广工带式二级运输机传动装置课程设计

1、课程设计课程名称机械设计基础课程设计题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级学 号学生姓名指导教师一、广东工业大学课程设计任务书 3二、设计计算说明书 51、系统总体方案设计 51.1、 电动机选择 51.2、 传动装置运动及动力参数计算 62、V带传动的设计与计算 73、传动零件的设计计算 103.1、 高速级齿轮的设计 103.2、 低速级齿轮的设计 154、轴以及轴上各零件的设计与校核 214.1、 中间轴的设计 214.2、 高速轴的设计 284.3、 低速轴的设计 355、箱体及各部位附属零件的设计 426、设计总结467、参考文献47广东工业大学课程设计任务书带式运输机传动装置题

2、目名称学生学院专业班级学 号学生姓名一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置(见 图1)。设计内容应包括：两级传动装置的 总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和 零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图2参考传动方案、课程设计的要求与数据已知条件：(1)运输带工作拉力：F = 3.3 kN ;(2)运输带工作速度：v = 1.20 m/s ;(3)卷筒直径：D = 290 mm；(4)使用寿命：8 年；(5)工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；(6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量；(7)工作环境：室内，轻度污染环境；(8

3、)边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分 别在不同底座上，用弹性联轴器连接。三、课程设计应完成的工作小组成员A: 1.减速器装配图1张（1号图纸）；2 .输出轴及轴上非标准零件图；3 .设计说明书1份。小组成员B: 1 .上箱体零件图1张（1号图纸）；2 .输入轴及轴上非标准零件图；3 .设计说明书1份。小组成员C: 1.下箱体零件图1张（1号图纸）；2 .中间轴及轴上非标准零件图；3 .设计说明书1份。四、课程设计进程安排在舁 厅P设计各阶段内容地点起止日期11.1、 设计准备：明确设计任务；准备设计资料和 绘图用具1.2、 传动装置的总体设计：拟定传动方案；选择 电动

4、机；计算传动装置运动和动力参数教 1-201与课同步2传动零件设计计算：带传动、齿轮传动主要参数的 设计计算教 1-201与课同步3减速器装配草图设计：初绘减速器装配草图；轴 系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度 计算；减速器箱体及附件的设计教 1-20118周4减速器装配图设计教 1-20119周5零件工作图设计教 1-201至20周周二6整理和编写设计计算说明书教 1-201 120周二至周四7课程设计答辩教 1-20120周五五、应收集的资料及主要参考文献1 濮良贵、纪名刚主编，机械设计M,北京：高等教育出版社，2006年 5月第8版；2 林怡青、谢宋良、王文涛编著.机械设计基础课

5、程设计指导书M.北京： 清华大学出版社，2008年11月第1版3 宋宝玉编，机械设计课程设计指导书M,北京：高等教育出版社，2006 年出版4 陈铁鸣编，新编机械设计课程设计图册M,北京：高等教育出版社，2003年出版5 王昆等编，机械设计课程设计，高等教育出版社，2004年出版。发出任务书日期：201年 月 日指导教师签名：计划完成日期：201年 月 日基层教学单位责任人签章：结果原始数据F= 3.3 kNV= 1.20 m/sD= 290 mm1.1.2电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机1.1.3确定电动机的功率：(1)输送带的输入功率：Pw FV 3.3 1.20 3.96kW(2)

6、传动装置的总功率：取V带效率为95% 对滚动轴承的的效率为 99%渐开 线圆柱齿轮效率为99% 对滑动轴承的效率为 99%联轴器效率为99%滚筒的效率为96%则得：、32总 带滚 齿 联滑筒32一_一_一_= 0.95X 0.99 X 0.99 X0.99X 0.99X 0.96 =0.85 Pw 3.96(3)电动机所需的工作功率：Pd 4.66kW总 0.851.1.4确定电动机的转速：nw=60 1000v一 D60 1000 1.2029079.029 r/minPw 3.96kW总 0.85pd 4.66kWnw = 79.029r/min设计计算说明书设计计算与说明1、系统总体方案

7、设计1.1、 电动机选择1.1.1 传动条件：(1)工作条件：减速箱使用寿命 8年，每天工作为两班 工作制，每班工作16个小时，每年工作300天，载荷平 稳，环境清洁；(2)原始数据：输送带拉力F=3.3 kN ;带速V= 1.20 m/s ; 滚筒直径D= 290 mm。1.1.5确定电动机的型号：根据机械设计基础课程设计指导书(卜面简称指导书) P11表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比i齿36范围。取V带传动比i带24。则总传动比理论范围为：i总624，故电动机转速的可选范围为：nd = i总 x nw =474.174 1896.696 r/min则符合这一范围

8、的同步转速后：750、1000和1500r/min由标准查出三种适用的电动机型号：电动机型号为Y132S-4n 满=1440 r/mini 带=2.5011 =3.1412 2.30力杀电动机型 号额定功率电动机转速(r/min)同 步满载1Y160M2-85.5kw7507202Y132M2-6：5.5kw100019603Y132S-45.5kw15001440综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速 器传动比，可见第3方案比较适合，因此选定电动机型号为 Y132S-4,n 满=1440 r/min1.2、 传动装置运动及动力参数计算1.2.1 确定传动装置的总传动比和分配级传动

9、比：(1)确定传动装置总传动比：i 总=n满/ nw=1440/79.029=18.221(2)分配各级传动装置传动比：i总=i带i齿取 i 带=2.50i 齿 里 18丝1 7.2884i 带2.50% i1 i2i1 (1.251.4) i21工2.282 i2 2.4151.41.25取 i2 2.30 , i1 =3.141.2.2动力参数计算：(1)各轴的转速：m 1 1440r/minn11440n9n1576r/minn2i 带2.50n2 576 i83.440r/minn3i13.14n3 183.440.nA n3 79.757r/minn4 i22.30(2)各轴输入功率

10、：p1pd 4.66kWp2p1 带 4.66 0.95 4.43kWp3p2 滚 齿 4.43 0.99 0.99 4.34kWP4P3 滚联 4.34 0.99 0.99 4.25kW(3)各轴转矩：T1 9550 p；/9550 4.66/1440 30.905N m/n1T 2 9550 p2/9550 4.43/576 73.449 N m1/n2T 39550p3/95504.34/183.440225.943N m1T 49550py95504.25/79.7575508.890 N m/ n42、V带传动的设计与计算2.1 确定计算功率：由机械设计(卜间简称课本)P156表8-

11、8得：K=1.1Pca KA Pd 1.1 4.66 5.126kW2.2 选择带型号：根据Pca和nm=1440r/min ,由课本P157图8-11得，选用A型2.3 确定带轮的基准直径并验算带速n1 nd 1440r / min n2 576r/min n3 183.440r/min n4 79.757r/minp1 pd 4.66kWP24.43kWp3 4.34kWP44.25kWT1 30.905N mT2 73.449N m T3 225.943N mT4 508.890N mPca 5.126kWA型带(1)初选小带轮的基准直径dd1根据课本P157表8-7和表8-9,取小带轮

12、的基准直径dd1 100mm(2)验算带速v带dd1 n1100 1440v 带 7.54m/ s60 100060 1000在530m/s范围内，带速合适 (3)计算大带轮的基准直径dd2dd2 i带 dd1 2.50 100 250mm根据课本P157表8-9加以合适调整，dd2 250mm2.4确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld(1)根据0.7 (dd1 dd2) a。2 (dd1 dd2)，即245mm a0 700mm,初选中心距 a0 600mm(2)计算V带的基准长度Ld ，、21x (dd 2 dd1)Ld 0 2a0(dd1 dd2)24a°15022 600

13、(100 250) 1759.154mm24 600由课本P145表8-2,选V带的基准长度Ld 1750mm (3)计算实际中心距aLd Ld0 公八八 17501759.154 四/介a a0600595.415mm22中心距的变动范围：amin a 0.015 Ld 569 .165 mmaman a 0.03 Ld 647 .915 mm mand2.5验算小带轮包角a 1dd1 100mmdd2 250mma 595.415 mma1 18057.3 (dd2一 165.56120a2.6 确定带的根数z由 dd1 100mm 和 nm=1440r/min ,查课本 P151 表 8

14、-4 得po 1.32kW根据 nm =1440r/min , i>=2.50 和 A 型带，查表 8-5 得，p00.17 kW查表8-6得ka 0.96查表8-2得K 1.00于是 Pr ( PoPo) ka kl 1.430 kwZ PcL 5126_ 3.58取根数为4根Pr1.4302.7 计算带的初拉力(F0)min由课本P149表8-3得A型V带的单位长度质量q 0.105kg/m(F0)min 500 (2.5 ka)Pca q v带2 142.292N ka z v 带应使实际的初拉力Fo (Fo)min142.292N2.8 计算压轴力FpFp2z(Fo)min si

15、na1129 .310 N2.9 带轮结构设计(1)小带轮采用实心式，查指导书P190得电动机的轴径D 38mm , V#ft的 e 15 0.3mm, f 10 1 mm ,轮缘优% 轮(z 1)e 2f 65mm根数为4根Fp 1129 .310 N p小带轮采用实心式B带轮 65mm(2)大带轮米用腹板式结构，轮缘宽与小带轮的相同， 轮毂宽与轴的结构设计同步。3、传动零件的设计计算3.1、 高速级齿轮的设计3.1.1 齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)适用斜齿圆柱齿轮传动，压力角为n 20 ；(2)带式输送机为一般工作机器，参考课本P205表10-6 , 选用8级精度；(3)材料：选择

16、高速级小齿轮采用 40Cr (调质)，硬度 为280HBS高速级大齿轮米用 45钢(调质)，硬度为240HBS(4)初选小齿轮齿数乙 24, Z2Z1 i1 75.36取 Z277(5)初步选定螺旋角143.1.2 按齿面接触疲劳强度设计(1)试算小齿轮分度圆直径，即d“ 3匹TZ 厚仔ZEZ Z)2V d u u V h1)确定公式中的各参数值试选KHt 1.3小齿轮的转矩T27.3449 104 N mm由课本P206表10-7,选取齿宽系数d 1由课本P203图10-20,选取区域系数Zh 2.433由课本P202表10-5查的材料的弹性影响系数 1ZE 189.8MPa2计算接触疲劳强

17、度用的重合度系数 Zt arctan(tan n/cos ) arctan(tan20 /cos14 ) 20.562大带轮米用腹板式n 208级精度高速级小齿轮采用40Cr (调质)高速级大齿轮采用45 钢(调质)初选Z124z27714at1arccosz1cos t/(z1 2h an cos ) arccos24cos20.562 /(24 2 1 cos14 ) 29.974沆2arccosz2 cos t/(z22h an cos )arccos77 cos20.562 /(77 2 1 cos14 ) 24.038zi (tan at1 tan t) z? (tan at2tan

18、 t)24 (tan 29.974tan 20,562 ) 77 (tan 24.038tan 20,562 ) /(2 )1.639d z1 tan /1 24 tan(14 )/1.9054 1.6393-(1 1.905)1.9051.6390.671计算螺旋角系数z cos . cos14 0.985计算接触疲劳许用应力(7 h由课本P213图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限为 H Hlim1 = 600MPaCT Hlim2 = 550MPa计算应力循环次数N=60n2jLh = 60X576X 1X (2X8X300X 8) = 1.327 X109N/1.327 X

19、109/(77/24) =4.136 X 108由课本P208图10-23查接触疲劳寿命系数Khn尸 0.90 KHN泮 0.95取失效概率为1%安全系数为S= 1Khn10.90 600 CT h 1 H lim 1 =MPa= 540MPaS1Khn20.95 550er h 2 = h im 2 =MPa= 523MPaS1取(T H 1和(T H 2中较小看做该齿轮副接触疲劳许用应力, 即(TH1 = " 2= 523MPa2)小齿轮分度圆直径d1t44.021 mm2KHtT27HZEZ Z、2d1t3d( H ) = 77 1.3 7.3449 104 ? 24_?(2.

20、433 189.8 0671 0.985 2X 174 44.021mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备 圆周速度vv= d1tn2=60 100044.021 576 =i.328m/s60 1000齿宽bb= d d 1t = 1 x 44.021mm= 44.021mm2)计算实际载荷系数Kh由课本P192表10-2查得使用系数&=1根据V= 1.328m/s, 8级精度，由课本 P194图10-8查得动载系数Kv= 1.07齿轮的圆周力Ft1 =2T2/d 1t = 2X 7.3449 义 104/44.021N =3.337 义 103N3KFt1/b

21、= 1 X 3.337 乂 10/44.021N/mm = 75.805N/mm<100N/mm查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数 小= 1.4由课本P196表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数-22_3Kh 1.2 0.18 (1 0.6 d ) d 0.23 10 b1.12 0.18 (1 0.6 12) 12 0.23 10 3 44.021 1.418 dl = 51 848mm由此，得到实际载荷系数KH= KaKVKh“Kha 1X 1.07 X 1.4 X 1.418 = 2.1243)可得实际载荷系数算得的分度圆直径 m

22、2.096mmd1= d1t 33 = 44.021 X 3l|l2-124 = 51.848mmK KHt、1.3及相应的齿轮模数m d1cos / z1 51.848 cos14 /24mm 2.096mm3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)试算齿轮模数，即YFa YSa2 K FtT2Y Y cos 2mnt 3VdZ12 试选载荷系数除=1.3 计算弯曲疲劳强度用重合度系数YB b= arctan(tan 0 tan a t)= arctan(tan14 0 x tan20.562 ° ) = 13.140° £ av= £ Jcos2B b

23、=1.639/cos 213.140 0 = 1.728 Y = 0.25+0.75/ e av= 0.25+0.75/1.728 =0.684可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YbYe = i-= 1-1.905 X 24_ =0.778120计算YFaYSa由当量齿数.3Zvi =zi/cos B = 24/cos 14Zv2 = zy cos 3 B=77/ cos 314=26.272,° = 84.290查课本P200图10-17,得齿形系数¥ai=2.62 Y Fa2=2.21由课本P201图10-18查得应力修正系数Ysa1= 1.60 Y Sa2= 1.78由

24、课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为(T Flimi = 500MPa (T Flim2 = 380MPa由课本P208图i0-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfni= 0.85 K FN2= 0.88取弯曲疲劳安全系数KFN1 FLim 1(T f 1 -S= 1.4,0.85 500 MP4 303.57MPaSKFN 2 FLim 2(T F2 =:1.40.88 380 Mp4238.86MPa1.4YFalYsai察j0138YFa2YSa2需678"0165因为大齿轮的YFaYsa大于小齿轮，所以取YFaYSa _ YFa2YSa2= 0.016

25、5m nt 1 .399 mmm nt 3一 一22KFtT?YY cosYFaYsa2 dZi2 1.3 7.3449 104 0.778 0.684 cos2 1420.01651 242=1.399mm(2)调整齿轮的模数一1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vdi= mntZi/cos 0 = 1.399 x 24/cos14 ° mm= 34.604mmdQ60 1000 34.604 57660 1000=1.044m/s齿宽bb = d d i = 1 x 34.604mm= 34.604mm宽高比b/h |h= (2h*an+Cn") mt = (2X

26、1+0.25) x 1.399 = 3.148mmb/h =34.604/3.148 = 10.9922)计算实际载荷系数Kf根据v=1.044m/s, 8级精度，由课本 P194图10-8查得动载系数Kv=1.04由Ft1 =2T2/d 1= 2X 7.3449 X 104/34.604N =4.245 X 103NKFt1/b =1 X4.245 义 103/34.604 = 122.674N/mm> 100N/mm查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数Kf =1.4结合 b/h = 10.992,查本 P197图 10-13,得 Kb = 1.35则载荷系数为：K= KaK/K

27、fKfb= 1.966可得按实际载荷系数算得的齿轮模数3叵=1.399 义 3，吧66 = 1.606mmKFt1'.1.3m=2mmZ1 = 26Z2=83对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m大于由 齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 m=2mm为了同时满足接触疲劳 强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d= 51.848mm 来计算小齿轮的齿数，即Z1= d1 cos B /mn= 51.848 x cos14° /2 =25.154取 Z1 = 26,则 Z2= i z = 3.14 X26= 81.64,取Z2=83,

28、Z1和Z2互为质数a= 113mm3.1.4几何尺寸计算 计算中心距(Z1 Z2)mn(26 83) 2a= -= mm= 112.337mm2 cos2 cos14考虑到模数从1.606增加到2mm为此将中心距减小圆整B = 15.290为 113mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1Z2)mn2a=arccos(26 83) 2 =15.2902 113(3)计算分度圆的直径d1 = 53.908mmd2= 172.091mm,zimn26 2lc A”d i= =mm= 53.908mmcos cos15.29,z2mn83 2cmd2= = mm= 172.091mm

29、cos cos15.29b = 59mmb2=54mm(4)计算齿轮宽度b= d d = 1 x 53.908mm= 53.908mm取 b2=54mm b1=59mm3.1.5其他几何尺寸的计算齿顶高ha,*ha mn1 2 2mm齿根高hf(ha*、c )mn(1 0.25) 2 2.5mm全齿高hahf2.54.5mmda1 57.908mmda2 176.091mm齿顶圆直径da1d1 2hada2d2 2ha53.9082 2 57.908mm172.091 2 2 176.091mm齿根圆直径df1 d1 2hfdf2 d2 2hf53.908 2 2.5 48.908mm172.

30、091 2 2.5 167.091mm局速级齿轮1米用左旋，齿轮2米用右旋。df1 48.908mmdf2 167.091mm高速级齿轮1采用左旋，齿轮2采用右旋3.2、低速级齿轮的设计3.2.1齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)适用斜齿圆柱齿轮传动，压力角为n 20 ;低速级小齿轮采用40Cr (调质)低速级大齿轮采用45 钢(调质)(2)带式输送机为一般工作机器，参考课本P205表10-6 , 选用8级精度；(3)材料：选择低速级小齿轮采用 40Cr (调质)，硬度 为280HBS低速级大齿轮采用 45钢(调质)，硬度为 240HBS(4)初选小齿轮齿数z3 24, z4 z3 i2 5

31、5.2取 Z455(5)初步选定螺旋角14初选3.2.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值)2z324z45514试选KHt 1.3小齿轮的转矩丁3 2.25943 105N mm由课本P206表10-7,选取齿宽系数d 1由课本P203图10-20,选取区域系数Zh 2.433由课本P202表10-5查的材料的弹性影响系数1ZE 189.8MPa2计算接触疲劳强度用的重合度系数zt arctan(tan n/cos ) arctan(tan20 /cos14 ) 20.562at1arccosz3 cos t/(z3 2h an cos )arcc

32、os24cos20.562 /(24 2 1 cos14 ) 29.974at2arccosz4 cos t/(z4 2h an cos )arccos55 cos20.562 /(55 2 1 cos14 ) 25.260z3(tan at1 tan t) z4(tan at2 tan t) 24 (tan 29.974 tan 20.562 ) 55 (tan 25.26 tan 20.562 ) /(2 ) 1.617d z3tan /1 24 tan(14 )/1.9054aa 4 1.6171.905z -：(1) 一 (1 1.905), 3'31.6170.678计算螺旋

33、角系数z cos cos14 0.985计算接触疲劳许用应力(7 H由课本P213图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限为 (T Hliml = 600MPa(T Hlim2 = 550MPa计算应力循环次数N=60n3jLh=60X 183.44 X 1X (2X8X300X8) =4.226 X 108N= N/ p = 4.226 X 108/(55/24) = 1.844 乂 108由课本P208图10-23查接触疲劳寿命系数Khn尸 0.92 KHN泮 0.97取失效概率为1%安全系数为S= 11Khn 10.92 600 仙口_ ucmdc(T h 1 = h lim 1

34、=MPa= 552MPaS1K KhN20.97 550 MD一 二” 一 Deer h 2 = h lim 2 =MP弟 533.5MPaS1取(T H 1和(T H 2中较小看做该齿轮副接触疲劳许用应力， 即词="2= 53.5MPad1t65.573mm2)小齿轮分度圆直径,；2T3 KhZhZeZ Z 2d1t 3i()= dH|552 1.3 225943? 24_ ? (2.433 189.8 0.678 0.985)231-55 -533.5'2465.573mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备圆周速度vd1tn365.573 183.44

35、 n /v= 0.630m/s60 100060 1000齿宽bb= d d 1t = 1 x 65.573mmr 65.573mm2)计算实际载荷系数Kh由课本P192表10-2查得使用系数&=1根据V= 1.328m/s, 8级精度，由课本 P194图10-8查得动载系数Kv= 1.03轮的圆周力Ft1 =2T3/d 1t = 2X 225943/65.573N =6.891 乂 103NKFt1/b = 1 义 6.891 义 103/65.573N/mm= 105.089N/mm> 100N/mm查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数 小= 1.4由课本P196表10

36、-4用插值法查得8级精度、小齿轮相 对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数_22_ 3KH 1.20.18(1 0.6 ：):0.2310 3b2231.12 0.18 (1 0.6 1 ) 10.23 1065.573 1.423由此，得到实际载荷系数Kh= KKKHa KH_ 1 X 1.03 X 1.4 X 1.423 = 2.052d1 = 76.349mm3)可得实际载荷系数算得的分度圆直径&= d1t 3 3 = 65.573 x 3,2.052 = 76.349mm.KHt. 1.3m 3.087 mm及相应的齿轮模数md1cos / z3 76.349 cos14 /2

37、4mm 3.087mm3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计(1)试算齿轮模数，即3 2KRT3Y Y cos 2YFaYSam nt .12?dZ3f试选载荷系数陨= 1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数YB b= arctan(tan 0 tan a t)= arctan(tan14 0 x tan20.562 ° ) = 13.140° e av= e a/cos2。b=1.617/cos 213.140° =1.705 K = 0.25+0.75/ e av= 0.25+0.75/1.705 =0.690可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YbYb = 1- 

38、3; b = 1-1.905 X - =0.778120计算YFaYSaF由当量齿数ZV3= Z3/cos 3 B = 24/cos 314° = 26.272Zv4 = z" cos 3 0=55/ cos 314° =60.207查课本P200图10-17,得齿形系数Va1=2.62 Y Fa2=2.27由课本P201图10-18查得应力修正系数YSa1= 1.60 Y Sa2 = 1.74由课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 (T Flim1 = 500MPa (T Flim2 = 380MPa由课本P208图10-22查得

39、弯曲疲劳寿命系数Kfn1= 0.85 K FN2= 0.88取弯曲疲劳安全系数S= 1.4,KFN1 FLim 10.85 500 M(T f 1 = MP弟 303.57MPa1.4KFN 2 FLim 20.88 380 .1.4YFa1YSa12.62 1.6=0.0138303.57YFa2YSa22.27 1.74= 0.0165238.86因为大齿轮的YFaYSa大于小齿轮，所以取YFaYSa = YFa2YSa2 =0.0165m nt2.041 mmm nt 3_22KRT3YY cosYFaYSa2 dZ322 1.3 225943 0.778 0.690 cos2141 2

40、4 20.0165=2.041mm(3)调整齿轮的模数2)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd=mkZ1/cos B =2.041 X24/cos14 ° mm= 50.484mmv=_dn_ =60 100050.484 183.44 0.485m/s60 1000(TF2=K= 0.88 380 MP: 238.86MPa齿宽bh= (2h an+Cn ) mnt b/h = 50.484/4.592(2X 1+0.25) X 2.041 = 4.592mm 10.994 d d 1 = 1 x 50.484mm= 50.484mm 宽高比b/h 火火2)计算实际载荷系数Kf

41、根据v=0.485m/s, 8级精度，由课本 P194图10-8查得动载系数K=1.03由.Ft1 =2T3/d 1= 2X 225943/50.484N =8.951 X 103NKFt1/b =1 X8.951 X 103/50.484 = 177.304N/mm> 100N/mm 结合 b/h = 10.992,查本 P197图 10-13,得 Kfb = 1.36查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数Kf= 1.4则载荷系数为：K= KaKVKf . Kfb= 1.961=2“保=2.341mm可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m= 2.5mmZ3=30Z4=71对比结果，由齿

42、面接触疲劳强度计算的法面模数 m大于由 齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 m = 2.5mm；为了同时满足接触疲 劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 76.349mm#计算小齿轮的齿数，即乙=&cos B /mn= 76.349 乂 cos14° /2.5 = 29.632取 Z3=30,则 Z4= i z=2.3 X30=69,取Z4=71, Z3和Z4互为质数 3.2.4几何尺寸计算a= 130mm计算中心距(Z3 Z4)mn(30 71) 2.5a= 34_,_= lmm= 130.115mm2 cos2 cos14考

43、虑到模数从2.341增加到2.5mm,为此将中心距减小圆 整为130mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角B = 13.795C3= 77.228mmD= 182.772mm3 arccos(z3z4)mn arccos(30 71) 2.5 一p aiccos aiccos2a2 13013.795(3)计算分度圆的直径'cZ3mn30 2.5力”QD3= mm= 77.228mmcos cos13.795cZ4m>n71 2.5dccTCD4= mm= 182.772mmcos cos13.795(4)计算齿轮宽度b = d d 3 = 1 x 77.228mm= 77.228

44、mmb3= 83mmb4= 78mm取 b2=78mm b1=83mm齿顶圆直径a3a42ha2ha77.228 2 2.5 82.228mm182.7722 2.5 187.772mma3a482.228mm187.772mm齿根圆直径d f 3 d3 2hfdf4 d4 2hf77.228182.7722 3.125 70.978mm2 3.125 176.522mm70.978mm176.522mm低速级齿轮3采用右旋，齿轮4采用左旋。4、轴以及轴上各零件的设计与校核低速级齿轮3采用右 旋，齿轮4采用左旋4.1、中间轴的设计1一；-4什三4二,314.1.1计算轴的最小直径中间轴选用45

45、钢调质，硬度217255HBs从上述计算结果已知P3T2 n34.34kw2.25943 105 N.mm183.44r / min初步计算轴的最小直径,因为轴段不承受转矩，而承受少中间轴选用45钢调质A 110dmin 32mm量的弯矩且载荷较平稳，所以查课本 P366表15-3取d minAo 3P3%4 34110 331.578mm,V 183.44取 dm. 32mm4.1.2确定轴上各段的长度及直径轴承为7307B(1)在轴段1和5上将会安装轴承，轴承采用两段固定的方式。因为齿轮上存在轴向力的作用， 所以轴承选用角 接触球轴承。查指导书P147,暂取轴承为7307B,其基本尺寸为

46、d D B 35 80 21 ,定位轴肩的直径为da 44mm ,外径的定位直径为 Da 71mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a 34.6mm,由于同一根轴上的轴承是相同的所以15 35mm 0(2)轴段2上将安装齿轮3,轴段4上将安装齿轮2,为了便于齿轮的安装及拆卸，4和2应略大于1和5,初定 42 38mm。已知齿轮2的宽度为54mm齿轮2的左端采用轴肩定位， 右端米用封油盘固定。由于齿轮3的宽度为83mm齿顶圆直径小于160mm所以采 用实心式。齿轮3的右端采用轴肩定位，左端采用封油盘 固定。为了是封油盘的端面可靠的压紧齿轮， 轴段2和轴段4的 长度应小于各自齿轮的轮毂宽度。所以取

47、轴段2的长度为 80mm轴段4的长度为51mm(3)轴段3是为两个齿轮做定位用的，其轴肩的高度范围为 h (0.07 0.1) 2 2.66 3.8mm,所以取高度为 3mm,35mm2 38mm所以3 44mm 0 3取齿轮端面至箱体内壁的距离为2 12mm,旋转零件之间的轴向距离 4 15mm,则箱体内壁的距离为b3b4b b2 176mm于是轴段3的距离为L34b3b41583278一 12.5mm(4)轴段1和轴段5上安放轴承，轴承采用脂润滑的方式，需要设置封油盘来阻止箱体里面的油进入轴承座上。取轴承内端面距离箱体内壁的距离为3 10mm中间轴上的两个齿轮的固定都由封油盘来完成,所以轴

48、段1的长度为L1 B 23 b3 L2 46mm轴段5的长度为L5 B 23 b_b2 b2 L4 48.5mm2(5)齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查指导书P124L2=80mmL4=51mm3 44mm32 12mm4 15mmC 176mmL3 12.5mm3 10mmL1 46mmL5 48.5mm得键的型号，轴段2的键为10 70GBm096 , b h 10 8, 轴槽深 t=5.0mm ;轴段 4 的键为 10 45GBm096 , b h 10 8, 轴槽深t=5.0mm o4.1.3校核轴(1)轴承反力的作用点距离轴承外圈大端面的品目离为 a 34.6mm,则由图口得出轴的

49、支点及受力点之间的距离 为8311 46 34.6 3 49.9mm254 8312 12.5 81mm2,c54-八1348.534.6337.9mm32(2)计算支承反力齿轮3上受力为：2T32 2.25943 105Ft3- 5851.323Nd377.228Ft tan5851.323 tan 20Fr3 2192.963Ncoscos13.795Fa3 Ft tan1436.681N齿轮2和齿轮1的受力情况是大小相等，方向相反的。l 2T22 7.3449 104Ft2 2724.976Nd153.908lFt tanan2724.976 tan20Fr2 -n- 1028.205N

50、coscos15.290Fa2Ft tan 744.958N在水平向上d2d3Fr2l3 Fr3(l2 l3) Fa2 f Fa3Rih 22-l2 13 l 1172 09177 2281028.205 37.9 2192.963 (81 37.9) 744.958* 1/2.091 1436.681* /.228 22轴段2的键为1070GB/T1096轴段4的键为1045GB/T1096Ft3 5851.323NFr3 2192.963NFa3 1436.681NFt2 2724.976NF.21028.205NFa2 744.958N44.4 68.5 32.92022.219NR2HFr2RhFr31028.205 ( 2022.219) 2192.963 857.461N负号表示力的方向与图上所示相反。Riv轴承1的总支撑反力 为R15147.281N轴承2的总支撑反力 为R2 3937.393N在垂直平面上Ft3 (l2l3 ) Ft2l 3l1 l2 l 35851.323 (37.9 81) 2724.976 37.9 4733 406N49.9 81 37.9Rv Ft3 Ft2 Rv5851.323 2724.976