机械设计课程设计-V带式输送机传动系统设计（完整图纸）.doc

1 cad 图纸，联系图纸，联系 153893706 机械机械设计课设计课程程设计报设计报告告 v v 带式输送机传动系统设计带式输送机传动系统设计 院系及专业： 设 计 者： 指导老师： 2 目 录 一、设计任务书 4 二、传动装置的总体设计5 （一） 、电动机的选择 5 （二)、传动比的分配及转速校核.7 （三） 、减速器各轴转速、功率、转矩的计算 10 三、传动零件的设计计算12 （一）、v 带设计.12 （一） 、v 带轮的结构设计.12 （二） 、v 带的计算设计.13 （二） 、齿轮传动的设计 16 （一） 、高速级齿轮传动设计计算 16 （二） 、高速级齿轮传动的几何尺寸 21 （三） 、低速级齿轮传动设计计算 21 （四） 、低速级齿轮传动的几何尺寸 26 四、轴的设计： 26 （一） 、高速轴 26 （一） 、高速轴的设计 26 （二） 、高速轴的计算与校核 29 （二） 、中间轴 32 （一） 、中间轴的设计 32 （二） 、中间轴的计算与校核 34 （三） 、低速轴 36 （一） 、低速轴的设计 36 （二） 、低速轴的计算与校核 38 3 五、轴承校核： 40 六、箱体的设计计算.44 七、减速器的润滑设计45 （一）齿轮的润滑设计 45 （二） 、轴承的润滑及设计 46 八、密封.46 九、结束语47 4 一、设计任务书一、设计任务书 带式输送机传动系统设计带式输送机传动系统设计 1. 设计任务设计任务 设计带式输送机传动系统。采用 v 带传动及两级圆柱齿轮减速器。 2. 传动系统参考方案（见图）传动系统参考方案（见图） 带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过 v 带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速 器 3，再通过联轴器 4 将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。 3. 原始数据：原始数据： 输送带有效拉力 f= 6800n 输送带工作速度 v= 0.48m/s （允许误差5%） 输送机滚筒直径 d= 425 mm 减速器设计寿命为 5 年。 、工作条件：、工作条件： 两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为 380/220 伏。 5 二、传动装置的总体设计二、传动装置的总体设计 （一）（一） 、电动机的选择、电动机的选择 一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数：一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数： （一）（一） 电动机的选择：电动机的选择： （1） 、选择电动机类型：、选择电动机类型： 按工作要求和条件，选用三箱笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380v，y 型。 （2） 、选择电动机的容量：、选择电动机的容量： 传动系统参考方案，如下图：传动系统参考方案，如下图： 图 211 传动方案简图 电动机所需工作功率按式（1） w d a p pkw 由式(2) 1000 w fv pkw 由（1） 、 （2）两式可得 pd 1000 a fv kw 由电动机至运输机的传动总效率为： 42 12345 0.79 a 式中：、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动 1 2 3 4 5 效率。 取=0.96，=0.98（滚子轴承） ，=0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率） ， 1 2 3 =0.99（滑动联轴器） ，=0.96（卷筒效率）则： 4 5 42 12345 0.79 a 6 100000.48 4.13 100010000.79 d a fv pkw (3)、确定电动机转速：、确定电动机转速： （卷筒速度） 60 100060 1000 0.48 21.58 / min 425 v nr d 按表 1 推荐的传动比合理范围取 v 带传动的传动比 i =2-4,二级圆柱齿轮减速器的传动比 1 i =8-40,则总传动比合理范围为 i =16160,故电动机转速的可选范围为 2 a =（16-160）*21.58=(345-3453)r/min 符合这一范围的同步转速有nin ad 750、1000、1500、3000min/r 根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如 下表： 电动机转速 r/min传动装置的传动比方 案 电动机型 号 额定功 率 kw 同步转速满载转速 电动机 重量 n 总传动比v 带传动减速器 1y132s1-2 55 30002900640134.383.835.36 2y132s-4 55 1500144068066.732.823.83 3y132m2-6 55 100096085044.492.220.22 4y160ms-8 55 750720125033.362.016.68 综合考虑选电动机如下表：综合考虑选电动机如下表： 电动机主要外形和安装尺寸列于下表：电动机主要外形和安装尺寸列于下表： 中心高外形尺寸底脚安装 尺寸 地脚螺栓 孔直径 轴伸尺寸装键部位 尺寸 132 475（135210） 318 2161401238831041 如图所示：如图所示： 满载时型号额定功率 kw 转速电流效率功率因素 额定 电流 起动 转矩 最大 转矩 y132s-45.5144070.8550.8472.02.2 7 (二二)、传动比的分配及转速校核、传动比的分配及转速校核 由选定的电动机满载转递和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 m n m a n i n 总传动比为各级传动比、的乘积，即： 1 i 2 i 3 i n i 123an ii iii 分配总传动比，即各级传动比如何取值，是设计中的重要问题。传动比分配得合理，可使 传动装置得到较小的外廓以减小动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。 要同时达到这几方面的要求比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，满足某些 主要要求。 分配传动比时考虑以下原则： （1）各级传动的传动比应在合理范围内，不超出允许的最大值，以符合各种传动形式的 工作特点，并使结构比较紧凑。 8 （2）应注意使各级传动件尺寸协调，结构均称合理；例如，由带传动和单级圆柱齿轮减 速器组成的传动装置中，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比。如果带 传动的传动比过大，就有可能使大带轮半径大于减速器中心高，使带轮与底架相碰。 （3）尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。如图所示二级圆柱齿轮减速器，在总中 心距和总传动比相同时，粗实线所示方案具有较小的外廓尺寸，这是由于较小 2 i 时低速级大齿轮直径较小的缘故。 （4）尽量使各级大齿轮浸油深度合理。在卧式减速器设计中，希望各级大齿轮直径相近， 以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通 常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相 近，应使高速级传动比大于低速级。 （5）要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。如图所示，图 1 中的卷扬机开式齿轮的传动比 比较合理。如果传动比太小以致大齿轮直径小于卷筒直径 d 时，则将使小 2 d 齿轮与卷筒产生干涉，并不便于大齿轮齿圈与卷筒的连接；图 2 中的二 级圆柱齿轮传动中，由于高速级传动比太大，例如 2，致使高速级 1 i 2 i 大齿轮与低速轴相碰。 9 图 1图 2 电动机型号为 y132s-4，满载转速 1440 / min m nr （1）总传动比 1440 66.73 21.58 m a n i n （2）分配传动装置传动比 0a iii 式中、 分别为带传动和减速器的传动比。 0 ii 为使 v 带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为 0 2.8i 0 66.73 23.83 2.8 a i i i （3）分配减速器的各级传动比 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两极大齿轮直径相近，由图可查得， 1 6.23i 则 2 1 23.82 3.83 6.23 i i i 10 （三）（三） 、减速器各轴转速、功率、转矩的计算、减速器各轴转速、功率、转矩的计算 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至 低速依次定为轴、轴，以及 01 0112 ,i i p tm n ， 为相连两轴的传动比； ， 为相连两轴间的传动效率； p， 为各轴的输入功率(kw )； t， 为各轴的输入转矩(n)； ，n ， 为各轴的转速（r/ m i n）, 则可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。 （1）各轴转速 r/min 0 m n n i 式中：电动机满载转速； m n 电动机至轴的传动比。 0 i 以及 r/min 101 m nn iii n r/min 2012 m iii i nn n 其余类推。 轴 r/min 0 1440 514.28 2.8 m n n i 轴 r/min 101 514.28 82.55 6.23 m nn iii n 轴 r/min 2012 82.55 21.55 3.83 m iii i nn n 卷筒轴 r/min21.55n n （2）各轴输入功率 由图 211 所示，为各轴间功率关系。 kw ， 01d p p 011 kw ， 10112 pp 1223 11 kw ， 23011223d ppp 2323 kw ， 3401122334d ppp 3424 式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。 1 2 3 4 轴 011 4.13 0.963.96 dd pppkw 轴 10112123 3.96 0.98 0.973.77pppkw 轴 2323 3.77 0.98 0.973.58pppkw 卷筒轴 3424 3.58 0.98 0.993.48pppkw （3）各轴输入转矩 nm 001d tti 其中为电动机轴的输出转矩，按下式计算： d t nm9550 d d m p t n 所以 nm 001001 9550 d d m p ttii n nm 1112010112 9550 d m p tt iii n nm 223012011223 9550 d m p ttiii i n nm 3401201122334 9550 d m p ttii i n 同一根轴的输出功率（或转矩）与输入功率（或转矩）数值不同（因为有轴承功率损 耗） ，需要精确计算时应取不同数值。 轴 001 27.39 2.8 0.9673.62 d ttin m 轴 1112 73.62 6.23 0.98 0.97436.00tt in m 轴 223 436.00 3.83 0.98 0.971587.39ttin m 卷筒轴输入转矩 34 1587.39 0.98 0.991540.08ttn m 12 轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.98，例如轴的输出转矩 为，其余类推。0.9873.62 0.9872.15ttn m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 效率 p（kw）转矩 t（nm）轴名 输入输出输入输出 转速 n(r/min) 传动比 i 效率 电动机轴4.1327.391440 轴3.973.8973.6272.15514.28 2.80.96 轴3.773.69436.00427.2882.556.230.95 轴3.583.511587.391555.6421.553.830.95 卷筒轴3.473.401540.081509.2821.5510.97 三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算 （一）（一） 、v 带设计带设计 （一）（一） 、带轮的结构设计、带轮的结构设计 v 带论的设计带论的设计 一、v 带轮的设计内容 根据带论的基准直径和带论转速等已知条件，确定带论的材料，结构形式，轮槽、轮 辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。 二、带轮的材料 常用的带论材料为 ht150 或 ht200。转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而 成。小功率时可用铸铝或塑料。 三、带轮的结构形式 v 带轮有轮缘、轮辐和轮毂组成。 根据轮辐结构的不同，v 带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。 v 带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为（d 为安装带轮的轴2.5 d dd 的直径，mm） ，可采用实心式；当时，可采用腹板式；当，同300 d dmm300 d dmm 时时，可采用孔板式；当时，可采用轮辐式。 11 100ddmm300 d dmm 四、v 带轮的轮槽 v 带轮的轮槽与所选用的 v 带的型号相对应。 v 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 v 带工作面的夹角发生变化。为了使 v 带的工 作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将 v 带轮轮槽的工作面的夹角做成小于。40 v 带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触。为此规定 了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度和。 mina h minf h 13 五、v 带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及 气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表满缺陷 进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。其他条件参照 gb/t 13575.192 中的规定。 轮槽截面尺寸表： d d 与相对应的 d d 槽 型 d b mina h minf he min f 32343638 y5.31.604.780.3660-60- z8.52.007.0120.37-80-80 a11.02758.7150.39-118-118 b14.03.5010.8190.411.5-190-190 c19.04.8014.325.50.516-315-315 d27.08.1019.9370.623-475475 e32.09.6023.444.50.728-600600 （二）（二） 、v 带的计算设计带的计算设计 一、v 带传动的张紧 v 带传动运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。为了保证带传动正 常工作，应定期检查带动松弛程度，采取相应的补救措施。常见的有以下几种： 1定期张紧装置 采用定期改变中心距的方法来调节带的初拉力，使带重新长进。图 1 为滑道式，图 2 为摆架式。 图 1 图 2 2自动张紧装置 如图下图所示，将装有带轮的电动机安装在浮动的摆架上，利用电动机的自重，使带 轮随同电动机绕固定的轴摆动，以自动保持初拉力。 14 3采用张紧轮的张紧装置 当中心距不能调节时，可采用张紧轮将带张紧，如下图所示。设置张紧轮应注意： 一般应放在松边的内侧，使带只受单向弯曲；张紧轮还应尽量靠近大带轮，以免减少带 在小带轮上的包角；张紧轮的轮槽尺寸与带轮的相同，且直径小于小带轮的直径。 二、v 带传动的安装 各带轮的轴线应相互平行，各带轮相对应的 v 型槽的对称平面应重合，误差不得超过 20。 多根 v 带传动时，为避免各根 v 带的载荷分布不均，带的配组公差应在规定的范围内。 三、v 带传动的防护 为安全起见，带传动应置于铁丝网或保护罩之内，使之不能外露。 四、计算 v 带 1确定计算功率 ca p 由表 8-7 查得工作情况下系数，故 1.1 a k 1.1 5.56.05 caa pkpkwkw 2选择 v 带的带型 根据、由图 8-10 选 a 型。 ca p 1 n 3确定带轮的基准直径并验算带速 v d d 1）初选小带轮的基准直径。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径=90mm。 1d d 1d d 2）验算带速 v。按式验算带的速度 1 1 60 1000 d d n v 1 1 90 1440 6.78/ 60 100060 1000 d d n vm s 因为 5m/sv30m/s,故带速度合适。 15 3）计算大带轮的基准直径，根据式，计算大带轮的基准直径 21 21 d d dn i nd 2d d 21 2.8 90252 dd didmmmm 根据表 8-8，圆整为。 2 280 d dmm 4确定 v 带的中心距和基准长度a d l 1）根据式，得，初定中心距 12012 0.72 dddd ddadd 0 259540amm 。 0 500amm 2）由式计算带所需的基准长度 2 21 0012 0 2 24 dd ddd dd ladd a 22 21 0012 0 28090 22 500902801599 2424 500 dd ddd dd ladd a 由表 8-2 选带的基准长度。1600 d lmm 3）按式计算实际中心距。 0 0 2 dd ll aa a 0 0 1600 1599 500501 22 dd ll aammmm 中心距的范围为 477540mm. 5验算小带轮上的包角 1 121 57.357.3 1801802809015890 501 dd dd a 6计算带的根数 z 1）计算单根 v 带的额定功率。 r p 由=90mm 和，查表 8-4a 得。 1d d 1 1440 / minnr 0 1.07pkw 根据，和 a 型带，查表 8-4b 得。 1 1440 / minnr2.8i 0 0.17pkw 查表 8-5 得，查表 8-2 得，于是0.95k0.99 l k 00 1.070.170.95 0.991.17 rl pppkkkwkw 2）计算 v 带的根数 z。 16 5.5 4.70 1.17 ca r p z p 则，取 5 根。 7计算单根 v 带的初拉力的最小值 0 min f 由表 8-3 的 a 型带的单位长度质量，所以0.1/qkg m 22 0 min 2.52.50.955.5 5005000.1 6.78137 0.95 5 6.78 ca kp fqvnn k zv 应使带的实际初拉力。 00 min ff 8计算压轴力 p f 压轴力的最小值为 1 0 minmin 152 2sin2 5 137 sin1329 22 p fz fnn 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=90mm 采用实心式结构。大带轮基准直径 dd2=280mm，采用孔板式 结构。带轮的材料采用铸铁，材料型号为 ht150，由于带轮的基准直径为 ，故采用腹板式。要求：质量小且分布，结构工艺好，轮槽mmdmmd dd 300,300 21 的工作面要精加工。 具体带与带轮的主要参数见下图： （其中的图和表由机械设计书查。 ） （二） 、齿轮传动的设计 （一）（一） 、高速级齿轮传动设计计算、高速级齿轮传动设计计算 1选精度等级、材料及齿数 1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 6 级精度（gb10095-88） 。 17 3）材料选择由表 10-1 选得大、小齿轮材料均为 40gr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为 4850hrc。 4）选小齿轮齿数=22，大齿轮齿数=6.2322=137.06，取=137。 1 z 2 z 2 z 5）选取螺旋角。初选螺旋角。 14 2按齿面接触强度设计，按式试算。 2 1 3 12 2(1) the t dh k t uz z d u （1）确定公式内的各计算数值 1）试算。1.6 t k 2）由图 10-30 选取区域系数=2.433。 h z 3）计算小齿轮传递的转矩。 55 4 1 1 1 95.5 1095.5 103.97 7.372 10 514.28 p tn mm n 4）由表 10-7 选取齿宽系数=0.8。 d 5）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 1 2 189.8 e zmpa 6）由图 10-21c 查得 ； lim1lim2 1100 hh mpa 7）由式计算应力循环次数。60 h nnjl =60514.281（283005）=7.4056 11 60 h nn jl 8 10 8 8 2 7.4056 10 1.1887 10 6.23 n 8）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数；。 1 0.92 hn k 2 0.98 hn k 9）计算接触许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 s=1，有式得 limn k s 1lim1 1 2lim2 2 0.92 11001012 0.98 11001078 hn h hn h k mpampa s k mpampa s 10）由图 10-26 查得=0.77，=0.81，则=+=1.58。 1 2 1 2 11）许用接触应力 18 12 1012 1078 1045 22 hh h mpampa （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 1t d 2 4 3 1 2 2 1.6 7.372 107.232.433 189.8 34.84 0.8 1.58 6.23 1045 t dmm 2）计算圆周速度。 11 34.84 514.28 0.94/ 60 100060 1000 t d n vm s 3）计算齿宽 b 及模数。 nt m 1 0.8 34.8427.87 dt bdmmmm 1 1 cos34.84 cos14 1.54 22 t nt d mmmmm z 2.252.25 1.543.47 nt hmmmmm 27.87 8.03 3.47 b h 4）计算纵向重合度。 1 0.318tan0.318 0.8 22 tan141.395 dz 5）计算载荷系数 k。 已知使用系数，根据，6 级精度，由图 10-8 查得动载系数；1 a k 0.94/vm s1.07 v k 由表 10-4 查得；1.287 h k 由图 10-13 查得；1.34 f k 由表 10-3 查得。故载荷系数1.1 hf kk 1 1.07 1.1 1.2871.77 avhh kk k kk 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得3 11t t k dd k 3 3 11 1.77 34.8436.03 1.6 t t k ddmmmm k 19 7）计算模数。 n m 1 1 cos36.03 cos14 1.59 22 n d mmmmm z 3按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos fasa n df ktyy y m z （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。1 1.07 1.1 1.341.58 avff kk k kk 2）根据纵向重合度=1.395，从图 10-28 查得螺旋角影响系数=0.88。 y 3）计算当量齿数。 1 1 33 22 24.08 coscos 14 v z z 2 2 33 137 149.97 coscos 14 v z z 4）查取齿形系数。 由表 10-5 查得； 1 2.622 fa y 2 2.14 fa y 5）查去应力校正系数。 由表 10-5 查得； 1 1.58 sa y 2 1.83 sa y 6）由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限； 12 620 fefe mpa 7）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，； 1 0.87 fn k 2 0.92 fn k 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式得 limn k s 11 1 22 2 0.87 620 385.29 1.4 0.92 620 407.43 1.4 fnfe f fnfe f k mpampa s k mpampa s 9）计算大、小齿轮的，并加以比较 fasa f y y 20 11 1 22 2 2.622 1.58 0.01075 385.29 2.14 1.83 0.00961 407.43 fasa f fasa f yy yy 小齿轮的数值大。 10）设计计算 2 4 3 2 2 1.58 7.372 100.88cos14 0.010751.50 0.8 221.58 n mmmmm 对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法 n m 面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触 n m 疲劳强度算得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 1 36.03d 1 1 cos36.03 cos14 17.48 2 n d z m 取=18，则。 1 z 21 6.23 18112zuz 4几何尺寸计算 （1）计算中心距 12 18 1122 133.98 2cos2 cos14 n zzm ammmm 将中心距圆整为 134mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12 18 1122 arccosarccos14 2 5 22 134 n zzm a 因值改变不多，故参数、等不必修正。 k h z （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 18 2 37.1 coscos14 2 5 112 2 230.98 coscos14 2 5 n n z m dmm z m dmm （4）计算齿轮宽度 1 1 37.137.1 d bdmmmm 圆整后取；。 2 40bmm 1 45bmm 21 （二）（二） 、高速级齿轮传动的几何尺寸、高速级齿轮传动的几何尺寸 高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表： 名称计算公式结果 模数m2 11 dmz 36分度圆直径 22 dmz 224 分度圆压力角20 11cosb dmz 34基圆直径 22cosb dmz 210 * 111 2(2) aaa ddhm zh 40齿顶圆直径 * 222 2(2) aaa ddhm zh 228 * 111 2(22) ffa ddhm zhc 31齿根圆直径 * 222 2(22) ffa ddhm zhc 219 中心距 2121 11 ()() 22 am zzdd 134 2 bb 40齿宽 12 (5 10)bbmm 45 （三）（三） 、低速级齿轮传动设计计算、低速级齿轮传动设计计算 1选精度等级、材料及齿数 1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 6 级精度（gb10095-88） 。 3）材料选择由表 10-1 选得大、小齿轮材料均为 40gr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为 4850hrc。 4）选小齿轮齿数=20，大齿轮齿数=3.8320=76.6，取=77。 1 z 2 z 2 z 22 5）选取螺旋角。初选螺旋角。 14 2按齿面接触强度设计，按式试算。 2 1 3 12 2(1) the t dh k t uz z d u （1）确定公式内的各计算数值 1）试算。1.6 t k 2）由图 10-30 选取区域系数=2.433。 h z 3）计算小齿轮传递的转矩。 55 5 1 1 1 95.5 1095.5 103.77 4.361 10 82.55 p tn mm n 4）由表 10-7 选取齿宽系数=0.8。 d 5）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 1 2 189.8 e zmpa 6）由图 10-21c 查得 ； lim1lim2 1100 hh mpa 7）由式计算应力循环次数。60 h nnjl =6082.551（283005）=1.1887 11 60 h nn jl 8 10 8 7 2 1.1887 10 3.1037 10 3.83 n 8）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数；。 1 0.96 hn k 2 1 hn k 9）计算接触许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 s=1，有式得 limn k s 1lim1 1 2lim2 2 0.96 11001056 1 11001100 hn h hn h k mpampa s k mpampa s 10）由图 10-26 查得=0.73，=0.87，则=+=1.60。 1 2 1 2 11）许用接触应力 12 1056 1100 1078 22 hh h mpampa （2）计算 23 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 1t d 2 5 3 1 2 2 1.6 4.361 104.832.433 189.8 63.19 0.8 1.60 3.83 1078 t dmm 2）计算圆周速度。 11 63.19 82.55 0.27/ 60 100060 1000 t d n vm s 3）计算齿宽 b 及模数。 nt m 1 0.8 63.1950.55 dt bdmmmm 1 1 cos63.19 cos14 3.07 20 t nt d mmmmm z 2.252.25 3.076.91 nt hmmmmm 63.19 9.14 6.91 b h 4）计算纵向重合度。 1 0.318tan0.318 0.8 20 tan141.269 dz 5）计算载荷系数 k。 已知使用系数，根据，6 级精度，由图 10-8 查得动载系数；1 a k 0.27/vm s1.03 v k 由表 10-4 查得；1.287 h k 由图 10-13 查得；1.34 f k 由表 10-3 查得。故载荷系数1.1 hf kk 1 1.03 1.1 1.2871.70 avhh kk k kk 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得3 11t t k dd k 3 3 11 1.70 63.1964.48 1.6 t t k ddmmmm k 7）计算模数。 n m 1 1 cos64.48 cos14 3.13 20 n d mmmmm z 24 3按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos fasa n df ktyy y m z （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。1 1.03 1.1 1.341.52 avff kk k kk 2）根据纵向重合度=1.269，从图 10-28 查得螺旋角影响系数=0.88。 y 3）计算当量齿数。 1 1 33 20 21.89 coscos 14 v z z 2 2 33 77 84.29 coscos 14 v z z 4）查取齿形系数。 由表 10-5 查得； 1 2.7244 fa y 2 2.2114 fa y 5）查去应力校正系数。 由表 10-5 查得； 1 1.5689 sa y 2 1.7743 sa y 6）由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限； 12 620 fefe mpa 7）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，； 1 0.87 fn k 2 0.92 fn k 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式得 limn k s 11 1 22 2 0.87 620 385.29 1.4 0.92 620 407.43 1.4 fnfe f fnfe f k mpampa s k mpampa s 9）计算大、小齿轮的，并加以比较 fasa f y y 11 1 22 2 2.7244 1.5689 0.01109 385.29 2.2114 1.7743 0.00963 407.43 fasa f fasa f yy yy 小齿轮的数值大。 10）设计计算 25 2 5 3 2 2 1.52 4.361 100.88cos14 0.011092.78 0.8 201.60 n mmmmm 对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法 n m 面模数，取=3.0mm，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触 n m 疲劳强度算得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 1 64.48d 1 1 cos64.48 cos14 31.28 2 n d z m 取=32，则。 1 z 21 3.83 32123zuz 4几何尺寸计算 （1）计算中心距 12 32 1233 239.62 2cos2 cos14 n zzm ammmm 将中心距圆整为 240mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12 32 1233 arccosarccos14 22 240 n zzm a 2141 因值改变不多，故参数、等不必修正。 k h z （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 32 3 99.10 coscos14 21 123 3 357.47 coscos14 2 5 n n z m dmm z m dmm 41 （5）计算齿轮宽度 1 0.8 64.4851.58 d bdmmmm 圆整后取；。 2 55bmm 1 60bmm 26 （四）（四） 、低速级齿轮传动的几何尺寸、低速级齿轮传动的几何尺寸 低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表： 名称计算公式结果 模数m3 11 dmz 96分度圆直径 22 dmz 369 分度圆压力角20 11cosb dmz 93基圆直径 22cosb dmz 558 * 111 2(2) aaa ddhm zh 100齿顶圆直径 * 222 2(2) aaa ddhm zh 375 * 111 2(22) ffa ddhm zhc 90齿根圆直径 * 222 2(22) ffa ddhm zhc 364 中心距 2121 11 ()() 22 am zzdd 240 2 bb 55齿宽 12 (5 10)bbmm 60 四、轴的设计四、轴的设计 （一）（一） 、高速轴、高速轴 （一）（一） 、高速轴的设计、高速轴的设计 通过初步的计算，所以选用齿轮轴。1.6 t em 27 1高速级轴上的功率、转速和转矩 1 p 1 n 1 t 1 1 1 3.89 514.28 / min 72235.94 p nr tn mm 2求作用在齿轮上的力 11 2.0615 1837.107 t dm zmm 而 1 1 22 72235.94 3893.39 37.107 t t fn d tantan20 3893.391000.75 coscos14 25 tan3893.39 tan14 25973.24 n rt at ff ff 圆周力，径向力及轴向力的方向如图。 t f r f a f 3初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径。因是齿轮轴，所以材料和齿轮一样，所以材 1 3 min0 1 p da n 料为 40gr，调质处理。根据表 15-3，取=100，于是的 0 a 。 1 3 3 min0 1 3.89 10019.63 514.28 p da n 28 输出轴的最小直径显然是安装 v 带轮处轴的直径，为了使所选的轴直径与 vd d 带轮的孔相适应，孤需同时选取 v 带轮型号。 因 v 带轮的宽度为 75mm，并且采用孔板式结构，所以。80lmm 4 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足 v 带轮的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取的直径 mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。v 带轮与轴24d 30dmm 配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在 v 带轮上而不压轴的端面上，现取 1 70lmm 。80lmm 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向里和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精27dmm 度级的单列圆锥滚子轴承 30206，尺寸为 ddt=30mm62mm17.25mm,故 ;30ddddmm - 而。17.25llmm - 3）已知轴为齿轮轴则mm，已知齿轮轮毂的宽度为 45mm，为故40d 。45lmm 4）轴承端盖的总宽度设为 20mm。根据设计的减速器及已知的轮毂宽度，再假设共动轴承 的位置，与箱体内比有一段距离 s=8mm，取，得4llmm ，至此已初步确定了轴的各段直径和长度。95lmm 20lmm 50lmm （3）轴上零件的周向定位 齿轮、v 带轮的周向定位均采用平键连接。v 带轮与轴的连接，选用 6mm6mm70mm，v 带轮的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此外选轴的直径尺 7 6 h k 寸公差为 m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 145各轴肩的圆角半径见下图。 29 （二）（二） 、高速轴的计算与校核、高速轴的计算与校核 1求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算间图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中取 a 值。 对于 30206 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=13.8。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 23 127.4549.95177.4llmm 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出 c 截是轴的危险截面。现将计算出的截面 c 处 的、及 m 的值列于下表 h m v m 载荷水平面 h垂直面 v 30 支反力 f ， 1 1096.25 nh fn 2 2797.14 nh fn， 1 380.53 nv f 2 620.22 nv f 弯矩 m 139717 h mn mm， 1 48498.55 v mn mm 1 30979.99 v mn mm 总弯矩 ； 22 155147895mn mm 22 299143111mn mm 扭矩 t 1 72235.94tn m