机械设计课程设计V带式输送机传动系统设计（完整图纸）

1、cad 图纸，联系图纸，联系 153893706机械设计课程设计报告机械设计课程设计报告v v 带式输送机传动系统设计带式输送机传动系统设计院系及专业： 设 计 者： 指导老师： 目 录一、设计任务书 .4二、传动装置的总体设计.5（一） 、电动机的选择 .5（二)、传动比的分配及转速校核.7（三） 、减速器各轴转速、功率、转矩的计算 .10三、传动零件的设计计算.12（一）、v 带设计.12（一） 、v 带轮的结构设计.12（二） 、v 带的计算设计.13（二） 、齿轮传动的设计 .16（一） 、高速级齿轮传动设计计算 .16（二） 、高速级齿轮传动的几何尺寸 .21（三） 、低速级齿轮传动

2、设计计算 .21（四） 、低速级齿轮传动的几何尺寸 .26四、轴的设计： .26（一） 、高速轴 .26（一） 、高速轴的设计 .26（二） 、高速轴的计算与校核 .29（二） 、中间轴 .32（一） 、中间轴的设计 .32（二） 、中间轴的计算与校核 .34（三） 、低速轴 .36（一） 、低速轴的设计 .36（二） 、低速轴的计算与校核 .38五、轴承校核： .40六、箱体的设计计算.44七、减速器的润滑设计.45（一）齿轮的润滑设计 .45（二） 、轴承的润滑及设计 .46八、密封.46九、结束语.47一、设计任务书一、设计任务书带式输送机传动系统设计带式输送机传动系统设计1. 设计任务

3、设计任务设计带式输送机传动系统。采用 v 带传动及两级圆柱齿轮减速器。2. 传动系统参考方案（见图）传动系统参考方案（见图）带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过 v 带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器 3，再通过联轴器 4 将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。3. 原始数据：原始数据：输送带有效拉力 f= 6800n输送带工作速度 v= 0.48m/s （允许误差5%）输送机滚筒直径 d= 425 mm减速器设计寿命为 5 年。、工作条件：、工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220 伏。二、传动装置的总体设计二、传动装置的总体

4、设计（一）（一） 、电动机的选择、电动机的选择一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数：一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数：（一）（一） 电动机的选择：电动机的选择：（1） 、选择电动机类型：、选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三箱笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380v，y 型。（2） 、选择电动机的容量：、选择电动机的容量： 传动系统参考方案，如下图：传动系统参考方案，如下图：图 211 传动方案简图电动机所需工作功率按式（1）wdappkw由式(2)1000wfvpkw 由（1） 、 （2）两式可得 pd1000afvkw由电动机至运输机的传动总效率为：42123450.

5、79a式中：、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动12345效率。取=0.96，=0.98（滚子轴承） ，=0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率） ，123=0.99（滑动联轴器） ，=0.96（卷筒效率）则：4542123450.79a100000.48479dafvpkw(3)、确定电动机转速：、确定电动机转速：（卷筒速度）60 100060 1000 0.4821.58 / min425vnrd按表 1 推荐的传动比合理范围取 v 带传动的传动比 i =2-4,二级圆柱齿轮减速器的传动比1i =8-40,则总传动比合理范围为 i =16160

6、,故电动机转速的可选范围为 2a =（16-160）*21.58=(345-3453)r/min 符合这一范围的同步转速有ninad750、1000、1500、3000min/r根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表：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 kw同步转速满载转速电动机重量 n总传动比v 带传动减速器1y132s1-25530002900640134.383.835.362y132s-4551500144068066.732.823.833y132m2-655100096085044.492.220.224y160

7、ms-855750720125033.362.016.68综合考虑选电动机如下表：综合考虑选电动机如下表：电动机主要外形和安装尺寸列于下表：电动机主要外形和安装尺寸列于下表：中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸132475（135210）3182161401238831041如图所示：如图所示：满载时型号额定功率kw转速电流效率功率因素额定电流起动转矩最大转矩y132s-45.5144070.8550.8472.02.2(二二)、传动比的分配及转速校核、传动比的分配及转速校核由选定的电动机满载转递和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为mnmanin总传动比为各级

8、传动比、的乘积，即：1i2i3ini123anii iii分配总传动比，即各级传动比如何取值，是设计中的重要问题。传动比分配得合理，可使传动装置得到较小的外廓以减小动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。要同时达到这几方面的要求比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，满足某些主要要求。分配传动比时考虑以下原则：（1）各级传动的传动比应在合理范围内，不超出允许的最大值，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。（2）应注意使各级传动件尺寸协调，结构均称合理；例如，由带传动和单级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比。如果带传动的传动比过

9、大，就有可能使大带轮半径大于减速器中心高，使带轮与底架相碰。（3）尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。如图所示二级圆柱齿轮减速器，在总中心距和总传动比相同时，粗实线所示方案具有较小的外廓尺寸，这是由于较小2i时低速级大齿轮直径较小的缘故。（4）尽量使各级大齿轮浸油深度合理。在卧式减速器设计中，希望各级大齿轮直径相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。（5）要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。如图所示，图 1 中的卷扬机开式齿轮的传动比比较合理。如果传动比太

10、小以致大齿轮直径小于卷筒直径 d 时，则将使小2d齿轮与卷筒产生干涉，并不便于大齿轮齿圈与卷筒的连接；图 2 中的二级圆柱齿轮传动中，由于高速级传动比太大，例如 2，致使高速级1i2i大齿轮与低速轴相碰。图 1图 2电动机型号为y132s-4，满载转速1440 / minmnr（1）总传动比144066.7321.58manin（2）分配传动装置传动比0aiii式中、 分别为带传动和减速器的传动比。0ii为使 v 带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为02.8i 066.7323.832.8aiii（3）分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两极大齿轮直径相近，由图可

11、查得，16.23i 则2123.823.836.23iii（三）（三） 、减速器各轴转速、功率、转矩的计算、减速器各轴转速、功率、转矩的计算为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴、轴，以及010112,i iptmn， 为相连两轴的传动比；， 为相连两轴间的传动效率；p， 为各轴的输入功率(kw )；t， 为各轴的输入转矩(n)；，n ， 为各轴的转速（r/ m i n）,则可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。（1）各轴转速 r/min0mnni式中：电动机满载转速；mn 电动机至轴的传动比。0i以及 r/min101

12、mnniiin r/min2012miii i nnn其余类推。轴 r/min01440514.282.8mnni轴 r/min101514.2882.556.23mnniiin轴 r/min201282.5521.553.83miii i nnn卷筒轴 r/min21.55nn（2）各轴输入功率由图 211 所示，为各轴间功率关系。 kw ，01dpp011 kw ，10112pp1223 kw ，23011223dppp2323 kw ，3401122334dppp3424 式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。1234轴 0114.13 0.963.96ddpppkw轴

13、101121233.96 0.98 0.973.77pppkw 轴 23233.77 0.98 0.973.58pppkw 卷筒轴 34243.58 0.98 0.993.48pppkw （3）各轴输入转矩 nm001dtti其中为电动机轴的输出转矩，按下式计算：dt nm9550ddmptn所以 nm0010019550ddmpttiin nm11120101129550dmptt iiin nm2230120112239550dmpttiii in nm34012011223349550dmpttii in 同一根轴的输出功率（或转矩）与输入功率（或转矩）数值不同（因为有轴承功率损耗） ，

14、需要精确计算时应取不同数值。轴 00127.39 2.8 0.9673.62dttin m轴 111273.62 6.23 0.98 0.97436.00tt in m 轴 223436.00 3.83 0.98 0.971587.39ttin m卷筒轴输入转矩 341587.39 0.98 0.991540.08ttn m轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.98，例如轴的输出转矩为，其余类推。0.9873.62 0.9872.15ttn m运动和动力参数计算结果整理于下表：效率 p（kw）转矩 t（nm）轴名输入输出输入输出转速n(r/min)传动比i效率电动机轴4.1327.

15、391440轴3.973.8973.6272.15514.282.80.96轴3.773.69436.00427.2882.556.230.95轴3.583.511587.391555.6421.553.830.95卷筒轴3.473.401540.081509.2821.5510.97三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算（一）（一） 、v 带设计带设计（一）（一） 、带轮的结构设计、带轮的结构设计v 带论的设计带论的设计一、v 带轮的设计内容根据带论的基准直径和带论转速等已知条件，确定带论的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。二、带轮的材料常用

16、的带论材料为 ht150 或 ht200。转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可用铸铝或塑料。三、带轮的结构形式v 带轮有轮缘、轮辐和轮毂组成。根据轮辐结构的不同，v 带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。v 带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为（d 为安装带轮的轴2.5ddd的直径，mm） ，可采用实心式；当时，可采用腹板式；当，同300ddmm300ddmm时时，可采用孔板式；当时，可采用轮辐式。11100ddmm300ddmm四、v 带轮的轮槽v 带轮的轮槽与所选用的 v 带的型号相对应。v 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 v 带工作面的夹角发生变

17、化。为了使 v 带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将 v 带轮轮槽的工作面的夹角做成小于。40v 带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度和。minahminfh五、v 带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表满缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。其他条件参照 gb/t 13575.192 中的规定。轮槽截面尺寸表：dd与相对应的dd槽型dbminahminfheminf3

18、2343638y5.31.604.780.3660-60-z8.52.007.0120.37-80-80a11.02758.7150.39-118-118b14.03.5010.8190.411.5-190-190c19.04.8014.325.50.516-315-315d27.08.1019.9370.623-475475e32.09.6023.444.50.728-600600（二）（二） 、v 带的计算设计带的计算设计一、v 带传动的张紧v 带传动运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。为了保证带传动正常工作，应定期检查带动松弛程度，采取相应的补救措施。常见的有以下几种：1定

19、期张紧装置采用定期改变中心距的方法来调节带的初拉力，使带重新长进。图 1 为滑道式，图 2为摆架式。图 1 图 22自动张紧装置如图下图所示，将装有带轮的电动机安装在浮动的摆架上，利用电动机的自重，使带轮随同电动机绕固定的轴摆动，以自动保持初拉力。3采用张紧轮的张紧装置当中心距不能调节时，可采用张紧轮将带张紧，如下图所示。设置张紧轮应注意：一般应放在松边的内侧，使带只受单向弯曲；张紧轮还应尽量靠近大带轮，以免减少带在小带轮上的包角；张紧轮的轮槽尺寸与带轮的相同，且直径小于小带轮的直径。二、v 带传动的安装各带轮的轴线应相互平行，各带轮相对应的 v 型槽的对称平面应重合，误差不得超过20。多根

20、v 带传动时，为避免各根 v 带的载荷分布不均，带的配组公差应在规定的范围内。三、v 带传动的防护为安全起见，带传动应置于铁丝网或保护罩之内，使之不能外露。四、计算 v 带1确定计算功率cap由表 8-7 查得工作情况下系数，故 1.1ak 1.1 5.56.05caapkpkwkw2选择 v 带的带型根据、由图 8-10 选 a 型。cap1n3确定带轮的基准直径并验算带速 vdd1）初选小带轮的基准直径。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径=90mm。1dd1dd2）验算带速 v。按式验算带的速度1 160 1000dd nv1 190 14406.78/60 100060 10

21、00dd nvm s因为 5m/sv30m/s,故带速度合适。3）计算大带轮的基准直径，根据式，计算大带轮的基准直径2121dddnind2dd212.8 90252dddidmmmm根据表 8-8，圆整为。2280ddmm4确定 v 带的中心距和基准长度adl1）根据式，得，初定中心距120120.72ddddddadd0259540amm。0500amm2）由式计算带所需的基准长度22100120224dddddddladda2221001202809022 5009028015992424 500dddddddladda由表 8-2 选带的基准长度。1600dlmm3）按式计算实际中心距

22、。002ddllaaa001600 159950050122ddllaammmm中心距的范围为 477540mm.5验算小带轮上的包角112157.357.31801802809015890501dddda6计算带的根数 z1）计算单根 v 带的额定功率。rp由=90mm 和，查表 8-4a 得。1dd11440 / minnr01.07pkw根据，和 a 型带，查表 8-4b 得。11440 / minnr2.8i 00.17pkw查表 8-5 得，查表 8-2 得，于是0.95k0.99lk 001.070.170.95 0.991.17rlpppkkkwkw2）计算 v 带的根数 z。5

23、.54.701.17carpzp则，取 5 根。7计算单根 v 带的初拉力的最小值 0minf由表 8-3 的 a 型带的单位长度质量，所以0.1/qkg m 220min55.55005000.1 6.781370.95 5 6.78cakpfqvnnk zv 应使带的实际初拉力。 00minff8计算压轴力pf压轴力的最小值为 10minmin1522sin2 5 137 sin132922pfz fnn 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径 dd1=90mm 采用实心式结构。大带轮基准直径 dd2=280mm，采用孔板式结构。带轮的材料采用铸铁，材料型号为

24、 ht150，由于带轮的基准直径为，故采用腹板式。要求：质量小且分布，结构工艺好，轮槽mmdmmddd300,30021的工作面要精加工。具体带与带轮的主要参数见下图：（其中的图和表由机械设计书查。 ）（二） 、齿轮传动的设计（一）（一） 、高速级齿轮传动设计计算、高速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 6 级精度（gb10095-88） 。3）材料选择由表 10-1 选得大、小齿轮材料均为 40gr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4850hrc。4）选小齿轮齿数=22，大齿轮齿数=6.2322=

25、137.06，取=137。1z2z2z5）选取螺旋角。初选螺旋角。142按齿面接触强度设计，按式试算。213122(1)thetdhk t uz zdu （1）确定公式内的各计算数值1）试算。1.6tk 2）由图 10-30 选取区域系数=2.433。hz3）计算小齿轮传递的转矩。55411195.5 1095.5 103.977.372 10514.28ptn mmn4）由表 10-7 选取齿宽系数=0.8。d5）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。12189.8ezmpa6）由图 10-21c 查得 ；lim1lim21100hhmpa7）由式计算应力循环次数。60hnnjl=6051

26、4.281（283005）=7.40561160hnn jl8108827.4056 101.1887 106.23n8）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数；。10.92hnk20.98hnk9）计算接触许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 s=1，有式得 limnks1lim112lim220.92 110010120.98 11001078hnhhnhkmpampaskmpampas10）由图 10-26 查得=0.77，=0.81，则=+=1.58。121211）许用接触应力 121012 1078104522hhhmpampa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得1td2

27、43122 1.6 7.372 107.232.433 189.834.840.8 1.58 6.23 1045tdmm2）计算圆周速度。1134.84 514.280.94/60 100060 1000td nvm s3）计算齿宽 b 及模数。ntm10.8 34.8427.87dtbdmmmm11cos34.84 cos141.5422tntdmmmmmz2.252.25 1.543.47nthmmmmm27.878.033.47b h 4）计算纵向重合度。10.318tan0.318 0.8 22 tan141.395dz5）计算载荷系数 k。已知使用系数，根据，6 级精度，由图 10-

28、8 查得动载系数；1ak 0.94/vm s1.07vk 由表 10-4 查得；1.287hk由图 10-13 查得；1.34fk由表 10-3 查得。故载荷系数1.1hfkk1 1.07 1.1 1.2871.77avhhkk k kk 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得311ttkddk33111.7734.8436.031.6ttkddmmmmk7）计算模数。nm11cos36.03 cos141.5922ndmmmmmz3按齿根弯曲强度设计由式213212cosfasandfktyy ymz（1）确定计算参数1）计算载荷系数。1 1.07 1.1 1.341.58avf

29、fkk k kk 2）根据纵向重合度=1.395，从图 10-28 查得螺旋角影响系数=0.88。y3）计算当量齿数。11332224.08coscos 14vzz2233137149.97coscos 14vzz4）查取齿形系数。由表 10-5 查得；12.622fay22.14fay5）查去应力校正系数。由表 10-5 查得；11.58say21.83say6）由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；12620fefempa7）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，；10.87fnk20.92fnk8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式得 limnks111

30、2220.87 620385.291.40.92 620407.431.4fnfeffnfefkmpampaskmpampas9）计算大、小齿轮的，并加以比较fasafy y1112222.622 1.580.01075385.292.14 1.830.00961407.43fasaffasafyyyy小齿轮的数值大。10）设计计算24322 1.58 7.372 100.88cos140.010751.500.8 221.58nmmmmm对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法nm面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按

31、接触nm疲劳强度算得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由136.03d 11cos36.03 cos1417.482ndzm取=18，则。1z216.23 18112zuz4几何尺寸计算（1）计算中心距1218 1122133.982cos2 cos14nzzmammmm将中心距圆整为 134mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角1218 1122arccosarccos14 2 522 134nzzma因值改变不多，故参数、等不必修正。khz（3）计算大、小齿轮的分度圆直径112218 237.1coscos14 2 5112 2230.98coscos14 2 5nnz mdmmz mdmm

32、（4）计算齿轮宽度11 37.137.1dbdmmmm 圆整后取；。240bmm145bmm（二）（二） 、高速级齿轮传动的几何尺寸、高速级齿轮传动的几何尺寸高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：名称计算公式结果模数m211dmz36分度圆直径22dmz224分度圆压力角2011cosbdmz34基圆直径22cosbdmz210*1112(2)aaaddhm zh40齿顶圆直径*2222(2)aaaddhm zh228*1112(22)ffaddhm zhc31齿根圆直径*2222(22)ffaddhm zhc219中心距212111()()22am zzdd13

33、42bb40齿宽12(5 10)bbmm45（三）（三） 、低速级齿轮传动设计计算、低速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 6 级精度（gb10095-88） 。3）材料选择由表 10-1 选得大、小齿轮材料均为 40gr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4850hrc。4）选小齿轮齿数=20，大齿轮齿数=3.8320=76.6，取=77。1z2z2z5）选取螺旋角。初选螺旋角。142按齿面接触强度设计，按式试算。213122(1)thetdhk t uz zdu （1）确定公式内的各计算数值1）试

34、算。1.6tk 2）由图 10-30 选取区域系数=2.433。hz3）计算小齿轮传递的转矩。55511195.5 1095.5 103.774.361 1082.55ptn mmn4）由表 10-7 选取齿宽系数=0.8。d5）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。12189.8ezmpa6）由图 10-21c 查得 ；lim1lim21100hhmpa7）由式计算应力循环次数。60hnnjl=6082.551（283005）=1.18871160hnn jl8108721.1887 103.1037 103.83n8）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数；。10.96hnk21hnk9）

35、计算接触许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 s=1，有式得 limnks1lim112lim220.96 110010561 11001100hnhhnhkmpampaskmpampas 10）由图 10-26 查得=0.73，=0.87，则=+=1.60。121211）许用接触应力 121056 1100107822hhhmpampa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得1td253122 1.6 4.361 104.832.433 189.863.190.8 1.60 3.83 1078tdmm2）计算圆周速度。1163.19 82.550.27/60 100060 1000

36、td nvm s3）计算齿宽 b 及模数。ntm10.8 63.1950.55dtbdmmmm11cos63.19 cos143.0720tntdmmmmmz2.252.25 3.076.91nthmmmmm1b h 4）计算纵向重合度。10.318tan0.318 0.8 20 tan141.269dz5）计算载荷系数 k。已知使用系数，根据，6 级精度，由图 10-8 查得动载系数；1ak 0.27/vm s1.03vk 由表 10-4 查得；1.287hk由图 10-13 查得；1.34fk由表 10-3 查得。故载荷系数1.1hfkk1 1.03 1.1 1.2

37、871.70avhhkk k kk 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得311ttkddk33111.7063.1964.481.6ttkddmmmmk7）计算模数。nm11cos64.48 cos143.1320ndmmmmmz3按齿根弯曲强度设计由式213212cosfasandfktyy ymz（1）确定计算参数1）计算载荷系数。1 1.03 1.1 1.341.52avffkk k kk 2）根据纵向重合度=1.269，从图 10-28 查得螺旋角影响系数=0.88。y3）计算当量齿数。11332021.89coscos 14vzz22337784.29coscos 14

38、vzz4）查取齿形系数。由表 10-5 查得；12.7244fay22.2114fay5）查去应力校正系数。由表 10-5 查得；11.5689say21.7743say6）由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；12620fefempa7）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，；10.87fnk20.92fnk8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式得 limnks1112220.87 620385.291.40.92 620407.431.4fnfeffnfefkmpampaskmpampas9）计算大、小齿轮的，并加以比较fasafy y1112222.72

39、44 1.56890.01109385.292.2114 1.77430.00963407.43fasaffasafyyyy小齿轮的数值大。10）设计计算25322 1.52 4.361 100.88cos140.011092.780.8 201.60nmmmmm对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法nm面模数，取=3.0mm，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触nm疲劳强度算得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由164.48d 11cos64.48 cos1431.282ndzm取=32，则。1z213.83 32123zuz4几何尺寸

40、计算（1）计算中心距1232 1233239.622cos2 cos14nzzmammmm将中心距圆整为 240mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角1232 1233arccosarccos1422 240nzzma2141因值改变不多，故参数、等不必修正。khz（3）计算大、小齿轮的分度圆直径112232 399.10coscos14 21123 3357.47coscos14 2 5nnz mdmmz mdmm41（5）计算齿轮宽度10.8 64.4851.58dbdmmmm圆整后取；。255bmm160bmm（四）（四） 、低速级齿轮传动的几何尺寸、低速级齿轮传动的几何尺寸低速级齿轮传

41、动的几何尺寸归于下表：低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：名称计算公式结果模数m311dmz96分度圆直径22dmz369分度圆压力角2011cosbdmz93基圆直径22cosbdmz558*1112(2)aaaddhm zh100齿顶圆直径*2222(2)aaaddhm zh375*1112(22)ffaddhm zhc90齿根圆直径*2222(22)ffaddhm zhc364中心距212111()()22am zzdd2402bb55齿宽12(5 10)bbmm60四、轴的设计四、轴的设计（一）（一） 、高速轴、高速轴（一）（一） 、高速轴的设计、高速轴的设计通过初步的计算，所以选用齿轮

42、轴。1.6tem1高速级轴上的功率、转速和转矩1p1n1t1113.89514.28 / min72235.94pnrtn mm2求作用在齿轮上的力112.0615 1837.107tdm zmm而 1122 72235.943893.3937.107ttfndtantan203893.391000.75coscos14 25tan3893.39 tan14 25973.24nrtatffff圆周力，径向力及轴向力的方向如图。tfrfaf3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。因是齿轮轴，所以材料和齿轮一样，所以材13min01pdan料为 40gr，调质处理。根据表 15-3，取=

43、100，于是的0a。133min013.8910019.63514.28pdan输出轴的最小直径显然是安装 v 带轮处轴的直径，为了使所选的轴直径与 vd d 带轮的孔相适应，孤需同时选取 v 带轮型号。因 v 带轮的宽度为 75mm，并且采用孔板式结构，所以。80lmm 4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足 v 带轮的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取的直径 mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。v 带轮与轴24d 30dmm配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在 v 带轮上而不压轴的端面上，现取17

44、0lmm。80lmm 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向里和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精27dmm 度级的单列圆锥滚子轴承 30206，尺寸为 ddt=30mm62mm17.25mm,故;30ddddmm- 而。17.25llmm- 3）已知轴为齿轮轴则mm，已知齿轮轮毂的宽度为 45mm，为故40d 。45lmm 4）轴承端盖的总宽度设为 20mm。根据设计的减速器及已知的轮毂宽度，再假设共动轴承的位置，与箱体内比有一段距离 s=8mm，取，得4llmm ，至此已初步确定了轴的各段直径和长度。95lmm 20

45、lmm 50lmm （3）轴上零件的周向定位齿轮、v 带轮的周向定位均采用平键连接。v 带轮与轴的连接，选用 6mm6mm70mm，v带轮的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此外选轴的直径尺76hk寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为 145各轴肩的圆角半径见下图。（二）（二） 、高速轴的计算与校核、高速轴的计算与校核1求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算间图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中取 a 值。对于 30206 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=13.8。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距23127.4549.95177.4

46、llmm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出 c 截是轴的危险截面。现将计算出的截面 c 处的、及 m 的值列于下表hmvm载荷水平面 h垂直面 v支反力 f，11096.25nhfn22797.14nhfn，1380.53nvf2620.22nvf弯矩 m139717hmn mm，148498.55vmn mm130979.99vmn mm总弯矩；22113971748498.55147895mn mm22213971730979.99143111mn mm扭矩 t172235.94tn mm2.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承

47、受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式及上表中的数据，以及轴单向旋转，2222142camtmtwww扭转切应力为脉动循环变力，取，轴的计算应力0.622223147895.1(0.6 72235.94)25.720.1 40camtmpampaw因为材料为 40gr，调质处理，由表 15-1 查得。因此，故安全。170mpa1ca3精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面从英里集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这

48、里轴的直径最大，故截面也不必校核。截面和显然更不必校核。（2）截面右侧抗弯截面系数：3330.10.1 302700wdmm抗扭截面系数：3330.20.2 305400twdmm截面右侧的弯矩 m 为：49.9522.514311178646.649.95mn mm截面上的扭矩 t 为：72235.94tn mm截面上的弯曲应力：78646.629.132700bmmpaw截面沙锅难道扭转切应力：72235.913.385400tttmpaw轴的材料为 40gr，调质处理。由表 15-1 查得，735bmpa1355mpa。1200mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2

49、 查取。因，20.06730rd，经查值后可查得，。又由附图 3-1 可得轴的材料的敏401.330dd1.681.41性系列为，故有效应力集中系数按式，0.88q0.93q1111kqkq 得：，由附图 3-2 的尺寸系数；111 0.881.68 11.60111 0.931.41 11.38kqkq 0.84由附图 3-3 的扭转尺寸系数。0.91轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即0.91，则按式，得综合系数为1q111qkk，。11.601112.000.840.91kk 11.381111.620.910.91kk 又由3-1 及3-2 得合金钢的

50、特性系数，。于是，计算0.2 0.30.1 0.15安全系数值，得，cas113557.621.60 29.130.2 020020.2013.3813.381.380.122amamsksk 22227.62 7.6220.20cas sssss故可知其安全。（3）截面左侧抗弯截面系数3330.10.1 406400wdmm抗扭截面系数：3330.20.2 4012800twdmm弯矩 m 为：49.9522.514311178646.649.95mn mm扭矩 t 为：72235.94tn mm弯曲应力：78646.612.296400bmmpaw截面沙锅难道扭转切

51、应力：72235.95.6412800tttmpaw过盈配合出的，由附表 3-8 用插值法求出，并取=0.8，于是得kkk 3.1k0.8 3.12.48k轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为，故综合系数为：0.91，11kk 1112.4812.580.91kk 所以轴在截面左侧的安全系数为，113558.593.20 12.290.2 020027.595.625.622.480.122amamsksk 22228.59 27.5927.59cas sssss故该轴在截面左侧的强度也足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，

52、故可略去静强度胶合。（二）（二） 、中间轴、中间轴（一）（一） 、中间轴的设计、中间轴的设计1中间轴上的功率、转速和转矩2p2n2t122123.773.6982.55 / min436000427280pkwpkwnrtn mmtn mm2求作用在齿轮上的力11 12222.0615 112230.8883.0968 3299.0976dm zmmdm zmm而 11122222 4360003776.72230.88822 4272808623.4299.0976tttfndtfnd111222tantan203776.721416.91coscos14 25tantan208623.42

53、3239.91coscos14 2141nrtnrtffnffn圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图。1tf2tf1rf2rf1af2af水平水平垂直垂直3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。因是齿轮轴，所以材料和齿轮一样，所以材13min01pdan料为 40gr，调质处理。根据表 15-3，取=100，于是的0a。233min023.6910035.4982.55pdan选取轴承代号=30208 的轴承，ddt=40mm80mm19.75mm。故。40ddmm 4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）由高速级确定，

54、和43.25lmm 45.75lmm 17.5lmm 2）由两齿轮的宽度则去，。58lmm 38lmm 3）再取，和。45dmm 49dmm 45dmm （3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴的连接，选用 14mm9mm50mm, 14mm9mm32mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为 145各轴肩的圆角半径见下图。（二）（二） 、中间轴的计算与校核、中间轴的计算与校核1求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算间图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中取 a 值。对于

55、 30208 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=16.9。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距12354.3567.546.85168.7lllmm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。水平水平垂直垂直计算支反力：垂直支反力（xz 平面） ，绕支点的力矩和，得：0bzm12(67.546.85)54.35( 1416.91 114.353239.91 54.35)83.38(54.3567.546.85)168.7rrazffrn同理，得：0azm1246.85(46.8567.5)( 1416.91 46.853239.91 114.35)1823.62168.7168.7rrbzffrn校核：

56、2183.383239.91 1416.91 1823.6284azrrbzzrfffn 计算无误。水平平面：同样，由绕点力矩和，得：b0bym12(67.554.35)54.35(3776.72 121.858623.42 54.35)5556.41(46.8567.554.35)168.7ttayffrn由，得：0aym1246.85(46.8567.5)(3776.72 46.858623.42 114.35)6894.06168.7168.7ttbyffrn校核：125556.41 6894.063776.728623.4250.33aybyttyrfff计算无误。计算弯距：垂直平面内

57、的弯矩图：段：ac(046.85.3)46.8583.38 46.853906.35cazazmrxxrn mm 段：cd146.85(46.85)(46.85114.35)83.38 46.85 1416.91 67.599547.78dazrmrfxxn mm 水平弯距图：段：ac_46.855556.41 46.85260317.81caymrn mm段：cd_54.356894.06 54.35374692.16dbymrn mm（6） 、合成弯距：处：c22_246741cccmmmn mm处：d22_385523dddmmmn mm现将上述计算数据绘成如下表现将上述计算数据绘成如下

58、表 4121：载荷水平面垂直面支反力5556.41 ,6894.06aybyrn rn83.38,1823.62azbzrn rn弯矩_246676.92371541.49cdmn mmmn mm3906.3599547.78cdmn mmmn mm 总弯矩246741cmn mm385523dmn mm扭矩2t,1436000tn mm2427280tn mm（三）（三） 、低速轴、低速轴（一）（一） 、低速轴的设计、低速轴的设计1高速级轴上的功率、转速和转矩3p3n3t3333.5121.55 / min1555640pnrtn mm2求作用在齿轮上的力113.0968 123380.90

59、6tdm zmm而 112210380.906ttfndtantan208168.103078.30coscos14 2141tan8168.10 tan14 21412091.34nrtatffnffn圆周力，径向力及轴向力的方向如图。tfrfaf水平垂直3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。因是齿轮轴，所以材料和齿轮一样，所以材13min01pdan料为 40gr，调质处理。根据表 15-3，取=100，于是的0a。333min033.5110054.6121.55pdammn输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴d d

60、器的孔相适应，孤需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表 14-1，靠女到转矩变化小，故选取=1.5，则：1caatk tak11.5 15556402333460caatk tn mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准 gb/t 50142003 或手册，选用cathl6 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 3150000。半联轴器的孔径，n mm60dmm故取，半联轴器长度 l=142，半联轴器与轴配合的毂孔长度。60dmm 1107lmm5 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴