二级斜齿减速器课程设计1323%1.4%355%138%189
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计1323%1.4%355%138%189,减速器课程设计
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湖 南工业大学 课 程 设 计 资 料 袋 机 械 工 程 学院（ 系、部 ） 2011-2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 李历坚 职称 教授 学生姓名 闫涛 专业班级 机械设计及自动化 班级 092 学号 09405700433 题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 21 日 2011 年 1 月 1 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 1 2 课程设计说明书 1 3 课程设计图纸 张 4 装配图 1 5 零件图 2 6 nts 课程设计任务书 2009 2010 学年第 一 学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计及自动化 专业 092 班级 课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带式输送机传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2011 年 1 月 1 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数： 卷筒直径 D=355mm，运输带速度 v=1.4m/s, 输送带最大有效拉力为 F=3000N 工作条件： 双班制工作，工作时有轻微振动，使用寿命为 8 年（其中轴承寿命为 3 年以上）。 二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。 三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （ 1） 减速机装配图 1 张； （ 2） 零件工作图 2 张； （ 3） 设计说明书 1 份（ 60008000 字）。 进 度 安 排 起止日期 工作内容 2011.12.21-2011.12.22 传动系统总体设计 2011.12.23-2011.12.25 传动零件的设计计算 2011.12.25-2011.12.31 减速器装配图及零件工作图的设计 、整理说明书 2012.01.01 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1.机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社） 2.机械设计课程设计（金清肃主编 华中科技大学出版社） 3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社） 4 机械原理（朱理主编 高等教育出版社） 5.互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社） 6. 机械设计手册（单行本） （ 成大先主编 化学工业出版社 ） 7.材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社） 指导教师 （签字）： 年 月 日 系（教研室） 主任（ 签字）： 年 月 日 nts 机 械 设 计 设计说明书 带 式 输 送 机 传 动 系 统 设 计 起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日 机械工程学院（部） 2012年 01 月 01日 学生姓名 闫 涛 班 级 机设 092 学 号 09405700433 成 绩 指导教师 (签字 ) nts 第 2 页 共 47 页 目 录 1 设计任务书 3 2 传动方案的拟定 4 3 原动机的选择 6 4 传动比 的分配 8 5 传动装置运动和运动参数的计算 9 6 传动件的设计及计算 12 7 轴 的设计及计算 20 8 轴承的寿命计算及校核 36 9 键联接强度的 计算 及校核 38 10 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 40 11 减速器箱体及附件的设计 42 12 设计小结 46 13 参考文献 47 nts 第 3 页 共 47 页 1.设计任务书 1.1 课程设计的设计内容 设计带式输送机传动系统中的减速器，其传动转动装置图如下图 1-1 所示。 图 1.1 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 两级圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 1.2 课程设计的原始数据动力及传动装置 已知条件：运输带最大有效拉力： F=3000N； 运输带的工作速度： v=1.4m/s； 输送机滚筒直径： D=355mm； 使用寿 8年（其中轴承寿命为 3年以上）。 1.3 课程设计的工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度 v 的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 2 3年，大批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 nts 第 4 页 共 47 页 2.传动方案的拟定 2.1 传动方案的要求 传动方案应满足工作机的要求，适应工作环境和条件，应满足工作可靠的要求且结构简单，尺寸紧凑，制造成本低，传动效率高，维护方便。 2.2 工作机器的分析 带式运输机的传动方案如下图所示 图 2.1 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 两级圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 图 2.1 中 展开式两级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。 nts 第 5 页 共 47 页 2.3 传动方案说明 1) 传动装置组成 : 电动机 1、联轴器 2、两级圆柱齿轮减速器 3、联轴器 4、滚筒 5和输送带 6 2)传动原理 : 电动机与减速器是通过皮带进行传动的，由于电动机转速高，所以经过减速器二级变速，通过联轴器带动滚筒转动。在同样的张紧力下， V带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且 V带所允许的中心距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级 (高速级 )采用 V带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。 nts 第 6 页 共 47 页 3.原 动机的选择 3.1 原动件的选择 a计算工作机功率 3000 1 . 4 4 . 21 0 0 0 1 0 0 0FVP w k w k w 式中：wP 工作机所需的有效功率（ kw） F 运输带 最大有效拉力 ( N) V 运输带的工作速度（ m/s） 3.2 工作机的有效功率 传动装置总效率 ： 设 :c 联轴器效率， 0.99c g 闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为 8级） b 一对滚动轴承效率， b =0.98 d 输送机滚筒效率，d=0.96 w5 输送机滚筒轴至输送带间的效率 （ 见 文献【 2】表 3-3） 估算传动系统总效率为 34231201 其中： = =0.99 = = 9506.097.098.0 = = 9506.097.098.0 = =0.98 9702.099.0 =b d=0.98 9408.096.0 传动系统的总效率： = 808.09702.09506.09506.099.0 工作时， nts 第 7 页 共 47 页 电动机所需功率为： d / 4 . 2 / 0 . 8 0 5 . 2 0wP P k w 由参考材料【 2】表 12-1可知，满足de pp 条件的 Y系列三相交流异步电动机额定功率ep应取为 5.5kw 。 3.3 选择电动机的型号 a.计算 卷 筒的转速 w 6 0 v 6 0 1 . 4n 7 5 . 3 6 r / m i n D 3 . 1 4 0 . 3 5 5 b.根据动力源和工作条件，电动机的类型选用 Y系列三相异步电动机。电动机的额定功率选取 3KW、转速可选择常用同步转速： 3000r/min、 1500 r/min、 1000 r/min 和 750r/min 以便比较。 传动系统的总传动比为 i = nm n 式中 ： nm 电动机满载转速 n 运输带的转动速度 根据电动机型号查【 2】表 8-53确定各参数。将计算数据和查表数据填入表3-1，便于比较。 方案 电动机型号 额定功率 /KW 同步转速/(r/min) 满载转速/(r/min) 总传动比 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 34.48 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 19.11 3 Y132M2-6 5.5 1000 960 12.74 4 Y160M2-8 5.5 750 720 9.55 表 3-1 电动机的数据及总传动比 由上表可知， 相比 1、 3、 4方案， 方案 2转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现， 此 方案较优，所以选方案 2。 nts 第 8 页 共 47 页 4.传动比的分配 4.1 总传动比 m0wn 1440i 1 9 . 1 1n 7 5 . 3 6 4.2 各级传动比的分配 由传动系统方案知： 101i134i由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i为 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度 HBS 350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为 高速级圆柱齿轮传动比12 1 . 3 1 . 3 1 9 . 1 1 4 . 9 8ii 低速级圆柱齿轮传动比：2 3 1 2 1 9 . 1 1 / 4 . 9 8 3 . 8 4i i i 各级传动比分别为 101i12 4.98i 23 3.84i 134i 1 2 2 3 0 1 3 4 1 9 . 1 1ii i iii nts 第 9 页 共 47 页 5.传动装置运动和运动参数的计算 将 传动装置各轴由高速到低速依次定为 0 轴 -电动机轴 I 轴 -减速器高速轴 轴 -减速器中间轴 轴 -减速器低速轴 轴 -输入机滚筒轴 5.1 各轴转速 0轴： 0mn n 1 4 4 0 r / m i n轴： n = 0011440 1 4 4 0 / m i n1n ri 轴： n = ni12= 1440 2 8 9 .1 64 .9 8 r/min 轴： n = ni23= 2 8 9 .1 6 7 5 .3 03 .8 4 r/min 轴： 347 5 . 3 0 7 5 . 3 0 / m i n1nnri 5.2 各轴输入功率 0轴：0 5.20dPP kw 轴： 1 0 0 1 5 . 2 0 0 . 9 9 5 . 1 5PP kw nts 第 10 页 共 47 页 轴： p2 =1 1 2 5 . 1 5 0 . 9 5 0 6 4 . 9 0P kw 轴：3 2 2 3 4 . 9 0 0 . 9 5 0 6 4 . 6 6PP kw轴 :p4 =3 3 4 4 . 6 6 0 . 9 7 0 2 4 . 5 2P kw 5.3 各轴输入转矩 0轴： 0009 5 5 0 3 4 . 4 7PT n Nm 轴： T1 =115 . 1 59 5 5 0 9 5 5 0 3 4 . 1 61440Pn Nm 轴： T2 =224 . 9 09 5 5 0 9 5 5 0 1 6 1 . 8 32 8 9 . 1 6Pn Nm 轴： T3 =334 . 6 69 5 5 0 9 5 5 0 5 9 1 . 0 17 5 . 3 0Pn N m 轴： T4 =444 . 5 29 5 5 0 9 5 5 0 5 7 3 . 4 07 5 . 3 0Pn Nm 运动和动力参数结果如下表： nts 第 11 页 共 47 页 轴号 功率/P Kw 转矩 T/（ Nm） 转速 n/（ /minr ） 传动比 i 0轴 5.20 34.47 1440 1 轴 5.25 34.16 1440 4.98 轴 4.90 161.83 289.16 3.84 轴 4.66 591.01 75.30 1 轴 4.52 573.40 75.30 表 5-1运动和动力参数 6.传动件的设计及计算 nts 第 12 页 共 47 页 6.1 高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 6.1.1选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理： 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。 2） 精度等级选用 7 级精度： 3） 齿数：选小齿轮齿数1 20z ，大齿轮齿数2z 4 . 9 8 2 0 9 9 . 6 的 故取2z 1006.1.2 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（ 6.2-1）试算，即 23112 12 . 3 2 EtdHK T Zudu （ 6.2-1） 1.确定公式内的各计算数值 （ 1） 试选 Kt 1.3 （ 2） 由 文献 【 1】 中 表 10 7 选取尺宽系数d 1 （ 3） 由 文献 【 1】 中 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a（ 4） 由 文献 【 1】 中 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa； （ 5） 由 文献 【 1】 中 式 10 13 计算应力循环次数 91 1 hN 6 0 n j L 6 0 1 4 4 0 1 2 8 3 0 0 8 3 . 3 2 1 0 9 823 . 3 2 1 0N 6 . 6 7 1 04 . 9 8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。hL为齿轮的工作寿命，单位小时 （ 6） 由 文献 【 1】 中 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120 . 9 2 , 0 . 9 8H N H NKK（ 7） 由 文献 【 1】 中 式 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 S=1） H N 1 H l i m 1H1 K 0 . 9 2 6 0 0 5 5 2 M P aS H N 2 H l i m 2H2 K 0 . 9 8 5 5 0 5 3 9 M P aS 2.计算 nts 第 13 页 共 47 页 试算小齿轮分度圆直径 d1t， 代入 H中较小的值。 3 4 21t1 . 3 3 . 4 2 1 0 5 . 9 8 1 8 9 . 8d 2 . 3 2 ( ) m m 4 3 . 5 6 m m1 4 . 9 8 5 3 9 计算圆周速度 v。 1 t 1 dn 4 3 . 5 6 1 4 4 0v m / s 3 . 2 8 m / s6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 计算齿宽 b d 1 tb d 1 4 3 . 5 6 m m 4 3 . 5 6 m m 计算齿宽 与齿高之比 bh。1tt1d 4 3 . 5 6m m m 2 . 1 7 m mz 2 0 th 2 . 2 5 m 2 . 2 5 2 . 1 7 m m 4 . 8 8 m m 4 3 .5 6 8 .9 34 .8 8bh 计算载荷系数 K。 根据 v=1.4m/s， 7 级精度 ， 由 文献 【 1】中图 10-8（ p194）查得动载系数 Kv = 1.05； 由 文献 【 1】 中 表 10-3 查得 直齿轮， kH = kF=1； 由 文献 【 1】 中 表 10-2 查得使用系数AK=1； 由 文献 【 1】 中 表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， KH=1.417。 由 b h =8.89， KH=1.417 由 文献 【 1】 中 图 10-13 得 kF=1.32 故载荷系数：AVH H K K K K K 1 1 . 0 5 1 1 . 4 1 7 1 . 4 9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 331 l ttK 1 . 4 9d d 4 3 . 5 6 x 4 4 . 8 4 m mK 1 . 3 计算模数 m nts 第 14 页 共 47 页 11d 4 4 . 8 4m 2 . 2 4 m mz 2 0 所以根据机械原理表 7.2可得标准模数： 2.5mmm 6.1.2按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 F a s a13 2d 1 FYY2 K Tm ( )Z g1.确定公式内的各计算数值 由 文献 【 1】中 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 FE2=380Mpa 由 文献 【 1】中 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（ 10-12） 得 F N 1 F E 1F 1 K 0 . 8 5 5 0 0 M P a 3 0 3 . 5 7 M P aS 1 . 4 F N 2 F E 2F 2 K 0 . 8 8 3 8 0 M P a 2 3 8 . 8 6 M P aS 1 . 4 计算载荷系数 K AVF F K K K K K 1 1 . 0 5 1 1 . 3 2 1.39mm 查取齿形系数。 由 文献 【 1】 中 表 10-5 查得 YFa1=2.80 YFa2=2.18； 查取应力 校正系数 由 文献 【 1】 中 表 10-5 查得 YSa1=1.55； YSa2=1.79； 计算大、小齿轮的 Fa saFYY并加以比较。 F a 1 S a 1F1YY 2 . 8 0 X 1 . 5 5 0 . 0 1 4 3 0 3 . 5 7 ； F a 2 S a 2F2YY 2 . 1 8 X 1 . 7 9 0 . 0 1 6 2 3 8 . 8 6 ； 大齿轮的数值大。 2.设计计算 3 22 1 . 3 9 3 . 4 2m 0 . 0 1 6 m m 1 . 5 6 m m1 2 0 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 由弯曲强度算得nts 第 15 页 共 47 页 的模数 1.56 并就近圆整为 标准值 m 2mm ，按接触强度算得的分度圆直径d1=44.84mm，算出小齿轮齿数 。 11 d 4 4 . 8 4z 2 2 . 4 2m2 取 z1=23， 则 大齿轮数 z2=z1=4.98x23=114.54， z2=115 . 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 6.1.3 几何尺寸计算 1.计算分度圆直径 11d z m 2 3 2 m m 4 6 m m 2 2 nd z m 1 1 5 2 m m 2 3 0 m m 2.计算中心距 12 4a 6 m m 1 3 8 m23022dd 3.计算齿轮的宽度 d1b d 1 4 6 m m 4 6 m m 圆整后 取21B 4 6 m m ; B 5 1 m m。 6.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 6.2.1 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理： 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。 2） 精度等级选用 7 级精度： 3） 齿数： 选小齿轮的齿数1 20z ，大齿轮齿数4z 3 . 8 4 2 0 7 6 . 8 故取4z 776.2.2 按齿面接触强度计算 根据 文献 【 1】中 10-21 式进行试算，即 nts 第 16 页 共 47 页 22332 12 . 3 2 EtdHK T Zudu1.确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt = 1.3。 计算小齿轮传递的转矩。 5 5 522 29 5 . 5 1 0 P 9 5 . 5 1 0 4 . 9 0T 1 . 6 2 1 0n 2 8 9 . 1 6 N m m 由 文献 【 1】中表 10-7选取齿宽系数 d = 1。 由 文献 【 1】中表 10-6查得材料弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a。 由 文献 【 1】中图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H l i m 1 H l i m 2 6 0 0 M P a 5 5 0 M P a； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度。 由 文献 【 1】中式 10-13计算应力循环次数。 83 2 hN 6 0 n j L 6 0 2 8 9 . 1 6 1 2 8 3 0 0 8 6 . 6 7 1 0 n1 齿轮的转速（ r/min） 。 j 齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数， 1j 。 hL 齿轮的工作寿命（ h） 。 8 846 . 6 7 1 0N 1 . 7 4 1 03 . 8 4 由 文献 【 1】中图 10-19取接触疲劳寿命系数120 . 9 4 , 0 . 9 8H N H NKK由 文献 【 1】中式 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 S=1） H N 1 H l i m 1H1 K 0 . 9 4 6 0 0 5 6 4 M P aS H N 2 H l i m 2H2 K 0 . 9 8 5 5 0 5 3 9 M P aS 2. 计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t， 代入 H中较小的值。 5 233t 1 . 3 1 . 6 2 1 0 4 . 8 4 1 8 9 . 8d 2 . 3 2 ( ) m m 7 4 . 3 4 m m1 3 . 8 4 5 3 9 计算圆周速度 v 3 t 2 dn 7 4 . 3 4 2 8 9 . 1 6v m / s 1 . 1 3 m / s6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 nts 第 17 页 共 47 页 计算齿宽 b d 3 tb d 1 7 4 . 3 4 m m 7 4 . 3 4 m m 计算齿宽 与齿高之比 bh模数： 3tt3d 7 4 . 3 4m m m 3 . 7 2 m mz 2 0 齿高： th 2 . 2 5 m 2 . 2 5 3 . 7 2 m m 8 . 3 7 m m 7 4 .3 4 8 .8 88 .3 7bh 计算载荷系数 K。 根据 v=1.4m/s， 7 级精度 ， 由 文献 【 1】中 图 10-8（ p194） 查得动载荷系数 kv=1.05， 由 文献 【 1】中 表 10-3 查得 直齿轮， kH = kF=1； 由 文献 【 1】中表 10-2 查得使用系数AK=1； 由 文献 【 1】中表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， KH=1.417。 由 b h =8.88， KH=1.417 由 文献 【 1】中图 10-13（ p198） 得 kF=1.32 AVH H K K K K K 1 1 . 0 5 1 1 . 4 1 7 1 . 4 9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 333 3 ttK 1 . 4 9d d 7 4 . 3 4 x 7 7 . 8 0K 1 . 3 mm 计算模数 m 337 7 . 8d 3 . 8 9z 2 0 0m m m 所以根据机械原理表 7.2可得标准模数： 4m mm 6.2.3按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 F a s a3 2d 2 F3 YY2 K Tm ( )Z gnts 第 18 页 共 47 页 1.确定公式内的各计算数值 由 文献 【 1】中 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 FE2=380Mpa 由 文献 【 1】中 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数340 . 8 8 ; 0 . 9 0F N F NKK 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 3334440 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 8 61 . 40 . 9 0 3 8 0 2 4 4 . 2 8 61 . 4F N F EFF N F EFK M P aSK M P aS 计算载荷系数 K 1 1 . 0 5 1 1 . 3 0 1 . 3 6 5A V F FK K K K K 查取齿形系数。 由 文献 【 1】 中 表 10-5 查得 3FaY=2.80 4FaY=2.22； 查取应力 校正系数 由 文献 【 1】 中 表 10-5 查得 4FaY=1.55； 4SaY=1.77； 计算大、小齿轮的 Fa saFYY并加以比较。 F a 3 S a 3F3YY 2 . 8 0 1 . 5 5 0 . 0 1 4 3 1 4 . 2 8 6 ； F a 4 S aF 44YY 2 . 2 2 1 . 7 7 0 . 0 1 6 2 4 4 . 2 8 6 ；大齿轮的数值大。 2.设计计算 53 22 1 . 3 1 . 6 2 1 0 0 . 0 1 6 2 . 6 0 11 2 0m mm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 由弯曲强度算得的模数 2.601 并就近圆整为 标准值 3m mm ，按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80mm ，算出小齿轮齿数 。 nts 第 19 页 共 47 页 33 7 7 . 8 03dz 2 5 . 9 3m 取3z 26， 则 大齿轮数 43zz=3.84x26=99.84，4z=100 . 这样设计储 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，并做到结构紧凑，避免浪费。 6.2.4几何尺寸计算 1.计算分度圆直径 33 2 6 3 7 8d z m m m 44 1 0 0 3 3 0 0d z m m m 2.计算中心距 34 7 8 3 0 0 18922dda m m 3.计算齿轮的宽度 3 1 7 8 7 8db d m m m m 圆整后 取217 8 , 8 3B m m B m m。 nts 第 20 页 共 47 页 7.轴的设计及计算 7.1 低速轴的设计 7.1.1轴的受力分析 根 据输出轴运动和 动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力： 输出轴的功率 3 4.66P kw输出轴的转速 3 7 5 .3 0 / m innr输出轴的转速 53 5 9 1 . 0 1 5 . 9 1 1 0T N m N m m 53402 2 5 . 9 1 1 0 3940300t a n 3 9 4 0 t a n 2 0 1 4 3 4 . 0 4trtTFNdF F N 7.1.2轴的材料的选择 由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为 45钢，调质处理。 7.1.3轴的最小直径 根据文献【 1】中表 15-3,取0A=112,由 15-2式可初步估算轴的最小直径， 3 33m i n 034 . 6 61 1 2 4 4 . 3 07 5 . 3 0pd A m m m mn 式中：0A 最小直径系数，根据文献【 1】中表 15-3按 45钢查得0 112A3P 低速轴的功率（ Kw ），由表 5-1可知 : 3 4.66P Kw3n 低速轴的转速（ /minr ），由表 5-1可知：3 7 5 .3 0 / m innr输出轴的最小直径应该安装联轴器 g处，为了使轴直径 I IId 与联轴器的孔径nts 第 21 页 共 47 页 相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【 1】中表 14-1式查得 3ca AT K T式中：caT 联轴器的计算转矩（ N mm ） AK 工作情况系数，根据文献【 1】中表 14-1按转矩变化小查得， 1.5AK 3T 低速轴的转矩（ N mm ），由表 5-1可知： 33 5 9 1 . 0 1 1 0T N m m 因 此： 33 1 . 5 5 9 1 . 0 1 1 0 8 8 6 5 1 5c a AT K T N m m 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-2003或根据文献【 2】中表 8-36查得，选用 LX3型弹性柱销联轴器， 其公称转矩为 1250 Nm 。 其具体结构及基本参数如图 7.1及表 7-1所示： 图 7.1 LX3型弹性柱销联轴器结构形式图 nts 第 22 页 共 47 页 型号 公称转矩nTNm 许用转速n（ r/min ） 轴孔直径 （1 2 Zd d d、 、） 轴孔长度 mm Dmm1DmmB mm S mm转动惯量 Kg. 2m质量 kg Y型 J、 J1、 Z型 L L L LX3 1250 4750 30,32,35,38 82 60 82 160 75 36 2.5 0.026 8 40,42,45,48 112 84 112 表 7-1.LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸 由上表可知， 其公称转矩为 1250Nm 。 半联轴器孔径1 45d mm，故取45I IId mm ，半联轴器的长度 112L mm ，与轴配合的毂孔长度 1 84L mm 。 7.1.4轴的结构设计 1.拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图 7.2所示， 图 7.2 低速轴的结构与装配 nts 第 23 页 共 47 页 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 满足半联轴器的轴向定位要求。 -轴 段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 2 4 5 2 4 5 3I I I I I I I Id d h m m II 式中： hII 轴处轴肩的高度（ mm ），根据文献【 1】中 P364 中查得定位轴肩的高度 0 . 0 7 0 . 1 0 . 0 7 0 . 1 4 5 3 . 1 5 4 . 5I I Ih d m m II ，故取 4h mmII 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 55D mm挡 圈。半联轴器与轴配合的毂孔的长度1 84L mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故 -段的长度应比1L稍短一些，现取 2L 8 mm 。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【 1】中表 13-1 可选 3 型圆锥滚子轴承。根据文献【 2】中表 13-1 中参照工作要求并根据 53II IIId mm ，由轴承产品目录中可初 步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 33011，其基本尺寸资料如下表 7-2所示 参数 数值 mm 标准图 d 45 D 90 T 27 C 21 a 19 B 27 表 7-2 33011型圆锥滚子轴承 nts 第 24 页 共 47 页 由上表 7.2 可知该轴承的尺寸为 5 5 9 0 2 7mmD mdT m m m ，故d d 5 5mm 、 l 27mm ； 由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。 由手册上查的 33011型轴承的定位轴肩高度 =3.5h mm ，因此， 取 d = 62mm 。 取安装齿轮处的轴段 -的直径 0d 6 mm 已知齿轮轮轮毂的宽度为 78mm ，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取l 74mm 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d,故取 h=6mm ，则轴环处的直径 d 72mm 。轴环宽度 b 1.4h，取 l 12mm 。 取轴承端盖的总宽度为 20b mm端 盖。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 30l mm （参看图7.1），故取 50mml 。 根据轴的总体布置简图 7.2 可知， 齿轮距箱体内壁之距离 16a mm ，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离 20c mm （参考图 7.1）。考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ，取 8s mm 。已知滚动轴承宽度 27T mm ,根据文献【 1】图 10-39（ b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长 28L mm ，则 l T s a 7 8 - 7 4 2 7 8 1 6 4 5 5m m m m l B c a s l 3 4 0 2 0 1 6 8 1 2 3 7 5 mm 至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图 7.4所示，并归纳为下表 7-3所示， 轴的参数 参数符 号 轴的截面（ mm ） 轴段长度 l 82 50 27 75 12 74 55 轴段直径 d 45 52 55 62 72 60 55 轴肩高度 h 3.5 1.5 3.5 3.5 5 2.5 表 7-3.低速轴的参数值 7.2.4 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【 1】nts 第 25 页 共 47 页 中表 6-1按 62IV Vd mm 查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面 1 8 1 1b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45L mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 76Hn；同样，按I IId查得联轴器与轴连接的平键截面 1 4 9b h m m m m 键槽用键槽铣刀加工，长为 70L mm ，半联轴器与轴配合为 76Hk；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。 7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【 1】中表 15-2查得，取轴端倒角为 2 45，各轴肩处的圆角半径见图 7.2。 7.2.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 7.4）做出轴的设计简图（ 7.1图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承 a 值入手。对于 30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2 中可知 19a mm 。 因 此 ， 作 为 简 支 梁 的 轴 的 支 承 跨 距23L L 1 2 5 m m 6 2 m m 1 8 7 m m 根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图 7.3所示。 nts 第 26 页 共 47 页 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。 支反力 F: t3NH123N H 2 t N H 1FL 3 9 4 0 6 2F 1 3 0 6 N( L L ) 1 8 7F F F 3 9 4 0 1 3 0 6 2 6 3 4 N (水平面 H) N V 1 r N V 2r 2 aN V 223F F F 1 4 3 4 3 8 3 1 0 5 1 NF L M 1 4 3 4 1 2 5 1 0 7 7 3 0F 3 8 3 NL L 1 8 7 （ ）(垂直面 V) 弯矩 M: 图 7.3低速轴的受力分析 nts 第 27 页 共 47 页 t 2 3H 23F L L 3 9 4 0 1 2 5 6 2M 1 7 4 5 2 0L L 1 8 7 N m m (水平面 H) r 2 3V123V 2 V 1 aF L L 1 4 3 4 1 2 5 6 2M 5 9 4 3 1( L L ) 1 8 7M M M 6 5 3 5 7 1 0 7 7 3 0 4 2 3 7 3N m mN m m (垂直面 V) 现将计算出的截面 C 处的HM、VM以及 M 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F 121 3 0 6 , 2 6 3 4N H N HF
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