1、課程設計課程名稱機械設計基礎課程設計題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院專業班級學 號學生姓名指導教師一、廣東工業大學課程設計任務書 3二、設計計算說明書 51、系統總體方案設計 51.1、 電動機選擇 51.2、 傳動裝置運動及動力參數計算 62、V帶傳動的設計與計算 73、傳動零件的設計計算 103.1、 高速級齒輪的設計 103.2、 低速級齒輪的設計 154、軸以及軸上各零件的設計與校核 214.1、 中間軸的設計 214.2、 高速軸的設計 284.3、 低速軸的設計 355、箱體及各部位附屬零件的設計 426、設計總結467、參考文獻47廣東工業大學課程設計任務書帶式運輸機傳動裝置題

2、目名稱學生學院專業班級學 號學生姓名一、課程設計的內容設計一帶式運輸機傳動裝置(見 圖1)。設計內容應包括：兩級傳動裝置的 總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和 零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖2參考傳動方案、課程設計的要求與數據已知條件：(1)運輸帶工作拉力：F = 3.3 kN ;(2)運輸帶工作速度：v = 1.20 m/s ;(3)卷筒直徑：D = 290 mm；(4)使用壽命：8 年；(5)工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩；(6)制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量；(7)工作環境：室內，輕度污染環境；(8

3、)邊界連接條件：原動機采用一般工業用電動機，傳動裝置與工作機分 別在不同底座上，用彈性聯軸器連接。三、課程設計應完成的工作小組成員A: 1.減速器裝配圖1張（1號圖紙）；2 .輸出軸及軸上非標準零件圖；3 .設計說明書1份。小組成員B: 1 .上箱體零件圖1張（1號圖紙）；2 .輸入軸及軸上非標準零件圖；3 .設計說明書1份。小組成員C: 1.下箱體零件圖1張（1號圖紙）；2 .中間軸及軸上非標準零件圖；3 .設計說明書1份。四、課程設計進程安排在舁 廳P設計各階段內容地點起止日期11.1、 設計準備：明確設計任務；準備設計資料和 繪圖用具1.2、 傳動裝置的總體設計：擬定傳動方案；選擇 電動

4、機；計算傳動裝置運動和動力參數教 1-201與課同步2傳動零件設計計算：帶傳動、齒輪傳動主要參數的 設計計算教 1-201與課同步3減速器裝配草圖設計：初繪減速器裝配草圖；軸 系部件的結構設計；軸、軸承、鍵聯接等的強度 計算；減速器箱體及附件的設計教 1-20118周4減速器裝配圖設計教 1-20119周5零件工作圖設計教 1-201至20周周二6整理和編寫設計計算說明書教 1-201 120周二至周四7課程設計答辯教 1-20120周五五、應收集的資料及主要參考文獻1 濮良貴、紀名剛主編，機械設計M,北京：高等教育出版社，2006年 5月第8版；2 林怡青、謝宋良、王文濤編著.機械設計基礎課

5、程設計指導書M.北京： 清華大學出版社，2008年11月第1版3 宋寶玉編，機械設計課程設計指導書M,北京：高等教育出版社，2006 年出版4 陳鐵鳴編，新編機械設計課程設計圖冊M,北京：高等教育出版社，2003年出版5 王昆等編，機械設計課程設計，高等教育出版社，2004年出版。發出任務書日期：201年 月 日指導教師簽名：計劃完成日期：201年 月 日基層教學單位責任人簽章：結果原始數據F= 3.3 kNV= 1.20 m/sD= 290 mm1.1.2電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機1.1.3確定電動機的功率：(1)輸送帶的輸入功率：Pw FV 3.3 1.20 3.96kW(2)

6、傳動裝置的總功率：取V帶效率為95% 對滾動軸承的的效率為 99%漸開 線圓柱齒輪效率為99% 對滑動軸承的效率為 99%聯軸器效率為99%滾筒的效率為96%則得：、32總 帶滾 齒 聯滑筒32一_一_一_= 0.95X 0.99 X 0.99 X0.99X 0.99X 0.96 =0.85 Pw 3.96(3)電動機所需的工作功率：Pd 4.66kW總 0.851.1.4確定電動機的轉速：nw=60 1000v一 D60 1000 1.2029079.029 r/minPw 3.96kW總 0.85pd 4.66kWnw = 79.029r/min設計計算說明書設計計算與說明1、系統總體方案

7、設計1.1、 電動機選擇1.1.1 傳動條件：(1)工作條件：減速箱使用壽命 8年，每天工作為兩班 工作制，每班工作16個小時，每年工作300天，載荷平 穩，環境清潔；(2)原始數據：輸送帶拉力F=3.3 kN ;帶速V= 1.20 m/s ; 滾筒直徑D= 290 mm。1.1.5確定電動機的型號：根據機械設計基礎課程設計指導書(卜面簡稱指導書) P11表2.1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比i齒36范圍。取V帶傳動比i帶24。則總傳動比理論范圍為：i總624，故電動機轉速的可選范圍為：nd = i總 x nw =474.174 1896.696 r/min則符合這一范圍

8、的同步轉速后：750、1000和1500r/min由標準查出三種適用的電動機型號：電動機型號為Y132S-4n 滿=1440 r/mini 帶=2.5011 =3.1412 2.30力殺電動機型 號額定功率電動機轉速(r/min)同 步滿載1Y160M2-85.5kw7507202Y132M2-6：5.5kw100019603Y132S-45.5kw15001440綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動、減速 器傳動比，可見第3方案比較適合，因此選定電動機型號為 Y132S-4,n 滿=1440 r/min1.2、 傳動裝置運動及動力參數計算1.2.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動

9、比：(1)確定傳動裝置總傳動比：i 總=n滿/ nw=1440/79.029=18.221(2)分配各級傳動裝置傳動比：i總=i帶i齒取 i 帶=2.50i 齒 里 18絲1 7.2884i 帶2.50% i1 i2i1 (1.251.4) i21工2.282 i2 2.4151.41.25取 i2 2.30 , i1 =3.141.2.2動力參數計算：(1)各軸的轉速：m 1 1440r/minn11440n9n1576r/minn2i 帶2.50n2 576 i83.440r/minn3i13.14n3 183.440.nA n3 79.757r/minn4 i22.30(2)各軸輸入功率

10、：p1pd 4.66kWp2p1 帶 4.66 0.95 4.43kWp3p2 滾 齒 4.43 0.99 0.99 4.34kWP4P3 滾聯 4.34 0.99 0.99 4.25kW(3)各軸轉矩：T1 9550 p；/9550 4.66/1440 30.905N m/n1T 2 9550 p2/9550 4.43/576 73.449 N m1/n2T 39550p3/95504.34/183.440225.943N m1T 49550py95504.25/79.7575508.890 N m/ n42、V帶傳動的設計與計算2.1 確定計算功率：由機械設計(卜間簡稱課本)P156表8-

11、8得：K=1.1Pca KA Pd 1.1 4.66 5.126kW2.2 選擇帶型號：根據Pca和nm=1440r/min ,由課本P157圖8-11得，選用A型2.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速n1 nd 1440r / min n2 576r/min n3 183.440r/min n4 79.757r/minp1 pd 4.66kWP24.43kWp3 4.34kWP44.25kWT1 30.905N mT2 73.449N m T3 225.943N mT4 508.890N mPca 5.126kWA型帶(1)初選小帶輪的基準直徑dd1根據課本P157表8-7和表8-9,取小帶輪

12、的基準直徑dd1 100mm(2)驗算帶速v帶dd1 n1100 1440v 帶 7.54m/ s60 100060 1000在530m/s范圍內，帶速合適 (3)計算大帶輪的基準直徑dd2dd2 i帶 dd1 2.50 100 250mm根據課本P157表8-9加以合適調整，dd2 250mm2.4確定中心距a,并選擇V帶的基準長度Ld(1)根據0.7 (dd1 dd2) a。2 (dd1 dd2)，即245mm a0 700mm,初選中心距 a0 600mm(2)計算V帶的基準長度Ld ，、21x (dd 2 dd1)Ld 0 2a0(dd1 dd2)24a°15022 600

13、(100 250) 1759.154mm24 600由課本P145表8-2,選V帶的基準長度Ld 1750mm (3)計算實際中心距aLd Ld0 公八八 17501759.154 四/介a a0600595.415mm22中心距的變動范圍：amin a 0.015 Ld 569 .165 mmaman a 0.03 Ld 647 .915 mm mand2.5驗算小帶輪包角a 1dd1 100mmdd2 250mma 595.415 mma1 18057.3 (dd2一 165.56120a2.6 確定帶的根數z由 dd1 100mm 和 nm=1440r/min ,查課本 P151 表 8

14、-4 得po 1.32kW根據 nm =1440r/min , i>=2.50 和 A 型帶，查表 8-5 得，p00.17 kW查表8-6得ka 0.96查表8-2得K 1.00于是 Pr ( PoPo) ka kl 1.430 kwZ PcL 5126_ 3.58取根數為4根Pr1.4302.7 計算帶的初拉力(F0)min由課本P149表8-3得A型V帶的單位長度質量q 0.105kg/m(F0)min 500 (2.5 ka)Pca q v帶2 142.292N ka z v 帶應使實際的初拉力Fo (Fo)min142.292N2.8 計算壓軸力FpFp2z(Fo)min si

15、na1129 .310 N2.9 帶輪結構設計(1)小帶輪采用實心式，查指導書P190得電動機的軸徑D 38mm , V#ft的 e 15 0.3mm, f 10 1 mm ,輪緣優% 輪(z 1)e 2f 65mm根數為4根Fp 1129 .310 N p小帶輪采用實心式B帶輪 65mm(2)大帶輪米用腹板式結構，輪緣寬與小帶輪的相同， 輪轂寬與軸的結構設計同步。3、傳動零件的設計計算3.1、 高速級齒輪的設計3.1.1 齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1)適用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角為n 20 ；(2)帶式輸送機為一般工作機器，參考課本P205表10-6 , 選用8級精度；(3)材料：選擇

16、高速級小齒輪采用 40Cr (調質)，硬度 為280HBS高速級大齒輪米用 45鋼(調質)，硬度為240HBS(4)初選小齒輪齒數乙 24, Z2Z1 i1 75.36取 Z277(5)初步選定螺旋角143.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計(1)試算小齒輪分度圓直徑，即d“ 3匹TZ 厚仔ZEZ Z)2V d u u V h1)確定公式中的各參數值試選KHt 1.3小齒輪的轉矩T27.3449 104 N mm由課本P206表10-7,選取齒寬系數d 1由課本P203圖10-20,選取區域系數Zh 2.433由課本P202表10-5查的材料的彈性影響系數 1ZE 189.8MPa2計算接觸疲勞強

17、度用的重合度系數 Zt arctan(tan n/cos ) arctan(tan20 /cos14 ) 20.562大帶輪米用腹板式n 208級精度高速級小齒輪采用40Cr (調質)高速級大齒輪采用45 鋼(調質)初選Z124z27714at1arccosz1cos t/(z1 2h an cos ) arccos24cos20.562 /(24 2 1 cos14 ) 29.974沆2arccosz2 cos t/(z22h an cos )arccos77 cos20.562 /(77 2 1 cos14 ) 24.038zi (tan at1 tan t) z? (tan at2tan

18、 t)24 (tan 29.974tan 20,562 ) 77 (tan 24.038tan 20,562 ) /(2 )1.639d z1 tan /1 24 tan(14 )/1.9054 1.6393-(1 1.905)1.9051.6390.671計算螺旋角系數z cos . cos14 0.985計算接觸疲勞許用應力(7 h由課本P213圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限為 H Hlim1 = 600MPaCT Hlim2 = 550MPa計算應力循環次數N=60n2jLh = 60X576X 1X (2X8X300X 8) = 1.327 X109N/1.327 X

19、109/(77/24) =4.136 X 108由課本P208圖10-23查接觸疲勞壽命系數Khn尸 0.90 KHN泮 0.95取失效概率為1%安全系數為S= 1Khn10.90 600 CT h 1 H lim 1 =MPa= 540MPaS1Khn20.95 550er h 2 = h im 2 =MPa= 523MPaS1取(T H 1和(T H 2中較小看做該齒輪副接觸疲勞許用應力, 即(TH1 = " 2= 523MPa2)小齒輪分度圓直徑d1t44.021 mm2KHtT27HZEZ Z、2d1t3d( H ) = 77 1.3 7.3449 104 ? 24_?(2.

20、433 189.8 0671 0.985 2X 174 44.021mm(2)調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷前的數據準備 圓周速度vv= d1tn2=60 100044.021 576 =i.328m/s60 1000齒寬bb= d d 1t = 1 x 44.021mm= 44.021mm2)計算實際載荷系數Kh由課本P192表10-2查得使用系數&=1根據V= 1.328m/s, 8級精度，由課本 P194圖10-8查得動載系數Kv= 1.07齒輪的圓周力Ft1 =2T2/d 1t = 2X 7.3449 義 104/44.021N =3.337 義 103N3KFt1/b

21、= 1 X 3.337 乂 10/44.021N/mm = 75.805N/mm<100N/mm查課本P195表10-3得齒間載荷分配系數 小= 1.4由課本P196表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數-22_3Kh 1.2 0.18 (1 0.6 d ) d 0.23 10 b1.12 0.18 (1 0.6 12) 12 0.23 10 3 44.021 1.418 dl = 51 848mm由此，得到實際載荷系數KH= KaKVKh“Kha 1X 1.07 X 1.4 X 1.418 = 2.1243)可得實際載荷系數算得的分度圓直徑 m

22、2.096mmd1= d1t 33 = 44.021 X 3l|l2-124 = 51.848mmK KHt、1.3及相應的齒輪模數m d1cos / z1 51.848 cos14 /24mm 2.096mm3.1.3按齒根彎曲疲勞強度設計 (1)試算齒輪模數，即YFa YSa2 K FtT2Y Y cos 2mnt 3VdZ12 試選載荷系數除=1.3 計算彎曲疲勞強度用重合度系數YB b= arctan(tan 0 tan a t)= arctan(tan14 0 x tan20.562 ° ) = 13.140° £ av= £ Jcos2B b

23、=1.639/cos 213.140 0 = 1.728 Y = 0.25+0.75/ e av= 0.25+0.75/1.728 =0.684可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YbYe = i-= 1-1.905 X 24_ =0.778120計算YFaYSa由當量齒數.3Zvi =zi/cos B = 24/cos 14Zv2 = zy cos 3 B=77/ cos 314=26.272,° = 84.290查課本P200圖10-17,得齒形系數¥ai=2.62 Y Fa2=2.21由課本P201圖10-18查得應力修正系數Ysa1= 1.60 Y Sa2= 1.78由

24、課本P209圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為(T Flimi = 500MPa (T Flim2 = 380MPa由課本P208圖i0-22查得彎曲疲勞壽命系數Kfni= 0.85 K FN2= 0.88取彎曲疲勞安全系數KFN1 FLim 1(T f 1 -S= 1.4,0.85 500 MP4 303.57MPaSKFN 2 FLim 2(T F2 =:1.40.88 380 Mp4238.86MPa1.4YFalYsai察j0138YFa2YSa2需678"0165因為大齒輪的YFaYsa大于小齒輪，所以取YFaYSa _ YFa2YSa2= 0.016

25、5m nt 1 .399 mmm nt 3一 一22KFtT?YY cosYFaYsa2 dZi2 1.3 7.3449 104 0.778 0.684 cos2 1420.01651 242=1.399mm(2)調整齒輪的模數一1)計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vdi= mntZi/cos 0 = 1.399 x 24/cos14 ° mm= 34.604mmdQ60 1000 34.604 57660 1000=1.044m/s齒寬bb = d d i = 1 x 34.604mm= 34.604mm寬高比b/h |h= (2h*an+Cn") mt = (2X

26、1+0.25) x 1.399 = 3.148mmb/h =34.604/3.148 = 10.9922)計算實際載荷系數Kf根據v=1.044m/s, 8級精度，由課本 P194圖10-8查得動載系數Kv=1.04由Ft1 =2T2/d 1= 2X 7.3449 X 104/34.604N =4.245 X 103NKFt1/b =1 X4.245 義 103/34.604 = 122.674N/mm> 100N/mm查課本P195表10-3得齒間載荷分配系數Kf =1.4結合 b/h = 10.992,查本 P197圖 10-13,得 Kb = 1.35則載荷系數為：K= KaK/K

27、fKfb= 1.966可得按實際載荷系數算得的齒輪模數3叵=1.399 義 3，吧66 = 1.606mmKFt1'.1.3m=2mmZ1 = 26Z2=83對比結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 m大于由 齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，從滿足彎曲疲勞強度出發，從標準中就近取 m=2mm為了同時滿足接觸疲勞 強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d= 51.848mm 來計算小齒輪的齒數，即Z1= d1 cos B /mn= 51.848 x cos14° /2 =25.154取 Z1 = 26,則 Z2= i z = 3.14 X26= 81.64,取Z2=83,

28、Z1和Z2互為質數a= 113mm3.1.4幾何尺寸計算 計算中心距(Z1 Z2)mn(26 83) 2a= -= mm= 112.337mm2 cos2 cos14考慮到模數從1.606增加到2mm為此將中心距減小圓整B = 15.290為 113mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1Z2)mn2a=arccos(26 83) 2 =15.2902 113(3)計算分度圓的直徑d1 = 53.908mmd2= 172.091mm,zimn26 2lc A”d i= =mm= 53.908mmcos cos15.29,z2mn83 2cmd2= = mm= 172.091mm

29、cos cos15.29b = 59mmb2=54mm(4)計算齒輪寬度b= d d = 1 x 53.908mm= 53.908mm取 b2=54mm b1=59mm3.1.5其他幾何尺寸的計算齒頂高ha,*ha mn1 2 2mm齒根高hf(ha*、c )mn(1 0.25) 2 2.5mm全齒高hahf2.54.5mmda1 57.908mmda2 176.091mm齒頂圓直徑da1d1 2hada2d2 2ha53.9082 2 57.908mm172.091 2 2 176.091mm齒根圓直徑df1 d1 2hfdf2 d2 2hf53.908 2 2.5 48.908mm172.

30、091 2 2.5 167.091mm局速級齒輪1米用左旋，齒輪2米用右旋。df1 48.908mmdf2 167.091mm高速級齒輪1采用左旋，齒輪2采用右旋3.2、低速級齒輪的設計3.2.1齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1)適用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角為n 20 ;低速級小齒輪采用40Cr (調質)低速級大齒輪采用45 鋼(調質)(2)帶式輸送機為一般工作機器，參考課本P205表10-6 , 選用8級精度；(3)材料：選擇低速級小齒輪采用 40Cr (調質)，硬度 為280HBS低速級大齒輪采用 45鋼(調質)，硬度為 240HBS(4)初選小齒輪齒數z3 24, z4 z3 i2 5

31、5.2取 Z455(5)初步選定螺旋角14初選3.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 (1)試算小齒輪分度圓直徑，即1)確定公式中的各參數值)2z324z45514試選KHt 1.3小齒輪的轉矩丁3 2.25943 105N mm由課本P206表10-7,選取齒寬系數d 1由課本P203圖10-20,選取區域系數Zh 2.433由課本P202表10-5查的材料的彈性影響系數1ZE 189.8MPa2計算接觸疲勞強度用的重合度系數zt arctan(tan n/cos ) arctan(tan20 /cos14 ) 20.562at1arccosz3 cos t/(z3 2h an cos )arcc

32、os24cos20.562 /(24 2 1 cos14 ) 29.974at2arccosz4 cos t/(z4 2h an cos )arccos55 cos20.562 /(55 2 1 cos14 ) 25.260z3(tan at1 tan t) z4(tan at2 tan t) 24 (tan 29.974 tan 20.562 ) 55 (tan 25.26 tan 20.562 ) /(2 ) 1.617d z3tan /1 24 tan(14 )/1.9054aa 4 1.6171.905z -：(1) 一 (1 1.905), 3'31.6170.678計算螺旋

33、角系數z cos cos14 0.985計算接觸疲勞許用應力(7 H由課本P213圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限為 (T Hliml = 600MPa(T Hlim2 = 550MPa計算應力循環次數N=60n3jLh=60X 183.44 X 1X (2X8X300X8) =4.226 X 108N= N/ p = 4.226 X 108/(55/24) = 1.844 乂 108由課本P208圖10-23查接觸疲勞壽命系數Khn尸 0.92 KHN泮 0.97取失效概率為1%安全系數為S= 11Khn 10.92 600 仙口_ ucmdc(T h 1 = h lim 1

34、=MPa= 552MPaS1K KhN20.97 550 MD一 二” 一 Deer h 2 = h lim 2 =MP弟 533.5MPaS1取(T H 1和(T H 2中較小看做該齒輪副接觸疲勞許用應力， 即詞="2= 53.5MPad1t65.573mm2)小齒輪分度圓直徑,；2T3 KhZhZeZ Z 2d1t 3i()= dH|552 1.3 225943? 24_ ? (2.433 189.8 0.678 0.985)231-55 -533.5'2465.573mm(2)調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷前的數據準備圓周速度vd1tn365.573 183.44

35、 n /v= 0.630m/s60 100060 1000齒寬bb= d d 1t = 1 x 65.573mmr 65.573mm2)計算實際載荷系數Kh由課本P192表10-2查得使用系數&=1根據V= 1.328m/s, 8級精度，由課本 P194圖10-8查得動載系數Kv= 1.03輪的圓周力Ft1 =2T3/d 1t = 2X 225943/65.573N =6.891 乂 103NKFt1/b = 1 義 6.891 義 103/65.573N/mm= 105.089N/mm> 100N/mm查課本P195表10-3得齒間載荷分配系數 小= 1.4由課本P196表10

36、-4用插值法查得8級精度、小齒輪相 對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數_22_ 3KH 1.20.18(1 0.6 ：):0.2310 3b2231.12 0.18 (1 0.6 1 ) 10.23 1065.573 1.423由此，得到實際載荷系數Kh= KKKHa KH_ 1 X 1.03 X 1.4 X 1.423 = 2.052d1 = 76.349mm3)可得實際載荷系數算得的分度圓直徑&= d1t 3 3 = 65.573 x 3,2.052 = 76.349mm.KHt. 1.3m 3.087 mm及相應的齒輪模數md1cos / z3 76.349 cos14 /2

37、4mm 3.087mm3.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計(1)試算齒輪模數，即3 2KRT3Y Y cos 2YFaYSam nt .12?dZ3f試選載荷系數隕= 1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數YB b= arctan(tan 0 tan a t)= arctan(tan14 0 x tan20.562 ° ) = 13.140° e av= e a/cos2。b=1.617/cos 213.140° =1.705 K = 0.25+0.75/ e av= 0.25+0.75/1.705 =0.690可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YbYb = 1- 

38、3; b = 1-1.905 X - =0.778120計算YFaYSaF由當量齒數ZV3= Z3/cos 3 B = 24/cos 314° = 26.272Zv4 = z" cos 3 0=55/ cos 314° =60.207查課本P200圖10-17,得齒形系數Va1=2.62 Y Fa2=2.27由課本P201圖10-18查得應力修正系數YSa1= 1.60 Y Sa2 = 1.74由課本P209圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 (T Flim1 = 500MPa (T Flim2 = 380MPa由課本P208圖10-22查得

39、彎曲疲勞壽命系數Kfn1= 0.85 K FN2= 0.88取彎曲疲勞安全系數S= 1.4,KFN1 FLim 10.85 500 M(T f 1 = MP弟 303.57MPa1.4KFN 2 FLim 20.88 380 .1.4YFa1YSa12.62 1.6=0.0138303.57YFa2YSa22.27 1.74= 0.0165238.86因為大齒輪的YFaYSa大于小齒輪，所以取YFaYSa = YFa2YSa2 =0.0165m nt2.041 mmm nt 3_22KRT3YY cosYFaYSa2 dZ322 1.3 225943 0.778 0.690 cos2141 2

40、4 20.0165=2.041mm(3)調整齒輪的模數2)計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vd=mkZ1/cos B =2.041 X24/cos14 ° mm= 50.484mmv=_dn_ =60 100050.484 183.44 0.485m/s60 1000(TF2=K= 0.88 380 MP: 238.86MPa齒寬bh= (2h an+Cn ) mnt b/h = 50.484/4.592(2X 1+0.25) X 2.041 = 4.592mm 10.994 d d 1 = 1 x 50.484mm= 50.484mm 寬高比b/h 火火2)計算實際載荷系數Kf

41、根據v=0.485m/s, 8級精度，由課本 P194圖10-8查得動載系數K=1.03由.Ft1 =2T3/d 1= 2X 225943/50.484N =8.951 X 103NKFt1/b =1 X8.951 X 103/50.484 = 177.304N/mm> 100N/mm 結合 b/h = 10.992,查本 P197圖 10-13,得 Kfb = 1.36查課本P195表10-3得齒間載荷分配系數Kf= 1.4則載荷系數為：K= KaKVKf . Kfb= 1.961=2“保=2.341mm可得按實際載荷系數算得的齒輪模數m= 2.5mmZ3=30Z4=71對比結果，由齒

42、面接觸疲勞強度計算的法面模數 m大于由 齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，從滿足彎曲疲勞強度出發，從標準中就近取 m = 2.5mm；為了同時滿足接觸疲 勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 = 76.349mm#計算小齒輪的齒數，即乙=&cos B /mn= 76.349 乂 cos14° /2.5 = 29.632取 Z3=30,則 Z4= i z=2.3 X30=69,取Z4=71, Z3和Z4互為質數 3.2.4幾何尺寸計算a= 130mm計算中心距(Z3 Z4)mn(30 71) 2.5a= 34_,_= lmm= 130.115mm2 cos2 cos14考

43、慮到模數從2.341增加到2.5mm,為此將中心距減小圓 整為130mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角B = 13.795C3= 77.228mmD= 182.772mm3 arccos(z3z4)mn arccos(30 71) 2.5 一p aiccos aiccos2a2 13013.795(3)計算分度圓的直徑'cZ3mn30 2.5力”QD3= mm= 77.228mmcos cos13.795cZ4m>n71 2.5dccTCD4= mm= 182.772mmcos cos13.795(4)計算齒輪寬度b = d d 3 = 1 x 77.228mm= 77.228

44、mmb3= 83mmb4= 78mm取 b2=78mm b1=83mm齒頂圓直徑a3a42ha2ha77.228 2 2.5 82.228mm182.7722 2.5 187.772mma3a482.228mm187.772mm齒根圓直徑d f 3 d3 2hfdf4 d4 2hf77.228182.7722 3.125 70.978mm2 3.125 176.522mm70.978mm176.522mm低速級齒輪3采用右旋，齒輪4采用左旋。4、軸以及軸上各零件的設計與校核低速級齒輪3采用右 旋，齒輪4采用左旋4.1、中間軸的設計1一；-4什三4二,314.1.1計算軸的最小直徑中間軸選用45

45、鋼調質，硬度217255HBs從上述計算結果已知P3T2 n34.34kw2.25943 105 N.mm183.44r / min初步計算軸的最小直徑,因為軸段不承受轉矩，而承受少中間軸選用45鋼調質A 110dmin 32mm量的彎矩且載荷較平穩，所以查課本 P366表15-3取d minAo 3P3%4 34110 331.578mm,V 183.44取 dm. 32mm4.1.2確定軸上各段的長度及直徑軸承為7307B(1)在軸段1和5上將會安裝軸承，軸承采用兩段固定的方式。因為齒輪上存在軸向力的作用， 所以軸承選用角 接觸球軸承。查指導書P147,暫取軸承為7307B,其基本尺寸為

46、d D B 35 80 21 ,定位軸肩的直徑為da 44mm ,外徑的定位直徑為 Da 71mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a 34.6mm,由于同一根軸上的軸承是相同的所以15 35mm 0(2)軸段2上將安裝齒輪3,軸段4上將安裝齒輪2,為了便于齒輪的安裝及拆卸，4和2應略大于1和5,初定 42 38mm。已知齒輪2的寬度為54mm齒輪2的左端采用軸肩定位， 右端米用封油盤固定。由于齒輪3的寬度為83mm齒頂圓直徑小于160mm所以采 用實心式。齒輪3的右端采用軸肩定位，左端采用封油盤 固定。為了是封油盤的端面可靠的壓緊齒輪， 軸段2和軸段4的 長度應小于各自齒輪的輪轂寬度。所以取

47、軸段2的長度為 80mm軸段4的長度為51mm(3)軸段3是為兩個齒輪做定位用的，其軸肩的高度范圍為 h (0.07 0.1) 2 2.66 3.8mm,所以取高度為 3mm,35mm2 38mm所以3 44mm 0 3取齒輪端面至箱體內壁的距離為2 12mm,旋轉零件之間的軸向距離 4 15mm,則箱體內壁的距離為b3b4b b2 176mm于是軸段3的距離為L34b3b41583278一 12.5mm(4)軸段1和軸段5上安放軸承，軸承采用脂潤滑的方式，需要設置封油盤來阻止箱體里面的油進入軸承座上。取軸承內端面距離箱體內壁的距離為3 10mm中間軸上的兩個齒輪的固定都由封油盤來完成,所以軸

48、段1的長度為L1 B 23 b3 L2 46mm軸段5的長度為L5 B 23 b_b2 b2 L4 48.5mm2(5)齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查指導書P124L2=80mmL4=51mm3 44mm32 12mm4 15mmC 176mmL3 12.5mm3 10mmL1 46mmL5 48.5mm得鍵的型號，軸段2的鍵為10 70GBm096 , b h 10 8, 軸槽深 t=5.0mm ;軸段 4 的鍵為 10 45GBm096 , b h 10 8, 軸槽深t=5.0mm o4.1.3校核軸(1)軸承反力的作用點距離軸承外圈大端面的品目離為 a 34.6mm,則由圖口得出軸的

49、支點及受力點之間的距離 為8311 46 34.6 3 49.9mm254 8312 12.5 81mm2,c54-八1348.534.6337.9mm32(2)計算支承反力齒輪3上受力為：2T32 2.25943 105Ft3- 5851.323Nd377.228Ft tan5851.323 tan 20Fr3 2192.963Ncoscos13.795Fa3 Ft tan1436.681N齒輪2和齒輪1的受力情況是大小相等，方向相反的。l 2T22 7.3449 104Ft2 2724.976Nd153.908lFt tanan2724.976 tan20Fr2 -n- 1028.205N

50、coscos15.290Fa2Ft tan 744.958N在水平向上d2d3Fr2l3 Fr3(l2 l3) Fa2 f Fa3Rih 22-l2 13 l 1172 09177 2281028.205 37.9 2192.963 (81 37.9) 744.958* 1/2.091 1436.681* /.228 22軸段2的鍵為1070GB/T1096軸段4的鍵為1045GB/T1096Ft3 5851.323NFr3 2192.963NFa3 1436.681NFt2 2724.976NF.21028.205NFa2 744.958N44.4 68.5 32.92022.219NR2HFr2RhFr31028.205 ( 2022.219) 2192.963 857.461N負號表示力的方向與圖上所示相反。Riv軸承1的總支撐反力 為R15147.281N軸承2的總支撐反力 為R2 3937.393N在垂直平面上Ft3 (l2l3 ) Ft2l 3l1 l2 l 35851.323 (37.9 81) 2724.976 37.9 4733 406N49.9 81 37.9Rv Ft3 Ft2 Rv5851.323 2724.976