机械设计课程设计计算说明书(V组)-王现平-杨波

1、摘要齿轮传动是现代机械屮应用最广的一种传动形式。它由齿轮、轴、轴承及箱 体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递 转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广 泛。本设计讲述了带式运输机的传动装置一一二级展开式圆柱齿轮减速器设计 过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减 速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算 滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键连接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式 九部分内容）。运用课上提供的作图平台，齿轮减速器的设计，完成齿轮减速器 的零件图和装配图的手工绘制

2、。关键词：齿轮啮合轴传动传动比传动效率o艮彳机械设廿课桿设廿ait算说明书（v组）目录一、传动方案拟定1二、电动机的选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比6四、运动参数及动力参数计算 7五、传动零件的设计计算9六、轴的设计计算 21七、滚动轴承的选择及校核29八、标准零件的选择 31九、减速器附件的选择33十、润滑和密封37十一、设计小结38致谢40参考文献41一、传动方案拟定由设计任务书可知，此减速器用于热处理车间零件清洗用传递设备，工作速 度不高（v=0.8m/s）,圆周力不大，所以传递的功率也不会太大。传递设备的工作 平稳，传向固定。两班制工作，工作期限为十年。所以减速箱尽可能设计为闭

3、式, 箱体内用润滑油润滑，轴承用脂润滑，最好使减速箱外形和体内零部件尺寸不要 太大。如此，结构虽然简单但却紧凑，造价不高，生产周期短，效率高。由此,设计方案如下:图11传动简图以下对拟定方案进行分析：1、此方案结构尺寸较大，传动效率高，工作寿命长，成本中等，连续工作性能 好，环境适应性较好。2、电动机和减速器是通过平带传动的，在同样的张紧 力下，三角皮带能产生更 大的摩擦力，而且三角皮带允许的中心距较平带大， 传动平稳，结构简单，维护使用方便，价格便宜。所以第一级（高速级）采用 三角皮带传动较合理，这样还 可以减轻电动机因过载产生的热量，避免烧坏电 机，当平带打滑时，述可以起到 保护电机的作用

4、。3、斜齿圆柱齿轮较直齿圆 柱齿轮传动平稳，承载能力人，噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长寿命，所以减速器的两 对齿轮均采用斜齿圈柱齿轮传动。4、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这 样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽 分布不均的现彖。综上所述，方案是可行的。o綁s#二、电动机的选择（-）选择电动机类型和结构型式 工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一 般应选择三和交流界步电动机。较常用的电动机是y系列笼型三相异步交流电动机，英效率高，工作可靠，结构 简单，维护方便，价格低，适用于不易爆无腐蚀性气味和无特殊要求场合。由于 起动性

5、能较好，也适用某些要求较高起动转矩的机械。由于该传递设备用于热处理车间零件清洗，需要经常启动、制动和反转。要求电 动机有较小转动惯量和较强的过载能力，所以选择三和交流界步电动机y系列。（二）电动机容量1 卷筒轴的输出功率甩由已知条件计算器驱动卷筒的转速%60x1 ooov 60x1000x0.8n = -=-«40.21r/minw kdkx380则p _ tn® 1050x40.214421斤炉9550、宀95502. 电动机的输出功率出电动机至输送带的传动总效率为32“=可“ “ f4f512 3查表24后，取v带传动效率=0.96；滚动轴承“2=0.99；圆柱齿轮传动

6、= 0.97 ；弹性联轴器“4 = 0.99；卷筒轴滚动轴承= 0.96 ,则“ =0.96x0.993 x 0.972 x0.99x 0.96 = 0.83故p = 4.421 =5 33 砒 d “0.833. 电动机的额定功率乜由表201选取电动机额定功率 =5.5wo（三）电动机转速电动机卷筒工作转速h «40.21r/min ,由表21山查得v带传动常用传动比范 ffl 7o' = 24 ,双级圆柱齿轮减速器j疣=860 ,则总传动比合理范围为於=16240 , 故电动机转速的可选范围为"d =/ /：?'仏=“6160丿x40.21”min =

7、6439650”min查表20j口见同步转速为750厂/min、1000r/min、1500/7min、3000r/min的屯动 机均符合。初选四种同步转速的电机参数列在表21中，进行比较。表21电动机选择方案电动机型号额定功率/kw电动机转速/（ r/min）电动机重量/n传动装登的传动比同步转速满载转速总传动比v带双级减速器ped1y132s1-25.530002900642y132s-45.5150014406835.81311.943y132m2-65.510009608423.8737.964y132m2-85.5750720119y132s1-2型号电机满载转速过大，造成浪费现象严

8、重；y132m2-8型号电机 自身重量过大，价格昂贵，综合考虑，最终在y132s-4和y132m26两种型号的 屯动机中进一步选择，而其中仅方案2传动比在860范围内，故采用方案2, 选定y132s-4型号电动机。查表1021，主要性能如表2-2所示。表22电动机的确定型号额定 功率/kvv满载时启动电流（额定电流）启动转矩（额定转矩）鼓大转矩（额定转矩）转速/(r/min)电流（380v 时）/a效率/(%)功率 因索y132s-45.5144011.685.50.847.02.22.2电动机的技术数据和外形、安装尺寸杳表2022】求出电动机主要外形和安装尺寸，如表13所示。械设廿课程设计a

9、it算说明书（v组）表2-3选定y132s-4兴电动机外形和安装尺寸l2j中心高h外形尺寸lx (ac+ad) xhd底脚安装尺寸axb底脚螺柱孔直径k轴仲尺寸dxe关键部位尺寸fxgd132425x(1354-210) x315216x1401238x8010x8三、计算总传动比及分配各级的传动比1. 传动装置总传动比1440= 35.81f 40.212. 分配各级传动比取v带传动的传动比 =3减速器的传动比为纭 35.81i减訣=11-94io 3高速级传动比为/1,低速级传动比为/2，减=7"， h =1.1/2故得 =3.62 ,2=3.29。u!运动参数及动力参数计算1.

10、 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为i轴，中间轴为ii轴，低速轴为hi轴，卷筒轴为iv轴。各轴转速为0轴：w()= nm = 1440/v m i ni轴：n1440/7 = 0 =r/ min = 480” m i n3yii 480 ,/=” min = 132.60” m 1 n，i 3.62ii轴：iii 轴：nln132.60.""一=r/ min = 40.30” m 1 n3.29iv轴：nlv- nul = 40.30/ m i n.各轴输岀功率按电动机额定功率卩站计算各轴输出功率，即0轴：p° = ped 二 55kwi轴：=几.“i = 5

11、.5 x 0.96册=5.28册ii轴：p/f =prn f =5()7x099x097k" = 5()7£"23m轴："/"" n = 5.07x 0.99x 0.97kw = 4.87kjv23iv轴：plv = phi 7 “ = 487 x 099x0.99册= 477册 24齐轴转矩0轴：7；)=955()fo =9550x.5*5 =36.482加 弘144°i轴：t =9550.=9550x. *=10505n 加480ii轴：tn =9550." =9550x- 5 07 =365.15n 加 nu

12、132.60iu轴：tin = 9550= 9550 x -4,87 = 1154.06n mninln40.3023表41运动和动力学参数计算结果项目电动机轴高速轴i中间轴ii低速轴iii转速(r/min)1440480132. 6040. 30功率(kw)5.55. 285. 074. 87转矩(n m)36. 48105.05365. 161154. 06传动比33.623. 29效率0. 960. 960. 96五、传动零件的设计计算(-)高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1. 选择齿轮材料、热处理方式、精度等级该齿轮传动无特殊耍求，为制造方便，选择软齿面齿轮。小齿轮：选用45钢调质，硬

13、度250hb；大齿轮：选用45钢正火，硬度210hbo选择8级精度。确定设计准则：该 减速器为闭式齿轮传动，且两齿面均为软齿面，点蚀为主要失效形式。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。初选齿数：初选小齿轮齿数为打=21 ,则大齿轮齿数 = j =21x3.62 = 76.02, 圆整后取±2 =76 ,经验算传动比误羌0.03%<5%?合适。2. 按齿面接触疲劳强度设计(1) 转矩tj = 105.05-w = 1.0505xl05 ww(2) 试选载荷系数kt = 1.3(3) 螺旋角 p' = 5°(4

14、) 选取齿宽系数(5) 查图10302】选取区域系数= 2.43(6) 查表io®选取材料弹性影响系数ze=189.8wqt,(7) 查图10-21d2> 10-21c2,按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极 限呦im = 600mpg,大齿轮的接触疲劳强度极限勿恤2 = 560mpu,(8) 查图1026 =0.765 , £ = 0.88 ,则标准圆柱齿轮传动的端而重合ala2£ = £匕+ £匕2 = 0.765 + 0.88 = 1.645 ,(9) 由式10-132,计算应力循环数小齿轮 n =60 勺丿3=60x480x1x

15、300x16x10 = 1.3824x109,大齿轮 n 沪取 1-3824x109 =o38i9xio92； =3.62l(10) 查图10-192取接触疲劳寿命系数机械投it课程设it ait算说明书(v组)小齿轮 kni =0.92,大齿轮 khn2=°94 ,(11)计算接触疲劳许用应力取安全系数s=l,失效概率1%，由式(10-12)习得=0.92 x 600 = 552；wpa= 0.94x560 = 526.4；wpt/552 + 526.4 “92叭(12)试算小齿轮分度圆直径由计算公式(109) 2ktt u±"zz/2. 0d £(x

16、u< b;dt >x - x .x '.2 13 10505 104 62x 3.62 x1x1.645x?x '539.2).72mm(13计算圆周速度uv =.叽叫 =#x 59.72x480 =1.35/72/560x1000 60x1000(14计算齿宽b及模数"b =九1 di = 1x53.72 = 53.12mmmntdt cos 卩 5372xcosl5。 n “= 2.4 /21(15)齿顶咼/?h = 2.25mnt = 2.25x2.47 = 5.56mmb/h = 53.72/5.56 = 9.66(16)计算纵向重合度£

17、0= 0.318物z tan 0.318xlx21xtanl5° = 1.79(17)计算载荷系数已知使用系数ka=,根据21.35皿，8级精度，由图10-82查得心= 1.11, 查表104查得00=1454查表10-3 2,取k汁心° =1.2,则载荷系数 k = kxkvkhakhfi = 1x1.11x1.2x1.454 = 1.94 (18) 按实际载荷系数校止所算得的分度圆直径由式(10-10a) 2 得'k1 94»=53.72x3).=61.389加加dx =du3 k(i 1.3计算法面模数 叫=d cos0 61.389xcosl5&#

18、176;,= ? 82 ,z21，查表10l取标准模数叫=2.5(19) 确定中心距为a = £ + %)= + 76)_ § = 125.52”，圆整后中心距取 a = 125mm 2cos02xcosl5°(20) 依照圆整后的中心距修正螺旋角p wcosf i +z2mn =21 + 76)x2.5 = 14.07°= 14°4'12n12xd2x125(21) 确定基木设计数据中心距a = 125mm，螺旋角0 =14.07° ,法面模数mn = 2.5 ,齿数z=2 , z2=76o3. 按齿根弯曲疲劳强度校核由式(

19、10-16) 2其中载荷系数k=1.94,kftyfaysaypbin £n a由式(10-3)计算齿轮圆周力5,f _ , 2x1.0505x10 = 3422xl(pn沏? 右 一 61.389当量齿数z =4z21 =二= 23.01vlcos3 0"cos314.07°zv2 =； 22cos3 01.76-cos314.07°=83.27由表105查得齿形系数y=2.69,7= 2.22fafa2应力校正系数 rsf/1 = 1.575 , ysal = 1.77查图10-28,查得螺旋角系数7=0.88kfy y ybmn£a则齿根

20、弯曲疲劳应力= 2mmpa1.94x3422xl0 x2.69x1.575x0&53.72x2.5x1.645查图10-1821得弯曲疲劳寿命系数k加=°83，心池=0.87,齿轮弯曲疲劳强度极限cym=5s0mpa，安全系数sf=1.4,计算齿根弯曲疲劳许用应力ar = kfnbfe o.83 x580 = 343-86mp。， sfl4吓歼，故满足要求。4. 计算齿轮儿何尺寸分度圆直径小：=mf1z _ 2.5x21 = 54.124切 cos 01cos14.070大：2=临切=.2.5x76 “95$76讪 cos 0i cos 14.07°齿伦宽度 b=（

21、j）ddx = 1 x54.124=54.124mm,圆整后取i员i整后取bi=55nim, b2=60mm端面压力角由 tanaz _ tana,;,得cos 0 tan6z“tan 90°a = arctan.“ = arctan . ldi1= 20 57。'cos0cos14.070法而齿距 端血齿距pn = mnn =龙 x 2.5 = 7.854/ww2.5pf = 7unt =71* n =7tx= 8.097/27/77cos 01cos 14.07°法曲基圆齿距pbn = pn cosan = 7.854 x cos 20° = 7.38

22、/ww尙=d、cos a, = 54.124x cos 20.57° = 50.673mm齿顶高齿顶圆直径齿根圆直径屮心距db2 =2 cosg/ = 195.876x cos 20.57° = 183.388wwha = mnh"an = 2.5x1 = 2.5mmda = d + 2ha = 54.124+2x2.5 = 59.124/n?；7dal =+ 2 心=195.876 + 2x 2.5 = 200.876劝d/i= 54.124- 2x3.125 = 47.874mwdfl =d2 -2hf =195.876 2x3.125 = 189.626也加

23、dx + 久 5424+195.876a = . 12 =25mm2 2表5-1高速级齿轮主要几何尺寸名称代号小齿轮人齿轮齿数z2176螺旋角14.07°法面模数叫2.5端面模数2.577法面压力角20°端面压力角20.57°法面齿距(mm)pn7.854端面齿距(mm)pt8.097法面基圆齿距(mm)pbn7.38法面齿顶高系数kan1法面顶隙系数cn0.25分度圆直径(mm)d54.124195.876基圆直径(mm)db50.673183.388齿伦宽度(mm)b6055齿顶高(mm)2.5齿根高(mm)hf3.125齿顶圆直径(mm)da59.12420

24、0.876齿根圆直径(mm)df47.874189.626当量齿数z”23.0183.27传动比i3.62中心距(mm)_a125o绅啲（二）低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1. 低速级齿轮传动无特殊要求，为制造方便，选择软齿面齿轮。小齿轮：选用45钢调质，硬度250hb；大齿轮：选用45钢正火，硬度210hbo选择8级精度。确定设计准则：该减速器为闭式齿轮传动，且两齿面均为软齿面，点蚀为主要失效形式。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。初选齿数：初选小齿轮齿数为z3 =27，则大齿轮齿数 z4=z3 -i2 = 27x3.29 = 88.

25、83 ,圆整后取z4 = 89,经验算传动比课差0.19 %<5%,合适。2. 按齿而接触疲劳强度设计（1）转矩g =*6516x10%咖（2）试选载荷系数kf = 1.3（3）螺旋角“”=15。（4）选取齿宽系数怙=，（5）查图1030选取区域系数zw = 2.43（6）查表106"选取材料弹性影响系数ze =s9.smpa,（7）查图10-21d（2 10-21c2,按齿面硕度查得，小齿轮的接触疲劳强度极 限勿血=600mpg,大齿轮的接触疲劳强度极限勿血4 = 560mpu,（8）查图1026,3=0.79, 4=0.87,则标准圆柱齿轮传动的端面重合 c'a =

26、 %3 +%4 = 079 + 0.87 = 1.66 ,（9）由式10132,计算应力循环数小齿轮 =60 =60xl32.6xlx300xl6xl0 = 3.819xl08,大齿轮 v n、 3.819x10s =1.61xl08,2.3.29z l（10）查图10192取接触疲劳寿命系数小齿轮k刖3=105,大齿轮 k“4 = 1.09 ,（11）计算接触疲劳许用应力取安全系数s=l,失效概率1%,由式（10-12） 2得ah 3 = 53alim3 = 1.05 x 600 = 630磁/sk hn4 lim4 = i.09x560 = 610.4acz皿+认_ 630 + 60仁62

27、0.2隔（12）试算小齿轮分度圆直径几，由计算公式（10-9）d >33t -2kt? u 土 1 i zhzee ma ux . xx.2 3 3.6516 104 29：,“x x1x1.663.29x ri620.2 丿=7.44 mm(13计算圆周速度$心 _ 必"2 _ 兀x74.44xl32.6_ n “ .60x1000 =60x1000 =心皿(14)计算齿宽，及模数加加b'= 0/ 3/ = 1 x 74.44 = 74.44?加”3( cos ""74.44 x cos 15° = = 2.00z3(15)27h= 2.

28、25mjt = 2.25x 2.66 = 5.99mwbvhf= 74.44/5.99 = 12.427(16)计算纵向重合度005 = 0.318奶3 tan0”= ().318xlx27xtanl5° =23(17)让算载荷系数已知使用系数k4=,根据宀0.52沁，8级精度，曲图10-82j查得* = 1.04, 查表10-42得 5 = 1.46查表10-3 2,取«股=心厂12,则载荷系数 k'=k3kvk'ualxl.04xl.2xl.46 = 1.82。（18）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a） 2得:械设廿课程设it ai

29、t算说明书(v组) 82= 74.44x= 83.275/71 1.3计算法面模数叽/3cos0"z383275xcosl5。27=2.979 ,查表101取标准模数处3.0(19)确定中心距为9 +乙4)加=+的) 3.0 = 180.14加加，岡整后中心距取r=180? 2cos0“ " 2xcosl5°(20)依照圆整后的屮心距修止螺旋角02=ar cos(习+ z4 )加；2x"(27 + 89)x3.02x180»14.835° =14o50r6h(21)确定基木设计数据中心距a*=180wm ,螺旋角02=14.835。,

30、法面模数trin = 3.0 ,齿数z3 = 27 ,z4 = 89。3.按齿根弯曲疲劳强度校核由式(10-16) 2码丫皿丫卩bin £n a其屮载荷系数r=i.82,由式(10-3) 2】计算齿轮圆周力5f _2仇 _2x3.6516xl0心3 =83.275=8769.979n nun当量齿数片3= ¥=-, 27= 29.890' -cos3 /?2 - cos3 14.835°张= v. =-3 89= 98.528cos'02 cos3 14.835°由表105囚查得齿形系数 y = 2.52, y =2.18fa3fa4应力

31、校正系数如3t&2，4 =179 杳图10-282,查得螺旋角系数0&则齿根弯曲疲劳应力k'f 丫 y 厂t fa3 sa3 b1.82 x 8769.979 x 2.52 x 1.625 x 0.8874.44x3.0x1.66= 160.975mr?查图1018得弯曲疲劳寿命系数kfn3 =0.83 , kfn4 =0.87,查图10202得，齿轮弯1111疲劳强度极限o-ra=580,安全系数=1.4, 计算齿根弯曲疲劳许用应力心厂心.%3%3 = .°83 x 580 = 343.86mpg ,f s'1.4*故满足要求。4. 计算齿轮儿何尺寸

32、分度闘直径小：讥 z33.0x27 = 83.793呦cos02 cosl4.8350大:da _ in z43.0x89 = 276.207加？cos 02cos!4.835°齿轮宽度，=0加3 = 1x83.795 = 83.793，圆整后取圆整后取b3=85mm, b4=90mmo 端面压力角tana,=阿乙，则cos0，“lan a'ntan 20°a t = arctan =arctan -. -= 20.632cos02cos14.835。法而齿距p = m)in =龙 x 3.0 = 9.425/w/w端面模数?'/=加"=3.0=3

33、.103cos 02cosl4.835°端面齿距p = mn = ” x 3.103 = 9.748/7w法面基圆齿距p'hn = p cos a爲=9.425xcos 20° = &857? 基圆直径血=3 cos&f = 83.793xcos20.632° = 7&419ww齿顶高齿顶圆直径齿根圆直径dm = dq cosa'f = 276.207 x cos 20.632° = 258.492” a = mfjhan = 3.ox 1 = 3.0mmd心=dy + 2 讥=83.793 + 2x3.0 = 8

34、9.793?加皿=d4 += 276.207 + 2x3.0 = 382.207刃加dq = 3 -2hf = 83.793-2x3.125 = 77.543加加d/4 =d4 - wf = 276.207 - 2 x 3.125 = 269.957mm中心距 83.793+ 276.207_ 2=1 80/77777机械设廿课程设it ait算说明书(v组)表5-2低速级齿轮主要几何尺寸名称代号小齿轮人齿轮齿数z2789螺旋角p14.835°法面模数叫3.0端面模数3.103法面压力角20°端面压力角20.632°法而齿距(mm)pn9.425端面齿距(mm)p

35、t9.748法面基圆齿距(mm)pbn8.857法面齿顶高系数kan1法面顶隙系数cn0.25分度圆直径(mm)d83.793276.207基圆直径(mm)db78.419258.492齿伦宽度(mm)b9085齿顶高(mm)3.0齿根高(mm)hf3.125齿顶圆直径(mm)da89.793282.207齿根圆直径(mm)df77.543269.957当量齿数z”23.890980528传动比i3.29中心距(mm)_a180机械设廿课程设计a计算说明书（v组）（三）v带及带轮的设计计算1. 确定计算功率由表8-7查得工作情况系数匕=1,故pg =心 pcd = 1.1x5.5 = 6.05

36、kvv2. 选择v带类型2根据血、4，由图8-11选用a型v带。3. 确定带轮的基准直径町并验证带速卩2 2（1）初选小带轮的基准直径<n，由表8-6和表8-8 ,取小带轮的基准直 径d = 9o/77/h o（2）验算带速卩，按式8-13演算带的速度7nd nv = -"11=6.78加/s60x1000因为5,z5<v<30myy故带速合适。（3）讯算大带轮的基准直径，根据式8-15a123,计算大带轮的基准直径匕d2 = 3.0x90 = 270/ww根据表8-8口,大带轮的基准直径圆整为d =280呦? o4. 确定v带的中心距a和基准长度巧（1）根据式8-

37、20,初定中心距aq = 500mm（2）由式8-22反计算带所需的基准长度u =2a + 龙（41+d2）+（dd2-di）2兀 x （90 + 280）（280-90）2-=2x500+mmd 024do24x500“600表8-2选带的基准长度乙=1600切? o（3 ）按式8-23计算实际屮心距，au°o九- 4/0 = 500”。 + 2如n =500-0.015巧= 476 , 也=500 + 0.03 = 548 ，则中心距的变化范围为476-548mm。5. 计算小带轮上的包角57 4°57 4°a =180。一（力 + ）=180-（280-90

38、）-"= 159°> 90°1d d25006计算带的根数z(1 )计算单根v带的额定功率pr，由d| = 90/wh和n,n = 1440r/min ,查表84a 121 得 pq = 1,07 kw;根 je % =1440” min,厂= 3.0 和 a 型带，查表 8-41)得 ap()= 0.17kw ; 查表8-5得kn = 0.95 :查表8-2得k. =0.99；于是czqp, =(p( +a) = (1.07 + 0.17)x 0.95 x 0.99 = 1.16kw (2)计算v带的根数z, z=pca _.5.5 =4.47,取5根。p

39、r "1.167计算单根v带的初拉力的最小值查表8-3得a型带的单位长度质量厂0.1kg加，于是= 500x(2.5 0.95)x5.50.95x5x6.78+ 0.1x6.78? = 137n(f )min = 500 p*5 - ka ca +亦k"zf应使带的实际初拉力f° >。压轴力的最小值qi1592 =2x5xl37xsin= 1347n。（f卩）min = 2z（f（）mjn sin2&计算压轴力j总结v带各项参数如下表表53 v带的相关参数功率乙6.05kw带轮的基准頁径心小带轮的基准直径90mm大带轮的基准直径d2280mm带速v6

40、.78m/sv带的中心距a500mm基准长度ld1600mm小带轮上的包角印159°带的根数z5单根v带的额定功率l16kw单根v带的初拉力的最小值（花）斷137n压轴力坊1347n六、轴的设计计算(-)高速轴的结构设计1. 高速轴上的功率刁、转速勺、转矩乃p/=5.28kw, nl =480r/min, 7 = 105.05n加2. 估算轴的最小直径高速轴选用材料：45钢，并作调质处理，由表15-32,取竝=iio4nin 丫 a 3i5 28= 110x3=24464咖i 480考虑轴上存在有键槽，需将直径放大5%1 = "min x 105% = 25.687，取彳=

41、26mm。2 = £ +(6 -10加? = 32mm ,由表 i 6_9 ,取 r = 32mm2由表15-6选取，d3 = 35mm ,并选用角接触球轴承7307ac表61角接触球轴承7207ac主要参数轴承代号d/mmd/mmb/mma/mmp /mm/mm7307ac35802124.54471£ = “3 + 5 = 40mm,d5 =54.124mm,dj = d3 = 35mm , d6 = d7 +（6 -10）m/w = 45m/w03. 高速轴结构尺寸l、= somm,厶2 - 55mm, l、- 34mm,l 4=11 mm，厶5 = 60nvn, l

42、& = 1mm.厶 7 = 36mm.4. 高速轴的结构图（略）36760111345580*j1()中间轴的结构设计1.中间轴上的功率p/、转速劝、转矩7/ph =5.bkw, % =132.60”min , tu =365.15n加2. 按扭矩初算轴径中间轴选用材料：45钢，并作调质处理，曲表15-3|2,取血=115d ； >/ = 115x,3- "7 = 38.742?？mm 0| 彳| 132.60考虑轴上存在自键槽，将直径放大7%,38.742x（1+7%）=41.545加加,所以，选r中轴n45mm,初选中轴=50mm。初选轴承：由表15-71,选取圆锥

43、滚子轴承30309o表6-2圆锥滚子轴承30309轴承代号d/mmd/mmt/mmb/mmc/mmd】/mm2/mm303094510027. 25252259543. 中间轴结构设计由 h>0.07d=0.35mm,取 4mm,贝lj d? = 5smm ,=sqmm,= 40mm,此吋有厶二 51 mm ,厶=86/w/w，山于 b>l4h=6mm,故厶=,l 2 =4 +27.25 + 12 = 44加加,1r l2 = 53w/«4. 中间轴的结构图中阿（三）低速轴的结构设计1. 低速轴上的功率戶/、转速勺、转矩卩卩川=4mkw , nni =40.30r/min

44、, tn =1154.06?；-w2. 2、估算轴的最小直径低速轴选用材料：45钢，并作调质处理，由表15-3c2,取竝“io= 110x3 ,4-87 = 54.384mm40.30考虑轴上存在有键槽，需将宜径放人5%d = min xl05% = 57.103加舁, 取 d| = 60mm。d =d x 1.1 = 66mm , ftl表 169 ",可以直接取d =66rmn,2 1 2+ （1 一 2） = 68/7?m,取 / = 70mm,dq = % +4 = lamm,d5 =<74 +0必=81 amm ,取必=90mm, d6=da= 74mm, d= =d

45、、= 70mm。 由 表15-6,取角接触球轴承7314ac轴承代号ddbada7314ac701503544.382138由表17-1'1',取厶广142咖，由低速轴结构尺寸知l = 142mm, l = 40加w l = 48加加 l = 66mm , l5 = 16mm , l& = 81mm ,jl丿厶 7 = 63 mm o3. 低速轴的结构图（四）中间轴的强度校核1. 齿轮力的计算圆周力的计算:"2x365.15x10'ftl = 11 =3.728knd.195.8762x365.15xl03=二& 176aw83.793径向力的

46、计算:f(2 x tan ancos 012_ 3728x tan20。 cos 14.07°= 1399knfc xtan%=&716 x tan 20。= 3.282 册cosl4.835°轴向力的计算：f(l2 = ff2 xcos012 = 3.728xcosl4.07° = 0.943knfr3 = 3 x cos/?34 = 8.716x cos 14.835° = 2.309kn由1表15-7选取圆锥滚子轴承3030, q = 21。o绅啲机械设廿课程设it ait算说明书(v组)2. 作图初步确定各轴段长度，画出中轴的受力图进行受

47、力分析(1) 轴的空间受力简图弯扭合成图t(2) 多力分析和计算求垂直面的支撑反力f,i xbd- f(l2 -f xcd-f(i3 x“32 " 2 ad1.399 x 165.25 - 0.943x 195 876 3.282x 80.75 一2.309x 83,793 2 2228.5=0.957kn机械投it课程设it ait算说明书（v组）fr2xab-fa2x. 2 -f xac-fa3x.d3r 3f _225ad1.399x63.25一0.943x j95,876-3.282xl47.25一2.309x 83,793二2 2228.5-2.555knmv = fav

48、xab = -0.969x63.25 = -61.289knmj, = fav xab + f心 x2 = 30.687kn2m'cv = fdrxcd = -2.555 x 80.75 = -206.316knat =f xcd + f x % =_206.316 +2.309x "793cv dva3 * 22求水平面的支撑反力f1 x bd + cd 3728xl6525 + 8.716x86375fail=-="= 599knauad228.15fdh = fq + f(3 - fm = 3.728 + 8.716-5.911 = 6a53knmbh = f

49、au xab = 5.99lx63.25 = 378.93knmch =fdhxcd = 6.453x80.75 = 521.080kn合成弯矩图 2 2(-61.289) +398.931 =403.612kn加加m =m'cmnc扭矩-77mv+m-bh 2 2(30.687) +398.931 = 400.120k7v 加加(-206.316)2 +521.0=560.438炉"伽 2 2(-109.577) +521.080 =532ati 匕n mm当量奇矩图扭矩按脉动循环取a =0.6,贝ijm.a (b) = m = 4003.612册 mmm”；+(0.6 +

50、 7；)2 = 400.1202+(365.76)2 = 542.1047gv mmm.a (c) = m = 560.438kn mmm*+(0.6 + 7/)2 =532.4772 +(365.76)2 = 645.997kn mm校核截而b、c由合成的当量弯矩图可知b、c处为危险截面，轴的材料是45#调质钢，根据表15-1可知6 = 640mpa , 为当量弯矩c截面最大，所以只按60mpa ,截面b初选d=50mm,并且因计算即可o-ixk-ij 1645.977x10?0.1x60=47.573mm < 50mm由此可得，此轴强度安全。（五）键连接的选择键材料选择为45钢，调质

51、处理。1 高速轴带轮的键连接（1）选择类型及尺寸2根据 d=26mm, li=80mm,由表 14-1 选用 c 型bxh = sx7 , l=50mm（2）校核键连接的强度根据表6-2，取s = 110mpq,工作长度/=厶b = 50 8 = 42加加,根据公式e咲济恍爲化48. 呻故键安全合格，取键标记为：c8 x50 gb1096-792. 中间轴键连接的选择及校核设计（1）选择键连接的类型和尺寸由于齿轮有定心精度要求，应用平键，根据d. = 50/77/77 ,根据表14-1",取/? = 14加加，力=9?加,厶=45"初'b' = 9mm, l 56mm。（2）校核键连接的强度根据表6-2，取bt10mpd。工作长度厶=厶一bx = 45-14 = 31mm, / = l-b = 56-4 = 42mm ,根据公 式10-26，4 几 4x365.16x1（）3“=11 =mpa<ar）p dh£ 50x9x31卩4x365.16x1050x9x42=77.3< crl机械设廿课程设计ait算说明书（v组）故，键全部安全合格。取两键标记为:14 x45 gb1096-79. 14