设计用于带式运输机的传动装置

V（m/s）

D（mm）

因为本传动的工作状况是：载荷平衡、连续单向运转、室内工作、有灰尘，所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。

2、电动机的选择

工作机所需功率Pw  

          ＝

电动机的输出功率   

     齿轮传动效率=0.97；滚动轴承效率=0.98；

     联轴器效率=0.99；卷筒效率=0.96.

     所以  总效率=

         所以  

3、确定电动机的转速

      卷筒轴工作转速：

      二级圆柱齿轮减速器传动比 i=8~40.

      故电动机转速的可选范围为

4、电动机型号的确定

       由机械设计手册查出电动机型号为Y132M2-6，额定功率，同步转速1000 r/min，满载转速960 r/min，基本符合题目所需的要求。

工作机所需功率：

=3.96kW

总效率：=0.82

电动机的输出功率：

卷筒转速：n=65.48 r/min

电动机可选转速范围：

  r/min

电动机型号：Y132M2-6

由电动机的满载转速r/min和工作机主动轴转速n=65.48r/min可确定传动装置应有的总传动比为：

2. 合理分配各级传动比

通常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。查课程设计指导书图12，得   由得 

总传动比：

    =14.66

；

1轴：r/min

2轴：r/min

3轴：r/min

各轴输入功率：

   1轴：kW

2轴：

3轴：

3、各轴输入转矩：

电动机输出转矩：

1轴：

2轴：

3轴：

r/min

r/min

r/min

kW

1轴：

2轴：

3轴：

材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

精度等级选用8级精度；

试选小齿轮齿数＝24，

   大齿轮齿数 取的；

按齿面接触强度设计

   由设计计算公式（10—9a）进行试算，即     

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数＝1.3

2）计算小齿轮传递的转矩：=N·mm

3）由于两个齿的齿面为软齿面（硬度350HBS）且两支承相对于小齿轮做不对称布置，则可取表中偏上限的数值，由表10－7选取齿宽系数。

4）由表10－6查得材料的弹性影响系数

5）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应在550~740之间，取；大齿轮的接触疲劳强度极限在490~680之间，则取；

6）由式10－13计算应力循环次数

7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数＝0.92；＝0.96

8）计算接触疲劳许用应力

   取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

             ＝0.92×600MPa＝552MPa

             ＝0.96×550MPa＝522.5MPa

（2）计算

 1）试算小齿轮分度圆直径

≥2.23

   =2.32mm=49.841mm

 2）计算圆周速度

===2.51m/s

     3）计算齿宽b

b==1×49.841mm=49.841mm

     4）计算齿宽与齿高之比

             模数： =2.077mm

             齿高： 

                所以： 

 5）计算载荷系数K

         根据υ = 2.51 m/s，8级精度，由图10 - 8查得动载荷系数 =1.14

         直齿轮，；

         由表10 - 2 查得使用系数

         由表10 - 4 用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，

         由=10.67，=1.453查图10 - 13得；故载荷系数

  6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

            mm

  7）计算模数m

           mm

3. 按齿根弯曲强度设计

由式(10—5)

               m≥

（1）确定计算参数

1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；

2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85，0.90；

3）计算弯曲疲劳许用应力。

   取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

       303.57MPa

       244.29MPa

计算载荷系数K。

5）查取齿型系数

由表10－5查得=2.65；=2.17

6）查取应力校正系数

由表10－5查得=1.58；=1.80

7）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.01379

==0.01599

         大齿轮的数值大，取0.01599。

设计计算

m≥=1.60mm

      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，仅仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.60并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径

4.6527126

4. 几何尺寸计算

计算大、小齿轮的分度圆直径

mm

mm

计算中心距

计算齿轮宽度

=60mm，=54mm

mm

模数m=2.0mm

材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

精度等级选用8级精度；

试选小齿轮齿数＝24，大齿轮齿数；

按齿面接触强度设计

   按式（10—9a）试算，即     

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数＝1.3

2）小齿轮传递的转矩：=N·mm

3）由表10－7选取齿宽系数。

4）由表10－6查得材料的弹性影响系数

5）由图10－21d按齿面硬度查得

     小齿轮的接触疲劳强度极限＝600MPa；

     大齿轮的解除疲劳强度极限＝550MPa；

6）由式10－13计算应力循环次数

7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数＝0.96；＝0.98

8）计算接触疲劳许用应力

   取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

           ＝0.96×600MPa＝576MPa

           ＝0.98×550MPa＝539MPa

（2）计算

 1）试算小齿轮分度圆直径d1t

≥2.23

=2.32=82.309mm

 2）计算圆周速度

===0.m/s

     3）计算齿宽b

b==1×82.309mm=82.309mm

     4）计算齿宽与齿高之比

             模数： =3.43mm

             齿高： 

                所以： 

 5）计算载荷系数K

         根据υ = 0. m/s，8级精度，由图10 - 8查得动载荷系数 =1.07

         直齿轮，；

         由表10 - 2 查得使用系数

         由表10 - 4 用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，     

         由=10.67，=1.4查图10 - 13得；故载荷系数

  6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

            mm

  7）计算模数m

           mm

3. 按齿根弯曲强度设计

由式(10—5)

               m≥

（1）确定计算参数

1）由图10-20c查得

     小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；

     大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；

2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.90，0.91；

3）计算弯曲疲劳许用应力。

   取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

       321.43MPa

       247MPa

计算载荷系数K。

5）查取齿型系数

由表10－5查得=2.65；=2.228

6）查取应力校正系数

由表10－5查得=1.58；=1.762

7）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.01303

==0.015         大齿轮的数值大。

设计计算

m≥=2.58mm

      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，仅仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.77并就近圆整为标准值m=3.00mm，按接触强度算得的分度圆直径,329=87

4. 几何尺寸计算

计算大、小齿轮的分度圆直径

mm

mm

计算中心距

计算齿轮宽度

=95mm，=87mm

mm

mm

a=174mm

B=87mm

=95mm =87mm

  =4.32kW； 65.54r/min； 629630N·mm

作用在轴上的力；

  已知低速级大齿轮的分度圆直径：261mm

  圆周力：

  径向力：

初步确定轴的最小直径：

  按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。

  有表15-3取，

  于是得=

  由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，

即：mm

  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型号。

  根据 ，查表14-1，考虑到转矩变化很小，取。

  所以N·mm

  按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，采用凸缘联轴器，型号GY7-J1型，GB/5843-2003,许用转矩=1600N·m，

  半联轴器的孔径=48mm，故取=48mm。半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。

轴的结构设计：

  （1）方案如下图：

  （2）确定轴的各段直径和长度：

      1）为了满足半联轴器的轴向定为要求，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取

         2-3段的直径=55mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在

         轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取=82mm。

      2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承.                                                                                                                                                    

         参照工作要求并根据=55mm，初步选取6212，其尺寸为

         ，故==60mm；

         右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6212型轴承的定位

         轴肩高度h=5mm，因此，取=70mm。

      3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径=70mm，齿轮左端与左轴承之间采

         用轴套定位,齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=83mm。齿轮右端采用轴肩

         定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6，则轴环处的直径=82mm。轴 

         环宽度，取

      4）根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，故

          取  

      5）由低高速级齿轮与壁面的距离关系及齿轮间的距离关系，及轴承与内

         壁面的距离关系，可确定=50mm；=79mm。

  （3）轴上零件的周向定位：

      齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按=70mm由表6-1

      查得平键界面，键槽长为70mm。同样，半联轴器与轴的连接选用平键

求轴上的载荷：

根据轴的结构简图做出轴的计算简图，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和

    扭矩图，如下：

从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出轴的危险截面C。

按弯矩合成应力搅合轴的强度：

只对C截面进行校核。取=0.6，轴的计算应力：

轴的材料45钢，调质处理，由表15-1查得[]=60MPa。因此<[],故

安全

精确校核轴的疲劳强度：

  （1）判断危险截面：

       截面A，2,3，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转迁都较为宽裕确定的，所以截面A，2,3，B均无需校核。

       从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面6,7处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面6的应力集中的影响和截面7的相近，但截面7不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面4,5显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的而应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面6左右两侧即可。

  （2）截面6左侧

      抗弯截面系数：W=0.1=0.1

      抗扭截面系数：=0.2

      截面6左侧的弯矩M为：M=279271195778N·m

      截面6左侧的扭矩为：=629630N·mm

      截面上的弯曲应力：

      截面上的扭转切应力：

      轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得

           ，，。

     过盈配合处的，由附表3-8用插值法求的，有

         =2.72，2.18

      轴采用磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为

      轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

      碳钢的特性系数：；

      计算安全系数值：

      故轴的选用安全。

  （3）截面6右侧：

      抗弯截面系数：W=0.1=0.1

      抗扭截面系数：=0.2

      截面6左侧的弯矩M为：M=279271195778N·m

      截面6左侧的扭矩为：=629663N·mm

      截面上的弯曲应力：

      截面上的扭转切应力：

      轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得

                ，，。

      截面上由于轴环而形成的理论应力集中系数及按设计手册查取。由

                 ，，

      经插值后可查得

                 =2.43，=1.93

      轴的材料敏感系数：，

      故有效应力集中系数为

      由附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数

      轴采用磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为

      轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

      碳钢的特性系数：；

      计算安全系数值：

      故该轴在截面6右侧的强度也是足够的。

    =4.78kW；=47570N·mm；=960r/min。

2作用在齿轮上的力：

  已知高速级齿轮的分度圆直径：  

  圆周力：

  径向力：

3.初步确定轴的最小直径：

  按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。

  有表15-3取，

  于是得=

  由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，

即：mm

  根据 ，查表14-1，有。

      所以 N·mm

   采用凸缘联轴器，型号GY7-J1型，GB/T5843-2003,公称转矩Tn=112000N·mm，

  许用转速9500r/min。轴孔直径28mm，故取=28mm，

  半联轴器长度L=47mm，毂孔长度=44mm，轴的设计方案。

  （1）设计方案：

  （2）确定轴的各段直径和长度：

      1）为了满足半联轴器的轴向定为要求，1-2轴断左端需制出一轴肩，故取

         2-3断的直径=36mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在

         轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取=42mm。

      2）初步选择滚动轴承。应轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参

         照工作要求并根据=36mm，初步选取6208，其尺寸为 

         ，故==40mm；

         右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6208型轴承的定位轴

         肩高度h不小于3.5mm，因此，取==47mm。

      3）由于齿轮分度圆直径太小，故将齿轮设置成为轴的一部分。

      4）取66mm。

      5）由齿轮与壁面的距离关系及轴承与内壁面

         的距离关系，可确定=20mm；=122mm。

  （3）轴上零件的周向定位：

      半联轴器采用平键连接。按=28mm由表6-1查得平键界面

      ，键槽长为36mm。

4.求轴上的载荷：

根据轴的结构简图做出轴的计算简图，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和

扭矩图，如下：

从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。

5.按弯矩合成应力搅合轴的强度：

只对C截面进行校核。取=0.6，轴的计算应力：

轴的材料45钢，正火处理，由表15-1查得[]=55MPa。因此<[]

故安全

    =4.54kW；=210270N·mm；=206.45r/min。

2作用在齿轮上的力：

  高速级齿轮的分度圆直径：；

  低速级齿轮的分度圆直径：

  圆周力：

  径向力：

3.初步确定轴的最大直径：

  按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。

  有表15-3取，

  于是得=

  由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，

即：mm

  中间轴为非外伸轴，计算直径作为最大直径，所以取d=38mm

轴的结构设计

  （1）设计方案：

  （2）确定轴的各段直径和长度：

      由轴的最大直径确定==38mm，由齿轮宽度及相应轴段比齿轮宽度

短4mm，可确定；。齿轮之间采用轴肩位，轴肩高度h>0.07d，取h=5，则轴环处的直径48mm.轴承段取d=35的轴承，轴承代号为6207，尺寸，故

==35mm。由轴承和内壁面之间的距离和齿轮与内壁面之间的距离关系，可得出；。

  （3）轴上零件的周向定位：

     4-5处平键尺，L=40mm。

       从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。

5.按弯矩合成应力搅合轴的强度：

只对C截面进行校核。取=0.6，轴的计算应力：

轴的材料40Cr，调质处理，由表15-1查得[]=70MPa。因此<[]

故安全

联轴器处：

尺寸：

轴段直径：d=48mm

扭矩T=629.63N·m

轴槽深t=5.5mm

所以：l=L-b=70-14=56mm

      k=h-t=9-5.5=3.5mm

由表6-2查得

钢在静载荷作用下的许用挤压应力，取145MPa

所以，，可以满足使用要求

齿轮处：

尺寸：

轴段直径：d=70mm

扭矩T=629.63N·m

轴槽深t=7.5mm

所以：l=L-b=70-20=50mm

      k=h-t=12-7.5=4.5mm

由表6-2查得

钢在静载荷作用下的许用挤压应力

所以，，可以满足使用要求

合格

合格

尺寸：

轴段直径：d=28mm

扭矩T=47.57N·m

轴槽深t=4mm

所以：l=L-b=36-8=24mm

      k=h-t=7-4=3mm

由表6-2查得

钢在静载荷作用下的许用挤压应力

所以，，可以满足使用要求

合格

尺寸：

轴段直径：d=38mm

扭矩T=201.27N·m

轴槽深t=5mm

所以：l=L-b=40-10=30mm

      k=h-t=8-5=3mm

由表6-2查得

钢在静载荷作用下的许用挤压应力

    所以，，可以满足使用要求

低速级齿轮处：

尺寸：

轴段直径：d=38mm

扭矩T=201.27N·m

轴槽深t=5mm

所以：l=L-b=80-10=70mm

      k=h-t=8-5=3mm

由表6-2查得

钢在静载荷作用下的许用挤压应力

    所以，，可以满足使用要求

轴承型号：6212

轴承基本额定载荷：C=47.8kN

基本额定寿命：，球轴承：3.

所以  

预期计算寿命：<

满足要求

轴承型号：6208

轴承基本额定载荷：C=25.5kN

基本额定寿命：，球轴承：3.

所以  

预期计算寿命：<

满足要求

轴承型号：6208

轴承基本额定载荷：C=29500kN

基本额定寿命：，球轴承：3.

所以  

预期计算寿命：<

满足要求

20

16

14

  72

   110