5 蜗杆.doc

1、重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 2 布料器方案的选择布料器的旋转溜槽应有绕高炉中心线的回转运动和在垂直平面内改变溜槽倾角的运动，根据布料要求，这两种运动可以同时进行，也可分别独立进行。2.1 方案一图 2-1 是国外设计的无料钟炉顶布料器的传动系统简图。图 2-1 布料器传动系统图由图 2-1 可知，溜槽的传动系统由行星减速器和气密箱两大部分组成，溜槽传动系统的工作原理是：溜槽 20 的回转运动由主电动机 1 通过齿轮 2、3、5、6、7 使固定在旋转圆筒 9 上的齿轮 8 转动。同时，固定在旋转圆筒下部的隔热屏风也跟着一起转动。而溜槽通过耳轴 18 挂在旋转圆筒侧壁上，因此，溜槽旋转圆筒

2、也一起旋转。由于副电动机不动，所以倾角不变。当主电动机 1 工作时，不仅圆筒 9 和隔热屏风 29 转动，而且由齿轮 4 通过行星轮系带动轴 2 转动，轴 2 下端的齿轮 10 带动双联齿轮 11 和 12 转动。由于齿圈 8 和 12旋转速度相同，因此溜槽左右旋转没有倾动。重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 当副电动机 24h 工作，主电动机不工作时，中心齿轮 a 转动，此时溜槽只做摆动，而当主、副电动机同时工作时，由于行星轮系差动作用，使大齿圈 8 和齿圈 12 之间产生差对运动，从而传动齿轮 13 和齿圈 12 之间产生相对运动，此时溜槽既做转动又做倾动。2.3 方案二图 2-2 是在方

3、案二（图 2-1）的基础上改进后的布料器传动系统简图，由图可知方案二的传动系统比方案一更简单。方案二与方案一相比较，其主要优点有：（1）主电动机 通过蜗杆 、蜗轮 、行星传动到圆柱齿轮 和 ，使得旋转圆筒带动溜槽一起旋转，这样比方案二的传动系统减少了一对锥齿轮，使安装调整比较方便，结构较为简单。方案二的第一级减速 / 采用蜗杆蜗轮，具有不能逆向传动、便于自锁冲击载荷小、传动平稳等优点。方案二中溜槽的摆动由蜗轮直接驱动，比方案一减少了一对圆柱直齿轮和一对扇形齿轮，更为简单。（2）方案二与方案一相比：（1）溜槽的摆动采用双边驱动，以增加传递扭矩，但需解决传动时，两边受力均衡问题；（2）下部隔热屏风

4、采用固定式，不再与圆筒一起旋转。它可以通水冷却，使炉喉的辐射热不易传入气密箱内，并减少冷却气的用量。综上所述，在对所拟定的两个传动方案进行比较分析后，可确定方案二为本课题所设计的无料钟炉顶布料器的传动方案，其传动系统结构简图见图 2-3。图 2-3 布料器传动系统简图重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 3 主要工艺参数的计算3.1 基本参数的计算为了确保无料钟炉顶有足够的装料能力和周向布料均匀，其设计时基本参数有：料罐容积、料流调节阀内径、中心喉管内径、布料器转速等。（1）料罐：料罐的有效容积一般取半批料的体积，即相当于两个料车的有效容积。，取料罐有效容积 V=20m3。（2）料流调节阀内径：

5、料流调节阀的作用有两个：一是避免原料与下密封阀接触，以防止密封阀磨损；二是可调节阀的开度，以控制物流的速度与布料溜槽合理配合而达到各种型式布料的要求。料流调节阀和下密封阀的内径越小，每次下料时间越长，当布料器转速一定的情况下可以增加炉喉的布料层数，因此有利于均匀布料。此外，密封阀的尺寸小有利于维修更换，但过小的密封阀容易卡料。通过对料流调节阀的选择，取料流调节阀内径 =800mm。（3）叉形管和中心喉管：中心喉管是一段圆周形短管，其上部通过叉形管与料罐连接。中心喉管内径应比节流阀放料口内径小一些（根据炉容量一般取 600-800mm） ，其下料能力应与密封阀放料口的下料能力相等或小一些。中心喉

6、管直径的大小可以通过下面的方法确定。计算下料速度时，因为中心喉管是垂直的，因此 = =1。此外，中心喉管的原料是从节流阀下来的，具有一定速度，在中心喉管处又经过节流减速，因此实际速度比公式（3.1）算得的速度要大一些。为了使中心喉管及时将节流阀排出的不同原料顺利通过，在选人系数时，应选焦炭的流动系数。即 。6.0原料从节流阀排出时， ，节流阀内径 ，取 代入式6.0（3.1）可求得节流阀排料口的速度 V=0.83m/s。原料在中心喉管排料口的速度应该大于原料在节流阀的速度，取中心喉管排料口速度 ，然后代入式（3.1）即可smV/6.1求得中心喉管直径 D=0.68m.取中心喉管直径 D=600

7、mm 即可满足生产需求。（4）旋转溜槽：旋转溜槽的转速应能保证圆周均匀布料，转速太高对设备不利。一般来说，每次布料应有 10 层左右的料。取溜槽的转速为 8r/min。（5）布料层数的计算aRgSinV2.3式中 V-原料出口最小截面的流速，m/s；-原料的流动系数， 0.61.2。焦炭取较小值，烧结矿和天然矿取较大值，球团矿取最大值；重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 -出口料流的轴心线与水平面之间的夹角，垂直下料时 =90；g-重力加速度，9.8m/s ；2= -放料口的水力半径，m；其中 L-放料口为半圆时的周边长度，L= ，m；A-放料口为半圆时的流通面积， ；82DAD-放料口直径，

8、m。（5）溜槽长度 ：布料溜槽的长度根据以下原则确定： 喉半径的 0.91.0 倍； 1当溜槽倾角最大时，炉料能到达炉喉边缘； 溜槽不被料线埋下。可取布料溜槽的 2 3长度 =2600mm。溜槽内径 r 的确定：mLVD3.026.1424202 1250 无料钟高炉炉顶基本参数计算结果见表 1。焦炭和矿石的流动系数分别取0.6 和 1.0。料车容积为 20m ,布料器转速为 8r/min。计算表明，当节流阀内径为30.8m，放料口为半圆形时，焦炭的放料时间为 88.5s，矿石放料时间为 53s。表 3.1 无钟炉顶基本参数高炉容积DmL=mA= m m/sVt=snr/minN=层数0.83

9、 0.208 88.5 12.81250 0.8 2.057 0.251 0.1221.6 0.401 20 53 8 6.65注： 排料率；V-料罐有效容积；t-每次布料时间； 节流阀内径；n-布料器转速；1DN每次布料层数；3.2 布料器传动系统的运动学计算本课题设计的布料器的传动系统见图 2-3 所示。对传动系统的运动学关系计算如下：（1）行星传动的速比公式 当中心小太阳轮 a 固定，大太阳轮 b（内齿）主动，动力由内齿轮 b 传递到系杆H 时的 速比为:（3.2）重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 当大太阳轮 b 固定，中心太阳轮 a 主动，动力由中心太阳轮传递到系杆 H 时的速比 为

10、（3.3）当大、小两个太阳轮都主动时，系杆的转速可以根据差动机构的叠加原理将上述单独传动算得的转速相加或相减求出。不过，在这里可以不计算这种迭加速度，因为布料器的转速只和主电机的驱动有关,而溜槽倾角调整的转速只和副电机的驱动有关。取行星齿轮传动的各齿轮齿数为 ： ： =18:27:72。则可计算出= =1.25； =5。（2）布料器的转速公式 为了圆周均匀布料，布料器溜槽要有一定的转速。该转速由主电机转速 传递，与副电机转速无关。设溜槽的转速为 ，则（3.4）5612Znch布料器的转速在前面的计算已经确定，即 ，取主电动机的转速mi/8rch=960r/min，则布料器回转的总传动比 120

11、96n1chi回即 =120。取蜗杆蜗轮的传动比 =30，则 =120/30 =4。查阅机械设计手册（齿轮传动） 可知，取 =1，则 =130=30。闭式齿轮传动一般速度较高，以齿数多一些为好，小齿轮 的齿数可取为 42，则 =424=168。（3）布料器两个大齿轮同步的计算 环形布料时，溜槽只做旋转运动，不调倾角。这时，必须使布料器两个大齿轮的转速相等，使布料器内的所有运动件都在同一转速下绕高炉中心线旋转，这时溜槽的倾角固定不变。为了实现上述条件，必须计算两个大齿轮的同步关系。设齿轮齿数分别为 和 ，转速为 和 ，则（3.5）（3.6）当 = 时，则重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 = （

12、3.7）将式（3.2）代入式（3.7） ，得= （3.8）式（3.8）是两个大齿轮的同步关系，在设计布料器的传动系统时，有关齿轮的齿数必须满足式（3.8） 。此外，齿轮 和 ， 和 同在两根轴上，因此两对齿轮的中心距相等。为满足上述要求，取 验算上述同步关系：160,587Z42564)7218(0)1(78 baZ符合式（3.8）的同步条件，为使两对齿轮的中心距相等，由 = =210可知这两对齿轮的模数应相等，即 。（4）溜槽倾角调整的转速公式 调整溜槽倾角完全取决于副电机的转速 和由副电机至溜槽驱动轴之间的传动比。以 表示溜槽倾角调整的转速，则（3.9） 正常工作时，溜槽倾角的最大调整范围

13、是由 0至 50，常用范围是 5到 45。调整倾角可以在布料器不旋转时进行，也可以在布料器旋转布料时进行。参考机械设计手册（齿轮传动） ，取 =2， =40； =180， =45； =2， =56。副电动机的转速 940r/min。将上述数据代入式（3.9） ，得=0.42r/min布料器传动系统的运动学计算的各主要参数列于表 3.2。表 3.2 运动学计算中的各主要参数重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 4.1 副电动机功率计算当溜槽的倾角最大为 50时，这时不下料，此时溜槽的最大倾动力矩为：gLGMmax静式中 : G溜槽自重，N；溜槽中心至轴中心的距离，m。暂取溜槽自重 m=500， ,

14、取溜槽中心到轴中心的距离；N4908.5。mLg50则： LGMg2408.950ax静溜槽在倾动过程中，传动系统的摩擦力矩为：)2(1dFm式中 ： F作用在大齿轮 和 上的圆周力，N；经初步估算取 F=6000N。滚动摩擦系数（取 0.02） ；滑动摩擦系数（取 0.1） ；大轴承内外套平均直径，m；取 md901大轴套内径，m；取 2代入计算得： NdFMm 354)1.09.(60)2(1折算到溜槽处的摩擦力矩：21 iMm式中 : 溜槽倾动蜗轮减速比； 281i齿轮齿数 1 30 2 40 42 168 50 160 180 45 2 56 18 72 27主要传动比1.25 5 1

15、20 4940重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 所以 mNiMm912835421由于溜槽倾动速度很慢，最高 0.196r/min，故不考虑动力矩。则电动机的计算功率为：975)(max2 Knp槽式中 : 溜槽的倾动速度，r/min；K系数取 1.2；传动机械效率。取 ,min/196.0rn槽 73.08.90.3蜗轴齿联轴 KwkMpm 1.47.5216)240(75)(ax2 槽根据以上计算，查机械设计课程设计手册（第 3 版） 冶金及起重用三相异步电动机，可选副电动机的型号为：YZR160MZ-6，额定功率 5.5KW，转速 956r/min。4.2 主电动机功率计算 （1）溜槽

16、在布料时的最大转矩：)(322dDY式中 : D溜槽外径，mm；d溜槽内径，mm。按溜槽盛满料重计算，溜槽的容积为：V= L/2,式中 : r料槽内径，m；L料槽长度，m。取料槽内径 r=350mm，L=2600mm；代入计算得：322 50.63.014mlrV溜槽内盛料重：m=Vr，式中 : r炉料堆比重，/ 。取 r=1.6（烧结矿密度） ，则， KgVm33108.6.150在实际操作时，因启动阶段不下料，故按溜槽自重 G 其倾角为 50时计算最大启动功率。主电动机启动次数，启动时间按工艺给定参数核算。启动时的切向惯性力：重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 =式中 m溜槽质量 ,；R重

17、心距回转中心的距离，m；角加速度，rad/ 。其中 =式中 初速度， =0；末速度； =n溜槽布料回转速度，r/min。取溜槽质量 m=500kg，R=500mm；, min/84.031.0r 20 /168.054.sradt代入式得： NQr2（2）启动时的动力矩 ：旋转圆筒的转动惯量：= ，式中 : 旋转圆筒的质量，取 ；170m旋转圆筒外圆半径， ；R45旋转圆筒内圆半径， 2所以， 22211 8.30)()(2 mKgmI 旋转圆筒内大轴承外座转动惯量：= ，式中 旋转座圈的质量，取 Kgm802轴承座圈外圆半径，取 550mm；承1R轴承座圈内圆半径，取 450mm。承2则 m

18、KgRmI 2.045)(212 ）（承承两个大齿轮的转动惯量：= + 重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 式中 大齿轮的质量，；大齿轮外圆半径，m；大齿轮内圆半径，m；双联大齿轮的质量，；双联大齿轮外圆半径，m；双联大齿轮内圆半径，m。经计算， 23 31)5.02145.021( mKgI 旋转圆筒、大轴承、大齿轮的惯性力矩 ： NIIMd 8.36.).8.3()(3214 两个倾动蜗轮箱的惯性力矩 ：F=ma 式中 m ；取 m=70kg。G蜗轮箱重量，N；a ；a=0.1680.5=0.084蜗轮箱重心至回转中心线的距离，m；mNRFMd 8.50284.7023蜗计算启动布料溜槽所

19、需的惯性力矩 ，布料溜槽刚启动时不下料，故只需考虑溜槽本身的惯性力矩。当溜槽的最大倾角为 50，重心至回转中心距离 R 时，重量为G，则RQd 215.042行星差动减速器主传动系统的惯性力矩 ：= ，Nm式中 ；电动机飞轮力矩，Nm；制动轮的飞轮力矩，Nm；电动机转数，r/min；c 系数取 1.2；t 启动时间，s。取 ，则 ： mNMd 53.379602.1= ，Nm 重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 式中 减速器高速轴至旋转圆筒的速比；传动效率。将上述计算数据代入式（4.5）得：m.16.1208353. NM动（3）启动时的摩擦阻力矩 ：作用在旋转圆筒大轴承上的轴向负荷 W：W

20、= ，N式中 布料溜槽重量，N；旋转圆筒的重量，N；蜗轮减速箱重量，N；大齿轮重量，N；轴承重量，N。摩擦阻力矩 ：= ，Nm 式中 d 大轴承的内外圈平均直径，m；滚动摩擦系数 （取 0.02） 。取 W=13000N，d=900mm 代入式（4.6）得，mNMm1302.130溜槽的偏重对大轴承产生的附加力矩 ，= ，Nm式中 溜槽自重加料重，N；溜槽自重加料重合成中心至旋转中心距离，m。m79503.150NM偏对大轴承的附加载荷 ： P79501d偏附在大轴承处由于偏心附加负荷产生的摩擦力矩 ：mNMm 027952附m5913重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 m1.92601.5m

21、NiM回静（4）主电动机功率计算如下：，KW 式中 主电动机转速，r/min。主电机转速 ，将上述计算结果代入式（4.7）得：min/9601rnw7.8975601.2675751 KMP ）（）（ 静动总 依据上述计算，查机械设计课程设计手册（第 3 版）冶金及起重用三相异步电动机，选择主电动机的型号为：YZR160L-6（额定功率 10KW，转速 957r/min） 。5 蜗杆、涡轮及齿轮的设计计算及其校核5.1 主电机第一级减速蜗杆、蜗轮的设计计算及其校核由蜗杆输入功率 P=10KW，转速 957r/min，传动比 =30 使用寿命为 10 年，每年工作 365 天，每天工作 20 小

22、时，工作载荷稳定，承受的冲击较小，工作温度低于 70，正常为 40。根据机械设计（第八版） ，对涡轮、蜗杆的设计计算及其校核过程如下：（1） 选择蜗杆的传动类型由于蜗杆传递的功率较小，转速较低，采用渐开线蜗杆（ZI） 。（2） 选择材料考虑蜗杆传动功率不大，转速较低，故蜗杆用 45 钢,因希望效率高些，耐磨性好些，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。（3） 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳

23、强度。由式 5-1，传动中心距：322)(aHPEZkT1）确定作用在蜗轮上的转矩重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 按 =2,估取效率 =0.8，则mNinPnPT 6 612612039. 309578.105.905.952）确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 ；由表 11-5 选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 ；则K=3）确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距 a 的比值为 ，从图 11-18 中可查得35.0。5）确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属

24、模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45 HRC，可从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力hLh 4103.76520应力循环次数 =601 841095当 N25 时，取 N=25 。故 。寿命系数 85.014.87HNK则 a.2650 MPH6）计算中心距ma 0.283.791609.21取中心距 a=250mm，因 i=31，从机械设计书册（齿轮传动） 表中取模数m=12.5mm，蜗杆分度圆直径 =112mm。这时 /a=0.448，从图 11-18 中可查得2.65，因为 ，因此以上计算结果可用。（4）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆轴向齿距 ；m25.39pa重庆科技学院课程设计

25、高速轴的设计 直径系数 =8.96；mdq/1齿顶圆直径 ；1372*aah齿根圆直径 ；m8.0)(1cf分度圆导程角 ；6蜗杆轴向齿厚: s5.9.0a2）蜗轮蜗轮齿数 ；变位系数 ；52Z02.2X验算传动比 31Zi12这时传动比误差为:，是允许的。%.03蜗轮分度圆直径 m5.387122Zmd蜗轮喉圆直径 haa .412.蜗轮齿根圆直径 ff 537.22蜗轮咽喉母圆半径 。drag .05.0（5）校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 6.31)7.()(322 CossZV根据 ， ,从图 11-19 中可查得齿形系数 。02.2X6.312VZ 5.2FaY螺旋角系数 9.0142

26、640Y许用弯曲应力 从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 。寿命系数 83.0914.6FNK许用弯曲应力： a45 MPFF 69.2.1538720.16重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 所以弯曲强度是满足的。（6）验算效率 已知 ； ； 与相对滑动速度 有关。062 64.537.106924.310 CosCosvndVS从表 11-18 中用插值法求得 0.0215、 1.60；代入计算得 =0.81，大于原估计值，因此不用重算。5.2 副电机第一级减速蜗杆蜗轮的设计计算由蜗杆输入功率 P=5.5KW，转速 956r/min，传动比 =20

27、使用寿命为 10 年，每34i年工作 365 天，每天工作 20 小时，工作载荷较稳定，承受的冲击较小，工作温度不超过 70，正常温度为 40。根据机械设计（第八版） ，对涡轮、蜗杆的设计计算及其校核过程如下：（1）选择蜗杆的传动类型由于蜗杆传递的功率较小，转速较低，采用渐开线蜗杆（ZI） 。（2） 选择材料考虑蜗杆传动功率不大，转速较低，故蜗杆用 45 钢,因希望效率高些，耐磨性好些，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。（3） 按齿面接触疲劳强度进行设计根

28、据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式 5-1，传动中心距：324)(aHPEZkT1）确定作用在蜗轮上的转矩 4按 =2,估取效率 =0.8 ，则Z3mNinpnPT 6 63463410. 20958.105.9105.9592）确定载荷系数 K重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 ；由表 11-5 选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 ；则K=3）确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距 a 的比值为 ，从图 11-18 中可

29、查得35.0。5）确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于 45 HRC，可从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力hLh 4103.76520应力循环次数 =601hLnN3j 84109.23.72956寿命系数 8.109.287HK则 a4.63 MPNH7）计算中心距ma 6.17934.2160.212取中心距 a=200mm，因 ，取模数 m=8mm，蜗杆分度圆直径 =80mm。3Z这时 /a=0.4，从图 11-18 中可查得 2.74，因为 ，因此以上计算结果可用。（4）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆轴向齿距 ；m

30、a12.5P直径系数 q= /m=10.00；3d齿顶圆直径 ；69*aah齿根圆直径 ；0)(3cf分度圆导程角 ；18蜗杆轴向齿厚: mSa5.2.02）蜗轮参数的计算重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 蜗轮齿数 ；变位系数 ；41Z50.-4X验算传动比 .21Zi34这时传动比误差为:，是允许的。%5.104蜗轮分度圆直径 m3284Zmd蜗轮喉圆直径 haa24蜗轮齿根圆直径 ff 3085.14蜗轮咽喉母圆半径 。drag 405.4（5）校核齿根弯曲疲劳强度 FFaFYmd243kT.1当量齿数 5.43).1()os(4 CsZV根据 ， ,从图 11-19 中可查得齿形系数

31、。50.-4X5.34VZ 8.24FaY螺旋角系数 9.014368140Y许用弯曲应力 从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 。寿命系数 82.091.26FNK许用弯曲应力： a9.45. MPFF 68.32801.5.16所以弯曲强度是满足的。（6）验算效率 已知 ； ； 与相对滑动速度 有关。3618重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 sCosCosvndVS /m08.43.10695684.31063 从表 11-18 中用插值法求得 0.0245、 1.3974；代入计算得 =0.847，大于原估计值，因此不用重算。5.3 齿轮 、 的设

32、计计算及其校核计算输入齿轮的功率 ： kwP5 64.78.09.101 蜗轴联 p转速： min/3r由于齿数比 u=4,齿轮工作寿命为 10 年，每年工作 365 天，每天工作 20 小时，齿轮工作平稳，冲击较小。参照机械设计（第八版） ，齿轮设计计算及其校核过程如下：（1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2 由于齿轮转速不高，故选用 7 级精度等级。3）材料选择；参照表 10-1 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，二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数 z1=30

33、；大齿轮齿数 z2=330=904）选择小齿轮齿数 ，大齿轮齿数为 425Z16856uZ（2）按齿面接触疲劳强度设计，设计公式为mzTkdHEdtt3 255 )(1确定各计算数值1）试选载荷系数 =1.3tK2）小齿轮传递的转矩mNmNnPT 66565 108.234.710.910.93）由表 10-7 选取齿宽系数 .d4）由表 10-6，查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPazE5）由图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限是，MPaHlin605aH506lim6）由式 11-13 计算应力循环次数重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 71083.1053.

34、)2036(56056 8iNjLnh7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数2.,.165HNHNK8）计算接触疲劳许用应力：（取失效概率为 1%,安全系数 S=1，由公式得）MPaSHH 69015.05lim5 KN32.6li6（3）计算（取小值代入，则）1）计算 mdt 6.174)6908.(456.01823. 25 2）计算圆周速度snv /32.1.7.153）计算齿宽： m6.04.6.0t5db4)计算齿宽与齿高之比1) 模数 1.275Zmtt2） 齿高：h=2.25 4.16=9.36mm/h=104.76/9.36=11.2b5）计算载荷系数a.根据 V=0.35m

35、/s 和 7 级精度,由图 10-8 查得动载荷系数 kV = 1.08b.直齿轮 k = =1HFKc.查表 10-2 查得使用系数，取 .001Akd.由表 10-4 用插入法查得 7 级精度，小齿轮相当承载悬臂布置时 k =1.361H重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 e.由 /h=11.2，k =1.361，查图 10-13 得 k =1.29bHF载荷系数：k=k k k k =1.0011.081.361=1.47 AVHf.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，又公式 10-10 得mkdt 9.183.476135g.计算模数 .2985Zm(4).按齿根弯曲强度设计： 3

36、25kFdSaYT（1） 确定公式内个计算数值a.由图查得 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa5FE大齿轮 =380MPa6FEb.由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数=0.85， =1.055FN6FNc.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得： a6.304.158055 MPSKFEF FENF 285.66d.计算载荷系数 k:K= =1.00 1.08 1 1.29=1.3932 AKVFe.查取齿形系数，由表 10-5 得, 38.25FaY32.6FaYf. 查取应力校正系数得： ，85S 846.1SaYg.计算大小齿

37、轮的 并加以比较Fa013.6.374825FSaY重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 0138.28546.13.6FaSY大齿轮的较大 (5)设计计算 23.4018.426.083912m635 FSadYZKT对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所承受的能力，而齿面接触疲劳强度所决定的能力，仅于齿轮直径有关，即取弯曲强度模数 4.23，圆整为标准值 m=5mm.(6)几何尺寸计算1）计算分度圆直径Zd210545m8662）计算中心距d524021a653）计算齿轮宽度：b= md16.5取 =150m

38、m , =180mmB5.4 齿轮 、 的设计计算及其校核计算输入齿轮的功率 ： kwP7 kw2.478.09.52 蜗轴联 转速： min/485r由于齿数比 u=3.2,齿轮工作寿命为 10 年，每年工作 365 天，每天工作 20 小时，齿轮工作平稳，冲击较小。参照机械设计（第八版） ，齿轮设计计算及其校核过程如下：（1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2 由于齿轮转速不高，故选用 7 级精度等级。3）材料选择；参照表 10-1 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，二

39、者材料硬度差为 40HBS。4）选择小齿轮齿数 ，大齿轮齿数为 507Z16078uZ重庆科技学院课程设计 高速轴的设计 （2）按齿面接触疲劳强度设计，设计公式为mzTkdHEdtt3 277 )(12确定各计算数值1）试选载荷系数 Kt=1.32）小齿轮传递的转矩mNNnPT 56767 1036.8482.105.9105.93）由表 10-7 选取齿宽系数 .d4）由表 10-6，查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPazE5）由图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限是，MPaHlin605H506lim6）由式 11-13 计算应力循环次数7788106.i 10.2)36(48NjLh7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数2.,.87HNHNK