毕业设计论文带式输送机V带传动及一级直齿圆柱齿轮减速器的设计

1、内蒙古化工职业学院毕 业 论 文题 目： 带式输送机V带传动及一级直齿圆柱 齿轮减速器的设计系 部： 测控与机电工程系专 业： 机电一体化班 级： 机电09-2班学 号： 学生姓名： 指导教师：内蒙古化工职业学院毕业设计(论文、专题实验)任务书姓 名专业机电一体化班级机电09-2指导教师马文龙题 目带式输送机V带传动及一级直齿圆柱齿轮减速器的设计原始数据输送带的牵引力为F=2000N，输送带的的速度v=1.2m/s卷筒的直径D=320mm说明书(论文、实验)主要内容1.选定方案 5.轴的设计2.选择电动机的型号 6.齿轮的设计3.设计V带的传动 7.键、轴承、联轴器的选用4.设计圆柱齿轮减速器

2、 8.绘制减速器的相关图纸图纸要求图纸的图幅、比例、图线、标注符合基本的制图规定对学生综合训练方面的要求 充分利用本专业知识，充分发挥主观能动性和创造性，刻苦专研，勤于实践，独立完成毕业设计任务；尊敬师长、团结互助，虚心接受指导教师及有关人员的指导和检查。定期汇报毕业设计的工作进度、设想；实事求是，不弄虚作假，不抄袭他人成果。完成期限 自 2011 年 12 月 5 日至 2011 年12 月 23 日备 注:毕业论文的任务书可对原始数据及图纸要求两项不作要求、专题实验可对图纸一项不做要求。签发: 日期: 2011 年 12 月摘 要 带式输送机一级圆柱齿轮的设计是我们的毕业设计题目。也是我们

3、对对大学所学课程的一次深入的的综合性连接，也是一次理论联系实际的训练。更是我们全方面地进行机械传动系统运动学、动力学分析和机械结构的设计的一个十分重要实践性的环节。因此它是我们的大学生涯中占有十分重要的地位。 我希望通过这次毕业设计可以对自己在将来从事的工作进行一次适应性的训练。从中可以锻炼自己分析问题、解决问题的能力。为今后参加工作打下良好的基础。关键词：电动机的选择、V带的设计、齿轮的设计、轴承、密封 Abstract 目 录第1章、减速器的概述 11.1 减速器的主要型式及其特性 11.2 减速器结构 2 1.3 减速器润滑 4第2章、传动方案的拟定 6 2.1 方案的选定 6 2.2

4、方案的比较 7第3章、电动机的选择 8 3.1 电动机类型的选择 8 3.2 确定电动机型号 9 3.3 计算总传动比及分配各级的传动比 10 3.4 运动参数及动力参数计算 11第4章、传动系统的设计 12 4.1 V带的设计12 4.2 一级减速器直齿齿轮的设计 14第5章、轴的设计计算 195.1 输入轴的设计 19 5.2 输出轴的设计 21第6章、滚动轴承的选择及计算 25 6.1 输入轴承的计算 25 6.2 输出轴承的计算 20第7章、键联接的选择及校核计算 277.1 输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接 27 7.2 输出轴与大齿轮联接用平键联接 27 7.3 输出轴与联轴器联

5、接用平键联接 27第8章、联轴器的选择 28第9章、减速器附件的选择 29第10章、润滑与密封 30 10.1 齿轮的润滑 30 10.2 密封方法的选取 30第11章、设计小结 31致 谢 32参考文献 33符 号 说 明P 功率 F 功V 速度 KA 工况系数n 转速 传动比T 转矩 a 中心距Ld 基准长度 FQ 轴压力 带轮包角 q 每米长质量f0 初拉力 Z 齿轮齿数K 载荷系数 压力角 齿数比 Ft 圆周力m 齿轮模数 Fr 径向力dd 齿顶直径 N 应力循环次数d 齿宽系数 ZE 弹性系数 许用应力 K 分配系数b 齿宽 HBS 布氏硬度第1章 减速器概述1.1 减速器的主要型式

6、及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等，以下对几种减速器进行对比。 圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=840)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺

7、寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：、轴的刚度宜取大些；、转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；、采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上

8、，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70ms，甚至高达150ms。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。 圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30。 圆锥

9、齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。 蜗杆减速器主要用于传动比较大(j>10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形

10、式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。 齿轮-蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。1.2 减速器结构近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。传统型减速器结构 绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体

11、都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有23个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的

12、起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。 新型减速器结构 下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。、齿轮蜗杆二级减速器；、圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点： 在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。 在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖

13、，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。 输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。1.3 减速器润滑 圆周速度u12m/s一15ms的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以12个齿高为宜。速度高的还应该浅些，建议在07倍齿高左右，但至少为10 mm。速度低的(05ms一08ms)也允许浸入深些，可达到16的齿轮半径；更低速时，甚至可

14、到13的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。 减速器油池的容积平均可按1kW约需035L一07L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30 mm一50 mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过90时，需采用循环油润滑，或其他

15、冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于05L/kW。圆周速度u>12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：、由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处；、由于搅油会使减速器的温升增加；、会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来，借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时，对着啮出区喷油有利于迅速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度u20心s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4 mm的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿

16、轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。 蜗杆圆周速度在10m/s以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时，油面高度应低于蜗杆螺纹的根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠(柱)的中心，以免增加功率损失。但如满足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时，则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在10ms以上

17、的减速器应采用喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向，但有时为了加速热的散失，油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0，则使用时需先将油加热到0以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大。第2章 传动方案的拟定2.1 方案的选定 根据输送机的性能有以下方案 2.2 方案的比较因为本输送机运输碎石、型砂等材料，所以要求对传动系统的操作和维护要方便。因为方案d在次环境下维护不方便。所以方案d不适合。因为本输送机经常满载工作，而且是小批量生产。所以要求传动系统的传动效率要高、成本低。因为方案b传动效率低，所以方案b不宜。 因为本输送机允许有速度误差

18、5%。综合考虑方案c和方案a。方案a成本低切符合工作要求。所以选择方案a。第3章 电动机选择3.1 电动机类型的选择 选择电动机的类型和结构形式 本减速器在常温下连续工作，载荷平稳，经常满载工作，空载启动，工作环境有较多的灰尘，故选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源380V。结构形式为卧式。 确定电动机的功率工作机机所需的功率为 Pw=FV/1000=2000×1.2/1000=2.4kw电动机的工作功率为 Pd = Pw/电动机到输送带的总效率为 =由机械设计基础课程设计P111表13-7查得：V带传动效率=0.96，滚子轴承效率=0.98，（两对齿轮轴承和一对卷筒轴承

19、），齿轮副效率=0.97（齿轮精度为8级），齿轮联轴器效率=0.99，卷筒效率=0.96，代入得 =0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.83Pd = Pw/=2.4/0.83=2.89kw由机械设计基础课程设计P95表11-1选电动机的额度功率为3 kw。 确定电动机转速 计算滚筒工作转速： nw=60×1000v/D=60×1000×1.2/3.14×320=71.66r/min 由机械设计基础课程设计P110推荐的传动比合理范围，取V带传动比1=24 由机械设计基础课程设计P15表2-1取圆

20、柱齿轮传动一级减速器传动比取 2=04. 则总传动比理时范围=016。故电动机转速可选范围为nd=nw=（016）×71.66=01145.56r/min 符合这一范围的同步转速有750 r/min和1000 r/min。根据容量和转速,由机械设计基础课程设计P95查表11-1有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况，见表3-1。表3-1 可选电动机参数比较方案电动机型号额定功率/kw电动机转速r/min同步转速满载转速1Y132S-637507102Y132M-8310009603.2 确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，选择方

21、案1比较合适。因此选定电动机型号为Y132S-6，主要性能见表3-2。表3-2 Y132S-6电动机主要性能参数电动机型号额定功率/kw同步转速/kw满载转速/kw堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132S-6375071022由机械设计基础课程设计表11-2，外形和安装尺寸，见表3-3。 表3-3 Y132S-6电动机主要外形和安装尺寸 单位：mm中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD) ×HD安装尺寸A×B轴伸尺寸D×E平键尺寸F×G132475×(270/2+210) ×315216×14038×

22、8010×333.3 计算总传动比及分配各级的传动比 传动系统的总传动比 i =nw / nd =710/71.66=9.9 分配各级传动比 i = 1 2为了方便设计和制造，减速器的传动比为2=3，则带传动为： 1 = i2 =3.3 即： 1 =3.3 2 =33.4 运动参数及动力参数计算 计算各轴的输入功率（kw） 电动机轴 P0= Pd =3kw 减速器小齿轮轴 轴 P= Pd01=3×0.96=2.88kw 减速器大齿轮轴 轴 P= P23= P23 =2.88×0.98×0.97=2.74kw 卷筒轴 轴 P=P34=

23、P34轴 =2.47×0.97×0.99=2.63kw 计算各轴转速（r/min） 轴：n=nw / 1=710/3.3=215.15r/min 轴：n= n/ 2=215.15/3=71.72 r/min 轴：n= n=71.72 r/min 计算各轴扭矩（N·mm） Td = 9550 Pw/ nw=9550×3/710=40.34N·m=40340 N·mm TI=9550 P/ n=9550×2.88/215.15=127.84 N·m=127840 N·mm TII=9550 P/ n=9550

24、×2.74/71.72=364.85 N·m =364850 N·mm T=9550 P/ n=9550×2.63/71.72=350.20 N·m =350200 N·mm将机械传动系统运动和动力参数的计算数值列表3-4。表3-4 机械传动系统运动和动力参数的计算数值计算项目电动机轴轴轴轴功率/kw32.882.742.63转速（r/min）710215.1571.7271.12转矩（N·m）40.34127.84364.85350.20传动比3.331效率0.960.950.96第4章 传动系统的设计4.1 V带的设计表

25、4-1 V带传动设计计算步骤设计项目计算内容和依据计算结果1、设计功率Pd根据机械设计基础P134表7-10查得工况 系数KA=1.2Pd=KAP=1.2×3=3.6 kwPd=3.6 kw2、选择带型根据Pd=3.6kw、n=710r/min由机械设计基础图7-10选择A型普通V带选择A型普通V带3、带轮的基准直径dd1及dd2参考机械设计基础中表7-4、表7-6和图7-10，取dd1=140 mmdd2= 1 dd1=3.3×140=426 mm 取dd2=450 mmdd1=140 mmdd2=450 mm4、验算传动比误差传动比 =450/140=3.21 原传动比

26、 1=3.3 = （1-）/ 1×100% =（3.3-3.21）/3.3×100%=2.27%在允许误差范围 ±5% 之内在允许误差范 围内5、验算带速 vv=dd1n/60×1000 =3.14×140×710/60×1000=5.20 m/s在 525 m/s范围内带速v在允许范围内 设计项目 初定中心距a0根据机械设计基础式（7-24）0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(140+450)a02(140+450) 413 mm a01180 mma0=1000 mm 初算带长Ld0由机械设计基础式（

27、7-25） 计算内容和依据 计算结果6、确定中心距a及带的基准长度LdLd0=2a0+ (dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2 /4a0 =2×1000+(140450) ×3.14/2+(450140)2/4×1000 =2860.325 mm 确定带基准长度Ld根据机械设计基础表7-2取Ld=2800 mm 确定实际中心距a根据机械设计基础式（7-26）aa0+（Ld-Ld0）/2 =1000（28002860.325）/2 =929.84 mm安装时所需最小中心距amin=a0（2bd+0.09Ld）机械设计基础表73得bd=11.0amin =92

28、9.84（2×11+0.09×2800） =655.84 mm张紧或补偿伸长所需最大中心距amax=a+0.02Ld =929.84+0.02 ×2800=985.84 mmLd=2800 mma=929.84 mmamin=655.84 mmamax=985.84 mm7、验算小带轮的包角a1a1=180°-（d2dd1）×57.3°/a =180°-310×57.3°/929.84 =160.90°>120°a1>120°包角合适8、单根V带额定功率P0根据d

29、d1=140 mm，n1=710 r/min由机械设计基础表7-7查得A型带P0=1.31 kwP0=1.31 kw9、额定功率增量P0由机械设计基础表7-8得P0=0.09 kw P0=0.09 kw 10、确定V带的根数ZZ=Pd/（P0+P0）KKL机械设计基础表7-9得K=0.9556机械设计基础表7-2得KL=1.11Z=3.6/（1.31+0.09）×0.955×1.11 =2.42取Z=3 根 Z=3根 设计项目计算内容和依据 计算结果11、确定带的初拉力F0F0=500×（）机械设计基础表7-1得q=0.11 kg/mF0=500×（）&

30、#215;+0.11×=189.5 NF0=189.5 N12、计算带对轴的压力FQFQ=2zF0sinFQ=2×3×189.5×sin81.4° =1161.27 NFQ=1161.27 N13、带轮的结构尺寸及零件工作图附上4.2 一级减速器直齿齿轮的设计表4-2 直齿轮传动的设计计算步骤 计算项目设计计算与说明 计算结果1、 选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数 选择精度等级 选择齿轮的材料、热处理及齿面硬度 选择齿数Z1、Z2运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度考虑减速器传递功率不大，按机械设计基础表8-2选，齿轮采

31、用软齿面。从工作情况选用于便于制造且价格便宜的材料，小齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为240HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度200HBS。Z1=25,Z2= ×Z1 =3×25=75在误差范围内 因选用闭式软齿面传动，故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度8级精度小齿轮：45钢调质 240HBS大齿轮：45钢正火 200HBS=3Z1=25Z2=75计算项目设计计算与说明计算结果2、按齿面接触疲劳强度设计 初选载荷系数 小齿轮的传递转矩T1 选取齿宽系数 弹性系数 节点区域系数 接触疲劳强度极限、 接触应力循环次数N1、N2 接触疲劳强度寿命系数、

32、接触疲劳强度安全系数机械设计基础式（8-9），设计公式为d1试选载荷系数=1.5T1= TI=127840 N·mm机械设计基础表8-9选取齿宽系数=1机械设计基础表8-7得弹性系数=189.8节点区域系数=2.5（=20°）机械设计基础图8-6得=580 Mpa，=540 Mp机械设计基础式（8-2）N=60njN1=60×215.15×1×（16×300×10） =6.2×N2=N1/=6.2×/3=2.07×机械设计基础图8-8得=1.1 =1.12去失效概率为1%，则接触疲劳强度安全系数

33、=1=1.5T1=127840 N·mm=1=189.8=2.5=580 Mpa=540 MpN1=6.2×N2=2.07×=1.1=1.12=1计算项目设计计算与说明计算结果 计算许用接触应力 试计算小齿轮的分度圆直径 计算圆周速度 确定载荷系数K 修正小齿轮分度圆直径3、 确定齿轮传动主要参数和几何尺寸机械设计基础式（8-3）=580×1.1=638 Mpa=540×1.12=604.8 Mpa =68.02 mm =0.77 m/s机械设计基础表8-5取使用系数=1根据=0.1925m/s机械设计基础图8-10动载荷系数=1.02直齿轮传

34、动，齿间载荷分配系数=1机械设计基础表8-6齿向载荷分配系数=1.05载荷系数K= =1×1.02×1×1.05=1.071=68.02×=60.08 mm=604.8Mpa=68.02 mm=0.77 m/sK=1.071=60.08 mm计算项目设计计算与说明计算结果 确定模数m 计算分度圆直径、 计算中心距a 计算齿宽、4、校核齿根弯曲疲劳强度 齿形系数、 应力系数、 弯曲疲劳强度极限、 弯曲疲劳强度寿命系数、 弯曲疲劳强度安全系数m=/Z1=60.08/25=2.432 mm圆整为标准值取m=3 mm=mz1=3×25=75 mm=mz

35、2=3×75=225 mma=（+）/2=（75+225）/2=150 mmb=1×75=75 mm取=75 mm、=70 mm机械设计基础式（8-10）=机械设计基础表8-8=2.62，=2.23（内插法）机械设计基础表8-8=1.59，=1.76（内插法）机械设计基础图8-8得=230 MPa，=210 Mpa机械设计基础图8-9=1，=1取弯曲疲劳强度最小安全系数=1.4m=3 mm=75 mm=225 mma=150 mm=75 mm=70 mm=2.62=2.23=1.59=1.76=230 MPa=210 Mpa=1=1=1.4计算项目设计计算与说明计算结果 计

36、算许用弯曲应力、 校核齿根弯曲疲劳强度机械设计基础式（8-3）=/ =230×2×1/1.4=329 MPa= =210×2×1/1.4=300 Mpa= = =115.46 MPa<329 MPa= = =108.78MPa<300 Mpa=329 MPa=300 MPa满足齿根弯曲疲劳强度的要求5、结构设计 齿轮的结构尺寸及零件工作图附上第5章 轴的设计计算5.1 输入轴的设计 选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，该轴无特殊要求，选用45钢，=650MPa、=59 MPa、=98 MPa、=216 Mpa 初算直径机

37、械设计基础式（10-24） C× 表10-17，取C=110 =111×=26.12 mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d1=22.4×(1+5%) mm=23.5 mm 取 d1=30mm 轴的结构设计根据轴上零件的布置和轴径的初步估算将此轴做成齿轮轴。其结构图如下图5-1 齿轮轴 轴上零件的轴向定位根据轴径的初步估算和简图，将本轴做成齿轮轴。为了装拆方便，两轴承靠近齿轮的一端均采用轴肩定位。两轴承采用同一尺寸，以便购买、加工、安装和维修。 轴上零件的周向定位大带轮与输入轴的周向定位采用平键连接，根据机械设计基础课程设计表14-35，并考虑为便于加工，在与大

38、带轮连接处的剖面尺寸b×h=8×7根据机械设计基础课程设计表18-6配合采用H7/k6.滚动轴承的内圈与轴的配合采用基孔制，轴的尺寸公差为k6.确定各段轴径和轴长： 轴径：从右向左取依次为 d1=30 mm、d2=40 mm、d3=50 mm、d4=小齿轮、d5=50 mm d6=40 mm。 轴长长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定L1=50 mm初选用6008轴承，其宽度为15 mm。轴承盖的厚度为20 mm，套筒的宽度，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑箱体外壁应有一定矩离而定，两轴肩的宽度均为10 m

39、m 。为此，取该段长L2=165。小齿轮的宽度=75 mm。 轴的结构工艺考虑轴的结构工艺，在轴的左右两端面和轴肩处均制成2×45°的倒角。右端支承轴的轴颈为了磨削到位，留有砂轮越程槽。 按扭转复合进行强度计算 求分度圆直径：已知d1=62.5 mm 求转矩：已知T1=127840 N·mm 求圆周力：Ft=2T1/d1=2×127840/62.5=4090.88 N 求径向力Fr=Ft·tan=4090.88×tan20°=1488.96 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50.5 mm绘制轴受力简图（如图

40、a） 轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=2045.44 N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。 截面C在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=2045.44×50.5=103294.72 N·mm 绘制垂直面弯矩图（如图c）RVA= RVB = Fr/2=744.48 N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。 截面C在水平面弯矩为MVC= RVA L/2=744.48×50.5=37596.24 N·mm 绘制合成弯矩图（如图d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(103294.72+37596.24)1/2=70445.48 N·mm

41、绘制扭矩图（如图e）转矩：T=364850 N·mm 按扭转复合进行强度计算Mc=70445.48 N·mm =59 MPa=70445.48/0.1 ×62.5³=2.89 MPa< =59 MPa所以该轴的强度足够。5.2 输出轴的设计 选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，该轴无特殊要求，选用45钢，=650 MPa、=59 MPa、=98 MPa、=216 Mpa 初算直径按扭转复合进行强度估算输出端联轴器的最小直径。机械设计基础表10-17按45钢取C=110，输出轴的功率P=2.74 kw。输出转速n=71.72 r

42、/min。根据机械设计基础式（10-24） C×得 dmin= C×= 110×=37.5 由于安装联轴器有键。将直径增大5%。故选用HL4弹性柱销联轴器J40×84/Y40×112，故取轴与联轴器的连接处的轴径为40 mm。 轴的结构设计 根据齿轮减速器的简图和轴的初步估算的轴径确定轴上零件的布置。进行轴的结构设计。 轴上零件的轴向定位齿轮的一端靠轴肩定位，另一端靠套筒定位，拆装、传力均较方便，两端轴承采用同一尺寸，以便购买、安装和维护。左侧轴承靠轴肩定位。故左侧轴承与齿轮之间设置两个轴肩。 轴上零件的周向定位 齿轮与轴、联轴器与轴的周向定位

43、均采用平键连接。根据机械设计基础课程设计表14-35，并考虑为便于加工，齿轮与轴、联轴器与轴连接处的剖面尺寸b×h=12×8根据机械设计基础课程设计表18-6配合采用H7/k6.滚动轴承的内圈与轴的配合采用基孔制，轴的尺寸公差为k6.确定各段轴径和轴长： 轴径：从右向左取为 d1=40 mm、d2=50 mm、d3=60 mm、d4=70 mm、d5=60 mm、d6=50 mm。 轴长长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，从右依次取半联轴器与轴的配合宽度为84mm，为了使套筒压住半联轴器端面，取其长度为82 mm轴承盖的厚度为20 mm，初选用6010轴承，其宽度为16 mm

44、。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑箱体外壁应有一定矩离而定，为此，该段中再用套筒定位。所以取该段长197 mm。大齿轮宽=70 mm，为了使套筒压住齿轮端面，取其长度为68 mm。轴肩宽度为10 mm。所以此轴的长度为： 轴的结构工艺 考虑轴的结构工艺，在轴的左右两端面处均制成2×45°的倒角。左端支承轴的轴颈为了磨削到位，留有砂轮越程槽。为便于加工，齿轮、半联轴器处的键槽布置在同一母线上并取同一剖面尺寸。 按扭转复合进行强度计算 求与齿轮配合直径：已知d3=70mm 求转矩：已知T2=364850N

45、3;mm 求圆周力: Ft=2T2/d3=2×364850/70=3891.73N 求径向力:Fr=Ft·tan=3891.73×tan20°=1416.47N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=60mm绘制轴受力简图（如图a）、 轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1945.865N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。 截面C在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=1945.865×60=116931.9N·mm 绘制垂直面弯矩图（如图c）RVA= RVB = Fr/2=708.235N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。 截

46、面C在水平面弯矩为MVC= RVA L/2=708.235×60=42494.1N·mm 绘制合成弯矩图（如图d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(116931.9+42494.1)1/2=79713N·mm绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=364850 N·mm 按扭转复合进行强度计算Mc=79713N·mm =59 MPa=79713/0.1 ×70³=2.324MPa< =59 MPa所以该轴的强度足够。滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命:Lh=16×300×10=4800

47、0小时第6章 滚动轴承的选择及计算6.1 输入轴承的计算 求轴承的当量动载荷P1、P2 机械设计基础表10-12和表10-11 选择载荷系数=1.2，温度系数=0.9。 已知分度圆直径d1=62.5mm，转速n1=215.15 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，机械设计基础式（8-5）可得： Ft=2T1/d1=2×127840/62.5=4090.88 N Fr= =4090.88tan20°=1488.96 N因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=744.48 N P1= R1=1.2×744.48=893.76N P2=R2=0.95×744.48=707.256N 试选轴承型号   根据计算轴径d2=40 mm，初选6008型，机械设计基础课程设计表16-1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=17000 N，基本额定静载荷Cor=11800 N。 由预期寿命求所需C P1P2，即按轴承1计算机械设计基础表10-10 得=12000 h C=893.76×=4800.05 N因CCr=17000 N，故选轴承型号为6008型。6.2 输出轴承的计算 求轴式（8-5）可得： Ft=2T1/d1=2×364850/187.5=3891.73 N