河北工程大学机械设计课程设计带式输送机

1、成绩:机械产品设计项目设计说明书设计题目：带式输送机传动装置设计专业班级：机制2013学生姓名：关志刚学 号:指导教师：姚贵央河北工程大学机电学院2015年12月20 日目录一、设计任务书 1二、传动方案分析 3三、电动机的选择 3四、V带的设计计算 7五、传动零件的设计及计算 9（一）高速齿轮传动 9（二）低速级齿轮传动 18六、轴的设计计算及初步选择键与联轴器 27（一）输入轴的设计计算 27（二）中间轴的设计计算 31（三）输出轴的设计计算 35七、滚动轴承的选择和校核 40八、键联接的选择及校核计算 43九、润滑和密封方式的设计 45十、箱体的结构设计 45十一、设计总结 47十二、参

2、考文献 47河北工程大学机械设计课程设计、设计任务书一、设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求 胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一， 其主要功能是由 输送带完成运送机器零、部件的工作。2、机器工作条件（1）载荷性质 单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境 室内工作，有粉尘，环境温度不超过 35° C；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过 5%；滚筒传动效率为 0.96 ；（4）使用寿命 8 年，每年 350天，每天 16 小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压 380/220V；（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件 中型机

3、械厂，小批量生产。3、工作装置技术数据（1）输送带工作拉力 :F 6.2 kN；（2）输送带工作速度 : V 0.9 m/s ；（3）滚筒直径：D 550 mm.二、设计任务1、设计工作内容（1）胶带输送机传动系统方案设计（包括方案构思、比选、决策） ；（2）选择电动机型号及规格；（3）传动装置的运动和动力参数计算；（4）减速器设计 （ 包括传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密 封方式选择，机体结构及其附件的设计 ） ；（5）V带（或链）传动选型设计；（ 6 ）联轴器选型设计；（ 7 ）绘制减速器装配图和零件工作图；（8）编写设计说明书；（9）设计答辩。2、提交设计成品需要提交的设计

4、成品： 纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件名） 各 1 份。内容包括：（1）减速器装配图一张；（2）零件图 2张 （ 完成的传动零件、轴和箱体的名称 ）；（3）设计计算说明书一份。三、设计中应注意事项1. 计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。2. 设计中要贯彻标准。（标准件和标准尺寸）3. 全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。4. 设计应有创造性，多方案比较，择优选用。5. 设计过程中注意培养独立工作能力。6. 提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。四、设计阶段1.计划阶段； 2.方案设计； 3.技术设计； 4.设计文件汇总五、完成时间要求在 2015年 12月

5、 20日之前完成全部设计任务。指导教师：姚贵英2015年10月 8日1、传动方案分析传动方案：电机f带传动f两级圆柱齿轮减速器f工作机总体传动简图-W.=匚123X X /I 一减速爲2麻轴器3滚筒电一运送芾刁一电动机带件动图1-1三、电动机的选择3.1电动机类型的选择按工作条件和要求选用一般用途的 丫系列三相异步电动机，卧式封闭3.2电动机容量计算电动机所需的工作效率为：Pd电动机功率；Pw-工作机所需功率；工作机所需要功率为:PWFV5.58kW 1000传动装置的总效率为:河北工程大学机械设计课程设计421 234 5按表2-3确定各部分效率:V带传动效率10.96，滚动轴承传动效率 2

6、0.99，闭式齿轮传动效率30.99,联轴器效率40.99，传动滚筒效率50.96，则减速器传动的总效率：42123450.96 0.994 0.992 0.99 0.96 0.86所需电动机功率为：巳 弘5.586.48 KW0.86选择的电动机的额定功率入要略大于R，由丫系列三相异步电动机技术数据，选择电动机额定Ped为7.5KW3.3确定电动机转速工作机卷筒的转速为60 1000 O'9 31”min3.14 55060 1000 v n wd其中：V-输送带的速度（m/s）D-提升机鼓轮的直径（mm）电动机转速的可调范围：nd i nw，其中：i h i2，取V带传动比：h 2

7、 5，二级圆柱齿轮减速器传动比：i2840i i1 i2(840) (25)16 200所以电动机转速的可选范围为nd i nw (16 200) 31.3 500.8 6260r/min根据Pd、nd，查阅相关手册得到符合这一范围的同步转速有750r/min ，1000r/min , 1500r/min和3000r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质 量和价格因素，决定选用同步转速为丨：川的电动机。表3.1 Y160L 8型电动机主要参数电动机型号额定功率(Kvy同步转速n(r / min )满载转速n(r/min )Y132M-47.5150014003.4确定传动装置的总传动比和

8、分配各级传动比总传动比i为：nmn w144031.346.00取带传动比为i带3，贝U圆柱直齿轮高级速传动比和低级速传动比的乘积为ii i2 15.33。因为 i1 (1.31.5)i2 ，取 i 1.3i2，经计算得：i1 4.46, i带i23.43。3.5计算传动装置的运动及动力参数计算各轴转速：nm 1440I轴：n1-480r/minn带3U轴：n2迴 107.62r/mini14.46川轴：n3i2107.623.4331.38r / minW轴：n4n331.38r / min各级效率：第一级效率:01 120.960.990.95第二级效率:12 230.990.990.98

9、第三级效率：231240.99 0.99 0.990.97第四级效率：34230.99 0.990.98计算各轴的输入功率：I轴：PlPd017.50.957.13kWU轴：P2P127.130.986.99kW川轴：P3P2236.990.976.78kWW轴：P4P3346.780.986.64kW计算各轴的输出转矩：电动机所需的实际转矩即为电动机的输出转矩:PdTd 955049.7N mn mI轴：T1Tdi 带 0149.73 0.95141.76N mU 轴：T2T1h 12141.764.460.98 619.60N m川轴：T3丁2匚2 23619.603.430.972061

10、.49N mW轴：T4T3 342061.490.982020.26N m3.6.将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表:轴名功率P/KW转矩T/Nm转速nr/mi n传动比i输入输出输入输出电机轴7.549.7414403输入轴7.13141.76480中间轴6.99619.60107.624.46输出轴6.782061.4931.383.43四、V带的设计计算4.1确定计算功率PCa由表8-8查得工作情况系数氐=12，故Pea GPd 1.2 7.5 9kW4.2选择V带的带型根据FCa 9kW和小带轮转速nm 1440r / min查表可知，选用A型V带。4.3确定带轮基准直径并验算带

11、速 v:(1) 初选小带轮直径ddi，小带轮直径(dd)min 75mm,根据基准直径系列初选，初选 (2) 验算带速v:60X 10009.42m/ir因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。(3) 计算大带轮的直径： 3 X 125 375mm根据表8-9，取整为一 一二二。4.4确定V带中心距a和基准长度Ld(1)根据 0.7(dd1 dd2)a。2(dd1 dd2)， 7Smm < aA < 1050mm，初定中心距-mw(2)计算带所需的基准长度Ld 02a0(dd1dd2 )(dd2dd1)24a°2 8003.14(125“c、 (400212

12、5)400)mm248002247 mm由表8-2选带的基准长度:-：。(3)计算实际中心距Ld-Lda (224-7-2200a a0 4- “2-(宫°° +j mm = 823.2mmNrain = a O.OlSLj = 779.5mm; a, = a + O.OSL = 890.6mm 所以，中心距的变化范围为 ：二，门一。4.5验算小带轮上的包角57 3a57 3°180c - (dd2 -ddl)= 180Q -(400- 125)161.69&3860.54.6计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由-!：.：和: 一一一 一，查表

13、8-4得J 1山!皿。根据nm = 144Qi7min，城三3和A型带，查表8-5算得AP0 = 0,17kW.。查表8-6得心=表8-2得反=1.06，于是斗=(% + AP0) X Ka X KL = CL92 + 0.17) X 0.95 X 1.06kW = 2A0kW（2）计算V带的根数zP 9E = - = = 4.28 取弓根4.7计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q 0.105kg/m，所以（卩九厂迦%泸+腐500 X 2'"刃 * ° + 04 X 9422 N0.95 X4 X 9.43=203.73 N应使带的实际初拉

14、力 .4.8计算压轴力Fp压轴力的最小值为(%)=22 (Fq)r mtnsin 2 X 5 X 203.73 X sintN 2011.35Nmin2由以上计算可得带的选择如下：带类型：普通V带A型；长度2200mm；根数5根；传动中心距823.2mm;带轮基准直径125mm（主），375mm（从）。五、传动零件的设计及计算（一）高速级齿轮传动5.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿轮选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20 o1. 运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2. 材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr（调质），齿面硬度为280HBS,大齿轮材 料为45刚（调质），齿面硬度

15、为240HBS。3. 选小齿轮齿数z 24，大齿轮齿数Z2 24 ii 24 4.46 107.04取 107。5.1.2齿轮强度设计1.按齿面接触强度设计d1t 32KHtT1U 1（ZHZEZ ）2V d u h（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数KHt 1.32）小齿轮的传递转矩由前面算得尸 ,7.135T. = 9.55 X 10s = 9.55 X 106N mm = 1.42 X lirpnim1m4803）由表10 7选取齿宽系数d 1 o4）由图10 20查得区域系数-=。i5）由表10 5查得材料的弹性影响系数 Ze 189.8MPa2。6）计算接触疲劳强度用重合度系

16、数-.。aai = ar ccos z t cosa /+ 2k；） = arccos 24xcos207（24 + 2X 1）=29B411aa2 = arcccsz2cosa/(22 2fe*) = arccos107 x co520*/(107 + 2 X 1J =22J1：£a = r1(ta?ittai tana ) (tanaa； tancrf)/2jr=24 X (tan25+37" ran20 ) + 107(tan22.71 tari2O /2n =1.7397）计算接触疲劳许用应力也由图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim1 600M

17、Pa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hiim2 550MPa计算应力循环次数107一 =4.4624N1N260mjLh 60 480 1 (8 350 8 2)9N1 1.29 102.89 108u 4.461.29 1098）由图10 23取接触疲劳强度寿命系数 Khn1 0.90，Khn2 0.92取失效概率为1%、安全系数S=1，得接触疲劳许用应力h1KHN1 lim1 0.90 600MPa 540MPa sH 2Khn2 lim2 0.92 550MPa 506MPa s河北工程大学机械设计课程设计取hi和H】2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即如=加L = 506MPa试

18、算小齿轮分度圆直径dit，有计算dit3 ,'2KHtT1 U 1（ZHZEZ ）2.d u （ h）dit（'21.3 1.4210 竺了5189.80.87）2 67mmV14.46506(2)调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。1) 计算圆周速度小汕1v60 10003.14 67 48060 10001.68m/ s2) 齿宽bb dd1t 1 67mm 67mm计算实际载荷系数匕。由表10 2差得使用系数Ka 1，根据v 1.68m/s，7级精度，由图108 查的动载系数Kv 1.08。齿轮的圆周力。2T.2 X 1,42 X 10s0耳17 = 4,2

19、38 X 103?VdtLr6 7心粘 1 X 4,238 X ID3=63.27N/mm < lOON/nimb67.25查表10 3得齿间载荷分配系数二：-o由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向 载荷分布系数Kh1.320 o由此得到实际载荷系数Kh KaKvKh Kh 1 1.08 1.2 1.320 1.71河北工程大学机械设计课程设计按实际载荷数算的的分度圆直径673 1"mm1.373.4mm13由图1018查得Ys 11.58 ； Ys 21.81及相应的齿轮模数d± 73.4 m = = 3.06 mm巧 245.1.3按

20、齿根弯曲疲劳强度设计试算齿轮模数mn ）计算 YFaYaf查齿形系数由图 1017 查得 Yf 12.65 ； Yf 22.15查取应力校正系数禹辛确定计算参数1）试选- -二2）计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.750.75Y_ = 0.25 += OS + i73= 0.683由图10 24c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限fe1 500MPa ;大齿轮的弯曲 疲劳极限fE2 380MPa由图10 22取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85，KFN2 0.9计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4F】1F 2303.57MPa244.29MPaKFN1 FE1 0.85 500S1.4K FN

21、2 FE20.9 380S1.4河北工程大学机械设计课程设计因为大齿轮的晋大于小齿轮，所以取YFaSa Fa lYsa2T7T f22.15 1.81244.290.01619试计算模数mt2心"丫Vrzr诈aYsafmn2 1.3 1.42 10521 2420.5560.0161.787mm(2)调整齿轮模数圆周速度(12 = U87 X 24 = 42.88mm314 往88 4801.077m/sd1n160 1000v60 1000齿宽bbdd1 1 42.88 42.88mmh =+ L)叫=(2 X 1 -|- 0.25) X 1.918 = 4.316mmb 42.8

22、8r= 9-935nmi计算实际载荷系数根据v 1.156m/s，7级精度，由图10 8查的动载系数 心1.08。由42.88罢电=1 X 6.17 X 10 Nm = 144N/mm> lOON/mmb42.88查表10 3得齿间载荷分配系数:-由表104用插值法查得 心 = 1.33，结合b/h = 9935查图1013得KF3 = 1.28则载荷系数为Kp = KAKvKp=Kpp =IX 1.08 X 1.1 X 1.28 = 1.52按实际载荷系数算得的齿轮模数1 応I I1S2in = m_ 1787 X mm = 1.88mm马心J 1-3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计

23、算的模数m大于由齿根弯曲疲劳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疲劳强度所决定的 承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的的模数1.88mm并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强 度算得的分度圆直径= 734mm，算出小齿轮齿数= di/m = 73.4/2 = 36.7 0取珀=37，则大齿轮齿数z2 = 4,6 X 37 = 165,02，取二立=165与2互为质数。这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.4几何尺寸计算1）计算分度圆直径di = z1m

24、= 37x2 = 74mm.= 165 X 2mm = 330mm.2）计算中心距d-L + d; 744 330a = =mm = 202mm2Z3）计算齿轮宽度b = 0ddi = 1 X 74mm = 74mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮 略加宽(5T0) mm，即.'-5 _ . i：.：-.: _. ：/：.-.二上一二 取b± = 80mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 竝=b = 74mm。5.1.5圆整中心距后的强度校上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行调整。采用

25、变位法将中心距就近圆整至a' = 200nLm。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如Z!、Z2、m、b等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确 齿轮的工作能力。计算变位系数和1)计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。a' = arccos(acosa)/aj = arccos202 X cosZO'/OO = 1836'zT = zL + z2 = 37 + 165 = 202(inva lnva)zrf202= X-. -hx2 = = (invl8.3

26、6 一 lnv20)X = 0.966_亠2 tana2tan20- a 200 - 202y = = 1m2Ay =- y = -0.966 - (-1) = 0.034)从图10 21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下 降。由图10 21b可知，坐标点(住/2七三C101f -0.483)位于L17和L9线之间。齿面接触疲劳强度校核心=1.717 = 1.4-2 X IQN= 1d1 = 37 X 2 = 74mm165=4.4637ZE = 189.3MPa1/:aal = tarccoslzcosa/Qz + 2k：) = arccos37 X cos20 /(37

27、 4-2X1) = 26.94(za2 = drcco5z3casct/(z2 + 2A*) = arceos165 X cas2Cf /(165 + 2 X 1) =2i.srca = tana1) + z2(tanaa2 tana' )/2n=37 X (tau2,946 tan20") + 165(tan21.81' 2.3 X 189,8 XO.85齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度强度校核r2 = 1.4-2 X 1QN根据v1.156m/ s ,7级精度，由图10 8查的动载系数 K 1. 082Tt2 X 1占

28、 X 诃=§禺4 乂 103741 X 3.84 X 10374N/mni = 51.2N/mm < 100N/mm查表10 3得齿间载荷分配系数一：-.-由表104用插值法查得 心p = 1.33，结合b/h = 17,15查图1013得则载荷系数为心=kakvkFqkfP =IX 1.03 X 1.2 X 1.28 = 1.66军门=2.45=1.64也=2.170.750.75Y. = 0.25 += 02S +1.81 = 066也=1.82=1 m = 2 mm1 X 2a x 37a&drn3zZ X 1.66 X 1.42 K 10、X 2.45 X 1.

29、64 X 0.66 叶士 =_=H4MPa < Eh_ 2 X 1.66 X 1.42 X 10& X 2.17 X 1.82 X 0.66 叫n?疋一1 X 2s X 37a=112MPa < 讥齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大 齿轮。5.1.6主要设计结论齿数zi =37，Z2=165，模数m=2mm，压力角h = 20，中心距a=200mm，齿宽bi=80mm，b2=74mm。小齿轮选用40Cr （调质），大齿轮选用45钢（调质）。 齿轮安七级精度设计。（二）低速级齿轮传动5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿轮选用直齿圆柱齿轮传动

30、，压力角取为 20。1. 运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2. 材料选择。选择小齿轮材料为40Cr调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材 料为45刚（调质），齿面硬度为240HBS。3. 选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z224 i124 3.43 82.32 取 83。5.2.2齿轮强度设计按齿面接触强度设计d1t3 2KHtT2 u 1(ZhZeZ)2 'd u ( h)（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数KHt 1.32）小齿轮的传递转矩由前面算得T. = 4弓5 X 1O6 =9.55 X 10s 6，" N mm = 6.20 X 10=N

31、- mm 107.62河北工程大学机械设计课程设计3）由表10 7选取齿宽系数d 1 o4）由图10 20查得区域系数-=。i5） 由表10 5查得材料的弹性影响系数 Ze 189.8MPa26）计算接触疲劳强度用重合度系数-.。= arccoslzcosa/(z + 2血：)=arccos24 X cg520*/(24+ 2 X 1) =29.841*aaZ = arccos s2 cosa/ (z2 + 2h* = ar eras 83 x cos20*/(83 + 2X 1) =23,425= tana*) -|-Zh(tana虫tana,)/2n=24 x (tavt29.841 ta

32、n2O') + 83(tm23A25' tan20*)#7）计算接触疲劳许用应力孙由图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限屮计600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 550MPa计算应力循环次数83LL =3.4624N1N260n2jLh 60 107.62 1 (8 350 8 2)8N1 2.89 10u 3.468.35 1072.89 108由图10 23取接触疲劳强度寿命系数Khn1 0.92，Khn2 0.95取失效概率为1%、安全系数S=1，得接触疲劳许用应力KH1 HN1 lim1 0.92 600MPa 552MPasKH2 HN

33、2 lim2 0.95 550MPa 523MPas取h1和h2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即河北工程大学机械设计课程设计=讥=523MPa试算小齿轮分度圆直径ditd2t2Kh“2U 1/ZhZeZd2t53 2 1.3 6.20 10 4.46(2.5 189.8 0.872*3.46(523109.15mm2（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。2）计算圆周速度d2tn23.14 109.15 107.62 门一，v 空 20.61m/s60 1000 60 10003）齿宽bb dd2t 1 109.15mm109.15mm计算实际载荷系数匕。由表1

34、0 2差得使用系数KA 1，根据v 0.61m/s， 7级精度，由图108查的动载系数Kv 1.051 x 1.13 x 10*109.15=10+.08N/mni > lOON/mm齿轮的圆周力2T.=2 诃=1.13X1F/V109.15查表10 3得齿间载荷分配系数二：-o由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数Kh1.320 o由此得到实际载荷系数KhKAKvKh Kh 1 1.05 1.1 1.320 1.52河北工程大学机械设计课程设计按实际载荷数算的的分度圆直径d2d2t3K：1 52109.15 1.3 mm 118.02mm及相应的

35、齿轮模数d2 1LB.02m = = 4,9 lmm24523按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数m.2心兀丫 YFaYsadZ2 f29确定计算参数1）试选- -二2）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。0.75环=06873）计算晋查齿形系数由图1017查得Yf 12.65 ； Yf 22.20。查取应力校正系数由图1018查得Ys !1.58 ； Ys 21.80。由图10 24c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ;大齿轮的弯曲 疲劳极限fE2 380MPa由图10 22取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.91，KFn2 0.95。计算弯曲许用应力KfN1 FE1SK FN 2

36、FE 2SfiF 2取弯曲疲劳安全系数S=140.91 5001.40.95 3801.4325MPa257.85MPa因为大齿轮的晋大于小齿轮，所以取1.58 1.81257.850.011试计算模数mt2心兀丫2 d Z1YFaYsafmn3 2 1.3 1.42 105 0.5560.0111.577mm调整齿轮模数圆周速度d2 = mti = 1.577 X 24 = 37,84mmd2n2v60 10003.14 37.84 107.6260 10000.213m/s齿宽bbdd2 1 37.84 37.84mmh = (2h += (2 X 1 + 0.25) X 1,577 =

37、3.55mmb 37.84=10.67mmh 3.55计算实际载荷系数根据v 0.213m/s，7级精度，由图108查的动载系数KV 1ZT, _ 2 X 6.20 X 105 d237.84=3,28 X 1O4JV匹.b1 X 3.28 X 10*二询/ = S6S.BN/mm> lOON/mm查表10 3得齿间载荷分配系数一：二.-丄“由表104用插值法查得= 1.33，结合b/h = 10,67查图1013得Kp(3 = L2S则载荷系数为KP = KAKvKP£rKpp = 1 X 1.08 X 1.1 X 1.25 = 1.485按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算

38、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疲劳强度所决定的 承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径有关，可取由 弯曲疲劳强度算的的模数1.65mm并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强 度算得的分度圆直径d2 = 118,02mm，算出小齿轮齿数L = dn/m = 118,02/2 = 59.01取对=59，则大齿轮齿数S = 3曲X 59 = 20237，取二=202，引与氐互为质数。这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4几何

39、尺寸计算1) 计算分度圆直径(12 = z1zn = 59 X 2 = 118mm.= 202 X 2 mm = 404mm.2) 计算中心距<1丄 + d? 1 丄 8 + 404a = =nwi = 261mni3）计算齿轮宽度b = 0ddi = 1 X 118mm = 118mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮 略加宽（510） mm，即-.二二 -：:二一一二 _= ：.：取 = 125mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 b2 = b = 118mm。5.2.5圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此，可以通

40、过调整传动比、改变齿数或变位法进行调整。采用变位法将中心距就近圆整至 =。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如z1、z2、m、b等保持不变齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确 齿轮的工作能力。计算变位系数和1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。a（ = arcco5（acosa）/aj = arccos261 X cos20V260j = 19.59+ z2 = 59 + 202 = 261finva in叱=k1 +x2Invalzr=261a ay =m260-261=-0.522 ta

41、nar = (invl9.39 - inv20) X = -0.472tan20Ay =- y = -0.+7 (0.5) = 0,03从图10 21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下 降。由图10 21b可知，坐标点- -.位于Ln 和L12线之间齿面接触疲劳强度校核K垃=L52r2 = 6,20 X77!皿= 1rfi = z2m = 59X 2 = 118mmS3IL =3.4624Z y 2,5ZE = 189.3MPa1/: aal = tarccoslzcosa/Qz + 2k：) = arccos53 X cos20 /(59 4- 2X1) = 24.65(

42、ta2 = oTccosz2cosaf(Z2 + 2A*) = arceo5202 X cos20*/(202 + 2 X 1) =2149£a = z1ta?itta;L tan出)-Fz = (tanaa； tancrr)/2jt=59 X (tan24,65' tan20*) + 202(tan2149* tan20*)/2Tr =1.85u + 12X 1.52 X 6.20 X 10&3,46 + 11 X11833.46 2.5 X 189,8 X0.85=490A4MPa < 帀齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲

43、疲劳强度强度校核T1 - 6.20 X 丄0'“ mm根据v 0.213m/s，7级精度，由图108查的动载系数 K 1。由222° XI少=105 x 沖v1181 X 1.05 X 10*118N/mm = 89N/mm < lOON/nim查表10 3得齿间载荷分配系数一：-.-由表104用插值法查得 心p = 1.33，结合b/h = 33.24查图1013得则载荷系数为KF = KAKvKFaKF3 = IX 1.03 X 1.2 X 1.Z8 = 1.67=2.3=1.8也=2.15 = 1-840.750.75Y. = 0.25 += 02S +1.85

44、= °66=1m = 2 mm|巫应齐门岭“斗U °>11Z X 1.67 X 6.20 X 10& X 2.3 X 1,8 X 0,66_1 X23 X 592- 202MPA河北工程大学机械设计课程设计2町兔年口岭_ 2 X 1.67 X 6.20 X 10& X 2.15 X 1.84 X 0.660&沁疋 一1 X 23 X 59a齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大 齿轮。526主要设计结论齿数zi =59，Z2=202，模数m=2mm，压力角a = 泅，中心距a=260mm，齿 宽bi=125mm，b2=

45、118mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质） 齿轮安七级精度设计。六、轴的设计计算及初步选择键与联轴器（一）输入轴的设计计算6.1.1输入轴上的功率Pi,转速ni，转矩Ti由前面已经算出 R 7.13KW，ni 480r/min，Ti 141.76N m求作用在齿轮上的力轴（高速级）的小齿轮的直径di 74mm，有圆周力：Fti2Ti 2 i4i.76 i000“丄2402.7iNdiii8径向力：FriFtita n2402.7i tan20 874.5iN6.i.2初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表 i5-3，取

46、 Ao ii2dminAii2 3 73 48027.53mm ，2河北工程大学机械设计课程设计因轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7滋d=29.4mm又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取 dmm=29mm查机械设计P160知带轮宽L=（1.5-2）dmn故此段轴长取 50mm 即 I 50mm6.1.3输入轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案装配图如下图6-1（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）因U-川要有一轴肩，取d ii “I 32mm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥 滚子轴承.参照工作要求并根据d “川32mm,由轴承产目

47、录中初步选取0基本游 隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307型。其尺寸为d D T 35 80 22.75 故dm iv dvi vii 35mm；而 © vii liii iv 22.75mm,左端轴承进行轴肩定位，查表得，h=4.5mm,diVV 44mm,右轴承采用套筒定位。3）V - W轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于切-%轴段的直径， 可取dV VI 38mm，齿轮右端用套筒固定，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴 段应略短于轮毂宽度，已知齿宽 b1=80mm,故选取V - W轴段的长度为Iv Vi 78mm。齿轮左端用轴间定位则 d V 38 38 2 0

48、.08 44mm。4） 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）.根据 轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取几皿50mm。5） 取齿轮距箱体内壁之距离17.25mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚 动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=22.75mm,则lVI VII T s 80 7822.75 8 17.25 80 78 50mm6）根据箱体宽，取liv v 154.5mm6.1.4轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按dvvi 38mm由表6-1查得平键截面 b h 14mm 9mm键槽用键槽铣刀加工，长为

49、60mnp同时为了保证齿轮与轴的H 7配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为 花；同样带轮与轴的连接，H 7选用平键为14mm 9mm 35mm，带轮与轴的配合为76。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m66.1.5确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表15-2,取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径见输入轴零件图。6.1.6求轴上的载荷。首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取C值。对于30307型圆锥滚子轴承，查得 C=18因此，作为简支粱的轴 的支承跨距 L 269.25mm。且可得 L? 199.25mm，L3 70mm，L

50、1 93mm。先作 出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图所示29mm河北工程大学机械设计课程设计从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面川 -W是轴的危险截面。现将计算出的截面川-W段处的Mh , Mv和M的值如下:Fnhi 1778N, Fnh2 624.7NFnvi47.54N, Fnv2 2933.4NM h 124460N mmMv 187055.55N mmM 18705555N mmT 141760N mm6.1.7按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据，以及轴单只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力cam2( t)2W187055.552 (0.6 1 41760)20.1 35348MPa前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15- 1查得1 60MPaca 1，因此安全。（二）中间轴的设计计算6.2.1中间轴上的功率P2,转速n2，转矩T2由前面已经算出 F> 6.99KW，n2 107.62r/min ， T2 619.6N m 6.2.2求作用在齿轮上的力低速级的小齿轮与大齿轮啮合，其轴向力