【课程设计】联轴器式运输机传动装置的设计

1、学号学号成绩成绩 课程设计说明书课程设计说明书 设计名称设计名称 联轴器式运输机传动装置的设计联轴器式运输机传动装置的设计 设计时间设计时间 20122012 年年 3-53-5 月月 系系 别别 机电工程系机电工程系 专专 业业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 班班 级级 姓姓 名名 指导教师指导教师 20122012 年年 5 5 月月 4 4 日日 一一 、任务任务 .1 1 二二 、总体设计总体设计 .2 2 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 .3 1.高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 .4 2.低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 .14 三、轴的设计三、轴的设计 .212

2、1 ( (一一) )轴的校核轴的校核 .26 ( (二二) )轴的校核轴的校核 .32 ( (三三) )轴的校核轴的校核 .39 四、键的选择和校核四、键的选择和校核 .4646 五、滚动轴承的选择和校核五、滚动轴承的选择和校核 .4747 六、联轴器的选择六、联轴器的选择 .5151 七、箱体及其附件的设计七、箱体及其附件的设计 .5151 1、窥视孔： .53 2、轴承端盖设计： .54 3、油面指示装置油标尺： .56 4、外六角螺塞和封油垫： .56 定位销： .59 5、启盖螺钉： .59 6、通气塞： .60 八、润滑、密封设计八、润滑、密封设计 .6060 九、减速器的技术要求九

3、、减速器的技术要求 .6161 十、减速器的技术特性十、减速器的技术特性 .6262 十一、参考资料十一、参考资料 .6363 十二、总结十二、总结 .6363 一一 、 任务任务 题目题目 4：设计运输机传动装置 已知条件：（1）运输带工作拉力；nf5000 （2）运输带工作速度；smv1 . 1 （3）滚筒直径；mmd350 （4）工作机传动效率；96 . 0 w （5）输送带速度允许误差为5%； （6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高 温度为 35 度； （8）要求齿轮使用寿命为 5 年（每年按 300 天计） ；

4、 （9）生产批量：中等。 （10）动力来源：电力，三相交流，电压 380v。 传动方案：如图 2 所示。 设计工作量：（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型； （2）减速器装配图 1 张（a0 或 a1 图纸） ； （3）零件工作图 1 张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重 复，须由指导教师指导选定） ； （4）设计计算说明书 1 份。 二二 、 总体设计总体设计 1、电机的选择电机的选择 确定电动机类型确定电动机类型 按工作要求和条件按工作要求和条件, ,选用选用 y y 系列三相交流异步电动机。系列三相交流异步电动机。 确定电动机的容量确定电动机的容量 工作机卷筒上所需

5、功率工作机卷筒上所需功率 pwpw pw= fv/(1000*w) = 5000 1.1 5.73 1000 0.96 kw 2 2、 电动机所需的输出功率电动机所需的输出功率 为了计算电动机的所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率pdpd，先要确定从电动机到工作机之间的，先要确定从电动机到工作机之间的 总功率总功率总。设总。设cc、rr、gg、分别为弹性联轴器、滚动轴承、分别为弹性联轴器、滚动轴承、8 8级齿轮（稀级齿轮（稀 油润滑）传动的效率，查油润滑）传动的效率，查机械设计机械设计 课程设计课程设计表表10-110-1查得查得c=c= 0.990.99，r=r= 0.990.99，

6、gg = = 0.970.97，则根据，则根据机械设计机械设计 课程设计课程设计的的2222页页 传动装置的总效率传动装置的总效率 为为 总=c2r3g2 = 0.99 2x 0.993 x 0.97 2 =0.89 w p pn 总 5.73 6.44 0.89 kw 因载荷较平稳，所以电动机的额定功率因载荷较平稳，所以电动机的额定功率 p peded只需要略大于只需要略大于 p pn n即可，由表即可，由表 10-210-2 中，中， y y 系列电动机技术数据可知，可选择额定功率为系列电动机技术数据可知，可选择额定功率为 7.5kw7.5kw。 选择电动机转速选择电动机转速 工作机卷筒轴

7、的转速为工作机卷筒轴的转速为 60 1000v60 1000 1.1 n=60.05 3.14 350 w r d min 由由机械设计机械设计 课程设计课程设计的经验公式的经验公式 单级圆柱齿轮传动比范围单级圆柱齿轮传动比范围ig=(35) 总传动比范围总传动比范围(3 3) (5 5)9 25i a 电动机转速可选范围电动机转速可选范围 =(491.31=(491.311364.75)r/min1364.75)r/min(9 25) 54.59daw r nin min 根据电动机所需功率和同步转速，查根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计机械设计 课程设计课程设计10-210-2，符合

8、这一，符合这一 范围的常用同步转速有范围的常用同步转速有 750750、10001000、15001500。 minr 选用同步转速为选用同步转速为 1000r/min1000r/min 选定电动机型号为选定电动机型号为 y160m-6y160m-6 由机械设计 课程设计表 10-3 86 87 页 电动机型号及主要尺寸电动机型号及主要尺寸 型号型号额定功率额定功率 p p ed/kw/kw 满载转速满载转速 / /（rmin-rmin- 1 1） 同步转速同步转速 / /（rmin-1rmin-1） 电动机中心高电动机中心高 h/mmh/mm 外伸轴直径外伸轴直径 d/mme/mmd/mme

9、/mm y160m-6y160m-61111970970100010001601604211042110 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 （一） 、 传动装置总传动比传动装置总传动比 970 16.15 60.05 m w n i n 式中 -电动机满载转速，970 r/min;mn -工作机的转速， 60.05 r/min。wn （二） 、 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 由机械设计机械设计 课程设计课程设计 展开式二级圆柱齿轮减速器的传动比12(1.31.4)ii 双级圆柱齿轮减速器低速级的传动比为 2 16.15 =3.52

10、 1.31.3 i i 总 高速级的传动比 121.34.58ii 运动参数和动力参数计算运动参数和动力参数计算 一 、各轴转速计算各轴转速计算 轴 n1= nm = 970r/min 轴 n2= n1 / i1 = 970/4.58=211.79r/min 轴 n3= n2 / i2 = 211.79/3.52=60.2 r/min 卷同轴 n 卷 = n3=60.2r/min 二 、各轴输入功率各轴输入功率 轴p1= pnc=6.440.99=6.38kw 轴p2= p1rg=6.380.990.97=6.13kw 轴p3= p2rg =6.130.990.975.89kw 卷同轴pw=

11、p3w=5.880.965.64kw 1各轴输入转矩各轴输入转矩 电动机的输出转矩 电动机轴转矩0 6.44 9550955063.40 970 n m p tn mn mm n : 轴1 1 1 6.38 9550955062.813 970 p tn mmn mm n : 轴 2 2 2 6.13 95509550276.413 211.79 p tn mmn mm n : 轴 3 3 3 5.89 95509550934.377 60.2 p tn mmn mm n : 卷同轴 5.64 95509550894.718 60.2 w w w p tn mmn mm n : 表表 1 1

12、传动装置各轴运动参数和动力参数表传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 功率 kw转速minrn 转矩 t n mm 传动比 效率 电机轴 6.4497063.4010.99 轴 6.3897062.813 4.580.98 轴 6.12211.79276.413 3.520.97 轴 5.8860.2934.377 卷筒轴 5.6460.2894.718 10.99 二二. . 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 1.1.高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确 定）结果 1选齿轮精度 等级 查机械设计表 6- 3 117

13、 页 选用 8 级级 8 2材料选择查机械设计表 6- 2 116 页 小齿轮材料：45 钢(调质) 大齿轮材料：45 钢（正火） 45 钢(调质) 45 钢（正火） 3选择齿数 z 1 (20 40)z 12 izz 1 2 z z u 取 1 25z 4 58i 取 2 25 4.58 114.5z 2 115z 2 1 115 4.6 25 z u z 个 1 25z 2 115z 4.6u 4分度圆螺旋 角 初选 =15 =15 15 由于小齿轮材料：45 钢(调质) 小齿轮齿面硬度(217255)350hbs 大齿轮材料：45 钢（正火）大齿轮齿面硬度（162217）350hbs 故

14、选择设计 制造工艺简单，成本较低的软齿面齿轮 按齿面接触疲劳强度设计 （1）试选kt查机械设计表 6-3 117 页 由于载荷平稳 取kt1.5 1.5 (2)计算小齿轮 传递的转矩t1 6 1 1 1 9.55 10 p t n 1 62813tnmm nmm62813 (3) 齿宽系数 d 由机械设计 表 116 133 页 d=0.9（由于齿轮相对轴的 位置为非对称式且为软齿面） 0.9 (4)材料的弹性 影响系数 ze 由机械设计 表 116 122 页 ze=189.8 mpa1/2mpa1/ 2 189.8 （5）节点区域 系数zh 由机械设计图 6- 14 124 页 zh2.4

15、2 2.42 （6）端面重合 度 由机械设计 122 页 12 11 =1.88-3.2(+)cos 11 1.88-3.2()cos15 25115 1.665 zz 1.665 （7）纵向重合 度 1 sin 0.318tan 0.318 0.9 25 tan15 1.917 d n b z m 1.917 （8）重合度 1.665 1.917 3.582 3.582 （9）接触重合 度系数z 由机械设计 122 页 图 6-13 0.780.78 （10）螺旋角系 数 z 由机械设计 138 页公式 cos0.98z 0.98 （11）工作应力 循环次数 n1 由机械设计 124 页公式

16、 1 9 60 60 970 1 5 300 16 1.40 10 hnnjl 1.40109 （12）工作应力 循环次数 n2 1 8 2 1 2.94 10 n n i 8 2.94 10 （13）接触疲劳 强度zn1 由机械设计 125 页 图 6-15 n1 z0.98 n1 z0.98 （14）接触疲劳 强度zn2 由机械设计 125 页 图 6-15 n2 z1.06 n2 z1.06 （15）接触疲劳 极限lim1h 由机械设计 131 页 图 6-22d lim1=540h mpa lim1=540h （16）接触疲劳 极限im 2h 由机械设计 131 页 图 6-22c i

17、m 2=390h mpa im 2=390h （17）接触疲劳 强度的最小安全 系数shmin 由机械设计 124 页 取失效概率为 shmin =1 shmin =1 （18）许用接触 应力公式1 h 由机械设计 124 页 6-12 公式 lim11 1 min 540 0.98 1 529 hn h h z s mpa mpa529mpa （19）许用接触 应力公式2 h 同上 lim 22 2 min 395 1.06 1 418.7 hn h h z s mpa mpa 419mpa 选作设计 齿轮参数 斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式 3 1 2 1 3 2 21 () 2 1.5

18、628134.6 1189.8 2.42 0.78 0.98 () 0.94.6419 53.16 teh t dh ktuz z z z d u mm 修正 ： 1td 11 2.60/ 60 1000 td n vm s (1)法面压力角由机械原理 183 页 表 7-6 an=20an=20 (2)端面压力角 t 由机械原理 183 页 表 7-6 tan arctan() cos tan20 arctan() cos15 20 3848 n t a 20 3848t (3)计算基圆柱螺 旋角的余弦值 cosb coscoscos/cos cos15cos20 cos20 3848 0.

19、970 bnt :cos0.970b (4)法面重合度 n 2 2 cos 1.66 0.970 1.764 n b 1.764n (5)重合度系数 y 由机械设计 127 页 6-13 式 0.75 0.25 0.75 0.25 1.764 0.675 n y 0.675y （6）螺旋角系数由机械设计 140 y=0.87y=0.87 y 图 6-28 （7）小齿轮当量 齿数 zv1 1 1 3 3 cos 25 cos 15 28 v z z 28 （8）大齿轮当量 齿数 zv2 2 2 3 3 cos 115 cos 15 128 v z z 128 （9）齿轮系数 yfa1 由机械设计

20、 128 图 6-19 yfa1=2.55yfa1=2.55 （10）修正系数 ysa1 由机械设计 129 图 6-20 ysa1=1.60ysa1=1.60 （11）齿轮系数 yfa2 同上 yfa2=2.15yfa2=2.15 （12）修正系数 ysa2 同上 ysa2=1.80ysa2=1.80 （13）工作应力 循环次数 n1 由机械设计 124 页公式 12 8 60 60 203.78 1 5 300 16 2.93 10 hnn jl 8 2.93 10 （14）工作应力 循环次数 n2 1 6 2 2 8.62 10 n n i 6 8.62 10 (15)弯曲疲劳寿 命系数

21、yn1 由机械设计 130 图 6-21 yn1=0.91yn1=0.91 (16) 弯曲疲劳寿 命系数yn2 同上 yn2=0.98yn2=0.98 (17)疲劳极限 limf 由机械设计 131 图 6-22c，b lim1 lim 2 340 310 f f mpa mpa lim1 lim 2 340 310 f f mpa mpa （18）弯曲疲劳 强度的最小安全 系数sfmin 由机械设计 124 页 取失效概率为 sfmin =1.25 sfmin=1.25 (19)许用应力 f 由机械设计 130 6-16 取=1.5minfs lim11 1 min lim 22 2 min

22、 236 223 fn f f fn f f y mpa s y mpa s 1 2 236 223 f f mpa mpa 11 1 2.55 1.60 =0.173 236 fasa f yy 22 2 2.15 1.80 =0.0174 223 fasa f yy 取设计齿轮模数 22 2 2.15 1.80 =0.0174 223 fasa f yy 3 2 1 2 1 3 2 2 2cos 2 1.5 62813 cos 150.675 0.872.55 1.60 0.9 25236 1.51 fasa n df kty yy y m z （25）选取标准 模数mn 由机械设计 11

23、3 页 表 6-1 选取 .2nm 2nm 齿轮主要的几何尺寸 （1）中心距 12() 2 cos 2 (25 115) 2 cos15 144.939 nm zz a mm mm 圆整后 145 （2）螺旋角 12() =arccos 2 2(25 115) arccos 2 145 15 524 nm zz a 15 524 （3）小齿轮分 度圆 d1 1 1 cos 2 25 cos15 524 51.786 nm z d mm mm 151.786dmm （4）大齿轮分 度圆 d2 2 2 cos 2 115 cos15 524 238.214 nm z d mm mm 2238.21

24、4dmm （5）齿宽 b 1 0.9 51.786 46.61 dbd mm mm 46.61bmm 取大齿轮 b2=68mm,小齿轮 b1=70mm 校核齿根弯曲强度疲劳 1 1 2 ffasaf n kt y y y y bd m (1)法面压力角由机械原理 183 页 表 7-6 an=20an=20 (2)端面压力角 t 由机械原理 183 页 表 7-6 tan arctan() cos tan20 arctan() cos15 524 20 3917 n t a 20 3917t (3)计算基圆柱 螺旋角的余弦值 cosb coscoscos/cos cos15 524 cos20

25、 cos20 3917 0.970 bnt : : cos0.97b (4)法面重合度 n 2 2 cos 1.665 0.97 1.77 n b 1.77n (5)重合度系数 y 由机械设计 127 页 6-13 式 0.75 0.25 0.75 0.25 1.77 0.674 n y 0.674y （6）螺旋角细 数 y 由机械设计 140 图 6-28 y=0.87y=0.87 （7）小齿轮当 量齿数 zv1 1 1 3 3 cos 25 cos 15 524 28 v z z 28 （8）大齿轮当 量齿数 zv2 2 2 3 3 cos 115 cos 15 524 128 v z z

26、 128 （9）齿轮系数 yfa1 由机械设计 128 图 6-19 yfa1=2.83yfa1=2.83 （10）修正系数 ysa1 由机械设计 129 图 6-20 ysa1=1.53ysa1=1.53 （12）齿轮系数 yfa2 同上 yfa2=2.18yfa2=2.18 （13）修正系数 ysa2 同上 ysa2=1.77ysa2=1.77 (14)弯曲疲劳寿 命系数yn1 由机械设计 130 图 6-21 yn1=0.87yn1=0.87 (15) 弯曲疲劳 寿命系数yn2 同上 yn2=0.91yn2=0.91 (16)疲劳极限 limf 由机械设计 131 图 6-22c，b l

27、im1 lim 2 340 310 f f mpa mpa lim1 lim 2 340 310 f f mpa mpa (17)许用应力 f 由机械设计 130 6-16 取=1.5minfs lim11 1 min lim 22 2 min 236 226 fn f f fn f f y mpa s y mpa s 1 2 236 226 f f mpa mpa 1 1111 1 22 1.61 62813 0.691 0.87 2.83 1.53109.156 46.588 51.764 2 ffasaf n kt y y yympa bd m 齿根弯曲疲劳强度足够 22 212 11

28、2.18 1.77 109.15697.635 2.83 1.53 fasa fff fasa yy mpa yy 齿轮精度设计 大齿轮的精度按选择的 8 级精度，查 152，153 齿轮公差表 19-3、 19-4（见课程设计152 页） ， 可得 20afm17ptfm69pfm29fm 齿厚偏差计算： 有机械原理可知 221/ 21 cos(90 /) 2 1 115/ 2 1 cos(90 /115) 2.011 nhmzz mm mm 分度圆弦齿厚公称值 22sin(90/) 3 115 sin(90 /115) 4.712 nsm zz mm mm 由式（6-35）确定最小侧隙：

29、min 2 (0.060.00050.03) 3 2 (0.060.0005 1450.03 3) 3 0.148 bnnjam mm 齿厚上偏差： min0.148 |0.07979, 2cos2cos20 =-79 bn sns n sns j emmm em 取负值。 查机械设计课程设计 153 页 齿轮公差表 19-4，齿轮径向跳动公差rf56 m 查机械设计课程设计155 页标准公差表 19-9 和 143 页表 17-1，it9=130m 查机械设计课程设计表 6-9，径向进刀公差1.2691.26 130163.8rbitm 齿厚公差： 2222 2tan2 tan2056163

30、.8126snn rr tfbm 齿厚下偏差： s=-79-126=-205nisnssneetm 齿轮结构的设计 300,admm齿顶圆直径齿轮做成实心结构 小齿轮的精度按选择的 8 级精度，查 152，153 齿轮公差表 19-3、 19-4（见课程设计152 页） ， 可得 17afm15ptfm 52pfm28fm 齿厚偏差计算： 有机械原理可知 111/ 21 cos(90 /) 2 125/ 2 1 cos(90 / 25) 2.049 nhmzz mm mm 分度圆弦齿厚公称值 11sin(90/) 2 25 sin(90 / 25) 3.139 nsm zz mm mm 由式（

31、6-35）确定最小侧隙： min 2 (0.060.00050.03) 3 2 (0.060.0005 1450.03 2) 3 0.128 bnnjam mm 齿厚上偏差： min0.128 |0.06868, 2cos2cos20 =-68 bn sns n sns j emmm em 取负值。 查机械设计课程设计153 页 齿轮公差表 19-4，齿轮径向跳动公差rf43 m 查机械设计课程设计155 页标准公差表 19-9 和 143 页表 17-1，it9=130m 查机械设计课程设计表 6-9，径向进刀公差1.2691.26 130163.8rbitm 齿厚公差： 2222 2tan

32、2 tan2043163.8123snn rr tfbm 齿厚下偏差： s=-79-123=-202nisnssneetm 齿轮结构的设计 2temt齿根圆到键槽底部的距离（m端面模数），齿轮设计成齿轮轴结构 作用在齿轮上的力作用在齿轮上的力 大齿轮的受力分析大齿轮的受力分析 圆周力2tf 3 2 2 2 22 276.413 10 2321 238.114 t t fn d 径向力2rf 2 2 tan2321 tan20 875 coscos15 01 tn r f fn : 轴向力2af 22tan2321 tan15 01622atffn: 法向力2nf 2 2 875 964 cos

33、coscos20cos15 01 t n n f fn : 小齿轮的受力分析小齿轮的受力分析 圆周力1 tf 1 1 1 22 62813 2427 51.764 t t fn d 径向力1 rf 1 1 tan2427tan20 915 coscos15 01 tn r f fn : 轴向力1af 11tan2427tan15 01650atffn: 法向力1nf 1 1 915 1008 coscoscos20cos15 01 t n n f fn : 2.2.低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确 定）结果 1选齿轮精度 等

34、级 查机械设计表 6- 3 117 页 选用 8 级级 8 2材料选择查机械设计表 6- 2 116 页 小齿轮材料：45 钢(调质) 大齿轮材料：45 钢（正火） 45 钢(调质) 45 钢（正火） 3选择齿数 z 1 (20 40)z 12 izz 1 2 z z u 取 1 25z 3.52i 取 2 25 3.5288z 2 88z 2 1 88 3.52 25 z u z 个 1 20z 2 88z 3.52u 4分度圆螺旋 角 初选 =15 =15 15 由于小齿轮材料：45 钢(调质) 小齿轮齿面硬度(217255)350hbs 大齿轮材料：45 钢（正火）大齿轮齿面硬度（162

35、217）350hbs 故选择设计 制造工艺简单，成本较低的软齿面齿轮 按齿面接触疲劳强度设计 （1）试选kt查机械设计表 6-3 117 页 由于载荷平稳 取kt1.5 1.5 (2)计算小齿轮 传递的转矩t2 6 2 2 2 9.55 10 p t n 2275962tnmm nmm275962 (3) 齿宽系数 d 由机械设计 表 116 133 页 d=0.9（由于齿轮相对轴的 位置为非对称式且为软齿面） 0.9 (4)材料的弹性 影响系数 ze 由机械设计 表 116 122 页 ze=189.8 mpa1/2mpa1/ 2 189.8 （5）节点区域 系数zh 由机械设计图 6- 1

36、4 124 页 zh2.42 2.42 （6）端面重合 度 由机械设计 122 页 12 11 =1.88-3.2(+)cos 11 1.88-3.2()cos15 2588 1.657 zz 1.657 （7）纵向重合 度 1 sin 0.318tan 0.318 0.9 25 tan15 1.917 d n b z m 1.917 （8）重合度 1.657 1.917 3.574 3.574 （9）接触重合 度系数z 由机械设计 122 页 图 6-13 0.760.76 （10）螺旋角系 数 z 由机械设计 138 页公式 cos0.98z 0.98 （11）工作应力 循环次数 n1 由

37、机械设计 124 页公式 12 8 60 60 211.79 1 5 300 16 3.05 10 hnn jl 8 3.05 10 （12）工作应力 循环次数 n2 1 7 2 2 8.66 10 n n i 7 8.66 10 （13）接触疲劳 强度zn1 由机械设计 125 页 图 6-13 n1 z1.08 n1 z1.08 （14）接触疲劳 强度zn2 由机械设计 125 页 图 6-13 n2 z1.19 n2 z1.19 （15）接触疲劳 极限lim1h 由机械设计 131 页 图 6-22c lim1=460h mpa lim1=460h （16）接触疲劳 极限lim 2h 由

38、机械设计 131 页 图 6-22b lim 2=448h mpa lim 2=448h （17）接触疲劳 强度的最小安全 系数shmin 由机械设计 124 页 取失效概率为 shmin =1 shmin =1 （18）接触应力 公式1 h 由机械设计 124 页 6-12 公式 lim11 1 min 460 1.08 1 497 hn h h z s mpa mpa497mpa （19）接触应力 公式2 h 同上 lim 22 2 min 448 1.19 1 533 hn h h z s mpa mpa 533mpa 选作设计 齿轮参数 斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式 3 2 2 1

39、3 2 21 () 2 1.5 2759623.52 1189.8 2.42 0.76 0.98 () 0.93.52533 73 teh t dh ktuz z z z d u mm 修正 ： 1td 12 0.809/ 60 1000 td n vm s （19）使用系数 ka 由机械设计 117 页 表 6-3 ka=1ka=1 （20）动载系数 kv 由机械设计 118 页 图 6-7 kv=1.2kv=1.2 （21）齿向载荷 分布系数k 由机械设计 119 页 图 6-10 k=1.08k=1.08 （22）齿向载荷 分布系数k 由机械设计 120 页 表 6-4 k=1.2k=1

40、.2 k=kakvkk=11.21.081.2=1.56 （23）分度圆直 径 d1 3 11 3 1.56 76 1.5 77 t t k dd k mm mm177dmm （24）计算斜齿 轮法面模数mn 1 1 cos 77 cos15 25 3 n d m z 3nm （25）选取标准 模数mn 由机械设计 113 页 表 6-1 选取 .3nm 3nm 齿轮主要的几何尺寸 （1）中心距 12() 2 cos 3 (2588) 2 cos15 175.479 nm zz a mm mm 圆整后 175mm （2）螺旋角 12() =arccos 2 3(2588) arccos 2 1

41、75 14 249 nm zz a 14 249 （3）小齿轮分 度圆 d1 1 1 cos 3 25 cos14 249 77.434 nm z d mm mm 177.434dmm （4）大齿轮分 度圆 d2 2 2 cos 3 88 cos14 249 272.566 nm z d mm mm 2272.566dmm （5）齿宽 b 1 0.9 77.434 69.69 dbd mm mm 69.69bmm 取大齿轮齿宽 b2=78mm,小齿轮齿宽 b1=80mm 校核齿根弯曲强度疲劳 1 1 2 ffasaf n kt y y y y bd m (1)法面压力角由机械原理 183 页

42、表 7-6 an=20an=20 (2)端面压力角 t 由机械原理 183 页 表 7-6 tan arctan() cos tan20 arctan() cos14 249 20 3542 n t a 20 3542t (3)计算基圆柱 螺旋角的余弦值 cosb 20 3542 coscoscos/cos cos14 249 cos20 cos 0.97 bnt :cos0.97b (4)法面重合度 n 2 2 cos 1.657 0.97 1.761 n b 1.761n (5)重合度系数 y 由机械设计 127 页 6-13 式 0.75 0.25 0.75 0.25 1.761 0.6

43、76 n y 0.676y （6）螺旋角细 数 y 由机械设计 140 图 6-28 y=0.87y=0.87 （7）小齿轮当 量齿数 zv1 1 1 3 3 cos 25 cos 14 5958 28 v z z 28 （8）大齿轮当 量齿数 zv2 2 2 3 3 cos 88 cos 14 5958 98 v z z 98 （9）齿轮系数 yfa1 由机械设计 128 图 6-19 yfa1=2.55yfa1=2.55 （10）修正系数 ysa1 由机械设计 129 图 6-20 ysa1=1.62ysa1=1.62 （12）齿轮系数 yfa2 同上 yfa2=2.15yfa2=2.15

44、 （13）修正系数 ysa2 同上 ysa2=1.77ysa2=1.77 (14)弯曲疲劳寿 命系数yn1 由机械设计 130 图 6-21 yn1=0.87yn1=0.87 (15) 弯曲疲劳 寿命系数yn2 同上 yn2=0.91yn2=0.91 (16)疲劳极限 limf 由机械设计 131 图 6-22c，b lim1 lim 2 340 310 f f mpa mpa lim1 lim 2 340 310 f f mpa mpa (17)许用应力 f 由机械设计 130 6-16 取=1.5minfs lim11 1 min lim 22 2 min 236 226 fn f f f

45、n f f y mpa s y mpa s 1 2 236 226 f f mpa mpa 2 111=1 1 22 1.56 276413 0.438 0.87 2.55 1.6283 69.881 77.646 3 ffasaf n kt y y yympa bd m 齿根弯曲疲劳强度足够 22 212 11 2.15 1.77 8376 2.55 1.62 fasa fff fasa yy mpa yy 小齿轮的精度按选择的 8 级精度，查 152，153 齿轮公差表 19-3、 19-4（见课程设计152 页） ， 可得 22afm17ptfm 53pfm28fm 齿厚偏差计算： 有机

46、械原理可知 221/ 21 cos(90 /) 3 125/ 2 1 cos(90 / 25) 3.074 nhmzz mm mm 分度圆弦齿厚公称值 22sin(90/) 3 25 sin(90 / 25) 4.709 nsm zz mm mm 由式（6-35）确定最小侧隙： min 2 (0.060.00050.03) 3 2 (0.060.0005 1750.03 3) 3 0.158 bnnjam mm 齿厚上偏差： min0.158 |0.08484, 2cos2cos20 =-84 bn sns n sns j emmm em 取负值。 查机械设计课程设计 153 页 齿轮公差表

47、19-4，齿轮径向跳动公差rf43 m 查机械设计课程设计155 页标准公差表 19-9 和 143 页表 17-1，it9=130m 查机械设计课程设计表 6-9，径向进刀公差1.2691.26 130163.8rbitm 齿厚公差： 2222 2tan2 tan2043163.8123snn rr tfbm 齿厚下偏差： s=-84-123=-207nisnssneetm 齿轮结构的设计 300,admm齿顶圆直径齿轮做成实心结构 大齿轮的精度按选择的 8 级精度，查齿轮公差表（见课程设计152 页） ，可得 25afm18ptfm 70pfm29fm 齿厚偏差计算： 有机械原理可知 22

48、1/ 21 cos(90 /) 3 1 88/ 2 1 cos(90 /88) 3.021 nhmzz mm mm 分度圆弦齿厚公称值 22sin(90/) 3 88 sin(90 /88) 4.712 nsm zz mm mm 由式（6-35）确定最小侧隙： min 2 (0.060.00050.03) 3 2 (0.060.0005 1750.03 3) 3 0.158 bnnjam mm 齿厚上偏差： min0.158 |0.08484, 2cos2cos20 =-84 bn sns n sns j emmm em 取负值。 查机械设计课程设计 153 页 齿轮公差表 19-4，齿轮径向

49、跳动公差rf56 m 查机械设计课程设计155 页标准公差表 19-9 和 143 页表 17-1，it9=130m 查机械设计课程设计表 6-9，径向进刀公差1.2691.26 130163.8rbitm 齿厚公差： 2222 2tan2 tan2056163.8126snn rr tfbm 齿厚下偏差： s=-84-126=-210nisnssneetm 齿轮结构的设计 300,admm齿顶圆直径齿轮做成实心结构 三、轴的设计三、轴的设计 轴的材料选择和最小直径估算轴的材料选择和最小直径估算 结果 45选取三根轴的材料为钢调质 由机械设计189 页表 8-1 查的参数 11 1 640,3

50、55,275,155 60 bsmpampampampa mpa 45钢调质 初步确定初步确定轴的最小直径轴的最小直径 83 按扭转强度条件计算 查机械设计197页表 3 6 1 3 3 0 1 3 6 9.55 10 0.2 9.55 10 0.2t pp da nn a 33 1 1min 0 1 1min 6.38 11822.109 970 =22.109 (1 5%)23.214 p damm n dmm 0高速轴轴：取a=118 根据机械设计 197页 直径d100m m 的轴有一个键槽 轴径增加57 1min=23.214dmm 减速器草图的设计减速器草图的设计 项目计算（或选择

51、） 依据 计算过程单位计算（或确 定）结果 轴的直径和长度计算轴的直径和长度计算 轴段一机械设计课程 设计137 页 表 16-2 与联轴器 h l3 42 82 30 82 jc ya 相连 为保证轴端挡圈 只压在联轴器上 轴段长 80mm 轴径 30mm 机械设计课程设计112 页 键的选择 gb/t c 10850 mm 轴段长 80mm 轴径 30mm 轴段二机械设计课程 设计128 页 凸缘式轴承盖 轴径：32mm 轴段长：52mm mm 轴径：32mm 轴段长： 52mm 轴段三装配轴承轴径：35mm 轴段长：17mm mm 轴径：35mm 轴段长： 17mm 轴段四区分加工轴段轴

52、径：44mm 轴段长：114mm mm 轴径：44mm 轴段长： 114mm 轴段五齿轮轴轴段长：70mm mm 轴段长： 70mm 轴段六区分加工轴段轴段长：44mm 轴径：19mm mm 轴段长： 44mm 轴径：19mm 轴段七安放滚动轴承轴段长：17mm 轴径：35mm mm 轴段长： 17mm 轴径：35mm 初步确定初步确定轴的最小直径轴的最小直径 83 按扭转强度条件计算 查机械设计197页表 3 6 1 3 3 0 1 3 6 9.55 10 0.2 9.55 10 0.2t pp da nn a 33 2 2 min 0 2 6.12 11434.983 211.79 p d

53、amm n 0中间轴轴：取a=114 2 min=34.983dmm 减速器草图的设计减速器草图的设计 项目计算（或选择） 依据 计算过程单位计算（或确 定）结果 轴的直径和长度计算轴的直径和长度计算 轴段一装配轴承轴径：35mm 轴长：17mm mm 轴径：35mm 轴长：17mm 轴段二区分加工表面轴径：41mm 轴长：22mm mm 轴径：41mm 轴长：22mm 轴段三装配实心齿轮轴径：45mm 轴长：78mm mm 轴径：45mm 轴长：78mm 轴段四轴环轴径：50mm 轴长：15mm mm 轴径：50mm 轴长：15mm 轴段五装配实心大齿 轮 轴径：45mm： 轴长: 66mm

54、 mm 轴径： 45mm： 轴长: 66mm 轴段六装配轴承、轴径：35mm 轴长：39mm mm 轴径：35mm 轴长：39mm 初步确定初步确定轴的最小直径轴的最小直径 83 按扭转强度条件计算 查机械设计197页表 3 6 1 3 3 0 1 3 6 9.55 10 0.2 9.55 10 0.2t pp da nn a 33 2 2 min 0 2 6.12 11434.983 211.79 p damm n 00中间轴轴：取a=a=107 33 3 3 min 0 3 min 5.88 10749.276 60.2 =49.276 (1 5%)51.74 p damm n dmm 直

55、径d100m m 的轴有一个键槽 2 min=51.74dmm 减速器草图的设计减速器草图的设计 项目计算（或选择） 依据 计算过程单位计算（或确 定）结果 轴的直径和长度计算轴的直径和长度计算 轴段一装配轴承轴径：50mm 轴长：42mm mm 轴径：50mm 轴长：42mm 轴段二装配实心齿轮轴径：55mm 轴长：76mm mm 轴径：55mm 轴长：76mm 轴段三轴环轴径：60mm 轴长：15mm mm 轴径：60mm 轴长：15mm 轴段四装配实心大齿 轮 轴径：56mm： 轴长: 87.5mm mm 轴径： 56mm： 轴长: 87.5mm 轴段五装配滚动轴承、轴径：65mm 轴长

56、：16mm mm 轴径：65mm 轴长：16mm 轴段六装配轴承端盖轴径：45mm 轴长：60mm mm 轴径：45mm 轴长：60mm 轴段七装配联轴器轴径：42mm 轴长：110mm mm 轴径：42mm 轴长：110mm 三三. 轴的校核轴的校核 ( (一一) )轴的校核轴的校核 1) 轴的力学模型的建立 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定： 齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点 位置 按弯扭合成强度条件计算 由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为 。123101.5157.562.5lmmlmmlmm、 2) 求齿轮所在截面 b,c 的以及的

57、值mmm vh 、 ca m 3) 画出轴的简图 为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零 件宽度中点。 对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。 4) 计算轴上的外力 小齿轮的受力分析小齿轮的受力分析 圆周力1 tf 1 1 1 22 62813 2427 51.764 t t fn d 径向力1 rf 1 1 tan2427tan20 915 coscos15 01 tn r f fn : 轴向力1af 11tan2427tan15 01650atffn: 法向力1nf 1 1 915 1008 coscoscos20cos15 01 t n n

58、 f fn : 5) 求支反力 1)水平面内支反力 水平面内的支反力 1 1 1 1 1 1 =0 ( 23)20 22427 157.5 =1737.511 23157.562.5 =0 ( 23)30 32427 62.5 =689.489 23157.562.5 =0 0 bx dxt t dx dx bxt t bx t bxdx m fllfl fl fn ll m fllfl fl fn ll f fff 由 得 由 得 由轴上合力 得 2)垂直面内的支反力 a11 r1 a11 r1 r1 =0 ( 23)20 2 650 51.764 2915 157.5 22 578.587

59、 23157.562.5 =0 915578.587336.413 by dy dy dy bydy m fd fllfl fd fl fn ll m fffn 由 得 由 6) 计算轴的弯矩并画出弯矩图 1)水平面内的弯矩 3 0mm 1737.511 62.5108594.438 dx bx cxdx mmn c mfln mmn mm 在处的弯矩 2)垂直平面内的弯矩 3 1 21 0mm 578.587 61.536161.688 36161.688 16823.352984.988 dy by cydy a cycy mmn c mfln mmn mm mmmn mm 在处的弯矩 3

60、)合成弯矩 22 1 1 22 2 2 114457.064 120831.126 c cxcy c cxcy mmmn mm mmmn mm 7) 画出转矩图 8) 计算并画出当量弯矩图 转矩按不变计算，取得：3 . 0 1 0.3 6281318843.9tn mm 所以其弯矩为 11 114457.064 ec mmn mm 2222 221 ()120831.12618843.9122291.674 ec mmtn mm 对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度 由轴的材料查出， mpa60 1 2 1 3 122291.674 16.5060 0.1 42 e c