链板输送机课程设计报告书

1、.专业整理 .机械设计课程设计计算说明书题 目 螺旋输送机传动装置指导教师 金勇院系机电学院班级机自 2012 级 10 班学号03121186姓名梁 威. 学习帮手 .专业整理 .目录、机械传动装置的总体设计 1.1.1 螺旋输送机传动装置简图1.1.2 ，原始数据1.1.3 ，工作条件与技术要求1.2.4 ，设计任务量二 、电动机的选择 .2.1 选择电动机的类型和结构形式2.2 选择电动机的功率2.3 初选电动机三、计算总传动比及分配各级的传动比 3.1 计算总传动比3.2 分配传动装置各级传动比四、计算各轴的功率，转数及转矩 4.1 已知条件4.2 电动机轴的功率 P，转速 n及转矩

2、T4.3 轴的功率P，转速n及转矩T4.4 轴的功率P，转速n及转矩T4.5 轴的功率P，转速n及转矩T五、齿轮的设计计算 5.1 齿轮传动设计准则5.2 斜齿 1、2 齿轮的设计5.3 斜齿 3、4 齿轮的设计. 学习帮手 .专业整理 .5.4 开式锥齿轮的设计 六、铸造齿轮结构尺寸 七、轴的设计计算 7.1 轴的尺寸设计及滚动轴承的选择7.2 轴的强度校核 八、轴承端盖的选择 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择 十一、减速器箱体的设计 十二、润滑及密封设计 十三、减速器的维护和保养 十四、附录（零件及装配图） . 学习帮手 .专业整理 .计算及说一、机械传动装置的总体设计1.1 螺旋

3、输送机传动装置简图1螺旋输送机； 2减速器1.2 减速器装置运动简图3电动机； 4开式齿轮传动1.3 原始数据螺旋轴上的功率 P = 6.5kW螺旋筒轴上的转速 n=100 r/min1.4 工作条件与技术要求1) 机器功用：输送散装物料2) 工作情况：单向转动，连续工作，工作平稳；3) 运动要求：输送机转速允许误差为 7%；4) 使用寿命： 5 年，每年 300 天，每天 8 小时；5) 检修周期：两年大修，半年小修；6) 生产厂型：中小型机械制造厂；7) 生产批量：中批生产。1.5 ，设计任务量减速器装配图一( A1)、零件工作图 2、说明书 1 份、电动机的选择. 学习帮手 .专业整理

4、.1.1 选择电动机的类型和结构形式生产单位一般用三相交流电源， 如无特殊要求 （ 如在较大围平稳地调速， 经常起动和反转等 ） ，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标 准的 Y 系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机， 适用于不易 燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、 输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于 Y 系列电动机还具有较好的 起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械 （ 如压缩机等 ）。 在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此 时宜选用起重及冶金用的 YZ 型或 YZR型三相异步电动机。三

5、相交流异步电动机根据其额定功率 （ 指连续运转下电机发热不超过许 可温升的最大功率， 其数值标在电动机铭牌上 ）和满载转速 （指负荷相当于额 定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超 过同步转速磁场转速 ） 的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要， 同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据 （ 如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩 之比等 ） 、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。按已知的工作要求和条件，选用 Y 型全封闭笼型三相异步电动机。1.2 选择电动机的功率工作机所需的电动机输出功率为：FV

6、P工作输出 1000 P螺旋弹性联轴器的传动效率联轴器 =0.99（0.98 ）（2 对）圆柱齿轮的传动效率齿轮 =0.97（2 对）球轴承的传动效率 滚动轴承 =0.99（4 对）锥齿轮的传动效率 锥齿 =0.95（1 对）螺旋筒的传动效率 螺旋筒 =0.96（1 个）电动机至运输带之间总效率24总 1联轴器 2 联轴器 齿轮 球轴承 锥齿 螺旋筒 =0.99* 0.98* 0.972 * 0.994 * 0.95* 0.96=0.800. 学习帮手 .专业整理 .P工作输出6.5P电动机输入8.125kw电动机输入 总 0.8001.3 初选电动机P电动机输入 P电动机额定选择电动机型号为

7、 Y160M-4其额定功率为 11kw，满载转数为 1460r/min（机械设计课程上机与设计 P215）三、计算总的传送比及分配各级的传动比3.1 计算总传动比总传动比i总 n电动额定 1460 14.6n工作机1003.2 分配传动装置各级传动比考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以高速级齿 轮传动比 i1.2与低速级齿轮传动比 i3.4的比值取 1.3 ，即i1.2 =1.3 i3.4取i5.6 =1.3;if =16.2/1.3=11.2i1.21.3if =3.8 ；i3.4 if / i1.2 2.9四、计算各轴的功率，转数及转矩4.1 已知条件P电动机额定 11k

8、Wn电动机额定 1460r/min4.2 电动机轴的功率 P，转速 n及转矩 TT0 9550 * 103 P0 53.15Nmmn04.3 轴的功率 P ，转速 n 及转矩 T总 =0.800P电动机输入 =8.125kwP电动机额定功率 11KWN额定转速 =1460r/mini总 =14.6i5.6 =1.3i1.2 =3.8i3.4 =2.9. 学习帮手 .专业整理 .P P0 联轴器 球轴承 8.125* 0.99 * 0.99 7.96 kw n n0 1460 r/min6 PT 9.55 * 106 52.07 N mmn4.4 轴的功率 P ，转速 n 及转矩 TP P 齿轮

9、 1.2 轴承 7.96* 0.97 * 0.99 7.64 kw n 1460n 384.21 r/mini1.23.8PT 9.55 * 106 189.90 N mmn4.5 轴的功率 P ，转速 n 及转矩 TPP 齿轮 3.4 轴承7.64 * 0.97 * 0.99 7.34 kwnni3.43653.1132.49 r/minPT 9.55 * 106 529.07 Nmmn传动和动力参数结果轴参数电机轴轴轴轴螺旋轴功率 P/KW8.1257.967.647.346.5转 矩 T/ （Nmm）53.1552.07189.90529.88620.75转 速 n/ （r/min ）1

10、4601460384.21132.49100传动比 i43.11.3效率0.990.970.970.953 P0T0 9550* 103 0 53.15 n0NmmP=7.96kw n n0 1460 r/minT 52.07 m?sP 7.57kw n =365r/minT 189.90NmmP 7.34kw n =132.49r/minT 529.07N ?mm. 学习帮手 .专业整理 .五、齿轮的设计计算5.1 齿轮传动设计准则 齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见 的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度 350HBS）、硬齿面（硬度 350

11、HBS），齿轮转速有高与低， 载荷有轻与重之分， 所以实际应用中常会出现各种不同的失效形式。 分析研究试销形式有助于建 立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措施。设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确 定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不 同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面 接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲 劳强度校核齿根的弯曲强度。闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳 强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其

12、他尺寸，然后再按接触疲劳强度校 核齿面的接触强度。对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按 照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考 虑磨损因素，再将模数增大 10% 20%，而无需校核接触强度。5.2 斜齿 1、2 齿轮的设计（一） 根据已知条件选择材料1 、 P P 7.96 kw2 、 n1 n 1460 r/min（二）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用 40Cr （合金钢） 调质 硬度为 280HBS大齿轮 45（碳钢）调质 硬度为 240HBS（机械设计 P191查表 10-1 ）精度等级： 8 级. 学习帮手 .专业整理 .（三）按齿轮

13、接触疲劳强度设计 转矩 T1 T 5.207 10 4 Nmm ； （ 四）载荷系数 Kt 和材料弹性影响系数 ZE试选载荷系数 Kt =1.6查机械设计 P201表 10-6 得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MP1/2 （ 五）齿宽系数 d齿轮齿面为软齿面，查机械设计 P205表 10-7 得， d 1（ 六 ） 许用接触疲劳许用应力 H 由机械设计 P209图 10-2（d） 查得，H lim1 600 MPaH lim 2 550 MPaN1 60njLh 60 1460 1 （5 300 8） 1.0512 1099N1 1.0512 1098N2 1 2.628 1082 i1

14、.24查机械设计 P207图 10-19 得， KHN1 1.01 ， KHN2 1.08 安全系数 SH 1H 1 KHN1 Hlim1 606 MPaSHH 2 KHN 2 Hlim2 594 MPaH 2SH H =594 MPa（七）选小齿轮齿数 Z1=23,则大齿轮齿数 Z2=23*4=92.圆整 Z2=90 初选螺旋角 14（八）查图选取区域系数 ZH 2.433 （九）查机械设计 P215图 10-26 得1 0.768 2 0.88 则 1 2 1.6484T1 5.207 104N ?mm1/2ZE 189.8MP1/2d19N1 1.0512 109N 2 2.628 10

15、8K HN1 1.01KHN 2 1.08 H 594MPa. 学习帮手 .专业整理 .1. 试算小齿轮分度圆直径 d1t，d1t 3 2KtT1(u 1)(ZEZH )2 d u H2 1.6 52070 (4 1) 189.8 2.433 23 ()2 mm1 1.648 4 59442.152. 计算圆周速度 Vd1tn1圆周速度 v= 60 1000 3.2m/s3. 计算齿宽 b 及模数 mntb dd1t 42.15 mmmnt dt1 cos 1.78 ntZ1h 2.25mnt 2.55 1.78 4.01mmbh 42.15 4.01 10.514.纵向重合度0.318 dZ

16、1 tan 1.8245. 查课本 P193 表 10-2 得使用系数 K A 1由精度等级为 8，V=3.2m/s 查课本机械设计 P194图 10-8 得 动载系数 KV =1.15查课本 P195表 10-3 得斜齿轮 K H K F 1.4查课本 P196表 10-4 以及采用插值法得小齿轮相对于轴承非对称布置 时， K H 1.451查机械设计 P198图 10-13 得 K F =1.45 因此，载荷系数 K=KV KAKH K H =2.3366.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 (选 K t =1.6)d1 d1t3 K Kt 42.15 3 2.336 1.6 47.82

17、1.648d1t 42.15 mmV 3.2m / sK 2.336. 学习帮手 .专业整理 .7.计算模数d1 cos47.82 cos14mz1232.02 mm8. 按齿根弯曲疲劳强度校核设计由式： m 3 2KT1dYz12cos2 （YFaYFSa）1）确定有关系数与参数（1）查机械设计 P208图 10-20 （c）得 小齿轮（ 40Cr）弯曲疲劳强度极限 FE1 500 mpa； 大齿轮（ 45 钢）弯曲疲劳强度极限 FE 2 380 mpa（2）查机械设计 P206图 10-18 图得 弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.90； KFN2 0.93（3）计算弯曲疲劳许用应力查机械设

18、计 P206取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得KFN1 F lim10.90 500F 1S1.4321.43 MPaKFN2 F lim2 0.93 380F 2S1.4252.43 MPa（ 4）. 计算载荷系数 KKKAKV KF KF1 1.15 1.4 1.38 2.22（5）查齿形系数和应力校正系数1.824 查图 10-28 得螺旋角影响系数 Y 0.88 计算当量齿数ZV1 Z1 3 25.18 ZV 2 Z2 3 98.52cos cos 查机械设计 P200表 10-5 得YFa1 2.608，YFa2 2.185 ，Ysa1 1.591， Ysa2 1.788d1 47.

19、82mmKFN1 0.90KFN 2 0.93K 2.22YFa1 2.608. 学习帮手 .专业整理 .YFaYSa6). 计算齿轮的FYFa1YSa1F1YFa 2YSa2F22.608 1.591321.432.185 1.788252.43由此得知大齿轮的数值较大设计计算由计算公式得：22 2.22 51540 0.88 (cos14 )2 1 232 1.6480.012910.01540.01548 1.50mm对比计算结果， 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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲 疲劳强度算得的 m=1.50，并取圆

20、整为标准值 m=2，前面计算得 d1=47.82mm, 得小齿轮的齿数z1 d1cmos23.20取 Z1 26则, 大齿轮齿数 z2 4 26 104 几何尺寸计算齿顶高： ha h*a m 1 2 2mm齿根高： hf (ha* c* )m (1 0.25) 2.5mm 全齿高： h ha hf 2 2.5 4.5mm中心距：2cos133.980mm 取 134mm(z1 z2)mn螺旋角：分度圆直径：53.6mmYFa2 2.185Ysa1 1.591Ysa2 1.788m=2z1=26 z2 104a=134mm14.035. 学习帮手 .专业整理 .d2 214.4 mm齿顶圆直径

21、： da1 d1 2ha 57.6mmda2 d2 2ha 218.4mm齿根圆直径： d f1 d1 2hf 48.6mmd f2 d2 2hf 209.4mm齿宽： b d1 1 53.6 53.6mm 取 B2 54mm,B1 60mm5.3 斜齿 3、4 齿轮的设计（ 一） 根据已知条件选择材料1 ， P P 7.57 kw2 ， n 365 r/min（二） 齿轮材料及精度等级。小齿轮选用 40Cr 调质 硬度 HB3=280HBS大齿轮选用 45钢调制 硬度 HB4=240HBS 精度等级： 8 级（三）按齿轮接触疲劳强度设计转矩 T 189900 N mm；（四）载荷系数 Kt

22、和材料弹性影响系数 ZE选载荷系数 Kt =1.6,查机械设计 P201表 10-6 得材料的弹性影响系数 1/2ZE 189.8MP1/2（ 五 ） 齿宽系数 d因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面， d1（ 六 ） 许用接触应力 H由机械设计 P209图 10-21 （d）查得，d1 =53.6mmd2 214.4 mmB1 60mmB2 54 mmHB3=280HBSHB4=240HBST 189900N ? mm. 学习帮手 .专业整理 .H lim 3 600 MPaH lim 4 550 MPa8 N3 60njL h 60 384.21 1 (5 300 8) 2.7

23、66* 108N3 2.766 1087N43 8.923 1074 i3.4 3.1查机械设计 P207图 10-19 得， KHN3 1.08 ， KHN 4 1.15安全系数 SH 1KHN3 H lim 3 1.08* 600 H 3648 MPaH 3SH1K 1.15* 550H 4 KHN4 Hlim4 1.15* 550 632.5MPa H 4SH1 H 632.25 MPa(七)选小齿轮齿数 Z3=25 则大齿轮齿数 Z4=25*3.1=77.5 ，取 Z=78 初选螺旋角 14(八)查机械设计 P217图 10-30 选取区域系数 ZH 2.433 (九)查机械设计 P2

24、15图 10-26 得端面重合度 3 0.78 4 0.88 则 1.661.试算小齿轮分度圆的直径 d3t ，3 2KtT1(u 1) ZEZH 2 3 2 1.6 189900 (3.1 1) 189.8 2.433 2 d3t 3 ( ) 3 ( ) 63.67.3t d u H 1 1.66 3.1 632.52. 计算圆周速度 vd3tn363.67 384.21V= 60*1000 = 60000 =1.280m/s3.计算载荷系数纵向重合度 0.318 dZ1 tan1.982根据 v=1.280m/s ，8级精度，由课本机械设计 P194图 10-8 查得动载 荷系 Kv 1.

25、10由课本机械设计 P195图 10-3 查得斜齿轮， KH K F 1.4N 3 2.766 108N4 8.923 107 H 640.25MPa1.6604d3t 64.04mmV=1.280m/s. 学习帮手 .专业整理 .查课本机械设计 P193表 10-2 得使用系数 K A 1 查课本机械设计 P196 表 10-4 得小齿轮相对于轴承非对称布置时，K H 1.456查机械设计图 10-13 得 KF 1.39得，载荷系数 K=KV KAKH K H =2.242K 2.2424.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d3 d3tKKt=64.043 2.2421.6d3 71

26、.25mm= 71.25 ( Kt取 1.6 )d3 cosz32.78 mm5. 按齿根弯曲疲劳强度设计由式： m 32KT1Y cos22d z1YFaYSa( YFaYFSa )1）确定有关系数与参数1）查机械设计图 10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE3 500 ；大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE4 3802）查机械设计图 10-18 得，弯曲疲劳寿命系数 K FN3 0.93；KFN 4 0.953）计算弯曲疲劳许用应力查机械设计 P206表 10-6 得弯曲疲劳安全系数 SF 1.4K HN3 FE3 F 3SF0.931.4500 332.14MPaKHN4 FE4 F 4

27、SF0.951.4380 257.857 MPa4）计算载荷系数 K. 学习帮手 .专业整理 .K KAKV KF KF 1 1.10 1.4 1.456 2.2425）查齿形系数和应力校正系数K 2.2421.982 查图得螺旋角影响系数 Y 0.88计算当量齿数ZV 327.37 ZV43 85.39查机械设计 P200表 10-5 得，YFa3 2.558 ， YFa4 2. 211 ， Ysa3 1.603 ， Ysa4 1.775YFaYFa6）计算两齿轮的F 并比较YFa 3YSa3F30.01234YFa 4YSa4F40.01522由此得知，取大齿轮数据设计计算m322 2.1

28、416 189900 0.88 (cos14 )21 252 1.660.01522 2.15对比计算结果，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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的 m=2.22，并取圆整为标准值 m=2.5，前面计算得 d1=71.66mm,得小齿轮的齿数d3 cos m得 z327.8 取 28则大齿轮齿数 z428 i34 28 3.1 86.8 取 z4 87齿顶高： haha m 1 2.5 2.5mmm=2.5 z3 =28 z4 =87齿根高： hf(h*a c* )m 3.125mm. 学习帮手 .专业

29、整理 .全齿高： h ha hf 5.625mm中心距： a (z3 z4)mn148.15mm 取 148mm2cos螺旋角： 13.76分度圆直径：d3mz3 cos 72.07mmd4223.93 mm齿顶圆直径：da3d3 2ha 77.07mmda4d42ha 228.93mm齿根圆直径：df3d3 2hf 65.82mmdf4d42hf 217 .68 mm齿轮宽度：bdd31 72.07 72.07mm 圆整后取 B4 72mm, B3 78mma=148mmd3 =72.07mm d4 =223.93mm高速级齿轮 参数低速级齿轮参数模数 m (mm)22.5小轮分度圆 d1(

30、mm) /d353.672.07大轮 d2(mm)/ d4214.4223.93中心距 a (mm)134148小轮 df1(mm)/ df348.665.82大轮 df 2 (mm) / df4209.4217.68小轮 da1 (mm) / da357.677.07大轮 da2(mm)/ da4218.4228.92小轮 b1 mm /b36078B3 78mmB4 72mm. 学习帮手 .专业整理 .大轮 b2 mm /b45472+硬度 280HBS硬度 240HBSHL lim 1 600HLlim 2 550N5 9.539 107N 6 7.338 107小轮齿数 z12628大

31、轮齿数 z21048714.03513.765.4. 外传动(开式直齿锥齿轮传动)1. 齿轮材料，确定许用应力小齿轮 40Cr 调质 硬度 280HBS大齿轮 45 正火 硬度 240HBS2.许用接触应力 H 由式6-6， H HLim ZNSH min查机械设计 P209图 10-21d 得HLlim1 600N /mm2HL lim 2 550N / mm工作条件：使用寿命 5, 每天 8 小时，每年 300 天。连续工作，工作平稳 接触疲劳极限 HLim ，查图 6-4接触强度寿命系数：N5 60njL h 60 132.49 1 (5 300 8) 9.539 107N37N6 3

32、7.338 107i3.43. 按齿轮接触疲劳强度设计转矩 T1 529070 Nmm；4. 载荷系数 K t和材料弹性影响系数 ZE选载荷系数 Kt =1.6,查机械设计 P201表 10-6 得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MP1/2 查机械设计 P207图 10-19 得， KHN1 1.15 ， KHN2 1.17 安全系数 SH 1. 学习帮手 .专业整理 .H1KHN1 H lim1SH1.15* 6001690 MPaH2K HN2 H lim 2SH1.17* 5501643.5 MPa H 643.5 MPa选小齿轮齿数 Z=25 则大齿轮齿数 Z=25*1.3=33，

33、5. 试算小齿轮分度圆的直径d5t2.923KtT1 2 ( ZE )2R (1 0.5 R)2uH182.64mm6. 计算圆周速度 vd1tn1(1 0.5 R )V= 60*1000 =1.056m/s 齿宽 B=53.48根据 v=1.005m/s ，8 级精度，由课本机械设计 P194表 10-8 查得动载荷系 Kv 1.12由课本机械设计P226K HKF查课本机械设计P193表 10-2 得使用系数 K A 1查课本机械设计P 226 KH KF1.875 H 643.5MPad5t 182.64mmV=1.056m/s得，载荷系数 K=KVKAKH K H =2.1K 2.1d

34、5 199.969mm7. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d5 d5t Kt 199.969 （ Kt取 1.6）8. 按齿根弯曲疲劳强度设计由式：1）确定有关系数与参数1 ）查机械设计P108 图 10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限. 学习帮手 .专业整理 .FE1500 ；大齿轮弯曲疲劳强度极限FE24202)查机械设计 P206图 10-18 得，弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.97 ；KFN 2 0.983) 计算弯曲疲劳许用应力查表得弯曲疲劳安全系数SF 1.4KHN1 FE1 F 1SF0.971.4500 346.43MPaKHN 2 FE2 F 2SF294 MP

35、a4) . 计算载荷系数 KK K AKVK F KF2.1（5）查齿形系数和应力校正系数u tan 2 ctg 1 得 2 52.43 1 37.5637.5652.43计算当量齿数ZV Z131.54 ZV42 54.12cos 1查机械设计表得， YFa1 2.51， YFa 2 2.295，Ysa1 1.630 ，Ysa2 1.715YFaYFa6)计算两齿轮的F 并比较YFa1YSa1F10.0118YFa 2YSa2F20.01338(2) 设计计算4 2.1 5781101 25 252 1.32 13 360.0118 6.227对比计算结果， 由于齿轮模数 m的大小主要取决于

36、弯曲强度所决定的承 载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲 疲劳强度算得的 m=6.227，并取圆整为标准值 m=7，前面计算得 d1. 学习帮手 .专业整理 .m7Z1 30Z2 39d1 207.909 mmd2 273mmdmin=207.909mm,得小齿轮的齿数得 z1 m 29.8 取 30则大齿轮齿数 z2 30 i34 30 1.3 39 d2 39 7 273mm锥距 R d1 d 2 171 .57 mm2六、铸造齿轮结构尺寸根据机械设计课程上机与设计 P155 表 12-10 与由齿顶圆直径选择腹 R=171.57mm 板式( 200 da 5

37、00 )得到齿轮 2：d0=126.2mm， 1 = 10.5mm，dk = 31.1,mm，l b = 54mm，C=18.9mm齿轮4：d0=146.465mm，1 = 10.375mm，= 16，dk = 25.2325mm，l b = 54mm， C=25.2mm七、轴的设计计算7.1 轴选 40Cr 调质由机械设计 P370确定 高速轴 A 01=100，中间轴 A 02=112，低速轴A03=112高速轴： d1minA01A01=100A02=112A03=112有联轴器 d=30mm中间轴： d2min A0 3 P =30.34mm n因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准

38、值 d2min=35mm 低速轴： d3min A0 3 P =42.70mmn. 学习帮手 .专业整理 .有联轴器 d=45mm1）高速轴各轴直径d11: 最小直径，安装 HL3 弹性柱销联轴器， d11=d1min=30mm（由电动机机座 号 160M依次参考机械设计课程上机与设计 P217、 P192 得出）d12: 密封处轴段，定位高度 h=（2.1 3），所以 d12=30+5=35mm该, 处与密 封圈标准（毡圈密封）取 d12=35mmd13：角接触球轴承处轴段， 查机械设计课程上机与设计 P170 表 13-4 轴承选 7008C其尺寸为 d*D*B=40*68*15 ，d13

39、=40mmd14：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度 d 14=46mm d15：d15为齿轮轴d16：d16=46mmd17：角接触球轴承轴段， d16=40mm各轴长度L11：由半联轴器和轴配合的毂孔宽 L=82mm确定 L 11=80mm（比 L 短一些） l 12 ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定， L12=90mm L13：由角接触球轴承，档油盘： L13=36mmL14：由高速小齿轮 B1=60mm，由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定L14=87mmL15：齿轮轴段 L16=60mmL16：L16=10mmd11=30mmd12=35mmd13=40mmd14=46mmd1

40、5=d13L11=80mmL12=90mml 13=36mmL14=87mmL15=60mmL16=60mmL16=10mmL17=26mmL17：角接触球轴承轴段，由滚动轴承，档油盘： L17=26mm. 学习帮手 .专业整理 .2）中间轴各轴直径d21: 最小直径，角接触球轴承处轴段，应与轴承的径孔一致查机械设 计课程上机与设计 P170 表 13-4 取 d21=35mm，角接触球轴承选 7007C其尺 寸为 d*D*B=35*62*14d 22: 高速级大齿轮轴段， d22=40mmd23：轴承，根据齿轮的轴向定位要求， d23=46mm d24：低速小齿轮轴段， d24=d22=40

41、mmd25：d25=d21=35mm各轴长度L 21：由角接触球轴承，档油盘， l 21=38mmL22：由低速级小齿轮的毂孔宽度 B2=78mm确定，所以 L22=75mmL23：l 23=12mmL 24：由高速速级大齿轮的毂孔宽度 B3=54 确定，所以 l 24=51mmL25：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定 l 25=41mmd21=35mmd22=40mmd23=46mmd24=d22=40mmd25=d21=35mmL21=38mmL22=75mml 23=12mmL24=51mmL25=41mm3）低速轴各轴直径d31: 联 轴 器 段 ， 联 轴 器 的 计 算 转 矩 ：

42、Tca = KA . 学习帮手 .专业整理 .T3=1.3*529.07=687.791N/m 按计算Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，参考 机械设计课程上机与设计 P192 表 14-6 ，选用 HL4 弹性柱销联轴器， d31=45mm,d32: 密封处轴段，根据定位要求以及密封圈的标准取， d32 =50mm, d33：角接触球轴承段选 7011c 其尺寸为 d*D*B=55*90*18， d34：低速级大齿轮轴段 d34=60mm，d35：过度轴段 d35=68mm， d36：，d36=60mm，d37 d33 55mm。各轴长度L31：安装 HL4 弹性柱销联轴器，由半联轴器和轴配

43、合的毂孔宽 L=112mm 确定（比 L 短一些） L31 110 mm，L32：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定， l32 107 mm，L33：由角接触球轴承挡油盘及装配关系确定 l33 45mm，L34：由低速级大齿轮的毂孔宽度 B4=72确定取 l34 69mm，L35：过度轴段 l35 10mm，L36：由箱体结构 l36 62mm，L37 ：由角接触球轴承挡油盘及箱体结构，轴承端盖装配关系确定L37 32mm。d31=45mmd32=50mmd33=55mmd34=60mmd35=68mmd36=60mmd37 55mmL31=112mmL32=107mmL33=45mmL34

44、=69mmL35=10mmL36=62mmL37=32mm. 学习帮手 .专业整理 .7.2 轴的校核1. 高速轴的校核：P P0 联轴器 7.96kwn n0 1460 r/minFt 2T1 1942.91N d1tanFr Ftn 728.9NFa Ft tan485.68NcosFNH1Ft L1L2L2 525.69NFNH 2 1417.22NFNV1FrL2 FaD2265.87NFNV 2FrFNV1 463.03N211MH642.56 140.572702.93N ?mmMV1340.85 140.536769.82N ?mmMV2 23753.44N ?mmM1M H2

45、MV21 81472.30N ?mmM270201 .56N ?mm已知轴材料 40Cr 调制， 1 70MPaMca12 ( T1)25.29MPa 70MPaL1 138.3mmL2 51.3mmW 故符合强度要求M1 102187 .55NM 2 97497.57Nca10.97MPa. 学习帮手 .专业整理 .2. 中间轴校核P 7.64kw kwn 384.21 r/minT 9550 * 10 3 P 189900 Nmmn而作用在小齿轮上的圆周力 Ft2 =2T2/d 2=2*189900/214.4=1771.46N 径向力： Fr2 =Ft2 *tan /cos 1=664.

46、60N 作用在大齿轮上的圆周力 Ft3 =2T2/d 3=2*189900/72.07=5269.88N 径向力： Fr3 =Ft3 *tan /cos 2=1974.75N 轴向力： Fa2=Ft2 *tan 1=442.82NFa3=Ft3 *tan 2=1363.97N. 学习帮手 .专业整理 .求水平面的支承力 :FNH1=(F t3 (L 1+L2)+F t2 *L 3)/(L 1+L2+L3)=4087.54NFNH2=(Ft2(L 1+L2)+F t3 *L 1)/(L 1+L2+L3)=2953.80N求垂直面的支反力：FNV1=(Fr3(L 2+L3-Fr2*L3)/(L 1

47、+L2+L3)=1166.56NFNV2=Fr3-F r2-F NH1=143.59N计算水平弯矩MH1=FNH2*(L 2+ L 3)-F t2* L 2=247297.02N*mmMH3=FNH1*(L 1+ L 2)-F t3* L 2=155073.65N*mm计算垂直弯矩M V1=FNV2*(L 2+ L 3)+Fr2 * L 2=70577.30N*mmMV2=FNV1*(L 1+ L 2)-F r3* L 2=6707.06N*mm总弯矩：22 H 1 M V1M1247297.022 70577.302 257171.09N ?mmM H2 MV2M2155073.652 67

48、07.062 155218.63N ?mm其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示抗弯扭合成力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和最大转矩的截面（即危险截面 C）的强度。由轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 ，轴的当量力矩为：轴的计算应力：ca22M1 ( T1)40MPa 60MPaW故符合强度要求. 学习帮手 .专业整理 .M 2 101914.49NM 3 58984.00N低速级轴的校核 :输出轴上的功率 P 7.34 kw3 P3T3 9550* 103 3 529.07 Nmmn3由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面 故危险截面的直径 d=

49、45mm由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。n n 132.49 r/minca30.906MPai 3.4圆周力： Ft4=2T3/d 2=2*529.07/60=1763.57N径向力： Fr4: =Ft4*tan /cos 2=660.85N 求水平面的支承力 :FNH1=Ft4 *L 2/(L 1+L2)=1206.11N. 学习帮手 .专业整理 .FNH2=Ft4 - F NH1=557.46N 求垂直面的支反力：FNV1=Fr *L 3/(L 1+L2)=451.96NFNV2=Fr4 -F NV1=208.89N 计算水平弯矩MH=FNH1*L1 =1206.11*59.3=71522.32N*mm 计算垂直弯矩M V=FNV1*L1=451.96*59.3=26801.23N*mm 总弯矩：M M H2 MV271522.322 26801.232 80434.90N ?M H 1 98756.32N