机械产品设计.docx

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1、1课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书设计题目：胶带输送式卷筒传动装置学生姓名：张亚琳学生学号：110202403专业班级：11 级机制 4 班指导教师：姚贵英2一、设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由输送带完成运送机器零、部件的工作。2、机器工作条件（1）载荷性质单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境室内工作，有粉尘，环境温度不超过 35；（3）运动要求输送带运动速度误差不超过 5%；滚筒传动效率为 0.96；（4）使用寿命8 年，每年 350 天，每天 16 小时；（5）动力来源电力拖动，三相交流，电压 38

2、0/220V；（6）检修周期半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件中型机械厂，小批量生产。3、工作装置技术数据（1）输送带工作拉力:F=6.8kN；（2）输送带工作速度:V=2m/s；（3）滚筒直径：D=450mm.二、设计任务1、设计工作内容（1）胶带输送机传动系统方案设计（包括方案构思、比选、决策）；（2）选择电动机型号及规格；（3）传动装置的运动和动力参数计算；（4）减速器设计(包括传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计)；（5）V 带传动选型设计；（6）联轴器选型设计；（7）绘制减速器装配图和零件工作图；（8）编写设计说明书；（9）设计答

3、辩。2、提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件名）各 1 份。内容包括：（1）减速器装配图一张；（2）零件图 2 张(完成的传动零件、轴和箱体的名称)；（3）设计计算说明书一份。3三、设计中应注意事项1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。2.设计中要贯彻标准。（标准件和标准尺寸）3.全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。5.设计过程中注意培养独立工作能力。6.提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。四、设计阶段1.计划阶段；2.方案设计；3.技术设计；4.设计文件汇总。五、完成时间要求在 201

4、3 年 12 月 10 日之前完成全部设计任务。指导教师：姚贵英2013 年 9 月 2 日4目录目录设计题目设计题目.8设计任务设计任务.8第第 1 1 章章、设计工作内容、设计工作内容.81.11.1 胶带输送机传动系统方案设计胶带输送机传动系统方案设计.8第第 2 2 章选择电动机型号及规格章选择电动机型号及规格.92.12.1 卷筒的输出功率卷筒的输出功率WP.92.22.2 电机输出功率电机输出功率dP.92.32.3 电动机的转速电动机的转速n.10第第 3 章、传动装置的运动和动力参数计算章、传动装置的运动和动力参数计算.103.1 传动装置总的传动比传动装置总的传动比.103.

5、2 分配传动比分配传动比.103.3 运动参数和动力学参数的计算运动参数和动力学参数的计算.103.3.1 各轴转速各轴转速.103.3.2 各轴的输入功率各轴的输入功率.113.3.3 各轴的输入转矩各轴的输入转矩.11第第 4 章、设计章、设计 V 带和带轮带和带轮.124.1 设计设计 V 带带.124.1.1 参数参数.124.1.2 验算带速验算带速.124.1.3 取取 V 带基准长度带基准长度dL和中心距和中心距a.134.1.4 验证小带轮包角验证小带轮包角.1354.1.5 确定确定 V 带的根数带的根数 Z.134.1.6 求作用在带轮上的压力求作用在带轮上的压力QF.13

6、4.1.7 设计结果设计结果.134.2V 带轮的设计带轮的设计.14第第 5 章、齿轮的设计章、齿轮的设计.145.1 高速级大小齿轮设计高速级大小齿轮设计.145.1.1 材料材料.145.1.2 各级参数各级参数.145.1.3 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计.165.1.4 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计.185.1.5 几何尺寸几何尺寸.185.1.6 主要参数选取，及几何尺寸计算主要参数选取，及几何尺寸计算.185.2 低速级大小齿轮的设计低速级大小齿轮的设计.195.2.1 材料材料.195.2.2 各级参数各级参数.195.2.3 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设

7、计.195.2.4 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计.215.2.5 几何尺寸几何尺寸.22第第 6 章章 轴的设计和校核轴的设计和校核.236.1 输入轴的结构强度计算输入轴的结构强度计算.236.1.1.计算作用在齿轮上的力计算作用在齿轮上的力.236.1.2 初步估算轴的直径初步估算轴的直径.236.1.3 高速轴的设计高速轴的设计.236.2 中间轴的设计中间轴的设计.276.2.1 选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料，确定许用应力.276.2.2 按扭矩强度确定各轴段直径按扭矩强度确定各轴段直径.276.2.3 中间轴校核中间轴校核.276.3 低速轴的设计低速轴的设计.30

8、6.3.1 选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料，确定许用应力.3066.3.2 按扭矩强度确定各轴段直径按扭矩强度确定各轴段直径.306.3.3 低速轴校核低速轴校核.31第第 7 7 章章键的设计键的设计.347.17.1 带轮键的选择带轮键的选择.347.27.2 中间轴大齿轮键的中间轴大齿轮键的选择选择.347.3 中间轴小齿轮键的选择中间轴小齿轮键的选择.347.4 低速轴齿轮键的选择低速轴齿轮键的选择.347.5 联轴器键的选择联轴器键的选择.34第第 8 章轴承的设计章轴承的设计.358.1 高速轴轴承的选择与校核高速轴轴承的选择与校核.358.1.1 求当量动载求当量动载荷荷

9、 P.358.1.2 计算所需的径向额定动载荷值计算所需的径向额定动载荷值.358.1.3 选择轴承的型号选择轴承的型号.358.2 中速轴轴承的选择与校核中速轴轴承的选择与校核.358.2.1 求当量动载荷求当量动载荷 P.358.2.2 计算所需的径向额定动载荷值计算所需的径向额定动载荷值.358.2.3 选择轴承的型号选择轴承的型号.358.3 低速轴轴承的选择与校核低速轴轴承的选择与校核.358.3.1 求当量动载荷求当量动载荷 P.358.3.2 计算所需的径向额定动载荷值计算所需的径向额定动载荷值.368.3.3 选择轴承的型号选择轴承的型号.36第第 9 章章联轴器的选择联轴器的

10、选择.369.1 工作系数工作系数.369.2 确定联轴器的型号：确定联轴器的型号：.36第第 10 章章减速器机体结构尺寸减速器机体结构尺寸.37第第11章章减速器的各部位附属零件的设计减速器的各部位附属零件的设计:.3811.1 窥视孔盖与窥视孔窥视孔盖与窥视孔.3811.2 放油螺塞放油螺塞.3811.3 油标油标.38711.4 通气器通气器.3811.5 启盖螺钉启盖螺钉.3811.6 定位销定位销.3811.7 环首螺钉环首螺钉、吊环和吊钩吊环和吊钩.3811.8调整垫片调整垫片.3811.9密封装置密封装置.38第第 12 章章 润滑方式的确定润滑方式的确定.38设计小结设计小结

11、.39参考文献参考文献.39编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第8页 共41页第 8 页 共 41 页机械产品设计任务书班级班级：机制 20114 班学号学号：110202403学生姓名：学生姓名：张亚琳张亚琳设计题目：设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由输送带完成运送机器零、部件的工作。2、机器工作条件（1）载荷性质单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境室内工作，有粉尘，环境温度不超过 35；（3）运动要求输送带运动速度误差不超过 5%；滚筒传

12、动效率为 0.96；（4）使用寿命8 年，每年 350 天，每天 16 小时；（5）动力来源电力拖动，三相交流，电压 380/220V；（6）检修周期半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件中型机械厂，小批量生产。3、工作装置技术数据（1）输送带工作拉力:F=6.8 kN；（2）输送带工作速度:V=2 m/s；（3）滚筒直径：D=450mm.设计任务设计任务第第 1 1 章章、设计工作内容、设计工作内容1.11.1 胶带输送机传动系统方案设计胶带输送机传动系统方案设计考虑诸多因素，确定传送装置由电动机，二级减速器，V 带，工作机等多部分组成。考虑到电机转速高，传动功率大，所以将 V 带设置

13、在高速级，方案图如下编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第9页 共41页第 9 页 共 41 页第第 2 2 章选择电动机型号及规格章选择电动机型号及规格按照工作要求和已知条件，选用一般用途的 Y 系列的全封闭式鼠笼三相异步电动机。2.12.1 卷筒的输出功率卷筒的输出功率WPkwFVPWw2.1496.01000268001000（2-1）2.22.2 电机输出功率电机输出功率dPWdPP（2-2）传动装置的总效率5423321（2-3）由相关资料可确定V带传动96.01滚动轴承的效率99.028级精度的圆柱齿轮传动97.

14、03弹性联轴器99.04卷筒效率96.05解得上式中833.0则kwpd04.17编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第10页 共41页第 10 页 共 41 页2.32.3 电动机的转速电动机的转速n卷筒转速为min93.8445014.32106106043rDVn卷筒（2-4）根据电机转速卷筒n且由表查得常选用同步转速n为min1500r的Y系列电机为 Y180L4，其满载转速为min1470rnm，其额定功率为 22kw。由表知机座中心高 180mm堵转转矩/额定转矩为 2最大转矩/额定转矩为 2.2总质量为 190

15、Kg第第 3 章、传动装置的运动和动力参数计算章、传动装置的运动和动力参数计算3.1 传动装置总的传动比传动装置总的传动比31.1793.841470卷筒总nnim（3-1）3.2 分配传动比分配传动比取 V 带的传动比为2带i第轴到第轴的传动比为1i第轴到第轴的传动比为2i213.1 ii 31.173.121iiii带总（3-2）经计算可得58.22i35.31i3.3 运动参数和动力学参数的计算运动参数和动力学参数的计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴34231201、分别为电动机到 1 轴、1 轴到 2 轴、2 轴到 3 轴、3 轴到 4轴之间的传动效

16、率3.3.1 各轴转速各轴转速编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第11页 共41页第 11 页 共 41 页电动机输出转速min1470rnm轴的转速min/735214701rinnw带（3-3）轴的转速min/4.21935.3214701112riininnw带轴的转速min/04.85223rinn5.00012.004.85/93.8404.85速度误差在允许范围内3.3.2 各轴的输入功率各轴的输入功率轴的输入功率kwppd36.1696.004.17011（3-4）轴的输入功率kwpp71.1597.099.

17、036.161212轴的输入功率kwpp09.1597.099.071.152323工作轴的输入功率kwpp79.1499.099.009.1534343.3.3 各轴的输入转矩各轴的输入转矩电动机的输出转矩mNnPTm7.110147004.179550955000（3-5）轴的输入转矩编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第12页 共41页第 12 页 共 41 页mNiTT55.21296.027.1100101带轴的输入转矩mNiTT77.68397.099.035.355.21212112轴的输入转矩mNiTT1.1

18、69497.099.058.277.68323223工作轴的输入转矩mNTT39.166099.099.01.16943434表 3-1.运动和动力学参数如下表：轴功率 P/KW转矩 T/N.m转速 r/min输入输出输入输出电动机轴17.04110.714701 轴16.3616.2212.55210.427352 轴15.7115.55683.77676.93219.43 轴15.0914.941694.11677.1685.044 轴14.7914.621660.391593.9785.04第第 4 章、设计章、设计 V 带和带轮带和带轮4.1 设计设计 V 带带4.1.1 参数参数查课

19、本156p表 8-7 得出3.1AKkwPKPdA152.2204.173.1带总（4-1）取 V 带数位 5，则单根普通 V 带输入功率kwPPC43.45带总（4-2）转速min/1470rnm查152p表 8-4a 可选择 B 型 V 带，mmdd2001根据编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第13页 共41页第 13 页 共 41 页12)1(21ddddnn（4-3）可以取01.0，则可求得mmdd3962查157p表 8-8 得mmdd40024.1.2 验算带速验算带速smndVmd/39.151000601

20、47020014.31000601（4-4）带速不宜过高或者过低，一般在 525m/s 范围之内所以，设计值合适4.1.3 取取 V 带基准长度带基准长度dL和中心距和中心距a初步选取中心矩a：)(2)(7.02021ddaddd12004200 a取9000a初步计算 V 带的基准长度mmaddddaL1.27534)()(2202122100（4-5）查表 8-2 得2800dLmm，则可得实际中心矩mmLLaad45.92321.27532800900200（4-6）4.1.4 验证小带轮包角验证小带轮包角12055.16745.9235.57)200400(1805.57)(18022

21、adddd（4-6）4.1.5 确定确定 V 带的根数带的根数 ZlddAKKPPKPZ)(带总（4-7）查表可得2.50P48.0oP 97.0K05.1lK将上面参数带入上式 Z=4.97取 Z=5 根4.1.6 求作用在带轮上的压力求作用在带轮上的压力QF查表8-3得B型普通V带每米质量编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第14页 共41页第 14 页 共 41 页mkgq/18.0NqVZVKPKF65.26939.1518.039.15597.015.22)97.05.2(500)5.2(500220带总（4-8）

22、则作用在轴上的压力NZFFQ6.2680255.167sin65.269522sin20（4-9）4.1.7 设计结果设计结果选用 5 根 B 型 V 带，中心矩mma45.923，带轮直径mmdd2001，mmdd4002，轴上压力NFQ6.26804.2V 带轮的设计带轮的设计查书可知小带轮采用腹板式，大带轮采用轮辐式结构。带轮的凹槽表 4-1带轮各级参数槽型dbminahminfheminfdd与dd相对应3438B14.03.5010.84.01911.5190190第第 5 章、齿轮的设计章、齿轮的设计5.1 高速级大小齿轮设计高速级大小齿轮设计5.1.1 材料材料：根据已知材料，小

23、齿轮材料选用 40Cr 调制，齿面硬度为 280HBS，大齿轮材料选用 45 钢调制，齿面硬度与芯部硬度均为 240HBS,选择 8 级精度（GB10095-88)。5.1.2 各级参数各级参数选择小齿轮齿数251z，则大齿轮齿数75.8335.3252z，选取整数值则842z。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第15页 共41页第 15 页 共 41 页已知36.32584121zzu（5-1）5.1.3 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(132.2HEdtZuuKTd（5-2）确

24、定公式中的各计算数值试选载荷系数3.1tK计算小齿轮传递的转矩mNnPTc5511511013.273536.16105.95105.95（5-3）查表 10-7 选取尺宽系数1d查表 10-6 得材料的弹性系数218.189 MPaZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5601lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5852lim 计算应力循环次数91110976.1)163508(17356060hjLnN（5-3）81121088.5uNN由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数88.01HNK；91.02HNK计算接触疲劳许用应力取失败概率为001安全系数

25、11S则有MPaSKHHNH8.49256088.0111lim1（5-4）编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第16页 共41页第 16 页 共 41 页MPaSKHHNH35.53258591.0212lim2计算试算小齿轮分度圆直径1d，带入H中较小的值mmZuuKTdHEdct31.87)8.4928.189(36.336.411013.23.132.2)(132.23253211（5-5）计算圆周速度1cVsmndVtc/36.310006073531.8714.3100060111（5-6）计算齿宽1bmmdbt

26、d31.8711（5-7）计算齿宽与齿高之比cihb1模数mmzdmtt49.32531.87111（5-8）齿高mmmhtc86.725.21111.1186.731.8711chb（5-9）计算载荷系数根据smVc/36.31，8 级精度，由图 10-8 查得1.1vK6直齿轮1FHKK由表 10-2 查得使用系数1AK查表 10-4 用插值法 8 级精度，小齿轮相对支撑非对称分布465.1HK继而查图 10-13 得33.1FK故载荷系数编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第17页 共41页第 17 页 共 41 页7

27、.11465.116.111HHvAKKKKK（5-10）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径mmKKddtt47.953.17.131.873311（5-11）计算模数mmzdm81.32547.951115.1.4 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式32111)(2FSaFadYYZKTm（5-12）确定公式内各计算值查图 10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001，大齿轮的弯曲强度极限MPaFE3802查图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数85.01FNK,88.02FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲安全系数4.11tS则MPaSKtFEFNF57.303

28、4.150085.01111MPaSKtFEFNF86.2384.138088.01222计算载荷系数1tK54.133.1116.111FFVAtKKKKK查取齿形系数查表 10-5 可得62.21FaY，214.22FaY查取应力校正系数编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第18页 共41页第 18 页 共 41 页查表 10-5 可得59.11SaY，774.12SaY计算大小齿轮的FSaFaYY并加以比较01381.057.30159.162.2111FSaFaYY（5-13）01644.086.238774.121

29、4.2222FSaFaYY由上可知大齿轮的数值大设计计算mmm6.201644.02511016.254.123251对比计算结果，由于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，由于齿轮模数的大小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，仅与齿轮直径有关，所以取模数6.21m，近圆整为标准值31m，按接触强度算得的分度圆直径mmd47.951，算出小齿轮齿数32111mdz大齿轮齿数2.10735.3322z取1082z这样设计的齿轮传动，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。5.1.5 几何尺寸几何尺寸

30、计算分度圆直径mmmzd96332111mmmzd3243108122计算中心矩mmdda2102324962211编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第19页 共41页第 19 页 共 41 页计算齿轮宽度mmdbd961取mmB962，mmB10015.1.6 主要参数选取，及几何尺寸计算主要参数选取，及几何尺寸计算中间轴大齿齿数1082z模数31m 20分度圆直径mmzmD3243108211齿顶高mmHmHaa313*1齿根高mmmCHHaf75.33)25.01()(1*齿全高mmHHHfa75.675.33齿顶圆

31、直径mmHDDaa330323242齿根圆直径mmHDDff5.31675.323242轴孔直径mmdd5050 5.2 低速级大小齿轮的设计低速级大小齿轮的设计5.2.1 材料材料：根据已知材料，小齿轮材料选用 40Cr 调制，齿面硬度为 280HBS，大齿轮材料选用 45 钢调制，齿面硬度与芯部硬度均为 240HBS,选择 8 级精度（GB10095-88)。5.2.2 各级参数各级参数选择小齿轮齿数253z，则大齿轮齿数5.6458.2254z，选取整数值则654z。已知6.22565342zzu5.2.3 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山

32、有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第20页 共41页第 20 页 共 41 页由设计计算公式进行试算，即3222)(132.2HEdtZuuKTd确定公式中的各计算数值试选载荷系数3.1tK计算小齿轮传递的转矩mNnPT552,2521077.64.21955.15105.95105.95查表 10-7 选取尺宽系数1d查表 10-6 得材料的弹性系数218.189 MPaZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5603lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5854lim 计算应力循环次数833109.5)163508(14.2196

33、060hjLnN82341027.2uNN由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数91.03HNK；925.02HNK计算接触疲劳许用应力取失败概率为001安全系数12S则有MPaSKHHNH6.50956091.023lim33MPaSKHHNH125.541585925.012lim24计算试算小齿轮分度圆直径1d，带入H中较小的值编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第21页 共41页第 21 页 共 41 页mmZuuKTdHEdt53.125)6.5098.189(36.336.411077.63.132.2)(132

34、.23253222计算圆周速度1cVsmndVtc/44.11000604.21953.12514.3100060223计算齿宽3bmmdbtd53.12533计算齿宽与齿高之比33chb模数mmzdmtt02.52553.125222齿高mmmhtc3.1125.22311.113.1153.12533chb计算载荷系数根据smVc/44.13，8 级精度，由图 10-8 查得06.1vK直齿轮1FHKK由表 10-2 查得使用系数1AK查表 10-4 用插值法 8 级精度，小齿轮相对支撑非对称分布477.1HK继而查图 10-13 得6.1FK故载荷系数57.11477.106.112HH

35、vAKKKKK按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径mmKKddtt68.1333.157.153.1253323计算模数编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第22页 共41页第 22 页 共 41 页mmzdm02.52553.1253225.2.4 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式32222)(2FSaFadYYZKTm确定公式内各计算值查图 10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5003，大齿轮的弯曲强度极限MPaFE3804查图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数9.03FNK,93.04

36、FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲安全系数4.11tS则MPaSKtFEFNF42.3214.15009.02333MPaSKtFEFNF43.2524.138093.02444计算载荷系数1tK696.16.1106.112FFVAtKKKKK查取齿形系数查表 10-5 可得62.23FaY，26.24FaY查取应力校正系数查表 10-5 可得59.13SaY，74.14SaY计算大小齿轮的FSaFaYY并加以比较013.042.32159.162.2333FSaFaYY编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第23页 共41页

37、第 23 页 共 41 页01558.043.25274.126.2444FSaFaYY由上可知大齿轮的数值大设计计算mmm76.301558.02511077.657.123252对比计算结果，由于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，由于齿轮模数的大小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，仅与齿轮直径有关，所以取模数76.32m，近圆整为标准值42m，按接触强度算得的分度圆直径mmd68.1333，算出小齿轮齿数34233mdz大齿轮齿数72.8758.2344z取884z这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯

38、曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.5 几何尺寸几何尺寸计算分度圆直径mmmzd136434233mmmzd352488144计算中心矩mmdda24423521362432计算齿轮宽度mmdbd1363取mmB1362，mmB1401第第 6 章章 轴的设计和校核轴的设计和校核6.1 输入轴的结构强度计算输入轴的结构强度计算编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第24页 共41页第 24 页 共 41 页6.1.1.计算作用在齿轮上的力计算作用在齿轮上的力已知mNT55.2121圆周力NdTFt7.445247.9

39、521255022111（6-1）径向力NFFtr65.162020tan7.4452tan11（6-2）6.1.2 初步估算轴的直径初步估算轴的直径选取 45 钢作为轴的材料，调制处理查表 15-1 得屈服强度极限MPas3551，抗拉强度极限MPaB6401，许用弯曲应力MPa601，剪切疲劳强度极限MPa1551，弯曲疲劳极限MPa2751。根据公式311nPAd（6-3）计算轴的最小直径，并加大003以考虑键槽的影响。查表选取11201A则有mmnPd45.3273536.1636.11511203.13311min（6-4）6.1.36.1.3 轴的设计轴的设计：按扭矩强度确定各轴段

40、直径：.因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且 d1=(0.81.2)d，查手册，取 d1=35mm、L1=100mm,选择键810hb。因为大带轮靠轴肩定位，所以取 d2=38mm,编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第25页 共41页第 25 页 共 41 页L2=78mm，d3=43mm，L3=45mm,d4段装配齿轮，取 d4=50mm,，取 L4=134mmd5段装配轴承，取 d5=54mm,L5=75mm取mmd456，mmL406，mmd357，mmL307。高速轴校核按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1)绘制轴的受

41、力及简化模型图，2)水平面内的受力及弯矩图，圆周力：Ft=2Td=252.53Nm7010-3m=1500.9N径向力：Fr=Fttana=1500.90.36N=540.3N分别求支承反力 FHA、FHB,以 C 点作为参考点：FHA=FtL1L1+L2=1500.95252+178.5N=338.6N（6-5）FHB=FtL2L1+L2=1500.9178.552+178.5N=1161.6NH 面内 C 截面处的弯矩为MHC=FHAL2=338.6 N178.510-3m=267.9Nm（6-6）3)竖直面内的受力弯矩图，如图 6-d、6-e 所示：FVA=FrL1L1+L2=540.3

42、5252+178.5N=121.9N（6-7）FVB=FrL2L1+L2=540.3178.552+178.5N=418.4NC 截面处的左侧弯矩为：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第26页 共41页第 26 页 共 41 页MVC左=FVAL2=121.9N178.510-3m=21.8NmC 截面处的右侧弯矩为：MVC右=FVBL1=418.4N5210-3m=21.8Nm4)根据公式 M=M2H+M2V,计算 C 截面的合成弯矩并作图。如图 6-f 所示：C 截面处的左侧：MC左=M2HC+M2VC左=267.92

43、+21.82Nm=268.8NmC 截面处的右侧：MC右=M2HC+M2VC右=267.92+21.82Nm=268.8Nm5）作扭矩图，如图 6-g 所示：6）求当量弯矩：因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数 a 为 0.6。Mec左=M2C左+(aT2)=268.82+(0.652.525)2Nm=270.6 NmMec右=M2C右+(aT2)=268.82+(0.652.525)2Nm=270.6 Nm7）确危险截面及校核强度e=MeW=270.51030.1d53=270.51030.1453Mpa=29.7 Mpa查表 14.2 得-1b=60 Mpa,满足e-1

44、b 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕量。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第27页 共41页第 27 页 共 41 页编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第28页 共41页第 28 页 共 41 页图 6-1 高速轴的受力、弯矩、扭矩图6.26.2 中间轴的设计中间轴的设计：6.2.16.2.1 选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料，确定许用应力选用 45 号钢调质处理，由表 14.7 查得强度极限B=650Mpa,再由表 14.2得许用弯

45、曲应力-1b=60Mpa。6.2.26.2.2 按扭矩强度确定各轴段直径按扭矩强度确定各轴段直径：.根据表 14.1 得 C=107118，由 dC3Pn=(107118)33.80230=26.7529.50mm取 d1=35mm、L1=35mm,因为 d2段装配齿轮，取 d2=40mm,L2=68mm，齿轮轮毂宽度为 70mm，取 L2=68mm。因为齿轮靠轴肩定位，取 d3=50mm，L3=10mm，因 d4段同样装配齿轮，取 d4=40mm，L4=108mm,而 d5段装配轴承，选用 6207型轴承，取 d5=35mm，L5=35mm，6.2.3 中间轴校核中间轴校核1、按弯矩组合强度

46、条件校核轴的轴径。1）绘制轴的受力及简化模型图，如图 7-a 所示2）水平面内的受力及弯矩图，如图 7-b、7-c 所示圆周力：Ft1=2T1d1=2157.78Nm20010-3m=1577.8N径向力：Fr1=Ft1tana=1577.80.36N=568N同理圆周力：Ft2=2T2d2=2157.78Nm10510-3m=3005.3N编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第29页 共41页第 29 页 共 41 页径向力：Fr2=Ft2tana=3005.30.36N=1081.9N分别求支承反力 FHA、FHD,以

47、B、C 点作为参考点：FHA=Ft2L3+Ft1(L2+L3)L1+L2+L3=3005.371.5+1577.8（98+71.5）51.5+98+71.5N=2182.4NFHD=Ft1L1+Ft2(L1+L2)L1+L2+L3=1577.851.5+3005.3（51.5+98）51.5+98+71.5N=2400.7NH 面内 B 截面处的弯矩为MHB=FHAL1=2182.4 N51.510-3m=112.4NmH 面内 C 截面处的弯矩为MHC=FHDL3=2400.7 N71.510-3m=171.7Nm3)竖直面内的受力弯矩图，如图 7-d、7-e 所示：FVA=Fr2L3-Fr

48、1(L2+L3)L1+L2+L3=1081.971.5-568（98+71.5）51.5+98+71.5N=-85.6NFVD=Fr2(L1+L2)-Fr1L1L1+L2+L3=1081.9(51.5+98)-56851.551.5+98+71.5N=-600.87 NV 面内 B 截面处的左侧弯矩为：MVB左=FVAL1=-85.6N51.510-3m=-4.4NmV 面内 B 截面处的右侧弯矩为：MVB右=FVD(L2+L3)=-600.87N169.510-3m=-101.85NmV 面内 C 截面处的左侧弯矩为MVC左=FVDL3=-600.87N71.510-3m=-42.96NmV

49、 面内 C 截面处的右侧弯矩为：MVC右=FVA(L1+L2)=-85.6N149.510-3m=-12.8Nm4)根据公式 M=M2H+M2V,计算 B、C 截面的合成弯矩并作图。如图 7-f 所示：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第30页 共41页第 30 页 共 41 页B 截面处的左侧：MB左=M2HB+M2VB左=112.42+4.42Nm=112.5NmB 截面处的右侧：MB右=M2HB+M2VB右=112.42+101.852Nm=151.7NmC 截面处的左侧：MC左=M2HC+M2VC左=171.72+

50、42.962Nm=177.0NmC 截面处的右侧：MC右=M2HC+M2VC右=171.72+12.82Nm=172.2Nm5）作扭矩图，如图 7-g 所示：6）求当量弯矩：因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数 a 为 0.6。对于 B 截面：MeB左=M2B左+(aT2)=112.52+(0.6157.78)2Nm=147.04 NmMeB右=M2B右+(aT2)=151.72+(0.6157.78)2Nm=147.04 Nm对于 C 截面：MeC左=M2C左+(aT2)=1772+(0.6157.78)2Nm=196.07 NmMeC右=M2C右+(aT2)=172.2