带式运输机机械传动装置设计(5)

6.齿轮参数总结和计算 代号名称 模数m 齿数z 齿宽b 分度圆直径d 齿顶高系数ha 顶隙系数c 齿顶高ha 齿根高hf 全齿高h 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 计算公式 高速级小齿轮 低速级大齿轮 2mm 34 75mm 68mm 1.0 2mm 149 68mm 298mm 1.0 齿数z1 = 34、z2 = 149，模数m = 2 mm，压力角? = 20°，中心距a = 185 mm，齿宽b1 = 75mm、b2 =68 mm。 m×ha m×(ha+c) ha+hf d+2×ha 0.25 2mm 4.5mm 6.5mm 72mm 0.25 2mm 4.5mm 6.5mm 302mm d-2×hf 59mm 289mm 第七章：传动轴和传动轴承及联轴器设计

内容 结论 20

7.1 输入轴的设计 1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1 = 5.11 Kw n1 = 626.09r/min T1 =77.9 Nm 7.1.2求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 68 mm则: 2T1Ft = d1= 2×77.9×1000 68= 22900 N Fr = Ft×tan? =22900×tan20° = 833.49 N 7.1.3初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据（减速器设计实例精解表15-3）表，取A0 = 110，得： 3d min = A0× P1 n15.11 626.09= 110×3= 22.15 mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大7%，故选取:d12 = 25 mm 7.1.4轴的结构设计图 Ft= 22900 N Fr = 833.49N dmin = 22.15 mm :d12 = 25mm 21

d23 = 30 mm 挡圈直径D = 34 mm 7.1.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取大带轮宽度II=III段的直径d23 = 31 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径B =68 mm D = 34 mm。大带轮宽度B = 63 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不L12 = 52mm 压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取L12 = 52 选择深沟球mm。 轴承6207 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参d34 = d56 = 35 照工作要求并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，mm 其尺寸为d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d56 = 35 mm，取挡油环的宽挡油环的宽度为25，则L34 = L56 = 17+25 = 42 mm。 度为25 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做L34 = L56 =42 mm 成一体而成为齿轮轴。所以L45 = B = 75 mm，d45 = d1 = 68 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有L45 = 75 mm d1 = 68 mm 一定距离，取L23 = 58mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 7.1.6轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm 带轮中点距左支点距离L1 = 48/2+50+17/2 = 82.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 65/2+32+9-17/2 = 65 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 65/2+9+32-17/2 = 65 mm 2）计算轴的支反力： L1=82.5 mm 水平面支反力（见图b）： L2 = 65 mm FtL3FNH1 = L2+L3L3=65mm FNH1 =1350.4 2700.7×65= 65+65N = 1350.4 N FNH2 =1350.4 FtL2FNH2 = L2+L3N FNV1= 22

= 2700.7×65 65+65= 1350.4 N 垂直面支反力（见图d）： FNV1 = = FrL3-Fp(L1+L2+L3) L2+L3982.4×65-1207.63×(82.5+65+65) 65+65FrL2+FpL1 L2+L3982.4×65+1207.63×82.5 65+65= -1482.8 N FNV2 = = = 1257.6 N 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1350.4×65 Nmm = 87776 Nmm 截面A处的垂直弯矩：MV0 = FpL1 = 1207.63×82.5 Nmm = 99629 Nmm 截面C处的垂直弯矩： MV1 = FNV1L2 = -1482.8×65 Nmm = -96382 Nmm MV2 = FNV2L3 = 1257.6×65 Nmm = 81744 Nmm 分别作水平面弯矩图（c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： M1 = M2 = 22MH+MV1 = 130361 Nmm 22MH+MV2 = 119945 Nmm 作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。，由（机械设计第九版公式14-4）取? = 0.6，则有： Mca = W2M1+(αT1)2 W-1482.8 N FNV2 =1257.6 N MH =87776Nmm MV0 = 99629 Nmm M1 =130361Nmm M2 =119945Nmm ?ca =6.4 MPa ?ca = 23

= 1303612+(0.6×81.02×1000)2 MPa 0.1×603 = 6.4 MPa≤[???] = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下： 7.2 输出轴的设计 7.2.1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2 P2 = 4.7 KW n2 = 143.28 r/min T2 = 312.77 Nm 7.2.2求作用在齿轮上的力 2T2已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 240 mm则:Ft = d2= 2×312.77×1000 240= 2606.4 N Fr = Ft×tan? = 2606.4×tan20° = 948.1 N 7.2.3初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，查（减速器设计实例精解表9-8）表，取:A0 = 112，于是得 24

Ft =2606.4 N Fr =948.1 N 轴的材料为45钢，调质处理