机械设计基础课程设计胶带输送机卷筒的减速器单级圆锥齿轮减速器设计

1、 1 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 设计题目：设计题目： 胶带输送机卷筒的减速器 单级圆锥齿轮减速器设计 姓 名： 学 号： 班 级： c04 建环（1） 完 成 时 间： 2007. 1.22 浙 江 海 洋 学 院 2 机械设计基础课程设计 计算说明书 设计题目： 胶带输送机卷筒的减速器 单级圆锥齿轮减速器设计 设 计 者： 指导教师： 成 绩： 2007 年 1 月 22 日 浙浙 江江 海海 洋洋 学学 院院 3 机械设计基础课程设计任务书机械设计基础课程设计任务书 一、课程设计教学目的及基本要求一、课程设计教学目的及基本要求 机械设计基础课程设计是机械设计基础课程的重要实践

2、性环节，是学生在校期间第 一次较全面的工程师能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。 本课程的教学目的是： 1.课程设计实践，树立正确的设计思想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课 程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力。 2.习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 3.进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和 规范，在条件允许情况下还应进行计算机辅助设计和绘图的训练。 本课程设计的基本要求是： 1.从机器功能要求出发，制订或分析设计方案，合理地选择电动机、传动机构和零 件； 2.能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理

3、选择零件材料，正确 计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸； 3.能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济和安全等问题，对机器和零件 进行结构设计； 4.图面符合制图标准，尺寸及公差标注正确，技术要求完整合理。 在条件允许情况下要求初步掌握计算机进行设计计算和计算机绘制装配图零件图的能 力。 二、课程设计内容及安排二、课程设计内容及安排 1.基本内容 课程设计题目常以一般用途的机械传动装置为主，也可选做其他设计题目，其工作 量相当于二级齿轮减速器或单级蜗杆减速器。 每个学生应完成：部件正式装配图 1 张 a2 图纸，零件工作图 1 张 a2 或 a3 图纸， 通常为轴、齿轮（或蜗轮）零件

4、工作图，设计说明书一份，说明书应包括：确定传动 装置总体方案，选定电动机，传动装置运动学动力学计算，传动零件计算，轴、轴承、 键的校核计算，联轴器选择等内容。 部件正式装配图和零件工作图均用计算机绘制。 设计题目可仅给机器所需实现的功能，由学生自订传动方案设计；亦可给定传动方 案，由学生分析后进行设计。 2.工作进度安排 (1)传动方案设计（含选电动机、传动装置的运动学、动力学计算） （1 天） ； 4 (2)传动件设计（1 天） ； (3)装配草图设计（2 天） ； (4)装配工作图设计（2 天） ； (5)零件工作图设计（1 天） ； (6)编写设计计算说明书（1 天） ； (7)总结（1

5、 天） ； (8)答辩（1 天） 。 三、课程设计考核方法及成绩评定三、课程设计考核方法及成绩评定 设计完成后应进行答辩，并按优秀、良好、中等、及格、不及格评出成绩，成绩 单独记分。 四、机械设计基础课程设计题目四、机械设计基础课程设计题目: :胶带输送机卷筒的减速器的设计 原始条件和数据: 胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作有粉尘;使用期 限 10 年，大修期 3 年。该动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产，输送 带速度允许误差为5%。 学号8 号 输送拉力 f（n） 2000 输送速度 v（m/s） 0.9 卷筒直径 d （m） 300 5 目录目录 第第

6、 1 章章 传动方案的分析与拟定传动方案的分析与拟定. .7 第第 2 章章 电动机的选择及传动装置的分析和动力参数计算电动机的选择及传动装置的分析和动力参数计算.7 2.1 节 电动机的选择 .7 2.1.1 选择电动机的类型.7 2.2 节 传动装置的运动和动力参数计算 .9 2.2.1 传动比的分配及装置的运动和动力参数计算 .9 第第 3 章章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算.11 3.1 节 一对高速级直齿圆锥齿轮传动零件设计计算 .11 3.2 节 一对低速级直齿圆锥齿轮传动零件设计计算.17 第第 4 章章 轴的设计与计算轴的设计与计算.22 4.1 节 轴的设计与计算 .

7、22 4.1.1 轴的材料的选择 .22 4.1.2 按扭转强度估算轴径（最小直径） .22 4.1.3 轴的结构设计 .22 4.1.4 轴的受力分析轴承的校核 .27 4.2 节 ii 轴的设计与计算 .28 4.3 节 轴承的选择及校核 .31 第第 5 章章 键的选择和计算键的选择和计算.32 5.1轴承的选择及校核.32 5.2 ii 轴上的键的校核 .32 第第 6 章章 滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算.32 6.1 输入轴上的轴承的选择及校核 .32 6.2 输出轴上的轴承的选择及校核.32 第第 7 7 章章 联轴器的选择联轴器的选择.33 第第 8 8 章章 润滑与

8、密封润滑与密封.33 设计体会设计体会.34 参考文献参考文献.34 附图附图.35 6 第第 1 1 章章 传动方案的分析与拟定传动方案的分析与拟定 1.1.1 了解传动装置的组成和不同方案的传动特点了解传动装置的组成和不同方案的传动特点 本方案的原动机为电动机，传动装置为一对圆柱齿轮和一级圆锥齿轮减速器，工作 机为卷筒，电动机与减速器由联轴器连接满足工作机性能要求的传动方案，可以由不 同的传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成合理的方案应保证工作可靠，并 且结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护便利一种方案 要同时满足这些要求往往是非常的困难的，因此要根据具体需要

9、，保证重点要求同时 要了解不同传动装置的特点,如带传动承载能力小相同转矩时结构尺寸较其他传动形式 大,但传动平稳,能缓冲减振.蜗杆传动可实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳但效率 较低，适用于中、小功率间歇运转的场合。圆锥齿轮加工较困难，多在改变布置的方向 时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，已减小圆锥齿轮的直径和摸数。开式齿轮传 动的工作环境差，润滑条件不好，磨损严重，寿命短，多布置在低速级等传动特点。 1.1.2 据给定的参考方案选择圆柱和一级锥齿轮传动据给定的参考方案选择圆柱和一级锥齿轮传动 本方案是圆锥和一级圆柱齿轮减速器其特点：齿轮传动传动比较精确，但安装要求 高，直齿圆柱齿轮有冲

10、击，应布置在低速级。圆锥齿轮承载能力和速度范围大，传动比 恒定，外廓尺寸小、工作可靠，效率高、寿命长。锥齿轮加工较困难，制造安装精度要 求高，成本较高，噪上声较大。所以一般只在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放 在高速级并限制传动比，以减少圆锥齿轮的直径和模数。由于开式圆柱齿轮布置在低速 级，要求相对较低些，所以根据指导老师的要求本方案的主要任务是设计好闭式圆锥齿 轮减速器。 经上述分析综合考虑选择以下方案 7 第第 2 2 章章 电动机的选择及传动装置的分析和动力参数计算电动机的选择及传动装置的分析和动力参数计算 2.12.1 节节 电动机的选择电动机的选择 2.1.12.1.1 选择电动

11、机的类型选择电动机的类型 传动方案确定后，根据工作机的要求，选择电动机的类型，确定电动机的功率和 转速，以确定电动机的具体型号。 根据工作机的要求和工作环境，初步选择 y 系列三相异步电动机。该系列电动机 为全封闭自扇冷式电动机，适用于空气不含易燃、易爆或含腐蚀性气体的场合，也适 用于多灰尘场合，如仓库物料运输、矿山开采物料运输等。 2.1.2 确定电动机的型号确定电动机的型号 计算及说明结果 1.选择电动机的类型选择电动机的类型 按工作条件和要求，选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380 v 工作机所需工作功率：w= fv / 1000 kw=20000.9/1000=1.8kw 2.电

12、动机所需工作功率电动机所需工作功率：d =fv / 1000 kw a 有电动机至卷扬筒的传动总效率为： 24 12345a 其中分别为联轴器、滚子轴承、8 级精度圆柱齿轮、8 级精度圆 12345 锥齿轮、卷扬筒的传动效率： =0.99、=0.98、=0.97、=0.97、=0.95 1 2 3 4 5 所以 2424 12345 0.990.980.97 0.97 0.950.81 a 则 电动机所需要的功率为： =fv / 1000= kw d p a 2000 0.9/ 1000 0.812.22 3.确定电动机的转速确定电动机的转速 卷扬筒的转速为 60 100060 1000 0.

13、9 57.33 min 300 v r n d 按推荐的传动比的合理范围，一级开式圆柱齿轮的传动比为，圆锥 1 36i 齿轮的传动比为，因此总传动比的合理范围为，故电动 2 23i 618 a i 机转速的可选范围为 功率及传 动效率计 算公式引 自机械设 计课程设 计指导书 第 14 页 主要数据： f=2000n v=0.9m/s pw=2.88kw =0.99 1 =0.98 2 =0.97 3 =0.97 4 =0.95 5 =0.81 a pd=2.22kw 8 计算及说明结果 6857.333441032 min da r nin 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、10

14、00 r/min 根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号,因此有三种传动 比方案。列下表： 电动机转速 r/min传动装置的传动比 方案 电动机型号 额定功率 pcd(kw) 同步转速 满载转速 电 动 机 重 量 参 考 价 格 元 总传动比 圆 柱 开 式 减速器 1y132m-8 375071080 430 12.5643.10 2 y132s-6 3100096065 35012.26 62.79 尽管适合的电动机重量较重、价格也比较昂贵但综合考虑电动机的和传动装 置的尺寸、重量、价格和开式齿轮、减速器的传动比，可见第 1 方案比较适 合。则选定的电动机的型号为 y132

15、m-8，其主要性能如下：序号=49 型号= y132m-8 额定功率：kw=3 同步转速：r/min=1000 满载转速：r/min=960 满载电流a=6.5 满载时效率：%=83 满载功率因数：cos=0.76 堵转电流/额定电流=6.5 堵转转矩/额定转矩 =2 最大转矩/额定转矩=2 噪声：db(a)=71 转动惯量 kg.m2=0.03 净重：kg=65 防护等级：ip44 技术参数：380v 50hz 电动机主要外形和安装尺寸如下： 图 618 a i 选定的电 动机的型 号为 y132m-8 引自机械 设计课程 设计指导 第 15 页 9 计算及说明结果 中心 高 h 外形尺寸

16、2 ac ladhd 底角安装尺寸 a b 地脚螺栓 孔直径 k 轴伸尺 寸 de 装键部位 尺寸 fgd 132515 345 315216 1781238 8010 41 2.22.2 节节 传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算 2.2.1 传动比的分配及装置的运动和动力参数计算 计算及说明 结果 1.确定总的传动比和传动比的分配 1） 由选定的电动机满载转速和工作主动轴转速，可得传动装置总传动比 m nn 为： 2） 710 12.38 57.33 m a n i n 3） 动比的分配 一级开式圆柱齿轮的传动比为 36，取， 0 4i 则减速器传动比为 12.38 3

17、.10 4 i 2. 各轴转速 电动机轴 710 min m r n 轴i 1 710 min m r nn 轴ii 1 2 2 710 229.03 3.10min n r n i 轴iii 32 229.03 min r nn 轴 卷筒轴和 iv 轴相等iv 3 4 1 344.09 73.88 3.10min n r n i 3. 各轴输入功率 i-iv 轴的输 出功率和输 出转矩分别 为输入功率 和转矩乘以 轴承效率 10 计算及说明 结果 电动机轴 d p2.22kw 轴 i 011 2.22 0.992.20 idd pppkw 轴 ii iii12124 p =p=p2.22 0

18、.98 0.972.11kw 轴 iii iiiii23ii21 p =pp2.22 0.98 0.992.15kw 轴 iv 3423 2.22 0.98 0.952.07 iviiiiii pppkw 4.各轴的转矩 电动机轴 2.22 9550955029.86 710 d d m p tnm n 轴 i 011 29.86 0.9929.56 idd tttnm 轴 ii 122242 29.56 0.98 0.97 3.1087.11 iiii ttitinm 轴 iii 2321 87.11 0.98 0.9984.51 iiiiiii tttnm 轴 iv 同一 341231 8

19、4.51 0.98 0.95 4314.72 iviiiiii ttitinm 根轴的输出功率或转矩与输入功率或转矩数值不同（因为有轴承功率损耗） ，需要精确计算时应取不同数值。一根轴的输出功率（转矩）与下一根轴 的输入功率（转矩）的数值也不同（因为有传动件功率损耗） 。将计算得 到的各轴的运动和动力参数整理于下表： 功率p kw 转矩t nm 轴名 输入输出输入输出 转速 n min r 传动比i效率 电动机2.2229.867101.000.99 i 轴2.202.1629.5628.97710 ii 轴2.113.0787.1185.37254.46 2.320.94 轴：i 1 p2.

20、20kw 1 t29.56nm 轴：ii ii p2.11kw ii t87.11nm 轴：iii iii p2.15kw iii t84.51nm 轴：iv iv p2.07kw iv t314.72nm 11 计算及说明 结果 1.000.97 iii 轴2.152.1184.5182.82254.46 iv 轴2.072.03314.72308.4376.46 4.20.93 第第 3 3 章章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 3.13.1 节节 一对高速级直齿圆锥齿轮传动零件设计计算一对高速级直齿圆锥齿轮传动零件设计计算 3.1.13.1.1 选择齿轮材料及精度等级选择齿轮材料及

21、精度等级 1、选用直齿锥齿轮传动。 2、选择齿轮材料及精度：小齿轮选用 45 号优质炭素钢调质硬度为 197286hbs;大 齿轮选用 45 号优质炭素钢正火硬度为 156217hbs;因为卷扬机为一般工作机器， 速度不高，是普通的减速器,由表选用 8 级（gb10095-1988）精度的要求齿面粗 糙度: ; 3.26.3 a rm 3、初选取小齿轮齿数为，大齿轮齿数 1 z = 25 2 z =25 4=100 实际齿数比为 齿数比的误差为 0 21 u= z /z =100/25=4 3.1.23.1.2 确定设计准则确定设计准则 由于该减速器为闭式的齿轮传动,且两齿轮的齿面硬度 hbs

22、 小于 350 的软齿面,齿面 的点蚀是主要的失效形式,按照齿面的接触疲劳强度进行设计计算,确定齿轮的主要 参数和尺寸，然后在按照齿轮的弯曲疲劳校核齿根的弯曲强度。 3.1.33.1.3 按齿面接触疲劳强度设计并校核按齿面接触疲劳强度设计并校核 计算及说明 1、确定设计公式： 2 1 3 1 4 (1 0.5) he rdh ktzz d u 2、 确定有关计算参数及系数值： （1） 试选载荷系数 查表得取 k=1.1 （2） 计算小齿轮传递的转矩 齿轮计算公式核 有关数据 引自机械设计基 础 题目：慢动卷扬 机传动装置设计 主要数据： 12 011 29.86 0.9929.56 idd t

23、ttnm （3）查得齿宽系数：齿宽系数，越大，就越大，沿齿宽受力越不易均 r b 匀，一般取得到，因为是软齿面，且是悬臂布置 13 r 0.250.30 r 取=0.30 d （4）许用接触应力：由表 11-1 可得: =575mpa, h lim1h =380mpa; lim2h 由表 11.5 查得到：,1.1 h s 查图可得到：; n1 z=1.00 n2 z=1.05 弹性系数。 12 189.8 ea zmp 由下式计算可得： 1lim1 1 1.00 575 522.73 1.1 nh ha h z mp s 2lim2 2 1.05 380 362.73 1.1 nh ha h

24、 z mp s 故 2 1 3 1 4 (1 0.5) he rdh ktzz d u 2 3 4 1.1 29.562.5 189.8 0.30 4(1 0.5 0.30)522.73 61.158mm 即 1 61.158dmm 2 4 61.158244.632dmm 552 2 6 6 22 18184244.63279.32zid 所以圆整取齿数 则; 2 80z 1 80415z 实际齿数比 2 1 80 4 20 z u z 齿数比的误差为%0 4 44 u uu 所以 1 1 61.158 3.06 20 d m z k=1.1 0.3 r lim1 575 h mpa lim

25、2 380 h mpa 1.1 h s . 1 1.00 n z 2 1.05 n z 1 522.73 h mpa 2362.73 h mpa 1 61.158dmm 13 查表可得到取标准模数 m=3.5. 3、主要尺寸计算 (1) 齿数 则; 2 80z 1 80 z =20 4 (2) 分度圆锥角为: 2 2 1 475 5736 z arctgarctg z (3) 1 9075 573614 224 (4) 直径确定：大端分度圆直径为： 11 3.5 2070dmzmm 22 3.5 80280dmzmm (5) 锥距为： 2222 12 11 ()(2080 )144.309 4

26、4 rdd mm (6) 齿宽 ：，圆整 12 bb和0.3 144.30943.2927 r brmm45bmm 取 2 45bmm 1 45550bmm 7、根弯曲疲劳强度： 111 2 232 1 4 1 0.51 fasa ff rr ktyy z mu （1） 计算当量齿数 ： 1v z v2 和z 1 1 1 15 cos14 22415.46 cos v z z 2 2 2 60 cos75 5736247.39 cos v z z （2） 查取齿形系数 由图 11-8 外齿轮的齿形系数得 fa1 y =3.22 fa2 y = 2.15 （3） 查取应力校正系数 由图 11-9

27、 外齿轮的应力校正系数得 sa1 y = 1.53 sa2 y = 1.86 （4） 齿轮弯曲疲劳强度极限由表 11-1 45 钢齿轮弯曲疲劳强度极限得 fe1 = 420mpa fe2 = 290mpa （5） 弯曲疲劳寿命系数 n1n2 y =y =1.00 m=3.5 1 20z 2 80z 1 70dmm 2 280dmm 1 2 3.22 2.15 f f y y 1 2 1.53 1.86 s s y y 1 14 2 24 2 75 57 36 14 （6） 弯曲安全疲劳寿命系数 f s =1.25 (7) 许用弯曲应力 11nfe f f y s 11 1 1 420 336

28、1.25 nfe f f y mpa s 22 2 1 290 232 1.25 nfe f f y mpa s 111 3 1 2 22 1 1 2 232 4 1 0.51 4 1.1 29560 3.22 1.53 59.35 0.31 0.5 0.3151.041 fasa f rrh f ktyy zu mpa 22 212 11 2.15 1.86 59.3548.18 3.22 1.53 fasa fff fasa yy mpa yy 齿根弯曲强度校核合格。 8、齿轮速度 1 1 4.98 710 0.42/ 60 100060 1000 d n vm s 由于载荷不大知，选 8

29、 级精度是合适的。 9、主要参数计算 节圆锥角(分度圆锥角) 1 11 14 2 24 4 arctgarctg u 21 909014 2 2475 57 36 齿顶圆直径 小齿轮 111 2cos 152 1.0 cos14 2 2416.77 a ddm mm 222 2cos 602 1.0 cos75 57 3660.485 a ddm mm 可知小齿轮采用实体式，大齿轮采用腹板式。 齿顶高 * 1.0 aa hh mmm 1 2 420 290 fe fe mpa mpa 1.25 f s 1 21 nn yy 1 336 f mpa 2 232 f mpa 11 ff 22 ff

30、 0.42/vm s 15 齿根高 * 1 0.251.01.25 fa hhcmmm 全齿高1.0 1.252.25 af hhhmm 齿根圆直径 111 2cos152 1.25 cos14 2 2412.672 ff ddhmm 齿根角 222 2cos602 1.25 cos75 57 3659.418 ff ddhmm 1.25 2 1613 30.92 f f h arctgarctg r 齿根角 1.0 15742 30.92 a a h arctgarctg r 齿顶圆锥角 111 2 1613 14 2 2416 1837 aa 222 1 5742 75 57 3677 5

31、518 aa 齿根圆锥角 11 14 2 242 161311 4611 ff 22 75 57 361 574274 5914 ff 当量齿数 1 11 1 15 15.46,16 coscos14 2 24 vv z zmmzmm 取 2 22 2 60 247.38,248 coscos75 57 50 v z zmmzmm 取 16 10、将齿轮数据归纳为下表： 直齿圆锥齿轮参数表直齿圆锥齿轮参数表 表表 3-13-190 序 号 名称公式计算结果 1大端模 数 m1.0 2传动比i3.0 3分度圆 锥角 2 1 1 = z arctg z 21 =90- 2 75 57 36 1 1

32、4 2 24 4分度圆 直径 dmz 1 15d 2 60d 5齿顶高 * aa hh m * 1 a h1.0 a h 6齿根高 1.2 f hm51.2 f h 7全齿高2.2hm52.2h 8顶系0.2cm50.2c 9齿顶圆 直径 111 2cos a ddm 222 2cos a ddm 1 16.77 a d 2 60.485 a d 10齿根圆 直径 11 2.4cos f ddm hf=(ha*+c*)m(c*=0.2) hf=.1.25 11锥距 da=d+2hfcos da1=14.325 da2=56.273 12齿宽 2 2 2 1 2 1 ddr r=30.92 13

33、b=1/3rb=40.20 14齿顶角 a1=a2=arctan(ha/r)a1=a2=15712 “ 17 15齿根角 f=arctan(hf/r)f1=f2=15712 “” 16齿顶圆 锥角 f=+af1=15 5936 f2=77 1558 17齿根圆 锥角 a=-fa1=13 0512 a2=77 24 18当量齿 数 zv=z/cos() zv1=16 zv2=245 3.23.2 节节 一对低速级直齿圆柱齿轮零件设计计算一对低速级直齿圆柱齿轮零件设计计算 3.2.13.2.1 选择齿轮材料及精度等级选择齿轮材料及精度等级 按表 11.1 选择齿轮材料为： 小齿轮选用 45 钢调质

34、，硬度为 197286 hbs； 大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 156217 hbs 因为是普通减速器，由表 11.2 选 8 级精度，要求齿面粗糙度ra3.26.3m。 3.2.23.2.2 确定设计准则确定设计准则 由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度 hbs 小于等于 350 的软齿面， 齿面点蚀是主要的失效形式。应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主 要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。 3.2.33.2.3 按齿面接触疲劳强度设计并校核按齿面接触疲劳强度设计并校核 计算及说明结果 18 1.确定有关参数与系数： （1）转矩 t1 1 28.

35、97 0.97 0.98 4110.16ttin m 圆锥圆锥 轴承 （2）载荷系数 k 查表 11.3 取 k=1.1 （3）齿数 z1和齿宽系数 d 小齿轮的齿数 z1取为 25，则大齿轮齿数 圆整取 21 3.10 2577.5ziz 2 78z 实际齿数比 2 1 78 3.10 25 z u z 齿数比的误差为 3.103.10 0.00%5% 3.10 uu u 齿面表面为软齿面，选取.01 d （4）许用接触应力h 由图 11.1 查得 lim1lim2 560,400 hh mpampa 由表 11.5 查得.01 h s 8 11 6060 710 115 52 4013.2

36、9 10 h nn jl 查图得 8 22 6060 229.03 115 52 404.29 10 h nn jl 18 . 1 ,06 . 1 21 nn zz 由式（11.15）可得 mpa mpa s z h hn h 6 . 593 1 56006 . 1 1lim1 1 2lim2 2 1.18 400 472 1 nh h h zmpa mpa s 故 2 1 3 1 1 43.76 hdu ukt d 齿轮计算公式核 有关数据引自机 械设计基础 第 168183 页 主要数据： k=1.1 1 d lim1 lim2 560 400 h h mpa mpa .01 h s 8

37、1 13.29 10n 7 2 4.29 10n 18 . 1 06 . 1 2 1 n n z z mpa h 6 . 593 1 2400 h mpa mmd99.76 1 m=3.5 1 2 25 78 z z mmd75 1 mmd381 2 1 2 2.32 2.15 f f y y 1 2 1.59 1.82 s s y y 19 3 2 1.1 2986003.10 1 76.43 1 3.10 593.6 81.95mm 1 1 81.95 3.278 25 d mmm z 由表 4-1 取标准模数 m=3.5 11 3.5 2587.5dmzmm 22 3.5 78273dm

38、zmm 1 1 87.587.5 d bdmm 圆整取 2 88bmm 12 593bbmm 12 11 3.5 2578149 22 am zzmm 2.按齿根弯曲疲劳强度校核 （1）齿形系数 yf 查图 11.8 得 12 2.32,2.15 ff yy （2）应力修正系数 ys 查表 11.9 得 12 1.59,1.82 ss yy 20 （3）许用弯曲应力f 由图 11.1 查得mpampa ff 190,210 2lim1lim 由表 11.5 查得3 . 1 f s 有图 11.8 查得1 21 nn yy 由式（11-5）可得 mpa mpa s y f fn f 162 3

39、. 1 2101 1lim1 1 mpa mpa s y f fn f 146 3 . 1 1901 2lim2 2 即有 111 1 2 1 1 2 2 2 1.1 298600 2.32 1.59 90.43 87.5 3.525 fs f f kty y bm z mpa 22 212 11 2.15 1.82 90.4395.92 2.32 1.59 fs fff fs y y mpa y y 齿根弯曲强度校核合格。 3.验算齿轮得圆周速度 1 1 87.5 242.56 1.12/3/ 60 100060 1000 d n vm sm s 由表 11.2 可知，选 8 级精度是合适的

40、。 4.主要尺寸计算 齿顶圆直径 小齿轮 11 2 87.52 393.5 aa ddh mm 大齿轮 12 2 2732 3.5280 aa ddh mm 可知小齿轮采用实体式，大齿轮采用腹板式。 齿根高 * 1 0.253.54.38 fa hhcmmm mpa mpa f f 190 210 2lim 1lim 3 . 1 f s 1 21 nn yy mpa f 162 1 mpa f 146 2 11 ff 22 ff 1.12/vm s 21 齿根圆直径 11 287.52 4.3878.84 ff ddhmm 22 22732 4.38264.24 ff ddhmm 齿高 34.

41、387.38 af hhhmm 齿距 3.511.00pm 齿厚 11.0011.00 5.50 22 s 顶隙 * 0.25 3.50.88cc mmm 基圆直径 11cos 87.5 cos2082.22 b dd 22cos 273 cos20256.53 b ddmm 将齿轮数据归纳为下表：表表 3-23-2 直齿圆柱参数表直齿圆柱参数表 分度圆直径 d1=mz=87.5 d2=mz=273 基圆直径 db1=d1cos=82.22 db2=d2cos=256.53 齿顶高 ha=ha*m=3.5 齿根高 hf=(ha*+hf*)m=1.25*3.5=4.38 齿高h=ha+hf=7.

42、38mm 齿根圆直径 da=d1+2ha=93.5 da=d2+2ha=279 齿顶圆直径 df1=d1-2hf=78.74 df2=d2-2hf=264.24 齿距 p=m=11.00 齿厚 s=p/2=5.50 齿槽宽 e=p/2=5.50 标准中心距 a=m(z1+z2)/2=180 22 第第 4 4 章章 轴的设计与计算轴的设计与计算 4.14.1 节节 轴的设计与计算轴的设计与计算 4.1.14.1.1 轴的材料的选择轴的材料的选择 由以知条件可知此减速器传递的功率属中小功率， 对材料无特殊要求，则选用 45 钢并经调质处理。 由表 14.1 查得强度极限，由表 14.3 得许用弯

43、曲应力 630 b mpa -1 60 b mpa 4.1.24.1.2 按扭转强度估算轴径（最小直径）按扭转强度估算轴径（最小直径） 根据表 14.2 得 c=118107。又由式（14.2）得 33 3.69 10711816.7618.48 960 p dcmm n 考虑到轴得最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大 3% 5%，取为17.2619.03mm。由设计手册取标准直径 1 20dmm 4.1.34.1.3 轴的结构设计轴的结构设计 (1)受力分析：已知输出轴上的功率 p=2.22kw；转速；转矩 1 710minnr ；高速级小齿轮分度圆直径, 1 29860

44、tmm 1 70dmm （2） 轴的结构设计（见图） 28 40 28 22 20 2050 507090 54 56 65 图图 4-14-1 轴的结构设计草图轴的结构设计草图 23 计算及说明结果 a. 初定各轴段直径 位 置 轴直 径 /mm 说明 连轴 器处 22 按传递转距估算得基本直径 油封 处 28 为满足联轴器的轴向固定要求而设一轴肩 轴承 处 35 因轴承受径向力及轴向力，选用圆锥滚子轴承为便于拆卸 因略大于油封处直径，并符合滚子轴承的标准内径，故取 轴径为 35mm，初定轴承型号为30207 套筒 处 40 齿轮右端用轴轴环，应大于轴承处的直径 轴承 处 35 因轴承受径向

45、力及轴向力，选用圆锥滚子轴承为便于拆卸 因略大于油封处直径，并符合滚子轴承的标准内径，故取 轴径为 35mm，初定轴承型号为30207 齿轮 处 40 根据计算所得 b. 初定各轴段长度 位 置 轴段 长度 /mm 说明 连轴 器处 50 已知联轴器的轴长为 52mm，但为了安装的合理取 50。 油封 处 50 该段为轴承盖的长度与轴承盖到联轴器的间距之和。 轴承 处 20 轴承的装配间距， ，初定圆锥滚子轴承,轴承型号为30207 套筒 处 65 齿轮右端用轴轴环，应大于轴承处的直径 轴承 处 20 因轴承受径向力及轴向力，选用圆锥滚子轴承为便于拆卸 因略大于油封处直径，并符合滚子轴承的标准

46、内径，故取 轴径为 35mm，初定轴承型号为30207 齿轮 处 54 已知齿轮的轮毂宽为 44mm，加上垫圈的厚度。 24 c. 传动零件的轴向固定 齿轮及连轴器处均采用型普通平键；a 连轴器处 ；6 3010962003agb t 齿轮处 8 3010962003agb t d. 其它尺寸 因轴承受径向力及轴向力，选用圆锥滚子轴承为便于拆卸因略大于油封 处直径，并符合滚子轴承的标准内径，故取轴径为 35mm，初定轴承型号为 30207 (3)轴的受力分析 a.轴传递的转距 011 29.86 0.9929.56 idd tttnm b.轴上作用力 1 1 2 t m t f d 111 s

47、in7050sin14 2 2457.85 m ddbmm 齿轮圆周力 1 1 22 29560 1022 57.85 t m t fn d 齿轮径向力 1 tancos1022 tan20 cos14 2 24360 rt ffn 齿轮轴向力 1 tansin1022 tan20sin14 2 2494 at ffn c.确定轴的跨距 da 为 90mm,ab 为 70mm,bc 为 50mm (4)轴的校核 6 30a 8 30a 29.56 i tnm 1 57.85 m dmm 1022 t fn 360 r fn 94 a fn 25 a. 17736.81 21033.5 3029

48、3.91 29561.35 2718.95 2718.95 20440 4481.05 fr fa fbz faz fby fayft fr fa fby fbz b faz a m m mz f2 fay t my z x y b g c d e f 507090 20925.42 图图 4-2 输入轴的受力分析图输入轴的受力分析图 b.受力分析 垂直面： 26 由，即得：0 a m 70900 byt ff 90 1314 70 t by f fn 由，即0y 1314 1022292 aybyt fffn 水平面： 由，即得：0 a m 1002900 bzamr ffdf 902360

49、 9094 57.85 2 424.015 7070 ram bz ff d fn 由，得：0 z m 424.10536064.015 azbzr fffn c.画出轴的弯距图，合成弯距图及转距图； 垂直面弯距图如图解(c)所示 y m 点的弯矩70292 7020440 byay mfnmm 水平面弯距图如图解(d)所示 z m 点的弯矩7064.015 704481.05 bzaz mfnmm 点的弯矩294 57.85 22718.95 czam mf dnmm 合成弯距图如图解(e)所示m 点的弯矩 2222 204404481.0520925.42 bbybz mmmnmm 点的弯

50、矩 2222 02718.952718.95 ccycz mmmnmm 作转矩如图解(f)所示 1022 57.85 29561.35 22 tm fd tnmm d.作计算弯矩如图解(g)所示 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，0.6 点的弯矩 27 22 22 20925.420.6 29561.3530293.91 cabbb mmtnmm 点的弯矩 22 22 2718.950.6 29561.3521033.5 caccc mmtnmm 点的弯矩 22 22 00.6 29561.3517736.81 caaaa mmtnmm 求得点为危险截面的当量弯矩 e.按当量

51、弯矩校核轴的强度 轴的材料选用 45 钢，调质处理，由表 14.1 查得强度极限，630 b mpa 由表 14.3 得许用弯曲应力 -1 60 b mpa -1 33 20925.42 5.6860 0.10.1 35 bb m mpampa d 得轴得强度足够 4.1.44.1.4 轴的受力分析轴承的校核轴的受力分析轴承的校核 选用圆锥滚子轴承，定轴承型号为 30207 (1)计算轴承的轴向力 fa1、fa2 由查得轴承的内部轴向力为；表16-12 1 360 118.28 220.4 cot20.4 cot14 02 10 rr s ff fn y 2 360 118.28 220.4

52、cot20.4 cot14 02 10 rr s ff fn y 因为 21 118.2894212.28 sas ffnf 所以轴承为 1 压紧端 12 212.28 asa fffn 轴承为 2 放松端 2 118.28 a fn (2)计算轴承的当量载荷 p1、p2 查得表16-111.75e=1. 5t an 28 1 1 212.28 0.59 360 a r f e f 2 2 118.28 0.32 360 a r f e f 查可得表16-11 12 1xx 12 0yy 11111 1 3600360 ra pxfyfn 22222 1 3600360 ra pxfyfn (

53、3)计算所需基本额定动载荷 r c 11 33 1 1 66 601.2 360 60 240 500004532 10110 p rh t f p n cln f 由书附表查得所需基本额定动载荷因为故选用圆锥滚54200 r cn 1rr cc 子轴承，定轴承型号为 30207 适用 4.24.2 节节 轴的设计与计算轴的设计与计算 （1） 轴的材料选折: 由已知条件减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选 45 钢， 调质处理。 由表查得强度极限 b=600mpa,许用弯曲应力-1b=60mpa，取 a=105。 =110=37.21 m.m，圆整后取38mm 3 0 n p a

54、d 2.22 57.33 1 d （2） 联轴器的的计算转矩=*=1.587.11=130.67n.m,取=1.5。 ca t a k 3 t a k 按照计算转矩小与联轴器的额定转矩的条件，查机械手册选用 tl9 型弹性套柱 销联轴器，其额定转矩为 1000 n.m，半联轴器的轴孔=50 mm，长度 l=112 1 d mm， 29 半联轴器与轴配合的毂孔长度 l=84mm,为了配合紧凑，故取第 1 段长度=82 1 l mm。 （3） 轴承盖长度 l=0.15d+=0.15*88+8=21.20 mm，取 21 mm，取轴承盖与联轴器 端面之间的距离为 20 mm，故第 2 段轴长=41m

55、m，为了固定轴上轴承取第 2 2 l 段轴径=50 mm。 2 d （4） 根据第 2 段轴径及查设计手册选用 30310 型圆锥滚子轴承，轴承直径 为 3 d 50mm，轴承内侧与机体内壁之间距离为 5 mm，套筒长度为 16 mm，又因为第 4 段缩进 3mm，轴承宽度 t 为 38 mm，故第 3 段长度=16+5+38+3=62 mm。第 4 3 l 段轴为了固定齿轮上升一个轴肩，取=76 mm，轮毂长度为 88mm，为了紧固 4 d 齿轮，故取此段轴长=90mm。 4 l （5） 第 5 段轴环=60mm,长度 b1.4hmm，取=20 mm。轴环右端安装的轴 承 5 d 5 l 与

56、左端轴承型号相同，即=50 mm。b27mm，为安装紧固，轴长 缩 6 d 3 d 短 12mm，故取25mm 6 d （6） 联轴器与轴之间采用平键连接。根据实际选用圆头普通平键，其具体 尺寸为 bhl=16mm12 mm60 mm. 确定轴上倒角尺寸为 245。 （7）轴的校核: 30 图图 4-3 轴的受力分析图轴的受力分析图 (8)作用在大齿轮上的力： ft=2t1/d1=229560/61.158=966.7n fr= fttg/cos=966.7tg200/cos14.770=395n fa1= fttg =966.7tg14.770=255n a：垂直面的支撑反力 =（l/2-d

57、2/2）/148=（395112/2-360280/2）/112=253n v f1 r f a f =-=395+253=648n v f2 r f v f1 b：水平面的支撑反力：=/2=966.7/2483.5n h f1 h f2 t f c：垂直面弯矩 =l/2=6480.112/2=73n.m va m 2v f2 =l/2=-2530.112/2=-29n.m va m 1v f1 d：水平面弯矩：=l/2=0.112483.5/2=28n.m ha m 1ha m 2h f1 31 e：合成弯矩： 考虑最不利情况，=79n.m a mahavmm 22 f：轴传递的转 966.

58、70.280/2=136 n.m g：危险截面矩： t=d /2=122 的当量弯矩： t f 2 设轴的扭切应力为脉动循环，取折合系数=0.6 =154n.m e m 2 2 tma h：计算危险截面处直径 轴材料选取 45 钢，调质处理，查表的=650mpa，由表 14-1 查的许用弯曲 b 应力 =60mpa，则 d=37 n.m b1 3 1 *1 . 0 b e m 考虑到键槽最轴的削弱，将 d 值加大 5%，故 d=1.0537=39mm，合适。 4.34.3 节节 轴承的选择及校核轴承的选择及校核 1. 高速轴轴承的选择及校核： 选用轴承为 30307 型圆锥滚子轴承，尺寸为 d

59、dt=35 80 29.86mm。其上所受径 向力 395n，轴向力为 966.7n。查设计手册得轴承的当量动载荷为：1658n，计算寿命： 32 4210000h,符合条件。 2.低速轴轴承的选择及校核： 选用轴承为 30310 型圆锥滚子轴承，其尺寸为 ddt=5011029.56mm。其上所受 径向力 980.2n，轴向力为 789n。经设计手册校核后得轴承的当量动载荷为：1478n， 计算寿命：2130000h ，符合条件。 第第 5 5 章章 键的选择及校核键的选择及校核 5.15.1轴上的键的校核轴上的键的校核 在 i 轴处，轴上齿轮定位采用圆头平键，查设计手册 d=22mm 可得 b h l=8 7 56 此处 d=25 键长 l=30mm。则键的工作长度 ll=l-b=30- 8=22mm k=0.5h=0.