带式运输机传动装置的设计

带式运输机传动装置的设计武汉工程大学机电工程学院机械设计课程设计说明书课题名称： 带式运输机传动装置的设计专业班级： 过程装备与控制工程02班学生学号： 1203020204 学生姓名： 程兴波 学生成绩： 指导教师： 赵芸芸 课题工作时间：2014.12.22至2015.01.12武汉工程大学教务处填写说明：表中第一、二、三、六项由指导教师填写；第四、五两项由学生填写。表中第一、二、三在在课程设计（学年论文）开始前填写，第四、五、六项在课程设计（学年论文）完成后填写。本表格填写完整后连同正文装订成册。一、课程设计的任务或学年论文的基本要求1•通过课程设计实践，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•学习机械设计的一般方法、步骤，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，进行计算机辅助设计和绘图的训练。4•培养运用现代设计方法解决工程问题的能力。二、 进度安排1设计准备（0・5天）2机械系统的方案设计（0・5天）3机械系统运动、动力参数计算（1天）4传动零件的设计计算（1・5天）5减速器装配草图设计（5天）6工作图设计与绘制（4・5天）7整理编写设计计算说明书（1天）8设计总结与答辩（1天）三、 参考资料或参考文献机械设计机械设计基础课程设计王昆主编高等教育出版社机械设计课程设计指导书龚桂义主编高等教育出版社机械设计课程设计刘俊龙廖仁文主编机械工业出版社机械设计课程设计黄珊秋主编机械工业出版社指导教师签字：赵芸芸 年 月 日教研室主任签字：何毅斌 年 月 日四、课程设计（学年论文）摘要（中文）本设计讲述了带式运输机的传动装置一二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。使用手工绘图进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。本次设计综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、几何精度、理论力学、材料力学、机械原理等知识，进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。机械设计课程设计的题目是减速器的传动装置的设计，设计内容包括：确定传动装置总体设计方案，选择电动机；计算传动装置运动和动力的参数；传动零件，轴的设计计算；轴承，联轴器，润滑，密封和联接件的选择与校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计说明书；毕业设计总结；最后完成答辩。关键词：减速器设计五、课程设计（学年论文）摘要（英文）Thisdesigntellsthebeltconveyordriveunit-twocylindricalgearreducerdesignprocess.Firstlyreviewedtransmissionschemeselectedasthetransmissiongearreducer,reducerandthendesigncalculations（includingthechoiceofmotor,geardesign,structuraldesignaxes,selectandrollingbearingchecking,selectingandcheckingcouplings,schoolnuclearflatkeyconnection,selectthegearandbearinglubricationpartnine）.Gearreducerusingmanualdrawingtwo-dimensionalgraphicdesign,completegearreducertwo-dimensionalplanepartsandassemblydrawingsdrawn.Thedesignoftheintegrateduseofmechanicaldesign,mechanicaldrawing,mechanicalmanufacturingbase,geometricprecision,theoreticalmechanics,mechanicsofmaterials,mechanicalprinciples,suchasknowledgeofstructuraldesignandfinishofthebeltconveyorgearreducerassemblydrawings,partsdiagramdesignandtechnology,toolingdesignmajorparts.Mechanicaldesigncourseentitledgearreducerdesign,designinclude:determiningtheoveralltransmissiondesign,selectthemotor;calculatingtheparametersofmotionandpowertransmission;designtransmissionparts,axlecalculation;bearing,couplingboxstructuredesignanditsannexes;;selectionandcheckingcalculator,lubrication,sealsandcouplingstodrawdiagramsandpartsassemblyworkworkingdrawings;writingdesignspecifications;graduatedesignsummary;finalizethereply.Keywords:reducerdesign六、指导教师评分具体要求评价内容具体要求调^论证能独立査阅文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获得新知识的能调^论证实■践能力分析解决问题能力工作量、工作态度质量15151040实■践能力分析解决问题能力工作量、工作态度质量15151040/Vo独立设计、计算、绘图的能力（课程设计）；能正确选择研究（实验）方法，独立进行研究的能力（学年论文）-~能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题（课程设计）；或能对课题进行理论分析，得出有价值的结论（学年论文）。按期圆满完成规定的任务，工作量饱满，难度较大，工作努力，遵守纪律；工作作风严谨务实。-综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理（或设计过程完整，设计内容完全）；文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全,书写工整规范，图表完备、整洁、正确；论文（设计）结果有参考价值。

答辩小组教师（签字）：年月日课程设计（学年论文）总评成绩：（指导教师评分X80%+答辩成绩X20%）目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章设计任务书 2的工作原理 2二、 原始数据： 2\o"CurrentDocument"三、 工作条件：已知条件 3\o"CurrentDocument"四、 设计内容 3\o"CurrentDocument"第二章、传动装置的拟定及说明 4\o"CurrentDocument"一、拟定传动方案 4\o"CurrentDocument"二、三种方案的比较与选择 6\o"CurrentDocument"第三章电动机的选择 7结构形式 7\o"CurrentDocument"二、电动机容量 7第四章计算传动装置的运动和动力参数——9\o"CurrentDocument"—一、分配各级传动比 9\o"CurrentDocument"二、计算传动装置的运动和动力参数 9\o"CurrentDocument"第五章、传动件的设计计算 11\o"CurrentDocument"一、 V带的设计 11\o"CurrentDocument"二、高速级齿轮的设计（斜齿轮） 13\o"CurrentDocument"三、低速级齿轮设计（直齿） 18\o"CurrentDocument"四、减速箱内部参数说明 23\o"CurrentDocument"第六章轴的设计计算 24

一、 选择轴的材料及热处理......................24TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"二、 初步估计最小轴径 24\o"CurrentDocument"三、 中间轴的结构设计 24\o"CurrentDocument"四、 中间轴的校核 25\o"CurrentDocument"第七章滚动轴承的选择及计算 28\o"CurrentDocument"_一、滚动轴承的选择 28\o"CurrentDocument"二、轴承寿命的校核 28\o"CurrentDocument"三、各个轴的轴承端盖计算 29第八章键连接的选择及校核计算30一、中间轴键连接的选择及校核30第八章键连接的选择及校核计算30一、中间轴键连接的选择及校核30\o"CurrentDocument"第九章联轴器的选择 31\o"CurrentDocument"第十章减速器附件的选择 32\o"CurrentDocument"~一、减速器附件的选择 32\o"CurrentDocument"二、 减速器零件的位置尺寸 33\o"CurrentDocument"三、 减速器箱体结构尺寸 34\o"CurrentDocument"第^一章润滑与密封 36\o"CurrentDocument"第十二章设计小结 37\o"CurrentDocument"参考文献 38

第一章设计任务书一、带式运输机的工作原理4L一、带式运输机的工作原理4L电机 2传动装置 殳工作瞬麹 4输送带图1-1带式运输机的传动示意图二、原始数据：表1-1原始数据学号鼓轮直径D(mm)输送带速度V(m/s)输出转矩T(N.m)12030202043500.80450三、工作条件：已知条件1、工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转，载荷较平稳2、使用寿命8年，大修期三年3、卷筒效率为0.964、输送机由电动机驱动，电机转动，经传动装置带动输送带移动5、 允许运输带速度偏差：±5%6、 按成批生产规模设计7、 工作环境：一般条件，通风良好四、设计内容1、 设计传动方案2、 设计减速器部件装配图（A1）3、 绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动轮、中间轴）4、 编写设计计算说明书一份可以初步拟定以三级传动为主的多种传动方案1、展开式圆柱齿轮传动可以初步拟定以三级传动为主的多种传动方案1、展开式圆柱齿轮传动XX1—||—||~-1第二章、传动装置的拟定及说明一、拟定传动方案为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先用已知条件求工作机鼓轮的转速n，即w60x1000v60x1000x0.80 “ y.n二 二 二43.65r/mmw 兀D 兀x350■电动机2N带佞动•两级圆柱齿轮减速器4•联轴器5■带式运输机图2-1方案一展开式两级圆柱齿轮2、同轴式两级圆柱齿轮传动图2-2方案二同轴式两级圆柱齿轮3、分流式两级圆柱齿轮传动xrxX图2-3方案三分流式两级圆柱齿轮山二、三种方案的比较与选择方案一中一般采用斜齿轮，低速级也可采用直齿轮。总传动比较大，结构简单，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。方案二中减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴肩润滑较困难。方案三中一般为高速级分流，且常用斜齿轮，低速级可用直齿或人字齿轮。齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。常用于大功率，变载荷场合。方案二横向齿轮较小，而且深度相同，所以稳定性较好。选择方案二。总的来讲，该传动方案一满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还有尺寸紧凑、成本低、传动效率高等优点。第三章电动机的选择一、电动机类型和结构形式最常用的的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性较好，也适用于某些要求较高起动转矩的机械。二、电动机容量1、工作机的输出功率：p二wTnw—450x43.65一二 二2.06kw955095502、电动机输出功率：pp = w-d 耳由已知条件知卷筒效率为0・96,从电动机到输送带要经过一个V带，3对滚动轴承，2对圆柱齿轮，2个联轴器的效率损失，查表有：V带传动耳二0.96，滚动轴承—二0.96，圆柱齿轮耳二0.96，弹性联轴器耳二0.99，234卷筒轴滑动轴承耳二0.95，故

耳二qxq3xn2xn2xn二0.807,2.06122.060.807所以： p二Pw=0.807dn3、 电动机的额定功率p“ed查表选取电动机的额定功率PE厂3Kw4、 电动机的转速先推算电动机转速的可选范围，查表得V带传动的常用传动比I二2~4，圆柱齿轮减速传动比I=8〜60，则电动机转速的可选范围为：vN二Nx(2~4)x(8-40)二43.65x(2~4)x(8-40)二698.4~10476rmindw，可见同步转速为1000r；min,1500rmin,3000rmin的三种电动机均符合，这里初选同步转速为1000rmin和1500r.min的两种电动机进行比较，如表3-1。表3-1电动机型号及相关方案电动机型号额定功率Kw电动机转速rpm电动机质量传动装置的动比同步满载总传动比V带减速箱1Y100L1-43150014203432.712.513.0842Y132S-6310009606324.742.58.25由表中数据可知两个方案均可行，但方案一的电动机质量较小，且成本较低，各方面较符合标准，选用方案二，则电动机型号Y132S-6第四章计算传动装置的运动和动力参数、分配各级传动比1、传动装置总的传动比i二身=型二21.99

n43.65w2、分配各级传动比取V带传动的传动比i二2取V带传动的传动比i二2,vi2=-二丁=11.0，由展开式的高速v级是低速级的1.1~1.5倍。=J(l.l〜=J(l.l〜1.5人i3=3.632）低速级传动比：—2L9L二3.03i3.633计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机为0轴，减速器高速级为I轴，中间轴为II轴，低速级为皿轴,n二n二n二960r.min0VmTOC\o"1-5"\h\zn960 ..n=—o= =480rmini2Vn480 .n二」二 二132.23rmmi3.631n132.23 ..n=—2二 二43.64rmini3.0322、各轴输入功率按电动机额定功率p计算各轴的输入功率，即edp二p二3kw0edp=p=2.88kwV0p-pxqxq=2.88x0.99x0.96=2.74kwTOC\o"1-5"\h\z0 1 4p=pxqxq=2.74x0.99x0.96=2.63kw1 2 3p=pxqxq=2.63x0.99x0.96=2.57kw2 2 33、各轴转矩T=9550厶=9550x丄=29.84N.m0 n 9600T=9550p=9550x288=57.3N.mn 4801T=9550厶=9550x2.74=197.89N.mn 132.232r\T=9550p=9550x_一=575.53N.mn 43.643各级传动的相关参数如下表4-1.表4-1各级传动的相关参数项目电动机轴高速轴中间轴低速轴滚筒转速rpm960480132.2343.6443.64

功率kw32.882.742.632.57转矩N.m29.8457.3197.89575.53562.41传动比23.633.031效率0.960.950.960.98第五章、传动件的设计计算一、V带的设计1、 确定计算功率pca由表8-7査得工作情况系数K=1.2，故p=Kp=1.2x3=3.6kwAcaAed2、 选择V带的带型根据p与电动机转速n，由图8-11，选用A型带ca03、 确定带轮的基准直径d，并验算带速vd初选小带轮的基准直径dd1根据V带的带型，由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径d=150mm。d1验算速度v：兀dnV= 兀dnV= 1-0—60x10003.14x150x96060x1000=7.54m..s，因为5m；s<v<30ms，故合适。4、计算大带轮的基准直径由i=—o=d2，有d=ixd=2x150=300mm，根据表8-8,vnd d2v d11 d1圆整为d=315mmd25、确定V带的中心距a和基准长度L0d(1)根据式8-20,0.7(d+d)<a<2(d+d)，初定中心距d1 d2 0 d1 d2a=500mm 2a+Cd+d)+—d4 d2—计算所需基准长度。0 d0 02d1d2 4a0(2)L=2x500+—(150+300)+^00-150'=1718.11mm，由表8-2d0 2 4x500选带的基准长度为L=1750mm。d（3）按式a=a+一丄计算实际中心距02a=500+a=500+516mm26、 验算小带轮的包角a1a=180。—(d-d)x57,3°=163°>120。1 d2 d1 a7、 计算带的根数(1)计算单根V带的额定功率pr由d=150mm和n=960r.min，査表8-4a得P=1.971kw，根据TOC\o"1-5"\h\zd10' 0n=960rmin，i=2和A型带，査表8-5，得AP=0.1112kw，査表8-5得0 V 0K=0.948查表8-2得K=0.982，于是aLP=(P+AP)xKxK=1.94kwr0 0aL(2)计算V带的根数ZP3.6z=p=194=L86，所以取2根8、 计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0・105kg/m,所以(2.5—K)P (2.5—0.948)xl.2x3F—500x a—ca+qV2= x500+0.105x7.542=201.38NKZV 0.948x2x7.54a9、 计算压轴力aF—2ZFsin1=2x2x201.38x(sin163)/2=795NP 0 210、将以上结果整理下表得：表5-1V带的使用参数带型计算功率带速中心距基准长度小带轮包角根数带轮直径APca(kw)V(m/s)a(mm)Ld/mmaZ小带轮大带轮3.67.545161750163215030011、大带轮结构如下图所示二、高速级齿轮的设计（斜齿轮）1、选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数大齿轮的材料为45刚，硬度为240HBS,二者的材料硬度相差为40HBS（1） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动（2） 减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，选7级精度（3）选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，（4）选小齿轮的齿数为z二24，因它们的齿数比分别为卩二3.63，则大齿11轮齿数Z二24x3.63二87.82，取Z二88

2、选取螺旋角0=14。由设计公式进行计算d1t2^•ill•(SZEZ’Z0)2d1t1）确定公式内的各计算数值选取齿宽系数忙二1d材料的弹性影响系数Z=189.8MPa2E按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b =600MPa；大齿轮的接Hlim1触疲劳强度极限b =550MPa。Hlim2计算应力循环次数N=60njL=60x480x1x(2x6x300x5)=5.184x10s11h取接触疲劳寿命系数K二0.96，K二0.98。HN1 HN2计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,b]H1b]H1Kb—HN_lim1S0.96x6001二576MPab]H2b]H2Kb—HN2_lim2

S0.98x5501二539MPa取较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即［bH H1试选K二1.3Ht选取区域系数Z二2.5。H螺旋角系数：Z0»cos14o=0.985重合度系数：Z二0.674，£

(2)计算试算小齿轮分度圆直径d为：1t将数据带入公式可得'2x1.3x5.73x104x(88 +1)(189.8x2.5x0.674)2d=3 24 =40.159mm"\ 8824x5392计算圆周速度v兀dnV= 1^-1-60x兀dnV= 1^-1-60x1000=1.009m.s=60x1000计算尺宽b,齿高h和及模数mntb=0d=1x40.159=40.159mmd1t计算实际载荷系数k口H根据v=1.009m/s，7级精度，査得动载系数K=1.06v査得使用系数ka=1A查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式K=1.417HP由b/h=11.45，K=1.419查得K“=1.417，查得K=K=1.4HP Fp Ha Fa故载荷系数K=KKKK =1x1.06x1.4x1.417=2.103AVHaHP按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"d=d—=40.159x3巴103=47.143mm

1 113k \1.3t计算模数m\o"CurrentDocument"dcosp° 47.143xcos14° .心‘m=— = =1.906\o"CurrentDocument"z 2413、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为

：2KTYcos20m>3 丄0nez28' d1a1）确定公式内各计算数值①计算载荷系数K=1.3②螺旋角影响系数14。120①计算载荷系数K=1.3②螺旋角影响系数14。120。=1-1-905x而=°778③计算当量齿数③计算当量齿数v1Z 1-C0S3024v1Z 1-C0S3024coS314。=26.27Zv2Zc2cos3088 =96.33coS314④查取齿形系数④查取齿形系数查得Y=查得Y=2.64Fa1Y=2.21Fa2查取应力较正系数查取应力较正系数查得Y查得Y=1.62saiY=1.79Sa2查弯曲疲劳轻度查弯曲疲劳轻度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=380MPa⑦查图取弯曲疲劳寿命系数K=0.85FN1KFN2=0.88⑧计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得t⑧计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得t]=F1t]=F2Kt0.85x500-fn1―fe1— MPa—303.57MPaS 1.4K t 0.88x380fn2fe2— MPa—238.86MPaS 1.4计算大、小齿轮的YY计算大、小齿轮的YY—F~~saF」并加以比较YY~YY~F^i~=F1=0^409YY2 2—害=YY2 2—害=0.01656YY大齿轮的数值大，所以选取甘=0.0165F（2）设计计算：■2KTYcos2卩YY'飞 —m' d1 F1x242；24335.733104x0677x山8c^14。乂。.。血1x242=1.281mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，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，可取由弯曲强度算得的模数m=2,并但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度n算得分度圆直径d=31.692mm，来计算应有的齿数，于是有：1dcosB 47.143xcos14。z=— = =22.871m 2n取z2=23z=iz=3.41x23=78.4321取z=79

2设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）计算中心距(z+z)m(z+z)ma= 1 2 +12cosB=(23+79)32=105.122mm2xcos14。将中心距圆整为105mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos二2m2a3）计算大、小齿轮的分度圆直径zm二一1_11zm二一1_11cosB=47.35mmcosl3.73。zm二一2_12cosB=162.65mmcosl3.73。4）计算齿轮宽度b=0d=47.35x1=47.35mmd1取B=48mm，B=56mm

125）结构设计对于大齿轮，由于齿轮齿顶圆直径大于160mm而小于500mm,故选用腹板式结构的齿轮。对于小齿轮，由于齿轮齿顶圆直径小于500mm，故选用腹板式结构的齿轮。三、低速级齿轮设计（直齿）1、选等级精度、材料及齿数材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选用直齿圆柱齿轮传动。压力角a=20。。7级精度。选择小齿轮齿数z=22，大齿轮齿数z=3.03x22=66.66，取z=670TOC\o"1-5"\h\z4 42、按齿面接触强度设计由设计公式进行计算Z\o"CurrentDocument",i'2KTi+1

d> —Z2t3ei

d 31）确定公式内的各计算数值①选取齿宽系数忙二1d材料的弹性影响系数Z=189.8MPa2E按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限& 二600MPa；大齿轮的

接触疲劳强度极限b =550MPa。Hlim4计算应力循环次数N=60njL=60x137.83x1x(2x6x300x5)=1.489x10s12hN—i

N—i

i35.842x1086722=0.489x108取接触疲劳寿命系数取接触疲劳寿命系数K =1.1，K =1.15。HN1 HN2计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，b]H1b]H1Kb—HN1_limlSl.lx6001MPa=660MPab]b]=Khn2biim2=1.15X550MPa=632.5MPah2S 1故取较小者为许用应力：[b]=[b]=632.5MPaH H2试选K=1.3Ht选取区域系数Z=2.5。，H2）计算①试算小齿轮分度圆直径d为：d2■2x1.3x1.39x1056722d2■2x1.3x1.39x1056722+125x189.8x0.878、

匕X)2632.5=59.28mm②计算圆周速度vKdn3^^—60x1000兀x59.28xl37.83ms=600000.428ms③计算尺宽bb=Q*d=1x59.28mm=59.28mmd2t④计算实际载荷系数7级精度，査得动载系数K二1v査得使用系数K=1A査得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 K=1.416査得K=1.2,④计算实际载荷系数7级精度，査得动载系数K二1v査得使用系数K=1A査得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 K=1.416査得K=1.2,故载荷系数K=KKKK=1x1x1.2x1.416=1.699AVHaH卩按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：'—=59.28xa.'1^699mm=64.81mm31\K 1.3计算模数md 64.81=—=mm=2.94mmz2233、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为2KTYFt_H_&9z2d31）确定公式内各计算数值①计算载荷系数K=KKKK =1x1x1.2x1.421=VHaH卩1.699查取齿形系数查得YFa1=2.64Y=2.21Fa2查取应力较正系数查得Y=1.57sai查弯曲疲劳轻度Y=1.74Sa2小齿轮的弯曲疲劳强度极限b=500MPaFlim3大齿轮的弯曲疲劳强度极限b =380MPaFlim4⑤）査图取弯曲疲劳寿命系数K=0.85K=0.88FN3 FN4⑥计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得t］二Kfn3^FE3二0.855500MPa二303.57MPaF3S 1.4「］Kt0.885380-t」=fn_fe4二 MPa二238.86MPaF4S 1.4YY—Fa_S」-计算大、小齿轮的 f」并加以比较YY―|Fa3~^04F32.6451.57303.57二0.0137YY―~」a4F42.21x1.74238.86=0.0161取较大值，即Li[t]F=冶=0.0161F4(2)设计计算：1x222；2x1.3J38510550.692x0.0161mm二2.023mm1x222对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，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，可取由弯曲强度算得的模数m=3,并但n为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d=64.81mm，来计算应有的齿数，于是有：364.81二64.81二21.613m取z3二22z=iz=3.01522=6733取z=67设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）分度圆直径d=zm=22x3mm=66mm3 3nd=zm=67x3mm=201mm44n（2）中心距d+d66+201a=i亠= =133.5mm223）计算齿轮宽度b=Qd=1x66=66mmd3取B=75mm,B=67mm344）结构设计对于大齿轮，由于齿轮齿顶圆的直径大于400mm而小1000m,故大齿轮选择轮辐结构的齿轮；对于小齿轮，由于齿轮齿顶圆直径大于160mm而小于500mm，故选用腹板式结构的齿轮。四、减速箱内部参数说明表5-1减速箱内部参数说明名称参数传动高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数Z23792267模数m2233分度圆直径d47.35162.6566201齿宽b56487567中心距a105133.5第六章轴的设计计算、选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故低速轴和中间轴选择45钢，调质处理；高速轴选择40Cr钢，调质处理。初步估计最小轴径查表15-3，取Aq二112TOC\o"1-5"\h\zIp 1288高速轴d二Ax爲」二112x3 二20.35mm，取d>20mm\o"CurrentDocument"03n A1480 11[P i274中间轴d二Ax3二112x3 二30.76mm，取d>20mm\o"CurrentDocument"03n 3132.23 22\p In低速轴d=Ax3=112x3 =43.91mm，取d>40mm\o"CurrentDocument"1 0*n \43.64 33考虑到三个轴均要安装键槽，所以轴的直径需要增加5-10%，并且低速轴的最小直径就是联轴器的直径。取d1二25mmd2-35mmd3二45mm三、中间轴的结构设计IIIIIIIVVVI1、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（表6-1）II段：最小直径，滚动轴承初轴段，取d=35mm l=31mmIII段：低速级小齿轮轴段，取d=40mml=80mmIV段：轴肩段，取d=45mml=10mmV段：高速级大齿轮轴段，取d=40mm l=43mmVI段：滚动轴承及套筒段，取d=35mm l=33.5mm表6-1中间轴的尺寸结论

I-IIii-mm-ww-vv-w直径3545454035长度3180104333.5H72、选择齿轮轮觳与轴的配合为丘;半联轴器与轴的连接，选用平键为H76mmx6mmx32mm，半联轴器与轴的配合为16。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选择轴的直径尺寸公差为m6。四、中间轴的校核1、选择轴的材料,确定许用应力选择轴的材料为45钢,正火处理,查阅资料可得其强度为：c二600MPaQ二300MPaQ二275MPa,t二140MPaTOC\o"1-5"\h\zb s -1 -1许用应力查的为：CL200MPa,CL95MPa,CL55MPa+1b ab -1b2、计算轴上的载荷162圆周力\o"CurrentDocument"F=聖=2決咏89"°3=2433.3t1 d162圆周力2径向力…呂二2%咏89%103二径向力…呂二2%咏89%103二5996.7t2 d1F=Ftanr1 t166p=911-7轴向力F二ftant2r2/cos旷2182・6Fa1二F•tan0二594.5t13、轴的受力分析轴的支撑跨度

l1二70mml1二70mm=64mm2l=62mm3①水平支反力②FAx=3931.9NF=4498.1NBx③垂直面支反力④Faz=-1151.7NF=119.2NBz水平弯矩M=275233mmAxM=27888202mmBx

垂直弯矩M=7390.4N•mm1M2=80619N・mmM3=55738・11N・mm合成弯矩M1=278980.1N・mmM2=286797・1N・mmM1=284397.6N・mm从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面2是危险截面。4、核轴的强度截面2的当量弯矩4、核轴的强度截面2的当量弯矩a=0.6故◎ca:m+(xT》■22I1W=10.79Mpa< 1]=60查表可知材料为45钢,正火处理的故安全.第七章滚动轴承的选择及计算、滚动轴承的选择初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用价格低廉的深沟球轴承，综合考虑取：高速轴：轴承的型号为6206；

中间轴：轴承的型号为6207；低速轴：轴承的型号为6211。轴承寿命的校核因为3年一大修，故3年换一次轴承t=3x16x300=14400h径向载荷Fn=2903.529NF=—605.781Nr2轴向载荷F=302.709Na1对于6207轴承，FC=0.0224插值法,得e=0.22aorFFal<e,―a2=0所以，有P=FFF rr12因而轴承的当量动载荷为P=F=2903.529N11P=F=2773.9248N22对于轴承1Lh1106 Lh1106 (19.8x103丫60x132.23(4097.1丿=15226.5>14400h满足寿命要求h2106 (h2106 (19.8x103Y60x132.23(4499.6=16739.71>14400h满足寿命要求。三、各个轴的轴承端盖计算1、由低速中轴承为6211号轴承，査表15-3，轴承外径D=100mm，故由表9-9的凸缘式轴承盖选择中，选螺钉直径为d=8mm，螺钉数4个，则有：3

D=D+2.5d=100+2.5x8=120mm03D=D+2.5d=120+2.5x8=140mm203e=1.2d=9.6mm32、同理中间轴为6207号轴承，轴承外径D=72mm选螺钉直径为d3螺钉数4个，则有：D=D+2.5d=72+2.5x8=92mm03D=D+2.5d=92+2.5*8=112mm203e=1.2d=9.6mm33、同理高速轴轴为6206号轴承，轴承外径D=62mm，选螺钉直径为d38mm，8mm，螺钉数8mm，8mm，D=D+2.5d=62+2.5x8=82mm03D=D+2.5d=82+2.5*8=102mm203e=1.2d=9.6mm3第八章键连接的选择及校核计算一、中间轴键连接的选择及校核1、低速级小齿轮：选用圆头平键（A型）bxh=12x&l=63mm,t=5mm校核键的强度2000Tkld4000Thld2000Tkld4000Thld4000x143.28x40x（36-12）=74.583MPa<满足强度要求。2满足强度要求。2、高速级打齿轮：选用圆头平键（A型）bxh=12x8,l=36mm,t=5mm校核键的强度。2000Tkld4000Thld2000Tkld4000Thld4000x143.28x40x（36-12）=74.583MPa<满足强度要求。第九章联轴器的选择联轴器的计算转矩T二KT，査表14-1,考虑转矩变化很小，故取caA3K二1.3，则：AT二KT=1.3x428600二557180N-mmca A3按照计算转矩t 应小于联轴器公称转矩的条件，査表17-4,选用HL3型ca弹性柱销联轴器，其公称扭矩为630000N-mm。半联轴器的孔径是50mm，长度L=112mm。第十章减速器附件的选择一、减速器附件的选择为了保证减速器的正常工作，出了对齿轮，轴，轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与想座的精确定位、掉装等辅助零件和部件的合理选择和设计。1.窥视孔视孔盖规格为120x90,为了检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔的盖板用螺钉固定在箱体上。材料为Q2352.通气孔通气器为M27x1.6,减速器工作时，箱体内的温度升高，气体膨胀，压力增加,为了箱体内的膨胀空气能自由排除,以保持箱体内的压力平衡,不致使润滑油沿分箱面或轴申密封件等其他地方渗漏,通常在箱体的顶部装设通气孔。材料为Q235・轴承盖凸缘式轴承盖，六角螺栓M8,固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。我们采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上。外伸轴出的轴盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT2004，定位销M12x40,为了保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工