机械设计课程设计说明书传动装置总体设计

1、目录目录 1机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书.3 1.1设计条件.3 1.2原始数据.3 1.3设计要求.3 1.4设计要求.3 2传动装置总体设计传动装置总体设计.4 2.1传动方案的确定 .4 2.2电动机的选择.4 2.2.1工作机输入功率的计算.4 2.2.2电动机型号的确定.5 2.3传动装置总传动比的确定和分配.5 2.3.1总传动比.5 2.3.2传动比分配.6 2.3.3传动装置运动参数的计算.6 3链传动的设计计算链传动的设计计算.8 3.1设计要求.8 3.2原始数据.8 3.3传动设计.8 3.3.1选择链轮齿数.8 3.3.2确定链节数.8 3.3.3确定链

2、节距.8 3.3.4确定中心距.8 3.3.5验算链速.9 3.3.6计算压轴力.9 3.3.7链轮材料.9 3.4链轮的几何尺寸及链轮结构.9 3.4.1分度圆直径.9 3.4.2齿顶圆直径.10 3.4.3齿根圆直径.10 4各组传动齿轮设计计算各组传动齿轮设计计算.10 4.1高速级齿轮参数设计 .10 4.1.1选用齿轮材料，确定许用应力.10 4.1.2齿面接触疲劳强度设计计算.13 4.1.3齿根弯曲疲劳强度校核计算.15 4.1.4齿轮其他主要尺寸计算.16 4.2第二级齿轮参数设计 .16 4.2.1选用齿轮材料，确定许用应力.16 4.2.2齿面接触疲劳强度设计计算.18 4

3、.2.3齿根弯曲疲劳强度校核计算.20 4.2.4齿轮其他主要尺寸计算.21 5轴系零件的设计计算轴系零件的设计计算 .22 5.1齿轮减速器高速轴的设计计算.22 5.1.1联轴器选择.22 5.1.2初步估算轴的直径.22 5.1.3轴的结构设计.23 5.1.4确定轴承及齿轮上的作用力、弯矩及扭矩.24 5.2齿轮减速器中间轴的设计计算.27 5.2.1初步估算轴的直径.27 5.2.2轴的结构设计.27 5.2.3确定轴承及齿轮上的作用力、弯矩及扭矩.28 5.3齿轮减速器低速轴的设计计算.31 5.3.1初步估算轴的直径.31 5.3.2轴的结构设计.31 5.3.3确定轴承及齿轮上

4、的作用力、弯矩及扭矩.32 6轴承寿命校核轴承寿命校核.35 6.1高速轴轴承寿命校核计算 .35 6.2中间轴轴承寿命校核计算 .36 6.3低速轴轴承寿命校核计算 .38 7平键强度校核平键强度校核.38 7.1高速轴上键的强度校核 .38 7.2中间轴上键的强度校核 .39 7.3低速轴上键的强度校核 .39 8箱体的基本参数箱体的基本参数.39 9课程设计小结课程设计小结.41 10参考文献参考文献.42 1机械设计课程设计任务书 1.1 设计条件设计条件 1) 机器功用：通用生产线中传送半成品、成品用，被运送物品放置在输送 带上; 2) 工作情况：单项连续运输，轻度振动； 3) 运动

5、要求：传动不逆转，运动速度误差不超过 5%；启动载荷为名义载 荷的 1.25 倍； 4) 使用寿命：10 年，每年 350 天，每天 16 小时； 5) 检修周期：一年小修，三年大修； 6) 生产批量：中批生产； 7) 生产厂型：中、大型通用机械厂。 1.2 原始数据原始数据 1) 题号 2-1 输送带拉力 f=3200n 输送带速度 v=1.7m/s 滚筒直径 d=450mm 1.3 设计要求设计要求 1) 设计内容 a)电动机选型；b)开式圆柱齿轮传动设计；c)联轴器选型设计；d)减速器设 计 2) 设计工作量 减速器装配图 1 张（1 号图纸） 零件图工作图 2 张：轴和齿轮各 1 张（

6、3 号图纸） 设计计算说明书 1 份。 2传动装置总体设计 2.1 传动方案的确定传动方案的确定 1)组成：传动装置由电机、减速器、链传动装置、主 动星轮和输送链组成。 2)特点：链传动的瞬时传动比是变化的，且有冲击震 动，故不适易高速传动传动比要求准确的场合，一 般多用于低速级传动及传动比要求不太严格的场合。 3)确定传动方案：其传动方案如下：初步确定传动系 统总体方案如:传动装置总体设计图，如图所示： 2.2 电动机的选择电动机的选择 2.2.1 工作机输入功率的计算工作机输入功率的计算 已知输送带拉力和速度则工作机输入功率 w f w v 为 w p() 1000 ww w f v pk

7、w 式中 f=3200n,v=1.7m/s 机械传动装置的总效率(由电动机至工作机的输 入端)，则= 1 2 2 3 4 -联轴器效率，本设计中采用挠性联轴器，取为 1 0.995 -一对轴承效率，本设计中采用球轴承，取为 2 0.995 -齿轮啮合效率，本设计中按 8 级精度，取为 3 0.96 -链传动效率,取为 0.97 4 2 1234 所以，电动机输出功率为： 3200 1.7 5.87(kw) 1000 0.927 w p 启动时电动机所需的额定功率为： 1.25 5.877.34(kw) w pkp 准备选用的 y 系列电动机，根据表 10-750 r min 112，确定电动机

8、型号：yb160l-8 型；查表 10-112 得 该电动机的相关技术数据。 2.2.2 电动机型号的确定电动机型号的确定 电动机型号：yb160l-8 型 查表 16-2 得该电动机的相关技术数据 额定功率：7.5 kw 同步转速：750 r/min 满载转速：720 r/min 中心高()：h160 mm 轴伸尺寸()：de 0.018 0.002 42 mm 110 mm 2.3 传动装置总传动比的确定和分配传动装置总传动比的确定和分配 2.3.1 总传动比总传动比i 由上边已确定电动机满载转速为 n=，720 r/min 齿轮 1 转速 1 2 60272nd 则 112 nnii 取

9、 121 2.5,4,2.5 4720iinn则 =0.927 5.87 w pkw 7.34pkw 电动机型号：y160m- 4 型 额定功率：7.5 kw 同步转速：750 r/min 满载转速：720 r/min 中心高()：h160 mm 轴伸尺寸()：de 0.018 0.002 42 mm 11mm 误差= 720720 0% 720 根据公式： 传动装置总传动比 w n i n 电动机满载转速 工作机转速 因此初步的总传动比 7200 10 72 i 2.3.2 传动比分配传动比分配 从减速器的高速轴开始为各轴命名为：0 轴、1 轴、 2 轴，并对各轴的传动比作如下说明： 高速级

10、传动比 1 i 低速级传动比 2 i 则有： 12 iii 查表 9-2 推荐选择 2 2 4i 2 2.5i 所以 1 2 10 4 2.5 i i i 2.3.3 传动装置运动参数的计算传动装置运动参数的计算 (1)各轴转速计算 设为高速轴、中间转轴、低速转轴、主 123 nnn、 动星轮轴的转速，则： 10 /720/1720 r/min w nni 211 /720/4180 r/minnni 322 /180/2.572 r/minnni (2)各轴功率计算 设为高速轴、低速转轴、主动星轮轴的 123 ppp、 功率，则： 112 7.5 0.995 0.9957.425 kwpp

11、2123 7.425 0.995 0.967.093 kwpp 322 7.093 0.976.8798 kwpp 总传动比10i 减速器外传动比 2 2.5i 高速级传动比 1 4i 1 720 r/minn 2 180 r/minn 3 720 r/minn 7.5(kw) o p 1 7.425 kwp 2 7.093 kwp 3 6.8798 kwp (3)各轴扭矩计算 设为电机轴、高速轴、中间转轴、 1234 ttttt、 低速转轴、主动星轮轴的扭矩，则： 9550/9550 7.5/72099.5 n mtp n 111 9550/9550 7.5/72099.48 n mtp n

12、 222 9550/9550 7.093/180376.32 n mtpn 333 9550/9550 6.8798/72912.53 n mtpn 3链传动的设计计算 3.1 设计要求设计要求 大链轮半径不要大于工作机中心高，否则链轮会 和底座相碰，造成安装上的困难。 3.2 原始数据原始数据 ，7.093 kwp 180 r/minn 2.5i 3.3 传动设计传动设计 3.3.1 选择链轮齿数选择链轮齿数、 1 z 2 z 小链轮齿数 估取链速为，由表 1 z0.8 6 m/s 5.3 取 1 19z 大链轮齿数 圆整取 2 z 21 2.5 1947.5ziz 奇数 3.3.2 确定链

13、节数确定链节数 p l 初取中心距，则链节数为 0 40ap 99.5 n mt 1 99.48 n mt 2 376.32 n mt 3 912.53 n mt 1 19z 2 47z 110 p l 节 2 01221 0 2 2 22 80194141 19 =110.31 2402 p azzzzp l pa pp pp 3.3.3 确定链节距确定链节距 载荷系数 查表 5.4 a k 小链轮齿数系数 查表 5.6，估计为链板疲劳 z k 多排链系数 查表 5.6 m k 链长系数 查图 5-13 l k 由式 5-9 0 1 9.94 9.75 1 1.02 1 a zlm k p

14、p k k k 根据小链轮转速和，查图 5-12，确定链条型 1 n 0 p 号 3.3.4 确定中心距确定中心距 a 22 121221 22 8 4222 31.751941194141 19 1101108 4222 1265.12 mm pp zzzzzzp all 3.3.5 验算链速验算链速v 1 1 1 60 1000 19 180 31.75 60 1000 1.81 m/ z n p s 22 2 60 1000 47 72 31.75 60 1000 1.56 m/ z n p s 3.3.6 计算压轴力计算压轴力q 链条工作拉力: 1 a k 1 z k 1 m k 1.

15、02 l k 0 9.75 pkw 20a 单排链 31.75 mmp 1265.11 mma 1 1.81 m/vs 2 1.56 m/vs 符合估计 0 1000/ 1000 7.093/1.81 3918.78 n fpv 压轴力系数 取3 . 12 . 1 q k2 . 1 q k 压轴力： 1.2 3919 4702.8 n q qk f 3.3.7 链轮材料链轮材料 链轮多用碳素钢或合金制造，且常需热处理，以 提高轮齿的硬度，强度及耐磨性和抗冲击性，小链轮 啮合次数多于大链轮，所以应采用较好的材料制造。 3.4 链轮的几何尺寸及链轮结构链轮的几何尺寸及链轮结构 3.4.1 分度圆直

16、径分度圆直径 1 1 180 sin 31.75 =192.90 mm 180 sin 19 p d z 2 2 180 sin 31.75 =475.35 mm 180 sin 47 p d z 3.4.2 齿顶圆直径齿顶圆直径 1 1 180 0.54cot 180 =31.75 0.54cot207.41 mm 19 a dp z 2 2 180 0.54cot 180 =31.75 0.54cot491.44 mm 47 a dp z 3.4.3 齿根圆直径齿根圆直径 查机械手册得滚子外径19.05 mmd 3919 nf 2 . 1 q k 4703nq 1 192.90 mmd 2

17、 475.35 mmd 1 207.41 mm a d 2 491.44 mm a d 11 192.90 19.05173.85 mm f ddd 22 475.35 19.05456.3 mm f ddd 4各组传动齿轮设计计算 4.1 高速级齿轮参数设计高速级齿轮参数设计 4.1.1 选用齿轮材料，确定许用应力选用齿轮材料，确定许用应力 由表 6.2 得，在本设计中，选小齿轮材料牌号为 40cr 热处理方式为调质处理； 选大齿轮材料牌号为 45 热处理方式为正火。 (1)各齿轮的接触疲劳极限 limh 许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿 h 面硬度、应力循环次数等因素有关。其计算公式

18、为： lim lim h hn h z s 式中，实验齿轮的接触疲劳强度极限， limh ； 2 n mm 接触强度计算的最小安全系数； limh s 由图 6-4 得各齿轮的接触疲劳极限，小齿轮 limh 的触疲劳极限，大齿轮的触疲劳极 2 lim1 700 n/ mm h 限 。 2 lim2 550 n/ mm h (2)接触强度寿命系数 应用循环次数 n n z 由式 6-7 60 h nnjl 式中，齿轮的转速，；nminr 齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j 1 173.85 mm f d 2 456.3 mm f d 小齿轮采用 40cr 调质 处理，硬度；260hbs 大齿轮

19、采用 45 正火处 理，硬度210hbs 2 lim1 700 n/ mm h 2 lim2 550 n/ mm h 齿轮的工作寿命； h l 9 11 6060 1460 1 (8 350 16)3.9 10 h nn jl 89 2111 /3.4133.9 10 /3.4131.1 10nnin 由图 6-5 得小齿轮的应力循环次数，大齿轮的 1n z 应力循环次数分别为：，。 2n z 1 1 n z 2 1 n z 取接触强度最小安全系数。 lim 1 h s 所以，由得，小齿轮的许用接触应 lim lim h hn h z s 力： 2 lim1 11 lim 700 1/1700

20、 n/ mm h hn h z s 大齿轮的许用接触应力： 2 lim2 22 min 550 1/1550 n/ mm h hn h z s 所以取 2 550 n/ mm h (3)许用弯曲应力 f 由式 6-12， lim lim f fnx f y y s 式中，试验齿轮的弯曲疲劳强度极限， limf 2 n mm 弯曲强度计算的寿命系数 n y 弯曲强度计算的尺寸系数 x y 弯曲强度计算的最小安全系数 limf s 由图 6-7，小齿轮的弯曲疲劳强度极限： 2 lim1 540 n/ mm f 9 1 3.9 10n 9 2 1.1 10n 1 1 n z 2 1 n z lim

21、1 h s 2 1 700 n/ mm h 2 2 550 n/ mm h 2 550 n/ mm h 2 lim1 540 n/ mm f 2 lim2 420 n/ mm f 大齿轮的弯曲疲劳强度极限： 2 lim2 420 n/ mm f 由图 6-8，小齿轮的弯曲强度寿命系数 1 1 n y 大齿轮的弯曲强度寿命系数 2 1 n y 由图 6-9，弯曲强度尺寸系数1 x y 弯曲强度最小安全系数 min 1.4 f s 根据公式得，小齿轮的许用弯曲 lim lim f fnx f y y s 应力 2 lim1 111 lim1 540 1 1 386 n/ mm 1.4 f fnx

22、f y y s 2 lim2 222 lim2 420 1 1 300 n/ mm 1.4 f fnx f y y s 4.1.2 齿面接触疲劳强度设计计算齿面接触疲劳强度设计计算 (1)确定齿轮传动精度等级 按公式取圆周速度，取 3 0.013 0.022/vn p n 小圆周速度，参考表 6.7、表 6.8 选取小轮5 m/s t v 分度圆直径，由式 6-5： 1 d 2 1 3 1 12 eh hd z z z zu kt d u 查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置，选取齿 宽系数0.8 d 在推荐值中选取小轮齿数20 40 1 33z 计算大齿轮齿数，圆 21 3.413 33

23、112.629ziz 整取 2 113z 所以，大齿轮与小齿轮的齿数比 21 /113/333.424uzz 1 1 n y 2 1 n y 1 x y min 1.4 f s 2 1 386 n/ mm f 2 2 300 n/ mm f ii 公差组 8 级 0.8 d 1 33z 2 113z 3.424u 1 70.51 n mt 传动比误差 /u u/0.0030.05u u 小齿轮的扭矩为 1 70.51 n mt 初定螺旋角12o (2)载荷系数k 由公式 6-1， av kk k k k 使用系数，查表 6.3，取 a k1 a k 动载系数，由推荐值 1.051.4，取 v

24、k1.2 v k 齿间载荷分配系数，由推荐值 1.01.2，取k 1.1k 齿向载荷分布系数，由推荐值 1.01.2，取k 1.1k 所以，1 1.2 1.1 1.11.452 av kk k k k 由表 6.4，得材料弹性系数 2 189.8 n/ mm e z 由图 6-3，得节点区域系数2.45 h z 对于重合度系数由推荐值 0.850.92，取为 0.78z 螺旋角系数 由zcoscos12z 所以，根据公式 2 1 3 1 12 eh hd z z z zu kt d u 有 2 3 1 3.424 1189.8 2.45 0.78 0.992 1.45 705100 5500.

25、83.424 d 所以小齿轮直径 1 52.02 mmd 由公式，得小齿轮模数cos/mdz 11 cos/52.02 cos12 /331.54 o n mdz 1 a k 1.2 v k 1.1k 1.1k 1.452k 2 189.8 n/ mm e z 2.45 h z 0.78z 0.99z 1 52.02 mmd 2 n m 按表 6.6 圆整取2 n m 根据公式得 0 12 ()/ 2cosam zz 标准中心距 00 12 ()/(2cos)233 113 /(2cos12 ) 149.26 mm n am zz 圆整 根据公式分度圆螺旋角 12 arccos() (2 )

26、n m zza arccos2 (33 113) (2 150)13.26 小轮分度圆直径 1 d 11 cos2 33 cos13.2667.81mmdmz 圆周速度v 1 1/60000 67.81 1460/600005.18 m svd n 齿宽 圆整b 1 0.8 52.0241.616 mm d bd 大轮齿宽 2 b 2 42 mmbb 小轮齿宽 1 b 12 5 1050mmbb 4.1.3 齿根弯曲疲劳强度校核计算齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 由表 6.5 得小齿轮的齿形系数 fa y ，大齿轮的齿形系数。 1 2.48 fa y 2 2.17 fa y 应力修正系数

27、由表 6.5 得小齿轮的应力修正系 sa y 数，大齿轮的应力修正系数。 1 1.64 sa y 2 1.8 sa y 不变位时，端面啮合角 00 arctan(tan20 /cos13.26 )20.5 t 端面模数 00 /cos13.262/cos13.262.05 tn mmmm 重合度 150 mma 13.26 1 67.81mmd 5.18 m sv 42 mmb 2 42 mmb 1 50 mmb 1 2.48 fa y 2 2.17 fa y 1 1.64 sa y 2 1.8 sa y 1122 1 (tantan)(tantan) 2 12.05 33 cos20.5 3

28、3 tan(arccos)tan20.5 22.05 332 2 2.05 113 cos20.5 113 tan(arccos)tan20.5 2.05 1132 2 1.704 aa zz 重合度系数 0.250.75/0.250.75/1.7040.69y 螺旋角系数 由推荐值y0.85 0.92 由式 6-10 1 1 2 ffasaf kt y y y y bd m 所以得： 1 111 11 2 2 2 1.45 70510 2.48 1.64 0.69 0.89 50 67.81 2 75.32(n/ mm ) ffasa kt yy y y bd m 1 222 21 2 2

29、2 1.45 70510 2.17 1.8 0.69 0.89 42 67.81 2 86.11(n/ mm ) ffasa kt yyy y b d m 4.1.4 齿轮其他主要尺寸计算齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径 2 d 22/cos 2 113/cos13.26232.19dmzmm 根圆直径 f d 11 267.81 2 1.25 262.81 mm ff ddh 22 2232.192 1.25 2227.19 mm ff ddh 顶圆直径 a d 11 267.812 271.81 mm aa ddh 1.704 0.69y 0.89y 2 1 75.32 n/ mm f

30、 2 2 86.11 n/ mm f 齿根弯曲强度满足 2 232.19dmm 1 62.81 mm f d 2 227.19 mm f d 1 72.81 mm a d 2 193.64 mm a d 22 2232.192 2236.19 mm aa ddh 4.2 第二级齿轮参数设计第二级齿轮参数设计 4.2.1 选用齿轮材料，确定许用应力选用齿轮材料，确定许用应力 由表 6.2 得，在本设计中，选小齿轮材料牌号为 40cr 热处理方式为调质处理； 选大齿轮材料牌号为 45 热处理方式为正火。 (1)各齿轮的接触疲劳极限 limh 许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿 h 面硬度、应力

31、循环次数等因素有关。其计算公式为： lim lim h hn h z s 式中，实验齿轮的接触疲劳强度极限， limh ； 2 n mm 接触强度计算的最小安全系数； limh s 由图 6-4 得各齿轮的接触疲劳极限，小齿轮 limh 的触疲劳极限，大齿轮的触疲劳极 2 lim1 700 n/ mm h 限 。 2 lim2 550 n/ mm h (2)接触强度寿命系数 应用循环次数 n n z 由式 6-7， 60 h nnjl 式中，齿轮的转速，；nminr 齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j 齿轮的工作寿命； h l 所以，小齿轮和大齿轮的应用循环次数分 12 nn、 别为： 9

32、11 6060 427.78 1 8 350 161.15 10 h nn jl 小齿轮采用 40cr 调质 处理，硬度；260hbs 大齿轮采用 45 正火处 理，硬度210hbs 2 lim1 700 n/ mm h 2 lim2 550 n/ mm h 9 1 1.15 10n 8 2 4.38 10n 1 1 n z 98 2111 /3.21.15 10 / 2.6254.38 10nnin 由图 6-5 得，小齿轮和大齿轮的接触强度寿命系 数分别为：，；取接触 12nn zz、 1 1.07 n z 2 1.18 n z 强度最小安全系数。所以，由 lim 1 h s 得，小齿轮的

33、许用接触应力： lim lim h hn h z s 2 lim1 11 lim 700 1/1700 n/ mm h hn h z s 大齿轮的许用接触应力： 2 lim2 22 min 550 1.05/1577 n/ mm h hn h z s 所以取 2 577 n/ mm h (3)许用弯曲应力 f 根据公式， lim lim f fnx f y y s 式中，试验齿轮的弯曲疲劳强度极限， limf 2 n mm 弯曲强度计算的寿命系数 n y 弯曲强度计算的尺寸系数 x y 弯曲强度计算的最小安全系数 limf s 由图 6-7，小齿轮的弯曲疲劳强度极限： 2 lim1 540 n

34、/ mm f 大齿轮的弯曲疲劳强度极限： 2 lim2 420 n/ mm f 由图 6-8，小齿轮的弯曲强度寿命系数 1 1 n y 大齿轮的弯曲强度寿命系数 2 1 n y 2 1.05 n z lim 1 h s 2 1 700 n/mm h 2 2 577 n/ mm h 2 577 n/ mm h 2 lim1 540 n/ mm f 2 lim2 420 n/ mm f 1 1 n y 2 1 n y 1 x y min 1.4 f s 由图 6-9，弯曲强度尺寸系数1 x y 弯曲强度最小安全系数 min 1.4 f s 根据公式得，小齿轮的许用弯曲 lim lim f fnx

35、f y y s 应力 2 lim1 111 lim1 540 1 1 386 n/ mm 1.4 f fnx f y y s 2 lim2 222 lim2 420 1 1 300 n/ mm 1.4 f fnx f y y s 4.2.2 齿面接触疲劳强度设计计算齿面接触疲劳强度设计计算 (1)确定齿轮传动精度等级 按公式取圆周速度，取 3 0.013 0.022/vn p n 小圆周速度，参考表 6.7、表 6.8 选取小轮分2/ t vm s 度圆直径，由式 6-5： 1 d 2 1 3 1 12 eh hd uz z zkt d u 查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置，选取齿 宽

36、系数0.8 d 在推荐值中选取小轮齿数20 40 1 30z 计算大齿轮齿数，圆整 22 1 2.625 3078.75zi z 取。所以，大齿轮与小齿轮的齿数比 2 79z 21 /79/302.633uzz 传动比误差 /u u/0.0030.05u u 小齿轮的扭矩为 2 231.06tn m: (2)载荷系数k 由公式 6-1， av kk k k k 使用系数，查表 6.3，取 a k1 a k 2 1 386 n/ mm f 2 2 300 n/ mm f ii 公差组 8 级 0.8 d 1 30z 2 79z 2.633u 1 a k 1.2 v k 动载系数，由推荐值 1.0

37、51.4，取 v k1.2 v k 齿间载荷分配系数，由推荐值 1.01.2，取k 1.1k 齿向载荷分布系数，由推荐值 1.01.2，取k 1.1k 所以，1 1.2 1.1 1.11.45 av kk k k k 由表 6.4，得材料弹性系数 2 189.8 n/ mm e z 由图 6-3，得节点区域系数2.5 h z 对于重合度系数由推荐值 0.850.92，取为 0.89z 所以，根据公式 2 1 3 1 12 eh hd uz z zkt d u 所以，小齿轮直径 1 86.67 mmd 由公式，所以小齿轮模数/mdz 11 /86.67/302.889mdzmm 按表 6.6 圆

38、整3m 小轮分度圆直径 11 3 3090mmdmz 根据公式得 12 ()/ 2am zz 标准中心距 12 ()/ 233079 / 2 163.5 mm am zz 圆周速度v 1 1/60000 90 424.78/600002.02 m svd n 齿宽 b 1 0.8 86.6769.336 mm d bd 大轮齿宽 2 b 2 70mmbb 1.1k 1.1k 1.45k 2 189.8 n/ mm e z 2.5 h z 0.89z 1 86.67 mmd 3m 1 90 mmd 163.5 mma 2.02 m sv 2 70mmb 1 75 mmb 小轮齿宽 1 b 12

39、5 1070575 mmbb 4.2.3 齿根弯曲疲劳强度校核计算齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 由表 6.5 得小齿轮的齿形系数 fa y ，大齿轮的齿形系数。 1 2.52 fa y 2 2.22 fa y 应力修正系数 由表 6.5 得小齿轮的应力修正系 sa y 数，大齿轮的应力修正系数。 1 1.63 sa y 2 1.77 sa y 重合度 1122 1 (tantan)(tantan) 2 13 30 cos20 30 tan(arccos)tan20 23 302 3 3 79 cos20 79 tan(arccos)tan20 3 792 3 1.74 aa zz 重合度

40、系数 0.250.75/0.250.75/1.740.68y 由式 6-10 1 1 2 ffasaf kt y y y bd m 所以得： 2 111 11 2 2 2 1.45 231060 2.52 1.63 0.68 75 90 3 93.79(n/ mm ) ffasa kt yy y bd m 1 222 21 2 2 2 1.45 231060 2.23 1.77 0.68 70 90 3 100.48(n/ mm ) ffasa kt yyy b d m 4.2.4 齿轮其他主要尺寸计算齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径 2 d 1 2.52 fa y 2 2.22 fa y

41、 1 1.63 sa y 2 1.77 sa y 1.74 0.68y 2 1 93.79 n/ mm f 2 2 100.48 n/ mm f 22 3 79237 mmdmz 根圆直径 f d 11 2902 1.25 382.5 mm ff ddh 22 22372 1.25 3229.5 mm ff ddh 顶圆直径 a d 11 2902 396mm aa ddh 22 22372 3243mm aa ddh 综上 ，得两组齿轮的相关几何参数 高速级齿轮 参数 低速级齿轮 参数 模数(mm)23 分度圆螺旋 角（ ） 13.26 啮合角（ ）2020 小齿轮直径 (mm) 67.81

42、90 大齿轮直径 (mm) 232.19237 中心距(mm)150163.5 小齿轮齿根 圆直径(mm) 62.8182.5 大齿轮齿根 圆直径(mm) 227.19229.5 小齿轮齿顶 圆直径(mm) 71.8196 大齿轮齿顶 圆直径(mm) 236.19243 小齿轮齿宽 (mm) 5075 大齿轮齿宽 (mm) 4270 5轴系零件的设计计算 传动零件设计计算完成后，就可算出作用于轴上 2 237 mmd 1 82.5 mm f d 2 229.5 mm f d 1 96 mm a d 2 243mm a d 载荷的大小，但由于轴支承位置未定，这些载荷相对 于轴支承的作用位置也就无

43、法确定，这样，轴的支支 反力无法求出，轴弯矩图无法确定。为此，首先要估 算出轴的跨度和确定轴上载荷的作用位置。 5.1 齿轮减速器高速轴的设计计算齿轮减速器高速轴的设计计算 5.1.1 联轴器选择联轴器选择 ，电机轴直径：所以， 1 99.48 n mt 42 mmd 选择 hl3(钢制)型联轴器 5.1.2 初步估算轴的直径初步估算轴的直径 选取 40cr 钢作为轴的材料，调质处理；由式 8- 2， 计算轴的最小直径并加大 3%以考虑键槽的影 3 p da n 响。查表 8.6，取外伸轴，所以115a 3 min 7.425 1.03 11525.78mm 720 d 5.1.3 轴的结构设

44、计轴的结构设计 (1)确定轴的结构方案 轴的结构方案如图所示 1 6543 2 7 (2)确定各轴段直径和长度 1)轴段 1 根据圆整，并由、和电动机转轴选择联轴 min d 1 t 1 n 器型号 hl3 联轴器，比毂孔长度短作为1段14 mm: 长度； 2)轴段 2 为使联轴器定位，轴肩高度， 1 (0.07 0.1)hd ，且符合标准密封圈内径。取端盖宽度 21 2ddh ，由表 15-1 可知，箱座壁厚 12 (3 8)mmlcc ，取，0.025 163.537.0875 mm8 mm8 mm ，取轴承旁联 12 150 163.5313.5 mm400 mmaa 1 99.48 n

45、 mt 42 mmd 选择 hl3(钢制)型联轴 器 min 25.78 mmd 1 30 mmd 1 58 mml 8 mm 结螺栓，则，箱体 1 m16d 1 24 mmc 2 20 mmc 轴承座宽度，取=8+24+20+(58)mm=5760 mml ；可取箱体凸缘联结螺栓为,地脚58 mml 2 m12d 螺栓为，则有轴承端盖联结螺钉直径为m20 f d ，由手册得轴承端盖厚度取为 3 0.4m8 f dd ；取端盖与轴承座间的垫片厚度为10 d bmm ；取外端面与联轴器右端面距离，2 mm t :30 mmk 则 2 k58 10302 142363 dt llbbmm :。 3

46、)轴承与轴段 3 和 7 考虑有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段 3 安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。查表 13-4， 暂取轴承为 7308b，轴承内径为，外圈定位40dmm 内径，宽度为，在轴上力作用点90 a dmm=23bmm 与外圈大端面的距离，故取轴段 3 的直径 3 38.8 mma 为。 3 40 mmd 轴承润滑方式选择：选择脂 5 31 45 72010dn 润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 ，考虑轴承脂润滑，需设挡油环，其宽度初定14 mm 为，则。通常 1 15 mmb 31 23 1538 mmlbb 一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则， 7 40

47、mmd 。 7 38 mml 4)齿轮与轴段 5 将该轴段设计为齿轮轴，则， 51f dd ； 5 50 mml 6)轴段 4 和 6 的设计 2 35 mmd 2 63 mml 3 40 mmd 3 38 mml 7 40 mmd 7 38 mml 5 62.81 mmd 5 50 mml 7 48 mmd 该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的尺寸，则 ，齿轮右端距箱体内壁距离， 46 48 mmdd 1 12 mm: 则轴 6 的长度；根据 611 14 12 1511 mmlb : : 综合尺寸取。 4 92 mml 5.1.4 确定轴承及齿轮上的作用力、弯矩及扭确定轴承及齿轮上的作用力、弯

48、矩及扭 矩矩 1)计算作用在齿轮上的力 (1)转矩 1 99.48 n mm99480 n mmt (2)输出轴上齿轮的分度圆直径 1 67.81 mmd (3)圆周力 1 1 1 22 99480 2934.08 n 67.81 t t f d (4)径向力 1 tancos2934.08 tan20cos13.26 1097.13 n rtn ff 。 (5)轴向力 a1 tan2934.08 tan13.26691.43 n t ff 。 2)求作用在轴承上的支反力、弯矩及扭矩 (1)轴承反力 h 水平面上的力 1 285.03 n h r 1 492.76 n h r v 垂直面上的力

49、 1 463.77 n v r 2 1616.23 n v r 轴承的总支承反力为 2222 111 285.03463.77 =544.36 n hv rrr 4 92 mml 6 48 mmd 6 11 mml 1 2934.08 n t f 1 1097.13 n r f a1 691.43 nf 1 285.03 n h r 2 492.76 n h r 1 463.77 n v r 2 1616.23 n v r 1 544.36 nr 2 1689.68 nr 32977.97 n mm ah m 2222 222 492.761616.23 =1689.68 n hv rrr (

50、2) 求齿宽中点出的弯矩 h 水平面上 32977.97 n mm ah m v 垂直面上 53658.189 n mm av m 合成弯矩m 2222 32977.9753658.189 =62982.122 n mm aahav mmm 扭矩 1 t 1 99480 n mmt 53658.189 n mm av m 62982.122 n mm a m 1 99480 n mmt 弯矩图、扭矩图如图所示： 3)校核轴的强度： 因 a-a 剖面弯矩大，且作用有转矩，故 a-a 剖面为 危险截面。 其抗弯截面系数为 33 3 5 62.81 24326.87 mm 3232 d w 抗扭截面

51、系数为 33 3 5 62.81 48653.74451 mm 1616 t d w 材料的许用应力即 2 1 60 n/ mm b 弯曲应力为： 2 62982.122 2.59 n/ mm 24326.87 a a m w 抗剪应力为： 3 24326.87 mmw 3 48653.74451 mm t w 2 2.59 n/ mm a 2 2.045 n mm 该轴满足强度要求 1.925k 1.33k 该轴疲劳强度安全 1t f 1r f ah m av m 1h r 1v r2v r 2h r 1a f 2 1 99480 2.045 n mm 48654 t t w 按弯扭合成强度

52、进行校核计算，取折合系数 ，则当量应力为0.6 222 1 4()3.12160 n/ mm eab 所以，该轴段是安全的。 4)校核安全系数： 轴的安全系数条件为： 22 s ss ss 其中， 1 () nm k sk ，为弯矩和扭矩作 1 () nm k sk ,kk 用时轴的有效应力系数。 1.925k 1.33k 5.2 齿轮减速器中间轴的设计计算齿轮减速器中间轴的设计计算 5.2.1 初步估算轴的直径初步估算轴的直径 选取 40cr 钢作为轴的材料，调质处理；由式 8- 2， 计算轴的最小直径并加大 3%以考虑键槽的影 3 p da n 响。查表 8.6，取外伸轴，所以115a 3

53、 min 7.093 1.03 11540.31 180 dmm 5.2.2 轴的结构设计轴的结构设计 (1)确定轴的结构方案 轴的结构方案如图所示： min 40.31 mmd 1 50 mmd 1 53 mml 5 50 mmd 5 57 mml 2 52 mmd 2 73 mml 4 52 mmd 4 40 mml 3 62 mmd 3 10 mml 2 376320 n mmt 1 1 5 54 43 32 2 (2)确定各轴段直径和长度 1)轴承的选择与轴段 1 与 5 的设计 考虑有轴向力存在，查 gb/t27694，暂选角接 触球轴承，型号为 7310b，轴承内径，宽度50 mm

54、d ；同一轴上轴承型号应相同，因此可取27 mmb ；轴段 1 上的齿轮左端面距箱体内壁 15 50 mmdd 距离为，轴段 5 上的齿轮右端面距箱体内壁 1 12 mm: 距离为，因此轴段 1 和 5 的长度分别为 2 16 mm: ， 11 253 mmlb : : 12 257 mmlb : : 2)轴段 2 与 4 的设计 ，所以， 245 mmddd:（13） 24 52 mmdd 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，、应比齿轮榖轴孔 2 l 4 l 短，取，；14mm: 2 73 mml 4 40 mml 3)轴段 3 的设计 取齿轮端面定位轴肩高度，则轴环直径5 mmh ，取轴段长度；

55、32 262 mmddh 3 10 mml 5.2.3 确定轴承及齿轮上的作用力、弯矩及扭确定轴承及齿轮上的作用力、弯矩及扭 矩矩 1)计算作用在齿轮上的力 (1)转矩 2 376.32 n m376320 n mmt (2)高速轴上主动齿轮的分度圆直径 1 67.81 mmd 中间轴上主动齿轮的分度圆直径 3 90 mmd (3)圆周力 1 2934.08 n t f 1 2934.08 n t f 2 8362.67 n t f 1 1097.13 n r f 2 1868.87 n r f 1 691.43 n a f 1 1564.25 n h r 2 473.17 n h r 1 4

56、034.73 n v r 2 3179.27 n v r 1 4327.35 nr 2 3214.29 nr 64134.25 n mm ah m 43419.78 n mm bh m 13485.345 n mm bh m 53658.189 n mm av m 2 2 3 22 376320 8362.67 n 90 t t f d (4)径向力 1 1097.13 n r f 22tan 5134.67tan201868.87 n rtn ff (5)轴向力 1 691.43 n a f 2)求作用在轴上的支反力、弯矩及扭矩 (1)轴承反力 h 水平面上的力 1 1564.25 n h

57、r 2 473.17 n h r v 垂直面上的力 1 4034.73 n v r 2 3179.27 n v r 轴承的总支承反力为 2222 111 1564.254034.73 =4327.35 n hv rrr 2222 222 473.173179.27 =3214.29 n hv rrr (2) 求齿宽中点出的弯矩 h 水平面上 64134.25 n mm ah m 43419.78 n mm bh m 13485.345 n mm bh m v 垂直面上 53658.189 n mm av m 90609.195 n mm bv m 扭矩 2 t 2 376320 n mmt 9

58、0609.195 n mm bv m 2 376320 n mmt 各轴段弯矩、扭矩图如图所示： 由弯矩、扭矩图可知，a-a 面为危险截面 其合成弯矩为m 2222 64134.25165423.93 =177421.189 n mm aahav mmm 3)校核轴的强度： 因 a-a 剖面弯矩大，且作用有转矩，故 a-a 剖面为 危险截面。 其抗弯截面系数为 3232 22 2 3 ()5216 6 (526) 322322 52 11843.8 mm dbt dt w d 抗扭截面系数为 3 11843.8 mmw 3 25641.1 mm t w 2 14.98 n/ mm a 2 14

59、.676 n/mm 1 eb 该轴段满足强度要求 min 49.443 mmd 1t f 1r f 1h r 2v r 2h r 2t f 2r f ah m bh m bh m av m bv m 2 t 1a f 1v r 1v r 3232 22 2 3 ()5216 6 (526) 162162 52 25641.1 mm t dbt dt w d 材料的许用应力即 2 1 60 n/ mm b 弯曲应力为： 2 177421.189 14.98 n/ mm 11843.8 a a m w 抗剪应力为： 2 2 376320 14.676 n/mm 25641.1 t t w 按弯扭合

60、成强度进行校核计算，取折合系数 ，则当量应力为0.6 2222 1 4()18.48 n/ mm60 n/ mm eab 所以，该轴段是安全的。 5.3 齿轮减速器低速轴的设计计算齿轮减速器低速轴的设计计算 5.3.1 初步估算轴的直径初步估算轴的直径 选取 40cr 钢作为轴的材料，调质处理；由式 8- 2，计算轴的最小直径并加大 3%以考虑键槽 3 p da n 的影响。查表 8.6，取外伸轴，所以115a 3 min 6.8798 1.03 10549.443 mm 72 d 5.3.2 轴的结构设计轴的结构设计 (1)确定轴的结构方案 轴的结构方案如图所示： (2)确定各轴段直径和长度