机械设计课程设计-带式输送机传动装置.wps

机械机械课程设课程设计计 计算说明书计算说明书 设计题目 设计题目 带式输送机传动装置带式输送机传动装置 目录目录 一、设计任务一、设计任务 二、二、减速器结构选择及电动机性能参数计算减速器结构选择及电动机性能参数计算 三、计算、分配传动比三、计算、分配传动比 四、运动参数计算四、运动参数计算 五、带传动的设计五、带传动的设计 六、各级传动齿轮的设计计算六、各级传动齿轮的设计计算 七、轴的设计和键的选择七、轴的设计和键的选择 八、轴承的选择八、轴承的选择 九、箱体及减速器附件说明九、箱体及减速器附件说明 十、润滑油的选择与计算十、润滑油的选择与计算 十一、参考文献十一、参考文献 1 第一章 第一章 设计任务书设计任务书 1. 课程设计的主要内容 带式输送机传动装置设计的内容包括： （1）单级/双级减速器传动零件设计； （2）画出传动装置装配图； （3）编写设计说明书。 2. 课程设计的要求与数据 已知条件： (1) 运输带工作拉力f= 3.7 kn； (2) 运输带的工作速度v= 1.2 m/s； (3) 卷筒直径d= 440 mm； (4) 使用寿命：10年，每年300个工作日； (5) 工作情况：两班制，连续单向运转，工作时有轻微振动； (6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量； (7) 工作环境：室内，轻度污染； (8) 边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机。 (9) 输送机工作轴转速允许误差5%。带式输送机的传动效率0.96。 3. 课程设计应完成的工作 (1) 装配图1张，输出轴零件图1 张； (2) 设计说明书1份。 第二章 第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构选择及相关性能参数计算 2.1 2.1 减速器结构减速器结构 二级展开式圆柱直齿轮减速器的传动方案如图2-1所示。 2 图2-1 二级展开式圆柱直齿轮减速器传动装置简图 1输送带 2联轴器 3减速器 4带传动 5电动机 2.2 2.2 电动机的选择电动机的选择 电动机的选择见表2-1 表2-1 电动机的选择 计算项目计算及说明 1. 电 动 机 类 型 和 结 构 型 式 的 选择 根据减速装置的工作条件：连续单向运转，工作有 轻微振动，而选用效率高、 性能好、 噪音低的y系列 电动机。三相交流异步电动机的结构简单，价格低 廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中。因此 选用y系列三相异步电动机。 2. 电 动 机 功 率 的 选 择 工作机所需功率pw： pw =4.44kw 计算项目计算及说明 pw为输送带阻力，为输送带的速带1.2 1000 vw w f 1000 2 . 1107 . 3 3 w vs m 3 2. 电 动 机 功 率 的 选 择 为带式输送机的效率0.96。 电动机至工作机的总效率： 查机械设计课程设计表3-1，取v带传送的 效率=0.97；滚子轴承传动效率=0.98 圆柱齿轮传动 的效率=0.99；联轴器传动的效率=0.99；卷筒的传 动效率=0.96。 =0.970.96=0.83 电动机所需的功率： =5.3kw 电动机额定功率。 电动机容量主要由电动机运动时的发热条件决 定，而发热又与其工作情况有关。对于长期连续运 转、载荷不变或变化很小，常温工作的机械，选择 电机时只要使电动机的负载不超过其额定值，电动 机便不会过热。也就是可按电动机的额定功率等于 或略大于所需电动机的功率，即。 3. 电 动 机 转 速 的 确 定 根据一般最常用的，市场上供应最多的是同步转速 为1500和 1000 的电动机，又。查机械设计课程 设计表 17-7，选用磁极较少的 y132s-4 并且采用 b3的安装型式。y132s-4-b3技术数据和安装及外形 尺寸如表2-2，图2-2,表2-3。 表 2-2 y132s1-4-b3 技术数据 同步转速1500，4 级 w 1 2 3 45 1 4 2 2 3 45 4 98. 0 2 99. 0 99. 0 d p w p 83. 0 44. 4 m p m pdp m pdp min r min r m pdp min r 4 电动机型号额定功率 kw满载转速 质量/kg y132s1-45.514402.22.381 图 2-2 y132s1-4-b3 电动机的安装 表 2-3 y132s1-4-b3 电动机的外形尺寸(mm) abcdefghkabacadhdbbl 2161788980103313212280270210315238515 第三章 计算、分配传动比第三章 计算、分配传动比 3.1 3.1 传动比分配传动比分配 传动比的分配及计算见表3-1 表3-1 传动比的计算及分配 计 算 项 目 计算及说明 min r 额定转矩 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 018. 0 002. 0 38 w v 100060 dn 5 1.总传 动比 =52.1 电动机的满转速和工作电机的转速即可确定传动系 统的总传动比 i，即 i=27.64 2. 分 配 传动比 取v 带传动的传动比i=2。 为了使减速器的两个大齿轮具有相近的波油深度， 应使两级的大齿轮具有相近的直径（低速级大齿 轮） 计算项目计算及说明 2. 分 配 传 动比 的直径应略大一些，使得高速级大齿轮的齿顶圆 与低速轴之间有适量的间隙）。 设高速轴的传动比 为，低速轴转动比为，减速器的传动比为。 故 =13.82 又由展开线曲线查得 =4.5，则=3.07 四、运动参数的计算四、运动参数的计算 4.1 4.1 动力运动参数计算动力运动参数计算 传动装置的运动、动力参数的计算见表4-1 表4-1 传动装置的运动、动力参数的计算 计 算 项 目 计算及说明 w n d 100060vw 440 10602 . 1 3 min r min r m nwn w m n n 1 .52 1440 1 i2i减i 减 i d i i 2 64.27 1 i2i 6 1.各轴 转速 高速轴转速：=720 中间轴转速：=160 低速轴转速： 滚筒轴转速：=52.12 2. 各 轴 的 输 入 功率 高速轴输入功率： =5.30.97=5.14kw 计算项目计算及说明 2.各轴的 输入功率 中间轴输入功率： =5.140.980.99=4.99kw 低速轴输入功率： =4.990.980.99=4.84kw 滚筒轴输入功率： =4.840.980.99=4.69kw 其中：为电动机的额定功率，为传送带的效率 为高速级齿轮传动的效率和低速级齿轮传动的 效率，为联轴器的传动效率,为一对滚动轴承 的传动效率。 min r nn min r 12.52 07. 3 160 i n n 2 min r 5 . 4 720 1 i n n min r 2 1440 d m i nn 1m pp 32 pp 32 pp 42 pp m p1342 7 3.各轴的 输入转矩 高速轴输入转矩： 40.62nm 中间轴输入转矩： nm 低速轴输入转矩： 888.85nm 滚筒轴输入转矩： nm 五、带传动的设计五、带传动的设计 5.1 v5.1 v 带的参数计算带的参数计算 对带式输送机传动系统，已知电动机的额定功率=5.5kw，转速传动比，每天工 作 16h（即两班制）。带传动的设计计算见表 5-1。 36.862 52.12 4.699550 n 9550 p t 52.12 4.849550 n 9550 p t 61.159 160 4.999550 n 9550 p t 720 5.149550 n 9550 p t m p min r 1440nm 2id 8 表5-1 带传动的设计计算 计 算 项 目 计算及说明 1. 确 定 计 算 功 率 由机械设计表8-8查得工作情况系数 2.选择 v 带 的 带 型根据、由机械设计图 8-11选用a型带 3. 确 定 带 轮 的 基 准 直 径 并 验 算带速v 初选小带轮的基准直径。 由 机械设计 表8-7和表 8-9，取小带轮的基准直径=90mm。 验算带速v。 v= 因为5，故带速合适。 根据机械设计表 8-9，取标准直径为 4.确定 v 带 的 中 心距 a 和 基 准 长 度 由式0.7（+）2（+）得 189mm540mm，初定中心矩为=300mm。 计算带所需的基准长度： 2+（+）+ ca p2 . 1 a k 6.6kw5.52 . 1 mca pkp a ca pmn 1d d 1d d 1d d s m 78. 6 100060 144090 100060 nd md 1 s m v30 s m mm180did 1dv2d 带 d l 1d d 2d d 0 a 1d d 2d d 0 a0a 0d l0a 2 1d d 2d d 0 2 1d2d a4 dd）（ 9 =2300+（90+180）+mm1030.65mm，由机 械设计表8-2选带的基准长度。 计算实际中心距 2 3004 90180 2 ）（ mm1100 d l mm375mm 2 65.10301100 300 2 aa 0dd 0 ）（ ll 10 计算项目计算及说明 4.确定 v 带的中心 距 a 和基 准长度 由和算出中心距的变化范围为358.5mmmm 5.验算小 带轮上的 包角 = 6.确定 v 带根数 计算单根v 带的额定功率。 由=90mm 和，查机械设计表8-4 得=1.07kw 。 根据，i=2 和 a 型带，查机械设计表 8-5 得 ，查表 8-6 得，表8-2的，于是 =（） 1.08kw 。 计算 v带根数z z= 取 7根 7.计算单 根 v 带的 由机械设计表 8-3 得 b 型带的单位长度质量 q=0.105，所以 d l dmin 015. 0aal dmax 3 . 0aal408 1 a 3 .57 dd180 o 1d2d o 1 ）（ 375 3 .57 90180180 o o ）（ oo 120166 r p 1d d min r 1440nmo p min r 1440nm w17. 0 o kp96. 0 k91. 0 l k r p oo pp0.960.91)17. 007. 1 ( l kk 1 . 6 08. 1 6 . 6 r ca p p o f m gk 11 初拉力 =500n =116n 2 6.78105. 0 6.7870.96 6.696. 05 . 2 ）（ 2 ca o qv v 5 . 2 500 zk pk f ） （ 12 计算项目计算及说明 8.计算压 轴力 9.主要设 计结论 选用 a型普通v 带7根，带基准长度为 1100mm。带轮 基准直径中心距控制在之间。单根带初拉力=116n 5.2 v5.2 v 带轮的设计带轮的设计 根据带轮的基准直径和带轮转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式， 轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸，公差和表面粗糙度及相关的技术要求。见表 5-2 表5-2 带轮的设计 p f p f nzf1610 2 165 sin11672 2 sin2 o 1 o ，mm180dmm90d 2d1d 408mm5 .358 o f 13 计算项目计算及说明 1. 带 轮 材 料的确定 带轮材料选用 ht150，因为带速 v=6.78较高，故采用 铸钢焊接而成 2. 小 带 轮 结 构 形 式 的确定 由电动机 y-4-b3 的转动轴 d=mm，故选小带轮的轮毂 d=38mm。基准直径，因而带轮的结构形式可采用腹板 式。 带轮槽的截面尺寸见表 5-3。 小带轮的结构形式见 表5-4 表 5-3 b 型带轮的轮槽 对 应 的 14.03.5010.81911.5 s m 018. 0 002. 0 38 mm300mm112d 1d d b amin h fmin h e min f d d o 34 190 14 表5-4 小带轮的结构形式 ，d为轴的直径38mm 取；b=3e+2f=319+211.5=80mm ； =,取=12.5mm ；l=，取l=78mm。 表5-5 大带轮的结构形式 计算项目计算及说明 1. 大 带 轮 结 构 形 式 的确定 先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的最小直径， 选取轴的材料为 45钢调质处理，根据机械设计表 15- 3，取，=20.9mm 取d=22mm，取长 ，。 d28 . 1d1）（ mm80d1 c b) 7 1 4 1 ( c d25 . 1）（ 97 0 a min d 3 1 1 0 n p a mm78l mm81.17b1 15 b=3e+2f=319+211.5=80mm =，取=12.5mm；l=，取l=80mm，取长 2. 大 带 轮 的 具 体 尺 寸 mm78ld25 . 1）（ c b) 7 1 4 1 ( c 16 六、各级传动齿轮的设计计算六、各级传动齿轮的设计计算 6.1 6.1 高速级圆柱直齿轮的设计计算高速级圆柱直齿轮的设计计算 高速级圆柱直齿轮的设计计算。 已知高速轴的输入功率，转速，齿数比，使用 期为 10年（每年 300个工作日），两班制。详见表6-1。 表6-1 高速级圆柱直齿轮的设计计算 计算项目计算及说明 1. 选 定 齿 轮类型、精 度等级、材 料及齿数 按图 2-1 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传 动，压力角取； 带式输送机为一般的工作机器，参考 机械设计 表10-6，选用7级精度。 材料选择。 由 机械设计 表10-1，选择小齿轮材 料为40cr（调质），齿面硬度280hbs。大齿轮材料 选45钢（调质），齿面硬度240hbs。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取 2. 初 步 计 算 传 动 的 主要尺寸 1.按齿面接触疲劳强度设计 计算小齿轮分度圆直径，即 1）确定公式中的个参数值 试选。 计算小齿轮传递的转矩。 6.81810nmm w14. 5kp 4 98. 05 . 4i1 o 20 30 1 z135305 . 4i 12 zz 135 2 z 3 2 d 1t t 1 u 1u2 d）（ h ehh zzztk 3 . 1 t h k mn p t 720 14. 51055. 9 n 1055. 9 66 1 4 17 由机械设计表10-7选取齿宽系数。 1 d 18 计算项目计算及说明 2.初步计 算传动的 主要尺寸 由机械设计图10-20查得区域系数 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数。 计算接触疲劳强度用重合度系数。 = = =30(tan28.241tan20)+135(tan22.184 tan20)/2=1.768 计算接触疲劳需用应力 由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触 5 . 2zh 2 1 e mpa8 .189z z )2/(cosarccos * 111aa hzz oo 241.28130/20cos30arccos）2（ )2/(cosarccos * 222aa hzz oo 184.221135/20cos135arccos）2（ 2/ tantanztantanz 2211 ）（）（ o o o o 863. 0 44 z 3 1.768 3 h a600 1hmin mpa550 2hmin mp 19 疲劳极限分别为，。计算应力循环次数： =607201（2830010）=2.07310 由 机械设计 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，得 97. 0k 2h 95. 0k 1hn 89 12 10/1018. 1inn4.607135/30/ 1 9 h11 jln60n 20 计算项目计算及说明 2. 初 步 计 算 传 动 的 主要尺寸 = = 取和中的较小者作为该齿轮的接触疲劳许用应力， 即 =533.5mpa 2）计算小齿轮分度圆直径 = =55mm 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 圆周速度 齿宽 b 计算载荷系数 h 1 mpampa s k hhn 570 1 60097. 0 1min1 h 2 mpampa s k hhn 5 .533 1 55097. 0 2min2 h 1h2 h h2 3 2 d 1t t 1 ) ( u 1uk2 d zzzt ehh 3 2 4 5 .533 0.863189.85 . 2 30/135 130/135 1 106.8181.32 ）（ ）（ ）（ s m 07. 2 s m 100060 72055 100060 nd 1t1 55mm551db t1d h k 21 3. 确 定 传 动尺寸 由机械设计表10-2得使用系数 根据，7 级精度，由 机械设计 图10-8 查得动载系数 齿轮的圆周力 = n10479. 255/106.8182 34 t 111t d/t2f 1 . 1kv s m 07. 2 1ka 22 计算项目计算及说明 3. 确 定 传 动尺寸 =12.5710/53.046 =45100 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数 由 机械设计 表10-4用插值法查得7级精度，小 齿轮的相对支撑为非对称布置时，得齿向载荷分布 系数，由此，得到实际载荷系数 按实际载荷系数算得的分度圆直径 相应的齿轮模数： 取模数为3mm 试算模数 1）确定公式中的个参数数值 b/fk t1a 3 mm n mm n mm n 2 . 1kh 421. 1kh 1.881.4211.21.11kkkkk hhvah mm2 .62 3 . 1 1.88 55 k k dd 3 3 ht h t 11 mm07. 2 30 2 .62 z d m 1 1 3 f safa 2 1d 1ft t yy z ytk2 m）（ 23 4. 按 齿 根 弯 曲 疲 劳 强度设计 试选弯曲疲劳强度用重合度系数 计算 由机械设计图 10-17查得齿形系数，；由机械 设计图 10-18查得应力修正数，；由机械设计 图10-24c 计算项目计算及说明 4.按齿根 弯曲疲劳 强度设计 查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分，；由机 械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲 劳安全系数s=1.4 = = 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 = 81. 1y 2sa mpa500 1flim 63. 1y 1sa mpa380 2flim 18. 2 2a f y 88. 0 1fn k 54. 2 1a f y 9 . 0 2 fn k f safay y f 674. 0 768. 1 75. 0 25. 0 75. 0 25. 0y 1 mpampa s khn 29.314 1.4 50088. 0 1minf1 f 2 mpampa s khn 29.244 1.4 3809 . 0 2minf2 0132. 0 29.314 63. 154. 2 1 11 f safay y 0162. 0 29.244 81. 118. 2 2 22 f safa yy f safay y f safay y 0162. 0 2 22 f safa yy 24 2试算模数 = 调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的准备 圆周速度 s m 46. 1 s m 100060 72038.72 100060 nd 11 mm72.38mm3029. 1zmd 1t1 29. 10162. 0 301 0.674106.8181.32 3 2 4 3 f safa 2 1d 1ft t yy z ytk2 m）（ 25 计算项目计算及说明 4. 按 齿 根 弯 曲 疲 劳 强度设计 齿宽 宽高比 = 2计算实际载荷系数 根据，7级精度，由 机械设计 查图10-8得动载荷 系数 由/38.72n=3.5210 =90.95 100 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数 1 b 38.72mm38.72mm1db 1d h b mm9 . 21.290.2512mch2h t * a ）（）（ h b 35.13 9 . 2 72.38 f k s m 46. 1 08. 1kv 4 111t 106.8182/t2fd 3 mm 72.38/103.521/ 3 1 n bfk ta mm n mm n 2 . 1 f k 26 由机械设计表10-4用插值法查得，结合=13.35 查机械设计图10-13，得 则载荷系数为 3按实际载荷系数算得的齿轮模数 5. 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 劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决 于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由 弯曲疲劳强度算得的模数 1.459mm，并圆整为标准值 m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径： mmmm ft 459. 1 3 . 1 88. 1 29. 1 k k mm 3 3 f t 1.881.451.21.081kkkkk ffvaf 45. 1kf h b416. 1kh 27 计算项目计算及说明 5. 对 比 计 算结果 ，算出小齿轮齿数= 62.2/2=31.1，取；则大齿轮齿数，取。 互为质数，这 样设计处的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度， 又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避 免浪费。 6. 几 何 尺 寸计算 计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节 省材料，一般将小齿轮略为加宽（）mm,即 取而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 mm2 .62d1m/dz 11 32z1144325 . 4uzz 12 144z2 21 zz和 mm64232mzd 11 mm2882144mzd 22 mmmm1762/288642/dda 21 ）（）（ mmmmdb d 64641 1 105 mm7469mm10564105bb1）（）（ mm70b1mm64bb2 28 9. 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度校核 计算项目计算及说明 9. 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度校核 =mpa =130mpa = =123 mpa 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且大齿轮抵抗弯曲疲 劳破坏的能力大于大齿轮。 10.结构图 设计 小齿轮和大齿轮的结构设计如图6-1和图6-2 11.要设计 结论 齿数，；模数m=2mm；压力角； 中心距 a=176；齿宽，d1=64，d2=288；小齿轮选 用 40cr（调质），大齿轮选用 45 钢(调质)；齿轮按 7级精度设计。 6.26.2 低速级圆柱直齿轮的设计计算低速级圆柱直齿轮的设计计算 低速级圆柱直齿轮的设计计算。已知低速轴的输入功率，转速，齿数比 ，使 用期为 10年（每年 300个工作日），两班制。详见表6-2 表6-2 速级圆柱直齿轮的设计计算 2 1 3 111f f1 k2 zm yyyt d safa 23 4 3221 0.6741.632.54106.8181.882 f 1 2 2 3 221f f2 k2 zm yyyt d safa 23 4 3221 0.6741.812.18106.8181.882 32z1144z2 o 20 mm70b1mm70b2 w99. 4kp min r 160n 069. 3i2 29 计算项目计算及说明 1. 选 定 齿 轮类型、精 度等级、材 料及齿数 按图 2-1 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传 动，压力角取； 带式输送机为一般的工作机器，参考 机械设计 表10-6，选用7级精度。 材料选择。 由 机械设计 表10-1，选择小齿轮材 料为40cr（调质），齿面硬度280hbs。大齿轮材料 选45钢（调质），齿面硬度240hbs。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取92 2. 初 步 计 算 传 动 的 主要尺寸 1.按齿面接触疲劳强度设计 计算小齿轮分度圆直径，即 1）确定公式中的个参数值 试选。 计算小齿轮传递的转矩。 2.97810nmm 由机械设计表10-7选取齿宽系数。 由机械设计图10-20查得区域系数 计算项目计算及说明 由 机械设计 表10-5查得材料的弹性影响系数。 o 20 30 1 z09.9230069. 3i 12 zz 2 3 2 d 1t t 1 u 1u2 d）（ h ehh zzztk 3 . 1 t h k mm 160 99. 41055. 9 n 1055. 9 66 n p t 5 1 d 5 . 2zh 2 1 e mpa8 .189z 30 2. 初 步 计 算 传 动 的 主要尺寸 计算接触疲劳强度用重合度系数。 = = =30tan28.241 tan20)+92(tan23.118 tan20)/2=1.589 计算接触疲劳需用应力 由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接 触疲劳极限分别为，。计算应力循环次数： =601601（2830010）=4.60810 88 12 10501. 1/10608. 4inn2.5/ 1 8 h31 jln60n a550 2hmin mpa600 1hmin mp h 896. 0 44 z 3 1.589 3 o o o o 2/ tantanztantanz 2211 ）（）（ oo 118.23192/20cos92arccos）2（ )2/(cosarccos * 222aa hzz oo 241.28130/20cos30arccos）2（ )2/(cosarccos * 111aa hzz z 31 由机械设计图 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，得 = 计算项目计算及说明 2.初步计 算传动的 主要尺寸 = 取和中的较小者作为该齿轮的接触疲劳许用应 力，即 =539mpa 2）计算小齿轮分度圆直径 = =86.119mm 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 圆周速度 齿宽 b mpampa s k hhn 570 1 60095. 0 1min1 1h h 98. 0k 2h 2 95. 0k 1hn mpampa s k hhn 539 1 55098. 0 2min2 h 1h2 h h2 3 2 d 1t t 1 ) ( u 1uk2 d zzzt ehh 3 2 5 539 0.896189.85 . 2 069. 3 1069. 3 1 102.9781.32 ）（ s m 72. 0 s m 100060 16086.119 100060 nd 1t1 32 3.确定传 动尺寸 计算载荷系数 由机械设计表10-2得使用系数 根据，7 级精度，由机械设计图10-8 查得动载 系数 齿轮的圆周力 = =16.91610/86.119=80.308100 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数 计算项目计算及说明 3. 确 定 传 动尺寸 由 机械设计 表10-4用插值法查得7级精度，小 齿轮的相对支撑为非对称布置时，得齿向载荷分布 系数，由此，得到实际载荷系数 按实际载荷系数算得的分度圆直径 相应的齿轮模数： mm119.8686.1191db t 1d h k 1ka s m 72. 0 08. 1kv t 111t d/t2fn10916. 6119.86/102.9782 35 b/fk t1a 3 mmn 2 . 1kh 426. 1kh 848. 11.4261.21.081kkkkk hhvah mm832.96 3 . 1 1.848 119.86 k k dd 3 3 ht h t 11 33 4. 按 齿 根 弯 曲 疲 劳 强度设计 试算模数 1）确定公式中的个参数数值 试选 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 计算 由机械设计图 10-17查得齿形系数，；由机械 设计图 10-18查得应力修正数，；由机械设计 图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极 限分别为，；由 机械设计 图10-22查得弯曲疲劳 寿命系数 计算项目计算及说明 。取弯曲疲劳安全系数s=1.4 = mm228. 3mm 30 832.96 z d m 1 1 3 f safa 2 1d 1ft t yy z ytk2 m）（ 3 . 1kft 722. 0 589. 1 75. 0 25. 0 75. 0 25. 0y f safay y 54. 2 1a f y18. 2 2a f y63. 1y 1sa 81. 1y 2sa mpa500 1flim mpa380 2flim 88. 0 1fn k 92. 0 2 fn k f 1 mpampa s khn 29.314 1.4 50088. 0 1minf1 34 4. 按 齿 根 弯 曲 疲 劳 强度设计 = 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 = 2试算模数 = 调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的准备 圆周速度 f 2 mpampa s khn 714.249 1.4 3809 . 0 2minf2 0132. 0 29.314 63. 154. 2 1 11 f safay y 0158. 0 71.249 81. 118. 2 2 22 f safa yy f safay y f safay y 0158. 0 2 22 f safa yy 3 f safa 2 1d 1ft t yy z ytk2 m）（ mm14. 20158. 0 301 0.722102.9781.32 3 2 5 mm23.64mm3014. 2zmd 1t1 35 齿宽 宽高比 计算项目计算及说明 4. 按 齿 根 弯 曲 疲 劳 强度设计 = 2计算实际载荷系数 根据，7级精度，由 机械设计 查图10-8得动载 荷系数 由/64.23n =9.27210n =144100 mm815. 42.140.2512mch2h t * a ）（）（ h b h b 34.13 815. 4 23.64 64.23mm64.23mm1db 1d f k 1 b s m 538. 0 s m 538. 0 s m 100060 16064.23 100060 nd 31 05. 1kv mm n mm n mm 23.64/109.2721/ 3 1 n bfk ta 3 5 111t 102.9782/t2fd 36 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数 由机械设计表 10-4 用插值法查得，结合 =13.34机械设计图10-13，得 则载荷系数为 3按实际载荷系数算得的齿轮模数 5. 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 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要 取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关， 可取由弯曲疲劳强度算得的模数 2.197 整为标准值 m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径：， 算出小齿轮齿数=96.832/2.5=38.73，取；则大齿 轮齿数 计算项目计算及说明 5. 对 比 计 算结果 ， 取。互为质数，这样设计处的齿轮传动，既满足了 齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度， 并做到了结构紧凑，避免浪费。 计算分度圆直径 计算中心距 1.4071.3411.051kkkkk ffvaf 45. 1kf h b mmmm ft 197. 2 3 . 1 407. 1 14. 2 k k mm 3 3 f t 426. 1kh mm832.96d1m/dz 11 0 . 1 f k 39z1 87.11873.38069. 3uzz 12 119z2 21 zz和 mm985 . 239mzd 11 mm2985 . 2119mzd 22 37 6. 几 何 尺 寸计算 计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 和 节省材料，一般将小齿轮略为加宽（）mm,即 取而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 9. 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度校核 =mpa 11.要设计 结论 齿数，；模数 m=2.5mm；压力角；中心距 a=198mm； 齿宽，d1=98，d2=298；小齿轮选用 40cr（调 质），大齿轮选用 45 钢(调质)；齿轮按 7 级精度设 计。 表6-3 齿轮传动参数表 名称符号单位高速级低速级 小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮 中心距amm176198 传动比i4.53.069 模数mmm22.5 压力角2020 mm98bb2 2 1 3 111f f1 k2 zm yyyt d safa 23 5 3921 0.7221.632.54102.9781.4072 mm103b1 39z1119z2 mm108103mm10598105bb1）（）（ o 20mm103b1 105 mm98b2 mmmmdb d 98981 1 o mmmm1982/298982/dda 21 ）（）（ 38 齿数z32 14439119 分度圆直径dmm6428898298 齿宽bmm706410398 材料40cr45c40cr45cr 热处理调质调质调质调质 齿面硬度hrc 第七章 联轴器的选择第七章 联轴器的选择 7.1 7.1 联轴器的选择联轴器的选择 联轴器的选择见表7-1 表7-1 联轴器的选择 计算项目计算及说明 1. 联 轴 器 的选择 联轴器的选择由工作条件决定输出轴与联轴器相连， 为了隔离轻微的振动，应采用弹性柱销联轴器，制 造容易，装拆方便，成本交低。 联轴器的计算转矩。 查机械设计表14-1.考虑到转矩变化很小，故取 =1.3822.81nm=1069.65 nm 按照计算转矩应小于等于联轴器许用转矩t的条 件，查标准 gb/t5014-2003，选用 lx3 型弹性柱销 联轴器，其许用转矩t=2500nm。半联轴器的孔 径d=40mm，长度l=84mm，与轴的配合的毂孔长度 第八章 轴的设计和键、轴承的选择第八章 轴的设计和键、轴承的选择 8.1 8.1 轴的设计和键、轴承的选择轴的设计和键、轴承的选择 8.1.1 高速轴的结构设计 见表 8-1 表8-1 高速轴的结构设计 计算项目计算及说明 5040554850405548 3aca tkt3 . 1ka 3aca tkt mm82l1 ca t 39 1. 初 步 确 定 轴 的 最 小直径 选取轴的材料为40cr，调质处理。根据机械设 计表15-3，取，于是得， 2. 轴 的 结 构设计 拟定轴上零件的装配方案，见图 8-1。二级减 速器中将高速轴的齿轮安排在箱体右侧，相对 与两轴承做不对称分布，齿轮左面由轴肩定位 右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现 周向固定。两轴承分别以轴肩和套筒实现周向定 位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴 承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺 栓分别实现轴向定位和周向定位。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长 度 1）因为高速轴- 段轴径装配大带轮，取， 大带轮的轮毂孔长度 l=80mm，为了保证轴端挡 圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故- 段的长度应略短些，现取。 2初步选用轴承。因轴承需同时受到径向力和 轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承。参照工 作要求并根据，取。 初步选取 0基本游隙组，标 准精度级的深沟球滚动轴承 6405，其尺寸为 ddb=25mm80mm21mm， 计算项目计算及说明 故；左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 由 机械设 计课程设计的表 15-2 得 6405定位轴肩高度 h=3m， 因此，取。 18mm.21mm 720 5.14 110 n p d 3 3 min o a 110ao 18mm.21dmin22mmd - 43mm - l 5mm2d - ）（ - 646 . 122d 8mm3dd - 0mm4d - 40 2. 轴 的 结 构设计 3取安装齿轮处的轴段- 的直径；齿轮右侧与 右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 75，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短 于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高 度，由轴径 d=38mm 查机械设计表 15-2，得 r=2mm，故取h=5mm，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4轴承端盖的总宽度为 12mm（由减速器及轴承端盖 的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴 承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端 面见的距离l=30mm，故取 。 5取齿轮距箱体内壁之间的 ，中间轴的两齿轮之间 的距离 c=17m，考虑箱体的铸造误差，在不确定滚动 轴承位置是，应距离箱体内壁一段距离 s，取 s=22m 已知滚动轴承宽度 b=14mm，低速级齿轮的轮毂长度 为l=75mm，则 =14+22+22+2=60mm =90mm 58mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位。 齿轮、大带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 ， 由机械设计表6-1查得平键的截 计算项目计算及说明 面 bh=10mm8mm，由机械设计表 6-2 查得 =100 。因为 ，初选键长为 63mm，校核 ，所选键为 bhl=10mm8mm63mm。 为了保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与 2mm3d - mm73l - r）（32hmm48d - h4 . 1b 41 2. 轴 的 结 构设计 轴的配合为 ；同样，大带轮与轴的连接，选用平键 bh=8mm7mm，初选长度为 70mm，校核： ，所选键长为 bhl=8mm7mm70mm。大带 轮与轴的 配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是由过 渡配合来保证的，此处选择轴的直径工差是被基准制 为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考机械设计表 15-2，取轴端倒角为 c2，处 r=1.6mm，、处 r=2mm。 3 求轴上的 载荷 首先根据轴的机构如做出轴的设计简图。在确定轴承 的支点位置时，应从手册中查取 值，对于 64.5 型深 沟球滚动轴承，由 机械设计课程设计 查得 =22mm。 因此，作为外伸梁的轴距 =119 mm+219.5mm+93.5mm。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。见图 8- 2。 4 校核轴和 轴承 作用在齿轮上的： 圆周力为 = 径向力为 =1176.16n 作用在高速轴大带轮上的压轴力 1求垂直反力： 计算项目计算及说明 根据平面任意力系的平衡方程得： 故 确定垂直弯矩，并绘制垂直面上的弯矩 b。 =77.12nm =77.12 nm 2求水平反力： 由 得： 确定水平弯矩，并绘制水平面上的弯矩 图c。 =211.886nm =211.886 nm 42 4 校核轴和 轴承 3求力 在支点上产生的反力。 由 得， = =2845.96-2062=783.96n 确定 力产生的弯矩，并绘制弯矩图d。 =214.094nm nm 计算项目计算及项目 4 校核轴和 轴承 4求合成弯矩图e b： = c： =73.3+ =73.3+ 5大带轮和齿轮的外力偶矩： 故扭矩t=109.790nm，见图f 5 按弯扭合 成 应 力 校 核 轴 的 强 度 从图中可以看出 c-c 处截面最危险，d=38mm，进行校 核时通常指校核轴上承