圆锥齿轮参数设计
0.概述
锥齿轮是圆锥齿轮的简称，它用来实现两相交轴之间的传动,两轴交角S称为轴角，其值可根据传动需要确定，一般多采用90°。锥齿轮的轮齿排列在截圆锥体上，轮齿由齿轮的大端到小端逐渐收缩变小，如下图所示。由于这一特点，对应于圆柱齿轮中的各有关"圆柱"在锥齿轮中就变成了"圆锥"，如分度锥、节锥、基锥、齿顶锥等。锥齿轮的轮齿有直齿、斜齿和曲线齿等形式。直齿和斜齿锥齿轮设计、制造及安装均较简单，但噪声较大，用于低速传动（＜5m/s）；曲线齿锥齿轮具有传动平稳、噪声小及承载能力大等特点，用于高速重载的场合。本节只讨论S=90°的标准直齿锥齿轮传动。
1. 齿廓曲面的形成
直齿锥齿轮齿廓曲面的形成与圆柱齿轮类似。如下图所示，发生平面1与基锥2相切并作纯滚动，该平面上过锥顶点O的任一直线OK的轨迹即为渐开锥面。渐开锥面与以O为球心，以锥长R为半径的球面的交线AK为球面渐开线，它应是锥齿轮的大端齿廓曲线。但球面无法展开成平面，这就给锥齿轮的设计制造带来很多困难。为此产生一种代替球面渐开线的近似方法。
2. 锥齿轮大端背锥、当量齿轮及当量齿数
(1) 背锥和当量齿轮
下图为一锥齿轮的轴向半剖面，其中DOAA为分度锥的轴剖面，锥长OA称锥距，用R
表示；以锥顶O为圆心，以R为半径的圆应为球面的投影。若以球面渐开线作锥齿轮的齿廓，则园弧bAc为轮齿球面大端与轴剖面的交线，该球面齿形是不能展开成平面的。为此，再过A作O1A⊥OA，交齿轮的轴线于点O1。设想以OO1为轴线，以O1A为母线作圆锥面O1AA，该圆锥称为锥齿轮的大端背锥。显然，该背锥与球面切于锥齿轮大端的分度圆。由于大端背锥母线1A与锥齿轮的分度锥母线相互垂直，将球面齿形的圆弧bAc投影到背锥上得到线段
b'Ac'，圆弧bAc与线段b'Ac'非常接近，且锥距R与锥齿轮大端模数m之比值愈大（一般R/m>30），两者就更接近。这说明：可用大端背锥上的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形。由于背锥可展开成平面并得到一扇形齿轮，扇形齿轮的模数m、压力角a和齿高系数ha*等参数分别与锥齿轮大端参数相同。再将扇形齿轮补足成完整的直齿圆柱齿轮，这个虚拟的圆
柱齿轮称为该锥齿轮的大端当量齿轮。这样就可用大端当量齿轮的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形，即锥齿轮大端轮齿尺寸（ha、hf等）等于当量齿轮的轮齿尺寸。
(2) 基本参数
由于直齿锥齿轮大端的尺寸最大，测量方便。因此，规定锥齿轮的参数和几何尺寸均以大端为准。大端的模数m的值为标准值，按下表选取。在GB12369-90中规定了大端的压力角a=20。，齿顶高系数ha*=1，顶隙系数c*=。
(3) 当量齿数
当量齿轮的齿数zv称为锥齿轮的当量齿数。zv与锥齿轮的齿数z的关系可由上图求出，由图可得当量齿轮的分度圆半径rv
而
则有
式中：d为锥齿轮的分度锥角。zv一般不是整数，无须圆整。
3 直齿锥齿轮传动的运动设计
(1) 背锥和当量齿轮
下图为一对锥齿轮的轴向剖面图。该对锥齿轮的轴角等于两分度锥角之和，即
由于直齿锥齿轮传动强度计算及重合度计算的需要引进一对当量齿轮（上图），它们是用该对锥齿轮齿宽中点处的背锥展开所得到的。当量齿轮的分度圆半径d v1/2和d v2/2分别为这对锥齿轮齿宽b中点处背锥的母线长；模数即为齿宽中点的模数，称为平均模数m m。
1. 直齿圆锥齿轮的啮合传动特点
一对锥齿轮的啮合传动相当于其当量齿轮的啮合传动。因此有如下特点：
(1) 正确啮合条件
(2) 连续传动条件 e>1，重合度e可按其齿宽中点的当量齿轮计算。
(3) 不根切的最少齿数
(4) 传动比i12 因，故
当S=90°时，有
2. 几何尺寸计算
根据锥齿轮传动的特点，其基本几何尺寸按大端计算，但锥齿轮齿宽中点处及其当量齿轮的几何尺寸必须通过大端导出。
(1) 齿宽系数FR 。一般取F R=1/3，且b1=b2=b
(2) 齿宽中点的分度圆直径（平均分度圆直径）d m和平均模数m m
(3) 齿宽中点处当量齿轮的分度圆直径d mv、当量齿数z v及齿数比u v
式中齿数比影响分度锥顶角的大小，一般取u≤3，最大不超过5。
参考上图导出标准直齿锥齿轮传动的几何尺寸计算公式列于标准直齿锥齿轮传动的主要几何尺寸计算公式表中。
4. 直齿锥齿轮传动的强度计算
直齿锥齿轮的强度计算比较复杂。为了简化计算，通常按其齿宽中点的当量齿轮进行强度计算。这样，就可以直接引用直齿圆柱齿轮的相应公式。
因直齿锥齿轮的制造精度较低，在强度计算中一般不考虑与重合度的影响，即取齿间载荷分配系数Ka、重合度系数Ze、Ye的值为1。
1 轮齿受力分析
忽略齿面摩擦力，并假设法向力Fn集中作用在齿宽中点上，在分度圆上可将其分解为圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa相互垂直的三个分力，如下图所示。各力的大小分别为
式中 T1--小齿轮的名义转矩（N·mm）；
轮齿受力分析
各力的方向主动轮圆周力的方向与轮的转动方向相反，从动轮圆周力的方向与轮的转动方向相同；主、从动轮径向力分别指向各自的轮心；轴向力则分别指向各自的大端。
载荷系数
式中：KA-使用系数，按使用系数KA表查取
Kv-动载荷系数，降低一级精度等级，用齿宽中点的圆周速度由动载荷系数Kv图查取
Kb-齿向载荷分布系数，可按式，式中K Hbbe由表齿向载荷分配系数K Hbbe查取。
2. 齿面接触疲劳强度计算
以当量齿轮作齿面接触疲劳强度计算，则式
为
将当量齿轮的有关参数代入上式中，可得直齿圆锥齿轮传动的齿面接触疲劳强度校核公式为而齿面接触疲劳强度设计公式为
式中各参数按前述确定。
3. 齿根弯曲疲劳强度计算
将当量齿轮的有关参数代入式和中，可得直齿圆锥齿轮传动的齿根弯曲疲劳强度校核公式和设计公式
式中Y Fa-齿形系数，根据当量齿数，由外齿轮的齿形系数图YFa查取。YSa-应力修正系数，根据当量齿数，由应力修正系数YSa图查取。
直齿锥齿轮传动计算例 题 集团文件发布号：（9816-UATWW-MWUB-WUNN-INNUL-DQQTY-
例题10-3 试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。已知输入功率P=10kw ，小齿轮转速n1=960r/min ，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。 [解] 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。 （2）齿轮精度和材料与例题10-1同。 （3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.2×24=76.8，取z2=77。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 d 1d ≥√ 4d dd d 1 d (1?0.5d )2d ( d d d d [d d ])2 3 1) 确定公式中的各参数值。 ① 试选d dd =1.3。 ② 计算小齿轮传递的转矩。 d 1=9.55×106×10 960d dd =9.948×104d ?dd ③ 选取齿宽系数 d =0.3。 ④ 由图10-20查得区域系数d d =2.5。 ⑤ 由表10-5查得材料的弹性影响系数d d =189.8MPa 1/2 。 ⑥ 计算接触疲劳许用应力[d d ]。 由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为d ddddd = 600ddd ，d dddd2=550ddd 。
由式（10-15）计算应力循环次数： d 1=60d 1dd d =60×960×1×(2×8×300×15)=4.147×109， N 2=d 1d =4.147×1093.2 =1.296×109 由图10-23查取接触疲劳寿命系数d HN1=0.90，d dd2=0.95。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得 [d d ]1=d dd1d dddd1d =0.90×600 1ddd =540ddd [d d ]2=d dd2d dddd2d =0.95×550 1 ddd =523ddd 取[d d ]1和[d d ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [d d ]=[d d ]2=523MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 d 1d ≥√ 4d dd d 1 d (1?0.5d )2d ( d d d d [d d ])2 3 =√4×1.3×9.948×104 0.3×(1?0.5×0.3)2×(7724) ×( 2.5×189.8523)2 3 dd =84.970mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度d 0 d d1=d 1d (1?0.5 d )=84.970×(1?0.5×0.3)dd =72.225dd d d = dd d1d 160×1000=d ×72.225×960 60×1000d /d =3.630m/s ②当量齿轮的齿宽系数 d 。 b = d d 1d √d 2 +1/2=0.3×84.970×√(77/24)2+1/ 2mm =42.832mm
圆锥齿轮的画法 单个圆锥齿轮结构画法 ［文本］ 圆锥齿轮通常用于交角90°的两轴之间的传动，其各部分结构如图所示。齿顶圆所在的锥面称为顶锥面、大端端面所在的锥面称为背锥，小端端面所在的锥面称为前锥，分度圆所在的锥面称为分度圆锥，该锥顶角的半角称为分锥角，用δ表示。 圆锥齿轮的轮齿是在圆锥面上加工出来的，在齿的长度方向上模数、齿数、齿厚均不相同，大端尺寸最大，其它部分向锥顶方向缩
小。为了计算、制造方便，规定以大端的模数为准计算圆锥齿轮各部分的尺寸，计算公式见下表。 其实与圆柱齿轮区别也不大，只是圆锥齿轮的计算参数都是打 断的参数，齿根高是 1.2 倍的模数，比同模数的标准圆柱齿轮的齿顶 高要小，另外尺高的方向垂直于分度圆圆锥的母线，不是州县的平行 方向。 单个圆锥齿轮的画法规则同标准圆柱齿轮一样，在投影为非圆 的视图中常用剖视图表示，轮齿按不剖处理，用粗实线画出齿顶线、 齿根线，用点画线画出分度线。在投影为非圆的视图中，只用粗实线 画出大端和小端的齿顶圆，用点画线画出大端的分度圆，齿根圆不画。 ［文本］ 注意：圆锥齿轮计算的模数为大端的模数，所有计算的数据都是大端的参数，根据大端的分度圆直径，分锥角画出分度线细点画线，
量出齿顶高、齿根高，即可画出齿顶和齿根线，根据齿宽，画出齿形 部分，其余部分根据需要进行设计。 单个齿轮的画法同圆柱齿轮的规定完全相同。应当根据分锥 角，画出分度圆锥的分度线，根据分度圆半径量出大端的位置，根据 齿顶高、齿根高找出大端齿顶和齿根的位置，向分度锥顶连线，就是 顶锥（齿顶圆锥）和根锥（齿根圆锥），根据齿宽量出分度圆上小端 的位置，做分度圆线的垂直线，其他的次要结构根据需要设计即可。 啮合画法 [ 文本 ] 锥齿轮的啮合画法同圆柱齿轮相同，如图所示。
例题10-3试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。已知输入功率P=10kw，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。 [解]1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。 （2）齿轮精度和材料与例题10-1同。 （3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.224=76.8，取z2=77。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 1) =1.3 计算小齿轮传递的转矩。 9.948 选取齿宽系数=0.3。 查得区域系数 查得材料的弹性影响系数。 [] 由图 由式（ ， 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
2）试算小齿轮分度圆直径 (2) 1 3.630m/s ②当量齿轮的齿宽系数 0.342.832mm 2) ①由表查得使用系数 ②根据级精度（降低了一级精度） ④由表 由此，得到实际载荷系数 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 及相应的齿轮模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-27）试算模数，即
1）确定公式中的各参数值。 ①试选 ②计算 由分锥角 由图 由图 由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图取弯曲疲劳寿命系数 ，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 2)试算模数。 =1.840mm
减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 一、高速级齿轮 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 （3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS ；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。 （4）选小齿轮齿数120Z =，大齿轮齿数2 4.2432085Z =?=，取285Z = （5）选取螺旋角，初选螺旋角14β= 2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 1t d ≥（1）确定公式内的各计算数值 ①试选 1.6t k =，由图10-2610.740αε=，20.820αε=则有12 1.560αααεεε=+= ②小齿轮传递转矩187.542T N m = ③查图10-30可选取区域系数 2.433H Z = 查表10-7可选取齿宽系数1d Φ= ④查表10-6可得材料的弹性影响系数12 189.8E Z MP =。 ⑤查图10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1600H a MP σ=，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550H a MP σ=。 ⑥按计算式计算应力循环次数 ()811606057612830058.29410h N n jL ==??????=? 8 828.29410 1.95104.243 N ?==? ⑦查图可选取接触疲劳寿命系数1 1.02HN k =，2 1.12HN k =。 ⑧计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数1S =，按计算式(10-12)得
第一章绪论 汽车行驶时,左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎符合、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右、车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学的要求；在多桥驱动汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷，使传动系零件损坏、轮胎磨损和增加燃料消耗等。 差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器按其结构特征不同，分为齿轮、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 本次设计选择的是对称锥齿轮式差速器中的普通锥齿轮式差速器。
第二章 普通锥齿轮差速器基本原理 普通锥齿轮差速器由于结构简单、工作平稳可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥中。图2-1为其示意图，图中ω0为差速器壳的角速度； ω1、ω2分别为左、右两半轴的角速 度；To 为差速器壳接受的转矩；T r 为 差速器的内摩擦力矩；T 1、T 2分别为左、右两半轴对差速器的 反转矩。 图2-1 普通锥齿轮式差速器示意图 根据运动分析可得 ω1+ω2＝2ω0 (2 - 1) 显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速反向旋转。 根据力矩平衡可得 T0 T2T1T0T1-T2{ =+= (2 - 2) 差速器性能常以锁紧系数k 是来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定 K=r T /0T (2 - 3) 结合式(5—24)可得 k ) -0.5T0(1T1k ) 0.5T0(1T2{ =+= (2 - 4) 定义快慢转半轴的转矩比kb=T2/T1,则kb 与k 之间有
例题10-3 试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。已知输入功率P=10kw，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。 [解] 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。 （2）齿轮精度和材料与例题10-1同。 （3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.224=76.8，取z2=77。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 1)确定公式中的各参数值。 ①试选=1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩。 9.948 ③选取齿宽系数=0.3。 ④由图10-20查得区域系数。 ⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数。 ⑥计算接触疲劳许用应力[]。 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 ，。 由式（10-15）计算应力循环次数： ， 由图10-23查取接触疲劳寿命系数，。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2）试算小齿轮分度圆直径
(2)调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度 3.630m/s ②当量齿轮的齿宽系数。 0.342.832mm 2)计算实际载荷系数。 ①由表10-2查得使用系数。 ②根据Vm=3.630m/s、8级精度（降低了一级精度），由图10-8查得动载系数Kv=1.173。 ③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数。 ④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数 。 由此，得到实际载荷系数 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 及相应的齿轮模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-27）试算模数，即 1）确定公式中的各参数值。 ①试选。
圆弧齿锥齿轮传动设计几何计算过程 圆弧齿锥齿轮传动设计 几何计算过程 输入参数： 齿轮类型：35。格里森制 大端模数m=6mm 齿形角a =20° 齿数 Z 1=30,Z 2=90 径向变位系数X 1 =.347,x 2=-.347 传动比i=3 齿顶高系数 h a*=.85 切向变位系数 x t1 =-.056,x t2=.O56 中点螺旋角3m =35° 齿顶间隙系数c *=.188 齿宽系数tpR =.211 ,宽度b=60mm 小轮螺旋方向：左旋 序号 项目 公式 结果 1 大端分度圆d d 1=Z 1m,d 2=Z 2m d 1=180.00mm, d 2=540.00mm 2 分锥角S 81 =arctan(Z 1/Z 2), 2=90- 8 81=18.435 ° ,2=71.565 ° 3 锥距R R=d 1/2sin 81=d 2/2sin 82 R=284.605mm 4 齿距p p= nm p=18.850mm 5 齿高h h=(2h a *+c*)m h=11.328mm 6 齿顶高h a h a =(h a *+x)m h a1=7.182,h a2=3.018mm 7 齿根高h f h f =(h a *+c*-x)m h f1 =4.146,h f2=8.310mm 8 顶隙c c=c*m c=1.13mm 9 齿根角9f Q f1=arctg(h f1/R), Q =arctg(h f2/R) 0f1 =.835 ° ,f2=1.672 ° 10 齿顶角Q a Q a 1= Q f2, Q 2=Q f1（等顶隙收缩齿） 0a1=1.672 ° 戶陆.835 ° 11 顶锥角8a 8a1= 81+ Q f2, 82= 82+Q f1 81=20.107 °, 82=72.400 ° 12 根锥角8 8f1= 81- Q f1, f2= 82- 02 8f1=17.600 °, 8(2=69.893 ° 13 顶圆直径d a d a1=d 1+2h a1COS 81,d a2=d 2+2h a2COS 82, d a1=193.63,d a2=541.91mm 14 分锥顶点至轮冠距离 A k A k1 =d 2/2-h a1Sin 81,=d 1/2-h a2Sin 82 A k1=267.73,A k2=87.14mm 15 齿宽中点分度圆直径 d m d m1=d 1-bsin 81,d m2=d 2-bsin 82 d m1=161.026mm,d m2=483.079mm 16 齿宽中点模数m m m m =d m1/z 1=d m2/z 2 m m =5.368mm 17 中点分度圆法向齿厚s mn S mn =(0.5 n COS 唱+2xtan a +x?m m s mn1 =7.962mm,s mn2=5.851mm 18 中点法向齿厚半角书mn , 2 ^mn =S mn Sin 8 COS 旳/d m ipmn1 =1.803 ° 书 mn 2=.147 19 中点分圆法向弦齿厚S mn 2 _S mn =S mn (1-书mn /6) S mn1 =7.960mm 丄 mn2=5.851mm 20 中点分圆法向弦齿高h am h am =h a -btan 0a /2+S mn ^mn /4 h am1 =6.369mm,h am2=2.585mm 21 当量齿数Z v 3 Z v =Z/cos 8 cos (3m Z v1=57.532,Z v2=517.784 22 端面重合度￡a e?=[Z 1(tan a at1 -tan a )/cos 1 +Z 2(tan a at2-tan a )/cos 2]/2 n 其中:tan a =(tan a /cos m j &z =1.317
3. 3. 2主减速器锥齿轮的主要参数选择 R主、从动锥齿轮齿数N和z： 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素； 为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40 在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。 查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6. 33,初定主动齿轮齿数z产6, 从动齿轮齿数z：=38o b）主、从动锥齿轮齿形参数计算 按照文献［3］中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1 o 从动锥齿轮分度圆直径心:二14引10190二303. 51mm 取d=2=304mm 齿轮端而模数w = 6/2/^2 = 304/38 = 8 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。拖拉机主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°?40°。拖拉机选用较小的B值以保证较大的一，使运转平稳，噪音低。取B二35°。
d）法向压力角ci 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数， 也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于拖拉机弧齿锥齿轮，a —般选用20°。 e）螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。肖变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向, 这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 3. 4主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求： a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硕度以保证有高的耐磨性。 b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 d）选择合金材料是，尽量少用含傑、铮呀的材料，而选用含猛、飢、硼、钛、钮、硅等元素的合金钢。 拖拉机主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮LT前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo 和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%?1.2%）,具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。山于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005?0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 3. 5主减速器锥齿轮的强度计算 3. 5.1单位齿长圆周力 按发动机最大转矩计算时 P二很九5代心 nD[b?
锥齿轮是圆锥齿轮的简称，它用来实现两相交轴之间的传动,两轴交角S称为轴角，其值可根据传动需要确定，一般多采用90°。锥齿轮的轮齿排列在截圆锥体上，轮齿由齿轮的大端到小端逐渐收缩变小，如下图所示。由于这一特点，对应于圆柱齿轮中的各有关"圆柱"在锥齿轮中就变成了"圆锥"，如分度锥、节锥、基锥、齿顶锥等。锥齿轮的轮齿有直齿、斜齿和曲线齿等形式。直齿和斜齿锥齿轮设计、制造及安装均较简单，但噪声较大，用于低速传动（＜5m/s）；曲线齿锥齿轮具有传动平稳、噪声小及承载能力大等特点，用于高速重载的场合。本节只讨论S=90°的标准直齿锥齿轮传动。 1. 齿廓曲面的形成 直齿锥齿轮齿廓曲面的形成与圆柱齿轮类似。如下图所示，发生平面1与基锥2相切并作纯滚动，该平面上过锥顶点O的任一直线OK的轨迹即为渐开锥面。渐开锥面与以O为球心，以锥长R为半径的球面的交线AK为球面渐开线，它应是锥齿轮的大端齿廓曲线。但球面无法展开成平面，这就给锥齿轮的设计制造带来很多困难。为此产生一种代替球面渐开线的近似方法。 2. 锥齿轮大端背锥、当量齿轮及当量齿数
(1) 背锥和当量齿轮 下图为一锥齿轮的轴向半剖面，其中DOAA为分度锥的轴剖面，锥长OA称锥距，用R表示；以锥顶O为圆心，以R为半径的圆应为球面的投影。若以球面渐开线作锥齿轮的齿廓，则园弧bAc为轮齿球面大端与轴剖面的交线，该球面齿形是不能展开成平面的。为此，再过A作O1A⊥OA，交齿轮的轴线于点O1。设想以OO1为轴线，以O1A为母线作圆锥面O1AA，该圆锥称为锥齿轮的大端背锥。显然，该背锥与球面切于锥齿轮大端的分度圆。由于大端背锥母线1A与锥齿轮的分度锥母线相互垂直，将球面齿形的圆弧bAc投影到背锥上得到线段b'Ac'，圆弧bAc与线段b'Ac'非常接近，且锥距R与锥齿轮大端模数m之比值愈大（一般R/m>30），两者就更接近。这说明：可用大端背锥上的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形。由于背锥可展开成平面并得到一扇形齿轮，扇形齿轮的模数m、压力角a和齿高系数ha*等参数分别与锥齿轮大端参数相同。再将扇形齿轮补足成完整的直齿圆柱齿轮，这个虚拟的圆柱齿轮称为该锥齿轮的大端当量齿轮。这样就可用大端当量齿轮的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形，即锥齿轮大端轮齿尺寸（ha、hf等）等于当量齿轮的轮齿尺寸。 (2) 基本参数 由于直齿锥齿轮大端的尺寸最大，测量方便。因此，规定锥齿轮的参数和几何尺寸均以大端为准。大端的模数m的值为标准值，按下表选取。在GB12369-90中规定了大端的压力角a=20。，齿顶高系数ha*=1，顶隙系数c*=0.2。 (3) 当量齿数 当量齿轮的齿数zv称为锥齿轮的当量齿数。zv与锥齿轮的齿数z的关系可由上图求出，由图可得当量齿轮的分度圆半径rv
锥齿轮传动设计 1.设计参数 1150 150********=====d d z z u 式中：u ——锥齿轮齿数比； 1z ——锥齿轮齿数； 2z ——锥齿轮齿数； 1d ——锥齿轮分度圆直径（mm ） ； 2d ——锥齿轮分度圆直径（mm ） 。 1.1062 1115021)2()2(2212221=+=+=+=u d d d R mm 25.125)33.05.01(150)5.01(11=???=?=R m d d φ mm 同理 2m d =125.25 mm 式中：1m d 、2m d ——锥齿轮平均分度圆直径（mm ）； R φ——锥齿轮传动齿宽比，最常用值为R φ=1/3，取R φ=0.33。 530 150111===z d m 同理 2m =5 式中：1m 、2m ——锥齿轮大端模数。 175.4)33.05.01(5)5.01(11=???=?=R m m m φ 同理 2m m =4.175 式中：m m 1、m m 2——锥齿轮平均模数。 2.锥齿轮受力分析 因为锥齿轮1与锥齿轮2的传动比为1，且各项数据相同，则现以锥齿轮1为分析对象得：
1250150 83.932211=?==m t d T F N 88.88345cos 45tan 1250cos tan 111=????==δαt r F F N 88.88345cos 45tan 1250sin tan 111=????==δαt a F F N 22.133020cos 1250cos 11=? ==αt n F F N 式中；1t F ——锥齿轮圆周力； 1r F ——锥齿轮径向力； 1a F ——锥齿轮轴向力； 1n F ——锥齿轮法向载荷； α——锥齿轮啮合角； δ——锥齿轮分度角。 3.齿根弯曲疲劳强度计算 (1) 确定公式内的各计算数值 1) 由《机械设计》图10-20c 查得锥齿轮的弯曲疲劳强度极限=1FE σ580MPa 2) 由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数=1FN K 1 3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S =1.4，由《机械设计》式（10-12）得 =?==4 .15801][111S K FE FN F σσ414.29 MPa 4) 计算载荷系数K 23.235.111.15.1=???==βαF F v A K K K K K 5) 查取齿形系数 由《机械设计》表10-5查得8.21=Fa Y 6) 查取应力校正系数 由《机械设计》表10-5查得55.11=Sa Y
圆锥齿轮参数设计 0.概述 锥齿轮是圆锥齿轮的简称，它用来实现两相交轴之间的传动,两轴交角S称为轴角，其值可根据传动需要确定，一般多采用90°。锥齿轮的轮齿排列在截圆锥体上，轮齿由齿轮的大端到小端逐渐收缩变小，如下图所示。由于这一特点，对应于圆柱齿轮中的各有关"圆柱"在锥齿轮中就变成了"圆锥"，如分度锥、节锥、基锥、齿顶锥等。锥齿轮的轮齿有直齿、斜齿和曲线齿等形式。直齿和斜齿锥齿轮设计、制造及安装均较简单，但噪声较大，用于低速传动（＜5m/s）；曲线齿锥齿轮具有传动平稳、噪声小及承载能力大等特点，用于高速重载的场合。本节只讨论S=90°的标准直齿锥齿轮传动。 1. 齿廓曲面的形成 直齿锥齿轮齿廓曲面的形成与圆柱齿轮类似。如下图所示，发生平面1与基锥2相切并作纯滚动，该平面上过锥顶点O的任一直线OK的轨迹即为渐开锥面。渐开锥面与以O为球心，以锥长R为半径的球面的交线AK为球面渐开线，它应是锥齿轮的大端齿廓曲线。但球面无法展开成平面，这就给锥齿轮的设计制造带来很多困难。为此产生一种代替球面渐开线的近似方法。 2. 锥齿轮大端背锥、当量齿轮及当量齿数 (1) 背锥和当量齿轮 下图为一锥齿轮的轴向半剖面，其中DOAA为分度锥的轴剖面，锥长OA称锥距，用R 表示；以锥顶O为圆心，以R为半径的圆应为球面的投影。若以球面渐开线作锥齿轮的齿廓，则园弧bAc为轮齿球面大端与轴剖面的交线，该球面齿形是不能展开成平面的。为此，再过A作O1A⊥OA，交齿轮的轴线于点O1。设想以OO1为轴线，以O1A为母线作圆锥面O1AA，该圆锥称为锥齿轮的大端背锥。显然，该背锥与球面切于锥齿轮大端的分度圆。由于大端背锥母线1A与锥齿轮的分度锥母线相互垂直，将球面齿形的圆弧bAc投影到背锥上得到线段 b'Ac'，圆弧bAc与线段b'Ac'非常接近，且锥距R与锥齿轮大端模数m之比值愈大（一般R/m>30），两者就更接近。这说明：可用大端背锥上的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形。由于背锥可展开成平面并得到一扇形齿轮，扇形齿轮的模数m、压力角a和齿高系数ha*等参数分别与锥齿轮大端参数相同。再将扇形齿轮补足成完整的直齿圆柱齿轮，这个虚拟的圆
齿轮传动设计计算的步骤 （1）根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。 （2）分析失效形式，根据设计准则，设计m或d1； （3）选择齿轮的主要参数； （4）计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9-10或表9-11； （5）根据设计准则校核接触强度或弯曲强度； （6）校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等；（7）绘制齿轮零件工作图。
以下为设计齿轮传动的例题： 例题 试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW ，小齿轮转速n 1=950r/min ，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 解：（1）选择材料与精度等级 小轮选用45钢，调质，硬度为229~286HBS （表9-4）大轮选用45钢，正火，硬度为169~217HBS(表9-4)。因为是普通减速器，由表9-13选IT8级精度。因硬度小于350HBS ，属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。 （2）按接触疲劳强度设计 ①计算小轮传递的转矩为 T 1 =9.55×106 n1 P =9.55×106×95510 =105N ·mm ②载荷系数K 查表9-5取 K=1.1 ③齿数Z 和齿宽系数ψ d 取z 1=25，则 100254iz1z2=?== 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表9-12选取ψ d =1。 ④许用接触应力【 σ H 】 由图9-19（c ）查得 MPa H 5701 lim =σ MPa H 5302lim =σ 由9-7表查得S H =1 9h 11101.19=）8×5×52×10（×955×60=j 60=L n ?N ()8 9 1 2 10 34 1019.1i =N N ?=?= 查图9-18得 11 =Z N ， 1.082=Z N 由式（9-13）可得 []MPa H S Z H H N 5701570 11 lim 1 1=?= ?= σσ []MPa H S Z H H N 4.5721 530 08.12 lim 2 2 =?= ?=σσ 查表9-6得 MPa Z E 8.189=,故由式（9-14）得
毕业设计说明书 专业：机械制造与自动化 班级：机制3081班 姓名：弓宏国 学号：11308123 指导老师：白福民 陕西国防工业职业技术学院
目录 第一部分工艺设计说明书 (4) ………… 第二部分第17号工序夹具设计说明书 (13) ………… 第三部分第7 号工序刀具设计说明书 (15) ………… 第四部分第17号工序量具设计说明书 (17) ………… 第五部分毕业设计体会 (18) ………… 第六部分参考资料 (19)
二O一O届毕业设计（论文）任务书 专业：机械制造与自动化班级：机制3081班姓名：钟磊学号：11308110一、设计题目(见附图)： 锥齿轮传动（CL24-A）零件机械加工工艺规程制订及第17工序工艺装备设计。 二、设计条件： l、零件图；2、生产批量：中批量生产。 三、设计内容： 1、零件图分析：l）、零件图工艺性分析（结构工艺性及技术条件分析）；2）、绘制零件图； 2、毛坯选择：1）、毛坯类型；2）、余量确定；3）、毛坯图。 3、机械加工工艺路线确定：1）、加工方案分析及确定；2）、基准的选择；3）、绘制加工工艺流程图（确定定位夹紧方案）。 4、工艺尺寸及其公差确定：1）、基准重合时（工序尺寸关系图绘制）；2）、利用尺寸关系图计算工序尺寸；3）、基准不重合时（绘制尺寸链图）并计算工序尺寸。 5、设备及其工艺装备确定： 6、切削用量及工时定额确定：确定每道工序切削用量及工时定额。 7、工艺文件制订：1）、编写工艺设计说明书；2）、填写工艺规程；（工艺过程卡片和工序卡片） 8、指定工序机床夹具设计：1）、工序图分析；2）、定位方案确定；3）、定位误差计算；4）、夹具总装图绘制，绘制夹具中所有非标零件图。 9、刀具、量具没计。（绘制刀具量具工作图） 四、上交资料（全部为电子文稿）： 1、零件机械加工工艺规程制订设计说明书一份；（按统一格式撰写） 2、工艺文件一套（含工艺流程卡片、每一道工序的工序卡片含工序附图）； 3、机床夹具设计说明书一份；（按统一格式撰写） 4、夹具总装图一张（A4图纸）；零件图两张（A4图纸）； 5、刀量具设计说明书一份；（按统一格式撰写） 6、刀具工作图一张（A4图纸）；量具工作图一张（A4图纸）。 五、起止日期： 2 010年11月1日一2 01 年月日(共周) 六、指导教师： 七、审核批准： 教研室主任：系主任： 年月日 八、设计评语： 九、设计成绩： 年月日
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1） 选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2） 速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 3） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，齿条材料为45钢（调质）硬度为240HBS 。 4） 选小齿轮齿数1Z =24，大齿轮齿数2Z =∞。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 [] 3 2 11132.2d ??? ? ??+?≥H E d t t Z u u T K σ? (1) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数t K =1.3。 2） 计算小齿轮传递的转矩。（预设齿轮模数m=2mm,直径d=65mm ） mm N n P T ??=??=?=55115110908.296.72424 .0105.95105.95 3) 由表10-7选齿宽系数d ?=0.5。 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数2 1 8.189MPa E =Z 。 5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa im H 6001l =σ;齿条的接触疲劳强度极限a 5002 lim MP H =σ。 6）由式10-13计算应力循环次数。 ()4h 1110113.6420008.02196.760n 60?=??????==jL N 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数7.11=K HN 。
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 []MPa MPa S K H HN H 10206007.11 lim 11=?== σσ (2) 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径1d t ,代入[]1H σ。 []mm 89.6810208.18915.010908.23.132.2132.2d 32 5 32 11=??? ??∞+∞???=??? ? ??+?≥H E d t t Z u u T K σ? 2） 计算圆周速度v 。 s m n d t /026.01000 6096 .789.681000 60v 1 1=???= ?= ππ 3)计算齿宽b 。 mm d t d 445.3489.685.0b 1=?=?=? 4)计算齿宽与齿高之比。 模数 87.224 89 .68m 11=== z d t t 齿高 46.627.225.225.2=?==t m h 33.546 .6445.34==h b
1. 齿面接触疲劳强度的计算 齿面接触疲劳强度的计算中，由于赫兹应力是齿面间应力的主要指标，故把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价接触强度。齿面接触疲劳强度核算时，根据设计要求可以选择不同的计算公式。用于总体设计和非重要齿轮计算时，可采用简化计算方法；重要齿轮校核时可采用精确计算方法。 分析计算表明，大、小齿轮的接触应力总是相等的。齿面最大接触应力一般出现在小轮单对齿啮合区内界点、节点和大轮单对齿啮合区内界点三个特征点之一。实际使用和实验也证明了这一规律的正确。因此，在齿面接触疲劳强度的计算中，常采用节点的接触应力分析齿轮的接触强度。强度条件为：大、小齿轮在节点处的计算接触应力均不大于其相应的许用接触应力，即： ⑴圆柱齿轮的接触疲劳强度计算 1）两圆柱体接触时的接触应力 在载荷作用下，两曲面零件表面理论上为线接触或点接触，考虑到弹性变形，实际为很小的面接触。两圆柱体接触时的接触面尺寸和接触应力可按赫兹公式计算。 两圆柱体接触，接触面为矩形（2axb），最大接触应力σHmax位于接触面宽中线处。计算公式为： 接触面半宽:
最大接触应力: ?F——接触面所受到的载荷
?ρ——综合曲率半径，（正号用于外接触，负号用于内接触） ?E1、E2——两接触体材料的弹性模量 ?μ1、μ2——两接触体材料的泊松比 2）齿轮啮合时的接触应力 两渐开线圆柱齿轮在任意一处啮合点时接触应力状况，都可以转化为以啮合点处的曲率半径ρ1、ρ2为半径的两圆柱体的接触应力。在整个啮合过程中的最大接触应力即为各啮合点接触应力的最大值。节点附近处的ρ虽然不是最小值，但节点处一般只有一对轮齿啮合，点蚀也往往先在节点附近的齿根表面出现，因此，接触疲劳强度计算通常以节点为最大接触应力计算点。 参数直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮 节点处的载荷为
直齿圆柱齿轮传动轴的轴承组合设计设计计算 说明书5 学号：姓名：杜荣荣 b=80mm m=3mm n已知：=137r/min P= z=101 2l=65mm L=160mm a=80mm c=100mm 、计算受力1p52.44= N?mm =95510×T=955×10×n1372d=mz=3×101=303mm 1x T174270.122F=== N t d3031F=Ftanα=×tan20°= N ?tr2、选择轴的材料 用45钢，调质。由表12-2查得C=107~118。 3、估算轴径 p2.5=112×= ，由轴径选择键A8×7=取C=112，dC×57 GB/T1096-33min n1372003。 考虑键槽的影响，则d=×=。min4、结构设计 （1）为便于轴承部件的装拆，机体采用剖分式结构。因传递的功率小, 齿轮减 速器效率高, 发热小,估计轴不会长，轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。由此，所设计的轴承部件的结构形式如图所示。然后，可按轴上零件的安装顺序， 从d处开始设计。min（2）=65mm，轴段①长度ld就是轴段①的直径，d=1min1(3) 轴段②的直径由密封圈确定，密封圈选用毛毡圈中的轴径为35mm的，则轴段②的直径d=35mm，l=。毛毡圈按标准画法画。22(4) 轴承类型选深沟球轴承，轴段③上安装轴承，查轴承手册，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm。故轴段③的直径d=40mm，考虑到齿轮中心线3到轴承中点距离a=80mm，故 l=53mm。3(5) 轴段④上安装齿轮，为方便齿轮的安装，d应略大于d，可取 d=44mm。齿443轮左端用套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段④的长度l 应比吃轮毂略短，4因齿轮宽度b=80mm，故取l=78mm。由d选择键A12×8×70 GB/T1096- 2003，44t=。 (6) 齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段⑤的直径。按公式h=~d= ~，取 4d=50mm，l=5mm。55(7) 轴段⑦的直径d=d=40mm，考虑到齿轮中心线到轴承
减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
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减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 一、高速级齿轮 １、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （２)运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 (3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为４０Cr （调质),硬度为28０HB Ｓ；大齿轮材料为４５钢(调质)，硬度为240H ＢS ，二者材料硬度差为40HBS 。 (4)选小齿轮齿数120Z =，大齿轮齿数2 4.2432085Z =?=，取285Z = （5）选取螺旋角，初选螺旋角14β = 2、按齿面接触强度设计,按计算式试算即[]3 2 1121t H E t d H k T Z Z u d u αεσ?? ±≥ ? ?Φ?? （１)确定公式内的各计算数值 ①试选 1.6t k =，由图 10-2６10.740αε=,20.820αε=则有 12 1.560αααεεε=+= ②小齿轮传递转矩 187.542T N m = ③查图10-3０可选取区域系数 2.433H Z = 查表１０-7可选取齿宽系数 1d Φ= ④查表1０-6可得材料的弹性影响系数12 189.8E Z MP =。 ⑤查图10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1600H a MP σ=,大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H a MP σ=。 ⑥按计算式计算应力循环次数 ()811606057612830058.29410h N n jL ==??????=? 8 828.29410 1.95104.243 N ?==?
编号： 实训(论文)说明书 题目：一级圆柱齿轮减速器 院（系）：经管系 专业：工业工程 学生姓名： 学号： 指导教师：
2010年7月3日 目录 设计任务书 (1) 传动技术方案的拟定及说明 (3) 电动机的选择 (6) 计算传动装置的运动和动力参数 (7) 传动件的设计计算 (7) 轴的设计计算 (11) 连轴器的选择 (13) 滚动轴承的选择及计算 (14) 键联接的选择及校核计算 (19) 减速器附件的选择 (21) 设计小结 (22)
谢辞 (23) 参考资料目录 (24) 附录 (25) 机械设计课程设计任务书 设计题目：带式运输机的传动装置的设计 一带式运输机的工作原理 带式运输机的传动示意图如图 1、电动机 2、带传动 3、齿轮减速 4、轴承 5、联轴器、 6、鼓轮 7、运输带 二工作情况：已知条件 1 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃； 2 使用折旧期；8年； 3 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V； 5 运输带速度容许误差：±5%； 6 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 三原始数据 题号
参数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 运输带工作拉力 F/N 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 4500 4800 运输带工作速度 v/(m/s) 1.1 1.15 1.2 1.25 1. 3 1.35 1.4 1.45 1.5 1.5 卷筒直径 D/mm 200 250 310 410 230 340 350 400 420 500注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑 四传动技术方案 带——单级直齿轮圆柱齿轮减速器 五设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 直齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4.滚动轴承的选择 5.键和连轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写 带传动不用绘制 六设计 1.减速器总装配图一张 2.齿轮、轴零件图各一张 3.设计说明书一份 七设计进度 1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 八评分细则 1、设计任务说明书. 30分 2、图纸质量30分 3、进度检查表(每天进行一次进度检查) 20分 4、原始文稿20 2010-3-27