1、目录第 1 章 选择电动机和计算运动参数 .31.1 电动机的选择 .31.2 计算传动比： .41.3 计算各轴的转速： .41.4 计算各轴的输入功率： .51.5 各轴的输入转矩 .5第 2 章 齿轮设计 .52.1 高速锥齿轮传动的设计 .52.2 低速级斜齿轮传动的设计 .13第 3 章 设计轴的尺寸并校核。 .193.1 轴材料选择和最小直径估算 .193.2 轴的结构设计 .203.3 轴的校核 .243.3.1 高速轴 .243.3.2 中间轴 .273.3.3 低速轴 .30第 4 章 滚动轴承的选择及计算 .344.1.1 输入轴滚动轴承计算 .344.1.2 中间轴滚动轴
2、承计算 .364.1.3 输出轴滚动轴承计算 .37第 5 章 键联接的选择及校核计算 .395.1 输入轴键计算 .395.2 中间轴键计算 .395.3 输出轴键计算 .40第 6 章 联轴器的选择及校核 .406.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。 .406.2 联轴器的校核 .41第 7 章 润滑与密封 .41第 8 章 设计主要尺寸及数据 .41第 9 章 设计小结 .43第 10 章 参考文献： .43第 1 章 选择电动机和计算运动参数1.1 电动机的选择1. 带式运输机所需的功率：P =wkw06.398.02532. 各机械传动效率的参数选择： =0.99（弹性联轴器） ，
3、=0.98（圆12锥滚子轴承） ， =0.96（圆锥齿轮传动） ， =0.97（圆柱斜齿轮传动） ，34=0.96（卷筒） .5所以总传动效率： =21435= 96.07.98.0. =0.8083. 计算电动机的输出功率： = = kw 3.79kwdPw80.34. 确定电动机转速：查机械设计课程设计指导书表 2.1，选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 =1025，工作机卷筒的转速i=90r/min ，所以电动机转速范围为 wn。则电动机同步mn/r）2509（0）251（iwd 转速选择可选为 1000r/min，1500r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和
4、 满足锥齿轮传动比关系（ ） ，故3i2.i且首先选择 1000r/min，电动机选择如表所示表 1启动转矩 最大转矩型号 额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm 额定转矩 额定转矩Y132M1-6 4 960 38 80 2.0 2.01.2 计算传动比：2. 总传动比： 67.109niwm3. 传动比的分配： ， = 3，成立ii i25. 67.210=467.210i1.3 计算各轴的转速：轴 r/min960n轴 r/min6.35972轴 04in1.4 计算各轴的输入功率：轴 kw75.3907.31dP轴 36852轴 =3.530.980.97=3.36
5、kw4卷筒轴 kw26.90.3卷 12 P1.5 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩 m107.396015.9n105.9 4md6d NPT故轴 3.73 41d73T 4轴 m1037.91067.2908.73i 4432 NT轴 569 54卷筒轴 456卷 512 第 2 章 齿轮设计2.1 高速锥齿轮传动的设计(二) 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 8 级精度。3. 材料选择 由机械设计第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材 表 101 选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：表 2硬
6、度（HBS）齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限 Pa/MB屈服极限 a/S齿芯部 齿面部硬度（HBS）小齿轮 45Cr 调质处理 700 500 241286 270大齿轮 45 调质处理 650 360 217255 230二者硬度差约为 40HBS。4. 选择小齿轮齿数 24，则： ，取 。1z 08.6427.zi12 65z2实际齿比 7.465u125. 确定当量齿数 71.2tancou1569，52021 ， 。81.cosz1v1 76.18cosz2v2(三) 按齿面接触疲劳强度设计3 2121 u5.09.2dRRHEt KTZ1. 确定公式内的数值1) 试选载荷系数 3.
7、1tK2) 教材表 106 查得材料弹性系数 （大小齿轮均采用锻钢）21a8.9MPZE3) 小齿轮传递转矩 3.73Tm04N4) 锥齿轮传动齿宽系数 。3.035.b25. RR， 取5) 教材 1021d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；1021c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a60lim1MPH。526) 按式(10 13)计算应力循环次数；9h1 10682.53821960jn60 LN27.8u7) 查教材 1019 图接触疲劳寿命系数 ， 。91.01HNK96.02HN8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，H则 =1Ha546
8、091.lim1 MPSKHN 28lim22HNHa58取 MPH2. 计算1) 计算小齿轮分度圆直径 （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）1d3 221t u5.09.2dRRHEKTZ= 3 242 71.3013781=64.278 mm2) 计算圆周速度 mdRtm 6.54011m/s74.26093.54106ndvt1 m3) 计算齿宽 b 及模数27.851mm2130842udt1RRmm67.486zm1nt4) 齿高 m026.825m2.hnt640857b5) 计算载荷系数 K 由教材 102 表查得：使用系数使用系数 =1；根据AKv=2.74m/s 、8 级精
9、度按第一级精度，由 108 图查得：动载系数=1.22；由 103 表查得：齿间载荷分配系数 = ；取轴V 1FH承系数 =1.25，齿向载荷分布系数 = =beH H875.1eK所以： 2875.12.HVAK6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径m603.187564d3t1K7) 就算模数：mm240.7zm1n(四) 按齿根弯曲疲劳强度设计m 3 a21uz5.0FSRRYKT1. 确定计算参数1) 计算载荷 2875.12.FVA2) 查取齿数系数及应了校正系数 由教材 105 表得： ，6084.2a1FY； ， 。592.1aSY1492FaY642SaY3) 教材 1020
10、 图 c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限 ；教材 1020 图 b 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度a501MPFE极限 。3824) 教材 1018 图查得弯曲疲劳寿命系数 。8.085.021FNFNK，5) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 。 a734.150811 MPSKFENF 86.222FNF6) 计算大小齿轮的 并加以比较，FSYa= ，1aFSY01369.57.309216842，大齿轮的数值大。58622aFS2. 计算（按大齿轮）3 a21t uz5.014m FSRR YKT=3 2240165.71.3087=2.5mm对比计算结果，由
11、齿面接触疲劳计算的模 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数 m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，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。所以可取弯曲强度算得的模数 2.5 mm 并就近圆整为标准值 mm（摘自机械原理教程第二版清华大学出版社 4.11 锥齿轮模数（摘自 GB/T123681990） ），3n而按接触强度算得分度圆直径 =77.601mm 重新修正齿轮齿数，1d,取整 ，则 ，为87.2536017mdzn126z142.697.2zi12 了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳， 一般应互为质数。故取整 。12与 70z2则实际传动比 ，与原传动比相差 1
12、.2%，且在 误差范围内。69.270zi12 %5(五) 计算大小齿轮的基本几何尺寸1. 分度圆锥角：1) 小齿轮 376.20zarcot112) 大齿轮 624.9902 2. 分度圆直径：1) 小齿轮 m78263zmd1n12) 大齿轮 10223. 齿顶高 hna4. 齿根高 m75.325.mcf 5. 齿顶圆直径：1) 小齿轮 m625.8394078oshd1a1a2) 大齿轮 107532c222 6. 齿根圆直径：1) 小齿轮 m9.407.8oshd1f1f 2) 大齿轮 3672035120c222 7. 锥距 m9.7063zmsinz 221R8. 齿宽 ， （取
13、整）b=38mm。m8.953.0bR则：圆整后小齿宽 ，大齿宽 。m81B32B9. 当量齿数 ，736.29406cosz1v1 37.1935.07cosz2v2 10. 分度圆齿厚 m142m11. 修正计算结果：1) 由教材 105 表查得： ， ； ，708.2a1FY572.1aSY138.2FaY。837.12SaY2) ，再根据 8 级精度按教材m/s92.360406ndv108 图查得：动载系数 =1.23；由 103 表查得：齿间载荷分配系数VK= ；取轴承系数 =1.25， 齿向载荷分布系数 =K1FHbeH K= 875.beHK3) 306.2123VA4) 校核
14、分度圆直径 3 2121t u5.09.2dRRHETZ= 3 242 69.30317681=785) = ，1aFSY0142.5730.2，大齿轮的数值大，按大齿轮校6862aFS核。6) 3 a21n uz5.04mFSRRYKT=3 22401642.69.31076=2.38mm实际 ， ，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。 m78d1mn(六) 齿轮结构设计 小齿轮 1 由于直径小，采用实体结构；大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮 2 结构草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表大锥齿轮结构 草图表 3 大锥齿轮结构尺寸 名称 结构尺寸及经验公式 计算值锥角 12zarctn 624.9锥距 R 111.925mm轮缘厚度 m043en10.5mm大端齿顶圆直径 ad212.107mm榖空直径 D 由轴设计而定 45mm轮毂直径 1 D6.172mm轮毂宽度 L 2L 取 49.5mm腹板最大直径 0由结构确定 172mm
