带式输送机传动装置设计说明书--课程设计报告

1、带式输送机传动装置设计 成绩_机械设计基础课程设计说明书设计题目： 带式输送机传动装置设计 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 大学材料工程学院2017年 6月 10 日目录绪论3第1章 传动方案的分析与拟定41.1机器工作条件及参数41.2传动方案的拟定41.3传动方案的比选5第2章 电动机的选型72.1由功率初选电动机72.2电动机转速的选择82.3电动机的确定9第3章 传动装置的运动和动力参数计算103.1计算传动装置总传动比及分配传动比103.2计算传动装置各轴的运动及运动参数11第4章 V带传动选型设计12第5章 减速器的设计计算145.1高速级齿轮的设计145.2低速级齿

2、轮的设计205.3输入轴的设计255.4输出轴的设计295.5中速轴的设计345.6轴承的设计345.7轴承端盖的设计与选择375.8润滑与密封385.9减速器其他部分的设计38第6章 联轴器的选择406.1联轴器类型的选择406.2联轴器型号的选择40第7章 箱体的选择41第8章 其他技术说明42设计小结42参考书目43绪论 带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。主要由机架、输送带、托辊、滚筒、张紧装置、传带式输送机动装置等组成。它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物

3、料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。带式输送机广泛地应用在冶金、煤炭、交通、水电、化工等部门，是因为它具有输送量大、结构简单、维修方便、成本低、通用性强等优点。带式输送机还应用于建材、电力、轻工、粮食、港口、船舶等部门。本说明书主要内容是进行带式输送机传动系统的设计，采用V带传动及两级圆柱齿轮减速器。在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图公差与互换性、理论力学等多门课程知识，并运用AutoCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节，也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几

4、个方面：（1） 培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2） 通过对标准机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3） 另外，培养了我们查阅和使用手册、图册及其他相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4） 加强了我们对办公软件Office中Word及绘图软件AutoCAD功能的认识和运用。第1章 传动方案的分析与拟定1.1

5、机器工作条件及参数1.1.1机器工作条件（1）载荷性质 单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境 室内工作，有粉尘，环境温度不超过35C；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V；（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件 中型机械厂，批量生产。1.1.2 工作装置技术数据（1）输送带工作拉力: F=3.2kN；（2）输送带工作速度: V=2m/s；（3）滚筒直径： D=250mm.1.2传动方案的拟定图11 传动方案示意图1输送带；2滚筒；3联

6、轴器；4减速器； 5V带传动；6电动机1、二级同轴式圆柱齿轮减速器它的主要优点是：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力； 适用的功率和速度范围广；传动效率高，=0.92-0.98；工作可靠、使用寿命长；外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、

7、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械

8、传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。2、二级展开式圆柱齿轮减速器它的主要优点是：瞬时传动比恒定，工作平稳，传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度范围广；传动效率高；工作可靠使用寿命长；外轮尺寸小，结构紧凑。由齿轮，轴，轴承及箱体组成的展开式齿轮减速器，用于原动机和工作机及执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。1.3传动方案的比选方案（a）为展开式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比为840。展开式圆柱齿

9、轮减速器的特点是其结构简单，但齿轮的位置不对称。高级速齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分的互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。方案（b）为同轴式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比为840。同轴式圆柱齿轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同，但轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。综合比较展开式与同轴式齿轮减速器的优缺点，在本设计中，将采用同轴式圆柱齿轮减速器为设计模板。1.3.1 方案分析机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传

10、递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。1.3.2 方案构思本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。采用带传动与齿轮传动的组合，既可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有超载保护的优点

11、，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。第2章 电动机的选型按工作要求选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。因为该类型电动机效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，使用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。2.1由功率初选电动机Pw=FV=3.2kN*2m/s=6.4kw计算电动机的输出功率Pd=Pw根据机械设计课程设计手册表1-7确定各个部分的效率如下：胶

12、带卷筒器及其轴承的效率筒=0.96，V带传动效率带=0.95，滚动轴承效率承=0.99（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承），圆柱齿轮传动效率齿=0.98（7级精度一般齿轮传动），弹性联轴器的传动效率联=0.99(两个)。其中=带*承4*齿2*联2为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率将各数据代入=带*承4*齿2*联中，得；电动机至工作机的总效率=0.95*0.994*0.982*0.99=0.868输送机效率：w=齿*筒=0.99*0.96=0.95所以电动机输出功率为；Pd=Pw*w = 6.40.95*0.868 =7.46kw因要保证载荷平稳。电动机核定功率Pw只需稍大于Pd即可。由机械

13、设计课程设计手册表12-1 Y系列（IP44）电动机的技术数据可知；表21电动机的技术参数电动机型号额定功率/kw满载转速/（r/min）同步转速/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩Y132S2-27.5290030002.02.370Y132M-47.5144015002.22.381Y160M-67.597010002.02.0119Y160L-87.57207502.02.01452.2电动机转速的选择按表1-9推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，而工作机卷筒轴的转速为nw= 60*1000*V*D = 60*1000*2*250 =152.7

14、9r/min所以电动机转速的可选范围为nd=inw=（8-40）*152.76=（1222.316111.6）r/min2.3电动机的确定符合这一范围的同步转速的电动机为Y132M-4型号的电动机，其同步转速为1500r/min，其主要性能如下表:表22 Y132M-4型号电动机技术参数电动机型号额定功率/kw满载转速/（r/min）同步转速/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩Y132M-47.5144015002.02.381由表12-3 机座带底脚、端盖无凸缘（B3、B6、B7、B8、V5、V6型）电动机的安装及外形尺寸，得:表23电动机的安装及外形尺寸机座号机数AB

15、CDEFGHKABACADHDBBL132M2,4,6,8216178893880103313212280270210315238515图31 Y系列电动机的结构第3章 传动装置的运动和动力参数计算由选定电动机的满载转速nw可得传动装置的总传动比i=nm/nw，对于多级传动i=（i1i2i3i4in）计算出总传动比后，应合理的分配各级传动比，限制传动件的圆周速度减少动载荷。3.1计算传动装置总传动比及分配传动比总传动比i = nmnw = 1440 152.79 =9.42为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比i带=3所以减速器的传动比为:i减= ii带 = 9.423

16、 =3.14由于减速箱是展开布置，考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围之内，所以 i1=1.35i2:又因为i减=i1*i2=1.35i22所以i2=i1.35=9.421.35=2.64i1 = 1.35i2=1.35*2.64=3.57表31传动比的分配总传动比电动机满载转速电机-高速轴高速轴-中速轴中速轴-低速轴滚筒转速9.42144033.572.64152.793.2计算传动装置各轴的运动及运动参数3.2.1 各轴的转速1轴： n1= nmn带 = 14403 =480r/min2轴： n2= n1i1 = 4803.57 =134.45r/min3轴: n3= n2

17、i2 = 134.452.64 =50.93r/min卷筒轴: nw=n3=50.93r/min3.2.2 各轴的输入功率1轴：P1=PW*带=7.46*0.95=7.087kw2轴: P2=P1*承*齿=7.087*0.99*0.98=6.876kw3轴: P3=P2*承*齿=6.876*0.99*0.98=6.67kw卷筒轴 p4=P3=6.67kw3.2.3 各轴的输入转矩电机轴： T0=9549*Pdnm =9549*7.461440 =49.47 Nmm1轴： T1=9549*P1n1 =9549*7.087480 =140.99 Nmm2轴： T2=9549*P2n2 =9549*

18、6.876134.46 =488.32 Nmm3轴： T3=9549*P3n3 =9549*6.6750.93 =1250.58 Nmm滚筒轴： T4=T3=1250.58 Nmm表32带式传动装置的各项运动参数轴名功率P/kw转矩T/Nmm转速n/（r/min）传动比i效率/%电动轴7.4649.4714403991轴7.087140.994803.57972轴6.876488.32134.452.64973轴6.671250.5850.931974轴6.671250.5850.9398第4章 V带传动选型设计4.1确定计算功率查机械设计课程设计手册可知 工作情况系数KA=1.1Pc=KAP

19、d=1.1*7.46=8.206kw4.2选择V带的带型因为Pc=8.206kw且nm=1440r/min，查资料可知，选用A型带4.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1，由教材可知，取小带轮的基准直径dd1=150mm V= dd1nm60*1000 = 3.14*150*144060*1000 =11.304m/s因为5m/sv9004.7计算V带的额定功率Pr因为dd1=150mm及nm=1440r/min，n=1500r/min，查资料的P0=2.49kw，P0=0.17kw由教材的Ka=0.92，KL=1.03Pr=（P0+P0）KaKL=（2.49+0.1

20、7）*0.92*1.03=2.5kw4.8计算V带的根数带的根数z= pcpr = KAP（P0+P0）KaKL = 8.2062.5 =3.28所以应取4根4.9计算单根V带初拉力的最小值（F0）min 查资料得，单位长度质量q=0.1kg/m（F0）min=500（2.5-Ka）PcKazv +qv2=500*2.5-0.92*8.2060.92*3*11.304 +0.1*11.3042=220.56N应使实际初拉力F0（F0）min4.10计算压轴力压轴力的最小值（Fp）min=2z（F0）minsin12 =2*4*220.56*sin146.2902 =1688.72N由资料得大、

21、小带轮的总宽度：B=2*19+2*9=48mm表41 V型带传动相关数据计算功率pc/kw传动比i带速v/(m/s)带型根数单根初拉力/N压轴力/N8.206311.304A4220.561688.72小带轮直径/mm大带轮直径/mm中心距/mm基准长度/mm带轮宽度/mm小带轮包角150450510200048146.290第5章 减速器的设计计算5.1高速级齿轮的设计5.1.1齿轮类型的选择根据选定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。5.1.2齿轮精度等级的选择 根据机械设计课程设计手册及选定的传动方案，选择7级精度（GB/T10095.1）。5.1.3齿轮材料的选择 根据机械设计课程设计手

22、册，选择材料硬度差为40HBS表51高速级齿轮材料小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45调质硬度240HBS5.1.4齿轮齿数的选择初选小齿轮齿数 z1=25则大齿轮齿数为 z2=i1*z1=3.57*25=89.25取z2=90齿数比u1=i1=3.575.1.5按齿面接触强度设计计算由资料查得小齿轮分度圆直径为：d1t2.32*3K1T1d*u11u1*(zEH2)25.1.5.1确定公式内各计算数值1、初选载荷系数kt=1.32、小齿轮转矩T1=9549P1n1 *103=9549*7.087480*103=1.476*105Nmm3、由机械设计课程设计手册查得，材料弹性影响系数z

23、E=189.8MPa124、由机械设计课程设计手册查得，齿宽系数d=15、根据设计课程设计手册，按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限为：Hliml=600MPa Hlim2=550MPa6、计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*480*1*（2*8*300*10）=1.382*109N2= N1u1 = 1.382*1093.57 =3.872*1087、由机械设计课程设计手册查得，取接触疲劳寿命系数KNV1=0.90 KNV2=0.958、计算接触疲劳许用应力由机械设计课程设计手册查得，取失效概率为1%，安全系数S=1H1= KNV1HlimlS =0.90*600=540MPaH2=

24、KNV2Hlim2S =0.95*550=522.5MPa5.1.5.2 计算各项结果1、计算小齿轮分度圆直径d1td1t2.32*3K1T1d*u11u1*(zEH2)2 =2.32*31.3*1.476*1051*3.57+13.57*（189.8522.5）2=62.67mm2、计算圆周速率v v= *d1t*n160*1000 = *62.67*48060*1000 =1.575m/s3、计算齿宽b b=d*d1t=62.67mm4、计算齿宽与齿高比bh 模数m1= d1tz1 = 62.6725 =2.5齿高h=2.25m1=2.25*2.5=5.64所以齿宽比与齿高比为 bh =6

25、2.675.64 =11.115、计算载荷系数因为v=1.575m/s且为7级精度，所以查表得载荷系数Kv=1.04直齿轮KHa=KFa=1使用系数KA=1由机械设计课程设计手册得，用插入法查得7级精度、小齿轮非对称布置时：KHa=1.12+0.18*（1+0.6d2）*d2+0.23*10-3*b =1.12+0.18*（1+0.6）+0.23*10-3*62.67=1.422由bh =11.11 KH=1.422 查得KF=1.35所以载荷系数K=KAKvKHaKH=1*1.04*1*1.422=1.496、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计课程设计手册查得:d1=d1t*

26、3KKt =62.67*31.491.3 =65.59mm7、计算模数mm = d1z1 = 65.5925 =2.625.1.6按齿根弯曲强度设计计算查教材得弯曲强度设计公式m32KT1dZ12YFaYSaF5.1.6.1确定公式内各计算数值1、通过机械设计课程设计手册查个项数据得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa弯曲疲劳寿命系数KFE1=0.85, KFE2=0.882、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1= KFE1FE1S = 0.85*5001.4 =303.57MPaF1=KFE2FE2S = 0.88*380

27、1.4 =238.86MPa3、计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1*1.04*1*1.35=1.4044查表取齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.1775查表取应力校正系数YSa1=1.59 YSa2=1.7936、比较大小齿轮的数值大小小齿轮 YFa1YSa1F1 = 62*1.59303.57 =0.0137大齿轮 YFa2YSa2F2 =2.177*1.793238.86 =0.0163易知大齿轮的数值大5.1.6.2计算结果m32KT1dZ12YFaYSaF =32*1.404*1.476*1051*252*0.0163 =2.21mm5.1.6.3结果分析通过对比计算结果可

28、知，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强计算的模数，又由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径，即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数2.21，并根据GB1357-87就近圆整为标准m=3，按齿轮接触疲劳强度算得的分度圆直径65.59mm，算出小齿轮的齿数z1=d1m =65.593 =21.86 取z1=22大齿轮的齿数z2=3.57*21.86=78.052 取z2=79所以实际传动比为：i=7922 =3.59传动比误差为：i=3.59-3.573.57*100%=0.5%5%所以在误差允许

29、的范围内5.1.7高速级齿轮的几何尺寸计算正常齿c*=0.25，ha*=11、分度圆直径d1=z1*m=22*3=66mm d2=z2*m=79*3=237mm 2、齿顶圆直径da1=d1+2ha=d1+2ha*m=66+2*3=72mm da2=d2+2ha=d2+2ha*m=237+2*3=243mm3齿根圆直径df1=d1-2hf=d1-2（ha*+c*）m=66-2*1.25*3=58.5mm df2=d2-2hf=d2-2（ha*+c*）m=237-2*1.25*3=229.5mm2、中心距a= d3+d42= 66+2372 =151.5mm3、齿轮宽度b=dd1=66mm 取b1

30、=66mm，b2=61mm圆周力：Ft1=2T1d1 = 2*147.666*10-3 =4472.73N径向力：Fr1=Ft1*tan200=1627.94N表52高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距/mm齿数比齿数分度圆直径/mm齿根圆直径/mm齿顶圆直径/mm齿宽/mm小齿轮2003151.53.59226658.57266大齿轮79237229.5243615.2低速级齿轮的设计5.2.1齿轮类型的选择根据选定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。5.2.2齿轮精度等级的选择 根据机械设计课程设计手册及选定的传动方案，选择7级精度（GB/T10095.1）。5.2.3齿轮材料的

31、选择根据机械设计课程设计手册，选择材料硬度差为40HBS表53低速级齿轮材料小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45调质硬度240HBS5.2.4齿轮齿数的选择初选小齿轮齿数 z3=25则大齿轮齿数为 z4=i2*z3=2.64*25=66齿数比u2=i2=2.645.2.5按齿面接触强度设计计算由资料查得小齿轮分度圆直径为：d3t2.32*3KT3d*u21u2*(zEH4)25.2.5.1确定公式内各计算数值1、初选载荷系数kt=1.32、小齿轮转矩T3=9549P2n2 *103=9549*6.876134.45*103=4.837*105Nmm3、由机械设计课程设计手册查得，材料弹

32、性影响系数zE=189.8MPa124、由机械设计课程设计手册查得，齿宽系数d=15、根据设计课程设计手册，按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限为：Hlim3=600MPa Hlim4=550MPa6、计算应力循环次数N3=60n2jLh=60*134.45*1*（2*8*300*10）=3.872*109N4= N3u2 = 3.872*1092.64 =1.467*1087、由机械设计课程设计手册查得，取接触疲劳寿命系数KNV3=0.94 KNV4=0.988、计算接触疲劳许用应力由机械设计课程设计手册查得，取失效概率为1%，安全系数S=1H1= KNV3Hlim3S =0.94*600=5

33、64MPaH2= KNV4Hlim4S =0.98*550=539MPa5.2.5.2 计算各项结果1、计算小齿轮分度圆直径d3td3t2.32*3KT3d*u21u2*(zEH4)2=2.32*31.3*4.837*1051*2.64+12.64*（189.8539）2=110.31mm2、计算圆周速率v v= *d3t*n260*1000 = *110.31*134.4560*1000 =0.777m/s3、计算齿宽b b=d*d3t=110.31mm4、计算齿宽与齿高比bh 模数m1= d3tz3 = 110.3125 =4.41齿高h=2.25m1=2.25*4.41=9.93所以齿宽

34、比与齿高比为 bh =110.319.93 =11.115、计算载荷系数因为v=0.777m/s且为7级精度，所以查表得载荷系数Kv=1.01直齿轮KHa=KFa=1使用系数KA=1由机械设计课程设计手册得，用插入法查得7级精度、小齿轮非对称布置时：KHa=1.12+0.18*（1+0.6d2）*d2+0.23*10-3*b =1.12+0.18*（1+0.6）+0.23*10-3*110.31=1.433由bh =11.11 KH=1.433 查得KF=1.4所以载荷系数K=KAKvKHaKH=1*1.01*1*1.433=1.456、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计课程设

35、计手册查得:d3=d3t*3KKt =110.31*31.451.3 =114.34mm7、计算模数mm = d3z3 = 114.3425 =4.575.2.6按齿根弯曲强度设计计算查教材得弯曲强度设计公式m32KT3dZ32YFaYSaF5.2.6.1确定公式内各计算数值1、通过机械设计课程设计手册查个项数据得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380MPa弯曲疲劳寿命系数KFE1=0.95, KFE2=0.982、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4F3= KFE3FE3S = 0.95*5001.4 =339.29MPaF4=KFE

36、4FE4S = 0.98*3801.4 =266MPa3、计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1*1.01*1*1.4=1.4144查表取齿形系数YFa3=2.6 YFa4=2.225查表取应力校正系数YSa3=1.595 YSa4=1.776、比较大小齿轮的数值大小小齿轮 YFa3YSa3F3 =2.6*1.595339.29 =0.0122大齿轮 YFa4YSa4F4 =2.22*1.77266 =0.0148易知大齿轮的数值大5.2.6.2计算结果m32KT3dZ32YFaYSaF =32*1.414*4.837*1051*252*0.0148 =3.195.2.6.3结果分析通过对比计

37、算结果可知，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强计算的模数，又由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径，即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数3.19，并根据GB1357-87就近圆整为标准m=4按齿轮接触疲劳强度算得的分度圆直径114.34mm， 算出小齿轮的齿数。z3=d3m =114.344 =28.585 取z3=29大齿轮的齿数z4=2.64*29=75.46 取z4=76所以实际传动比为：i=7629 =2.62传动比误差为：i=2.64-2.622.64*100%=0.76%5%所以

38、在误差允许的范围内5.2.7低速级齿轮的几何尺寸计算正常齿c*=0.25，ha*=11、分度圆直径d3=z3*m=29*4=116mm d4=z4*m=76*4=304mm 2、齿顶圆直径da3=d3+2ha=d1+2ha*m=116+2*4=124mm da4=d4+2ha=d2+2ha*m=304+2*4=312mm3齿根圆直径df3=d3-2hf=d1-2（ha*+c*）m=116-2*1.25*4=106mm df4=d4-2hf=d2-2（ha*+c*）m=304-2*1.25*4=294mm2、中心距a= d3+d42= 116+3042 =210mm3、齿轮宽度b=dd3=116

39、mm 取b3=116mm，b4=111mm圆周力：Ft3=2T3d3 = 2*483.7116*10-3 =8339.66N径向力：Fr3=Ft3*tan200=3035.39N5.3输入轴的设计5.3.1轴的材料的确定根据机械设计课程设计手册，确定输入轴的材料为40Cr，锻件，调质。5.3.2初步确定轴的最小直径1、求作用在齿轮上的力根据输入轴的运动和运动参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率：P1=7.087kw输入轴的转速：n1=480r/min输入轴的转矩：T1=147.6Nm圆周力：Ft1= 2T1d1 = 2*147.666*10-3 =4472.73N径向力：Fr1=F

40、t1tan200=4472.73*0.364=1627.94N2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，由教材查得取C=112dmin=C*3P1n1 =112*37.087480 =34.67mm5.3.4初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度1、由上一步可知轴的最小直径dmin=34.67mm，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值dA=40mm，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为dB=50mm。2、初选滚动轴承因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求

41、并根据dB=50mm，由轴承产品目录中初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6311，其尺寸为d*D*B=55*100*21，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故： dD=64mm dE=dF=71mm3、由于轴承长度为21mm，查得挡油板总宽度为18mm，所以lC=lH=39mm，根据箱座壁厚，取12mm，齿轮的右端面与箱内壁的距离21，则取2=12mm，挡油板内侧与箱体内壁取3mm，故lG=12-3=9mm。根据机械设计课程设计手册，知中间轴的两齿间的距离1=1015,估取1=10mm，且中间轴的

42、小齿轮端面与箱体内壁距离为2=12mm，因B3=160mm，B2=97mm，B1=lF=102mm， 故lD=12+160+10+ 972 + 1022 +12-12-3-3-9=167.5mm4、设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故lB=75mm，根据带轮宽度可确定lA=118mm5.3.5按弯曲合成应力校核轴的强度轴的受力分析图51输入轴的三维坐标图图52输入轴的受力分析图（1）计算支座反力 H面 mA=0 （256+88.5）FBH-256Fr1-144.

43、5FP=0 FBH= 256Fr1-144.5Ft1256+88.5 = 256*1627.94+114.5*4472.73344.5 =2696.31N Fx=0 Fr1-FP-FBH-FAH=0 FAH=FBH+FP-Fr1=1771+1688.72-1627.94=1831.78N V面 FAV= Ft1*256344.5 = 4472.73*256344.5 =3323.71N FBV=Ft1-FAV=4472.73-3323.7=1149.03N （2）计算H面及V面的弯矩，并作弯矩图 H面 DA段：MH（x）=FPx=1688.72x （0x144.5） 当x=0时，在D处MHD=

44、0 当x=144.5时，在A处MHA=1688.72*144.5=244020.04Nmm BC段：MH（x）=FBHx=1771x （0x88.5） 当x=0时，在B处MHB=0 当x=88.5时，在C处MHC=1771*88.5=156733.5Nmm V面 MVD=MVA=MVB=0 MVC=-FAVx=-3327.71*256=-850869.76 Nmm （3）计算合成弯矩并作图 MD=MB=0 MA=244020.04Nmm MC=MHC2*MVC2=156733.52+(-850869.76)2=865184.8Nmm （4）计算T并作图 T1=0.3*1.476*105=442

45、80Nmm （5）校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点，即C截面圆周表面处的应力，扭转切应力为静应力，取=0.3，由机械设计课程设计手册可知，轴弯曲疲劳强度-1=335MPa，ca=MC2+(T1)2W = 865184.82+4428020.1*663 =3.38MPa-1综上所述：强度足够。5.4输出轴的设计5.4.1初步确定轴的最小直径1、求作用在齿轮上的力根据输入轴的运动和运动参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力：输出轴的功率：P3=6.67kw输出轴的转速：n3=50.93r/min输出轴的转矩：T3=1250.58Nm圆周力：Ft4= 2T3d4 = 2*1250.58304*

46、10-3 =8227.5N径向力：Fr4=Ft4tan200=8227.5*0.364=2994.57N2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，由教材查得取C=112所以最小直径为：dmin=C*3P1n1 =112*36.6750.93 =83.56mm5.4.2初步设计输出轴的结构1、输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径dg，为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,考虑到转矩变化很小，查机械设计课程设计手册取KA=1.3，所以Tca=KAT3=1.3*1250.58=1625.75Nm2、初选联轴器计算出的Tca应小

47、于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册选用型号为LX4的Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500Nm,半联轴器的孔径dg=83.56mm，故取dg=85mm，半联轴器长度L=172mm3、轴的结构设计根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度（1） 根据已确定的dg=85mm，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直径为df=115mm。（2） 初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据df=115mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61924（由机械设计课程

48、设计手册查得），其基本尺寸为d*D*B=120*165*22，根据需要在挡油板的一端制出以轴肩，所以dd=127mm。（3） 由于轴承长度为22mm，挡油板总宽度为18mm，故lc=40mm，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮孔内，距离取3mm，综上累加得出la=54.5mm，lb=152mm。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出ld=108mm。（4） 设计轴承端盖的总宽度为44mm（由减速器及轴承端盖的结构而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与

49、外联接件的右端面间的距离为30mm，故lf=74mm。4、按弯曲合成应力校核轴的强度（1）绘制空间受力图图53输出轴的三维坐标图图54输出轴的受力分析图（2）作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力 H面 mB=0 FAH= Fr4*118345.5 = 2994.57*118345.5 =1022.75N FBH=Fr4-FAH=2994.57-1022.75=1971.75N V面 FAV= Ft4*118345.5 = 8227.5*118345.5 =2809.97N FBV=Ft4-FAV=8227.5-2809.97=5417.53N (3)计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图

50、 H面 MHA=MHB=0 MHC=-118FAH=-118*1022.75=-120684.5Nmm V面 MVA=MVB=0 MVC=118FAV=118*2809.97=331576.46Nmm（4）计算合成弯矩并作图 MA=MB=0 MC=MHC2+MVC2=（-120684.5）2+331576.462=352865.31Nmm（5） 计算 T并作图T3=0.3*1250.58*103=375174Nmm（6） 校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点，即C截面圆周表面处的应力，扭转切应力为静应力，取=0.3，由机械设计课程设计手册可知，轴弯曲疲劳强度-1=335MPa，ca=MC

51、2+(T3)2W = 352865.312+37517420.1*1163 =3.3MPa-1综上所述：强度足够。5.5中速轴的设计1、求作用在齿轮上的力根据输入轴的运动和运动参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力：输出轴的功率：P2=6.876kw输出轴的转速：n2=134.45r/min输出轴的转矩：T2=488.32Nm圆周力：Ft3= 2T2d2 = 2*488.32134.45*10-3 =7197.02N径向力：Fr3=Ft3tan200=7197.02*0.364=2619.5N2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，由教材查得取C=112所以最小直径为：dmin=C*3P2n2