带式运输机传动装置设计--二级展开式圆柱齿轮减速器

目 录 一、 课程设计 任务 书 2 二、 设计要求 2 三、 设计步骤 2 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机 的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算 传动装置的运动和动力参数 5 5. V带 和带轮的设计 6 6. 齿轮 的 设计 8 7. 轴的设计 19 8. 滚动轴承的选择和校核 26 9. 联轴器的选择 27 10.箱体的设计 30 11.润滑与密封的设计 30 四、 设计小结 31 五、 参考资料 32 - 1 - 111 一 课程设计任务书 题目：机械厂 装配车间输送带传动装置设计 2 3 5 4 1IIIIIIIVPdPw 图 1:(传动装置总体设计图 ) 工作情况： 单向运输、轻度振动、环境温度不超过 35 原始数据： 主动滚筒扭矩 T（ N m）： 1200； 主动滚筒直径 D（ mm）： 360； 主动滚筒运输带速度 V（ m/s）： 0.8； 运动要求：输送带运动速度允许误差不超过 5； 使用寿命（年）：十年，每年 350 天，每天 16小时； 检修周期：一年小修，两年大修； 生产批量：单件小批生产； 生产长型：中型机械厂。 设计内容 1.电动机选型 2.带传动设计 3.减速器设计 4.联轴器选型设计 设计任务 1.传动装置安 装图（可附在说明书内） 2.减速器总装配图一张（ 0号或 1 图纸） 3.零件工作图（齿轮类零件图 1张、轴类零件图 1张） 4.设计计算说明书一份 - 2 - 传动装置总体设计方案 设计要求 （ 1）减速器设计成：展开式二级减速器 （ 2）对所设计的减速器：要求有两对斜齿轮传动 设计进度 1.第一阶段（第一周）：机械设计课程设计课本阅读，总体计算和传动件参数计算及强度校核； 2.第二阶段（第二周）：装配图绘制及草图绘制； 3.第三阶段（第三周）：齿轮零件和轴零件零件图的绘制 ,设计说明书的整理编写。 设计步骤 1.传动 装置总体设计 方案 : 本组设计数据 ： 题号 参数 8 主滚筒扭矩 （ Nm） 1200 主滚筒速度 （ m/s） 0.8 主滚筒 直径（ mm） 360 1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2.特点：齿轮相对轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均 ，要求轴有较大的刚度。 3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V带设置在高速级。 其传动方案 简图 如下： 2 3 5 4 1IIIIIIIVPdPw NF 8500 smv 3.1 mmD 450 - 3 - 2、电动机的选择 1）选择 电动机 的类型 2）选择 电动机 的容量 3）确定电动机转速 图 1:(传动装置总体设计图 ) 4.选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 2.电动机的选择 1、 电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是： 单向运输、轻度振动 。所以选用常用的封闭式 Y（ IP44）系列的电动机。 2、电动机功率选择： （ 1） 运输带工作压力： F=T/0.5d=120000/0.5*360=6666.67N (2) 传动装置的总功率：（查课程设计表 2-1） = 1 2 3 32 4 5=0.96 0.983 0.972 0.99 0.96=0.807 1 带传动的效率，取 0.96； 2 滚动轴承传动的效率，取 0.98； 3 8级精度齿轮传动的齿轮副效率，取 0.97 4 联轴器的效率，取 0.99（表 3-1） ； 5主动滚筒效率，取 0.96. (3) 主动滚筒输出功率 Pw 由 Pw =2T*v/（ 1000*D）得： Pw 5.33kW （ 4）电动机工作功率 Pd Pd= PW/ =5.33 kW /0.807= 6.72kW 3、确定电动机转速： 主动滚筒 转速 n =60*v/D=60*0.8/（ 3.14*0.36） =42.46r/min 按指导书 P5表 2-1推荐的传动比合理范围，取 V带传动常用的传动比范围 i0=2 4，二 级展开式 圆柱齿轮减速器 传动比 范围为 ia=8 40,故电动机转速的可选范围为 nd= i0 ia n=（ 2 4）（ 8 40） 42.46=679.36 6793.6r/min 符合这一范围的同步转速电动机有 750r/min, 1000r/min ,1500r/min 和3000r/min四 种 方案 ，见下表： 表 1-1 电动机参数 电动 机型号 额定功率Ped/kW 电动机转速 /(r/min) 电动机质量 Kg 参考 价格 同步转速 满载转速 Y160L-8 7.5 750 720 147 920 kwPw 05.11 87.0 kwPd 70.12 min55 rn w - 4 - 3、计算传动装Y160M-6 7.5 1000 970 119 760 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 510 Y132S2-2 7.5 3000 2900 70 330 4、确定电动机型号 综合考虑减轻电动机及传动系统质量、节约资金，选定电动机型号为 Y132M-4，主要性能见表 1-2，主要外形尺寸和安装尺寸见表 1-3. 表 1-2 电动机主要性能参数 电动机型号 额定功率 kW 同步转速(r/min) 满载转速(r/min) 堵转转矩 额定转矩 最大 转矩 额定转矩 Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.2 表 1-3 电动机主要外形尺寸和安装尺寸 中心高 H 外形尺寸 L HD 低脚安装尺寸A B 轴伸尺寸 D E 平键尺寸 F G 132 515 315 216 178 38 80 10 33 3.计算传动装置的总传动比i并分配传动比 1. 总传动比 由选定的电动机满载转速 nm 和主动滚筒 转速 n，可得传动装置总传动比为 ai n /n 1440/42.46 33.91 2. 传动系统的 传动比 ai0i i (10,ii分别为带传动和 展开式二级斜齿圆柱齿轮 减速器的传动比 ) 为使 V带外廓尺寸不要太大， 初步取0i 2.5，则 二级减速器 传动比为 i 0/iia 33.91/2.5 13.57，满足二级圆柱齿轮传动比范围。 3.分配减速器的各级 传动比 按展开式布置，考虑润滑条件，取高速级传动比 取 i1=1.3i2 而 i= i1 i2=1.3 i22，所以 选定电动机型 号 Y160L-4 55.26i - 5 - 置的总传动比和分配传动比（ 1）总传动比i (2) 分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴的转速 2）各轴的输入功率 i1=3.1i =3.23 i2=4.11 4. 计算传动装置的运动和动力参数 该传动装置从电动机到工作机共有三轴，依次为轴轴轴 （ 1） 各轴转速 n 0/inm 1440/2.5 576r/min n1/ in 576/3.23 178.33r/min n n/ 2i 178.33/4.11=43.39 r/min n=n=43.39r/min （ 2） 各轴输入功率 Pdp 1 7.5 0.96 7.2kW Pp 23 7.2 0.98 0.97 6.84kW PP 23 6.84 0.98 0.97 6.51kW PP 4 5=6.51 0.99 0.96 6.18kW 则各轴的 输出功率： P P 0.98=7.06 kW P P 0.98=6.71 kW P P 0.98=6.38kW P P 0.98=6.06 kW （ 3） 各轴输入转矩 1T =dT0i 1 Nm 电动机 轴的 输出转矩dT=9550mdnP =9550 7.5/1440=49.74 Nm 所以 : TdT0i 1 =49.74 2.5 0.96=119.376Nm TT 1i 1 2 =119.376 3.23 0.96 0.98=362.76Nm TT 2i 2 3=362.76 4.11 0.98 0.97=1417.28Nm T=T 4 5=1417.28 0.99 0.96=1346.98 Nm 输出转矩 ： TT 0.98=48.74Nm T T 0.98=355.5 Nm T T 0.98=1388.9Nm T T 0.98=1320 Nm 表 1-4 运动和动力参数 计算 结果 09.6i 35.4i min1460 rn min74.239 rn min55 rn min55 rnw kwP 45.12 kwP 08.12 kwP 72.11 kwP 49.11卷 - 6 - 3）各轴的输入转矩 5. 齿轮的设计 1.高速级大小 轴名 功率 P KW 转矩 T Nm 转速 r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 7.5 49.74 1440 I轴 7.2 7.06 119.376 48.74 576 II轴 6.84 6.71 362.76 355.5 178.33 III轴 6.51 6.38 1417.28 1388.9 43.39 轴 6.18 6.06 1346.98 1320 43.39 5.设计带和带轮 1. 确定计算功率 查课本表 8-7可选择工作情况系数为 1.2 故 95.72.1 PkPAca 为工作情况系数， p 为传递的额定功率 ,既电机的额定功率 . 2. 选择带型号 根据 9caP， 2.1Ak ,选用 带型为 B型带 3. 选取带轮基准直径21, dd dd 查表得 小带轮基准直径 mmdd 1251 ， 则大带轮基准直径 mmdiddd 5.3121255.2102 ,取 mmdd 3152 。 4. 验算带速 v smsmndV md /25/42.9100060 0414125100060 1 在 5 25m/s 范围内， V带充分发挥。 5. 确定中心距 a 和带的基准长度 由于 , 所以 初步选取中心距 a ：450)315125(02.1)(02.1 210 dd dda ，初定中心距 mma 4500 ，所以带长 , dL= 16144)()(22 0220 121 adddda dddd mm . 查表 选取 基准长度 mmLd 1600， 得实际中心距 mm LLaa dd 4 4 32/1 6 1 41 6 0 04 5 020 ， 取 mma 450 6. 验算小带轮包角1 155180180 121 a dd dd，包角合适。 7. 确定 v 带根数 z 选用直齿圆柱齿轮传动 7 级精度 小齿轮材料 45钢（调质） 大齿轮材料 45钢 (正火 ) 251 z1522 z0.1d - 7 - 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 2) 初步设计齿轮主要尺寸 因 mmdd 1251 ，带速 smv /42.9 ， n1=1440r/min,传动比 5.20 i, 查 8-4a/b表得 46.0.92.100 pp,查表 8-2得 LK =0.92, 查表 8-5得 K=0.93 41.439.029.0)46.092.1( 9)(00lca kkpp pZ。 故选 Z=5 根带。 8. 计算预紧力0F 查 8-3表 可得 mkgq /81.0 ,故 : 单根普通带张紧后的初拉力为 NqvkzvPF ca 7 7 . 2 6142.981.0)139.0 5.2(42.95 5009)15.2(500 220 计算作用在轴上的 压 轴 力pF NFzF p 1 7 3 0 . 62155s i n7 7 . 2 61522s i n2 10 6.齿轮的设计 （一）高速级齿轮传动的设计计算 1， 齿轮材料，热处理及精度 （ 1） 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （ 2） 高速级小齿轮选用 40Cr(调质 )，齿面硬度为 小齿轮 280HBS,高速级大齿轮选用 45钢正火，齿面硬度为 大齿轮 240HBS,两者材料硬度相差 40HBS。 （ 3） 取 小齿齿数 1Z =24，则大齿轮齿数 Z2 =i Z1 =3.23 24=77.52 取 Z2 =78。 （ 4） 齿轮精度 ： 按 GB/T10095 88，选择 7级，齿根喷丸强化。 （ 5） 选取螺旋角：初选螺旋角为 =14 2， 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd 确定各参数的值 : 由表 10-7选取齿宽系数 =1，选载荷系数tK=1.6 由课本图 10-21 选取区域系数 ZH =2.433 由表 10-26查得 78.01 82.02 则 6.182.078.0 计算应力值环数 N1 =60n1 jhL =60 576 1（ 16 350 10） =1.935 109 h 5.1tK mmNT411014.8 MpaZ E 206 MPaH 6101lim MPaH 5602lim 911009.4 N 821072.6 N 94.01 HNK98.02 HNK MPaH4.573 1 - 8 - N2 =N1 /i1 =5.99 108 h 齿轮的疲劳强度极限 由表 10-21a 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 1limH =600 MPa ；大 齿轮接触疲劳强度极限 2limH =550 MPa ； 查 课本 10-19 图 得： K1=0.93 K2=0.96安全系数取 S=1 H 1 =K1 1limSH=550 0.93MPa =511.5MPa H 2 =K2 SH 2lim=450 0.96MPa =432MPa 许用接触应力 M P aHHH 4 7 1 . 7 52/)3241 1 . 55(2/)( 21 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 EZ =189.8MPa 小齿轮传递转矩 T=95.5 105 11/nP =95.5 105 7.2/576 =11.94 104 N.mm 3.设计计算 小齿轮的分度圆直径 dt1 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd = mm6 6 . 9 2)4 7 1 . 7 58.189433.2(23.34 . 2 36.11101 1 . 9 46.12 243 计算圆周速度 100060 11nd t sm /2 . 021 00 060 5 766 6. 9 214.3 计算齿宽 b和模数ntm 计算齿宽 b b=td d1=66.92mm 计算模 数 mn 初选螺旋角 =14 ntm= mmZd t 71.22414co s6 6 .9 2co s11 ，取ntm=2.8mm 计算齿宽与 高之比 hb MPaH8.548 2 mmd t 01.631 smv 82.4 圆整取 mmb 00.63 05.1VK 25.1AK 09.1K 43.1K mmd t 01.62 mmm 5.2 - 9 - 齿高 h=2.25 ntm=2.25 2.71=6.087mm hb = 6.08766.92 =10.99 计算纵向重合度 =0.3181d 14t a n2413 1 8.0t a n =1.903 计算载荷系数 K 使用系数 AK =1 根据 smv /2.02 ,7级精度 , 查图 10-8得 动载系数 KV=1.07, KH= )6.01(18.012.1 2d 2d+0.23 103 b =1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.23 103 66.92=1.44 由图 10-13查得 KF=1.35 ， 由图 10-3 查得 KH=FK=1.2 故载荷系数 : K K K KH KH =1 1.07 1.2 1.44=1.85 按实际载荷系数校正所算 得 的分度圆直径 d1 =dt1 tKK/3 =66.926.158.13 =70.23mm 计算模数nm nm= mmZd 84.22414co s7 0 .2 3co s11 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 nm )(c os212213FSFadYYZYKT 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 119.4kNm 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 1Z =24，则大齿轮齿数 Z2 =i Z1 =3.23 24=77.52 取 Z2 =78 传动比误差 i u z / z 78/24 3.25 i 1 5，允许 计算当量齿数 z z /cos 24/ cos3 14 26.27 251 z 1522 z mmd 5.621 mmd 3802 mma 25.221 圆整取 mmb 00.63 mmB 632 mmB 701 mmh 625.5 MPaF 2251lim MPaF 2072lim 90.01 FNK 95.02 FNK 4.1FS 0.2STY - 10 - z z /cos 78/ cos3 14 85.38 初选齿宽系数 1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数 K K K K K K =1 1.07 1.2 1.35 1.73 查取 齿形系数 Y 和应力校 正系数 Y 查课本由197P表 10-5得 : 齿形系数 Y 2.592 Y 2.182 应力校 正系数 Y 1.596 Y 1.784 重合度系数 Y 端面重合度近似为 1.88-3.2（2111 ZZ ） cos 1.88 3.2（ 1/24 1/78） cos14 1.655 arctg（ tg /cos ） arctg（ tg20 /cos14 ） 20.64690 14.07609 因为 /cos ，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos / 0.673 螺旋角系数 Y 轴向重合度 43.2 14sin669.2 o 2.12, Y 1 0.71 计算大小齿轮的 FSFFY 安全系数由表查得 S 1.35 小齿轮应力循环次数 N1 60nkt 60 576 1 10 350 16 19.35 10 大齿轮应力循环次数 N2 N1/u 4.89 10 由图 10-20c 查得小齿轮的 弯曲疲劳强度极限aFF MP5001 ； 大齿轮aFF MP3802 弯曲疲劳寿命系数均取 1， 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 MPaF28.289 1 MPaF92.280 2 43.1K 62.21 FaY 139.22 FaY 59.11 SaY 78.12 SaY 小齿轮的数值较大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度。 31.9911FFMpa 弯曲疲劳强度足够 - 11 - (一 ).齿轮轴的设计 F 1 = 14.3 5 74.15 0 01 SFF F 2 = 43.2714.13802 SFF 011 58.014.357 596.1592.2111 FSF FY 01434.043.271 784.1181.2222 FSF FY 大齿轮的数值大 .选用 . 设计计算 计算模数 mmmmm n 45.1713.1241 01434.014c o s79.01044.973.12 2 243 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要 按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =70.23mm 来计算应有的齿数 .于是由 : z1=nm 14cos70.23 =34.07 取 z1 =34 那么 z2 =3.23*34=109.82，取 z2 =110 几何尺寸计算 计算中 心距 a=cos2)( 21 nmzz = 14cos2 2*)01143( =148.4mm 将中心距圆整为 149mm 按圆整后的中心距 修正螺旋角 =arccos 88.144912 2)01143(a r c c o s2 )( 21 nm 因 值改变不多 ,故参数,k,hZ等不必修正 . 计算大 .小齿轮的 分度圆直径 d1 =88.14co s 243co s1 nmz =70.36mm d2 =88.14co s 2011co s2 nmz =227.63mm 计算 齿轮宽度 B= mmmmd 7 0 .3 67 0 .3 611 圆整后 702 B 571 B - 12 - （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料： 低 速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 小齿轮 280HBS 取 小齿齿数 1Z =30 高 速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 大齿轮 240HBS z2 =2.33 30=69.9 圆整取 z2 =70. 齿轮精度 按 GB/T10095 1998，选择 7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计 1.确定公式内的各计算数 值 试选 Kt=1.6 查课本由215P图 10-30选取区域系数 ZH =2.45 试选 o12 ,查得 1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数 N1 =60 n2 j Ln=60 145.49 1 (16 350 10)=4.89 108 N2 = 05.3 1045.481iN1.61 108 接触疲劳寿命系数均取 1 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim , 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5501lim 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H 1 =SH 1lim= 6001600 MPa H 2 =SH 2lim=550/1=550 MPa 2 )( 2lim1lim HHH 575MPa 查材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa 选取齿宽系数 1d T=95.5 105 22 /nP =95.5 105 5.30/145.49=34.79 104 N.m 3 242131 )5758.18945.2(05.305.471.111079.346.12)(12 HEHdtt ZZuuTKd =77.47mm 2.计算圆周速度 NFt 8.2604 NFr 1.9480aF mmd 35 选用 LX3型弹性柱销联轴器 mmL 82 mmL 601 - 13 - 1 0 0 060 49.14547.771 0 0 060 21 nd t0.590 sm/ 3.计算齿宽 b=ddt1=1 77.47=77.47mm 4.计算齿宽与齿高之比 hb 模数 mnt= mmZd t 5 2 6.23012co s47.77co s11 齿高 h=2.25 mnt=2.25 2.526=5.6835mm hb =77.47/5.6835=14.40 5.计算纵向重合度 0 2 8.212t an303 1 8.0t an3 1 8.0 1 zd 6.计算载荷系数 K KH=1.12+0.18(1+0.6 22)dd +0.23 10 3 b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23 10 3 77.47=1.4772 使用系数 KA =1 同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值 vK=1.04 KF=1.35 KH=KF=1.2 故载荷系数 KHHvA KKKK =1 1.04 1.2 1.4772=1.844 7.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1 =dt1 tKK3 =77.47 mm04.873.1844.13 计算模数 mmzdmn 8 3 7 9.23012co s04.87co s11 3.按齿根弯曲强度设计 mc os212213FSFdYYZYKT 确定公式内各计算数值 （ 1） 计算小齿轮传递的转矩 347.9kNm （ 2） 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 30， z i z 3.05 30 91.5 传动比误 差 i u z / z 92/30 3.07 i 0.66 5，允许 mmd 40选取 深沟 球轴承 6309 mmdd45 mml 5.33 mmdd54 mml 142mml 5.103 mml 15mml 37 - 14 - （ 3） 初选齿宽系数 由表查得 1 （ 4） 初选螺旋角 初定螺旋角 12 （ 5） 载荷系数 K K K K K K =1 1.04 1.2 1.35 1.6848 （ 6） 当量齿数 z z /cos 30/ cos3 12 32.056 z z /cos 92/ cos3 12 98.30 由课本197P表 10-5查得 齿形系数 Y 和 应力修正系数 Y 232.2,491.2 21 FF YY 7 5 1.1,6 3 6.1 21 SS YY （ 7） 螺旋角系数 Y 轴向重合度 2.03 Y 1 0.797 （ 8 计算大小齿轮 的 FSFFY 查得齿轮弯曲疲劳强度极限 aFE MP5001 aFE MP3802 弯曲疲劳寿命系数均取 1 S=1.4 F 1 =aFE MPS 14.3574.15001 F 2 =aFF MPS 43.2714.13802 计算大小齿轮的 FSaFaFY,并加以比较 0 1 1 4 1.014.357 636.1491.2111 FSaFa FY 0 1 4 4 0.043.271 751.1232.2222 FSaFa FY 大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸 设计计算 . 计算模数 mmmmm n 03.271.1301 01440.012c o s797.010479.36848.12 2 253 - 15 - 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要 按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =87.04mm 来计算应有的齿数 . z1=nm 12cos04.87 =28.38 取 z1 =30 z2 =3.05 30=91.5 取 z2 =92 初算主要尺寸 计 算中心距 a=cos2)( 21 nmzz = 12cos2 2)9230( =124.726mm 将中心距圆整为 125 mm 修正螺旋角 =arccos 58.121032 2)9230(a r c c o s2 )( 21 nm 因 值改变不多 ,故参数,k,hZ等不必修正 分度圆直径 d1 =12cos 330cos1 nmz =92.01mm d2 =12cos 392cos2 nmz =282.17 mm 计算 齿轮宽度 mmdb d 01.9201.9211 圆整 后取 mmB 802 mmB 1001 (5).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按 课本 P136图 6.26（ a） 荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件 图见滚动轴承和传动轴的设计部分。 (5).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按 课本 图 10-39 荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。 MPaca64.14 1 ca - 16 - ( 三 ).滚动轴承的校核 7. 键联接设计 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。 7.轴 的 设计 (一 ).轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，初定轴的材料为 45 钢，调质处理。轴的最小直径计算公式3m in o PdAn Ao的值确定为 110 1、 高速轴 1mind =23.60因为高速轴最小直径处装大带轮，设一个键槽，因此取 1mind =23.60*(1+5%)=24.78，取 1mind =25mm 2、 中间轴 2mind =36.46，根据轴承的选择，取 2mind =40mm 3、 低速轴 3mind=51.62mm，安装联轴器设一个键槽，3mind=51.62*（ 1+5%） =54.20mm，再根据后面密封圈的尺寸，取3mind=54mm （二）、轴的结构设计 1、高速轴 1）高速轴的直径的确定 11d：最小直径处 安装大带轮的外伸轴段，因此 1m in11 32 dmmd 12d：密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求，定位高度11( 0 . 0 7 0 . 1 )hd ，取 12d 36mm 13d：滚动轴承轴段 13d40mm，滚动轴承选取 30208 ： d D B=40mm 68mm 18mm 14d:过渡段 由于各级齿轮传动的线速度为 2m/s 左右，滚动轴承采用脂润滑， hL H 46720 NFNFRR39.204305.72821NP 05.7281 NP 93.20432 2.1pf 0.1tf KNC r 8.5214251982HHLhL2 1138822HHLhL故满足预期寿命。 - 17 - 8.箱体 结构的 设计 考虑挡油盘的轴向定位，取 14d 42mm 齿轮轴段：由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。 15d：滚动轴承段， 15d 13d40mm 2）高速轴各段长度的确定 11l：由于大带轮的宽度 B=99mm，确定 11l =99 12l：由箱体结构，轴承端盖、装配关系 等确定 12l =55mm 13l：由滚动轴承确定13l=18mm 14l：由装配关系、箱体结构确定 14l =109mm 15l： 长度由轴肩确定，取15l=6mm 16l：由 高速齿轮宽度 B=62 确定 15l60mm 17l：滚动轴承轴段，由装配关系，和箱体结构确定17l=32mm 2、中间轴 1）中间轴各轴段的直径确定 21d：最小直径处 滚动轴承轴段，因此 21d 45mm 2mind .滚动轴承选取 30209 d D B=45mm 75mm 19mm。 22d：低速齿轮轴段 取 22d 50mm 23d： 轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 23d75mm 24d:高速带齿轮轴段 24d 22d 50mm 25d：滚动轴承段， 25d 21d45mm 2）中间轴各轴段长度的确定 21l：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取 21l =30mm 12l：由低速小齿轮轮宽 B=97 取 22l 95mm 23l：轴环，23l =15mm 14l：由高速齿轮大齿轮轮宽 B=62mm，取 24l 60mm 25l： 25l 21l 30mm - 18 - 3, 低速轴 1) 低速轴各轴段的直径确定 31d： 滚动轴承轴段，因此31d=60mm.滚动轴承选取 30212 d D B=60mm 95mm 22mm。 32d：低速大齿轮轴段 取32d=64mm 33d：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取33d =77mm 34d: 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位： 34d=62mm 25d：滚动轴承段，35d=60mm 36d：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取35d=55mm 37d：最小直径，安装联轴器的外伸轴段37d=50mm 2）低速轴各轴段长度的确定 31l：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取31l=22mm 32l：由低速大齿轮轮宽 B=97mm 取32l=95mm 33l：轴环，33 10l mm 34l：由由装配关系和箱体结构取34l=90mm 35l：滚动轴承、挡油盘以及装配关系35l=34mm 36l：轴套及装配关系36l=40mm 37l：由联轴器的孔毂 L=107 取37 142l 4. 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与 大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 16*63 GB1096-1979 及键 10*80 GB1096-1979。 5. 轴上倒角与圆角 为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1* 45 。 （三）、中间轴的校核 - 19 - 9. 润滑密封设计 10. 联1、中间轴上作用力的计算 因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力 0aF 如下图 ，中间轴的力学模型如图 f-13 齿轮 2 21 3 1 6 8 . 7 5ttF F N 21 1 1 5 3 . 3 3rrF F N 齿轮 3 2332 2 4 6 8 7 7 0 7 3 6 0 . 1 81 2 7 . 3 8tTFNd 33 t a n 2 0 7 3 6 0 . 1 8 t a n 2 0 2 6 7 8 . 8 9oortF F N 2、支反力的计算 由上面数学模型图知 1 2 31 0 2 . 5 , 1 1 2 . 5 , 7 0L m m L m m L m m 总长 L=285mm 1)垂直面受力如图 f-14： 对于2B点2 0BM得： 2 3 3 2 32 ()rrAv F L F L LF L 1 1 5 3 . 3 3 7 0 2 6 7 8 . 8 9 1 4 3 2 . 1 62851 4 3 2 . 1 6 N 方向向下 对于2A点2 0AM得： 2 1 2 3 121 1 5 3 . 3 3 1 0 5 . 5 1 1 2 . 5 2 6 7 8 . 8 9 1 0 2 . 5() 93285rrBv F L L F LFNL 方向向下。 由上轴的合力2 0vF ，校核 2 2 32 9 3 . 4 1 4 3 2 . 1 6 1 1 5 3 . 3 3 2 6 7 8 . 8 9 0A v B v r rF F F F 计算无误 2）水平 支反力如图 f-15 对于2B点2 0BM 2 3 3 2 32 ()ttAH F L F L LF L AF BF 102.5 112.5 67 3tF 3rF 2rF 2tF C2 D2 图 f-13 2AvF 2BvF 2rF 3rF 图 f-14 2AHF 2BHF 2tF 3tF 图 f-15 - 20 - 轴器设计 3 1 6 8 . 7 5 7 0 7 3 6 0 . 1 8 1 8 2285 =5491.39N 对于2A点2 0AM得： 2 1 2 3 12 () 7 3 6 0 . 1 8 1 0 2 . 5 3 1 6 8 . 7 5 2 1 5 5 0 3 7 . 5 4285ttBH F L L F LFNL 由上轴的合力2 0HF ，校核： 2 2 2 32 5 4 9 1 . 9 3 5 0 3 7 . 5 4 3 1 6 8 . 7 5 7 3 6 0 . 1 8 0A H B H t tF F F F 计算无误。 3） A2 点总支反力 2 2 2 22 1 4 3 2 . 1 6 5 4 9 1 . 3 9 5 6 7 5 . 0 7R A A V A HF F F N B2 点总支反力 2 2 2 22 9 3 3 0 3 7 . 5 4 3 0 3 8 . 4 1R B B V B HF F F N 3、绘转矩、弯矩图 1）垂直平面内的转矩图如右图 f-16： C2点 2 2 1C V A VM F L 1 4 3 2 . 1 4 1 0 2 . 5 1 4 6 7 9 6 . 4 Nm D2点 2 2 3D V B VM F L 9 3 . 4 7 0 6 5 3 8 Nm 2）水平面弯矩图如右图 f-17： C2点 2 2 1C H A HM F L 5 4 9 1 . 3 9 1 0 2 . 5 5 6 2 8 6 7 . 4 8 Nm D2点 2 2 3D H B HM F L 5 0 3 7 . 5 4 7 0 3 5 2 6 2 7 . 8 Nm 3)合成弯矩图如右图 f-18： C2点 222 2 2C C V C HM M M 221 4 6 7 9 6 . 4 5 6 2 8 6 7 . 4 8 5 8 1 6 9 4 . 9 Nm D2点 222 2 2D D V D HM M M 226 5 3 8 3 5 2 6 2 7 . 8 3 5 2 6 8 8 . 4 0 Nm M 581694.9 352688.40 图 f-18 M 6538 -146796.4 图 f-16 M M 468770 图 f-19 562867.48 图 f-17 352627.8 - 21 - 4、转矩图 中间轴的转矩图如右图 f-19 2 468770T N m m 5、弯矩强度校核 由上面可知 C2 处截面的转矩最大，是危险截面。根据选定的轴材料 45 钢，调质处理，由表 15-1查得 1 60M Pa 2 1335 8 1 6 9 4 . 9 2 3 4 . 9 6 6 00 . 1 0 . 1 5 5Cca M M P a M P ad 故安全。 6、安全系数法疲劳强度校核 1）由上面可知 C2处是危 险截面 2）根据选定轴 45钢，调质处理，查表 15-1确定材料性能： 116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a 3）抗弯截面系数： C截面有一个键槽 b h=16 10 t=6 223 33 21 6 6 4 5 63 . 1 4 4 5 8 9 0 0 . 0 43 2 2 3 2 2 4 5b t d tdW m md 抗扭截面系数： 223 3 21 6 6 4 5 63 . 1 4 4 5 1 7 8 4 1 . 6 81 6 2 1 6 2 4 5Tb t d tdW m md 弯曲应力 2 5 8 1 6 9 4 . 9 2 6 5 . 3 6 , 08 9 0 0 . 0 4CamM M P aW 扭转应力2 468770 2 6 . 2 71 7 8 4 1 . 6 8aTT M P aW 2 6 . 2 7ma M P a 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表 3-2 查取。由2 . 0 5 50 . 0 4 , 1 . 2 24 5 4 5rDdd 取 =2.10 =1.68 由附图 3-1可得轴的材料的敏性系数 0 . 8 2 , 0 . 8 5qq 故有效应力集中系数： 1 1 1 0 . 8 2 ( 2 . 1 0 1 ) 1 . 9 0 2kq 1 1 1 0 . 8 5 ( 1 . 6 8 1 ) 1 . 5 7 8kq 由附图 3-2的尺寸系数 0.71 由附图 3-4得的扭转系数 0.76 - 22 - 轴按磨削加工 由附图 3-4得表面质量系数 0 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q 则可得综合系数： 1 1 . 9 0 2 11 1 2 . 7 6 50 . 7 1 0 . 9 2kK 1 1 . 5 7 8 11 1 2 . 1 6 30 . 7 6 0 . 9 2kK 取钢的特性系数： 0 . 1 , 0 . 0 5 则安全系数caS如下： 1 275 1 . 52 . 7 6 5 6 5 . 3 6 + 0 . 1 0amS K 1 275 4 . 82 . 1 6 3 2 6 . 2 7 + 0 . 0 5 2 6 . 2 7S K 2 2 2 21 . 5 4 . 8 2 . 4 61 . 5 4 . 8caSSSSS caS S=1.4 故 设计的轴安全。 （四）、低速轴的校核 1、低速轴上作用力的计算 因为采用的是直齿圆柱 齿轮，所以轴向力 0aF 如图 f-20，低速轴的力学模型： 齿轮 1 43 736018ttF F N 43 2 7 6 8 . 8 9rrF F N 2、支反力的计算 由上面数学模型图知 121 0 4 , 1 8 4L m m L m m 总长L=283mm 1)垂直面受力如右图 f-21： BF C3 AF 3tF 214 69 3rF f-20 3BvF 3AvF 4rF f-21 - 23 - 对于3B点3 0BM得： 443 rAv FLF L 2 6 3 8 . 8 9 1 8 4 1 7 1 1 . 5 1288 N 方向向下。 对于4A点4 0AM得： 443 2 6 7 8 . 8 9 1 0 4 9 6 7 . 3 7288rBv FLFNL 方向向下。 由上轴的合力3 0VF ，校核 3 3 42 1 7 1 1 . 5 1 9 6 7 . 3 7 2 6 7 8 . 8 9 0A v B v rF F F 计算无误。 2）水平支反力如图 f-22 对 于3B点1 0BM 423 tAH FLF L 4 3 6 0 . 1 8 1 8 4 4 7 0 2 . 3 4288 N 对于3A点3 0AM得： 41 7 3 6 0 . 1 8 1 0 42882 6 5 7 . 8 4tBHFLFLN 由上轴的合力3 0HF ，校核： 3 3 42 4 7 0 2 . 3 4 2 6 5 7 . 8 4 7 3 6 0 . 1 8 0A H B H tF F F 计算无误。 3） A3 点总支反力 2 2 2 23 3 3 1 7 1 1 . 5 1 4 7 0 2 . 3 4 5 0 0 4 . 1 3R A A V A HF F F N B3 点总支反力2 2 2 23 3 3 9 6 7 . 3 7 2 6 5 7 . 8 4 2 8 2 8 . 4 1R B B V B HF F F N 3、绘转矩、弯矩图 1）垂直平面内的转矩图如右图 f-23： C3点 3 3 1C V A VM F L 1 7 1 1 . 5 1 1 0 4 1 7 7 9 9 7 . 0 4 Nm 2）水平面弯矩图如右图 f-24： C3点 3 3 1C H AHM F L 4 7 0 2 . 3 4 1 0 4 4 4 8 9 0 4 3 . 3 6 Nm 图 f-25 520429 M 3AHF 3BHF 4tF f-22 图 f-23 M -177997.04 图 f-24 M 489043.36 - 24 - 3)合成弯矩图如右图 f-25： C1点 223 3 3C C V C HM M M 221 7 7 9 9 7 . 0 4 4 8 9 0 4 3 . 3 6 5 2 0 4 2 9 Nm 4、转矩图 高速轴的转矩图如右图 f-26 T=3 1532690T N m m 5、弯矩强度校核 由上面可知 C1 处截面的转矩最大，是危险截面。据选定的轴材料 45 钢，调质处理，由表 15-1查得 1 60M Pa 33133520429 6 . 0 7 6 00 . 1 0 . 1 9 5CCa M M P a M P ad 故是安全的。 6、安全系数法疲劳强度校核 1）由上面可知，所以 C3处是危险截面 2）根据选定轴 45钢，调质处理，查表 15-1确定材料性能： 116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a 3） C3处设一键槽 b h=25 14 t=9 抗弯截面系数： 223 33 22 5 9 9 5 93 . 1 4 9 5 7 5 3 7 1 . 5 03 2 2 3 2 2 9 5b t d tdW m md 抗扭截面系数： 223 3 22 5 9 9 5 93 . 1 4 9 5 1 5 9 5 0 1 . 4 21 6 2 1 6 2 9 5b t d tdW m md 弯曲应力 : 3 520429 6 . 9 0 5 , 07 5 3 7 1 . 5 0CamM M P aW 扭转应力 : 3 1532690 9 . 6 0 91 5 9 5 0 1 . 4 2aTT M P aW 9 . 6 0 9ma M P a 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表 3-2 查取。由3 . 0 9 50 . 0 4 , 1 . 1 1 79 5 8 5rDdd 取 =2.01 =1.45 由附图 3-1可 得轴的材料的敏性系数 0 . 8 2 , 0 . 8 5qq M 1532690 图 f-26 - 25 - 故有效应力集中系数： 1 1 1 0 . 8 2 ( 2 . 0 1 1 ) 1 . 8 2 8kq 1 1 1 0 . 8 5 ( 1 . 4 5 1 ) 1 . 3 8 3kq 由附图 3-2的尺寸系数 0.71 由附图 3-4得的扭转系数 0.76 轴按磨削加工 由附图 3-4得表面质量系数 0 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q 则可得综合系数： 1 1 . 8 2 8 11 1 2 . 6 60 . 7 1 0 . 9 2kK 1 1 . 3 8 3 11 1 0 . 9 3 10 . 7 6 0 . 9 2kK 取钢的特性系数： 0 . 1 , 0 . 0 5 则安全系数caS如下： 1 275 1 4 . 9 72 . 6 6 6 . 0 9 5 + 0 . 1 0amS K 1 275 2 9 . 1 7 60 . 9 3 1 9 . 6 0 9 + 0 . 0 5 9 . 6 0 9S K 2 2 2 21 4 . 9 7 2 9 . 1 7 1 3 . 3 11 4 . 9 7 2 9 . 1 7caSSSSS caSS =1.4 故 设计的轴安全。 7、键的选择和校核 （一）、高速轴上键的选择和校核 高速轴 上只有安装大带轮的键。根据安装大带轮处直径 d=32 ，查（机械设计课程设计）表 10-1 选择普通平键。因为带轮的宽 B=99mm，所以选择的键尺寸： b h l=10 8 90 （ t=5.0r=0.25）。标记：键 10 8 90 GB/T1096-2003。键的工作长度 L=l-b=90-10=80mm,键的接触高度 k=0.5h=0.5 8=4mm，传递的转矩 1TT =94.39Nm。按表 6-2差得键的轻度冲击连接时需用应力则 p =120MPa - 26 - kldTp3102 =18.44MPap,因此设置双键pp*1.5=180MPa, 故轴上的键强度足够。 再校验长轴，强度也符合。 （三）、低速轴的键选择和校核 低速 上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径 d=64mm，轮宽 B=92mm 查表（机械设计课程设计）选键的参数： b h l=18 11 90（ t=7.0， r=0.3） 标记 键 18 1190GB/T1096-2003 。键的工作 长度 L=l-b=90-18=72mm,键的接触高度 k=0.5h=0.511=5.5mm，传递的转矩 4TT =910.57则 kldTp3102 =71.87MPa56000h 所以，轴承寿命足够。 （二）、中间轴轴承的选择和校核 1、 滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由中间轴的设计，根据2 1 2 5 45dd，选轴承型号为30209，其基本参数： 5 2 . 8 , 3 1 . 8r o rCC 2、滚动轴承的校核 1）轴承受力图如右图 32425 6 7 5 . 0 75 0 3 8 . 4 1RARBF F NFF 2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表 13-6 查得载荷系数 1.1pf 33441 . 1 5 6 7 5 . 0 7 6 2 4 2 . 5 81 . 1 5 0 3 8 . 4 1 5 5 6 2 . 2 5ppP f F NP f F N 3F 4F 轴承 3 轴承 4 1F 2F 轴承 1 轴承 2 - 28 - 3）验算轴承的寿命 因为34PP，所以，只需验算轴承 3，轴承预期寿命与整机相同， l=10 350 16=56000h 2166010PCfnL rt=7749056000h 所