带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器设计计算说明书(组1)(编辑修改稿)

带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器设计计算说明书(组1)(编辑修改稿)内容摘要：

（４）计算纵向重合度  ta n Z   （５）计算载荷系数 K 已知使用系数  根据 /v m s ， 8 级精度，由图１０－８查得动载荷系数  由表１０－４查得   由图１０－１３查得   假定 mmNd FK tA /1001 ，由表１０－３查得  故载荷系数 V H HK K K K K （６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得 13 311 1 0 1 .1ttKd d m mK （７）计算模数 nm 11c o s 3 .9n dm m mZ ， 取 mn=4 mn=4 按 齿 根 弯 曲 强 度 校 核 mn 3 2121][c o s2FSaFadYYZYKT    确定计算参数 K， T1， mn， d1同前 V F FK K K K K （２）根据纵向重合度   ，从图１０－２８查得螺旋角影响系数 Y （３）计算当量齿数 11 3 2 7 .3 6co s 39。 v zz  22 3 39。 v zz  （４）查取齿形系数 由表１０－５查得 1  2  （５）查取应力校正系数 由表１０－５查得 1  2  （６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 430FE MPa  大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 320FE MPa  （７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数 1  2  （８）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S＝ ， 111 0 .9 4 3 0[ ] 2 7 6 .41 .4F N F EF K M P aS    14 按 齿 根 弯 曲 强 度 校 核 222 0 .9 3 9 0[ ] 2 0 81 .4F N F EF K M P aS    （９）设计计算 mn  213 212 c os []Fa S adFK T Y YYZ   对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法 面模数，取n=齿根弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆 d1t=。 于是 有1Z、 2 11 c o s 1 0 1 . 1 c o s1 4 3 2 . 73ndZ m      取 1Z 33 uZ 取 2Z 91 齿数 123391ZZ 几 何 尺 寸 计 算 4. 中心距 120 () 1 9 1 .72 c o snm z za ， 圆整为 a=192mm 12()39。 a r c c o s 1 4 . 3 72 onm z za  因  值改变不多，故参数  、 K 、 HZ 等不必修正。 5. 计算大、小齿轮的分度圆直径 11 3 3 3 1 0 2 . 1 9c o s 39。 c o s 1 4 . 3 7nf ozmd m m    22 2 8 1 .8 1c o s 39。 nf zmd m m 6. 计算齿轮宽度 1 d mm 圆整后取 B2=105mm ， B1=110mm 中心距 a=192mm 螺旋角  分度圆直径 12fd mmd mm 齿 轮 宽 度B2=105mm B1=110mm 15 九、 I 轴（高速轴） 、 轴承 及 键的设计 目的 过程分析 结论 高 速 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置 、 键 的 设 计 1. 已知条件 ： 输入轴上的功率 116 . 5 , 转 速 n 7 2 0 / m i nP k w r，1 N mm。 2. 选择轴的材料 ： 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由手册选用 45 钢，调质处理 3. 初定轴的最小直径 ： 根据手册，取 110A 于是由式１５－２初步估算轴的最小直径   1 33min1 1 0 2 2 . 9720Pd A m mn ，轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%~5%。 4. 轴的结构设计 （１）轴段 1 的设计 轴段 1 上安装带轮，此处设计应与 联轴器 的设计同步进行。 根据转矩、轴直径选联轴器，型号为： 联轴器 LT GB/T 432320xx。 初定轴段 1 的直径 1 25d mm ，轴段 1 的长度略小于 联轴器 孔宽度 62，取1=52mmL ，键 8 6 50、 GB/T 109620xx。 （ 2） 密封圈与轴段 2 的设计 ， 带轮用轴肩定位，取轴肩高度 dh ~ ,由于该处的轴圆周速度均小于 3m/s，可选用毡圈油封，查表，选取毡圈30 / 4606 1997JB ZQ ，故取２段的直径 2 30d mm。 （ 3）考虑到齿轮有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。 取轴承为 7307AC。 轴段 7 的长度与轴承宽度相同 ,故 36 35d d mm 轴段 6 的长度与轴承宽度 加挡油环宽度， 故取 6 45L mm ( 4 )轴段 4 上安装齿轮 ， 齿轮分度圆直径较小，设计成齿轮轴 ，长度等于齿轮宽度 2。 画草图，轴其余 长度根据 II 轴 及总体布局 长度适当调整。 齿轮端面与机体内壁间留有足够间距，取 10mm， 测量 CAD 草图 ， 可得轴上力作用点的间距： l1=71， l2=187， l3=67 选轴的材料为 ４５钢，调质处理 mind 1 25d mm 1=42mmL 键 8 6 50 2 26d mm 轴承为 7307AC 3635d d mm 6 45L mm l1=71 l2=187 l3=67 16 5. 轴的 校核 圆周力 11 12 2398t TFNd，方向与力的的作用点圆周速度方向相反 径向力 11 tan 898cos nrtF F N，方向由力的作用点指向轮 1 的转动中心 轴向力 11 ta n 58 6atF F N 方向可以有左手法则确定 外伸轴联轴器收到的力等于大带轮压轴力， p=1807NFF 求垂直面的支反力： 2112 651rV lFFNll 21 247V r VF F F N   求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： 22 462 13 .av vM F l N m m 求水平面的支承力： 由 1 1 2 2()HtF l l Fl得 2112 1738HtlF F Nll 21 660H t HF F F N   求并绘制水平面弯矩图： 11 123 409 .aH HM F l N mm 求 F 在支点产生的反力： 3112 469FlFFNll 21 2276FFF F F N   求并绘制 F 力产生的弯矩图： 23 121 045 .FM Fl N m m 39。 11 33 31 1 .aF FM F l N m m 17 F 在 a 处产生的弯矩： 11 121 045 .aF FM F l N mm 轴向力较小，弯矩影响较小，暂不考虑，计算并绘制合成弯矩图。 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 39。 aFM 与 22av aHMM 直接相加。 39。 2 2 6 1 7 3 8 .a a F a V a HM M M M N m m    轴1 求危险截面当量弯矩： 从图可见， mm 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数  ） 22ca ( ) 1 7 3 0 3 6 .aM M T N m m   计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择 45 调质，查课本 225 页表 141 得 650B MPa  ，查课本 231页表 143 得许用弯曲应力  1 60b MPa  ，则：  3 1 3 0 .70 .1 ca bMd m m  考虑到键槽的影响，取 5 30 .7 32 .3d mm   因为 一级小齿轮节圆直径 5 mm d， 轴的强度富裕量很大，忽略轴向力计算不会影响轴的安全， 该轴是安全的。