620n.m带式输送机传动装置的设计计算.doc

毕 业 设 计(论 文)

620N.m带式输送机传动装置的设计计算

The Design and Calculation of 620N.m Belt Conveyor Transmission Device

学科、专业 ：机械设计制造及其自动化

兰 州 交 通 大 学
Lanzhou Jiaotong University

兰州交通大学毕业设计
摘 要

本次论文的题目是“带式输送机传动装置的设计计算”。设计的主要目的在于将高转速小扭矩的运动装置通过相关机械机构转换为低转速大扭矩的传动装置。主要任务是进行结构设计并完成减速机中传动装置的计算以及装配，设计主要从电动机的选择到带传动的设计计算，再到齿轮的设计计算以及轴的设计计算，最后根据所选齿轮以及轴的尺寸根据相关标准完成箱体的设计以及其它相关零部件的选择。本次设计最主要的也是最核心的部分是齿轮传动部分的选择计算以及各齿轮轴的设计计算与校核，在这次设计中选用的是斜齿轮，之所以选用斜齿轮主要是为了保证传动的稳定性以及利用两副齿轮正反装的关系相互抵消部分轴向力，剩余轴向力通过选择合适轴承来抵消，在这次设计中主要选用的是圆锥滚子轴承。此次设计的另一亮点在于利用计算机代替传统的人工计算，主要用到的软件是Solidworks,该软件的主要用来完成三维实体的造型，然后通过爆炸视图更加清晰的表达该装置的结构原理，以及利用该软件的运算功能完成齿轮和轴的校核计算。

关键词：减速器；齿轮传动；轴；强度校核

- I -
Abstract

This paper on the topic of " the design and calculation of belt conveyor drive". The main purpose is to transfer the motion of the high speed low torque device through relevant mechanical mechanism into a low speed high torque transmission. Main task is to design and complete the reducer gear in computing and assembly, the main task contain the choice of motor to the belt transmission design and calculation, to the design and calculation of gear and shaft design and calculation, finally according to the size of the selected gear and shaft in accordance with the relevant standard complete enclosure design and other related parts and components selection. The most important part of this design is the core of gear transmission part of the selection calculation and design calculation and check of each gear shaft is chosen in the design of helical gear, chose a helical gear is mainly in order to ensure the stability of the transmission and the use of the relationship between the two vice gear and reverse loading offset part of the axial force, residual axial force to offset by selecting the appropriate bearing, tapered roller bearings are the main choice in the design. Another window of this design is to use computer instead of traditional manual calculation, the main use is the Solidworks software, the software is mainly used to complete the 3D entity model, and then through the explosion view more clearly express of the structure principle to this device, and the use of the software of computing functions is to complete the checking calculation of gear and shaft.

Keywords： gear； drive shaft； transmission ratio;；transmission efficiency

- 47 -
目 录
摘 要 I
Abstract II
绪 论 - 2 -
1．电动机的选择 - 2 -
2.传动比的分配及转动校核 - 2 -
3.三角带的传动设计 - 2 -
3.1查取系数 - 2 -
3.2选取窄V带类型 - 2 -
3.3确定带轮基准直径 - 2 -
3.4确定窄V带的基准长度和传动中心距 - 2 -
3.5演算主动轮上的包角 - 2 -
3.6计算窄V带的根数 - 2 -
3.7计算预紧力 - 2 -
3.8计算作用在轴上的压轴力 - 2 -
4.齿轮传动的设计 - 2 -
4.1高速级齿轮传动的设计 - 2 -
4.1.1按齿面接触疲劳强度进行设计 - 2 -
4.1.2再按齿根弯曲强度设计： - 2 -
4.1.3几何尺寸计算： - 2 -
4.1.4高速级齿轮传动的几何尺寸 - 2 -
4.1.5齿轮的结构设计 - 2 -
4.1.6 Solidworks进行齿轮的算例分析 - 2 -
4.2低速齿轮机构设计 - 2 -
4.2.2再按齿根弯曲强度设计： - 2 -
4.2.3几何尺寸计算： - 2 -
4.2.4低速级齿轮传动的几何尺寸 - 2 -
4.2.5齿轮结构设计 - 2 -
4.2.6 Solidworks进行齿轮的算例分析材料属性 - 2 -
5.轴的设计计算 - 2 -
5.1中间轴的设计 - 2 -
5.1.1选择轴的材料。 - 2 -
5.1.2轴的初步估算 - 2 -
5.1.3轴的结构设计 - 2 -
5.1.4按许用弯曲应力校核轴。 - 2 -
5.1.5 Solidworks进行中间轴的算列分析 - 2 -
5.2 Solidworks进行高速轴的算列分析 - 2 -
5.3 Solidworks进行低速轴的算例分析 - 2 -
5.4滚动轴承的校核计算 - 2 -
5.5平键联接的选用和计算 - 2 -
5.6联轴器的选择计算 - 2 -
6.箱体及其附件的设计选择 - 2 -
6.1 零部件相关尺寸 - 2 -
6.2 SolidWorks对主要零部件的结构造型 - 2 -
6.3相关零部件示意图 - 2 -
6.4 Solidworks生成爆炸图 - 2 -
结 论 - 2 -
致 谢 - 2 -
参考文献 - 2 -

绪 论
带式输送机是连续运输机中的效率最高、使用最普遍的一种机械，带式输送机是由挠性输送带作为物料承载件和牵引性的连续输送设备。根据摩擦传动原理，由传动滚筒带动输送带，将物料输送到所需的地方。它的输送能力大、功耗小、结构简单、对物料适应性强，因此应用范围很广。在我国建设的大、中型燃煤火力发电厂中，从煤矿运煤至电厂受卸装置或贮煤场向锅炉原煤仓输送所用的运送设备主要就是带式输送机，而且近年来已逐步发展开始承担厂外运输，即用带式输送机从煤矿或码头直接运输原煤到电厂。
带式输送机同其他类型的输送设备相比，具有生产率高、运行平稳可靠、输送连续均匀、运行费用低、维修方便、易于实现自动控制及远方操作等优点。因此，带式输送机在火力发电厂、煤矿、码头被广泛采用。
按皮带种类的不同，带式输送机可分为普通带式输送机、钢丝绳芯带式输送机和高倾角花纹带式输送机；按驱动方式及胶带支承方式的不同，又可分为普通带式输送机、气垫带式输送机和钢丝绳牵引带式输送机；按托辊槽角的不同，还可分为普通槽角带式输送机和深槽形带式输送机。
此外，输送设备还有刮板输送机、管道输送装置及气动输送装置等。在火力发电厂输煤系统中，刮板输送机大多用作给自煤设备和配煤设备；管道输送装置是在煤矿将煤磨成煤粉，加水制成煤浆，然后用泵输送至火力发电厂或其他用煤地点，最后将煤浆脱水，再送至锅炉燃烧。它适用长距离输送。带式输送机的工作原理如图6-1所示。
胶带绕过主动滚筒和机尾改向滚筒形成一个封闭的环形带，上下两部分支承在托辊上，拉紧装置保证胶带有足够的张力，物料装在胶带上与胶带一起运行，实现输送物料的目的。
带式输送机用于水平输送也可用于倾斜输送，但不同类型的带式输送机，倾斜向上运输的倾斜角有一定的限度，通用型带式输送机一般不允许超过180。带式输送机不宜输送有棱角的坚硬物料，因输送该种物料时，对输送带的磨损较严重，甚至造成输送带纵向划破。
带式输送机按连续运输特性可分为:
(1)具有挠性牵引物件的输送机,如带式输送机,板式输送机,刮板输送机,斗式输送机、自动扶梯及架空索道等;
(2)不具有挠性牵引物件的输送机,如螺旋输送机、振动输送机等;
(3)管道输送机(流体输送),如气力输送装置和液力输送管道.
在电厂应用的主要是普通型带式输送机，普通带式输送机一般可分为移动式带式输送机与固定式带式输送机两类。移动式带式输送机又可分为动输送机与可逆配仓输送机。
移动工带式输送机适用于零星分散煤堆的转运，由于结构笨重，移动困难，目前制造厂生产的移动带式输送机带宽为400~800mm，速度为0.8~25m/s，倾角为00~200，长度一般在5~20m范围内。移动式带式输送机不需要建筑物，转运灵活方便，它适用于输送量不大、经常分散的场地。
可逆配仓输送机一般用于煤仓配煤，其作用与电动卸煤车类似。由于其输送机安装在可移动的车架上及可逆输送，目前制造厂只生产机长范围为6~60m，带宽为500~1400mm，推荐带速≤2.5m/s的可逆配仓输送机，当超过其范围时应与制造厂进行协商。
固定式带式输送机目前生产的有轻型（QD型）、普通型（TD62型、TD72型、TD75型）、钢绳芯高强度型以及其他类型带式输送机，如大倾角带式输送机（GH69型）、可弯曲带式输送机、移置式带式输送机、吊挂式带式输送机、压带式带式输送机、气垫式带式输送机、磁性带式输送机、钢绳牵引带式输送机、钢带输送机、网带输送机。
各种带式输送机的特点
⑴.QD80轻型固定式带输送机QD80轻型固定式带输送机与TDⅡ型相比,其带较薄、载荷也较轻,运距一般不超过100m,电机容量不超过22kw.
（2）U形带式输送机它又称为槽形带式输送机,其明显特点是将普通带式输送机的槽形托辊角由提高到使输送带成U形.这样一来输送带与物料间产生挤压,导致物料对胶带的摩擦力增大,从而输送机的运输倾角可达25°.
⑶.管形带式输送机U形带式输送带进一步的成槽,最后形成一个圆管状,即为管形带式输送机,因为输送带被卷成一个圆管,故可以实现闭密输送物料,可明显减轻粉状物料对环境的污染,并且可以实现弯曲运行.
⑷.气垫式带输送机其输送带不是运行在托辊上的,而是在空气膜(气垫)上运行,省去了托辊,用不动的带有气孔的气室盘形槽和气室取代了运行的托辊,运动部件的减少,总的等效质量减少,阻力减小,效率提高,并且运行平稳,可提高带速.但一般其运送物料的块度不超过300mm.增大物流断面的方法除了用托辊把输送带强压成槽形外,也可以改变输送带本身,把输送带的运载面做成垂直边的,并且带有横隔板.一般把垂直侧挡边作成波状,故称为波状带式输送机,这种机型适用于大倾角,倾角在30°以上,最大可达90°.
⑸..压带式带输送机它是用一条辅助带对物料施加压力.这种输送机的主要优点是:输送物料的最大倾角可达90°,运行速度可达6m/s,输送能力不随倾角的变化而变化,可实现松散物料和有毒物料的密闭输送.其主要缺点是结构复杂、输送带的磨损增大和能耗较大.
（6）钢绳牵引带式输送机它是无际绳运输与带式运输相结合的产物,既具有钢绳的高强度、牵引灵活的特点,又具有带式运输的连续、柔性的优点。它属于高强度带式输送机,其输送带的带芯中有平行的细钢绳，一台运输机运距可达几公里到几十公里.
目前在电厂应用的主要通用型，即TD75和DTⅡ（A）型带式输送机居多数，一些小厂也有用TD62式带式输送机。
固定式带式输送机的基本布置形式有水平、倾斜向上、带凸弧曲线段、带凹弧曲线段、同时带凹凸弧曲线段等几种基本形式。
带式输送机的一般要求：在曲线段内，不允许设备给料和卸料装置，各种卸料装置应设于水平段。

1．电动机的选择
1、按工作要求以及条件，选取三相笼型异步电动机，电压380V,Y型。
2、计算功率
=Fv/1000===3.0 Kw
系统的传动效率
表1.1各部件传动效率

带传动
齿轮传动
滚动轴承
联轴器
卷筒
效率
0.90
0.98
0.98
0.99
0.96
符号

所以： ＝0.82
选取齿轮等级为8级，润滑方式为油润滑
所以Pd=Pw/η＝3.7 kw
确定转速
圏筒工作转速＝==43.9转
二级减速器的传动比为7.150（调质）
电动机转速的选取范围为 339.42390
通过比较，选择型号为 Y132S-4其主要参数如下：
表1.2电动机主要参数
电动机额
定功率P
电动机满
载转速nm
电动机伸
出端直径
电动机伸出
端安装长度
5.5kw
1440(r.min-1)
38mm
80mm
2.传动比的分配及转动校核
总的转动比:i= ==32.8
带轮传动比选择为i1=3，一级齿轮传动比选择为i2= 3.7,二级齿轮传动比i3=3.0
7、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率作为设计功率，
用以计算传动装置中各轴的功率。
电动机输入功率：=5.5kw
高速轴输入功率：=5.06kw
中间轴输入功率：=4.86kw
低速轴输入功率：=4.62kw
滚筒轴的输入功率:
=5.50.920.99×0.96=4.484kw
8、各轴输入转矩的计算：
电动机的输入转矩：
==36.47 Nmm
高速轴的输入转矩：
==100.67 Nmm
中间轴的输入转矩：
==357.66 Nmm
低速轴的输入转矩：
==1020.37 Nmm
滚筒轴的输入转矩:
==989.45 Nmm
表2.1各轴输入参数
轴编号
名称
转速/(r/min)
转矩/(N.mm)
功率/KW
I
电动机转轴
1440
3.647×
5.5
II
高速轴
480
1.0067×
5.06
III
中间轴
129.73
3.5766×
4.86
IV
低速轴
43.24
10.2047×
4.62
V
卷筒轴
43.24
9.5735×
4.484

3.三角带的传动设计
确定计算功功率
3.1查取系数
由[课]表8-7 查得工作情况系数=1.1，故
=1.15.5 =6.05 kw
3.2选取窄V带类型
根据 由[课]图8-11 确定选用A型。
3.3确定带轮基准直径
由[2]表8-6和表8-8取主动轮基准直径 =80 mm
根据[2]式（8-15）， 从动轮基准直径 。
=380=240 mm
根据[2]表8-8 取=250 mm
按[2]式（8-13）验算带的速度
==6.29 m/s <25 m/s 带的速度合适
带的速度范围（5m/s<V<30m/s）
3.4确定窄V带的基准长度和传动中心距
根据 0.7（+）<<2（+） ，初步确定中心距 =500 mm
根据[2] 式（8-20）计算带的基准长度
2+（+）+
=2500+（250+80）+
=1532.55mm
由[2]表8-2选带的基准长度=1600 mm
计算实际中心距
+=400+=533.73 mm
3.5演算主动轮上的包角
+
=+
=>
主动轮上的包角合适
3.6计算窄V带的根数

由 =1440 r/min =80 mm =3 查[课]表8-4a 和[课]表8-4b得
=1.07 kw =0.17kw
查[课]表8-5和8-2得 =0.95 =0.99 ，则
==5.188
取 Z=6 根。
3.7计算预紧力

查[课]表8-4得 =0.1 Kg/m, 故
=134.74N
3.8计算作用在轴上的压轴力

=
=4788.92 N
4.齿轮传动的设计
4.1高速级齿轮传动的设计
选择齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为 40HBS.
减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°
初选小齿轮齿数为22。那么大齿轮齿数为81。
4.1.1按齿面接触疲劳强度进行设计
设计公式：≥
由图10-26，10-23确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945.

=0.765+0.945
=1.710
由表10-7查得齿宽系数＝1.0。
查表10-6得：材料弹性影响系数ZE=189.8
再按齿面硬度查表10-21得：小齿轮得接触疲劳强度极限＝590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：＝560MPa.
由计算公式：N=算出循环次数：
＝60×480×1×（2×8×8×300）
＝2.76×
==4.38×
再由N1,N2查图10-19得接触疲劳寿命系数=0.94, =1.05.
计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1％。
=0.94×590=554.6Mpa
=1.05×560=588Mpa
=571.3MPa
计算小齿轮分度圆直径,由计算公式得：

≥53.87mm
=199.32mm
计算小齿轮圆周速度：v＝=1.35m/s
计算齿宽b及模数m.
b=

齿高:h==2.25×2.376=5.346mm
=10.08
计算纵向重合度：
＝0.318×1×22×tan14°
＝1.744
计算载荷系数K
已知使用系数=1
已知V＝1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数=1.05
由表查得：的计算公式：

＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23×53.87
＝1.42
再由表查的： =1.33, =1.2
公式：
=1×1.2×1.05×1.42
=1.789
再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：
=55.91mm
计算模数：==2.466mm
4.1.2再按齿根弯曲强度设计：
设计公式：

确定计算参数：
计算载荷系数：

　=1×1.05×1.2×1.33
=1.676
根据纵向重合度：＝1.744，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88
计算当量齿数： =24.82
=86.87
由[课]表10－5查取齿形系数=2.63, =2.206
查取应力校正系数=1.588， =1.777
再由表10-20查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：＝500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限＝380MPa
再由表查得弯曲疲劳系数： =0.85, =0.9
计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35
==314.8Mpa
==253.3MPa
计算大，小齿轮的，并加以比较：
=0.01327
=0.0155
大齿轮的数值大，选用大齿轮 =0.0155
设计计算：

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=53.87mm来计算齿数：
==26.1
取＝26
则=97
4.1.3几何尺寸计算：
计算中心距：

将中心距圆整为：127 mm
按圆整后中心距修正螺旋角：

因的值改变不大，故参数等不必修正。
计算大小齿轮分度圆直径：
=53.69mm
=200.3mm
计算齿轮宽度：
=1×53.69=53.69mm
取=54mm,=60mm
4.1.4高速级齿轮传动的几何尺寸
表4.1高速级齿轮计算数据
名称
计算公式
结果/mm
法面模数
mn
2
面压力角
αn
20o
螺旋角
β
14.4o
分度圆直径

d1
53.69
d2
200.3
齿顶圆直径

da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×2
57.69
da2=d2+2ha*mn=200.3+2×2
204.3
齿根圆直径
df1=d1－2hf*mn=53.69－2×1.25×2
48.69
df2=d2－2hf*mn=200.3－2×2×1.25
195.3

中心距

a=mn(Z1+Z2)/（2cosβ）
=2×(22+81)/（2cos14.4o）
127
齿宽
b2=b
54
b1=b2+(5～10)mm
60
4.1.5齿轮的结构设计
小齿轮由于直径较小采用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。具体结构形式见零件图。
4.1.6 Solidworks进行齿轮的算例分析
表4.2 高速级大齿轮算例分析主要参数
模型参考
属性

名称:
AISI 1045 钢，冷拔
模型类型:
线性弹性同向性
默认失败准则:
未知
屈服强度:
5.3e+008 N/m^2
张力强度:
6.25e+008 N/m^2
弹性模量:
2.05e+011 N/m^2
泊松比:
0.29
质量密度:
7850 kg/m^3
抗剪模量:
8e+010 N/m^2
热扩张系数:
1.2e-005 /Kelvin

载荷名称
装入图象
载荷细节
力-1

实体:
1 面
类型:
应用法向力
值:
1785 N

表4.3应力分析

名称
类型
最小
最大
应力2
VON:von Mises 应力
68.1867 N/m^2
节: 36704
2.30643e+007
N/m^2节: 25633
表4.4安全系数

名称
类型
最小
最大
安全系数1
最大 von Mises 应力
26.9975
5.38708e+007

4.2低速齿轮机构设计
已知＝129.73r/min
选择齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为 40HBS.
减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°
初选小齿轮齿
数为28。那么大齿轮齿数为84。4.2.1按齿面接触疲劳强度进行设计
设计公式：≥
确定公式中各参数，由图10-30，10-26选Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,==0.945

=0.768+0.945
=1.713
选齿宽系数＝1.0。
查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8
再按齿面硬度查图10-21得：小齿轮得接触疲劳强度极限＝590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：＝560MPa.
由计算公式：N=算出循环次数：
＝60×129.73×1×（2×8×8×300）
＝2.99×
=1×
再由N1,N2查图10-19得接触疲劳寿命系数=0.90, =0.95.
计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1％。
=0.90×590=531Mpa
=0.95×560=532Mpa
=531.5MPa
计算小齿轮分度圆直径,由计算公式得：

≥87.86mm
计算小齿轮圆周速度：v＝=0.596m/s
计算齿宽b及模数m.
b=
mm
齿高:h==2.25×3.04=6.85mm
=12.83
计算纵向重合度：
＝0.318×1×28×tan14°
＝2.22
计算载荷系数K
已知使用系数=1
已知V＝0.596m/s，7级齿轮精度，由表查得动载荷系数=1.03
由表查得：的计算公式：

＝1.15＋0.18（1＋0.6）＋0.23×87.86
＝1.428
再由[课]表10－3查的： =1.33, =1.2
公式：
=1×1.03×1.428×1.2
=1.765
再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径：
=90.78mm
计算模数：==3.146mm
4.2.2再按齿根弯曲强度设计：
设计公式：

确定计算参数：
计算载荷系数：

　=1×1.03×1.2×1.33
=1.644
根据纵向重合度：＝2.22，从[课]图10－28查得螺旋角影响系数=0.88
计算当量齿数： =31.59
=92.00
再由[课]表10－5查取齿形系数=2.505, =2.20
查取应力校正系数=1.63， =1.781
计算大，小齿轮的，并加以比较：
=0.00769
=0.00737
小齿轮的数值大，选用小齿轮 =0.00737
设计计算：

mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=90.78mm来计算齿数：
==44.04
取＝44
得＝132
4.2.3几何尺寸计算：
计算中心距：

将中心距圆整为：181mm
按圆整后中心距修正螺旋角：

因的值改变不大，故参数等不必修正。
计算大小齿轮分度圆直径：

=90.50mm
=271.5mm

计算齿轮宽度：
=1×90.50=90.50mm
取=90mm,=95mm
4.2.4低速级齿轮传动的几何尺寸
表4.5 低速级齿轮计算参数
名称
计算公式
结果/mm
面 基数
mn
2
面压力角
αn
20o
螺旋角
β
13.5o
分度圆直径
d3
90.05
d4
271.5
齿顶圆直径
da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×2
94.05
da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2
275.5
齿根圆直径
df1=d1－2hf*mn=90.56－2×1.25×2
85.5
df2=d2－2hf*mn=263.44－2×1.25×2
264.5
中心距
a=mn(Z1+Z2)/2cosβ
181
齿宽
b2=b
90
b1=b2+(5～10)mm
95

4.2.5齿轮结构设计
齿轮结构设计见零件图及三维实体造型
4.2.6 Solidworks进行齿轮的算例分析材料属性
1. 大齿轮
表4.6 低速级大齿轮算例分析主要参数
模型参考
属性

名称:
AISI 1045 钢，冷拔
模型类型:
线性弹性同向性
屈服强度:
5.3e+008 N/m^2
张力强度:
6.25e+008 N/m^2
弹性模量:
2.05e+011 N/m^2
泊松比:
0.29
质量密度:
7850 kg/m^3
抗剪模量:
8e+010 N/m^2

载荷名称
装入图象
载荷细节
力-1

类型:
应用法向力
值:
3763 N

表4.7应力分析

名称
类型
最小
最大
应力2
VON:von Mises 应力
223.389 N/m^2
1.30607e+007N/m^2
表4.8安全系数

名称
类型
最小
最大
安全系数1
最大 von Mises 应力
38.1522
节: 35749
1.53153e+007
节: 25724

2.小齿轮
表4.9低速级小齿轮算例分析主要参数
载荷名称
装入图象
载荷细节
力-1

实体:
1 面
类型:
应用法向力
值:
11333 N

模型参考
属性

名称:
合金钢
模型类型:
线性弹性同向性
默认失败准则:
未知
屈服强度:
6.20422e+008N/m^2
张力强度:
7.23826e+008N/m^2
弹性模量:
2.1e+011 N/m^2
泊松比:
0.28
质量密度:
7700 kg/m^3
抗剪模量:
7.9e+010 N/m^2
热扩张系数:
1.3e-005 /Kelvin

表4.10 应力分析

名称
类型
最小
最大
应力2
VON:von Mises 应力
1619.79N/m^2
节: 49509
9.13062e+007 N/m^2
节: 24889
表4.11 安全系数

名称
类型
最小
最大
安全系数1
最大 von Mises 应力
6.65126
节: 25931
616802
节: 38478

5.轴的设计计算
5.1中间轴的设计
5.1.1选择轴的材料。
间轴材料为45钢调质。
硬度217～255HBS [δ0b]=95MPa [δ-1b]=55MPa
抗拉强度极限：δβ=640MPa
屈服强度极限：δs=355MPa
弯曲疲劳极限：b-1=275MPa
剪切疲劳极限：τ-1=155MPa
许用弯曲应力：[b-1]=60MPa
5.1.2轴的初步估算
根据表15—3，取A0=112
d≥=112=37.46mm
考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取
D1=dmin=40mm
5.1.3轴的结构设计
（1）各轴段直径的确定。
初选滚动轴承，代号为30208 .轴颈直径d1=d5=dmin=40mm.
齿轮2处轴头直径d2=45mm
齿轮2定位轴角厚度。
hmin=(0.07～0.1)d，取hmin=5mm该处直径d2=54mm
齿轮3的直径：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm
由轴承表5—11查出轴承的安装尺寸d4=49mm
(2) 各轴段轴向长度的确定。
轴承宽度B=19.75mm ,两齿轮端面间的距离△4=10mm
其余的如图
5.1.4按许用弯曲应力校核轴。
(1) 轴上力的作用点及支点跨距的确定。
AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm
(2) 绘轴的受力图

(3) 计算轴上的作用力：
齿轮2：Ft2=2T2/d2=2×357.66×103/200.3=3571.2N
Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2=3571.2×tan20o/cos14.4=1342N
Fα2=Ft2×tanβ2=3571×tan14.4o=917N
齿轮3：Ft3=2T3/d3=2×357.66×103/90.56=7899N
Fr3=Ft3×tann/cosβ3=7899×tan20o/cos13.7=2959N
Fα3=Ft3×tanβ3=7899×tan13.7o=1926N
(4) 计算支反力
绕支点B的力矩和ΣMBZ=0，得
RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2×d2/2+Fa3×d3/2－Fr3×72]217
=(1342×160+917×100.15+1926×45.26-72×2959) 217
=833N
同理：ΣMAZ=0 ,得
RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3×d3/2+Fa2×d2/2－Fr2×57] 217
=(2959×165+917×100.15+1926×45.26-1342×57) 217
=2450N
校核：ΣZ=RAZ+Fr3－Fr2－RBZ =833+2959-1342-2450=0
计算无误
同样，由绕支点B的力矩和ΣMBy=0，得
RAY=(3571×160+7899×72)/217=5449N
由ΣMAy=0，得
RBY=（3571×57+7899×145）/217=6021
校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft3－Ft2=5449+6021-3571-7899=0
计算无误
(5) 转矩，绘弯矩图
垂直平面内的弯矩图。

C处弯矩：MCZ左=RAZ×57=833×57=43316Nmm
MCZ右=RAZ×57－Fa2d2/2
=833×57－917×100.15=-48522Nmm
D处弯矩：MDZ左=RBZ×72+Fa3×d3/2
=2450×72+1926×45.26=263609Nmm
MDZ右=RBZ×72=176400
水平面弯矩图。

MCY=RAY×57=5449×57=283348Nmm
MDY=RBy×72=6021×72433512Nmm