带式运输机的传动装置的设计

………3)………4)…(5)）…6) 12 20) 21) 22) 22) 23) 23)0410411号221（）38；；造及生产批量般械厂造批量生产。始数据1参数拉F/KNv卷筒直径D/mm1500注与卷筒之卷筒轴承摩擦影响F考虑。Pw KAK1.3n=nnnnnnn0 1 2 3 4 5 6 n 2 4联 轴 28齿 =0.99）联 933

4为4

5齿 3 20.9*0.93*0.52*0.9*0.8=41

4

=0.8411总P k =2.1889KW

Pw=2.1889kKWw=A*

4

Pd8PPw/ =总总Pv=1.1m/s nw

nw=95.496r/mindnV= w

1 60*1000d·w比他于25。2d)w2*wd1430r/min32,转1430r/min基符合目要0410411号PAGEPAGE10量r/min/KgY100L2-4,3.014302.22.338nmnwi nn n6 n n m w w 21i。518 2%2、输入、输入

15i1=4.8 i2=3.2高I

n 1=im=1430r/min 中间II n2=i10 1n

=297.92r/min

低III n3=

2=93.1r/min n4=93.1r/min

n=297.92r/mini 22 P P wn =1)0=d* 01 01高I P1=P0*n12=P0*nn联 承

==3w(n12

nn联

=0.99*0.99=0.98)

P0w中间II

2=P

1 23

1*n

齿

3w承

P1=2.9403nn P3w(n23=

齿

=0.95*0.99=0.94)

P0w低III

nn齿

0 w

P3w(n34=

nn齿

=0.95*0.99=0.94)卷筒

=P*nn3联 3

3w联45n =nn联45承

）0T=2.2Nm0I

9550*P1n

9550*2.9403=1430

=19.634Nm

11II

1*P2n

9550*2.7645=297.930

=88.615Nm

T=19.634NmIII

1*P3n3

9550*2.5748=93.1

=264.118Nm

T=88.615Nm23TNm234T=256.239Nm4

=

*P4 =

*

=256.239Nm

n4P=nd=nd

(n*m)

93.1d目

I II III 轴1430 1430 297.92 93.1 93.1）W3 9 8 2.2 19.654 88.6177 256.2395·）传比 1 1 4.8 1效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96传件设计计算齿轮）A 齿轮的计算

7级精度；输入

小齿轮载 荷

z1＝20速 比 系数

z2＝962.9403KW 1430r/min 4.8 19.643N·m 选精度等级、材料及齿数SSS。72096按齿面接触强度设计—3dt≥2.32*

K T t ·

1 Z 2 Eφ u σd H1）071E06ZE0d

d11a2＝a；03N0×01××5××NN1/4.×此中j为每转一圈同一啮合时09许用01×2×

N4N8.3×12S13KT u1Z3KT u1Zudt1·E2H31.319.65431034.81189.821·4.8 522.5=2.32*圆周速度

=37.043

d1t=37.043v=2.7739b=37.043mmπd nv=601t

37.043=

=2.7739

m=1.8521000

601000b及模m=1×

h=4.1678mmd

37.043

=1.852

b/h=8.89z 201

KA=1h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.8910—2已知载荷平稳，所以KA=1根据v=2.7739m/s,7级精，[1]10—8动载047KHB和直相同，HBHB

=1.12+0.18(1+0.6×φd2)φd2+0.23×103b

HBK =1.41652HB=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=1.41652查[1]表10—13查得KFB=1.33H 由[1]10—3KHα=KHα=1.1。故载荷系数K=KAKVKαKβ=1×1.14×1.1×H 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得

KFB=1.33KHα=KHα=1.1K=1.7763d1=d

=3K3K/Kt

mm=41.10968mm33/1.3

d1=41.10968mm计算模数m m32Kcos2βY32Kcos2βYφz·2YσFa ad 1Fm≥确定计算参数

z1= 1

mm=2.055

m=2.055σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.85KFN2=0.88由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见表10-12得0.85*500

S=1.4[σF1]=303.57Mpa[σF2]=238.86MpaK=1.7875[σF1]=（KFN1*σF1）/S=

1.4

=303.57Mpa

Ysa1=1.55[σF2]=（KFN2*σF2）/S=

0.88*3801.4

=238.86Mpa

Ysa2=1.79Y Y计算载荷系数

Fa1σ

S1

=0.014297FFK=KAKVKFF

β=1×1.12×1.2×1.33=1.7875 F1查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79

YFa2σ

YSa

=0.016341Y Y计并 Fa

a

F2加以比较σFY Y 2.741.569Fa1σF

S11

= 339.29

=0.014297YFaσ

YSa

2.1721.798= 266

=0.016341F 2齿轮的数值。2.3*

2

12

=1.4212

m=221*5d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2=2001a

Z1=21Z2=100d1=42d2=200d1

zm21

zm=200mm2

a==121Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919N

B1=47mmB2=42mmFt=1048.18Nk Ft

1*9359.190

22.58100m/s

kFtb 42

b数径宽2 42 47 212 200 42 7级B 2.7654KW 297.92r/min 3.2 88.6177N·m 精等级材料及1；

z1＝24z2＝77S为5S。精等级7；1＝＝7；按面接触强高级所通过级据进01即dt 3KTu1Z 22.3* t · EHdu Hd107106Z

d1EZEE0d2；03N1h0×2×1×2×8×5×88.351×10e8N此中j为每转一圈同一啮合时09许用S21×2×

1=600MPaa；N×N2.6×121H2522.5MPa3KTu1Z2udt 13KTu1Z2udt 1·EH31.388.61771033.21189.821·3.2 522.5=2.32*圆周速度

=62.9349

d1t=62.9349v=0.9810m/sb=62.9349mmπd nv=601t

62.9349*=

=0.9810m/s d1000b及模

601000

=3.1467z1=1×

KA=1d

62.9349

=3.1467

K=1.14z 20 V1h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08=8.89 10—2已知载荷平稳，所KA=1根据07—8V=1.14；47KHB

KHB=1.414KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd2)φd2 +0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414=1.41403BH 03HαH=1.K=KAKVKαKβ=1×1.14×1.1×H 0）得

K=1.7731m=3.4890d1=d

=62.93493K3K/Kt

mm=69.78mm33/1.3模数m

1z1

20 mm≈3.489032KT Yφz21 Fa a·32KT Yφz21 Fa a·Yd 1σF5

=303.57Mpa[1]10-20c弯曲疲劳强σF1=500Mpa；弯曲疲劳极限强σF2=380MPa[1]10-18弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见10-12得0.85*500

F2=238.86MpaK=1.7875[σF1]=（KFN1*σF1）/S=

1.4

=303.57MpaY Y[σF2]=（KFN2*σF2）/S=

0.88*3801.4

=238.86Mpa

Fa1σF

S111）载荷系数 =0.014297FFK=KAKVKFF

β=1×1.12×1.2×1.33=1.7875取应力校正系数有[1]YFa1=2.8; YFa2=2.18

YFa2σ

YSa2[1]10－5Ysa1=1.55；Ysa2=1.79 F2Y Y =0.016341、FaσF

a

并加以比较Y Y 2.81.55Fa1σF

S11

= 303.57

=0.014297YFa2σ

YSa

2.181.79= 238.86

=0.016341F232KT Y

321.7875

*10e31

Fa

a=

=3.4485z2 σ

12d 1 F5Z2=u*Z1=3.2*20=640

m=3.5Z1=20Z2=64a=147mmd1=70.00mm7am d1

Zm=70.00mm1 1=1 m Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934

B1=75mmB2=70mmk Ft

1*2531.934

36.17100

k Ftb 70

=36.17N/mmb3.57020°753.522420°70五 轴低速轴强A 3总上功率转矩转速2.6Kw264.118N·m93.1r/min224mm 20°求作在上2T2F t d2

2*264.118*103224

2358.17NF=F*tan=2358.17*tan20°=858.30Nr t初步确定轴0411号[1]15-245[1]15-33d A*3min 0

P3112*3n3

2.693.1

34.02mmd1-2d1-245TN·m照计公称转矩条件标准1用5

2358.17N矩400半d1=35mmd1-2=35mm见下GY5凸缘1）拟定上零件配方案2）向定位要求确定各段和长度a 满足半1-2段右端要求制出一肩；2-3段d2-3=42mm;左端用端挡圈定位端挡圈D=45半配合毂82mm保证端挡圈只压在半上而不压在端面上长度

略短一些现

=80mmb择。要向向向在转向圈=8`-16`用承又d2-3=42mm61909号右端采用肩定位 [2]又d2-3=42mm和上d3-4=d7-8=45肩环度（图建议0.07~0.1倍以在d7-8=45mm l6-7=12c 齿轮段4-5d4-5=50mm齿轮左端左之

61909承间采套筒已知齿轮轮宽套筒能靠的压段略短毂度l4-5=67mm,齿轮右端采用肩定位肩度（0.07~0.1这里12湖南工业大学机工 041班1号去轴肩高度 h=4mm.所以d =54mm.轴的宽度去 b>=1.4h,取轴的宽度为5-6L =6mm.5-6d轴承端盖的总宽度为 15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为 。固取 L2-3=40mme取齿轮与箱体的内壁的距离为 小齿轮与大齿轮的间距为，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离 取 已知滚动轴承的宽度 T=7mm小齿轮的轮毂长 则 =T+s+a+(70-67)=30mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步确定轴得长度轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=50mm 手册查得平键的截面 b*h=16*10(mm)见[2]表 4-1,L=56mm同理按 d1-2=35mm.b*h=10*8,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，配合保证的，此选轴的差为 。确定轴的的和考表 15-2，取轴端为 轴肩的半见上图求轴上的（见）a15-2361809图计齿轮NFr=Fttana=Fttan20°=858.31N通计有 FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61N·M 同理有 FNV1=330.267N MV=40.788N·M

FNH1=758NFNH2=1600.2M M总

2M2V

N·M

MH=93.61NmM =水平面 H 垂直面 V

总弯矩弯矩FNH1=758N FNH2=1600.2MH=93.61NmFNV1=330.267NFNV2=697.23N MV=40.788Nm总弯矩扭矩M总=102.11NmT3=264.117Nm6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据[1]式 15-5及表[1]15-4中的取，且≈式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）1）计轴的应力130411号M2(T)2 3 ca W

102.112(0.6264.117)20.1503mm

=15.08Mpaca45[σ-1]=60MPaσ]精确校核疲劳强度A,Ⅱ,Ⅲ,B虽然键槽、肩及过渡配合所引强度较宽裕地确A,Ⅱ,Ⅲ,B截面和V处过盈配合引起应力集中最严重；从受情况来看C应力最。截面的应力集中影响和截面V相近但截面不受扭矩作同时径也较C虽然应力最但应力

集中不过盈配合及键槽引起应力集中均在两端而且这里轴直径最C

和V显然更不必校核。键槽应力集中系数比过盈配合小因而该IV左右两侧即可。面IV左侧 抗弯截面系数W 0.1d

0.1

45

.5mm3抗扭截面系数

W 0.2dT

0.2

45

18225mm3140411号IVMMM1

L352L2

.5.5

41.02NmIVTT3=264.117Nm3

M=41.02NM

W

41.02NM9112.5mm3

4.5MPa

=4.5MPaT 3TT WT

Nm3

.5MPa45[1]15-1

=14.5MPaT B

5a

2 ， r 1.6

D501.11

。因

0.036， ，d 45

d 45经插值后可

2

q [1]3-1敏性

q q

q 故有效（3-4）为k 1q

1)1(21)k 1q

1)1

1)尺寸

0.76；尺寸

0.86。磨削加[1]3-4量未经强化q综合值为

1则[1]式（3-12）（3-12a）150411号k 1K

1

0.76

10.92

12.48S ~8caS

24.64K

2.484.50.10

S S

155

16.32 K

m

1.2614.50.0514.5S SSca

2 2S 2S2S 2S2(24.64)216.322

13.606S

1.5

S S =13.606VB2 5w5Nm93.1r/min200mm20°求作用

caF=886.15Nt2TF 2t d2

2*88.615*103200

886.15N

Fr=322.53NtrF=F*tan=2358.17*tan20°=322.53Ntr初步确定先[1]15-2初步估最小选取45根表P3n22[1]15-3P3n22

d =23.53mm32.76532.765297.92dmin

A *0

112*

23.53mmS ca

1.5

6005承选承初步选择滚动承。>承尽能统一型,承16湖南工业大学机工 041班1号5.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知 ，轴的总长度为L=7+79+6+67+30=189mm由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm所以左端 L1-2=12mm 直径为 D1-2=25mm左端轴承采用轴肩定位由查得 号轴承的轴肩高度为 2.5mm所以 D2-3=30mm ,同理右端轴承的直径为 ，定位轴肩为 在右端大齿轮在里减速箱内壁为，因为大齿轮的宽度为且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 8mm为轴承里减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多 所以取L=72+2.5=74.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为 12mm所以在该去取距离为 取大齿轮的轮毂直径为 ，所以齿轮的定位轴肩长度高度为 至此二轴的外形尺寸全部确定。轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表 4-1,L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。轴承与轴得周向定位，配合保证的，此选轴的尺寸为 。确定轴的的和表 15-2，取轴端为 各轴肩的半径见上图C第一轴 1 的设计 总结以上的数据。功率 转矩 转速 齿轮分度直径 压力角w N·m n m 20°

L=189mmL1-2=12mmD2-3=30mm170411号F2T1t d2

2*19.634*10342

934.95N

F=934.95NtF=F=2358.17*tan20°=340.29N F =340.29Nr t r初步确定轴直径P3n122.9431430先按式[1]15-2初步估算轴最小直径。选取轴45P3n122.9431430

dmin

dmin

A*0

112*

14.24mm联轴器型选取查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·mTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m应小于联轴器公称转矩条件，查标准12。半联轴器d1=16mm固取d1-2=16mm4联轴器型选取查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准1表2矩为63径d1=16mm.固取d1-2=16mm 见下5.拟定轴零件装配方案a为了满足半联轴器轴向定位要1-2轴段右端要制出一轴肩；2-3段d2-3=18mm;左端轴端挡圈定位，按轴端直径取挡D=20。半联轴器与轴配合L1=42mm为了保证轴端挡圈只压半联轴器而不压轴端面，固取断L1-2=40mmb初步选择滚动轴承。转承轴向，圈轴=8`-16`最固选沟球轴承又根据d2-3=18mm,6004轴承。右端[2根据d2-3=18mm和d3-4=20mmc 取安装处4-5d4-5=25mmd器和轴承端构设计而定）根据轴承装于轴承要，取端端面与联

GY2凸缘联轴器Ka=1.5Tca=29.451N·md1=16mm轴器距离为。固取L =40mm，c=15mm，考虑到箱体制2-3180411号s,s=8mmm4m、圆查表[1]表1.0mm六．计算根据要求对选低速3上前面进行39

C Nr载荷Cr

N基本额静载荷C0r

。现对它们进

C N行校核。由前面求个受载荷分别为 0rFNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 222核如果2满足要求1求比值受径向力F r

1600.22

697.232N

1745.5N

F 0a受a

F 0N Fa rF它们比值a0FrF表e9aFr

e。P）P

f (P )a表,表fP

1.0

1.2，

P1920Nf 1.1。则PP1155验算寿命

1920N190410411号PAGEPAGE20

L'28h

8h46720h）6L

Cr

6

（

3hh n PⅢ

1920 h h3（ 931438A。m1

。A[1]6-2 力]p

~0a

]p

× p kld

254752

]

以 =43.6Mpa标记16×10×63GB/T1069-1979p23似也Am1h=8mm半器。器也[1]6-2

16×10×63]p

~0a其

]p

=63.4Mpa度 p× 103p kld

2266.4410346035

]p标记10×8×70GB/T1069-1979。八．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择所以齿轮传动可采用浸油润滑，查表7-1，选用全损耗系统用T2。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查表T。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。九．箱体及其附件的结构设计减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首确定合的箱体。

油L-AN32。油脂8.5mm。40.1T40.1T

8mm

T·m）可取

8.5mm。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较的连接缘，箱座底面凸缘度设计得更些。合设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧的弯曲变形。合选择材料受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。减速器附件的结构设计检查孔和视孔盖其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。放油螺塞的接触面处加封油圈密封。油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。5）起吊装置组成了起吊装置。起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。在箱体连