表查得: 软齿面齿轮,对称安装,取齿宽系数R=1/3 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：

[H]1=

KHS1lim1

0.9×600=540 Mpa

SKHN2lim2

0.95×550=522.5 Mpa

S

[H]2=

[H]为[H]1[H]2中的较小值[H]=522.5 Mpa

试算小齿轮分度圆直径d1t 对于直齿锥齿轮 ：

d1t 2.92×

ZEKtT1

2

U(10.5R)2 =53.29mm HR

计算圆周速度V ：

V=

d1tn1

601000



53.291440

601000

4.0159m/s

计算载荷系数 :

查表得KA，K

V

KHKH的值

V

V

使用系数KA由表10-2查得KA=1.25，动载荷系数K由图10-8查得K=1.18。

齿间载荷分配系数KFB=KH=1.5KH

KH

be=1.25。

be轴承系数

KH

be由表

10-9查得

得K

H

=K

FB

=1.5×1.25=1.875

K1.25×1.18×1×1.875=2.766

按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得:

d1

d1t3

K

68.2112mm KT

5.2.3按齿根弯曲强度设计 :

由式10-5得弯曲强度的设计公式是:

m4KT1

Rz12(10.51R)2

YFaYSa2

u1F 

由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380mpa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KFN1

=0.85

KFN2

=0.88;

计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12a得

F1KFN1FN1

S

303.57 Mpa

F1KFN2FN2

S

238.86 Mpa

计算载荷系数K

K

KAKVKFKF2.766

查取齿形系数

由表10-5得YFa1

2.65， YFa22.226

查取应力校正系数。

由表10-5查得 YSa11.58 YSa21.764 计算大小齿轮的

YFaYSa

F并加以比较

算得

YFa1YSa1

F1

0.01379

YFa2YSa2

F2

0.01644

由上知大齿轮的数值大 设计计算mn

m

4KT1

Rz12(10.51R)2

YFaYSa2

u1F=1.8959 

按圆锥齿轮的标准将模数mn圆整为2

Zv1

d1

34.105634 m

分度圆直径dv1=2×Zv1=68

i=Z2/Z1=tan＆2=cot＆1=2

得＆2= 72.6453=72°38′43″ ＆1=17.3547=17°21′17″ 平均模数m=dv1/Zv1=2

大端模数m=mn/(1-0.5R)=2.4 取大端模数2.5

目 录

第一章 机械设计课程设计任务书 …………………………………………2

1.1 1.2

设计题目 ……………………………………………………………………2 原始数据 ……………………………………………………………………2

第二章 前言 …………………………………………………………………………2

2.1 分析和拟定传动方案 ……………………………………………………………2 2.2 方案优缺点分析 …………………………………………………………………3

第三章 电动机的选择与传动比的分配 …………………………………3

3.1电动机的选择计算 ………………………………………………………………3 3.2 计算传动装置的总传动比i并分配传动比 ………………………………………3 3.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ……………………………………………4

第四章 链传动的设计计算 ………………………………………………………4

4.1 选择链轮齿数 ………………………………………………………………………4 4.2确定计算功率 ………………………………………………………………………5 4.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp …………………………5 4.4求作用在轴上的力 …………………………………………………………………5 4.5选择润滑方式 ………………………………………………………………………5

第五章 齿轮的设计计算 …………………………………………………………5

5.1 圆柱斜齿轮的设计 …………………………………………………………………5 5.2 锥齿轮的设计 ………………………………………………………………………8

第六章 轴的设计计算与校核 …………………………………………………11

6.1高速轴的设计 ………………………………………………………………………11 6.2中间轴的设计 ………………………………………………………………………14 6.3低速轴的设计 ………………………………………………………………………18

第七章 轴承的计算与校核 ………………………………………………………22

7.1 轴承1的计算与校核 …………………………………………………………………22 7.2 轴承2的计算与校核 …………………………………………………………………23 7.3轴承3的计算与校核 …………………………………………………………………23

第八章 箱体的设计 …………………………………………………………………24 第九章 键的选择 ………………………………………………………………………25 第十章 减速器的润滑与密封 ……………………………………………………26 第十一章 参考文献 …………………………………………………………27

第一章 机械设计课程设计任务书

1.1 设计题目： 设计链式输送机传动装置 1.2 原始数据：

输送链的牵引力F/KN： F=5kN 输送链的速度v/(m/s)： V=0.6m/s

输送链链轮的节圆直径d/mm d=399mm 设计工作量： 设计说明书1份

减速器装配图1张 零件工作图1～3张

工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5% ，链板式输送机的传送效率为0.95。

第二章 前言

2.1 分析和拟定传动方案： 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、变换其运动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。众所周知，齿轮传动的传动装置由电动机、减速器、链传动三部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。 2.2 方案优缺点分析

1.在高速端应用圆锥齿轮，可以减小锥齿轮的尺寸，减小其模数，降低加工难度。 2.在输出端，即低速端采用链传动，因为链传动的瞬时传动比是变化的，引起速度波动和动载荷，故不适宜高速运转。

3.在高速输入端应用联轴器，结构紧凑，但启动电动机时，增大了电动机的负荷，因此，只能用于小功率的传动。

4.圆锥齿轮端，可能由于两锥齿轮尺寸过小，不能很好的利用润滑油。

第三章 电动机的选择与传动比的分配

电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量和转速、确定具体型号。按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭三相异步电动机。

3.1电动机的选择计算：

工作机的有效功率为： pw =FwVw / =5*0.6/0.95=3.158kw 从电动机到工作机间的总效率为：

∑=1·2·345678=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877

式中，1为联轴器效率0.99，2为锥齿轮效率（7级）0.97，3圆柱齿轮的效率（7级）0.98，4567为角接触球轴承的效率0.99，8滚子链传动效率0.96。

pw

所以，电动机所需工作功率为pd ==3.158/0.877= 3.6KW

选择电动机的类型 ：

电动机额定功率pm> pd

因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，比较Y132M1-4与Y112M-4两电动机，其中pm=4kw，符合要求，但后者容易制造且体积小。故选Y112M-4。 由此选择电动机型号：Y112M1-4

电动机额定功率pm=4kN,满载转速nm=1440r/min

选取B3安装方式 3.2 计算传动装置的总传动比

i

并分配传动比 ：

总传动比

i：按表3-2推荐的链传动比6。取链传动的传动比为4.5，则整个减速器i=I总 / 4.5=11.201

的传动比为 ：I总==nm/nw=1440/28.570=50.403

分配传动比：

i=i1i2

i1=3.2 i2=3.5

高速级圆锥齿轮传动：

中间级圆柱齿轮传动比：

3.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ：

各轴的转速 ：

Ⅰ轴: n1=1440 r/min

Ⅱ轴: n2=1440/3.2=450r/min Ⅲ轴: n3=128.571 r/min 链轮的转速：n4=28.571 r/min 各轴的输入功率 ：

Ⅰ轴: p1=pm*1=4*0.99=3.96kw

Ⅱ轴: p2= p1*2 *4=3.96×0.97×0.99=3.803kw Ⅲ轴: p3= p2*3*5=3.689kw 各轴的输入转矩 ：

电动机轴的输出转矩：Td=9.55×10×4/1440=26.5N.m

Ⅰ轴: T1=9550*p1/n1=26.2625N·m Ⅱ轴: T2=9550*p2/n2=80.7N·m Ⅲ轴: T3=9550*p3/n3=274.012N·m

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第四章 链传动的设计计算

4.1由3.2知链传动速比： i=4.5 输入功率： p=3.689KW 选小链轮齿数z1=17。

大链轮齿数 z2=i×z1=4.5×17=76，z2

已知链传动工作时有轻微振动，由表9-6选kA =1.0，设计为双排链取kP=1.75,

由主动链轮齿数Z=17，查主动链轮齿数系数图9-13，取kZ=1.55计算功率为 :

Pca=p3×kAkZ/kP=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW 4.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp

由计算功率Pca和主动链轮转速n3=128.571r/min，查图9-11，选用链条型号为:16A，由表9-1，确定链条节距p=25.4mm。

初定中心距a0=(30~50)p=720~1270，取a0=1000。

=78.7+46.5+2.8=128

取Lp =128节(取偶数)。

链传动的最大中心距为a=f1×p[2Lp-(z1+z2)]

由(Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88 查表9-7，得f1=0.24312.

a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm

4.4求作用在轴上的力 :

平均链速 : v=z1×n3×p/60×1000=17×128.571×25.4/60000=0.925m/s 工作拉力 : F=1000P/v=1000×3.689/0.925=3988.2N 工作时有轻微冲击，取压轴力系数 : KFP=1.15

轴上的压力 : Fp=KFP×F =1.15×3988.2N=4586.3N 4.5选择润滑方式 :

根据链速v=0..925m/s，链节距p=25.4mm，链传动选择滴油润滑方式。

设计结果：滚子链型号16A -2×128GB1243.1-83，链轮齿数 z1=17，z2=76，中心距

a=1006.57mm，压轴力Fp =5502.4N。

第五章 齿轮的设计计算

齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式，其传动的主要优点是：传递的功率大、速度范围广 、 效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证传动比恒定，齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的。

5.1 圆柱直齿轮的设计

5.1.1选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 :

由表得：选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS，精度7级。

取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=67 5.1.2按齿面接触疲劳强度设计 :

计算公式：d1t 2.32*3

ZEKtT1(U1)

2

dUH

T1=80.7N·m 试选Kt为1.3

ZE查表10-6得ZE=189.8mpa

由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限Hlim1=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550mpa 由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.9610

810N2= N1/4=3.09

8

1

2

查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98 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 :

[H]1=

KHS1lim1

0.95×600=570 Mpa

SKHN2lim2

0.98×550=539 Mpa

S

[H]2=

取[H]为537.25 Mpa

试算小齿轮分度圆直径d1t: d1t 2.32*计算圆周速度V :

V=

ZEKtT1(U1)

2=59.624mm dUH

d1tn1

601000



59.6241070143

601000

0.335m/s

计算齿宽B：

B=d* d1t =0.9*59.624=53.6616mm 计算齿宽与齿高之比：

模数：mn= d1t /z1=3.138 齿高：h=2.25 mn =7.061mm b/h=7.60

算载荷系数 :

根据v 、7级精度 由图可得动载系数KV=1.1。直齿轮KH=KH=1.0

查表得使用系数KA=1.25，

KKA KvKK=1.866

按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得 :

d1

d1t3

K

69.58mm KT

计算模数mn:

mn



d167.0773.53 z119

5.1.3 按齿根弯曲强度设计

由式10-5得弯曲强度的设计公式是m2KT1YFaYSa

2dz1F

 

由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380mpa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KFN1=0.82 KFN2=0.85;

计算弯曲疲劳许用应力:

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12a得 :

F1KFN1FN1

S

292.86 Mpa

F1KFN2FN2

S

计算载荷系数K :

K

238.86 Mpa

KAKVKFKF1.25×1.05×1×1.3=1.706

查取齿形系数 :

由表10-5得YFa12.85， YFa22.22 查取应力校正系数 :

由表10-5查得 YSa11.54 YSa21.77

计算大小齿轮的

YFaYSa

F并加以比较 :

YFa1YSa1

F1

0.01498

YFa2YSa2

F2

0.01645

由上只大齿轮的数值大

设计计算mn :

mn

2KT1Ycos2YFaYSa

=2.39 2dz1aF

按圆柱直齿轮的标准将模数mn圆整为2.5

z1

d1

67.077/2.526.827 z24.2×27=113 m

5.1.4 几何尺寸计算 :

计算中心距a :

a=（d1+d2）/2=175mm

计算分度圆直径 d1=z1 mn=67.5mm

d2 =z2 mn =282.5mm

计算齿轮宽度：b=dd1=60.75mm

取小齿轮宽度B1=60mm，取大齿轮宽度B2=65mm。

5.2 锥齿轮

5.2.1 选择材料热处理齿轮精度等级和齿数

由表得：选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS，精度8级。

选取齿数：Z1=24，i=3.2, Z2=Z1·i=24×3.2=76.8 取Z2=77 5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计：

计算公式：d1t 2.92×

ZEKtT1

2 

HRU(10.5R)2

12

T1=26.2625N·mm 试选Kt为1.3

ZE查表10-6得ZE=189.8mpa

由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限Hlim1=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550mpa 由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.47210

810N2= N1/3.2=1.296

8

查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95 由表查得: 软齿面齿轮,对称安装,取齿宽系数R=1/3 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：

[H]1=

KHS1lim1

0.9×600=540 Mpa

SKHN2lim2

0.95×550=522.5 Mpa

S

[H]2=

[H]为[H]1[H]2中的较小值[H]=522.5 Mpa

试算小齿轮分度圆直径d1t 对于直齿锥齿轮 ：

d1t 2.92×

ZEKtT1

2

U(10.5R)2 =53.29mm HR

计算圆周速度V ：

V=

d1tn1

601000



53.291440

601000

4.0159m/s

计算载荷系数 :

查表得KA，K

V

KHKH的值

V

V

使用系数KA由表10-2查得KA=1.25，动载荷系数K由图10-8查得K=1.18。

齿间载荷分配系数KFB=KH=1.5KH

KH

be=1.25。

be轴承系数

KH

be由表

10-9查得

得K

H

=K

FB

=1.5×1.25=1.875

K1.25×1.18×1×1.875=2.766

按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得:

d1

d1t3

K

68.2112mm KT

5.2.3按齿根弯曲强度设计 :

由式10-5得弯曲强度的设计公式是:

m4KT1

Rz12(10.51R)2

YFaYSa2

u1F 

由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380mpa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KFN1

=0.85

KFN2

=0.88;

计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12a得

F1KFN1FN1

S

303.57 Mpa

F1KFN2FN2

S

238.86 Mpa

计算载荷系数K

K

KAKVKFKF2.766

查取齿形系数

由表10-5得YFa1

2.65， YFa22.226

查取应力校正系数。

由表10-5查得 YSa11.58 YSa21.764 计算大小齿轮的

YFaYSa

F并加以比较

算得

YFa1YSa1

F1

0.01379

YFa2YSa2

F2

0.01644

由上知大齿轮的数值大 设计计算mn

m

4KT1

Rz12(10.51R)2

YFaYSa2

u1F=1.8959 

按圆锥齿轮的标准将模数mn圆整为2

Zv1

d1

34.105634 m

分度圆直径dv1=2×Zv1=68

i=Z2/Z1=tan＆2=cot＆1=2

得＆2= 72.6453=72°38′43″ ＆1=17.3547=17°21′17″ 平均模数m=dv1/Zv1=2

大端模数m=mn/(1-0.5R)=2.4 取大端模数2.5