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对辊机主传动系统设计
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黄河科技学院毕业设计说明书 第37 页 单位代码 0 2 学 号 080105044 分 类 号 TH6 密 级 毕业设计说明书对辊机主传动系统设计 院（系）名称 工学院机械系 专业名称机械设计制造及其自动化 学生姓名 指导教师 2012年 5 月 15 日对辊机主传动系统设计摘要对辊机是一种重要的机械生产设备。它广泛应用于电力、水泥、建材、冶金等工作生产领域，主要进行材料成型压制和各种中等硬度的物料粉碎上。主传动系统设计是对辊机设计中非常重要的组成部分， 本文主要介绍了对辊机的一些基本概况，简述了对辊机的工作原理，本文详细介绍了主传动系统的设计过程，主传动系统主要包括电动机、传动系统、主轴部件三部分组成，本次设计的减速器为二级圆锥圆柱齿轮传动，齿轮传动具有传动效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长，传动比准确等优点。本次设计通过分析比较机械系统中的某些典型结构，结合结构设计，进而设计并编写技术文件，完成系统主传动设计，达到学习设计和方法的目的，通过设计，掌握查阅相关机械手册，设计标准和资料的方法达到积累设计知识和设计技巧，提高设计能力的目的。关键词：主传动系统，对辊机，减速器，齿轮传动Main Drive System Design Of The Roll Crusher DesignAbstractRoll machine is an important mechanical production equipment, which is widely used in varies fields of industrial production, such as electricity, cement, building materials , metallurgy and so on , usually ,it is used in the material forming to suppress and the materials crushing of medium hardness.Main drive system design is very important part of the roll machine design, The article describes some basic overview of the machine ,works on the structure of the roller machine, and the paper describes the main drive system design process, the main drive system including electric motor, drive system, spindle assembly. The design of the reducer two tapered cylindrical gear transmission ,the main drive system uses a gear drive ,gear drive with high transmission efficiency, compact reliable, long life and drive than accurate .The design through the analysis of some of the typical structure of comparative mechanical , combine with the structural design, then design and preparation of technical documents to complete the design of the main system drive, and to study design and methods, through design, related machinery and manual ability to consult, design criteria and information to the accumulation of design knowledge and design skills to improve the purpose of the design capacity.Key words: Main drive system, Roll mechine, Reducer, Gear drive目录1 绪论11.1 毕业设计的目的11.2课题研究的背景11.3对辊机的发展现状11.4 本次设计的具体要求22 传动装置整体设计32.1 本次设计的结构方案32.2选择电动机42.3传动装置的总传动比及其分配42.3.1 计算总传动比42.3.2 传动装置的运动和动力参数52.4 减速器的选用设计计算63 传动零件的设计计算83.1圆锥齿轮的设计计算83.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数83.1.2 按齿面接触强度设计83.1.3 按齿根弯曲强度设计103.1.4 几何尺寸计算113.2 斜齿圆柱齿轮的设计123.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数123.2.2 按齿面接触强度设计103.2.3 按齿根歪曲强度设计11 3.2.4 几何尺寸计算.163.3大齿轮的设计173.3.1 设定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 173.3.2 按齿面接触强度设计173.3.3 按齿根弯曲强度设计193.3.4 几何尺寸计算204 轴的设计214.1轴的材料选择和最小直径估算214.2 轴的结构设计214.2.1 高速轴的设计214.2.2 中间轴结构设计224.2.3 低速轴的结构设计235 轴的校核245.1 轴的力学模型的建立245.1.1轴上力的作用点位置和支撑跨距的确定245.1.2绘制轴的力学模型图245.2 计算255.2.1计算轴上的作用力255.2.2 计算支反力255.2.3绘制转矩、弯矩图265.2.4 弯扭合成强度校核275.2.5 安全系数法疲劳强度校核276 键的选择与校核307 滚动轴承和联轴器的选择318 密封与润滑以及箱体附件的设计33结语34致谢35参考文献361绪论 1.1 毕业设计的目的毕业设计的目的是将学生在大学中所学到的专业理论知识和技能进行综合运用；提高毕业生分析问题、解决问题的能力；对即将走向工作岗位的我们是非常必要的；为从事实际生产和科学研究的做好准备。同时，通过毕业设计加深对专业知识的理解，学习设计机械设备的一般方法和步骤，做到熟练掌握设计的基本技能，如计算、计算机绘图和学会查阅设计资料、手册、牢记书写标准和规范。 1.2课题研究的背景伴随着中国加入WTO和经济全球化，中国正在成为世界制造业的中心。中国现在是在逐步地融入世界，成为世界经济大循环链条的一个重要组成部分。这对我国机械制造业来说，既是机遇又是挑战，在机遇方面，随着中国在世界范围内的市场开拓，越来越多的中国公司开始走向世界，参与世界范围内的市场竞争和利益分配，但也存在着挑战，由于我国机械制造业在拥有自主知识产权的核心技术方面存在着不足，因此在与其他国家的竞争中常常处于劣势，这已严重制约了我国机械制造业的发展。现在，国家已经认识到了这一问题，因此，发出了要建设创新型国家的号召。并采取了一系列的政策、措施鼓励技术创新，促进国家的技术进步，在机械制造业方面更是如此。二十一世纪机械制造业的发展方向是高精度、高自动化，而主传动系统的发展对高精度机械产品的作用是十分重大的。可以这么说，没有高精度和稳定的主传动系统就没有高精度的机械产品。在破碎机行业，对辊机械是一种应用十分广泛而又十分重要的产品。为了不断增大其应用范围，常常需要将其主传动系统进行优化改进，提高稳定性和精度2。1.3对辊机的发展现状在质量方面，由于对辊破碎机是机械中较为复杂的机械，它包罗了机、电、气、光和其它技术于一体，而口前国内破碎机制造厂无论是产品的最初设计水平，还是后来的加工与装配水平，都与国外同行有着十几年的差距，无法生产出真正有竞争力的产品。在适应性方面，国产对辊破碎机的功能比较单一，适应面也比较窄，对待装对辊破碎机的形状与休积等均有较严格的规定，一般只适用一二种破碎机，而国内同一些破碎机生产企业所生产的破碎机规格各不相同，产量也不同，这就给相关工作带来一定的困难。而国外破碎机生产厂商特别注重这方面的问题，他们所生产的设备功能更加灵活多变，适用范围也更广。在运行可靠性方面，进口自动也要高出国产一截，部分国产对辊破碎机的故障率较高。因此，许多破碎机生产企业不得不购买多台国产自动，以防因维修机器而影响正常生产1。在工作效率方面，由于国产破碎机的运行速度大多在中低档水平，且自动化程度一般，其生产效率自然不如以生产高档产品著称的国外同类产品，这样就等于无形中增加了企业的成本，降低了企业的利润，造成了极大的浪费。总之，目前国产破碎机存在着适应物种类单一、纸盒尺寸的变化范围小、生产速度普遍停留在中低速水平等不完善之处。1.4 本次设计的具体要求本次设计采用两级锥齿-圆柱齿轮减速器，为了保证圆锥齿轮尺寸不致过大，将锥齿传动分布于高速级，直接用联轴器联接进行驱动。而经过减速器减速之后仍用联轴器将输出传递给另一级减速装置齿圈减速装置，进而得到辊子转动所需要的转速。2 传动装置整体设计原始数据：本次设计要求辊子转速为19.4r/min；对辊机得到的输入功率为60kw；辊子直径为400mm。工作条件：减速器设计为工作年限为10年（每年按300天计算）；工作班制为两班制；工作环境为有灰尘，比较脏乱；载荷为中等震动；生产批量为中批。2.1 本次设计的结构方案先进行减速器的设定，根据电机的转速和减速器的输出转速计算总传动比，然后进行传动比的分配；再计算各轴的动力参数；高速级齿轮的设计；低速级齿轮的设计；为保证动力的传递要选择联轴器；轴承的选择和轴的设计；为了使减速器更好的工作和延长使用，要为减速器进行适当的润滑；最后根据各数据和要求确定箱体尺寸。由于本设计中减速器采用二级齿轮传动,有以下几种情况：两级圆柱齿轮减速器；两级圆锥圆柱齿轮减速器；两级蜗杆减速器以及两级行星轮减速器等由本设计题目所知传动机构类型为：二级圆锥-圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：用于有两轴垂直相交的传动中，圆锥齿轮传动位于高速级上，以使圆锥齿轮尺寸不致于太大，设计制造复杂，但此传动经多年使用论证，技术上处于成熟，因此本次设计选用此传动。主传动系统的结构简图如图2.1所示。 图2.12.2 选择电动机电动机的选择包括电动机的种类、结构形式、额定转速和额定功率。1、电动机类型和结构的选择 根据动力源和工作状况，选用Y系列三相异步电动机。2、 电动机功率的选择 （1）工作机所需功率Pw： Pw60kW。 （2）为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置的总效率。设个效率分别是：1（8级闭式圆柱齿轮传动）2（齿形联轴器）3（滚动轴承）4（齿圈传动）5（锥齿传动）。经机械设计手册查得 1=0.97，2=0.99，3=0.98，4=0.95，5=0.96；则设计传动装置的总效率为：12345=0.816。电动机所需功率：PdPw/=60/0.816kw=73.529kw。由此根据手册选取电动机的额定功率为75kw。3、 电动机转速的选择 已知工作机转速为nw=19.4r/min，总传动比为i=nm/nw，其中nm是电动机满载时的转速。为了能合理的分配传动比，使传动装置机构紧凑， 选用同步转速为1000r/min或者3000 r/min的电动机都显得不够合理，所以出选同步转1500r/min的电动机。4、电动机型号的确定 由表查出电动机型号为Y280S-4,其额定功率为75kW，满载转速1480r/min。基本符合题目所需的要求。2.3传动装置的总传动比及其分配2.3.1 计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： inm/nw=1480 r/min /19.4 r/min=76.289考虑到圆锥齿轮尺寸不宜过大和仅有润滑的问题，初步选取i1=3.812，i2=4.221，则i3=4.741。2.3.2 传动装置的运动和动力参数 电机轴： Pm= 73.529W nm=1480r/min 高速轴： 中间轴： 低速轴： 开式齿轮小齿轮轴IV： 工作轴：根据以上数据可以列出下表3.1。 表 3.1 轴名参数电动机轴 轴轴轴IV轴工作轴转速n(r/min)14801480388.27891.98791.98719.402功率P（kW）73.52972.79468.48465.10163.16160.003转矩T（）474.461469.7181684.41746758.7226557.31329534.514传动比i1.03.8124.22114.741 2.4 减速器的选用设计计算1、减速器的分类 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩以满足各种工作机械的需要。减速器的种类很多，按照传动形式不同可分为齿轮减速器，蜗杆减速器和行星减速器；按照传动的级数可分为单级和多级减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式，分流式和同轴式减速器。2、减速器的类型及传动比分配减速器的类型如表2.1至2.4所示。表2.1 圆柱齿轮减速器名称单级圆柱齿轮减速器两级圆柱齿轮减速器三级圆柱齿轮减速器 传动比i810i=860i=40400 表2.2 圆锥齿轮减速器名称单级圆锥齿轮减速器两级圆锥圆柱齿轮减速器三级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i810i=840i=2575表2.3 蜗杆减速器名称单级蜗杆减速器两级蜗杆减速器两级蜗杆齿轮减速器传动比i=1080i=433600i=1548表 2.4 行星齿轮减速器名称单级NGW两级NGW传动比i=2.812.5i=141603、减速器选定选择减速器传动比时，根据传动装置传动比，结合了减速器的效率、质量、制造等综合比较，选取二级圆锥圆柱齿轮减速器。3传动零件的设计计算3.1圆锥齿轮的设计计算3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、选用圆锥齿轮传动。 2、辊式破碎机为一般工作机器，故精度等级选用8级精度，齿形角，节点区 域系数，齿顶高系数，顶隙系数。 3、材料选择及热处理 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。 4、试选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z224x3.812=91.488，取整Z2=92。3.1.2 按齿面接触强度设计 按设计公式进行试算，即 1 、确定公式内的各计算数值 （1）试选Kt1.5。（2）计算小齿轮传递的转矩： T1=469.718N.m=4.69718x105N.mm。（3）锥齿轮尺宽系数选取R1 /3。（4）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8。（5）由机械设计 图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550Mpa。 （6） 由机械设计式1013计算应力循环次数： N160n1jLh6014801（2830010）4.262109 ； N2N1/3.8121.118109。（7） 由机械设计图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95。 （8） 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计式（1012）得 H1KHN1. Hlim1 /S0.90600MPa540MPa H2KHN2. Hlim2 /S0.95550MPa522.5MPa 2、 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t。 =137.914mm（2） 计算圆周速度v。 v=.d1t.n1 =3.14x137.914x1480/60x1000 =10.682m/s （3） 计算齿宽b。 b=R.R R=d1. 所以b=90.586mm（4）计算齿宽与齿高之比b/h。mt=d1t/Z1=137.914/24=5.746mm齿高h=2.25mt=2.25x5.746=12.929mm 则b/h=90.586/12.929=7.006（5） 计算载荷系数K。 由机械设计表102取KA=1.50；直齿轮，KH=KF=1.0； 根据v=10.682m/s,8级精度，由机械设计图108查得动载系数KV=1.37；由表109查得Khbe=1.25 KH=KF=1.5 Khbe=1.251.5 =1.875； 故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.501.3711.875=3.853（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式机械设计（1010a）得 d1=d1t. = 188.876mm （7） 计算模数m。 m = d1/Z1=188.876/24=7.870mm3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式 1、 确定计算参数 （1）由机械设计图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa ；FE2=380Mpa。（2）由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 ；KFN2=0.88。（3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1= FE1. KFN1/S=303.57Mpa F2= FE2. KFN2/S=238.86MPa（4）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=1.501.371.01.875=3.853 （5）查取齿形系数。由机械设计表105查得YFa1=2.618； YFa2=2.182。 （6） 查取应力校正系数。 由机械设计表105查得YSa1=1.594；YSa2=1.782。 （7） 计算大、小齿轮的 YFa.YSa/F 并加以比较。 YSa1.YSa1/F1=2.62X1.59/303.57=0.01372 YFa2.YSa2/F2=2.18X1.78/238.86=0.01622大齿轮的数值大。 2、 设计计算 =6.068mm 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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数6.163并就近圆整为标准值m=6.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=188.876mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=188.876/6.529 Z2=293.812110.548，取Z2=111。3.1.4 几何尺寸计算1、计算分度圆直径 d1=m.Z1=29x6.5=188.5mm d2=m.Z2=111x6.5=721.5mm2、计算分锥角 =arctan(Z1/Z2)=14.642 =90-=75.3583、其他尺寸 ha=ha*.m=6.5mmhf=(ha*+c*).m=7.8mmda1=d1+2hacos=201.078mmda2=d2+2hacos=724.786mmdf1= d1-2hfcos=173.407mmdf2= d2-2hfcos=717.567mmR=m=372.859mm=arctanhf/ R=1.198a1=1+=15.840 a2=1-=13.444 f1=2+=76.556 f2=2-=74.160 分度圆齿厚S=m/2=10.205mm当量齿数Zv1=Z1/cos=29.973 Zv2=Z2/cos=439.119 B=1/3R=1/3x372.859=124.286mm。3.2 斜齿圆柱齿轮的设计3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、选用斜齿圆柱齿轮传动。2、辊式破碎机为一般工作机器，故精度等级选用8级精度。3、材料选择及热处理 选择小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为235HBS，大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS，二者材料硬度差为45HBS。4、试选小齿轮齿数Z121，大齿轮齿数Z221x4.221=88.6，取整Z2=89。5、初选螺旋角=14。3.2.2 按齿面接触强度设计 按设计公式进行试算，即 1 、确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt1.6。（2）由机械设计图1030选取区域系数ZH=2.433。（3）由机械设计图1026查得 =0.76，=0.865， =+=1.625。（4）计算小齿轮传递的转矩。 T1=1684.417N.m=1.684417x106N.mm（5）由机械设计表107查得尺宽系数 d1。（6）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8(Mpa)。（7）由机械设计图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1550MPa；图1021c大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2390 Mpa。 （8）由机械设计式1013计算应力循环次数。 N160n1jLh60388.2781（2830010）1.118109 ； N2N1/4.2212.649108。（9）由机械设计图1019查得接触疲劳寿命系数。KHN11.00；KHN21.08。 （10） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计式（1012）得 H1KHN1. Hlim1 /S1.00550MPa550MPa H2KHN2. Hlim2 /S1.08390MPa421.2MpaH= H1+H2/2=485.6 Mpa2、 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 。 = =154.811mm（2） 计算圆周速度v 。 v=.d1t.n1 =3.14x154.811x388.27860x1000 =3.146m/s （3） 计算齿宽b及模数mnt。 b=d. d1t=154.811mm mnt=d1tcos14o/Z1=7.153mm（4）计算齿宽与齿高之比b/h。齿高h=2.25mnt=2.25x7.153=16.094mm则b/h=/154.811/16.094=9.619（5）计算纵向重合度。 =0.318x1x21xtan14o =1.665（6）计算载荷系数K。 由机械设计表102取 KA=1.50；由机械设计表103查得 KH=KF=1.4 ；根据v=3.146m/s,8级精度，由机械设计图108查得动载系数KV=1.17；由表104查得8级精度，调制小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.486；根据b/h=9.619，KH=1.486由机械设计图1013查得KF=1.41；故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.501.171.41.486=3.651（7） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式机械设计（1010a）得 d1=d1t. = 203.813mm （8） 计算模数m。 mn = d1.cosZ1=203.813xcos14o21=9.417mm3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式 1、 确定计算参数 （1）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=1.501.171.41.41=3.464 （2）根据纵向重合度等于1.665；从机械设计图1028中查得螺旋角影响系数Y =0.88。（3）计算当量齿数。 Zv1=Z1cos3=21cos314=22.99 Zv2=Z2cos3=89cos314=97.43（4）查取齿形系数及应力校正系数。由机械设计表105查得YFa1=2.665 YFa2=2.179 YSa1=1.578 YSa2=1.791（5）由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数。 KFN1=0.91 KFN2=0.92（6）由机械设计图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa； 由机械设计图1020b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa。（7）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1= FE1. KFN1/S=247Mpa F2= FE2. KFN2/S=213.57MPa（8）计算大、小齿轮的 YFa.YSa/F 并加以比较。 YSa1.YSa1/F1=2.665X1.578247=0.01702 YFa2.YSa2/F2=2.179X1.791213.57=0.01827大齿轮的数值大。 2、 设计计算 =6.269mm 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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数6.269mm并就近圆整为标准值m=7mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=203.813mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1cos/m=28.25 取29齿 Z2=294.221122.409，取Z2=122。3.2.4 几何尺寸计算1、计算中心距a=(29+122)x72cos14o=544.679mm 取为545mm。2、按圆整后的中心距修正螺旋角=arctan=14o85”因值改变不多，故参数等不必修正。3、分度圆直径d1= Z1.mn/ cos=209.338mm d2= Z2.mn/ cos=880.662mm。4、计算齿轮宽度 b=.d1=209.338mm 圆整后取为210mm B2=210mm B1=215mm。5、齿顶高，齿根高的计算 ha=ha*.mn=7mm ； hf= （ha*+c*）=8.75mm。6、 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于500mm，故以选用轮辐式为宜。3.3大齿轮的设计3.3.1 设定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、选用内齿圆柱齿轮传动。2、精度等级选用8级精度。3、材料选择及热处理 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。4、试选小齿轮齿数Z123，大齿轮齿数Z223x4.741=109.043，取整Z2=109。3.3.2 按齿面接触强度设计 按设计公式进行试算，即 1 、确定公式内的各计算数值。 （1） 试选Kt1.3。（2）计算小齿轮传递的转矩。 T1=6557.313N.m=6.557313X106N.mm（3） 齿圈尺宽系数选取d1。（4）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa。（5）由机械设计图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550Mpa。 （6） 由机械设计式1013计算应力循环次数。 N160n1jLh6091.9871（2830010）2.649108 N2N1/4.7415.588107（7） 由机械设计图1019查得接触疲劳寿命系数KHN11.08；KHN21.17。 （8） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计式（1012）得 H1KHN1. Hlim1 /S1.08600MPa648MPa H2KHN2. Hlim2 /S1.17550MPa643.5MPa 2、 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t。 =223.825mm（2） 计算圆周速度v。 v=.d1t.n160x1000 =3.14x223.825x91.98760x1000 =1.007m/s （3） 计算齿宽b。 b=d. d1t =1x223.825=223.825mm （4）计算齿宽与齿高之比b/h。mt=d1t/Z1=223.825/23=9.732mm齿高h=2.25mt=2.25x9.732=21.897mm则b/h=223.825/21.897=10.222（5） 计算载荷系数K。 由机械设计表102取KA=1.50；直齿轮，KH=KF=1.0； 根据v=1.007m/s,8级精度，由机械设计图108查得动载系 KV=1.11；由表104查得8级精度，调制小齿轮悬臂支承布置时 KH= 2.605；根据b/h=10.222，KH=2.605由机械设计图1013查得KF=2.225；故载荷系数 K=KAKVKHKHKH=1.501.1112.605=4.337（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式机械设计（1010a）得 d1=d1t. =334.444mm （7） 计算模数m。 m = d1/Z1=334.444/23=14.541mm3.3.3 按齿根弯曲强度设计 由式 1、 确定计算参数 （1）由机械设计图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa； FE2=380Mpa。（2）由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.94； KFN2=0.97。（3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4， F1= FE1. KFN1/S=335.714Mpa F2= FE2. KFN2/S=263.286MPa（4）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=1.501.111.02.225=3.705 （5）查取齿形系数。由机械设计表105查得YFa1=2.76； YFa2=2.173。 （6） 查取应力校正系数。 由机械设计表105查得YSa1=1.56； YSa2=1.797。 （7） 计算大、小齿轮的 YFa.YSa/F 并加以比较。 YSa1.YSa1/F1=2.76X1.56/335.714=0.012825 YFa2.YSa2/F2=2.06X1.97/238.86=0.01483大齿轮的数值大。 2、 设计计算 =11.778mm 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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数11.778mm并就近圆整为标准值m=12mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=334.444mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=334.444/12=27.870 取为28 Z2=284.741132.784，取Z2=133。3.3.4 几何尺寸计算1、计算分度圆直径d1=Z1.m=28x12=336mmd2=Z2.m=133x12=1596mm2、计算中心距a= d2 -d1/ 2=630mm3、计算齿轮宽度b=.d1=336mmB1=330mm B2=336mm齿顶高，齿根高的计算ha=ha*.mn=12mm ； hf= （ha*+c*）=15mm。da=d+2ha=1620mmdf= d1-2hf=1566mm4、 结构设计 以齿圈为例，采用腹板式。4 轴的设计4.1轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即dmin=A0。初算轴径时，若最小直径段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%-7%，两个键槽时，d增大10%-15%。A0 引用机械设计表153确定：高速轴A01=126,中间轴A02=120，低速轴A03=112。中间轴的轴径：d2min=A02=67.297mm，取为70mm。低速轴的轴径：d2min=（1+7%）A03 =1.07 x 99.809=106.796mm，取为110mm4.2 轴的结构设计4.2.1 高速轴的设计高速轴的轴径：d1min=（1+7%）A01=1.07 x 126 x =49.396mm，取为50mm。高速轴的装配方案如图4.2所示。 如图 4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图4.3所示。 如图 4.31、各轴段的直径的确定d11：最小直径，安装联轴器，根据所选用的联轴器，取d11=60mm。d12：h。h=0.07x60+(12)=5.26.2取h=5.5，则d12=60+2x5.5=71mmd13：滚动轴承处轴段，滚动轴承选用32315，其尺寸dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d13=75mm。d14：过渡轴段，取d14=85mm。d15：滚动轴承处轴段，d15=d13=55mm。d16：安装小锥齿轮出轴段，d15=50mm。2、各轴段长度的确定l11：根据联轴器的选择可知，半联轴器毂空的长度l=112，则l11=80l12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定l12=80mm。l13：由滚动轴承确定l13=55mm。l14：由箱体结构，装配关系等确定l14=115mm。l15：由滚动轴承，挡油环等确定l15=85mm。l16：由小锥齿轮结构确定l16=110mm。4.2.2 中间轴结构设计1、各轴段的直径的确定d21：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承选用32315，其尺寸dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d21=75mm。d22：密封处轴段，取d22=90mm。d23：安装低速级小齿轮轴段，取d23=100mm。d24：轴环，取d24=120mm。d25：安装大锥齿轮出轴段，d25=105mm。d26：密封处轴段，取d26=90mm。d27：滚动轴承处轴段，d26=d21=75mm。2、各轴段长度的确定l21：由滚动轴承确定l21=55mm。l22：由挡油环，装配关系确定l22=66mm。l23：由低速级小齿轮宽度决定l23=209mm。l24：轴环，l24=20mm。l25：由大锥齿轮结构确定l25=110mm。l26：由挡油环，装配关系确定l26=71mm。l27：由滚动轴承确定l26=55mm4.2.3 低速轴的结构设计1、各轴段的直径的确定d31：最小直径，安装联轴器，根据所选用的联轴器，取d31=110mm。d32：密封处轴段，由h=0.07x110+(12)=8.79.7取d32=120mm。d33：滚动轴承处轴段，滚动轴承选用30326，其尺寸dxDxTxB=130mmx280mmx73mmx58mm， 取d33=130mm。d34：过渡轴段，取d34=150mm。d35：轴环，取d35=180mm。d36：安装小大斜齿轮处轴段，d36=145mm。d37：滚动轴承处轴段，d37=d33=130mm。2、各轴段长度的确定l31：由联轴器结构尺寸决定l31=213mm。l32：由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定l32=108mm。l33：由滚动轴承 ，挡油环等确定l33=128mm。l34：由装配关系等确定l34=89mm。l35：轴环，l35=30mm。l36：由大斜齿轮结构确定l36=204mm。l37：由滚动轴承，挡油环等确定l37=114mm。3、以上三轴细这里只以中间轴为例进行校核。5 轴的校核5.1 轴的力学模型的建立5.1.1轴上力的作用点位置和支撑跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的32315轴承，从计算可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离a=43.25mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距L=500mm（实际499.5mm）；低速级小齿轮的力作用点C到左支点A距离L=179mm(实际179.25mm)；两齿轮的力作用点之间的距离L2=186mm（实际185.5mm）；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L3=135mm（实际134.75mm）。5.1.2绘制轴的力学模型图图5.1 轴的校核各图5.2 计算5.2.1计算轴上的作用力齿轮2：Ft=5980.494N F=Fa1= Ft tansin=5980.494.tan20.sin14.642=550.229N F=Fr1= Ft tancos=5980.494.tan20.cos14.642=2106.031N齿轮3：Ft3=2x1684417 /209.338=16092.280NF=Ft3=16092.280.tan20 /cos14o85”=6039.973NFa3=Ft3=4052.434N5.2.2 计算支反力1、垂直面支反力（XZ平面）由绕支点B的力矩和=0，得：F=-1274974.320N.mmFRAV= -1274974.32 /(L1+L2+L3)=2549.949N，方向向下。同理，由绕支点A的力矩和=0，得：F =-1469896.630N.mmFRBV= -1469896.630/(L1+L2+L3)=-2939.793N，方向也向下。由轴上的合力0，校核：FRBV+ FRAV+Fr2-Fr3=0，计算无误。2、水平面支反力（XY平面）由绕支点B的力矩和=0，得：F=5972988.570 N.mmFRAH= 5972988.570/(L1+L2+L3)=11945.977N，方向向下。同理，由绕支点A的力矩和=0,得： F=4355338.110 N.mmFRBH= 4355338.110/(L1+L2+L3)=8710.677N，方向向下。由轴上的合力0，校核：Ft2+Ft3 - FRAH -FRBH =0，计算无误。3、A点总支反力FRA=12215.097NB点总支反力FRB=9193.381N5.2.3绘制转矩、弯矩图1、垂直面内的弯矩图参看图5.1。C处弯矩：M=FRAVL1=-2549.949X179=-456440.871 N.mmM=FRAVL1Fa3d/2=-880605.085 N.mmD处弯矩：M=FRBVL3+Fa2d2/2=231461.221 N.mmM=FRBVL3=-396872.055 N.mm2、水平面内的弯矩图参看图5.1。C处弯矩:：MCH=FRAHL1=-2138329.883 N.mmD处弯矩：MDH=FRBHL3=-1175941.860 N.mm3、合成弯矩图，参看图5.1。C处：M=21.865X10 N.mmM=23.125X10 N.mmD处：.M=11.985X10 N.mmM=12.411 X10 N.mm4、转矩图，参看图5.1。T2=T=1684417 N.mm5、当量弯矩，参看图5.1。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数0.6 则1010650.200 N.mm。 C处：21.865X10 N.mm=25.237 X10 N.mmD处：=15.677 X10 N.mm12.411 X10 N.mm5.2.4 弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。=25.237Mpa根据选定的轴的材料45钢，调质处理，由机械设计表151查得因60 Mpa， S，所以C截面强度足够。6 键的选择与校核这里只以中间轴上的键为例。由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键1为bhL=28 mm16 mm90 mm（t=10mm，r=0.5mm），标记：键2890 GB/T1096-1979；低速级小齿轮处键2为 bhL=28 mm16 mm180 mm（t=10mm，r=0.5mm）, 标记：键28180 GB/T1096-1979；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短的键1即可。齿轮轴段d=105mm；键的工作长度l=Lb=90-28=62mm；键的接触高度k=0.5h=8mm；传递的转矩T2=1684.417N.m；按机械设计表62查出键静连接时的挤压许用应力=80Mpa（键，齿轮轮毂，轴的材料均为45钢调质）。Mpa ，键连接强度足够。7 滚动轴承和联轴器的选择1、滚动轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定均选用圆锥滚子轴承。低速轴：选用轴承代号为32315的滚子轴承，其参数为dDTB=75mmx160mmx58mmx55mm。中间轴：选用轴承代号为32315的滚子轴承，其参数为dDTB=75mmx160mmx58mmx55mm。高速轴：选用轴承代号为30326的滚子轴承，其参数为dDTB=130mmx280mmx73.75mmx58mm。以上轴承进过寿命校核均符合使用要求，其都拥有足够寿命，校核过程在此不予列出。2、联轴器的选择本次设计中两次选用联轴器，由于载荷较大，考虑采用齿式联轴器。（1） 载荷计
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