设计链板式输送机传动装置1

1、1 电动机的选择 . 7 . 1.1 电动机的选择及运动参数计算 . 8 . 1.2 传动比的分配 . 9 . 1.3 传动装置的运动和动力参数计算 . 9 . 1.4 轴的运动及动力参数表 . 9. 2 带传动的设计 . 11. 3 齿轮的设计 . 13. 3.1 高速级圆柱斜齿轮的设计 . 13. 3.2 校核齿根弯曲疲劳强度 . 15. 3.3 低速级圆柱斜齿轮的设计 . 20. 3.4 按齿根弯曲强度计算 . 22 4 轴的设计 . 26 . 4.1 高速轴设计 . 26 4.2 低速轴设计 . 33 4.3 中间轴设计 . 40 . 5 滚动轴承的校核计算 . 45 5.1 高速轴的

2、滚动轴承校核计算 . 45 5.2 中间轴滚动轴承的校核计算 . 47 5.3 低速轴滚动轴承校核计算 . 49 6 平键联接的选用和计算 . 51 6.1 输入轴上平键联接的强度计算 . 51 6.2 中间轴上键联接的强度计算 . 52 6.3 输出轴上的两个平键的强度计算 . 52 7 联轴器的选择及计算 . 53 8 润滑方式及密封的选择 . 53 . 8.1 齿轮采用油池润滑，选取的润滑油为工业 CKC 齿轮润滑油 . 53- 8.2 滚动轴承的润滑采用润滑脂润滑 ，润滑脂为 3 号钙基脂 . 53 - 8.3 采有密封圈和毡圈密封 . 53 . 9 箱体及其附件设计计算 . 53 .

3、 参考文献 . 60 . 设计计算过程 重要数据结果 设计任务：设计链板式输送机传动装置 1带式输送机传动装置如图 1-1 所示： 图 i-i 表 1-1 输送链拉力 输送链速度 驱动链轮直径 工作条件 2已知条件（如表 1-1 所示）： F/N V(m/s) D/mm P、=3.85KW Cu n =0.757 Pd =5.09KW nw = 52.55r/min i =18.27 3500 1.1 400 连续单向运转，载 荷平稳，使用期限 为 10 年（每年 300 天），单件小批量 生产，两班制工 作，链速允许误差 为 5%。 一电动机的选择 1.电动机的选择及运动参数的计算： （1）

4、 选择电动机的类型和结构形式： 丫系列三相异步电动机 （2） 电动机功率的选择： 1）工作机所需要的有效功率为： Fv =3500 X1.1W=3.85KW 注：工作机构的有效阻力 F, v 为工作机构的圆周转速。 2）传动装置与工作机构的总效率，传动装置为串联，总效率口等于各 级传动效率和轴承、联轴器效率的连乘积，即 们，12口2%3戶4利=0.962 汉 0.99 汉 0.993 X0.95 X0.90=0.757 注：齿轮传动分为 2 个 7 级精度的闭式圆柱斜齿轮传动，由资料1表 3-4 查 得：闭式圆柱斜齿轮传动（油润滑）n1 =0.96,联轴器为弹性联轴器， 4=0.99 ,共 1

5、 个；滚动轴承（油润滑），口3=0.99 ,共 3 对；普通 V 带传动 效率，5=0.95 链传动效率，5 = 0.90。 3 85 3)电动机所需输出的功率为：Fd = P / KW= KW =5.09KW 0.757 (3)电动机转速的确定： 由资料1表 9-39 选电动机的转速为 1500r/min 和 1000r/min 的两种 工作机链轮的转速为 nw = 60 1000v = 60 1000 1.1 = 52.55r/min 兀D 则两种电动机的总的传动比分别为 1440 ii 27.4 52.55 960 iII 18.27 52.55 先将两种电动机的参数列于表 2-1 :

6、表 2-1 序号 型号 额定功 率 KW 同步转 速 r/mi n 满载转 速 r/mi n 总传动 比 外伸轴 径 mm 轴外伸 长度 mm 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 27.4 38 80 2 Y132M2- 5.5 1000 960 18.27 38 80 6 对此两种方案进行计算 案；1 : 总的传动比为 27.4 进行传动比分配： 普通 V 带传动比取 h =2 Y132M2-6 三相 异步电动机 P=5.5KW n=1000r/min ii =2 i2=2.9 i3=3.15 ng =960 r/min n1=480 r/min n2 =165.52r/mi n

7、3 =52.55r/m in 双级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比 i 27 4 12 =0.25 = 0.25 汉 - 3.425 ii 2 27.4 27.4 , 13 = =4 2 x ii 2 x 3.425 由于低速级为圆柱齿轮，起传动比一般为 23,而i3=4 传动比过大，因此 选择方案 2 进行计算。 由表 1 可知，方案 1 虽然电动机转速高、价格低，但是传动比大。为了能合理地 分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2，既电动机型号为 Y132M2-6。 2. 传动比的分配： 双级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比为： ii =2 i2=2.9 贝,产一二187 肚3.1

8、5 h 心2 22.9 3. 传动装置的运动和动力参数计算： (1)各轴的转速计算： 电动机轴转速：n0 = nm =960 r/min 咼速轴转速：m = n0/ h =960/2=480r/min 中间轴转速:n2= n 1/ i2=480/2.9=165.52r/min 低速轴转速:n3= n2/i3=165.52/3.15=52.55r/min 链轮轴转速：n4= n3 =52.55r/min R=4.84KW P2=4.60KW P =4.37KW P4=4.28KW PS=3.85KW T1 = 89130 N m m T2 =265410 N *mm T3 = 794170 N

9、m m T4 = 777810N m m (2) 各轴的输入功率计算： 高速轴 1 输入功率： P =P 3 =5.09 995 KW=4.84 KW 中间轴2的输入功率： F2= P 3 匕=4.84 X0.96 X0.99 KW=4.60 KW 低速轴 3 的输入功率： P3 = P2 0 4 =4.60 X0.96 X0.99 KW=4.37KW 链轮轴 4 的输入功率： 巳=P3n3 =4.37 X0.99 X0.99 KW=4.28 KW 链轮输入功率： P5= P4 巴=4.28 X0.9 KW=3.85 KW (3) 各轴的输入转矩计算： 高速轴 1 输入转矩 P 4 84 3

10、3 = 9550=9550 汉 一03 N mm=89.13 03 N *mm n 480 中间轴2的输入转矩 T2 = 9550 2 =9550 沃 x 10 N *mm=265.41 x10 N mm n2 165.52 低速轴 3 的输入转矩 T3= 9550 3 =9550 汉 x 10 N *mm=794.17 x 10 N *mm n3 52.55 链轮轴4的输入转矩 P 4 28 3 3 T4= 9550 =9550 汉 x 10 N *mm777.81 x 10 N *mm n4 52.55 dd1=140mm V =7.03 m/s 轴号 转速 nr/min 功率 PKW 转

11、矩 N m 传动比i 1 480 4.84 89.13 2 2 165.52 4.60 265.41 2.9 3 52.55 4.37 794.17 3.15 链轮 52.55 4.28 777.81 dd2=280mm 二 dd16 60 1000 二 140 960 60 1000 m s 二 7.03m s Ld 二 1600 4将各轴的运动及动力参数列于表 2-2 中: 表 2-2 二带传动的设计 1.确定计算功率Pca 资料1表 8-7 查得工作情况系数KA= 1.1,则 巳=KAP =1.1 5.5 = 6.05KW 2选择 V带的带型 由FCa、no查资料1图 8-11 选择 A

12、 型 3. 确定带轮的基准直径dd1并验算带速V (1) 确定带轮的基准直径dd1，由资料1表 8-6 和表 8-8，取dd1= 140mm (2) 验算带速 V 因5m s W - 25m s，故带速合适。 (3) 计算大带轮基准直径dd2 dd2 = i1dd1 =2 140mm = 280mma = 465.4mm 查资料1表 8-8 ,圆整为dd2=280mm 4. 确定 V带的中心距a和基准长度Ld (1) 由经验式 0.7(ddi dd2)乞a。乞2(ddi dd2)得 294mm _ a0 _ 840mm 初定 a0 = 500mm 中心距变化范围 amin =af0.015Ld

13、 =465.4 7.015 1600mm = 441.4mm amax 二a 0.03Ld =465.4 0.03 1600mm = 513.4mm 5. 验算小带轮上的包角-1 务80 C-(dd2-d d1)=180】一(280-140 ) =162.76 兰 120“ 465.4 6. 计算带的根数 Z (1)计算单根 V 带的额定功率Pr 由 dd1=140mm 和 n0 =960 r/min 查资料1表 8-4a 得 F0 =1.65kw 由 n0 =960 r/min , h =2 和 A 型带，查资料1表 8-4b 得厶P。=0.11kw 查资料1表 8-5 得K：. =0.96

14、(2)计算带所需的基准长度 amin = 441.4mm amax 二 513.4mm Ld0 JI ：2a0 2(dd1 dd2) 2 (dd1 dd 2) 4a JI =2 500 - (140 280) 2 (280 -140)2 4 500 mm =1669.2mm 查资料1表 8-2，选带的基准长度Ld =1600mm (3)计算实际中心距a Ld - Ld0 2 = 500 1600 -1669.2 2 mm 二 465.4mm 宀=162.76； 查资料1表 8-2 得 心=0.99 P =(P0 +AP0) =(1.62+0.11户0.96汇0.99KW =1.64KW (2)

15、计算带的根数 Z r FCa 6.05 c Z = = - =3.69 Pr 1.64 取 Z=4 根 7. 计算单根 V带的初拉力的最小值(&馬 查资料1表 8-3 得 A 型带的单位长度质量q=0.1Kg/m (2.5KQ 2 (2.50.96) 2 (F)min =500 - PCa+qv =500 - 汉 6.05 + 0.仆 7.03 N=177.51N KZv 0.96 汇 4 汇 7.03 8. 计算压轴力Fp 压轴力的最小值 % 162.76 (Fp)min =2Z(F)minSin=2工4 x 177.51 乂sin- N =1404N 2 2 9. 带轮的结构设计

16、带轮结构如下图 三齿轮的设计 （一）、第一对高速级圆柱斜齿轮的设计： 1. 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数： （1） 按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （2） 输送机为一般工作机械，速度不高，由资料2表 10-8 可知，选用 7 级 精度。 （3） 材料选择。 由资料 1 表 10-1 查得， 选择小齿轮材料为 45 号钢， 调质 后表面淬火，表面硬度为 250 HBS;大齿轮材料为 45 号钢，调质后表面淬小齿轮 45 钢调质; 大齿轮 45 钢调质 z1=28 Z2 =81 火，硬度为 210HBS;二者材料硬度差为 40HBS。 （4 ） 选小齿轮齿数zi =28 ;由

17、i2 =2.9 ,大齿轮齿数为 z2= z i2 =28 2.9=81.2 取 z2=81 （5）初选螺旋角=15 ,法面压力角 宀=20 由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计： 由设计计算公式（由资料110-9a）计算 （1）.确定公式内的各计算值： 1） 试选载荷系数Kt =1.6 ； 2） 由资料1图 10-30 选取区域载荷系数：ZH =2.425 3） 由资料1图 10-26 查得=0.78， ；-.2 =0.88 贝U ；：.二 ；：.2 =0.78 0.88 =1.66 4） 计算小齿轮传递的转矩 P 4 84 3 3 T1 =

18、 9550 1 =9550 103 N *mm=89.13 103 N mm m 480 5） 查资料1表 10-7 取齿宽系数d=1 ； 6）确定弹性影响系数:由资料表 10-6 可知ZE =189.8MPa2 7 ）按齿面硬度查资料1图 10-21 （ d ）得小齿轮的接触疲劳强度极限 CH lim1 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 fim2 =550MPa 8）计算应力循环次数MPa = 585.75MP m/s =1.31m/s N1=60 ni j.Lh=60 X480 X1 X8 X300 X10 X2=1.38 X1Q9 9）由资料1图 10-19 取接触疲劳寿命系数K

19、HN1=0.99 KHN2=1.05 10）计算疲劳许用应力 取安全系数：S=1.0 K a I 1 二 HNHlim1 =0.99 X600=594MPa 1 S lcH = KHN2二Hlim2 =1.05 x550=577.5MPa S 11 ）齿数比 -i2.9 （2）计算: = 52.25mm 2）计算圆周速度: Hdm1 n1 3.14 疋 52.25480 V= - = - 60 1000 60 1000 3）计算齿宽 b 及模数口玳 b= d d1t = 1.00 52.25mm = 52.25mm 圆整 b=53mm 叫沁 严25 cos15mm = 1.80mm 乙 28N

20、2= Ni = i2 9 1.38 109 2.9 =4.76 X108 1）计算小齿轮分度圆直径d1t N1 = 1.38 X109 N2=4.76 X108 4 1.00 1.66 2.9 1 2.9 .2.425 189.8 585.75 594 577.5 2 齿高 h=2.25 mnt =4.05mm b 53 “cc = - =13.09 h 4.05 4） 计算纵向重合度 邛 =0.318tdZ1 ta nB =0.318“.00 x28xta nl5 =2.386 5） 计算载荷系数 K 原动机为电动机，均匀平稳，由资料1表 10-2 得心=1 由 KA=1，V=1.31 m/

21、s，7 级精度，由资料1图 10-8 可知 KV =1.05 由资料1表 10-3 取心萨心萨 1.2 由资料1表 10-4 KH0=1.417 由资料1图 10-13 查得心沪 1.5 载荷系数：K= KA KV KK=1 X1.05 X1.2 X1.417=1.785 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1= d1t =52.25 X评 p=54.20mm 圆整 d1 =55mm 7） 计算模数mn dr cos P 55cos15C mn = = mm=1.90 mm Z 28 取标准值mn =2mm 3.校核齿根弯曲疲劳强度： 絢丫以训 bg% （1）确定公式内的各计算值 1

22、）确定弯曲强度载荷系数： d1t 52.25mm K =1.785 K = KA KV 心 一.KF ：=1 X1.05 X1.2 2) 2 8.913 104 55 N =3241.09N 3）计算当量齿数： mn =2mm ZV1= cos=cos3i? =31.07 Z2 81 cc cc Zv2=cos3： = cos3l5=89.88 查资料1表 10-5 得 小斜齿轮的齿形系数YF/=2.52 应力校正系数 Y/=1.625 大斜齿轮的齿形系数YFa2 =2.20 应力校正系数 Ysa2=1.78 4）螺旋角影响系数丫-： 由=2.386 查资料1图 10-28 得丫=0.75 （

23、2）计算 由资料1图 10-18 得 KFN1 =0.90 KFN2 =0.99 取安全系数SF =1.5 ZV1 =31.07 F1 KFNlim1 = 0.90 x600 SF 1.5 MPa =360MPa ZV2=89.88 K FN2im 2 _ 0.99 汉 550 SF 1.5 MPa =363MPa KFYF：YS： Y： 1.89 3241.09 2.52 1.625 0.75 5370.66 MPa = 106.92 MPa KFYF :YS：Y： 1.89 3241.09 2.20 1.78 0.75 537566 MPa = 102.25 MPa 匹 满足弯曲强度，以上

24、所选参数合适4 几何尺寸计算 (1) 计算中心距 (Z1 +Z2) (28+81) a = - 丄 M n = - x2mm =112.85mm 2cos P 2cos15， 圆整 a =113mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 P =arccosZl +Z2 mn =arccos28 十81 江2 =15.29 2a 253 因B值改变不多，故参数不必修改 (3) 计算大小齿轮分度圆直径 乙 mn 282 cc dj = - = f mm = 57.98mm cos P cos15.29 圆整 d1 =58mm Z m 81 工 2 d2 住一 (, mm167.94mm cos P

25、cos15.29 圆整 d2 =168mm (4) 计算齿轮宽度 dd1.058m =58mm 取 B2 =60mm B1 =65mm (5) 齿轮传动的几何尺寸归于下表 3-1 表 3-1 2斤=360MPa 任 F2=363MPa =106.92 MPa “ =102.25 MPa a = 113mm P =15.29, d1 = 58mm d2 = 168mm 名称 代号 小齿轮 大齿轮 B2 = 60mm B1 = 65mm 中心距 a 113mm 传动比 i 2.89 模数 mn 2mm 法面压力角 n 20 端面压力角 20.67， 螺旋角 P 15.29 齿数 Z 28 81 齿

26、顶咼 ha 2mm 2mm 齿根高 hf 2.5mm 2.5mm 齿顶圆直径 da 62mm 172mm 齿根圆直径 df 53mm 163mm 分度圆直径 d 58mm 168mm 基圆直径 db 54mm 157mm 变位系数 Xn 0 0 齿宽 B 65mm 60mm 螺旋角旋向 左 右 大齿轮 2 的结构和后续设计的轴孔直径计算如下表 表 3-2 代号 结构尺寸计算公式 结果/mm 轮毂处直径D1 Di =1.6D =1.6 疋 56 90 轮毂轴向长 1 1 =（1.2 至 M.5）D 68 倒角尺寸n n = 0.5mn 1 板孔分布直径Do D0 =0.5（Dr + D2 ） 1

27、18 腹板厚 C C =B2 -（6到 10） 50 大圆柱齿轮的结构草图如下所示： 丿 fl / / J 1 1 （二）第二对高速级圆柱斜齿轮的设计：轮小齿 45 钢 大齿轮 45 钢; Z3 =30 Z4 =95 1. 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数： (1) 按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2) 输送机为一般工作机械， 速度不高，由资料 2表 10-8 可知， 选用 7 级精 度。 (3) 材料选择。由资料1表 10-1 查得，选择小齿轮材料为 45 号钢，调质后 表面淬火，表面硬度为 250 HBS;大齿轮材料为 45 号钢，调质后表面淬火，硬 度为210HBS

28、；二者材料硬度差为 40HBS。 (4) 选小齿轮齿数Z3 =30 ；由i3 =3.15 ，大齿轮齿数为 z4= z3 i3 =30 3.15=94.5 取乙=95 (5) 初选螺旋角=15.3，法面压力角：-20 由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核 2. 按齿面接触疲劳强度设计： 由设计计算公式(由资料110-9a)计算 KJ1 卩+1 ZZE (1) .确定公式内的各计算值： 1) 试选载荷系数Kt =1.6 ； 2) 由资料1图 10-30 选取区域载荷系数：ZH =2.425 3） 由资料1图 10-26 查得=0.78， ；：.2 =0.89 贝则：-： ：2

29、=0.78 0.89 =1.67 4） 计算小齿轮传递的转矩 T2= 9550 良=9550 * 4.6 x 103 N *mm=265.41 x103 N *mm n2 165.528）计算应力循环次数 N3 =60 n2 j.Lh=60 X165.52 X1 X8 X300 X10X2=4.77 X1Q8 N3=4.77 X108 N4=1.51 X108 N4 = N3 i3 8 4.77 10 3.15 8 = 1.51 X10 10) 计算疲劳许用应力 取安全系数：S=1.0 11 ) =匕 H 3 上 H 4 642 - 565 2 MP-603MP 齿数比-i3.15 l3=64

30、2PMa l；H 4=565MPa l；H l=603.5MPa 3.15 1 3.15 5） 查资料1表 10-7 取齿宽系数d=1 ； 1 6） 确定弹性影响系数:由资料表 10-6 可知ZE =189.8MPa2 7 ）按齿面硬度查资料1图 10-21 （ d ）得小齿轮的接触疲劳强度极限 6iim3 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 Jiim4 =550MPa 9）由资料1图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN3=1.07 KHN4=1.13 KH-H1-=1.07 X600=642MPa K 仆47 吹=1.13 x550=565MPa （3）计算: 3 2 1.6 2.6

31、541 105 V 1.00 汉 1.67 2.425 89.8 丨mm I 603.5 丿= 73.02mm 1）计算小齿轮分度圆直径d1t v = 0.63m/s 2）计算圆周速度: 兀 dgni 3.14x73.02 X165.52 / / V= - = m/s =0.63m/s 60 x1000 60 x1000 3） 计算齿宽 b 及模数mnt b= % dit= 1.00=73.02mm = 73.02mm 圆整 b=74mm ditcos0 74xcos15.3 o Of_ gt = - = - mm = 2.35mm 乙 30 齿高 h=2.25 mnt =5.29mm 叭鼻=

32、13.99 h 5.29 4） 计算纵向重合度 邙 =0.318dZ1 ta nP = 0.318 汉 1.00 汉 30 汉 ta n15.3 = 2.61 5） 计算载荷系数 K 原动机为电动机，均匀平稳，由资料1表 10-2 得心=1 由 KA=1，V=0.63 m/s，7 级精度，由资料1图 10-8 可知 KV =1.01 由资料1表 10-3 取 K=心1.2 由资料1表 10-4 心沪 1.426 由资料1图 10-13 查得KF0=1.35 载荷系数：K= KA KV KK=1 X1.01 X1.2 X1.426=1.728 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1=

33、d1t-=73.02 X=74.92mm 圆整 d1 =75mm 7） 计算模数mn b =73.02mm mnt =2.35mm 邨=2.61 K =1.728 d1 =75mm mn =2.5mm dj cos B 75cos15.3 mn = = mm=2.41 mm Z 30 取标准值mn =2.5mm 3.校核齿根弯曲疲劳强度： 斤弘丫%和 bm (1)确定公式内的各计算值 1)确定弯曲强度载荷系数： K = KA KV 心口心直刊 X1.01 X1.2 X1.35=1.636 5 匚 2T1 2 汉 2.6541X0 M 补”“ 2) Ft = - N = 7077.6N d1 7

34、5 3) 计算当量齿数： ZV3= 3 R = 3 - =33.29 cos P cos315.3。 Z 81 ZV 4 = = 3 =105.41 cos P cos 15.3 查资料1表 10-5 得 小斜齿轮的齿形系数YFa3=2.45 应力校正系数 YSa3 =1.65 大斜齿轮的齿形系数丫局=2.18 应力校正系数 丫弘=1.79 4) 螺旋角影响系数 Yp 由邛=2.61查资料1图 10-28 得Yp=0.75 (2)计算 由资料1图 10-18 得 KFN3=0.88 KFN4 =0.95 取安全系数SF =1.5 K =2.394 ZV3 =33.29 ZV4 =105.41

35、BF 】3=352MPa 】4 =348MPa FE3 =113.63MPa 3= K FN3 Iim3 0 SF 1.5 MPa =352MPa 二 FE4 二 109.69 MPa =KFN4；Iim4 = -95 550 亠F 4= SF = 1.5 MPa =348MPa KFYF ：YS：Y： 1.636 7077.6 2.45 1.65 0.75 MPa = 113.63 MPa f F I KFYF :YS：Y： 1.636 7077.6 2.18 1.79 0.75 74汉2.5“.67 MPa = 109.69 MPa 呼巧 I 满足弯曲强度，以上所选参数合适 贝 U mn

36、=2.5mm d1 =75mm d1 cos : Z3 二 75 cos15.3 2.5 -28.94 Z3=29 z 116 a =157mm 取 Z3=29 贝U Z4=i3Z3=3.15 29 =91.35 ,取z4=92 4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a 邛乙 乙)M n = (29 92) 2.5mm =156.81mm 2cos P 2cos15.55 圆整 a =157mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 一 arccosZ3 fn 2a 二 arccos29 92 2.5 =15.55； 2X157 因1值改变不多，故参数不必修改 (3)计算大小齿轮分度圆直径 Z3mn

37、 29 2.5 d3 - mm = 75.26mm cos ： cos15.55 =15.55 d3 二 76mm d4 = 239mm B4 = 75mm B3 = 80mm 圆整 d3 = 76mm , Z4mn 92汇2.5 d4 . mm = 238.74mm cos P cos15.55， 圆整 d4 = 239mm (4) 计算齿轮宽度 b = dd3 =1.00 75mm =75mm 取 B4 =75mm B3 =80mm (5) 齿轮传动的几何尺寸归于下表 3-3 表 3-3 名称 代号 小齿轮 大齿轮 中心距 a 157mm 传动比 i 3.17 模数 mn 2.5mm 法面

38、压力角 叫 20 端面压力角 20.70 螺旋角 P 15.55 齿数 Z 29 92 齿顶咼 ha 2.5mm 2.5mm 齿根高 hf 3mm 3mm 齿顶圆直径 da 81mm 244mm 齿根圆直径 df 70mm 233mm 分度圆直径 d 76mm 239mm 基圆直径 db 71mm 224mm 变位系数 Xn 0 0 齿宽 B 80mm 75mm 螺旋角旋向 右 左 5齿轮的结构设计： 大齿轮 4 的结构和后续设计的轴孔直径计算如表 3-4 表 3-4 代号 结构尺寸计算公式 结果/mm 轮毂处直径di d1 =1.6d =1.672 116 轮毂轴向长 1 1 =(1.2 至

39、 U1.5)d 88 倒角尺寸n n = 0.5mn 1.25 板孔分布直径D。 D0 =0.5(4 p) 164 板孔直径d。 d =0.25( D -U ) 24 腹板厚 C C =0.3B4 22.5 d1 =28mm 齿轮的草图如下图 3-2 所示: 四.轴的设计 （一）、高速轴设计： 1轴的材料： 轴的材料为 45 钢，调质处理。 图 3-2 2轴的初步估算： 由资料 1 表 15-3 查得Ao=12O ,因此 dmin 王 Ao = 120 x Q484 = 25.92mm =25.92mm 考虑与大带轮相匹配的孔径标准尺寸的选用，取di =28mm 3. 轴的结构设计： 根据轴上

40、零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图 4-1 0 (1) 划分轴段： 轴伸出段de过密封圈处轴段d2；轴承安装定位轴段d3和d7；轴身d4,d6 ;齿轮轴 段d5. 图 4-1 （2） 根据轴向定位的要求去也顶轴的各段直径和长度 ： 1） 初选大带轮 查资料 12 1 表 13-1-12 得大带轮孔径 28mm，长为 56mm，轴 1 的转矩为 89.13N.mm ，确定dj =28mm ,l12=56mm，为了满足大带轮的轴向定位要 求，1 轴段右端需要制出一轴肩，故取 2 段的直径为d2 =32mm，左端用轴端 挡圈定位。 2） 初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向

41、力和轴向力的作用 ，故选用单列圆 锥滚子轴承。根据d2=32mm，由轴承产品目录中初选型号为 33007 的轴 承，其尺寸为 d D T =35mm 62mm 21mm 故d3 =35mm 阮=l78 =23mm d7 = 35mm 3） 轴承安装定位处的轴径取 d4二d6=41mm ； 4） 轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂 的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离 l =20mm，故l23 = 40mm 5） 轴承右端采用轴肩进行定位，轴肩高度 h 0.07d，取 h=3mm，则轴段 4 的 直径d45 =41mm，根据减速器箱体结构设计，取轴段

42、6 的长度二25mm （3） 轴上零件的周向定位： 齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接。按d1由手册查得平键的截 面尺寸 b h =8mm 7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm，同时为了保 证带轮与轴有良好的对中性，选取配合H7，滚动轴承与轴的周向定位是借 R6 过渡配合来保证的，故此处选轴的直径公差为j6 (4) 确定轴上圆角和倒角尺寸： 取轴端倒角为1 45 ,各轴肩处的圆角半径如图所示。 4求轴上的载荷： 先根据结构图作出轴的计算简图，查手册得周章的支点位置 a = 15.5mm,根 据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图 4-2 所示。 FNHI 二 1150N FNH2

43、 = 2767N FNV1 =185.5N FNV2 二 954.5N 图 4-2 (1)计算作用在齿轮上的力： M1 =151963 N *mm M2 =15866 mm 圆周力： 2J2 30 02 di 59 F NH 1 Ft1 =0 BF -0 代入数据 F NH 1 3021 - FNH2 -1404 = 0 222FNH1 3021 57.5-1404 305.5 = 0 M H = 148867.5 N 轴向力： Fai 二 Rita n 1 =3021 tan 15.29： N =826N (2) 计算支反力： FNH1 =1150N FNH 2 =2767N 径向力： Fr

44、1 Ft1 tan an COS : 3021 tan 20： cos15.29： N =1140N MV =54881.75N M HA =83.5FP = 83.5 1404N *mm = 117234N *mm M H =57.5FNH2 =57.5 2767N =148867.5N T =89130N *mm c）由 F 川 F F NV1 NV 2 r1 M B F = 0 FNV 1 FNV2 = 1140 代入数据 59 得 826 汇一 =1140 x 57.5 222FNV1 2 FNV1 =185.5N FNV2 =954.5N MV1 =FNV1 164.5=185.5

45、164.5N mm =30514.79 N *mm M V2 二 MV1 M a =30514.79 N *mm 24367 N 二 54881.75N *mm M1MH M = 148867.52 30514.7$ N mm = 151963N mm M2 =、,MH MV2 = 148867.5 54881.7HN mm = 158662N mm 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现 将计算出的截面 C 处的值列于表 4-2 : 表 4-1 载荷 水平面 H 垂直面 V G =2.41 支反力 FNH1 =1150N FNH2 =2767N FNV1 =18

46、5.5N FNV 2 954.5N 弯矩 M MH =148867.5N *mm Mv =54881.75 N 总弯矩 M =JMH +M： =j148867.&+54881.7& =158662N mm 扭矩 T =89130N *mm 5按弯扭合成应力校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面（既危险截面 C）的强 度。根据资料2式及上表中的数值，并取 a =0.6，轴的计算应力为： JM 2 +（町） Jl586622 +（0.6 汉89130 % = - - = - - - 3 - - = 24.29MPa W 0.1 汇413 前已选定轴的材料为 4

47、5 钢调质处理， 由资料 1 表 15-1 查得匚 =55MPa， 因 此ca GJ，故安全。 6.精确校核轴的疲劳强度： （1）判断危险截面： 截面 1、2、3 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集 中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于周的最小直径满足扭转强度要求，且较为富 裕，所以截面1、2、3 均无需校核。 从应力集中来看，截面 4、7 的过盈配合引起的应力集中最严重，但截面 4 的弯矩比截面 7 的大，故只需校核界面 4;从载荷来看，截面 C 上的应力最大， 但由于此处直径很大，故不需校核;截面 5 和截面 6 的应力集中差不多，但截面 口/.49 6 不受扭矩，故截面 6

48、 不必校核；截面 5 处的尺寸比截面 4 处的大，故只需要校 核截面 4 的两侧即可。 (2)截面 4 右侧 抗弯矩截面系数 W =0.1d =0.1 413 =6892.1mm3 抗扭矩截面系数 WT =0.2d3 =0.2 413 = 13784.2mm3 由于V截面左侧离 C 截面很近，取V截面左侧的弯矩 M =117234Nmm 截面V上的扭矩=89130N 截面上的弯曲应力 % =M = 117234 =仃MPa Sea = 6.07 3 S W 6892.1 截面上的扭转切应力 阡=卫=89130 = 6.47 MPa 女全 WT 13784.2 轴的材料为 45 钢，调质处理，有

49、资料2表 15-1 查得 % =590MPa j=255MPa j=140MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及口 t 按资料2附表 3-2 查取，因 匚= 2=0.057 P=H=1.17 d 35 d 35 经插值后得到 a a=2.14 T=1.33 又由资料2附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为 q=0.72 q = 0.62 故有效应力集中系数按资料1附 3-4 式为 k=1 +q 存(0.07d，取 h=5mm，则轴段 34 的直径d34 = 82mm。 (3) 轴上零件的周向定位： 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接 。按d23由手册查得齿轮 处平键的截面尺寸

50、b5 = 20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 H 63mm，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性 ，选取配合 H，按d67由手 R6 册查得联轴器处平键的截面尺寸 b h =18mm1mm，键槽用键槽铣刀加 工，长为 80mm，同时为了保证联轴器与轴有良好的对中性 ，选取配合 H ，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的 ，故此处选轴的直径 K6 公差为 k6 (4) .确定轴上圆角和倒角尺寸： 取轴端倒角为2汉45，各轴肩处的圆角半径如图所示。 4求轴上的载何： 先根据结构图作出轴的计算简图，查手册得周章的支点位置 a = 22.3mm,根 据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如

51、图 4-2 所示。 FNH 1 = 4142N FNH 2 = 2504N FNV1=2629N FNV2 = 9275N 圆周力： 径向力： Fr4 M H = 227810 N.mm M v = 144595 N .mm M = 269824N mm T 二 794170N mm (1 )计算作用在齿轮上的力： 2T- 2 794170 =6646N d4 239 Ft3 tan an _ 6646 tan 20 cos ： cos15.55， N =2510N 轴向力： Fa4 =Ft4tanl； =6646 tan 15.55 N -1849 N (3) 计算支反力：图 4-2 II

52、b）由F：HT：汕，代入数据FNH1 -6646 血=0 146FNH1 -6646x91 = 0 M B F =0 M H =55FNH2 =55 4142N mm=227810N *mm c）由 FNV2 - FNV1 = Fr4 FNV 2 - FNV1 = 6646 MBF =0 ，代入数据 1849 2；9=6646 91 146FNV1 F NV1 二 2629N FNV2 =9275N M VI 二 FNV1 55 =2629 55N *mm = 144595N *mm =Ma -MV1 =1849 239 N mm-144595N mm = 96360.5 N *mm M1 H

53、 M = 2278102 144595N mm = 269824N mm M2 、M H MV2 2278102 96360.52 N mm 二 247351N mm 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现 将计算出的截面 C 处的值列于表 4-2 : 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1 =4142N FNV1 =2629N FNH2 =2504N FNV 2 = 9275 N 弯矩 M MH =227810N mm MV =144595N *mm 总弯矩 M =JMH +M； =（2278102 +1445952 =269824N *mm 表 4-1

54、 得 FNH1 二 4142N 得 FNH2 =2504N -ca JM 2 +(O(T 2 寸2698242 +(0.6汉794170 i 467MP 3 0.1 72 此二ca ”： 卜J，故安全。 ca 度。根据资料1式及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力为： 前已选定轴的材料为 45 钢调质处理，由资料1表 15-1 查得= 60MPa,因 6精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面： 截面 6、7 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均 将削弱轴的疲劳强度，但是由于周的最小直径满足扭转强度要求，且较为富裕， 所以截面& 7 均无需校核。 从应力集中来看

55、，截面 1、2、5 的过盈配合引起的应力集中最严重，但截 面 2的直径比截面 1、5 的大，而截面 1 不受转矩，故只需校核界面 5；从载荷来 看，截面C 上的应力最大但尺寸大，不必校核；截面 4 和截面 5 的应力集中差不 多，但截面 4不受扭矩，故截面 4 不必校核；故只需要校核截面 5 的两侧即可。 （2）截面 5 左侧 抗弯矩截面系数 W =0.1d3 =0.1 72 37324.8mm3 抗扭矩截面系数 WT=0.2d3=0.2 72 74649.6mm3 由于V截面左侧离 C 截面很近，取V截面左侧的弯矩 M =100N *mm扭矩 T = = 794170N *mm 5按弯扭合成

56、应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面（既危险截面 C）的强 Sca = 15.68，S 安全 Sca = 80.45，S 安全 d1 = 50mm 截面V上的扭矩T3 =794170N 截面上的弯曲应力-b=M = 100 =0.003MPa W 37324.8 截面上的扭转切应力 E二794170 io.64MPa W 74649.6 轴的材料为 45 钢，调质处理，有资料1表 15-1 查得 ；B -590MPa 匚=255MPa =140MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：厂 及 按资料1附表 3-2 查取，因二二 -2 0.028 , 72 = 1

57、.11 d 72 d 65 经插值后得到 ,=2.05 :- =1.32 又由资料1附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为 q；-0.72 q*=0.62 故有效应力集中系数按资料1附 3-4 式为 k；_=1 q；_ ： ；_-1 =1 0.72 2.05-1 =1.756 k =1 q ： -1 =1 0.62 1.32-1 =1.20 由资料1附图 3-2 得尺寸系数；=0.78 ；由资料1附图 3-3 得扭转尺寸系数 ；=0.85 轴按磨削加工，由资料附图 3-4 得表面质量系数为匚=I二0.93 轴未经表面强化处理，既-q =1，则按资料1式 3-12 及 3-12a 得综合系数枝值

58、心弋咗”器+点心.49 又由资料13-1 及 3-2 得碳钢的特性系数K； =k- 1 1.756 S =1.8 应+S； 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 （三）中间轴设计： 1. 选择轴的材料： 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据资料1表 15-31 取 A）=112。 2. 初步估算轴的最小直径： 由资料1的表 15-3,取A0=112 ,因此 dmin 旦= 112XS =33.93mm Yn2 V 165.52 中间轴的最小直径显然是安装滚动轴承。初选d1 - 50mm 3. 轴的结构设计： 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图 4-3 所示

59、T 二 265410N *mm 图 4-3 (1)各段轴直径的确定和各轴段轴向长度的确定 ： 1) 由资料1表 9-16 初选滚动轴承,代号为 33010 ( GB/T2971994 )，则轴径 直径d12 = d78= dmin =50mm ；由齿轮 3 的设计可知B3=75，取齿轮距箱体内壁之 间的距离 a = 10mm。 2) 由齿轮 2 的设计可知B2 =68mm，由齿轮 2 可知 心二B?-3 = 68-3 = 65mm 取安装圆柱齿轮处的轴段的直径 d67二56mm 3) 轴环的设计 齿轮的左端采用轴环的轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，取 h = 4mm，则轴环 的直径 d56

60、 =56 2h =56 2 4 =64mm，轴环宽度 l56 -1.4h，取l56 =12mm 轴上零件的定位： 齿轮的周向定位均采用平键联接 ，按d67 = 56mm ,由手册查得平键截面 b h =16 10GB1096-90 ， 键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm 标准键长见 GB/T1096-1979，同时为了保证齿轮与轴有良好的对 中 性，故选择配合 H 7/ n6。滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的 ，次处选 轴的直径尺寸公差为 k6。 （3）确定轴上圆角和倒角尺寸： 参考资料1表 15-2，取轴端倒角为 2M5。，各轴肩半径如图所示； 4求轴上的载荷： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 ，见图 4-4。