课程设计带式运输机传动装置的设计

1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书设计名称设计名称 带式运输机传动装置的设计带式运输机传动装置的设计设计时间设计时间 20092009 年年 3-53-5 月月系系 别别 机电工程系机电工程系专专 业业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化班班 级级 姓姓 名名 指导教师指导教师 20092009 年年 5 5 月月 1414 日日目录目录一、一、 设计任务书设计任务书 .1 1二、二、 传动方案的拟定传动方案的拟定 .2 2三、三、 电动机的选择和计算电动机的选择和计算 .2 2四、四、 整个传动系统运动和动力参数的选择与计算整个传动系统运动和动力参数的选择与计算 .4 4

2、五、五、 传动零件传动零件的的设计计算设计计算 .4 4六、六、 联轴器的选择和轴的设计计算联轴器的选择和轴的设计计算 .3232七、七、 滚动轴承的选择滚动轴承的选择 .3232八、八、 键连接的选择键连接的选择 .3434九、九、 润滑方式及其密封形式的选择润滑方式及其密封形式的选择 .3434十、十、 箱体及其附件设计箱体及其附件设计 .3434十一、其他，十一、其他，如如装配、拆卸、安装、使用与维护装配、拆卸、安装、使用与维护 .3636十二、参考资料十二、参考资料 .3636十三、总结十三、总结 .3737十四、附图十四、附图 .3838 一、一、设计任务书设计任务书1.题目题目：设

3、计带式运输机传动装置已知条件：（1）运输带工作拉力；nf6000 （2）运输带工作速度；smv7 . 0 （3）滚筒直径；mmd300 （4）工作机传动效率；96. 0w （5）输送带速度允许误差为5%； （6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为 35 度； （8）要求齿轮使用寿命为 10 年（每年按 300 天计） ； （9）生产批量：中等。 （10）动力来源：电力，三相交流，电压 380v。传动方案：如图 1 所示。设计工作量：（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型； （2）减速器装配图 1 张（

4、a0 或 a1 图纸） ； （3）零件工作图 1 张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定） ； （4）设计计算说明书 1 份。图图 1 1二、二、传动方案的拟定传动方案的拟定对于本次课题的要求，决定采用应用广泛的可传递两平行轴均速运动的圆柱齿圆柱齿轮轮。传动方案为二级齿轮传动二级齿轮传动，采用闭式齿轮传动，可得到良好的润滑和密封，能适应在繁重以及恶劣的条件下长期式作，使用维护方便。三、三、电动机的选择和计算电动机的选择和计算(一)电动机的选择电动机的选择1. 电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选择 y 系列三相异步电动机。2. 电动机功率的选择工作及所需的有效功率

5、为：,其中为工6000 0.74.37510001000 0.96wwfvpkwkww作机传动效率。为了计算电动机所需功率，需确定传动装置总效率。设各效率分wp别为:（v 带） 、（8 级闭式齿轮传动） 、（滚动轴承） 、（弹性联轴器） 。由表12342-2 查得:；;则传动装置的总效率为：10.9520.9730.9840.99323231240.95 0.970.980.990.833 电动机所需功率为：，4.3755.2520.833dfvpkwkw由表 16-1 选取电动机的额定功率为。5.5kw3. 电动机转速的选择选用常用同步转速 1000r/min 和 1500r/min 两种作

6、对比。工作机转速： 60 100060000 0.7min44.586min3.14 300wvnrrd总传动比，其中为电动机的满载转速。wmnni wn现将两种电动机的有关数据列于表比较表表 1 1 两种电动机的数据比较两种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率/ kw同步转速/（rmin）1满载转速/（rmin）1总传动比i1y132m2-65.5960100021.5312y1632s-45.51400150032.297由上表可知为了能够合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选择方案 2。4. 电动机型号的确定根据电动机的功率和同步速率，选定电动机型号为 y132s-4。(二)传动比

7、的分配传动比的分配现总传动比选 v 带的传动比为;32.297i 。12.5i 减速器传动比；考虑两级齿轮润滑问题，两级大132.297/2.512.9188fii i齿轮应有相近的浸油深度。两级齿轮减速器高速级传动比与低速级传动比的比值为2i3i1.3 即1.3则=;。2i3i2i1.31.3 12.91884.098fi 323.152fiii四、四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算整个传动系统运动和动力参数的选择与计算1. 各轴转速的计算1231440min1440/2.5min576min576/4.098min140.556min140.556/3.152min44.592mi

8、n44.592minmimiiiiiiiiiviiiwnrnnirrnnirrnnirrnnnr2. 各轴输入功率的计算12323345.2525.252 0.954.98944.9894 0.97 0.984.7434.743 0.97 0.984.5094.509 0.98 0.994.374nidiiiiiiiiiviiipkwppkwkwppkwkwppkwkwppkwkw 3. 各轴的输入转矩计算95509550 5.252144034.83195509550 4.9894 57682.72495509550 4.743 140.556322.26095509550 4.509 44

9、.592965.66295509550 4.34 44.5nnmiiiiiiiiiiiiiiiiiiivivivtp nn mn mtp nn mn mtpnn mn mtpnn mn mtpn92929.472n mn m将各轴的运动和动力参数列于下表表表 2 2 各轴的运动和动力参数各轴的运动和动力参数轴号转速/（rmin）1功率/kw方案/n m传动比电动机轴14405.25234.8315764.989482.724140.5564.743322.26044.5924.509965.66544.5924.374929.4722.54.0983.1521五、五、传动零件的设计计算传动零件

10、的设计计算(一一)v 带传动的设计带传动的设计注：本设计采用高等教育出版社出版的机械设计讲述的计算方法。有关设计计算公式、图表、数据引用此书。1. 确定计算功率dp已知额定功率；。由所引用教材表 5-6 查5.5pkw1460minmnr12.5i 得工作情况系数,则。1.2ak 1.2 5.56.6dapk pkwkw2. 选取窄 v 带带型根据、，由所引用教材图 5-7 选用 a 型 v 带。dpmn3. 确定带轮基准直径由所引用教材表 5-7 取主动轮基准直径；1120dmm验算带的速度 13.14 120 14409.043260 100060000mdnvm sm s ，带速合适。5

11、10.69725m sm sm s从动轮基准直径，因为参考表 5-8 给出的带轮21 1120 2.5300ddimmmm基准直径系径。取=315mm.2d4. 确定窄 v 带的基准长度和传动中心距根据 0.7（,初步确定中心距。则120120.7()2()ddddddadd0560amm2221012()(315 120)2()2 560(120315)224 560dddladdmma 。由所引用教材查表 5-3 取带的基准长度。1820mm1800dlmm实际中心距（560+）mm570mm。a20ddlla1800 18202 a 的调整范围：minmax0.015543,0.0362

12、4ddaalmm aalmm5. 验算主动轮上的包角，主动轮上211315 12018057.318057.5160.4120570dda的包角合适。6. 计算窄 v 带的根数 z 由式（5-21） ，z=()dooalppp k k 由表 5-5 查得 ，1.93opkw 由表 5-10 查得 ，0.17opkw由表 5-9 查得 ，0.95ak 由表 5-3 查得 ，得1.01lk ，取 z=46.63.28()(1.930.17)dooalpzpp k k7. 计算预紧力 fo由所引用教材查表 8-3 得到 v 带单位长度,则：0.10qkg m220(2.5)5.55005000.1

13、9.04 4 9.040.95cakpfqvnk zv2. 5（-1）。132.25n8. 计算作用在轴上的压轴力 fq101602sin2 4 132.25 sin104222qfzfnn v 带传动的主要参数归于表表表 3v3v 带传动的主要参数带传动的主要参数名称结果名称结果名称结果带型a传动比12.5i 根数4z 基准长度1800mmdl 预紧力0132.25fn带轮基准直径1120mmddmm3152dd中心距570mma 压轴力1042qfn9. 带轮设计由所引用教材查表 8-10 知道:;。则带轮轮缘宽度:150.3emm9fmmb。大带轮毂孔直径由后续高速轴设计而(1)2(4

14、1) 152 963zefmmmm 定，。大带轮毂宽度:当时候，1135ddmml1.5bd(1.5 2)70ldmm带轮结构图。(二二)高速级齿轮设计高速级齿轮设计1. 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料1)按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2)运输机为一般工作机械，速度不高，故选用 8 级精度。3)材料选择 由所引用教材查 10-1 选择小齿轮为 45 钢，调制处理，平均硬度为235hbs。大齿轮材料为 45 钢，正火，硬度为 200hbs,二者硬度相差 40hbs。4)选择小齿轮齿数，则:，取。齿数123z 2214.098 2392.225zi z293z 比。93/23u 5)初选螺旋

15、角。152. 按齿面接触接触疲劳强度设计213121thetdhk tz zudu (1)确定公式内的各项数值试选载荷系数。1.6tk 由所引用教材图 10-30 选取区域系数。2.433hz由所引用教材图 10-26 得;则:。10.77020.869121.639小齿轮传递的转矩。51125.8931.2589 10ittn mn mm由所引用教材表 10-7 选取齿宽系数。1d由所引用教材表 10-6 查得材料的弹性系数（大齿轮用铸造锻造，小189.9ezmpa齿轮用锻造） 。由所引用教材图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，1lim580mpa由所引用教材图 10-2

16、1c 按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。2lim310mpa按公式计算应力循环系数；9116060 648.889 1 (2 8 300 10)1.869 10hnn jl 。982121.869 10 3.9314.755 10nn i由所引用教材图 10-19 查得接触疲劳寿命系数,。10.90hnk21.05hnk计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数,则1s ;111lim0.90 5805221hnhkmpampas;222lim1.05 310325.51hnhkmpampas。 12522325.5423.7522hhhmpampa(2)计算计算小齿轮分度圆直径2

17、13121thetdhk tz zudu 2532 1.6 1.2589 103.958 1 189.9 2.4331 1.6393.958423.75 71.507mm计算圆周速度113.14 71.507 648.8892.42860 100060000td nvm s计算齿宽及系数bntm11 71.50771.507dtbdmmmm 11cos1471.507 cos142.89124tntdmmmz齿高，。2.252.25 2.8916.505nthmmmmm71.507 6.50510.993b h 计算纵向重合度。10.318tan0.318 1 24 tan141.903dz

18、计算载荷系数k由所引用教材表 10-2 查得:使用系数;根据、8 级精度，由1.00ak 2.428vm s所引用教材图 10-8 查得:动载荷系数;引用教材表 10-4 查得:1.14vk （假设）由所引用教材表 10-4 查得 8 级精度、1.4hfkk100atk f bn mm调制小齿轮相对支承非对称布置时: 2231.150.18(1 0.6)0.31 10hddkb 31.150.18(1 0.6 1) 1 0.31 1071.5071.46 根据、，由所引用教材表 10-13 查得:。故动载荷10.991b h 1.46hk1.39fk系数。1 1.14 1.4 1.462.33

19、0avhhkk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径311ttddk k371.5072.330 1.681.051mm计算模数。11cos81.507 cos143.2724ndmmmz3. 按齿根弯曲疲劳强度设计213212cosfasatdfktyy ymz(3)确定计算参数1)计算载荷系数。1 1.14 1.4 1.392.218avffkk k kk 2)根据纵向重合度，从所引用教材图 10-28 查得螺旋角影响系数1.903。0.88y3)计算当量系数;11332426.27coscos 14vzz。223395104.089coscos 14vzz4)查取齿轮系数及应

20、力校正系数，由所引用教材表 10-5 查得:,。12.591fay22.176fay11.596say21.798say5)由所引用教材图 10-20c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限。1440fehbs1318fehbs6)由所引用教材图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数,。10.89fnk20.91fnk7)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数,1.4s ，1110.89 440279.711.4fnfefkmpampas。1110.86 318206.71.4fnfefkmpampas8)计算大小齿轮的并加以比较，fasafy y，大齿

21、轮的1112.591 1.5960.01478279.71fasafyy2222.176 1.7980.01893206.7fasafyy数值大。(4)计算（按大齿轮）213212cosfasatdfktyy ymz 。52322 2.218 1.2589 100.88 cos 140.018932.121 241.639mmmm对比计算结果，由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nm计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载的承载能nm力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（既模数与齿数的乘积）有关。故可取弯曲疲劳强度算得的并就近圆整为标准

22、值，而按接1.714mm2.00nmmm触强度计算的重新修正齿轮齿数，181.051dmm，取，则11cos1481.051 cos1439.322ndzm140z ，取。实际传动比22 13.931 40157.24zi z2157z ，与原分配传动比 4.082 基本一致。221157 403.925izz4. 几何尺寸计算(5)中心距计算 ，将中心距圆整为。12()(40 157) 2203.032cos2 cos14nzz mammmm203amm(6)按圆整后的中心距修正螺旋角12()(40 157) 2arccosarccos13.96522 203nzz mmma(7)计算大小齿

23、轮的分度圆直径1140 282.437coscos13.965mz mdmmmm22157 2323.563coscos13.965mz mdmmmm(8)计算齿轮宽度，圆整后取。则:11 82.43782.437dtbdmmmm 83bmm（大齿轮）;小齿轮。因、发生变化，故相283bmm188bmm1z2z1db应有关参数、等需要修正，1fay1say2fay2sayvkhkfkyhz然后再修正结果,看齿轮强度是否足够。(9)修正计算结果1)；11334043.768coscos 13.965vzz2233157171.788coscos 13.965vzz由所引用教材表 10-5 查得：

24、，。12.364fay22.132fay11.678say21.842say2)由所引用教材图 10-26 查得：，。10.82320.892121.7153)，根据纵向重合度10.318tan0.318 1 40 tan13.9653.163dz ，从所引用教材图 10-28 查得螺旋角影响系数。3.1630.882y4) ,根据、8 级113.14 82.437 648.8892.79960 100060000td nvm s2.799vm s精度，从所引用教材图 10-8 查得：动载荷系数。1.15vk 5)齿高，由所引用教材2.252.25 24.5nthmmmmm83 4.518.4

25、44b h 表 10-4 查得 8 级精度、调制小齿轮相对支承非对称布置时：2231.150.18(1 0.6)0.31 101.150.18(1 0.6 1) 1 0.31hddkb ，根据、，由所引用教材图 10-1331082.4371.46418.444b h 1.464hk查得：。1.46fk6)，51122 1.2589 103054.282.437ttfnnd1 3054.283atk fn mmb，故查取、时，假设是36.798n mm100n mmhkfk100atk f bn mm合适的。任用。1.4hfkk7)齿面接触疲劳强度计算用载荷系数=avhhkk k kk1 1.

26、15 1.4 1.464,齿根弯曲疲劳强度计算用载荷系数2.3151 1.15 1.4 1.46avffkk k kk 。2.3998)由教材图 10-30 选取区域系数。2.437hz9)213121thetdhk tz zudu 2532 2.357 1.2589 103.925 12.473 189.880.481 1.7153.925423.75mmmm10)，大齿1112.364 1.6780.01418279.71fasafyy2222.132 1.8420.01900206.7fasfyy轮的数值大。11)213212cosfasatdfktyy ymz，实际52322 2.35

27、1 1.2589 100.882 cos 13.9650.019001.5041 401.715mmmm、，均大于计算要求，故齿轮的强度足够大。182.437dmm2nmmm5. 齿轮结构设计小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮结构;大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，如表 4 所示；大齿轮 2 结构草图如图 2 所示。高速级齿轮传动的尺寸归于表 5。 图图 2 大齿轮结构尺寸大齿轮结构尺寸 表表 4 大齿轮结构尺寸大齿轮结构尺寸名称结构尺寸经验计算公式结果mm毂孔直径d由中间轴设计而定24dd55轮毂直径3d31.6dd88轮毂宽度l1.2 1.5l

28、d83腹板最大直径0d010 14anddm270板孔分布圆直径1d1032ddd220板孔直径2d2030.25 0.35ddd50腹板厚度c0.2 0.3cb20(三三)低速级齿轮传动的设计低速级齿轮传动的设计1. 选定低速级齿轮类型、精度等级、材料6)按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。7)运输机为一般工作机械，速度不高，故选用 8 级精度。8)材料选择 由所引用教材查 10-1 选择小齿轮为 45 钢，调制处理，平均硬度为230hbs。大齿轮材料为 45 钢，正火，硬度为 190hbs,二者硬度相差 40hbs。9)选择小齿轮齿数，则:，取。齿数323z 4333.152 2372.496

29、zi z473z 比。73/23u 10) 初选螺旋角。152. 按齿面接触接触疲劳强度设计223121thetdhk tz zudu (1)确定公式内的各项数值试选载荷系数。1.6tk 由所引用教材图 10-30 选取区域系数。2.433hz由所引用教材图 10-26 得;则:。10.76520.871121.636小齿轮传递的转矩。52470.4134.70413 10iitn mtn mm由所引用教材表 10-7 选取齿宽系数。1d由所引用教材表 10-6 查得材料的弹性系数（大齿轮用铸造锻造，小189.9ezmpa齿轮用锻造） 。由所引用教材图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲

30、劳强度极限，1lim580hmpa由所引用教材图 10-21c 按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。2lim310hmpa按公式计算应力循环系数；。811604.754 10hnn jl82121.572 10nn i由所引用教材图 10-19 查得接触疲劳寿命系数,。11.05hnk21.12hnk计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数,则1s ;111lim1.05 5806091hnhhkmpampas;222lim1.12 310347.21hnhhkmpampas。 12609347.2478.122hhhmpampa(2)计算计算小齿轮分度圆直径223121thetd

31、hk tz zudu 2532 1.6 4.7041 103.043 1 189.8 2.4331 1.6363.043478.1 104.479mm计算圆周速度123.14 104.14790.90360 165.0700060000td nvm s计算齿宽及系数bntm11 104.479104.479dtbdmmmm 11cos14104.479 cos144.43323tntdmmmz齿高，。2.252.25 4.4339.974nthmmmmm104.479 9.97410.475b h 计算纵向重合度。10.318tan0.318 1 23 tan141.635dz 计算载荷系数k

32、由所引用教材表 10-2 查得:使用系数;根据、8 级精度，由1.00ak 0.903vm s所引用教材图 10-8 查得:动载荷系数;引用教材表 10-4 查得:1.00vk （假设）由所引用教材表 10-4 查得 8 级精度、1.4hfkk100atk f bn mm调制小齿轮相对支承非对称布置时: 2231.150.18(1 0.6)0.31 10hddkb 31.150.18(1 0.6 1) 1 0.31 10104.4791.470 根据、，由所引用教材表 10-13 查得:。故动载10.475b h 1.470hk1.39fk荷系数。1 1.075 1.4 1.4702.212a

33、vhhkk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径311ttddk k3104.4792.212 1.6116.390mm计算模数。11cos116.390 cos144.93923ndmmmz3. 按齿根弯曲疲劳强度设计223232cosfasatdfkt yy ymz确定计算参数1)计算载荷系数。1 1.075 1.4 1.392.092avffkk k kk 2)根据纵向重合度，从所引用教材图 10-28 查得螺旋角影响系数1.635。0.88y3)计算当量系数;31332324.745coscos 14vzz。42337075.31coscos 14vzz4)查取齿轮系数及应

34、力校正系数，由所引用教材表 10-5 查得:,。12.628fay22.229fay11.588say21.761say5)由所引用教材图 10-20c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限。1440fehbs2318fehbs6)由所引用教材图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数,。10.89fnk20.93fnk7)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数,1.4s ，1110.89 440279.711.4fnfefkmpampas。1120.93 240211.241.4fnfefkmpampas8)计算大小齿轮的并加以比较，fasafy y，大

35、齿轮的1112.628 1.5880.01492279.71fasafyy2222.229 1.7610.01858211.24fasafyy数值大。计算（按大齿轮）223212cosfasatdfkt yy ymz 。52322 2.093 4.7041 100.88 cos 140.018583.2841 231.636mmmm对比计算结果，由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nm计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载的承载能nm力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（既模数与齿数的乘积）有关。故可取弯曲疲劳强度算得的并就近圆整为标

36、准值，而按接2.706mm3.25nmmm触强度计算的重新修正齿轮齿数，197.09dmm，取，则13cos14116.39 cos1434.953.25ndzm335z ，取。实际传动比43 13.024 35105.84zi z4106z ，与原分配传动比 3.167 基本一致。343106 353.028izz4. 几何尺寸计算中心距计算 ，将中心距圆整为342()(35 106) 3.25234.7792cos2 cos14nzz mammmm。2235amm按圆整后的中心距修正螺旋角3421()(35 106) 2arccos14.26522 234.779nzz mmma计算大小齿

37、轮的分度圆直径33235 3116.667coscos14.265nz mdmmmm44106 3.25353.333coscos14.265nz mdmmmm计算齿轮宽度，圆整后取。则:11 116.667116.667dtbdmmmm 117bmm（大齿轮）;小齿轮。因、发生变化，故4117bmm3122bmm3z4z1db2相应有关参数、等需要修正，1fay1say2fay2sayvkhkfkyhz然后再修正结果,看齿轮强度是否足够。(3)修正计算结果1)33333537.762coscos 14.265vzz；由所引用教材表 10-5 查得：4233106114.365coscos 1

38、4.265vzz，。12.424fay22.171fay11.676say21.804say2)由所引用教材图 10-26 查得：，。10.81220.879121.6913)，根据纵向重合度30.318tan0.318 1 35 tan14.2652.537dz ，从所引用教材图 10-28 查得螺旋角影响系数。2.5370.875y4) ,根据、8 级精113.14 116.667 165.071.00860 100060000td nvm s1.008vm s度，从所引用教材图 10-8 查得：动载荷系数。1.08vk 5)齿高，由所引用教材表2.252.25 3.257.313nthm

39、mmmm15.999b h 10-4 查得 8 级精度、调制小齿轮相对支承非对称布置时：2231.150.18(1 0.6)0.31 101.150.18(1 0.6 1) 1 0.31hddkb ，根据、，由所引用教材图 10-13310116.6671.47415.999b h 1.474hk查得：。1.44fk6)，故查取、2328064.15ttfndatk fb68.92n mm100n mmhk时，假设是合适的。任用。fk100atk f bn mm1.4hfkk7)齿面接触疲劳强度计算用载荷系数=avhhkk k kk1 1.08 1.4 1.474,齿根弯曲疲劳强度计算用载荷系

40、数2.0571 1.08 1.4 1.44avffkk k kk 。2.1778)由教材图 10-30 选取区域系数。2.43hz9)223121thetdhk tz zudu 2532 2.229 4.704 103.043 1 189.8 2.439115.3141 1.6913.043478.1mmmm10)，大齿1112.424 1.6760.01452279.71fasafyy2222.171 1.8040.01854211.24fasfyy轮的数值大。11)2223232cosfasatdfkt yy ymz，实际52322 2.177 4.7041 100.875 cos 14.

41、2650.018542.481 351.691mmmm、，均大于计算要求，故齿轮的强度足够大。1116.667dmm3.25nmmm5. 齿轮结构设计小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮结构;大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，分别见表 5表表 5 5 低速级大齿轮结构尺寸低速级大齿轮结构尺寸名称结构尺寸经验计算公式结果mm毂孔直径d由中间轴设计而定32dd100轮毂直径3d31.6dd160轮毂宽度l1.2 1.5ld115腹板最大直径0d010 14anddm280板孔分布圆直径1d1032ddd220板孔直径2d2030.25 0.35ddd50

42、腹板厚度c0.2 0.3cb20低速级齿轮和高速级齿轮的设计过程一样，整理的下列表格表表 5 5 高速级齿轮和低速级齿轮传动的尺寸高速级齿轮和低速级齿轮传动的尺寸高速机齿轮传动低速级齿轮传动名称计算公式结果计算公式结果法面模数nm2.5nm3.25法面压力角n20n20螺旋角14.82515.241齿数12zz239312zz 2373传动比2i4.0982i3.1521d59.4823d95.35分度圆直径2d240.5174d302.64*112aanddh m72*332aanddh m114齿顶圆直径*222aanddh m252*442aanddh m320*112()fand dd

43、hc m 50*332()fanddhc m50齿根圆直径*222()fanddhc m210*442()fanddhc m265中心距12()2cosnm zza 15012()2cosnm zza199齿宽125bbbb125954bb345bbbb349186bb(四四)轴的设计轴的设计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：。初算轴径时，对于直径的轴，有一个键槽时，3min0pdan100dmm轴径增大;有两个键槽时，轴径应增大。对于直径的轴，有一个键3%7%100dmm槽时，轴径增大;有两个键槽时，轴径应增大

44、。然后将轴圆整为5% 7%10% 15%直径。应注意这样的直径，只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。值由mind0a所引用教材表 15-3 确定:高速轴。中间轴，低速轴。01125a 02120a03110a高速轴:，因为高速轴最小直径处安1331min0114.989412525.67576pdammn装大带轮，设有一个键槽，则，1min1min(1 7%)25.67 (1 0.07)27.49ddmmmm取为整数。1min30dmm中间轴: ，因为中间轴处安装滚动2332min0224.74312038.77140.556pdammn轴承，取标准值为。2min40dmm低速轴: ，因为低

45、速轴最小径处安3333min0334.50911051.2444.592pdammn装联轴器，设有一个键槽，则，3min3min(1 7%)51.24 (1 0.07)54.83ddmmmm参见联轴器的孔径，。3min55dmm2. 轴的结构设计中间轴的结构设计中间轴的结构设计中间轴的结构如下图：图图 3各轴段直径的确定 1:最小直径，滚动轴承处轴段，。滚动轴承选取 30208，其21d212min40ddmm尺寸为。408019.7518dd tbmmmmmmmm:低速级小齿轮轴段，。22d2250dmm:轴环，根据齿轮的轴向定位要求，。23d2360dmm:高速级大轮齿轮轴段，。24d24

46、50dmm:滚动轴承处轴段，。25d2540dmm各轴段长度的确定 2:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定，。21l2142lmm:由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，。22l391bmm2290lmm:轴环宽度，。23l2310lmm:由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，。24l254bmm2452lmm:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定，。25l2542lmm细部结构设计 3由表 10-1 查出高速级大齿轮处键（，） ，低速级小齿轮处键141945b hlmmmmmm5.5tmm0.30rmm（，）;齿轮轮毂与轴的配合14980b hlmmmmmm5.5tmm0.30rmm选为;滚动轴承与轴的配合采用过

47、盈配合，此轴段的直径公差为;查5076hr40 6m表 15-2 处的过度圆角半径为,倒角为,各轴表面粗糙度如下图2r 2c 高速轴的结构设计高速轴的结构设计各轴段直径的确定 1:最小直径，安装大带轮的外伸轴段，。11d111min30ddmm:密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度，以12d11(0.07 0.1)hd及密封圈的标准（拟采用毡圈密封） ，。1240dmm:滚动轴承处轴段，。滚动轴承选取 6209,其尺寸为13d1345dmmddb。45859020.75mmmmmm:过渡轴端，由于各级齿轮传动的线速度在内，滚动轴承采用脂润滑，考14d3m s虑档油盘的轴向定位，。14

48、55dmm齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式一样，均为 45 钢，调制处理。:滚动轴承处轴段，。15d151350ddmm:滚动轴承处轴段,.16d1645dmm各轴段长度确定 2:由大带轮的毂孔宽度确定，。11l63bmm1161lmm:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，12l1250lmm:由滚动轴承、装配关系等确定，。13l1342lmm:由装配关系、箱体结构等确定，。14l14128lmm:由高速级小齿轮宽度确定，。15l188bmm1588lmm:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定，16l1642lmm细部结构设计 3由表 10-1 查出

49、大带轮处键（，161080b hlmmmmmm4.0tmm） ，大带轮轮毂与轴的配合选为;滚动轴承与轴的配合采用过盈0.20rmm3076hn配合，此轴段的直径公差为;查表 15-2 处的过度圆角半径为,倒角为45 6m2r ,各轴表面粗糙度如下图。(图 4)1.6c 低速轴的结构设计低速轴的结构设计低速轴的轴系结构如下图：图图 5各轴段直径的确定 1:滚动轴承处轴段，滚动轴承选取 30217，其尺寸为31d3175dmmddb。7513025mmmmmm:低速级大齿轮轴段，。32d3285dmm:轴环，根据齿轮的轴向定位要求，。33d33100dmm:过度轴段，考虑档油盘的轴向定位，。34d

50、3491dmm:滚动轴承处轴段，。35d353175ddmm:密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈36d密封） ，。3670dmm:最小直径，安装联轴器的外伸轴段，。37d373min55ddmm各轴段长度的确定 2:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，。31l3150lmm:由低速级大齿轮的毂孔宽确定，。32l486bmm3285lmm:轴环宽度，。33l3310lmm:由装配关系、箱体结构等确定，。34l3460lmm:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定，。35l3550lmm:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，70mm36l36l:由联轴器的毂孔宽决定，。

51、37l107lmm37105lmm细部结构设计 3由表 10-1 查出速级大齿轮处键（，221480b hlmmmmmm9.0tmm）;齿轮轮毂与轴的配合选为;滚动轴承与轴的配合采用过盈配合，0.5rmm8576hn此轴段的直径公差为;查表 15-2 处的过度圆角半径为,倒角为75 6m2.5r 2c (五五)轴的校核轴的校核1.1. 轴的力学模型建立轴的力学模型建立中间轴的力学模型的建立齿轮对轴的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 30208 轴承，从表 12-6 中知道，它的载荷作用中心到轴承的外端面的距离,故计算出支点跨距和轴上各力作用

52、点相互位置尺寸。支点18.6amm跨距（实际）;低速级小齿轮力作用点 c 到左支点 a 距离265lmm265.2lmm（实际）;两齿轮的力作用点之间的距离（实际186lmm185.65lmm2113lmm）;2112.5lmm高速级大齿轮的力作用点 d 到右支点 b 距离（实际） 。366lmm365.75lmm计算轴上的作用力初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋 ;根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图见下图图图 3 轴的力学模型及转矩、弯矩图轴的力学模型及转矩、弯矩图2. 计算轴上的作用力齿轮 2:31

53、21122 125.893ff103054.2882.437tttnnd 211tantan20fff3054.281145.52coscos13.965nrrtnn 211fff tan3054.28 tan13.965759.54aatnn齿轮 3:323322 470.413f108064.20116.667ttnnd 33tantan20ff8064.203028.51coscos14.265nrtnn33ff tan8064.20 tan14.2652050.29atnn3.3. 计算支反力计算支反力垂直面支反力（xz 平面）由绕支点 b 的力矩和,得:0bvm32123232332

54、3()()22ravraarddflllf lfffll 323.563116.6671145.52 66759.542050.293028.51 (11366)22n224018.49( )n ，方向向下。123224018.86 ()845.35( )ravfllln 同理，由绕支点 a 的力矩和，得:0avm321232123123()()22rbvrraaddflllfllf lff323.563116.6671145.5286 1133028.51 86759.542050.2922n274973.49( )n ,方向向下。123274973.49 ()1037.64( )rbvfl

55、lln 轴上合力，得:0vf ，计算无误。231037.64845.35 1145.523028.510ravrbvrrffff水平面支反力（xy 平面）由绕支点 b 的力矩和,得:0bhm12323323()()rahttflllf lfll3054.28 668064.20 (11366)1645074.28nn1231645074.28 ()6207.83rahfllln由绕支点 a 的力矩和,得:0ahm12331212()()rbhttflllf lfll8064.20 863054.28 (86 113)1301322.92nn1231301322.92 ()4910.65rbhf

56、llln轴上合力,校核:0hf 23(3054.288064.206207.834910.65)0ttrahrbhffffna 点总支反力2222(845.35)(6207.83)6265.12ravrahrafffn a 点总支反力2222(1037.64(4910.65)5019.08rbvrbhrbfffn4. 绘转矩、弯矩图垂直面内的弯矩图c 处弯矩:1845.35 8672700.1ravcvmfln mmn mm 左1332( 845.35 862050.29 116.667)ravacvmflfdn mm 右192300.69n mm d 处弯矩 : 2232(759.54 32

57、3.563 2 1037.64 66)arbvdvmfdfl左54395.28n mmn mm31037.64 6668484.24rbvdvmfln mmn mm 右水平面内的弯矩图c 处弯矩:16207.83 86533873.38chrahmfln mmn mm d 处弯矩: 34910.65 66324102.9dhrbhmfln mmn mm 合成弯矩图c 处:2222(72700.1)(533873.38)538800.60chccvmmmn mmn mm左左 2222(192300.69)(533873.38)567450.74chccvmmmn mmn mm右右d 处:2222

58、(54395.28)(324102.9)328635.87dhddvmmmn mmn mm左左2222(68484.24)(324102.9)331259.39dhddvmmmn mmn mm右右转矩图2470413iittn mm当量弯矩图因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数。0.62470413 0.6282247.8tn mmn mmc 处: 538800.60ccmmn mm左左22222(567450.7)(282244)()633767889.ccmmn mmntmm右右d 处: 22222(328635.)(2822487()4332037.8.6ddmm

59、n mmn mmt左左331259.39ddmmn mm右右5. 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图（即危险截面 c）的强度。33633769.838.0930.10.1 55cccammmpampawd右右根据选定的轴的材料 45 钢，调制处理，由所引用教材表 15-1 查得。因160mpa为，故强度足够。1ca六、六、联轴器的选择和轴的设计计算联轴器的选择和轴的设计计算根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取 ka=1.3，。按照计1.3 929.4721208.314caaivtk tn m算转矩小于

60、联轴器公称转矩的条件，查标准 gb/t5014-1985 或手册，选用 hl6 型弹cat性柱销联轴器，其公称转矩为 2000n.m，孔径 d=55mm，l=142mm，l1=107mm，许用转速为 2500r/min，故适用。标记 hl6 联轴器gb/t5014-2003.60 10760 107jbjb七、七、滚动轴承的选择滚动轴承的选择以中间轴上的滚动轴承为例。（一） 滚动轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥磙子轴承。又中间轴的结构设计，根据，选取 30208，由表 12-4c 查得,212540ddmm63.0rckn074.0rckn0.37e y=1.6,。00.9y （二）