机械设计课程设计——V带传动二级圆柱斜齿轮减速器

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2. 设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。

3. 注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。

5.V带传动设计计算

1、确定计算功率

由[2]中表8-7查得工作情况系数KA?1.1 由[2]中公式8-21：Pca?KAPm

Pca?KAPm?1.1?4?4.4kW 2、选择V带的带型

根据Pca?4.4kW及nm?2890r/min,由[2]中图8-11选用C型 3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v ①初选小带轮的基准直径dd1

由[2]中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1?250mm ②验算带速v

按[2]中公式8-13验算带的速度

v??dd1n60?1000?3.14?250?400?5.23m/s

60?1000因为5m/s?v?25m/s,故带速合适。 ③计算大带轮的基准直径。

根据[2]中公式8-15a计算大带轮的基准直径dd2

dd2?idd1?2?250?500mm 由[2]中表8-8取dd2?500mm

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4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld

①根据[2]中公式8-20，0.7?dd1?dd2??a0?2?dd1?dd2?, 初定中心距a0?1200mm

②由[2]中公式8-22计算所需的基准长度

Ld0?2a0??2?dd1?dd2?22?dd2?dd1???4a0?2?1200?2?500?250???250?500??4?1200?3591.12m

由[2]中表8-2选带的基准长度Ld?4000mm ③计算实际中心距a 由[2]中公式8-23计算

a?a0?ld?ld03591.12?4000?1200??996mm 225、验算小带轮上的包角?1 根据[2]中公式8-25计算：

?1?180???dd2?dd1?6、计算带的根数z

57.3?57.3??180???500?250???165.62??90? a996①计算单根V带的额定功率pr

由dd1?250mm和nm?2890r/min,查[2]中表8-4a得P0?3.62kw 根据nm?2890r/min、i?2.0和B型带查[2]中表8-4b得?P0?0.35kw 查[2]中表8-5得K??0.96，查[2]中表8-2得KL?1.02, 于是由[2]中公式8-26：

z?Pc?KAP??P0??P0?K?KL PrPr??P0??P0?K?KL?(3.62?0.35)?0.96?1.02?3.89kW ②计算V带的根数z

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z?Pc?4.4??1.14 Pr3.86 取2根

7、计算单根V带的初拉力的最小值?F0?min 根据[2]中公式8-27：

(F0)min?500?2.5?K??Pc?K?zv?qv2

?500??2.5?0.96??4.4?0.30?5.232?345.60N

0.96?2?5.23其中q由[2]中表8-3得A型带q?0.30kg/m 应使带的实际初拉力F0??F0?min。 8、计算压轴力

压轴力的最小值由[1]中公式8-28得：

?F?

pmin?2z?F0?minsin?12?2?2?345.60?sin165.62??1371.53N 29、带轮结构设计

查[2]中表8-10得大、小带轮总宽度：B?2?25.5?2?25.5?102mm

V型带传动相关数据见表3-0V。

表3-0 V型带传动相关数据 计算功率传动比 i 2 大带轮直径(mm) 500 带速 V (m/s) 5.23 中心距 (mm) 996 单根初拉力（N） 345.60 压轴力 （N） 1371.53 小带轮包角 165.62 0Pc?4.4 （kw） 带型 C 基准长度 （mm） 4000 根数 2 小带轮直径 (mm) 250

带轮宽度(mm) 102 12

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6.齿轮的设计

选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： 1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动

2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照[2]中表10-8，选择8级精度（GB10095-88）

3. 材料 由[2]中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS 大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS 4. 试选择小齿轮齿数z1?20

大齿轮齿数 z2?i1?Z1?4.104?20?85.8 取z2?86 齿数比u1?i1?4.3 按齿面接触强度设计

1. 确定公式内各计算数值 ①试选载荷系数kt?1.3 ②小齿轮转矩T1?9.55?106?PI?2.54?104?mm n112③由文献[2]中表10-6查得材料弹性影响系数zE?189.8MPa ④齿宽系数：由文献[2]中表10—7知齿宽系数?d?1

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⑤由文献[2]中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限：

?Hlim1?570MPa?Hlim1?530MPa

⑥计算应力循环次数

N1?60n1?j?Lh?60?1445?1??8?300?9??1.873?108

N21.873?109?N1/u1??4.36?108

4.3⑦由文献[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数

KHN1?0.93KHN2?0.97 ⑧计算接触疲劳许应力

取失效概率为1% 安全系数S=1 由文献[2]中式10-12

??H?1?KHN1??Hlim1?0.93?570?530MPa ??H?2SK???HN2Hlim2?0.97?530?514.1MPa

S2KT1u1?1?ZE??⒉计算 由式d1t?2.32?3 ??????du1?[?H]?①试算小齿轮分度圆直径d1t

KTu?1?ZE??d1t?2.32?3t1?1???? ?du1???H?2?241.3?3.84?104.104?1?189.8??2.32?3????

14.104?514.1?2?47.280mm ②计算圆周速度vv???d1t?n160?1000???46.32?144560?1000?3.41m/s

③计算齿宽b b??d?d1t?1?47.280?46.32mm

b④计算齿宽与齿高比

h14

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—V带传动二级圆柱斜齿轮减速器

题目题号：V带传动二级圆柱斜齿轮减速器 学 院：机电工程学院 专业班级：机械103班

学生姓名：高石磊霍亚东牛彦文 指导教师：王银彪 成 绩：优秀

2012年12月01日

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一课程设计书 2

二 设计要求 2

三设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 6 4. 计算传动装置的运动和动力参数 8 5. 设计V带和带轮 10 6. 齿轮的设计 13 7. 滚动轴承和传动轴的设计 20 8. 键联接设计 28 9. 箱体结构的设计 30 10.润滑密封设计 31

11.联轴器设计 32四设计小结 五参考资料

1

2

33 35

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一. 课程设计书

设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 表一:

鼓轮直径(mm) 280 传送带速度（m/s） 1.55 传送带主动轴所需扭矩 （N·m） 700 二. 设计要求

1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。

3.设计说明书一份。

三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮

2

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1.传动装置总体设计方案:

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

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。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下： Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV 图一:(传动装置总体设计图)

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率?a

?a??1?23?32?4?5＝0.96×0.983×0.952×0.97×0.96＝0.759；

?1为V带的效率,

?2为轴承的效率，

3

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?3为齿轮的效率，

?4为联轴器的效率，

?5为鼓轮传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择

电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。 确定电动机的功率

电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。

1. 带式输送机所需的功率Pw

由[1]中公式（2-3）得：Pw?FV/1000?2000?0.9/1000?1.8kW 设计题目给定：输送带拉力F（N）=2000N

输送带速度V(m/s)=1.55 m/s

2. 计算电动机的输出功率Pd

根据文献[1]（《机械零件设计指导》关阳等编 辽宁科学技术出版）表2—2确定个部分效率如下：

弹性联轴器：?1?0.99（1个）

滚动轴承（每对）：?2?0.99（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承） 圆柱齿轮传动：?3?0.97（精度8级）

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传动滚筒效率：?4?0.96 V带传动效率：?带?0.96 得电动机至工作机间的总效率:

???1??24??32??带?0.99?0.994?0.972?0.96?0.859 卷筒的效率:?w?0.96 电动机的输出功率：Pd?FV2000?1.55??3.76KW1000?w?1000?0.96?0.859

确定电动机的转速

同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。

三相异步电动机常用的同步转速有3000r/min，1500r/min，1000r/min，

750r/min，常选用1500r/min或1000r/min的电动机。

1. 计算滚筒的转速nw 由公式nw?

1000?60V计算滚筒转速nw：

?D5

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工作机的转速：nw?1000?60V1000?60?1.55??105.7r/min

?D280?设计题目给定：滚筒直径D=280mm 输送带速度V(m/s)=1.55m/s 确定电动机的转速 nd

由参考文献[2]（机械设计）中表18—1可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i?8~60，由参考文献[1] V带传动比范围为i?2~4，所以总传动比合理范围为i总?16~240，故电动机转速的可选范围是：

nd?(16~240)?105.7r/min?1691.2~25368r/min 符合这一范围的同步转速有3000r/min 由参考文献[1]中表h1—1查得：

方案 1 2 3 电动机型号 额定功率 （KW） 电动机转速n/(r/min) 同步转速 Y100L-2 Y112M-2 Y132S1-2 3 4 5.5 3000 3000 3000 满载转速 2880 2890 2900 2.3 2.3 2.3 最大转矩/额定转矩 表h1—1中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及总传动比，即选定2号方案，电动机型号为Y112M-2

其主要参数如下：

表2-1电动机相关参数

型号 Y112M-2 额定功率 4kw 满载转速 计算输出功率 2890 r/min 3.76kw 轴伸长 380mm 中心高 100mm 轴颈 60mm 键槽宽 8mm

表2-2带式输送机相关参数

皮带速度 1.55m/s 皮带拉力 2000N 滚筒直径 工作条件 每天时间 设计寿命 300mm 平稳连续 8小时 9年 转速 105.7r/min 功率 1.8kw 6

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3.传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配

由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw可得传动装置的总传动比i?nm/nw对于多级传动i??i1?i2?i3??????in?计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。 计算总传动比

由电动机的满载转速nm?2890r/min和工作机主动轴的转速

nw?105.7r/min 可得：

总传动比

i?nm/nw?

2890?27.34 105.7合理分配各级传动比

由参考文献[1]中表2—3，取带传动比i带?2，i?27.34， 则 两级减速器传动比

i减?ii带?27.34?13.67 2由于减速箱是展开布置，所以i1?(1.3~1.5)i2，取高速级传动比i1?1.35i2， 由i减?i1?i2?1.35i2得 低速级传动比为

i2?i13.67??3.18， 1.351.352从而高速级传动比为i1?1.35i2?1.35?3.18?4.29

表2-3传动比分配 总传动比

电机满载转速 电机-高速轴 高速轴-中间轴 7

中间轴-低速轴 滚筒转速

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i?27.34 2890r/min iv=2 i12=4.29 i23=3.18 105.7 r/min

4.计算传动装置的运动和动力参数

为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。 0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩

Pm?4kW nm?2890r/min

Tm?9550Pm/nm?9550?4?13.22N?m 2890Ⅰ轴（高速轴）输入功率、转速、转矩

PI?Pm??01?Pm??带?4?0.96?3.84KW n1?nm/i带?1445r/min

TI?Tm?i带??01?13.22?2?0.96?25.38N?m

Ⅱ轴（中间轴）输入功率、转速、转矩

PII?PI??12?PI??2??3?3.84?0.99?0.97?3.69KWn2?n1/i1?1445?336.83r/min 4.29TII?TI?i1??12?25.38?4.29?0.99?0.97?104.56N?m

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Ⅲ轴（低速轴）输入功率、转速、转矩

PIII?PII??23?PII??2??3?3.69?0.99?0.97?3.54KWn3?n2/i2?336.83?105.92r/min 3.18TIII?TII?i2??23?104.56?3.18?0.99?0.97?319.30N?m Ⅳ轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩

PIV?PIII??1??2?3.54?0.99?0.99?3.47KW n4?n3?105.92r/min

T?TIII??1??2?319.30?0.99?0.99?312.95N?m

各项指标误差均介于+0.5%～-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表4：

表2-4各轴运动和动力参数 轴名 电机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 滚筒轴 功率P (/kw) 4 3.84 3.69 3.54 3.47 转矩T（N/ m） 转速n (r/min) 13.22 25.38 104.56 319.30 312.95 2890 1445 336.83 105.92 105.92 传动比i 效率 2 4.29 3.18 1 0.96 0.97 0.97 0.99 ? 确定带传动的主要参数及尺寸

1. 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。

9

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模

数

mt?d1t46.32??2.316Z120 齿高

h?2.25mt?2.25?2.316?5.211

b46.32??8.872 h5.211⑤ 计算载荷系数

据v?3.41m/s 8级精度。由图10-8查动载荷系数Kv?1.12 直齿轮KH??KF??1

由文献[2]中表10-2查得使用系数KA?1 由文献[2]中表10-4

用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时KH??1.452 由

b?8.872KH??1.423在文献[2]中查图10-13 得KF??1.42 h 故载荷系数K?KAKvKH?KH??1?1.13?1?1.452?1.641

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献[2]中式10-10a得

d1?d1t?3K1.594?46.32?3?49.58mm Kt1.3d149.58??2.48mm Z120⑦ 计算模数m m?按齿根弯曲强度计算

由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式

m?3?dZ12??F?2KT1YFaYSa

1. 确定公式内各计算数值

① 由文献[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa

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大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?380MPa

② 由文献[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1?0.86KFN2?0.90 ③ 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S?1.4 由[2]中式10-12

??F?1?KFN1?FE1?0.86?500?307.14MPa

S??F?2?KFN2?FE2S1.40.90?380??244.29MPa

1.4④ 计算载荷系数K

K?KAKvKF?KF??1?1.13?1?1.42?1.605

⑤ 查取齿形系数

由[2]中表10-5查得 YFa1?2.80YFa2?2.218

⑥ 查取应力校正系数

由[2]中表10-5查得 YSa1?1.55YSa2?1.772

计算大小齿轮的

YFa1?YSa1??F?1?2.80?1.55?0.01413

307.142.218?1.772?0.01609

244.29YFa2?YSa2??F?2?大齿轮的数值大 2. 设计计算

2KT1YFaYSa32?1.605?3.84?104m?3??0.01609?1.71mm 22???1?20?dZ1F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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.71并根据GB1357-87就近圆整为标准值m?2，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?50.10mm， 算出小齿轮的齿数

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z1?d150.10??25 m2大齿轮的齿数z2?4.104?25?102.6 取z2?105

105?4.2 254.2?4.104传动比误差：?i??100%?2.34%?5% 允许

4.104实际传动比：i?高速级齿轮几何尺寸计算

①分度圆直径 d1?z1?m?25?2?50mmd2?z2?m?105?2?210mm ② 中心距a?50?210?130mm 2③ 齿轮宽度b??dd1?50mm 取 B1?55mmB2?50mm

表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数 齿轮 小齿轮 20° 2 大齿轮 130 4.2 105 210 205 214 50 压力 模数 角 中心 齿数 距 比 齿数 25 分度圆 直径 50 齿根圆 直径 45 齿顶圆 齿宽 直径 55 55 低速级齿轮设计

选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

⑴ 选用直齿圆柱齿轮传动

⑵ 传动速度不高，选择8级精度（GB10095-88） ⑶ 材料选择

小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS 大齿轮 45 调质 硬度240HBS

⑷ 选择小齿轮齿数z3?25 大齿轮齿数 z4?i2Z3?79.5

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按齿面接触强度设计

d32?3KT?Z?23u2?1E3t?2.?d?u???2???H? ?1.确定公式内各计算数值 试选载荷系数kt?1.3 小

齿

轮

传递的扭T.5?105P2?95.5?105?3.693?95n2336.83?1.05?105N?mm

1由[2]中表10-6查得材料弹性影响系数zE?189.8MPa2 由[2]中表10-7选取齿宽系数?d?1 由[2]中图10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮接触疲劳强度极限 ?Hlim3?570MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim4?530MPa ⑥ 由[2]中式10-13计算应力循环次数

N3?60n2?j?Lh?60?336.83?1??8?300?9??1.168?108N?N34u?1.168?1083.18?3.67?107 2⑦ 由[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN3?0.97KHN4?0.99 ⑧ 计算接触疲劳许应力 取失效概率为1% 安全系数S=1 由[2]中式10-12

??3??lim3H?3?KHNS?0.97?570?552.9MPa ??KHN4??lim4H?4?S?0.99?530?524.7MPa

2.计算

18

矩

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① 计算小齿轮分度圆直径d3t，代入??H?2

d3t?2.32?3KT3?d?u2?1?ZE??????u2???H?4?251.3?1.52?103.04?1?189.8??2.32?3?????75.51mm

13.04?524.7?2② 计算圆周速度 v???d3t?n260?1000???68.61?336.8360?1000?1.21m/s

③ 计算宽度b b??d?d3t?1?68.81?68.81mm

b④ 计算齿宽与齿高比n

模数m mt?d3t68.81??2.74mm Z325齿高 h?2.25mt?2.25?2.74?6.165mm

b68.61??11.12 h6.615⑤ 计算载荷系数

据v?14.47m/s 8级精度。由[2]中图10-8查动载荷系数Kv?1.30； 直齿轮KH??KF??1。由[2]中表10-2查得使用系数KA?1。 由[2]中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时

KH??1.486

由

b?11.1KH??1.486查[2]中图10-13得KF??1.42 h故载荷系数K?KAKvKH?KH??1?1.30?1?1.486?1.932

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]中式10-10a得

d3?d3t?3K?84.063mm Kt19

机械设计课程设计

⑦ 计算模数m m?d384.063??3.363mm Z325按齿根弯曲强度计算

2KTYFaYSa

?dZ12??F?由[2]中式10-5弯曲强度设计公式 m?31. 确定公式内各计算数值

① 由[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE3?500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?380MPa

② 由[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN3?0.90KFN4?0.93 ③ 计算弯曲疲劳许应力

取弯曲疲劳安全系数S?1.4 由[2]中式10-12

??F?3?KFN3?FE3?0.90?500?321.43MPa

S??F?4?KFN4?FE4S1.40.92?380??249.71MPa

1.4④ 计算载荷系数K K?KAKVKF?KF??1?1.30?1?1.42?1.846 ⑤ 查取齿形系数

由[2]中表10-5查得 YFa3?2.62YFa4?2.23 ⑥ 查取应力校正系数

由[2]中表10-5查得 YSa3?1.59YSa4?1.76 计算大小齿轮的

YFa?YSa??F?

2.62?1.59?0.01296

321.432.23?1.76?0.01572

249.71YFa3?YSa3??F?3?YFa4?YSa4??F?4?大齿轮的数值大

20

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2.设计计算m?32KTYFaYSa 2?dZ1??F?2KTYFaYSa32?1.846?1.52?106m???0.01572?2.42mm 22?dZ1??F?1?25根据[2]中表10—1就近圆整为标准值m?2.5mm 计算小齿轮齿数Z3?d384.063??34 m2.5计算大齿轮齿数Z4?3.04?34?102

102?3.0 343.04?3.0传动比误差：?i??100%?0.013%?5% 允许

3.04实际传动比：i?低速级齿轮几何尺寸计算

① 分度圆直径d3?Z3?m?34?2.5?85mmd4?Z4?m?102?2.5?255mm ② 中心距a2?d3?d485?255??170mm 22③ 齿轮宽度b??dd3?1?85?85mmB3?90mmB4?85mm

表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数 齿轮 小齿轮 大齿轮

21

压力角 模数 中心距 170 齿数比 齿数 34 分度圆直径 85 255 齿根圆 直径 78.75 248.75 齿顶圆直径 90 260 齿宽 90 85 20° 2.5 3.0 102

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7. 传动轴和滚动轴承的设计

确定轴的材料及初步确定轴的最小直径

1、确定轴的材料

输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。 2、求作用在齿轮上的力

根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力： 输入轴的功率 PI?3.84KW 输入轴的转速 n1?1445r/min 输入轴的转矩 T??25.38N?m 圆周力：Ft1?2T1?2?25.38?1015.2N ?350?10d1径向力：Fr1?Ft1?tan20??1538.8?tan20??369.5N

3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为40Cr，调制处理，根据[2]中表15—3，取A0?149

dmin?A0?3PI?149?n?33.84?19.63mm 144522

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初步设计输入轴的结构

根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度

①已知轴最小直径为dmin?19.63mm，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值dA?20mm，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为dB?23mm。

②初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据dB?23mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6005（参考文献[3]），其尺寸为d?D?B?25?47?12，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：

dD?dE?dF?30mm。

③由于轴承长度为12mm，根据[4]中图5.3挡油板总宽度为13.5mm故

lC?lG?25.5mm，根据箱座壁厚，取10 且齿轮的右端面与箱内壁的距离?2??1，则取?2?15mm，根据[4]中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3.5mm，故

lF?13.5?3.5?10mm。根据参考文献[1]表3-1知中间轴的两齿轮间的距离?1?10~15，估取?1?10mm，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为?2?13.5mm，因B3?90mm，B2?50mm，B1?lE?55mm

故lD?10?90?13.5?3.5-?55?50??107.5mm。

2④设计轴承端盖的总宽度为40mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为20mm，故lB?60mm。根据根据带轮宽度可确定lA?60mm

23

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初步设计输出轴的结构

１．输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径dg，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩

Tca?KAT1查表14-1，考虑到转矩变化很小故取KA?1.5，则：

Tca?KATIII?1.5?319.3N?m?478.95N?m

２．初选联轴

按照计算Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-85,选用型号为LT8的Y型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N?m。半联轴器的孔径

df?45mm,故取df?45mm半联轴器长度L?80mm。

轴的结构设计

（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度

①根据已确定的df?45，由于f段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取e段直径为de?52mm。

②初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据de?52m，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6011（参考文献[3]），其尺寸为d?D?B?55?90?18，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故

dc?65mm。

③由于轴承长度为18mm，挡油板总宽为16mm故ld?34mm，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为13.5mm，而挡油板内测与箱体内壁取3.5mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取5mm，综上累加得出la?49mm，lb?80mm。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出lc?72.5mm

④设计轴承端盖的总宽度为37mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），

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机械设计课程设计

根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故le?67mm。

５．按弯曲合成应力校核轴的强度

(1).根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图： (2) .计算危险截面C处的

现将计算出的截面相关数据列于下表。

载荷 支反力F 水平面H 垂直面V

FNH1?1223.5 N, FNH2?2248.2 N FNV1?445.3 N, FNV2?818.3N 弯矩M 总弯矩 扭矩T

MH?179856N?mm MV?65464N?mm M?1798562?654642?180344.8N?mm TIII?442645N?mm 3 .校核轴的强度

按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取a?0.6，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限???1??60MPa

?ca?M2????TIII?W2?180344.82??0.6?44245?0.1?6032?14.86MPa????1??60MPa结论：强度足够。

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轴的设计——中速轴的设计

1、中速轴的功率 PⅡ?3.69KW

中速轴的转速 n2?336.83r/min 中速轴的转矩 TⅡ?104.56N?m 2、初步确定轴的最小径

dmin?A0?3P中?149?n233.69?33mm

336.83因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6206的深沟球轴承，其尺寸为d?D?B?30?62?16。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。

Ft1?2TⅡd２?2?104.56?995.8N； ?3210?10Fr1?Ft1?tan20??995.8?tan20??362.5N

轴承的选择

轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。 输入轴轴承

1. 轴承类型的选择

由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P?89.5N；轴承转速n1?1445r/min；轴承的预期寿命

Lh?8?300?9?21600h

2.轴承型号的选择

求轴承应有的基本额定动载荷值

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机械设计课程设计

C?P?360n1Lh?89.5?610360?1445?21600?1103.7N 610按照[3] 表22-1选择C?10000N的6005轴承 验算6005轴承；

106?C?106?10000?Lh????????34897?21600

60n?P?60?715?873?因此轴承6005合格。 输出轴轴承

1.轴承类型的选择

由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷 P?2871N； 轴承承受的转速 n3?105.92r/min 轴承的预期寿命 Lh?8?300?9?21600h 2.轴承型号的选择

求轴承应有的基本额定动载荷值

?3C?P?360n3Lh106?2871?360?57.3?21600?14810N

106按照[3] 表22-1选择C?30200N的6011轴承 验算6011轴承；

106?C?106?30200?5Lh????????3.39?10?21600

60n?P?60?57.3?2871?因此轴承6011合格。 中间轴轴承

1.轴承类型的选择

27

?3

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由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷 P?2501.28N； 轴承承受的转速 n2?336.83r/min 轴承的预期寿命 Lh?8?300?9?21600h 2.轴承型号的选择

求轴承应有的基本额定动载荷值

C?P?360n2Lh?2501.28?610360?174.2?21600?18974.4N 610按照[3]表22-1选择C?19500N的6206轴承. 验算6206轴承；

106?C?106?19500?Lh????????45308?21600

60n?P?60?174.2?2501.28?因此轴承6206合格。

?38. 键联接设计

1、输入轴键连接

由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈d?60mm，由[2]中表6-1选择

b?h?6?6。键长根据皮带轮宽度B=60mm选取键的长度系列取键长L=50mm.

② 校核键连接的强度

键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力

????100~120MPap取平均值??p??110MPa。键的工作长度

l?L?b?50?6?42mm，键与轮毂键槽的接触高度K?0.5h?0.5?6?3mm

由

[2]

中

式

6-1

得

?p2?TⅠ?1032?25.38?103???17.65MPa???p?，强度足够。

K?l?d3?42?50键b?h?L?6?6?50 GB/T 1096-2003 2、输出轴键连接

28

机械设计课程设计

⑴ 输出轴与齿轮4的键连接 ①选择键连接的类型与尺寸

一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据d?80mm，由[2]中表6-1查得键的剖面尺寸为b?18mm，高度h?11mm。由轮毂宽度B?85mm及键的长度系列取键长L?70mm。

② 校核键连接的强度

键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力

????100~120MPap取平均值??p??110MPa。键的工作长度

l?L?b?70?18?52mm，键与轮毂键槽的接触高度K?0.5h?0.5?11?5.5mm

由

[2]

中

式

6-1

得

?p2?TⅢ?1032?319.3?103???31.89MPa???p?，强度足够。

K?l?d5.5?52?70键b?h?L?18?11?70 GB/T 1096-2003 ⑵ 输出轴端与联轴器的键连接

据输出轴传递的扭矩TⅢ应小于联轴器公称转矩。查国家标准GB/T 5014-85。选用HL8型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为Tn?710N?m。半联轴器孔径

d1?45mm。

① 选择键连接的类型及尺寸

据输出轴轴端直径d?45mm，联轴器Y型轴孔d1?45mm，轴孔长度

L?80mm选取A型普通平键b?h?L?14?9?70

② 校核键连接的强度

键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力

????100~120MPap取平均值??p??110MPa。键的工作长度

l?L?b?70?14?56mm，键与轮毂键槽的接触高度K?0.5h?0.5?9?4.5mm。

由

[2]

中

式

6-1

得

29

机械设计课程设计

五. 参考资料:

1.《机械设计》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社 2.《机械原理》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社 2002年8月版

3.《机械设计手册》 机械工业出版社

2004年9月第三版

4.《实用轴承手册》 辽宁科学技术出版社

2001年10月版

5.《机械课程设计指导书》 第二版

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