机械设计课程设计说明书(doc 35页).docx

机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书1课程设计说明书课 程 名 称:机械设计课程设计课 程 代 码:6003479题目:带式运输机的减速传动装置设计学 生 姓 名:学号:年级/专业/班:10 机电（机电（3）-2学院(直属系):机 械 学 院指 导 教 师:秦小屿编号：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2页 共35页第 2 页 共 35 页一、一、传动方案的拟定传动方案的拟定对于本机器，初步选择原动机为三相异步电动机，根据任务书要求，要求本机器承载速度范围大、传动比恒定、外轮廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。根据参考书第 7 页常见机械传动的主要性能满足圆柱齿轮的船东要求。对圆柱齿轮传动，为了使尺寸和重量更小，当减速比i i8 8 时，建议采用二级以上的传动方式。根据参考书第 7页常见机械传动的主要性能，二级齿轮减速器传动比范围为：i i=8=84040，满足要求。根据工作条件和原始数据可选择展开二级圆柱齿轮传动。因为此方案可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但是也有缺点，就是宽度过大。其中选用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效的减小横向尺寸。在没有特殊要求的情况下，一般采用减速器。为了便于装配，齿轮减速器的机体采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。综上所述，传动方案总体布局如图一所示：图一1-电动机，2-弹性联轴器，3-二级圆柱齿轮，4-高速级齿轮减速器，5-低速级齿轮，6-刚性联轴器，7-卷筒编号：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3页 共35页第 3 页 共 35 页二、二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1、电动机类型和结构形式的选择电动机类型和结构形式的选择：由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的 Y 系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也适用于某些要求起动转矩较高的机械，如压缩机等。由于 Y 系列三相笼型异步电动机有如此多有优点，且符合此减速器设计要求，因此选择 Y 系列三相鼠笼式异步电动机。2、选择电动机容量选择电动机容量：电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。本次设计的运输机是不变载荷下长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率edP等于或稍大于所需的电动机工作功率dP，即eddPP，电动机不会过热，不必较验发热和起动力矩。（1）工作机所需功率wP：工作机所需功率wP可由工作机的工作阻力F，工作机卷筒的线速度v求得，即根据公式(2)：1000wFvPkW则：?=4450 0.85?000=3.78kw传动装置的总效率,应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积，即公式(5)：=?2 3n其中：1表示：滚动轴承效率，取 0.96；2表示：齿轮传动副的效率，取 0.98(查参考书1第 7 页表一常见机械传动的主要性能)；3表示：弹性连轴器的传动效率，取 0.97Y 系列三相鼠笼式异步电动机电动机传动装置的运动和动力参数计算公式及有关数据皆引自1第1220 页?=3.78kw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4页 共35页第 4 页 共 35 页4表示：卷筒的效率，取 0.995取 0.96所以：=?243345=0.96 0.9840.972 0.992 0.96=0.79（2）如图一所示的带式运输机，其电动机所需的工作功率dP根据公式(1)有：wdPPkW则有：?=3.780.79=4.79kw3、确定电动机转速确定电动机转速dn：卷筒工作转速可根据如下公式计算：60 1000vnD即：n=60?000 0.85 490=33.?5r min根据参考书1第 7 页表一常见机械传动的主要性能，V 带的传动比范围为ia=24 二级圆柱齿轮减速器传动比的范围为ib=840，故电动机转速的可选范围根据公式（6）有：nd=iaibn=24840 33.?5=53?5304r/min根据容量和转速,查出有三种传动比方案，如表一：表一方案电动机型号额定功率edPkW电动机转速/minr=0.79?=4.79kwn=33.?5r min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5页 共35页第 5 页 共 35 页同步转速满载转速1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112m-2430002890综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，可见第二方案比较合适，因此选择电动机型号为 Y112M-2，其主要性能如表二：表二型号额定功率 kW满载时启动电流额定电流启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流(380V时)A效率功率因素Y112M-2428909.4840.776.52.22.2Y112M-2 电动机的外形和安装尺寸如表三：表三中心高H外形尺寸 L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地肢螺栓孔直径 K轴伸尺寸DE装键部位尺寸 FGD112400670265190140122860841注：表中尺寸单位均为 mm。4、确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比传动装置的总传动比ni为选定的电动机满载转速mn和工作机主轴转速n之比即公式（7）：mnnin其中：mn：选定的电动机 Y112M-2 满载转速 2890r/min；n：卷筒工作主轴转速，即告 33.15r/min；则有：in=289033.?5=87.?8电动机型号为Y112M-2in=87.?8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6页 共35页第 6 页 共 35 页V 带分配的传动比0i=3.8，in=i减i0，i减=3?.?3展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸没润滑的要求，为使两极大齿轮的直径相近，由参考书 17 页展开式曲线查得：i?=7.?5i2=3?.?3 7.?5=4.355、计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数按照由电动机轴到工作机运动传递路线推算。得各轴的运动和动力参数。（1）各轴转速I 轴根据公式（9）：10/minmnnri式中：mn为电动机满载转速；0i为电动机至一轴的传动比，因为中间由联轴器连接，所以为 2.8；代入数据则有：n?=nmi0=28902.8=?032.?4r/minII 轴根据公式（10）：12/minhnnri代入数据:n2=n?i?=?.32.?47.?5=?44.36r/minIII 轴根据公式（11）：23/minlnnri代入数据n3=n2i2=?44.364.35=33.?9r/min卷筒轴：343/minnnri式中：3i为 III 轴至卷筒轴的传动比，因为它们之间直接由联轴器连接，所以31i，代入数据则有：n4=n3=33.?9r/min（2）各轴输入功率i?=7.?5i2=4.35n?=?032.?4r/minn2=?44.36r/minn3=33.?9r/min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7页 共35页第 7 页 共 35 页I 轴根据公式（12）：101dPPkW式中：01为电动机至 I 轴的传递效率；则0113；代入数据则有：p?=4.79 .96=4.60 kWII 轴根据公式（13）：2112PPkW式中：12为 I 轴至 II 轴的传递效率；则1212 代入数据则有：p2=4.60 0.98 0.97=4.37kWIII 轴根据公式（14）：3223PPkW式中：23为 II 轴至 III 轴的传递效率；则2312 代入数据则有：p3=4.37 0.98 0.97=4.?6kW卷筒轴：434PPkW式中：34为 III 轴至卷筒轴的传递效率；则3413 代入数据则有：p4=4.?6 0.98 0.99=4.03kW（3）各轴输出功率IIII 轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率 0.98，则有：I 轴：p?=p?0.98=4.60 0.98=4.5?kW；II 轴：p2=p2 0.98=4.37 0.98=4.28kW；III 轴：p3=p3 0.98=4.?6 0.98=4.08kW。（4）各轴输入转矩电动机主轴输出转矩dT根据公式（17）：9550ddmPTnN m代入数据则有：Td=9550 4.792890=?5.83N mIIII 轴的输入转矩：n4=33.?9r/minp?=4.60kWp2=4.37kWp3=4.?6kWp4=4.03kWp?=4.5?kW；p2=4.28k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35页第 8 页 共 35 页I 轴根据公式（18）：1001dTT i N m代入数据则有：T?=?5.83 2.8 0.96=42.55N mII 轴根据公式（19）：21112112hTT iT i N m代入数据则有：T2=42.55 7.?5 0.98 0.97=289.?8N mIII 轴根据公式（20）：32223212lTT iT i N m代入数据则有：T3=289.?8 4.35 0.98 0.97=?95.8?N m卷筒轴的输入转矩：4334313TTT N m代入数据则有：T4=?95.8?0.98 0.99=?60.?7N m（5）各轴的输出转矩IIII 轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率 0.98，则有：I 轴：T?=T?0.98=42.55 0.98=4?.67N m；II 轴：T2=T2 0.98=289.?8 0.98=283.40N m；III 轴：T3=T3 0.98=?95.8?0.98=?7?.90N m。工作机的动力和运动参数整理如表四：表四轴名效率PkW转矩TN m转速n/minr传动比i效率输入输出输入输出电机轴2.828902.80.9615.831032.14I 轴4.604.5142.5541.671032.147.150.95II 轴4.374.28289.18283.40144.364.350.95III 轴4.164.081195.811171.9033.191.000.97卷筒轴4.031713.663W；p3=4.08kW。Td=?5.83N mT?=42.55N mT2=289.?8N mT3=?95.8?N mT4=?60.?7N m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35页第 9 页 共 35 页6、工作机的阻力矩工作机的阻力矩工作机的阻力矩可由工作机的工作效率公式和速度公式求得：根据工作机的效率公式(2)：1000wT wP kW又根据公式(4)：1000wF vP kW再根据：2D wv/mm s推出：T=FD2=4450490?032=?090N m三、三、传动零件的设计计算传动零件的设计计算注：以下计算所查阅的表格、图片均来自教材机械设计注：以下计算所查阅的表格、图片均来自教材机械设计(一一)高速级传动零件的设计计算高速级传动零件的设计计算1.选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数1)按图一所示的传动方案，选用硬齿面直齿圆柱齿轮2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 1009588）3)材料选择，根据表 101 选：大小齿轮材料均为 40 Cr 并经调质及表面淬火，硬度为 48-55HRC。4)选小齿轮齿数124Z，大齿轮齿数Z2=24 7.?5=?7?.6，取Z2=1722.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(109a)进行计算，即：213112.32()tEtdHK TZudumm1)确定公式内的各计算量(1)试选载荷系数1.3tK(2)计算小齿轮传递的转矩根据公式511195.5 10PTnN mm代入数据则有T?=95.5?05p?n?=95.5?054.6?032.?4=4.25?04N mm(3)由表 107 选取齿宽系数?=?T=?090N m齿轮的计算公式及有关数据和图表皆引自2第 189208页齿轮材料：40 Cr 并经调质及表面淬火小齿轮 50HRC大齿轮 50HRC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35页第 10 页 共 35 页(4)由表 106 查得材料的弹性影响系数189.8EZ 1/2MP(5)由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限Hlim=600MP；则大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MP。(6)齿轮的工作应力循环次数N的计算公式(1013)：60hNnjL式中：n为齿轮的转数，1032.14/minr；j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；hL为齿轮的工作寿命。根据高速级齿轮传动比in=7.?5，代入数据则有：N?=60?032.?4?2 8 300 5=?.486?09N2=?.486?097.?5=2.079?08(7)由图 1019 查得接触疲劳寿命系数10.95HNK；20.97HNK。(8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，接触疲劳安全系数1S，齿轮的接触疲劳许用应力H按式（1012）计算limHNHHKSMPa式中：HNK为接触疲劳寿命系数；S为接触疲劳强度安全系数；limH为齿轮的接触疲劳极限。则大小齿轮的接触疲劳极限分别为：H?=KHN?lim?S=0.95 600=570MPaH2=KHN2lim2S=0.97 550=533.5MPa2)计算（1）试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值d?t 2.323KtT?du+?uzEh21.3tK T?=4.25?04N mm?=?189.8EZ 1/2MPHlim=600MPHlim2=550MPN?=?.486?09N2=2.079?0810.95HNK20.97HNK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35页第 11 页 共 35 页=2.323?.34.256?04?8.?57.?5?89.8533.52=46.365mm（2）计算圆周速度vv=d?tn?60?000=46.365?032.?460?000=2.50m/s（3）计算齿宽bb=d d?t=?46.365=46.365mm（4）计算齿宽与齿高之比/b h模数mt=d?tx?=46.36524=?.93?mm齿高h=2.25mt=2.25?.93?=4.35mmbh=46.3654.35=?0.66（5）计算载荷系数根据v=2.59/m s,7 级精度,由图 108 查得动载荷系数Kv=?.09.直齿轮，由表达 103 查得1HFKK由表 102 查得使用系数KA=?;由表 104 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=?.4?9由bh=?0.67，KH=?.4?9，查图 1013 得：KF=?.35根据载荷系数公式：K=KAKVKHKH将数据代入后得:K=?.09?.4?9=?.547（6）按实际的载荷系数校正所得和分度圆直径，根据公式（1010a）：311/ttddK Kmm将数据代入后得d?=46.365 3?.547?.3=49.?33mm（7）计算模数mH?=0.95 600=570MPaH2=533.5MPad?t=46.365mmv=2.50m/sb=46.365mmmt=?.93?mmbh=?0.66Kv=?.09.1HFKKKA=?;KH=?.4?9KF=?.35K=?.547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35页第 12 页 共 35 页m=d?z?=49.?3324=2.05mm3.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（105）：23212cos()FSdFKTYY YmZmm1)确定公式内的各计算数值(1)由图 1020c 查得小齿轮的弯曲强度极限FE?=500MPaMPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa；(2)由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数KFN?=0.85；KFN2=0.88；(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S，齿轮的弯曲疲劳许用应力H按式（1012）：FNFEFKSMPa式中：FNK为弯曲疲劳寿命系数；S为弯曲疲劳强度安全系数；FE为齿轮的弯曲疲劳极限。将数据代入公式，则大小齿轮的弯曲疲劳极限分别为：F?=KFN?FE?S=0.85500?.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.88380?.4=238.86MPa(4)计算载荷系数K，根据载荷系数公式：K=KAKVKFKF将数据代入后得K=?.09?.35=?.472(5)查取齿形系数由表达 105 查得12.592FY，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得22.167FY(6)查取应力校正系数由表达 105 查得11.596SY，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得d?=49.?33mmm=2.05mmF?=303.57MPaF2=238.86MPa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35页第 13 页 共 35 页21.813SY(7)计算大小齿轮的FSFY Y并加以比较1112.592 1.5960.010397398.57FSFYY2222.167 1.1830.00944416.29FSFYY大齿轮的数值大。2)设计计算m 32?.4724.256?04?242 0.0?64?=?.55mm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，可取由弯曲强度处出的模数 1.55 并就近圆整为标准值2mmm，按接触疲劳强度得的分度圆直径d?=46.365mm处出小齿轮的齿数：z?=d?m=49.?332=24.5 取z?=25；大齿轮齿数z2=25 7.?5=?75.6取z2=?76这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿面弯曲疲劳强度，并蒂莲做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算几何尺寸计算1）计算分度圆直径d?=z?m=25 2=50mmd2=z2m=?76 2=352mm2）计算中心距:a=d?+d22=50+3522=20?mm3）计算齿轮宽度b=dd?=?50=50mmK=?.47212.592FY22.167FY11.596SY21.813SYm?.55mmz?=25z2=?76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35页第 14 页 共 35 页取B2=50mm,B?=55mm5.验算验算Ft=2T?d?=2 4.256?0448=?702.4NKAFtb=?702.448=34.048/N mm34.048/N mm?00/N mm合适6.主要设计计算结果主要设计计算结果中心距a=201mm模数m=2齿数z?=25,z2=?76分度圆直径d?=50mm,d2=352mm齿顶圆直径da?=54mm,da2=356mm齿根圆直径df?=45mm,df2=347mm齿宽b?=55mm,b2=50mm(二二)低速级传动零件的设计计算低速级传动零件的设计计算1.选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数1)按图一所示的传动方案，选用硬齿面直齿圆柱齿轮2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度3)材料选择，根据表 101 选：大小齿轮材料均为 40 Cr 并经调质及表面淬火，硬度为 48-55HRC。4)选小齿轮齿数124Z，大齿轮齿数Z2=24 4.35=?04.4，取Z2=1052.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(109a)进行计算，即：213112.32()tEtdHK TZudumm1)确定公式内的各计算量(1)试选载荷系数1.3tK(2)计算小齿轮传递的转矩根据公式522195.5 10PTnN mm齿轮的计算公式及有关数据和图表皆引自2第 189208页齿轮材料：40 Cr 并经调质编号：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35页第 15 页 共 35 页代入数据则有T2=95.5?05p?n?=95.5?054.37?4.36=3.65?05N mm(3)由表 107 选取齿宽系数?=?(4)由表 106 查得材料的弹性影响系数189.8EZ 1/2MP(5)由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限Hlim=600MP；则大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MP。(6)齿轮的工作应力循环次数N的计算公式(1013)：60hNnjL式中：n为齿轮的转数，144.36/minr；j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；hL为齿轮的工作寿命。根据高速级齿轮传动比in=4.35，代入数据则有：N?=60?44.36?2 8 300 5=2.079?08N2=2.079?084.35=4.779?07(7)由图 1019 查得接触疲劳寿命系数10.95HNK；20.97HNK。(8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，接触疲劳安全系数1S，齿轮的接触疲劳许用应力H按式（1012）计算limHNHHKSMPa式中：HNK为接触疲劳寿命系数；S为接触疲劳强度安全系数；limH为齿轮的接触疲劳极限。则大小齿轮的接触疲劳极限分别为：H?=KHN?lim?S=0.95 600=570MPaH2=KHN2lim2S=0.97 550=533.5MPa2)计算（1）试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值及表面淬火小齿轮 50HRC大齿轮 50HRC1.3tK T2=3.65?05N mm189.8EZ 1/2MPHlim=600MPHlim2=550MPN?=2.079?08N2=4.779?0710.95HNK20.97HNK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35页第 16 页 共 35 页d?t 2.323KtT?du+?uzEh2=2.323?.33.65?05?5.354.35?89.8533.52=97.335mm（2）计算圆周速度vv=d?tn?60?000=97.335?44.3660?000=0.74m/s（3）计算齿宽bb=d d?t=?46.737=97.335mm（4）计算齿宽与齿高之比/b h模数mt=d?tx?=97.33524=4.06mm齿高h=2.25mt=2.25 4.06=9.?3mmbh=97.3359.?3=?0.67（5）计算载荷系数根据v=0.35/m s,7 级精度,由图 108 查得动载荷系数Kv=?；直齿轮，由表达 103 查得1HFKK由表 102 查得使用系数KA=?;（有轻微振动）；由表 104 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=?.4?9由bh=?0.67，KH=?.4?9，查图 1013 得：KF=?.35根据载荷系数公式：K=KAKVKHKH将数据代入后得K=?.4?9=?.4?9（6）按实际的载荷系数校正所得和分度圆直径，根据公式（1010a）：H?=570MPaH2=533.5MPad?t 97.335mmv=0.74m/sb=97.335mmmt=4.06mmh=9.?3mmbh=?0.67Kv=?1HFKKKA=?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35页第 17 页 共 35 页311/ttddK Kmm将数据代入后得d?=97.335 3?.4?9?.3=?00.2?mm（7）计算模数mm=d?z?=?00.2?24=4.?8mm3.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（105）：23212cos()FSdFKTYY YmZmm3)确定公式内的各计算数值(1)由图 1020c 查得小齿轮的弯曲强度极限FE?=500MPaMPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa；(2)由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数KFN?=0.85；KFN2=0.88；(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S，齿轮的弯曲疲劳许用应力H按式（1012）：FNFEFKSMPa式中：FNK为弯曲疲劳寿命系数；S为弯曲疲劳强度安全系数；FE为齿轮的弯曲疲劳极限。将数据代入公式，则大小齿轮的弯曲疲劳极限分别为：(4)F?=KFN?FE?S=0.85500?.4=303.57MPa(5)F2=KFN2FE2S=0.88380?.4=238.86MPa(6)计算载荷系数K，根据载荷系数公式：K=KAKVKFKF将数据代入后得K=?.35=?.35(7)查取齿形系数由表达 105 查得12.592FY，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得KH=?.4?9KF=?.35K=?.4?9d?=?00.2?mmm=4.?8mmFE?=500MPaMPaFE2=380MPaKFN?=0.85；KFN2=0.88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35页第 18 页 共 35 页22.204FY(8)查取应力校正系数由表达 105 查得11.596SY，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得21.778SY(9)计算大小齿轮的FSFY Y并加以比较1112.592 1.5960.009833420.714FSFYY2222.167 1.1830.009124429.571FSFYY大齿轮的数值大。4)设计计算m 32?.354.04?04?242 0.0?64?=?.46mm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，可取由弯曲强度处出的模数 1.53 并就近圆整为标准值2mmm，（出处）按接触疲劳强度得的分度圆直径d?=49.527mm处出小齿轮的齿数：z?=d?m=97.3352=48.66 取z?=50；大齿轮齿数z2=49 4.35=2?.7取z2=2?2这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿面弯曲疲劳强度，并蒂莲做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算几何尺寸计算1）计算分度圆直径d?=z?m=50 2=?00mmd2=z2m=2?2 2=424mm2）计算中心距:a=d?+d22=?00+4242=262mmF?=303.57MPaF2=238.86MPaK=?.3512.592FY22.204FY11.596SY21.778SYm?.46mm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35页第 19 页 共 35 页3）计算齿轮宽度b=dd?=?00=?00mm取B2=?00mm,B?=?05mm5.验算验算Ft=2T?d?=2 4.04?0450=?702.4NKAFtb=?702.450=34.048/N mm34.048/N mm?00/N mm合适6.主要设计计算结果主要设计计算结果中心距a=262mm模数m=2齿数z?=50,z2=2?2分度圆直径d?=?00mm,d2=424mm齿顶圆直径da?=?04mm,da2=428mm齿根圆直径df?=95mm,df2=4?9mm齿宽b?=?05mm,b2=?00mm(三三)高速轴（高速轴（I 轴）的计算轴）的计算1初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据轴的最小直径估算公式（152）：3min0PdAn式中：P为轴传递的功率，单位为 2.94kW；n轴的转速，单位为 320/minr；根据表 153，取1120A；将数据代入公式，则有：mmnPAd46.2332094.2112330min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20页 共35页第 20 页 共 35 页因键槽影响，故将轴径增加 4%5%,取dIII=25mm。2 2拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案1)轴上零件的装配方案如下图：图二2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足大带轮的轴向定位要求，III 轴段右端需制出一轴肩，故取 IIIII 段的直径为 29mm，大带轮与轴配合的毂孔长度1L=45mm，左端用 M2024螺母固定，为了保证轴螺母只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故 III 段的长度应比1L略短一些，现取 43mm。为了便于轴承的安装，故 IIIIV 段的长度应略小于轴承宽度，因此 IIIII 段的长度为：II-III23(15 20)2ltlB mm式中：t为轴承端盖凸缘厚度，根据查参考书126P表 3 计算得，9t mm2l根据参考书141P图 30，有212(8 12)lcc，式中各未知量可查参考书126P表 3 及27P表 4 计算得到，80mm。所以有：III-IIl15+9+80-16-10+2=80mm（2）初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向力的作用，故选用滚动轴承。参照工作要求并根据30dIV-IIImm，查参考书由轴承产品目录初步选取 0 组游隙、标轴的计算公式及有关数据和图表皆引自2第 355365 页dmin=?9.?6mm联 轴 器 型 号LH2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35页第 21 页 共 35 页准精度级的圆锥滚子轴承 6206，其尺寸为 306216，故III-IVVI-VIIdd30mm；而Bl32-11+9+16=36mm（式中2、3可由参考书226P表 3 算出）。左滚动轴承由轴肩定位，由查参考书1121P查得轴肩的直径为 37mm。右轴承由挡油板定位，所以轴直径不变。（3）高速级小齿轮的齿根圆直径公式：)22cos/(*ChZmdanf标准齿形，*1ah，*0.25C；将数据代入公式则有：1fd3775mm因为37-dmm，所以将此轴做成齿轮轴，齿宽 50mm。所以50-lmm。参见参考书141P图 30 可看出IVV段的长度：IV-V32242.5lB 9+11+75+15.5-2.5=108mm，式中2B为低速级小齿轮的齿宽，其余各值可由参考书126P表 3 计算得到。至此已初步确定了轴的各段直径和长度。3)轴上零件的周向定位大带轮与轴的联接采用平键联接，按dIII=25mm查参考书2117P选项用普通平键 A 型：b h l 8740。半联轴器比轴的配合为7/6Hk。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m。4)确定轴上圆角和全角根据参考书2表 152，取轴左端倒角为1C，轴右端倒角为1.2C各轴肩处的圆角见(图二)。3.轴的校核：轴的校核：轴1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35页第 22 页 共 35 页1 弯扭强度校核(1)求垂直面的支承反力：NFNFVV5246,137021(2)求水平面的支承反力：NFNFHH11899,409921(3)求 F 在支点产生的反力：NFF48301(4)绘制垂直面弯矩图NMlFMVaV54822NMlFMVVa14311（5）绘制水平面弯矩图NMlFMhah42822NMlFMhha116911（6）绘制 F 力产生的弯矩图NMlFMaaF5713（7）求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把aFM与22aHavMM直接相加NMMMMMaHavaFa126622NMMMMMaHavaFa174822（8）求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6）NMTMMe1789)(22（9）计算危险截面处轴的直径因为材料选择45调质，查得MPab650，MPab601则：mmMdbe8.661.031因为mmd8.6670，所以该轴是安全的。深 沟 球 轴 承6206图 19 弯矩图编号：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35页第 23 页 共 35 页2 扭转强度校核已知 32.0 dTWTt，查得 MPa40 mmTd9.42402.0106352.0333满足要求。3 扭转刚度校核已知 432dGTl 1mmGTld84.401801086001063532324434满足要求。(四四)中速轴（中速轴（II 轴）的计算轴）的计算1初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据轴的最小直径估算公式(152)：3min0PdAn式中：P为轴传递的功率，单位为kW（查表四）；n轴的转速，单位为/minr（查表四）；根据表 153，取1120A；将数据代入公式，则有：mmnPAd24.4156795.2112330min轴的最小直径是与轴承相联接，同时初步估计轴的受载较大，故取45II-Idmm；2拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案1）轴上零件的装配方案如下图：图四：dmin=37.38mm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24页 共35页第 24 页 共 35 页5)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）安装齿轮处的轴段直径及长度的确定由前面的计算可知，高速级的大齿轮的齿宽为 45mm。为了便于轴承的拆卸和安装，取 IVV 轴段的直径略大于轴承处的直径，现取II-IIId52mm；同理得IV-Vd52mm，轮毂宽68)5.12.1(2dLmm。为了便于齿轮的拆卸和安装，IVV 轴段的长度取短 2mm，则IV-Vl66mm。高速级的大齿轮左端由轴肩定位，此处取轴肩高度为 4mm，因此有III-IVd60,IIIIV 轴段的长度由 I 轴长度决定IV-IIIl=15mm。（2）初步选择滚动轴承，确定其所在段的直径和长度。因轴承只承受径向力的作用，故选用滚动轴承。参照工作要求并根据I-IId45mm，查参考书2121P由轴承产品目录初步选取 0 组游隙、标准精度级的深沟球轴承 6209，其尺寸为dDB458519，故I-IIV-VIdd45mm；左滚动轴承右端至左齿轮左端、右齿轮右端至右滚动轴承左端均由挡油板定位，所以轴直径不变。为了便于齿轮的拆卸和安装 III 轴段的长度应略短，此处取 2mm，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35页