帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、文檔供參考，可復(fù)制、編制，期待您的好評與關(guān)注！ 湖南工業(yè)大學(xué)課 程 設(shè) 計資 料 袋 機 械 工 程 學(xué) 院 學(xué)院（系、部） 20102011 學(xué)年第 1 學(xué)期 課程名稱 機 械 設(shè) 計 指導(dǎo)教師 銀金光 職稱 教 授 學(xué)生姓名 李航舟 專業(yè)班級 機械設(shè)計081 學(xué)號 08405300205題 目 帶 式 運 輸 機 的 傳 動 裝 置 的 設(shè) 計 3 成 績 起止日期 2010 年 12 月 21 日 2011 年 1 月 6 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計任務(wù)書共1頁2課程設(shè)計說明書共1頁3課程設(shè)計圖紙 3張45湖南工業(yè)大學(xué)課程設(shè)計任務(wù)書20102011學(xué)年第

2、1 學(xué)期 機 械 工 程 學(xué)院（系、部） 材料成型 專業(yè) 1003 班級課程名稱： 機 械 設(shè) 計 設(shè)計題目： 帶 式 輸 送 機 的 傳 動 系 統(tǒng) 的 設(shè) 計 3 完成期限：自 2012 年 12 月 1 日至 2012 年 12 月 22 日共 3 周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)：帶的圓周力：F=7000N；帶的帶速：v=0.5m/s，直徑450mm進行帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計設(shè)計幾種傳動方案并進行分析、比較和選擇； 對選定傳動方案進行運動分析與綜合，并選擇出最佳的傳動方案；三、設(shè)計工作量編寫說明書一份。進度安排起止日期工作內(nèi)容12月1日初步明白我們課程設(shè)計所需要哪些材料，和需要為

3、此做些什么。12月2日12月6日通過各種渠道搜集有關(guān)自己課程設(shè)計的資料，病進行初步整理。12月7日12月11日有三維軟件畫出機構(gòu)簡圖，并初步排版。2012年12月 22 日用World把課程設(shè)計的有關(guān)資料排版好，并做好設(shè)計總結(jié)。主要參考資料濮良貴 主編 機械設(shè)計 高等教育出版社 2006年金清肅 主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 華中科技大學(xué)出版社 2007年指導(dǎo)教師（簽字）： 2012 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 2012 年 月 日25 / 26機 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計設(shè)計說明書帶式輸送機的傳動系統(tǒng)的設(shè)計（3）起止日期： 2012 年 12 月 1 日 至 2012 年 12 月 2

4、2 日學(xué)生姓名李杰班級材料1003學(xué)號10405700930成績指導(dǎo)教師(簽字)機械工程學(xué)院（部）2012年 12 月 22 日目 錄第一節(jié) 設(shè)計任務(wù)-(3)第二節(jié) 電動機的選擇和計算- - - - (4)第三節(jié) 傳動零件的設(shè)計計算- (7)第四節(jié) 具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計- - - (12)第五節(jié) 鍵的校核- (15)第六節(jié) 軸承的潤滑及密封- - - - - (16)第七節(jié) 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算- - - - - - (17)第八節(jié) 設(shè)計結(jié)果 - (22)第九節(jié) 設(shè)計小結(jié) - (24)參考文獻- - - - - - - - - -（25）帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計一 設(shè)計任務(wù)傳動裝置中廣泛

5、采用減速器，它具有固定傳動比、結(jié)構(gòu)緊湊、機體封閉并有較大剛度、傳動可靠等特點。設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)。采用V帶傳動及兩級圓柱齒輪減速器。1. 原始數(shù)據(jù)運輸帶的有效拉力F=7000N，運輸帶速度v=0. 5m/s（允許誤差5%）,卷筒直徑D=450mm。減速器設(shè)計壽命為5年。2. 傳動裝置參考方案帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過V帶傳動將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。3. 工作條件兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。二、傳動裝置的總體設(shè)計1. 電動機的選擇初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖1-

6、1所示。選擇V帶傳動和二級圓柱齒輪減速器。（1） 選擇電動機類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。（2） 選擇電動機的容量電動機所需工作功率按式PP/KW 由式P=Fv/1000KW 因此 P=Fv/1000KW 由電動機至運輸帶的傳動總效率為=1243245 式中：、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取=0.96、=0.98（滾子軸承）、=0.97（齒輪精度為8級，不包括軸承效率）、=0.99（齒輪聯(lián)軸器）、5=0.96，則 =0.960.9840.970.990.96=0.79 所以 Pd=Fv/1000=（70000. 5

7、）/（10000.79）=4.4KW（3） 確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 n=601000v/D=6010000. 5/（450）=21.23r/min 按課程設(shè)計指導(dǎo)書的表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nin（16160）21.233393397r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000，1500 ，3000r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有二種傳動比方案：方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速 r/min電動機重量 N同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S1-25.5300028

8、806702Y132S2-27.5300028807203Y132S-45.515001440680其主要性能如下：型號額定功率KW滿載時轉(zhuǎn)速r/min電流（380v 時 ） A效率%功率因數(shù)%Y132S-45.5144014.485.58411.62.22.3綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比， 選定型號為的型號 Y132S-4：額定功率5.5KW，同步轉(zhuǎn)速1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min。電動機的外形如圖2. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動電動機型號為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。（1）總傳動比由式ia=nm/n=1440

9、/21.23=67.83（2）由式 ia=i0i式中ia、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=3（實際的傳動比要在設(shè)計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標(biāo)準(zhǔn)直徑之比計算），則減速器傳動比為：i=ia/i0=67.83/3=22.61（3）分配減速器的各級傳動比 按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由課程設(shè)計指導(dǎo)書圖12展開式曲線查得i1=5.88,則i2=i/i1=22.61/5.88=3.85。3. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1） 各軸轉(zhuǎn)速 由課程設(shè)計指導(dǎo)書上公式（9）（11） 軸 n1=nm/i0=1440/3=480r/min 軸

10、n2=n1/i1=480/5.88=81.63r/min 軸 n3=n2/i2=81.63/3.85=21.20r/min 卷筒軸 n4=n3=21.20r/min(2) 各軸輸入功率 由課程設(shè)計指導(dǎo)書上公式（12）（15） 軸 P1=Pd01=Pd1=4.40.96=4.22KW 軸 P2=P112=P123=4.220.980.97=4.01KW 軸 P3=P223=P223=4.010.980.97=3.81KW卷筒軸 P4=P334=P324=3.810.980.99=3.70KW 軸軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98，例如1軸輸出功率為P1=P10.98=4.220.98

11、=4.14KW，其余類推。（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 由課程設(shè)計指導(dǎo)書公式（16）（21） 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550Pd/nm=95504.40/1440=29.18Nm 軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸 T1=Tdi001= Tdi0 1 =29.1830.96=84.04Nm 軸 T2= T1i112= T1i123 =84.045.880.980.97 =469.74Nm 軸 T3= T2i223= T2i223 =469.743.850.980.97 =1719.17Nm卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩 T4= T3 24 =1719.170.980.99 = 1667.94Nm 軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承

12、效率0.98，例如軸的輸出轉(zhuǎn)矩為T1，= T1 0.98=84.040.98=82.36Nm，其余類推。運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表： 軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速v r/min傳動比 i效率 輸入輸出輸入輸出電動機軸4.4029.181440 軸4.224.1484.0482.36480i01 3.0001 0.96 軸4.013.93469.74460.3581.63i12 5.8812 0.95 軸3.813.731719.171684.7921.20i23 3.8523 0.95卷筒軸3.703.631667.941634.5821.20i34 1.0034 0.97三、傳動零

13、件的設(shè)計計算1. V帶傳動設(shè)計（1）確定計算功率 Pca=KAP=1.25.5=6.6KW 式中KA為工作情況系數(shù)，P為電機輸出功率。（2）選擇帶型號 根據(jù)計算功率Pca 為6.6KW和小帶輪轉(zhuǎn)速1440r/min,從機械設(shè)計課本圖8-11選取普通V帶的帶型號。查圖初步選用A型帶。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd 并驗算帶速v1. 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1根據(jù)V帶的帶型，參考機械設(shè)計課本表8-6和表8-8確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1,應(yīng)使dd1(dd)min。(dd)min=75mm,所以選取dd1 =90mm。2. 驗算帶速v根據(jù)式v=dd1nm/（601000）=901440/60000=6.

14、78m/s.3.計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由dd2=idd1 =3.090=270mm，并根據(jù)機械設(shè)計課本表8-8加以適當(dāng)圓整。取dd2=280mm4. 確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度Ld（1）根據(jù)帶傳動總體的尺寸的限制條件或要求的中心距，結(jié)合式（8-20）初定中心距初在范圍內(nèi)，初定中心距a0=500mm（2）計算相應(yīng)的帶長Ld0 Ld02a0+（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+（90+280）/2+(280-90)2/(4500)=1438.35m帶的基準(zhǔn)長度Ld根據(jù)Ld0表8-2選取，得Ld=1400mm（3）計算中心距a及其變動范圍。傳動的實際中心距近似為 a

15、a0+(Ld- Ld0)/2 500+(1400-1438.35)/2=480.83mm取a=481mm。考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍 amin=a-0.015Ld=481-0.0151400=460amax=a+0.03Ld=481+0.031400=523.（5）驗算小帶輪上的包角1由機械設(shè)計課本（8-7）可知，小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角。又由機械設(shè)計課本（8-6）可知，小帶輪上的總摩擦力小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能發(fā)生才小帶輪上。為了提高帶傳動的工作能力，應(yīng)使 a11800-(dd2-dd1)57.

16、30/a1200 a11800-(dd2-dd1)57.30/a=1800-(280-90)57.30/481=159.7501200(6)確定帶的根數(shù)z查機械設(shè)計課本表8-4a,8-4b得出P0=1.07，P0=0.17，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=0.96z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KaKL=1.25.5/(1.07+0.17)0.950.96=5.84取5跟。7）確定帶的初拉力F0（F0）min=500（2.5-Ka）Pca/Kazv+qv2=500（2.5-0.95）6.6/0.9556.78+0.106.782=163.42N新安裝的V帶，初拉力為1.5

17、（F0）min；對于運轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應(yīng)為1.3（F0）min(8)計算帶傳動的壓軸力Fp為了設(shè)計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力FpFp=2zF0sin a1/2 =25163.42sin 159.750/2=1608.75N二、齒輪傳動設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。（1） 齒輪材料及熱處理大小齒輪材料為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為5862HRC，有效硬化層深0.50.9mm。（2） 齒輪精度按GB/T100951998，選擇6級，齒根噴丸強化。(3) 確定齒數(shù)因為是

18、硬齒面，故取z1=20, z2=z1i1=205.88=118傳動比誤差 iuz2/ z1118/20=5.9i(5.9-5.88)/5.88=0.3%5%，符合初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸一按照齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3（1） 確定公式內(nèi)的各計算值（2） 試選載荷系數(shù)Kt=1.3（3） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=95.5105P/ n1=95.51055.5/480=109427Nmm3. 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1.04.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/25.經(jīng)查圖10-20，取H

19、lim1Hlim21500MPa，F(xiàn)E1FE2920Mpa。6. 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 假設(shè)齒輪工作壽命為5年每年工作300天。N1=60njLh=604801（285300）=6.912108N2=6.912108/5.88=1.1761087.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.91，KHN2=0.958.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 H1=KHN1lim1/2=0.911500/2=682.5MPa H2=KHN2lim2/2=0.951500/2=712.5MPa（2）計算1. 試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值

20、d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3109427/1（6.88/5.88）(189.8/682.5)2】1/3=54.38mm2. 計算圓周速度vV=d1tn1/601000=54.38480/60000=1.37m/s3. 計算齒寬b b =dd1t=154.38=54.38mm4. 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt=d1t/z1=54.38/20=2.72mm 齒高 h=2.25mt=2.252.72=6.12mm b/h=54.38/6.12=8.895.計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.37m/s,6級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01

21、直齒輪，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由表10-4查得6級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.504由b/h=8.89，KH=1.504查圖10-13得KF=1.4 K= KAKvKHaKH=1.001.011.11.504=1.6716.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由下式計算d1=d1t(K/Kt)1/3=54.38(1.671/1.3)1/3=59.13mm7.計算模數(shù)mm =d1/z1=59.13/20=2.96mm二按照齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式為m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.經(jīng)查圖1

22、0-20，取Hlim1Hlim21500MPa，F(xiàn)E1FE2920Mpa。2.查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89，KFN2=0.913.計算彎曲疲勞需用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.89920/1.4=584.86MPa F2=KFN2FE2/S=0.91920/1.4=598MPa4. 載荷系數(shù)K=KAKvKFaKF=1.001.011.11.4=1.5555. 齒形系數(shù)YFa及應(yīng)力校正系數(shù)YSa當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1/cos3=20/cos3150=22.19 Zv2=z2/cos3=118/cos3150=130.933查課本表10-5得

23、YFa1=2.72，YFa2=2.14,YSa1=1.57,YSa2=1.836.計算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較 YFa1YSa1/F1=2.721.57/584.86=0.00730 YFa2YSa2/F2=2.141.83/598=0.00655 小齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算 m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3=（21.555109427/1.02020.00730）1/3=1.82對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，

24、可取由彎曲強度算得的1.82并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=70.12，算出小齒輪齒數(shù) z 1=d1/m=68.14/2=34大齒輪齒數(shù) z2=3.83z1=3.8334=128這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費。3、幾何尺寸計算1. 計算分度圓直徑 d1=z1m=342=68mm d2=z2m=1282=256mm2. 計算中心距 a=(d1+d2)/2=(68+256)/2=162mm3計算齒輪寬度 b=dd1=168=68mm取B2=70，B1=753.2 、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算齒輪材料，

25、熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理大小齒輪材料為45鋼。調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為215HBS。 （2） 齒輪精度按GB/T100951998，選擇級，齒根噴丸強化。(3) 確定齒數(shù) 因為是硬齒面，所以取z1=35, z2=z1i1=353.85=135傳動比誤差 iuz2/ z1135/35=3.86i(3. 86-3.85)/3.85=0.26%5%，符合初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸一按照齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3（4） 確定公式內(nèi)的各計算值

26、1. 試選載荷系數(shù)Kt=1.32. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=95.5105P/ n2=95.51055.5/81.63=643.45Nm3. 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1.04.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/25.經(jīng)查圖10-20，取Hlim1Hlim2610MPa，F(xiàn)E1FE2500Mpa。6. 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 假設(shè)齒輪工作壽命為5年每年工作300天。N1=60njLh=6081.631285300=1.175108N2=1.175108/3.85=3.0521077.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.93，KHN2=0.958.

27、計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 H1=KHN1lim1=0.93610=567.3MPa H2=KHN2lim2=0.95500=475MPa（2）計算4. 試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值 d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3643450/1（4.85/3.85）(189.8/475)2】1/3=55.21mm5. 計算圓周速度vV=d1tn1/601000=55.2181.63/60000=0.24m/s6. 計算齒寬b b =dd1t=155.21=55.21mm計算齒寬與齒高之比b/h 模

28、數(shù) mt=d1t/z1=55.21/35=1.58mm 齒高 h=2.25mt=2.251.58=3.55mm b/h=55.21/3.55=15.55計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.24m/s,6級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01直齒輪，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由表10-4查得6級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.148由b/h=15.55, KH=1.148查圖10-13得KF=1.44 K= KAKvKHaKH=1.001.011.11.148=1.2756.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由下式計算d1=d1t(K/Kt)1/3=55

29、.21(1.275/1.3)1/3=54.85mm7.計算模數(shù)mm =d1/z1=54.859/35=1.57二按照齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式為m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3(2) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.經(jīng)查圖10-20，取Hlim1Hlim2550MPa，F(xiàn)E1FE2400=Mpa。2.查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90，KFN2=0.953.計算彎曲疲勞需用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.90550/1.4=353.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.95400/1.4=271.43MPa4. 載荷系數(shù)K=

30、KAKvKFaKF=1.001.011.11.416=1.5735. 齒形系數(shù)YFa及應(yīng)力校正系數(shù)YSa當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1/cos3=35/cos3150=38.89 Zv2=z2/cos3=135/cos3150=139.76查課本表10-5得YFa1=2.40，YFa2=2.14,YSa1=1.67,YSa2=1.836.計算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較 YFa1YSa1/F1=2.401.67/353.57=0.0113 YFa2YSa2/F2=2.141.83/271.43=0.0144 小齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算 m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3=（21.5

31、73643450/1.03520.0144）1/3=2.38對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的2.38并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=71.21，算出小齒輪齒數(shù) z 1=d1/m=88.93/2=45大齒輪齒數(shù) z2=3.85z1=3.8545=170這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費。3、幾何尺寸計算1. 計算分度圓直徑 d1

32、=z1m=452=90mm d2=z2m=1732=340mm2. 計算中心距 a=(d1+d2)/2=(90+340)/2=215mm3計算齒輪寬度 b=dd1=190=90mm取B2=90，B1=95四、具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計1.各軸的最小直徑計算（1）高速軸I材料為38CrMnMo,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為217269HBS，按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取A=110dA0(P/n)1/3=110(4.22/480)1/3=22.70mm由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑dmin=24mm （2）軸II材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS。按

33、扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取120dA0(P/n)1/3=120(4.01/81.63)1/3=43.95mm取安裝小齒輪處軸徑dmin=46mm（5） 軸III材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為241286HBS。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取110dA0(P/n)1/3=110(3.81/21.20)1/3=62.07mm由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑dmin=66mm（4）卷筒軸材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為241286HBS。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取110dA0(P/n)1/3=110(3.70/21.201/3=61.47mm由于軸端

34、開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑dmin=65mm2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計I 軸：軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪的直徑。（1）裝配方案：軸的左端與大帶輪相連，從左到右依次連接滾動軸承，高速級小齒輪，滾動軸承。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.為了滿足大帶輪的軸向定位要求，最左端需制出一軸肩，故取d2-3=30mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=30mm。大帶輪與軸配合的孔長度L1=60mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=58mm。2.初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用

35、，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中 初步選取單列滾子軸承32907，其尺寸為dDT=35mm55mm14mm,故d3-4=d7-8=35mm;而L7-8=14mm.右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得32907型軸承的定位軸肩高度h=5mm,故取d6-7=45mm.3.取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=38mm;齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L4-5=52mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07d，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d5-

36、6=46mm.軸環(huán)寬度b1.4h=5.6mm，取L5-6=6mm。4.軸承端蓋的總寬度10mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面的距離L=20mm，故取L2-3=30mm。5.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,齒輪與齒輪間的距離c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=14mm，低速級小齒輪的輪轂長L=75mm，則 L3-4=T+s+a+(55-52)=14+8+16+3=41mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=30+20+16+8-6=68mm至此，已初步確定了軸的

37、各段直徑和長度。（3）軸上零件的軸向定位聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵bh=20mm12mm,長度取60mm，配合選取H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，此處選用軸的直徑尺寸公差m6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角2450，各軸肩處的圓角半徑取2.0綜上，1軸：L1-2=58mm，L2-3=30mm，L3-4=41mm，L4-5=52mm，L5-6=6mm，L6-7=68mm，L7-8=14mm d1-2=25mm,d2-3=30mm,d3-4=35mm,d4-5=38mm,d5-6=46mm,d6-7=45mm,d7-8=35mm 單列

38、圓錐滾子軸承型號：329072軸：L1-2=48mm，L2-3=46mm，L3-4=6mm，L4-5=50mm，L5-6=6mm，L6-7=70mm，L7-8=49mm d1-2=50mm,d2-3=56mm,d3-4=64mm,d4-5=60mm,d5-6=64mm,d6-7=56mm,d7-8=50mm 單列圓錐滾子軸承型號：320103軸：L1-2=20mm，L2-3=67mm，L3-4=7mm，L4-5=66mm，L5-6=48mm，L6-7=30mm，L7-8=80mmd1-2=75mm,d2-3=81mm,d3-4=78mm,d4-5=68mm,d5-6=75mm,d6-7=72m

39、m,d7-8=68mm 單列圓錐滾子軸承型號：32915套筒軸：L1-2=80mm，L2-3=30mm，L3-4=49mm，L4-5=90mm，L5-6=49mm d1-2=68mm,d2-3=72mm,d3-4=75mm,d4-5=81mm,d5-6=75mm 單列圓錐滾子軸承型號：32915五 鍵的校核設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與鏈輪之間的鍵為鍵5。 鍵的類型圖如下： 1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b= 8 mm h=7mm

40、L=28mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=14mm h=9mm L=45mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=14mm h=9mm L=63mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=56mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=40mm 2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T1=34.12Nm鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=97.78Nm鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=97.78Nm鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=357.58Nm鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=357.58Nm鍵的材料為鋼，輕微沖擊，為100120Mp，取=110 Mp鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直

41、徑）所以：校核第一個鍵：校核第二個鍵：校核第三個鍵：校核第四個鍵：校核第五個鍵：六 軸承的潤滑及密封 根據(jù)軸頸的圓周速度,軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑,由于齒輪的轉(zhuǎn)速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接潤滑軸承?；蛞龑?dǎo)飛濺在機體內(nèi)壁上的油經(jīng)機體泊分面上的油流到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸承時，應(yīng)在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇А２⑶以谳斎胼S和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質(zhì)進入機體內(nèi)。密封形式很多，密封效果和密封形式有關(guān)，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。七. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算已知：中心距 a=150mm1、機座壁厚 考慮到鑄造工藝，所有的壁厚都不能小于8mm 故取=8mm2、機蓋壁厚 同樣取=8mm3、機座凸緣厚度4、機蓋凸緣厚度5、機座底凸緣厚度6、地腳螺釘直徑 取=18mm。由機械設(shè)計手冊上查的標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（18）7、地腳螺釘數(shù)目因為， 所以n=48、軸承旁連接