带式输送机传动装置设计答辩

青岛理工大学琴岛学院

课程设计说明书课题名称：带式输送机传动装置设计学院：机电工程系专业班级：机械设计制造及其自动化134班学号：学生：张胜指导老师：青岛理工大学琴岛学院教务处2015年12月24日

机械设计课程设计》评阅书题目带式输送机传动装置设计学生姓名张胜 学号指导教师评语及成绩指导教师签名：年月日答辩评语及成绩答辩教师签名：年月日教研室意见总成绩：室主任签名：年 月 日

摘要本次课程设计是设计一个二级减速器，根据设计要求确定传动方案，通过比较所给的四种方案，选择C方案，做为设计方案。设计过程根据所给运输机工作轴的转矩、带速、卷筒直径和传动效率。确定所选电动机的功率，再确定电动机的转速范围，进而选出所需要的最佳电动机。计算总传动比并分配各级传动比，计算各轴的转速、转矩和各轴的输入功率。对传动件的设计，先设计齿轮，从高速轴齿轮设计开始，根据功率要求、转速、传动比，及其其他要求，按齿轮的设计步骤设计，最后确定齿轮的齿数，模数，螺旋角等一系列参数。本次课程设计我采用的是斜齿轮，斜齿轮的优点是：（1）效率高，在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高；（2）结构紧凑，在同样的使用条件的下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；（3）工作可靠、寿命长，设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的；（4）传动比稳定，传动比稳定往往是传动性能的基本要求。之后设计齿轮的结构，按《机械设计》所讲的那样设计，按同样的方法对低速级进行设计，接下来对箱体进行大体设计，设计轴的过程中将完成对箱体的总体设计，设计轴主要确定轴的各段轴径及其长度，在此设计过程中完成了对一些附加件的设计包括对轴承的初选，主要是根据轴的轴向及周向定位要求来选定，然后对轴进行强度校核，主要针对危险截面。这个过程包括一般强度校核和精密校核。并对轴承进行寿命计算，对键进行校核。设计过程中主要依据《课程设计》，对一些标准件和其他的一些部件进行选择查取，依据数学公式和经验进行对数据的具体确定。关键字：减速器齿轮轴承键关键字：减速器齿轮轴承键/r/r箱目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1设计任务 -1-\o"CurrentDocument"1.1课程设计的目的 -1-\o"CurrentDocument"1.2课程设计要求 -1-\o"CurrentDocument"2传动系统方案的拟定 -2-\o"CurrentDocument"2.1组成 -2-\o"CurrentDocument"2.2特点 -2-\o"CurrentDocument"2.3确定传动方案 -2-\o"CurrentDocument"2.4.选择二级圆斜齿轮减速器（展开式） -2-\o"CurrentDocument"3电动机选择 -3-选择电动机的类型 -3-\o"CurrentDocument"选择电动机容量 -3-\o"CurrentDocument"3.3电动机的转速 -4-\o"CurrentDocument"3.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸 -4-\o"CurrentDocument"3.5计算传动装置的运动和动力参数 -4-\o"CurrentDocument"齿轮的设计 6\o"CurrentDocument"4.1高速级齿轮传动的设计计算 -6-低速级齿轮传动的设计计算 -12-\o"CurrentDocument"轴的拟定 18\o"CurrentDocument"5.1联轴器的设计及选择 18初选滚动轴承的类型及轴的支承形式 19\o"CurrentDocument"轴承盖的结构 19\o"CurrentDocument"滚动轴承的润滑与密封 19\o"CurrentDocument"确定齿轮位置和箱体内壁线 19轴与滚动轴承的设计、校核计算 -20-6.1低速轴的设计 -20-6.2高速轴的设计 -21-6.3输出轴的校核 -22-7键的设计计算及校核 -24-7.1.选择键联接的类型和尺寸 -24-8箱体结构的设计 -24-结 论 27致 谢 281设计任务1.1课程设计的目的该课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和拓展所学的知识通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的能力的训练。1.2课程设计要求1•两级减速器装配图一张（A0）2•零件工作图两张（A3）3•设计说明书一份课程设计的数据课程设计的题目是：带式输送机减速系统设计工作条件：运输机连续单向运转,有轻微振动,经常满载，空载起动,两班制工作，使用期限10年。卷筒直径D=400mm，带速=1.1m/s,带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2.5KN2传动系统方案的拟定2.1组成机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速，转矩的大小或改变运动形式,以适应工作机功能要求。2.2特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。2.3确定传动方案综合比较带式输送机的四种传动方案，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。2.4选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）图2-1传动装置总体设计简图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示电动机选择3.1选择电动机的类型电动机选择包括选择类型、结构形式、容量(功率)和转速，并确定型号。电动机类型和结构形式选择工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。最常用的电动机是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，使用与不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好，页适用于某些要求较高的启动转矩的机械。常用的是封闭式Y(IP44)系列。3.2选择电动机容量选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。电动机容量主要由发热条件而定。电动机发热与工作情况有关。对于载荷不变或变化不大，且在常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率，工作时就不会过热，可不进行发热计算。这类电动机按下述步骤确定：3.2.1工作机所需功率Pw工作机所需功率P应由机器工作阻力和运动参数计算确定。w已知输送带速度V(m/s)与卷筒直径D(mm)，则卷筒轴转速n为：TOC\o"1-5"\h\zn=(60x1000v)/nDr/min= (1000x60xl.l)/400n~52.55/min (3-1)W已知带式输送机驱动卷筒的圆周力(牵引力)F(N)和输送带速V(m/s)，则

卷筒轴所需功率为：P二FV/1000二2.75kw (3-2)3・2・2电动机的输出功率Pd“——电动机至工作机主动轴之间的总效率，即：\o"CurrentDocument"0.983x0.972x0.992x0.96沁0.833 (3-3)式中，耳,n,n,耳为电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率，由2 3 4表2-4查的其数值为：弹性联轴器n=0.99、滚动轴承n=0.96、圆柱齿轮传动12n=0.97、卷筒滑动轴承n=0.98。34电动机的输出功率P为dP二P/n二2.75/0.833二3.3kw (3-4)dI总3.2.3确定电动机额p定功率ed

ed根据计算出的功率P可选定电动机的额定功率P。应使P等于或稍大于edTOC\o"1-5"\h\zd ed edP。故，按表20-1选取电动机额定功率P=4kWd ed3.3电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-2查的两(3-5)级圆柱齿轮(展开式)传动比范围i=8—60(3-5)\o"CurrentDocument"P'二n-i二420〜3153r/mind w选定的型号为Y132M1-63.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸L图3-1电动机外形表3.1电动机型号电动机型号HABCDEFXGDGKABADACHDAABBHALY132M13221617889388010X833122802102703156023818515由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸,并列上表。3.2传动装置的总传动比及其分配对于二级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比i和低速级传动比i可按下列方法分配：(3-6)(3-7)2 i=(1.1~1.5)i(3-6)(3-7)2总传动比为：i=n/n=960/52.55=18.2总mw取i二4.68，则低速级传动比为：i=3.9123.5计算传动装置的运动和动力参数各轴转速n(r/min)传动装置的各轴转速为：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"n二960r/min (3-8)1\o"CurrentDocument"n二n/i二960/4.68二205.13r/min (3-9)11n二n/i二205.13/3.9二52.62r/min (3-10)\o"CurrentDocument"2 23・5・2各轴输入功率P(kW)各轴输入功率分别为：P=P=3.3kw (3-11)OedP=Pf=3.3X0.99kW=3.267kW (3-12)Ied1P=P-nF=3.26X0.99X0.97kW=3.105kW (3-13)I2 3P=P-n-n=3.10X0.99X0.97kW=3.01kW (3-14)II2 33・5・3各轴输入转矩T(N-m)各轴的输入转矩分别为：T二9550P/n二32.50N•m (3-15)111T二9550P/n二144.56N•m (3-16)2 2T二9550P/n二546.5N•m (3-17)3 3 3T二T二9550P/n二546.5N•m (3-17)3 3 333项目电动机高速轴I中间轴II低速轴III转速(r/min)960950.4205.1352.6功率（kW）43.2673.1053.01转矩(N-mm)32830144560546500表3.2方案对比表表3.2方案对比表传动比4.683.9效率0.990.98030.9694齿轮的设计本次课程设计我采用的是斜齿软齿面圆柱齿轮，齿轮的优点是：（1）效率高，在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高；（2）结构紧凑，在同样的使用条件的下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；（3）工作可靠、寿命长，设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的；（4）传动比稳定，传动比稳定往往是传动性能的基本要求。设计齿轮的要求是：（1）高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度；（2）齿面由较高硬度、耐磨性；（3）轮齿芯部要有足够的强度和韧度。故齿轮的设计按下述步骤：高速级齿轮传动的设计计算4.1.1选齿轮类型、材料、精度等级及齿数（1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（2） 选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用40Cr钢调质淬火处理，小齿轮齿硬度为50HRC。大齿轮选用45钢调质淬火，齿面硬度为45HRC，初选螺旋角B=14。压力角a=20。（3） 选择齿轮精度等级；按GB/T10095—1998，选择6级。（4） 选择齿轮齿数；取小齿轮齿数z=18，大齿轮齿数z二zxi=851211传动比误差i=u=厶=4.72z14.1.2按齿面接触强度设计计算；,、3；2KT__u土1（ZZZZTOC\o"1-5"\h\zd>jx X（―H d）2 （4-1）1t © u Q]d H（1）确定公式内各参数的值:1） 试选载荷系数K=1.3。t2） 计算小齿轮传递的转矩。T=32.5N•m （4-2）13） 由课本P表10-20选取z=2.43203 H

4） 由课本P表10-7选取齿宽系数①二0.8。205d5） 计算重合度系数Za二a二arctan(tana/cosB)二arctan(tan20°/cos14°)=20.562° (4-3)tn\o"CurrentDocument"a二arccos[zcosa/(z+2h*cosP)]=32.31° (4-4)at1 1t1an\o"CurrentDocument"a=arccos[zcosa/(z+2h*cosP)]=23.74 (4-5)at2 2t2an\o"CurrentDocument"£=[z(tana-tana')+z(tana-tana')]/2兀=1.612 (4-6)t(4-7)(4-8)(4-9)1Z=189.8MPa2。t(4-7)(4-8)(4-9)1Z=189.8MPa2。E£=©ztanP/k=1.143TOC\o"1-5"\h\zP ¥亠4-£ £Z= —a（1-£+亠=0.772\o"CurrentDocument"£ . 3 P） £* a6） 计算螺旋角系数zpZ=cosP=0.985P7） 由课本P表10-6选取弹性影响系数2018） 由课本P图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限209b =1000MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限b =950MPa。Hlim1 Hlim29） 由课本P公式10-13计算应力值环数2064-14-11)N=60njL=60x1440x1x(2x8x300x10)h=2.76x109h4-14-11)1 1h0)N2=气=5・77x10810） 查课本P图10-19查得接触疲劳寿命系数：KHN1=0.89KHN2=0.92207 1 211） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,应用P公式(10-12)得:2054-12)4-134-12)4-13)(4-14)(4-15)[b]=HN1_Hlim1=0.90x1000=890=MPaH1 SKb[b]二HN2Hlim2=0.95x1000=874MPaH2S(2)设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得：1t3.2KT__~u±1__ZZZZd> x x(―HE―£―)2=29.35mm1f © u [b]'d H计算圆周速度v。kdnv= 1t+-60x1000m/skdnv= 1t+-60x1000m/s俎.48m/s60x1000

3） 计算齿宽b。b=0xd=0.8x39.34mm=23.48mm （4-16）TOC\o"1-5"\h\zd 1t4） 计算载荷系数。根据v=1.48m/s,6级精度，由课本P图10-8查得动载荷系数K=1.04;194 v齿轮圆周力F=2T/d=2.711x103N （4-17）\o"CurrentDocument"t1 11tKF/b=144.3N/mm>100N/mm （4-18）At1查得课本PK=1.1195H由课本p冲表10-2查得使用系数K=1.25；193 A由课本P表10-4用插值法查得6级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，196K=1.285。H载荷系数为：K=KKKK=1.838AVHaHP按实际载荷系数所算得的分度圆直径3\~K~ 3i1838d=d 4=29.35x =32.944mm1 1tK 1.31Ht计算模数mm=dcosP/z=1.76mm114.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3：2KYYTcos2卩YYm三 F^-^ (FaSa)nt 0z2 Q]1 d1 F确定公式内各计算数值试选K=1.3Ft计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y£P=arctan(tanPtana)=13.140;bt££ =a=1.712avcos2Pb=0.25+0.75/£ =0.688£ av计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YpPP=1-£ =0.8674-19)4-204-19)4-20)4-21)4-22)4-23)4-24)4-25)(4-26)4） 由课本P图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c207大齿轮的弯曲疲劳强度极限c =500MPa；Flim25） 由课本P图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.90,206 FN16） 计算弯曲疲劳许用应力。Flim1FN2取弯曲疲安全系数"4,由式2]=手得[c]=Kn1CFE1=0.90x580=372.86MPa1S 1.4=护=328^7MPaYF7）计算大、小齿轮的F绻并加以比较[c]F当量齿数z=z/cos3p=19.70v1 1z=z/cos3pv2 1查课本由P表10-5得200查课本由P表10-5得200

YF二93.04=2.88；Fa1=1.54Sa1=2.21Fa2=1.79Sa2FaSa1=0.0112[c]F1YFFee—Sa2==0.01200]F2YF以为大齿轮的T片大于小齿轮,[c]F计算模数所以取YF-F升=0.0120Q]F2）3m>

nt2KTYYcos2pyYF^-L£P （FaSa）=1.3900Z2 [C]f d1 F调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的准备计算圆周速度ud=mz/cosB=25.80mm1nt1兀dnu=i=1.29m/s60x1000b=0d=20.64mmd1=580MPa；=0.92；（4-27）（4-28）（4-29）（4-30）（4-31）（4-32）（4-33）（4-34）（4-35）（4-36）h=(2h*+c*)m=3.13 (4-37)annntb/h=6.60 (4-38)计算实际载荷系数KF根据v=1.29,6级精度，查得K二1.02vF二2T/d二3.085x103N (4-39)t1 11KF/b二184.2N/mm>100N/mm (4-40)At1查得齿间载荷分配系数有插值法查得Kc二1.415，结合h/b=13.75,得Kn=1.40Hp Fp则载荷系数为K二KKKK二2.18 (4-41)AVHaHP按实际载荷系数算的齿轮模数;km=m3f=1.43mm (4-42)nMK1Ft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，可取由弯曲强的算得的模数m=1.43并就近圆整为标准值m=2,按接触强度算得的分度圆直径d]=29.36mm，算出小齿轮齿数z=dcosp/m=14.24 (4-43)1 1 n取小齿轮齿数17大齿轮的齿数 z=uxz=80 (4-44)21这样设计出的齿轮传动，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。4.1.4几何尺寸计算计算中心距(z+z)(z+z)ma= 1 2n=2cosp(17+80)x22xcosl4=99.97mm4-45)考虑模数从1.43mm增大到2mm，将中心距圆整至100mm按圆整后的中心距修正螺旋角p=arccos^1+2)%n=8.19。 (4-46)2a计算分度圆直径zmd二一=34.35mm (4-47)1cosp

zmd二_n=161.64mm (4-48)2cosB(4)计算齿轮宽度bFd二0.8x34.35mm二27.47mm (4-49)d1圆整后取b二27mmb二32mm214.1.5圆整中心距后的强度校核齿面接触疲劳强度校核K=1.25，根据u=比=1.5m/s, 6级精度，查得K=1.03A 60x1000 v齿轮圆周力F=2T/d=2.73x103N (4-50)t1 11tKF/b=145.3N/mm>100N/mm (4-51)At1查得课本P K=1.1195 Ha由课本表10-4用插值法查得6级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,196K=1.285HB载荷系数为：K=KKKK=1.820 (4-52)AVHaHB计算重合度系数Z£a=arctan(tana/cosB)=arctan(tan20°/cos17.64°)=20.45° (4-53)tna=arccos[zcosa/(z+2h*cos卩)]=31.82° (4-54)at1 1t1ana=arccos[zcosa/(z+2h*cosB)]=23.51 (4-55)at2 2t2an£=[z(tana-tana')+z(tana-tana')]/2k=1.634 (4-56)a1 at1 t2at2 ts=^ztanB/兀=1.082 (4-57)i4-£ £i4-£ £Z=a(1—£ +_^=0.598£ 3 B) £、 a计算螺旋角系数ZBZp=JcosB=0.988 (4-59)12ktu+1g= -H-1x——xZZZZ=815.98MPa<Q]H0d3u HE£B H'd1满足斜齿面解除疲劳强度条件计算实际载荷系数-FK=1.25A根据U=1.5,6级精度，查得K=1.03v由F二2T/d二3.08由F二2T/d二3.08x103Nt1 11KF/b二184.2N/mm>100N/mmAt1查得齿间载荷分配系数K二1.1Fix有插值法查得K。=1.28，结合h/b=6.92,得K。HP FP则载荷系数为K二KKKK二1.74AVHx由当量齿数z=z/cos3Pv1 1z=z/COS3Pv2 1查课本由P表10-5得200

查课本由P表10-5得200计算弯曲疲劳强2度用重合度系数Y£HP二20.44二95.76=2.83；Fa1=1.55Sa1=2.20Fa2=1.79Sa2=1.234-60)(4-61)4-62)4-63)4-64)4-65)4-66)(4-67)(4-68)(4-69)P=arctan(tanPtanx)=11.83°bt££ =x=1.71xv cos2PbY=0.25+0.75/£二0.69£ xv计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YpY=1-£丄=0.88PP1202KTYYYYcos2Pa=F1FaSa£P =359.9MPaF1 ©m3z2dn12KTYYYYcos2Pa=F1FaSa£p =322.3MPaF2 ©m3z2dn2齿根弯曲疲劳强度满足要求4.2低速级齿轮传动的设计计算4.2.1选齿轮类型、材料、精度等级及齿数选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用40Cr调质淬火，小齿轮齿面硬度为50HRC。大齿轮选用45钢调质淬火，齿面硬度为45HRC选择齿轮精度等级；按GB/T10095—1998，选择6级。选择齿轮齿数；为了保证低速级大齿轮的油浸深度，取z=17，z=67传动比误差i=3.94，Ai=0.8%<5%。4.2.2按齿面接触强度设计计算3d> 一1t ©id（1）确定公式内各参数的值:1） 试选载荷系数K=1.3。t2） 计算小齿轮传递的转矩。,2KTu土1ZZZZ.—X X(—H_E_s—H__E__s__)2[c]H4-70)T=144.560x103N•mm1由课本P表10-20选取Z203 H由课本P表10-7选取齿宽系数①205 d计算重合度系数Z8a=arctan(tana/cosB)二arctan(tan20°/cos14°)=20.562°tna=arccos[zcosa/(z+2h*cosB)]=32.82°at1 1t1ana =arccos[zcosa/(z+2h*cosB)]=24.50°at2 2t2an8=[z(tana-tana')+z(tana-tana')]/2兀=1.590a1 at1 t2 at2s=©ztanB/兀=1.079B(LA Z=84-71)=2.43=0.8。(4-72)(4-73)(4-74)(4-75)(4-76).4-8 S*(1-8 +-X=0.784■ 3 B)8a6)计算螺旋角系数z=.cosB=0.985由课本p201由课本P20=1000MZ7)8）Hlim1(4-77)iZ=189.8MPa2E表10-6选取弹性影响系数图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限\Pa;大齿轮的接触疲劳强度极限c =950MPa。Hlim2由课本P公式10-13计算应力值环数206N=60njL=60x1440x1x(2x8x300x10)h=9.96x108h1 1h”N=N1/=5.90x1082 /u查课本P图10-19查得接触疲劳寿命系数：K=0.92207 HN1计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,应用P公式(10-12)得：205Kc[c]=HN1_Hlim1=0.92x1000Pa=920MPaH1SKc[c]二HN2~Hlim2=0.96x950=912MPaH2S4-78)4-79)K=0.96HN24-80)4-81)1)试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得:1t4-82)4-83)4-84),3.2KTu4-82)4-83)4-84)d> x x(—HE—)2=27.26mm1t 98u Q]'da H2)计算圆周速度v。ndn nx52.66x346v= = m/s~0.293m/s60x1000 60x1000计算齿宽b。b=Qxd=0.8X27・26mm=21・80mmd1t计算载荷系数。根据v二0.29m/s,6级精度，由课本P图10-8查得动载荷系数K=1.01；194 v齿轮圆周力F二2T/d二1.061x104N (4-85)4-86)t1 14-86)KF/b=608N/mmAt1查得课本PK二1.1195H由课本P表10-2查得使用系数K=1.25；193 A由课本P表10-4用插值法查得6级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,196K=1.284。载荷系数为:K二KKKK二1.784 (4-87)AVHaHP6)按实际载荷系数所算得的分度圆直径31k 3■]784d=d：—^=27.26X =30.626mm (4-88)11t — 1.31Ht7)计算模数mm=dcosP/z=1.748mm (4-89)114.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式4-90)(4-91)4-92)3.2KYYTcos2pYYm三 F^-4-90)(4-91)4-92)nt 9Z2 Q]' d1 F1)确定公式内各计算数值试选K二1.3Ft计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y8P=arctan(tanPtana)=13.140°bt88 =a二1.68av cos2P二0.25+0.75/£二0.697 (4-93)TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"£ av计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YrP 卩=1—£ =0.874 (4-94)\o"CurrentDocument"R R120由课本P图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限由课本P图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c =580MPa；207大齿轮的弯曲疲劳强度极限c =500MPa；Flim25） 由课本P图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.92,206 FN16） 计算弯曲疲劳许用应力。4)Flim1K二0.96；FN2取弯曲疲安全系数"4,由式Q]=今得4-95)Kc4-95)Q]=n1fe1=381.1MPa1S(4-96)Kc(4-96)[c]=N2fe2=342.8MPa2SYF7)计算大、小齿轮的」a存并加以比较[c]F由当量齿数z=z/cos3Rv1 1z=z/cos3Rv2 1查课本由P表10-5得200查课本由P表10-5得200YF2.71x1.57二18.61二73.34=2.71；Fa1=1.57Sa1=2.24Fa2=1.76Sa24-97)4-98)Fa~Sa1= =0.0111[c] 381.1F1YF FSa2[c]F2气护=0.0114YF以为大齿轮的—a升大于小齿轮，所以取[c]F2）计算模数YF-F升=0.0114Q]F4-99)4-100)3'2KTYYcos2RyYm> R (FaSa)=2.326nt 0z2 Q]1 d1 F(3)调整齿轮模数4-101)1）计算实际载荷系数前的准备计算圆周速度ud=mz/cosR=39.54mm1nt1u= =0.425m/s60x10004-102)b=0d=31.63mmd1(4-104)h=（2h*+c*）m=5.234 （4-105）annntb/h=6.043 （4-106）2）计算实际载荷系数KF根据u=0.425,6级精度，查得K二1.02v由F二2T/d二7.31x103N （4-107）t1 11KF/b二288.9N/mm （4-108）At1查得齿间载荷分配系数K二1.1Fa有插值法查得KH3=1.285，结合h/b=6.043,得KFa=1.23则载荷系数K二KKKK二1.725 （4-109）AVHaHP按实际载荷系数算的齿轮模数:km=m3I=2.56mm （4-110）nntKFt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，可取由弯曲强的算得的模数m=1.75并就近圆整为标准值m=2,按接触强度算得的分度圆直径d]=39.54mm，算出小齿轮齿数z=dcosP/m=19.11 1 n（4-111）取小齿轮齿数23大齿轮的齿数z=uxz=7921（4-112）取大齿轮齿数90这样设计出的齿轮传动，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。4.2.4几何尺寸计算1）计算中心距4-113）（d+d）4-113）a= 1 2n=120mmcosP考虑模数从1.74mm增大到2mm，将中心距圆整至120mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角P=arccos十J"n=19.66 （4-114）2a

zmd=—i_亠=48.94mm (4-115)cosBzmd二_n=191.48mm (4-116)cosB4-117)(4)计算齿轮宽度b=Qd=0.8x48.94mm=4-117)d1圆整后取b=41圆整后取b=41mm2b=46mm1表4.1方案对比表齿轮1齿轮2齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数z齿宽B(mm)中心距a(mm)173210080272341齿数z齿宽B(mm)中心距a(mm)1732100802723411209046模数m(mm)压力角a202020压力角a20202020齿顶高系数h*a顶隙系数c*0.250.250.250.25分度圆直径d34.35顶隙系数c*0.250.250.250.25分度圆直径d34.35161.6448.94191.48变位系数x齿顶高ha齿根高h齿顶圆直径da38.36165.6452.94195.48齿根圆直径h32.78156.6443.94186.48

齿顶圆直径da38.36165.6452.94195.48齿根圆直径h32.78156.6443.94186.48轴的拟定5.1联轴器的设计及选择类型选择联轴器的类型根据工作要求选定。联接电动机与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器，弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可移式联轴器。联轴器的设计计算（1）高速轴的联轴器的选择已知P=3.267kwn=960r/minT=32.5x103N・mm；选取轴的材料为45TOC\o"1-5"\h\zI I I钢，调质处理；查课本P表15-3,取A=112,所以得高速轴的最小直径处算为:i 370 0,p 3267\o"CurrentDocument"d=A3‘一=112x3mm=17.36mm （5-1）min N 9600'1输出轴的最小径安装联轴器处d为使所选孔直径与联轴器的孔径相适应，故要选取相适应的联轴器。TOC\o"1-5"\h\z联轴器的计算转矩查课本P表14-1，选取K=1.3，所以转矩为：351 A\o"CurrentDocument"T=KT=1.3x36.07N-m=42.25N-m （5-2）ca AI按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计》P表17-7,162选取LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560N・m。半联轴器的孔径d=30mm,I长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm,联轴器与电动机配合I的半联轴器选择孔径为d=30mm，所以高速轴的最小直径选为30mm。（2）低速轴的联轴器的选择TOC\o"1-5"\h\z已知P=3.01kwn=52.6r/minT=546500N・mm；选取轴的材料为45钢,iii iii iii5-3)调质处理；查课本P表15-3，取A=112,所以得高速轴的最小直径处算为：联轴器的计算转矩查课本P。表14-1,选取K人=1.3,5-3)\o"CurrentDocument"吐=112x』mm=40.48mmVN 52.63T=KT=1.3x546500N・m=710.45N•mca AIII按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计》P表17-7,162选取LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250N汕。半联轴器的孔径丐二42mm,长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L【=84mm，所以低速轴的最小直径选为42mm。5.2初选滚动轴承的类型及轴的支承形式按照对轴系轴向位置的不同限定方法,轴的支承结构可分为三种基本型式,即双支点各单向固定,常用两个安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承,两个轴承各限制轴载一个方向的轴向移动。深沟球轴承也可用于双支点各单向固定的支撑,主要用于无轴向力的支撑；一支点双向固定,另一端支点游动,用于跨距较大且工作温度较高的轴,其热伸长量大；两端游动支承,对于一对人字齿轮本身的相互轴向限位作用,它们的轴承内外圈的轴向紧固应设计成只保证其中一根轴向相对机座由过顶的轴向位置,而另一根轴上的两个轴承都必须是游动的以防止卡死或人字齿的两侧受力不均匀。普通齿轮减速器,其轴的支承跨距较小,常采用两端固定支承。因为采用斜齿圆柱齿轮,轴承仅承受径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承,轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位,轴承外圈用轴承盖作轴向固定。在设计时应注意留有适当的轴向间隙,以补充工作时轴的热伸长量。轴承盖的结构轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向载荷。密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承间隙等。采用凸缘式轴承盖。滚动轴承的润滑与密封根据课本P表13-10适用于脂润滑和油润滑的dn值界限（表值X104）,因332为采用圆锥滚子轴承，所以本次设计轴承采用脂润滑，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷、稀释而流失，所以在轴承内侧设置挡油盘。在减速器的输入轴与输出轴的外伸端，应在轴承盖的轴孔内设置密封件。确定齿轮位置和箱体内壁线箱座壁厚5=8mm；A=10mm；A空=13.5mm；A=12mm；A=12.5mm；A=18.5mm-A=41mm；A=20mm；L=54mm。56 7 1轴与滚动轴承的设计、校核计算6.1低速轴的设计6.1.1轴的材料选择已知P二3.01kW,n二52.6r/min,T二5.46x105N•mm;选取轴的材料为45IIIIIIIII钢，调质处理;轴的最小直径是联轴器的孔径，所以低速轴的最小直径确定为42mm。6.1.2求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=191.48mmTOC\o"1-5"\h\z2T a而 F二肛二6848.67N （6-1）td\o"CurrentDocument"F-Ftanafcos 4649.32xtan20/cos12.578=2517.84N （6-2）rtF二Ftan0二974.95Nat6.1.3轴的结构设计（1）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要求的轴向定位要求，1-11轴段左端需要制出一轴肩，由半联轴器的孔径可知d二42mm，故取II-III的直径d 二48mm;右端用I-II II-III轴端挡圈定位，由轴径取挡圈的直径为D=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II的长度应比略短一些，现取l=82mm。I-I2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力作用,故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d =48mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游I-I隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30310，其尺寸为

dxDxT=50mmx110mmx29.25mm，故d =d=50mm;考虑到挡油盘，取iii-w 切一训l=29.25mm。切-w右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30312型轴承定位轴肩高度取h=3mm,因此d =56mm。VI-VII3） 取安装齿轮处的轴段d =55mm；齿轮的左端与左轴承之米用套筒定IV-V位。已知齿轮毂的宽度为41mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l =37mm。IV-V4） 轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取/二55mm。II-III5） 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，两圆柱齿轮间的距离A=16mm。考4虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知滚动轴承宽度T=29.25mm,高速齿轮轮毂长L=41mm,考虑到各个部分，取/=57.25mm,/=71mm；iii一iv vi-vn至此，已初步确定了低速轴的各端直径和长度.6.2高速轴的设计6.2.1高速轴的材料选择已知P二3.267kW,n二960r/min,T二32500N•mm;选取轴的材料为iii iii iii45钢,调质处理;轴的最小直径是联轴器的孔径,所以高速轴的最小直径确定为30mm。轴的结构设计（1）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要求的轴向定位要求，1-11轴段左端需要制出一轴肩，由半联轴器的孔径可知d =30mm，故取IITII的直径d =34mm;右端用i-ii I-I轴端挡圈定位，由轴径取挡圈的直径为D=35mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II的长度应比略短一些，现取/ =58mm。I-I2） 初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据d 二34mm，由轴承产品目录I-I中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30307,其尺寸为dxDxB二35mmx80mmx22.75mm，故d =d=35mm;考虑到挡油盘，取iii-w 切-w/ =25mm。切-w左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30305型轴承定位轴肩高度h>0.07d,取h=4.5mm,因此d =44mm。vi-vii3）取安装齿轮处的轴段d =40mm;齿轮的右端与右轴承之间米用套筒定iv-v位。已知齿轮毂的宽度为29mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度，故取/二25mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高h二（2~3）R,iv-v由轴径d=30查得R=1・6mm轴肩高h=5mm，取d =50mm•轴环宽度b>1.4h,v-vi即l =5mm。4） 轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。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间的距离l=30mm，故取/=60mm。ii-iii5） 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，两圆柱齿轮间的距离A=16m。考虑4到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知滚动轴承宽度T=22.75mm,高速齿轮轮毂长L=29mm,考虑到各个部分，取/ =44.25mm,/ =60mm；III-IV VI-VII至此,已初步确定了高速轴的各端直径和长度.图6-1传动轴总体设计结构图6.3输出轴的校核6.3.1求作用在齿轮上的力已知低速轴大齿轮的分度圆直径为d=192.64mmaF=6848.67NF=2517.84Nt r6・3・2危险截面从轴的载荷分析图可以判断危险截面在B处，现将计算出的截面B处的M、M、M的值列于下表V H表6.1对照表载荷水平面H垂直面V支反力F（KN）F=4.66F=2.19NH1 NH2F=2.20F=3.15NV1 NV2弯矩M（KN•m）M=0.236HM=0.112M=0.033V1 V2

总弯矩M=JM2+M2=Jo.2362+0.1122=0.261KN•m中H V1M=JM2+M2=Jo.2362+0.0332=0.238KN•m中H v2扭矩T（N・mm）5465006・2・3按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据:G二G二2L"人"=28.9MPaca W(6-5)前已选轴材料为45钢，调质处理。*.*b< [b]*.*b< [b]ca -1・•・此轴合理安全查课本P362表15-1得［打=60MPa输出轴的载荷分析图：图6-4轴的载荷分析键的设计计算及校核选择键联接的类型和尺寸齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接根据低速轴：d=55mmd=42mmIV-V I-II查课本P表6-1取：106齿轮键：bxhxL=16x10x28联轴器：bxhxL=12x8x70根据高速轴：d =30mmI-II联轴器上的键取bxhxL=8x7x50键的校核以低速轴上大齿轮的键校核为例：由课本P公式（6-1）可知106o_2000T_4000T< ]pkldhldP_100.94MPa4000x546.5_100.94MPao_P10x28x55由表6-2可知o在100~120之间，故此键安全合理p箱体结构的设计1、 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构2、 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度3、 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。dn<25x104mm•r/min因其传动件速度小于12m/s，故采用脂润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm,为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度数值为6.3。4、 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.5、 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8的螺钉紧固。B油塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D通气孔由于减速器运转时，机体内温