齿轮+轴+校核

一方案设计

设计的斗式提升机为TD系列用于提升小麦、玉米等粮食作物。由电机通过皮带传动，经二级减速器减速进行作物的循环提升工作。 二基本原理

斗式提升机是通过紧固在牵引构件胶带或链条上的许多料斗，并环绕在提升机上部头轮和下部尾轮之间，进行循环工作的。驱动装置与头轮相连，是斗式提升机的动力部分，使头轮轴运动；张紧装置一般和下部尾相连，使牵引构件获得必要的初张力，以维持牵引构件正常运转。物料从斗式提升机下部机壳的进料口进入物料，通过流入式或掏取式装入料斗后，提升到头部，在头部沿出料口卸出，实现垂直方向输送物料的目的。斗式提升机的料斗、牵引构件及头轮和尾轮等安装在全封闭。

TD系列斗式提升机主要特点:

1.提升范围广,这类提升机对物料的种类、特性要求少,不但能提升一般粉状、小颗粒状物料,而且可提升磨琢性较大的物料.密封性好,环境污染少。

2. 驱动功率小,采用流入式喂料、诱导式卸料、大容量的料斗密集型布置.在物料提升时几乎无回料和挖料现象,因此无效功率少。

3.使用寿命长,提升机的喂料采取流入式,无需用斗挖料,材料之间很少发生挤压和碰撞现象。本机在设计时保证物料在喂料、卸料时少有撒落,减少了机械磨损。

4. 运行可靠性好,先进的设计原理和加工方法,保证了整机运行的可靠性,无故障时间超过2万小时。提升高度高.提升机运行平稳,因此可达到较高的提升高度。

本次设计的TD系列斗式提升机的工作要求，实际上产率30吨\\小时，滚筒上胶带的速度为2米\\秒，传送高度为15米。

三斗式提升机型号的选择及输送带的受力分析

3.1斗式提升机型号的选择

设料斗的容量为i升，实际容量为Ψi升（Ψ为小于1的填充系数），那么单

位长度上的载荷为：

q＝a----斗距（米）

γ----物料容积（吨／米）

提升机的输送能力 Ｑ＝qv(千克/秒)

1

iγψ a 或Ｑ＝3.6qv（吨/时）

i 有公式可得： Ｑ＝3.6 γψv（吨/时）

a由于在实际生产中供料不均匀，所以计算生产率要大于实际生产率Ｎ，即

Q Ｎ＝（吨/时）

k k---供料不均匀系数，取1.2～1.6 取 ψ=0.75 γ=1.2吨/米3 v=2米/秒 N=30吨/时 K=1.5

Q=Nk=1.5×30=45吨/时，

Qi45===6.94 a3.6v3.620.751.2根据中华人民共和国机械行业标准中的垂直斗式提升机的型号与参数标准（JB\\T3926.1-1999)选用提升机的型号为TD400料斗为H型，TD400提升机的的一些基本参数如下 提升机型号 料斗形式 输送量(m³\\h) 料斗 输送带 离心式 混合式 斗宽(㎜) 斗容（㎜） 斗距（㎜） 宽度(mm) TD400 Q 40 32 3.07 H 76 60 5.6 ZD 68 54 5.9 560 SD 110 85 9.4 400 480 500 630 500 1.8 1.4 54.6 42.5 层数（最大值） 5 传动滚筒直径（㎜） 从动滚筒直径（㎜） 料斗运行速度 主轴转速 离心式（m\\s） 混合式（m\\s） 离心式(r\\min) 混合式(r\\min) 注：斗容为计算斗容（ 见JB/T 3926.3~3926.5， JB/T 3926.7）。 料斗选用H制法根基表中的数据计算出的提升机的输送能力：

2

Ｑ＝3.6

iγψv =3,6×5.6÷0.48×1.2×0.75×1.8=141.75（吨\\小时） a选用的斗式提升机的输送能力满足实际工作量的要求所以选用TD400斗式提升机。

3.2输送带张力的计算

根基设计要求提升机采用弧底型料斗卸料方式为离心式卸料。 胶带的运行速度为2m\\s

设计所选用的斗式提升机为TD400斗式提升机，料斗的宽度为400毫米，通常胶带比料斗宽120到150毫米，设定胶带的宽度为550毫米。 沿胶带的环路进行逐点张力计算计算提升机的牵引力。 提升物料的单位长度的重量为：

q＝Q÷﹙3.6×v﹚＝ 45÷﹙3.6×2﹚＝6.25 kg\\m 带料斗的胶带的单位重量为： q空=kQ=0.501×45=22.545 kg\\m 在工作分支上的单位载荷为：

q工qq空6.25+22.545=28.795 kg\\m 当滚筒按顺时针方向运行时，张力的分布如图：

S2 S1

S4 主动轮 从动轮 S3 最小的张力出现在S2处设力的大小为S2，S3处的张力S3为：

S3=K’S+W3=1.08S2+W3

公式中k’=1.08--带料斗的带子绕过滚筒时张力增大系数

W3为取料阻力，W3=P3q=2×6.25=12.5其中p3 ——由比功值（取1公斤物料消耗的功）确定的取料系数.当料斗的速度为1.25～1.8米/秒时，对粉末状和小

3

物块去取p3=（1.25～2.5）公斤·米/公斤；因为料斗速度为1.5米/秒，所以粉末状或小物块 取p3=2公斤·米/公斤. 点4处的张力

S4=S输出=S3+ qrH=1.08S2+28.795×15=1.08S2+431.925

点1处的张力

S1=S2+q空H=S2+22.545×15=S2+338.175 对于有绕性件的摩擦驱动装置 S入S出ef

当空气潮湿时带子和钢板滚筒之间的f0.2，转动滚筒与带子的包角

=180，所以ef2.710.23.141.87,

则 S入1.87S出

1.08S2+431.925≤1.87（S2+338.175） S2≥118.45公斤

根据正常取料条件，最小张力必须满足下列条件： S2Smin5q5×6.25=30.75公斤 取S2120公斤.

当带子张力增加时，驱动装置牵引能力的储备也增加。 在环路其他各点的张力为：

S1S2+338.175=458.175公斤 S3=1.08S2W3=142.1公斤

S41.08S2431.925=561.525公斤 对于拉紧滚筒的行程

L=0.02H=0.02×15=0.3米 附加在端部滚筒上的拉力

p拉S2S3=120+142.1=262.1公斤 传动滚筒上的牵引力

W0S4S1(k'1)(S4S1)

=561.525-458.175+（1.08－1）（561.525+458.175）

=184.926公斤

式中k=1.08----考虑传动滚筒阻力系数。

3.3滚筒的设计计算

假设滚筒的角速度为ω不计胶带的厚度滚筒的线速度v=ωΥ 其中v为滚筒速度，Υ为滚筒半径

因为在转动过程中，胶带带与滚筒之间的相对速度很少，可以互略不计，所

4

以滚筒速度进似胶带的速度，根据设计要求，胶带的速度为2m\\s，并且能够实现离心方式卸载.

W＝

2n60. （n—滚筒转速）

所以v=wr＝

2n60.×

nD＝Ｄ＝2 60.2. 得 n=

120 D.实现离心方式卸载的条件是 h＜

D2. h---极距（极点到回转中心的距离称为极距）

h=

895n2.

由此可得

895n2.＜

D 将上面中的n代入此式有 2.12021 D＜＝0.815（mm） 22895取D=820mm，进行验算得到 n=

60260v==46.60r/min D.3.140.8289546.602 h==(m)0.402

h=0.402＜0.41=r 符合离心方式卸载的条件

因为主动轮滚筒的直径较小，所以从动轮滚筒直径取与主动轮直径相等的

5

滚筒的标准如上图跟表格，从中选取相近的滚筒型号，选择TD6380滚筒带入上面公式计算h为0.39小于0.40所以滚筒直径直径最终确定为800毫米转速为47.77r\\min。

四斗式提升机传动系统的设计 4.1电机的选择

电动机的选择一般包括电机的转速，功率，型号等

同一功率的异步电动机有同步转速3000、1500、1000、750r/min等几种。在一般机械中，用得最多的是同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。

电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响.功率选得过小，不能保证正常工作或使电动机长期过载而过早损坏；功率选得过大，

6

则电动机价格高，且经常不在满载下运行，电动机效率和功率因数都较低，造成很大的浪费.

电动机功率的确定，主要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关.对于长期连续工作的机械，可根据电动机所需的功率Pd来选择，再校验电动机的发热和启动力矩.选择时，应使电动机的额定功率Pe稍大于电动机的所需功率Pd，即Pe≥Pd.对于间歇工作的机械，Pe可稍小于Pd. 电动机所需功率为 N=

N012K'

式中：N---电动机功率（千瓦）； N0---轴功率（千瓦）；

η１---减速器传动效率；取η１＝0.90；

η2---皮带或开式齿轮传动效率.皮带取η2＝0.96，对链传动取η2

=0.93； ’

K---功率备用系数.与提升高度有关，当： Ｈ＜10米时， K’=1.45； 10＜Ｈ＜20米时， K’=1.25； Ｈ＞２０米时，K’=1.15.

轴功率N0 =FV=mgV=184.926×9.8×2=3.624（千瓦）

N=

N012K'=

3.6241.25'=5.21（千瓦）

0.900.96根据动力源和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V，选Y160M-6型电动机，额定功率为7.5千瓦，同步转速1000r/min，满载转速970r/min,额定转矩2.0(N.m)

4.2 V带的选择及带轮的设计计算 4.2.1确定计算功率Pca

计算功率Pca 是按所传递的功率P（单位为千瓦）并考虑到载荷性质，启动情况、每天运行时间等因素的影响由下式确定的 Pca=KAP=1.2×7.5=9(千瓦)

式中 KA——工作情况系数查表可得为1.2(载荷变动较小，每天工作

10到16小时，一般用于带式运输机、通风机旋转式水泵和木工机械等方面)

P——传递的额定功率 Pca ——计算功率

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4.2.2 选择V带型号

普通v带的型号可以根据计算功率Pca 和小带轮转速(电机主轴上的带轮)进行查表选择。根据计算功率为9千瓦，主动轮转速为970 r\\min查图可得带型为B型V带

4.2.3确定带轮的基准直径dd 并验算带速V1

由V带型号查表初步选定小带轮的直径为200毫米 验算带速有公式：

V1=πdd N1\\(60×1000)

=3.14×200×970÷（60×1000）

=10.15m\\s v在5～25m/s范围內，带速合格.

所以主带轮的基本直径d1为200毫米，从动带轮的直径d2=id1=2×200=400毫米，所以小带轮的直径为200毫米大带轮的直径为400毫米

4.2.4确定中心距α和带长Ld

0.7（dd1 +dd2）＜a0＜2（dd1 +dd2） 取α=800mm

按中心距的选取原则，由下式初步确定中心距

由直径以及α按一下公式初步计算所需带的长度

Ld

Ld≈2α+π（dd1 +dd2）\\2+（dd1 +dd2）（dd1 +dd2）\\(4α)

=2654.5毫米

根据计算结果从表中选取相近的基准带长为2800毫米

4.2.5校核小带轮上的包角

1≈ 180 -

dd2dd157.5≥120 a = 180-（250÷1000）×57.5 =165.625

小带轮上的包角大于120度符合要求

4.2.6确定V带的根数Z

8

由下式计算V带的根数 Z =

Pca

(P0P0)KKL式中： Pca---计算功率，单位为Kw

式中： Ka---考虑包角不同时的影响系数，取Ka =0.96 KL---考虑带的长度不同是的影响系数，取KL =0.99 P0---单根V带的基本额定功率，取P0=3.77

△P0---计入传动比的影响时，单根V带本额定功率的增量，取△P0=0.11 Z =

9(3.770.11)0.960.99=2.44根

L取Z=3 根

4.2.7初拉力F0的确定

合适的初拉力是保证带传动工作的重要条件，初拉力不足则摩擦力小，V带易发生打滑；初拉力过大则会使v带的寿命降低，单根普通V带较合适的初拉力可按下式计算。

F0=500(2.5-Ka)Pca\\(KaZV)+qV2

式中: Ka---考虑包角不同时的影响系数,取Ka =0.96

q---带单位长度的质量，取q=0.10(kg/m)

F0=500×(2.5-0.96) ×9÷(0.96×6×12.690)+0.1×12.690×12.690

=255.85 N

4.2.8计算作用于轴上的径向力Q(压轴力)

为进一步设计支撑带轮的轴及轴承，需计算出带传动的压轴力。压轴力可从图近似得到

9

(a) (b)

V带对轴的压力Fp

165.625 Fp = 2 Z F0sin=26255.85sin = 3046.1(N)

2214.3 V带轮的结构设计

带轮一般有铸铁制成，常用材料牌号为HT150和HT200。对于重要且转速高

的带轮，也可用铸钢材料；功率小时可用铝合金级工程材料制成。在工程上，V带轮的材料通常为灰铸铁，当带速v < 25 m/s时，采用HT150；带速v= 25～30 m/s 时，采用 HT200；由于带速为12.69m\\s所以选择材料的牌号为HT150

4.3.1V带轮的结构形式及主要尺寸

V带轮一般由轮缘、轮毂和轮辐3部分所组成.根据轮辐的结构不同，V带轮可分为如下4种形式.

(a)实心式：主要适用于带轮基准直径dd≤(2.5～3) ds的场合（ds为带轮轴孔直径）.

(b)腹板式.：主要适用于带轮基准直径dd≤ 300 mm的场合.

(c)孔板式.：主要适用于带轮基准直径dd≤ 300 mm、且dddb≥100 mm的场合.

(d)轮辐式.：主要适用于带轮基准直径dd> 300 mm的场合.

因为dd1250mm,dd2500mm，所以，小带轮采用腹板式结构，大带轮采

用轮辐式结构，如下图所示.

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小带轮腹板式 大带轮辐式

5减速器的设计

减速器用于电机与滚筒之间的连接，减速器中的轴承选用深沟球轴承，总的传动比为20，V带传动的传动比为2，则减速箱二级齿轮传动的总传动为10。

5.1传动比及各轴的转速以及功率的计算

二级减速器的传动比为10设第一组齿轮的传动比为i1第二组齿轮的传动比为i2。

考虑到润滑等因素初步设定：

i1=1.5i2

i

由上式可得出

总=i1i2=10

i1=2.58 ，i2=3.88；

各轴的转速：设轴1的转速为N1轴2的转速为N2轴三的转速为N3,计算结果如下

N1=970÷2=485r\\min

N2=N1÷i1=485÷2.58=187.98 r\\min N3=N2÷I2=187.98÷3.88=48.45 r\\min

各轴的输入功率计算如下

轴1 P1=7.5η带η1=7.5×0.99×0.96=7.128kw 轴2 P2=P1η2η3=7.128×0.99×0.97=6.845kw

11

轴3 P3=P2η4η2=6.845×0.99×0.97=6.57kw

轴 4（安装滚筒的轴）P4=P3η4×η5=6.57×0.99×0.99=6.44kw

各轴的转矩计算：

电机的转距T0=9550×7.5÷970=73.84N.m

轴1 T1=9550P1÷N1=9550×7.128÷485=140.35N.m 轴2 T2=9550P2÷N2=9550×6.845÷187.98=347.75N.m 轴3 T3=9550P3÷N3=9550×6.57÷48.45=1295.01N.m 轴4 T4=9550P4÷N3=9550×6.44÷48.45=1269.39N.m 为了便于计算滚筒所在轴的转速取计算出来的轴4的转速，所以各轴的转速，功率，转矩如下表 项目 转r\\min 功率kw 电机 轴1 485 轴2 轴3 滚筒轴 48.45 速970 187.95 48.45 7．5 7.128 6.845 6.57 6.44 转矩n.m 73.84 传动比 效率 140．35 347.75 1295.01 1269.39 0.99 0.97 0.99 0.99 0.96 5.2标准直齿轮的设计计算 5．2.1高速齿轮的设计

1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。

（1）运输机为一般工作机器，速度不高故选用7级精度（GB 10095—88） （2）材料选择，查表选择小齿轮的材料为40Cr(调质)硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS。 （3）选择小齿轮的齿数Z1=24，大齿轮的齿数Z2=24×2.58=61.92，取Z2=62 2按齿面接触强度计算数值 （1） 试选载荷系数Kt=1.3 （2） 小齿轮传递的转矩 T1=140350N.mm （3） 查表选取齿宽系数φd=1 （4） 由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa½ （5） 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa ，大齿轮

的接触疲劳极限Hlim2=550 Mpa

（6） 由公式计算出应力循环次数

N1=60n1jLh=60×485×1×（2×8×300×15）=2.095×109

12

N2= N1÷i1=8.12×108

（7） 由图取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.90 KHN2=0.95 （8） 计算接触疲劳许用应力

去失效概率为1％，安全系数S=1由公式计算

[H]1=KHN1×

Hlim1S=

090*600=550MPa 1 [H]2=KHN2×

3 计算

Hlim20.95*550 = =542.5 Mpa S1（1）试算小齿轮的分度圆直径d1t代入[H]中较小的值

3 d1t≥2.32×

KtT1du1ZE u[]H221.31403502.581189.8=2.32×3= 72.87 mm 12.58542.5（2）计算圆周速度V0

V0=πd1tN1÷(60×1000)=1.85m\\s （3）计算齿宽b

b=φdd1t=1×72.87=72.87mm （4）计算齿宽与齿高之比

模数 mt=d1t÷z1=72.87÷24=3.036 齿高 h=2.25 mt=6.83 b\\h=72.87÷6.83=10.67

（5）计算载荷系数

根据V0=1.85 m\\s,7级精度查表得到动载荷系数1.05 直齿轮，KHα=KFα=1 由表查得使用系数KA=1

用插值法查表得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时KHβ=1.423 由b\\h=10.67，KHβ=1.423查图得KFβ=1.35;所以动载荷系数 K= Ka×Kv×Kha×KHβ=1×1.05×1×1.423=1.494 (6)按实际载荷系数校正分度圆直径

13

d1= d1t×3（7）计算模数m

1.494k=72.87×3=76.33mm kt1.3 M= d1\\Z1=76.33÷24=3.18mm 4按齿根弯曲强度设计

由公式得到弯曲强度的设计公式

m≥3YFaYSa2KT1() 2[F]dz1（1） 确定各公式内的计算数值

小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 =500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE2=380MPa

有弯曲疲劳寿命系数KFN1= 0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳安全系数S=1.4 [F]1=KFN1×

FE1S=

0.85*500= 303.57 MPa 1.4[F]2=KFN2×

FE20.88*380 = =238.86 Mpa S1.4计算载荷系数K

K==Ka×Kv×KFa×kFβ=1×1.05×1×1.423=1.494 查取齿形系数

YFa1=2.65 YFa2= 2.226

查取应力校正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.764 计算大 小齿轮的

YfaYsa并加以比较 [F]

YFa1YSa1=2.65×1.58/303.57=0.01379

[F]1

YFa2YSa2=2.226×1.764/238.86=0.01644

[F]2大齿轮的数据大. 设计计算

14

m≥32KT1YFaYSa321.494140350 0.01644=2.287 ()=22124[F]dz1对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m小于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确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿面接触强度算得的模数 并就近圆整为标准值m= 2 .5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 76.33mm 算出小齿轮的齿数

Z1=d1/2.5=76.33/2.5=30.53≈30 Z2=u ×Z1=2.58×30=77.4≈78 4. 齿轮几何尺寸计算

分度圆直径 d1=mz1=2.5×30=75mm d2=mz2=2.5×78=195mm 齿顶高 ha= h*am=1×2.5=2.5 mm

*齿根高 hf= (h*a＋c)m=（1＋0.25）×2.5= 3.125 mm

全齿高 h= ha＋hf=2.5＋3.125= 5.625 mm 齿顶圆直径 da1= d1＋2 ha=75＋2×2.5=80 mm da2=d2＋2 ha=195＋2×2.5=200 mm 齿根圆直径 df1= d1－2 hf=75－2×3.125=68.75mm df2= d2－2 hf=195－2×3.125=188.75mm 中心距 a =(d1+ d2)/2=135 mm 齿宽 b=d d1=75 mm

取 B1 =80 B2 =75

5.2.2低速齿轮的设计

1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。

（1）运输机为一般工作机器，速度不高故选用7级精度（GB 10095—88） （2）材料选择，查表选择小齿轮的材料为40Cr(调质)硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS。 （3）选择小齿轮的齿数Z1=20，大齿轮的齿数Z2=20×3.88=77.6，取Z2=78 2按齿面接触强度计算数值 （9） 试选载荷系数Kt=1.3 （10） 小齿轮传递的转矩 T1=3.4775×105 N.mm （11） 查表选取齿宽系数φd=1 （12） 由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa½

（13） 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa ，大齿

轮的接触疲劳极限Hlim2=550 Mpa

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（14） 由公式计算出应力循环次数

N1=60n1jLh=60×187.95×1×（2×8×300×15）=1.0475×109 N2= N1÷i2=2.695×108

（15）由图取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.90 KHN2=0.95 （16）计算接触疲劳许用应力

去失效概率为1％，安全系数S=1由公式计算

[H]1=KHN1×

Hlim1S=

090*600=550MPa 1 [H]2=KHN2×

3 计算

Hlim20.95*550 = =542.5 Mpa S1（1）试算小齿轮的分度圆直径d1t代入[H]中较小的值

d1t≥2.32×3KtT1u1ZE du[]H2251.33.4775103.881189.8=2.32×3=95.4 13.88542.5

（2）计算圆周速度V0

V0=πd1tN1÷(60×1000)=0.938m\\s （3）计算齿宽b

b=φdd1t=1×95.4=95.4mm （4）计算齿宽与齿高之比

模数 mt=d1t÷z1=95.4÷20=4.77 齿高 h=2.25 mt=10.7325 b\\h=95.4÷10.7325=8.88

（5）计算载荷系数

根据V0=0.938 m\\s,7级精度查表得到动载荷系数1.05 直齿轮，KHα=KFα=1 由表查得使用系数KA=1

用插值法查表得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时KHβ=1.423 由b\\h=8.88，KHβ=1.423查图得KFβ=1.42;所以动载荷系数

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K= Ka×Kv×Kha×KHβ=1×1.05×1×1.423=1.494 (6)按实际载荷系数校正分度圆直径

d1= d1t×3（7）计算模数m

M= d1\\Z1=99.92÷20=4.996mm 4按齿根弯曲强度设计

由公式得到弯曲强度的设计公式

1.494k=95.4×3=99.92mm kt1.3YFaYSa2KT1() m≥32[F]dz1（2） 确定各公式内的计算数值

小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 =500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE2=380MPa

有弯曲疲劳寿命系数KFN1= 0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳安全系数S=1.4 [F]1=KFN1×

FE1S=

0.85*500= 303.57 MPa 1.4[F]2=KFN2×

FE20.88*380 = =238.86 Mpa S1.4计算载荷系数K

K==Ka×Kv×KFa×kFβ=1×1.05×1×1.42=1.494 查取齿形系数

YFa1=2.65 YFa2= 2.226

查取应力校正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.764 计算大 小齿轮的

YfaYsa并加以比较 [F]

YFa1YSa1=2.65×1.58/303.57=0.01379

[F]1

YFa2YSa2=2.226×1.764/238.86=0.01644

[F]2大齿轮的数据大.

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设计计算 m≥32KT1YFaYSa321.494347750 0.01644=4.53 ()=22120[]dz1F对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m小于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确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿面接触强度算得的模数 并就近圆整为标准值m= 4.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 99.92mm 算出小齿轮的齿数

Z1=d1/6.5=99.92/4.5=22.2≈22 Z2=u ×Z1=3.88×22,2=86.1≈86 4. 齿轮几何尺寸计算

分度圆直径 d1=mz1=4.5×22=99mm d2=mz2=4.5×86=387mm 齿顶高 ha= h*am=1×4.5=4.5mm

*齿根高 hf= (h*a＋c)m=（1＋0.25）×4.5= 5.625 mm

全齿高 h= ha＋hf=4.5＋5,625= 10.125 mm 齿顶圆直径 da1= d1＋2 ha=99＋2×4.5=108 mm da2=d2＋2 ha=387＋2×4.5=396mm 齿根圆直径 df1= d1－2 hf=99－2×5.625=87.75mm df2= d2－2 hf=387－2×5.625=375.75mm 中心距 a =(d1+ d2)/2=243 mm 齿宽 b=d d1=99 mm

取 B1 =105 B2 =100

齿轮的结构设计与齿轮的几何设计尺寸,毛坯,材料,加工方法,使用要求及经济性等因素有关。进行齿轮的结构设计时，必须综合地考虑上述各方面的因素。通常是先按齿轮的直径大小，选定合适的结构形式，然后再根据经验数据，进行结构设计。

当齿顶圆直径小于160mm时，可以做成实心结构的齿轮。但航空产品中的齿轮，虽齿顶圆直径小于160mm，也可以做成腹板式的。当齿顶圆直径小于500mm时，可以做成腹板式的，腹板上开孔的数目按结构尺寸大小及需要而定。

根据齿顶圆直径大齿轮都做成腹板式的结构，而小齿轮都采用实心式的结构。

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6轴的设计计算

6.1选材和确定轴材料的许用应力

选用45钢调质处理.

根据材料的种类得 b=590 MPa， [b]1=55 MPa.

6.1.1 低速轴设计

轴的样式按照《机械设计基础》p360页图15—7 c图的样式设计略有不同的是没有轴环与轴5之间的那段轴。

从左到右阶梯轴的直径依次为d1，d2，d3，d4，d5，d6。

(1)估算轴的最小直径

由表15-3查取A0=120，根据公式（15-1）得 d ≥A036.57P= 120×3=61.65（mm） n48.45考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即61.65×1.05=64.73（mm）近似为65mm即d4为65mm.

（2）确定轴的各段直径

与联轴器配合的轴的直径d1=42mm（一般应符合所选联轴器轴孔标准，这里选用HL4弹性柱销联轴器）；

考虑轴承的内孔标准，取d3=d6=55mm（两轴承同型号为），根据机械设计表15-4，初选深沟球轴承的型号为6211；

D5为轴环选择直径为70mm。

取伸出端盖部分的轴的直径即d5为50mm。

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6.1.2高速轴的设计

高速轴的样子于低速大体相同把低速轴反过来放置即为高速轴的大体形状从右到左直径依次为d1，d2，d3，d5，d6。

(1)估算轴的最小直径

由表15-3查取A0=120，根据公式（15-1）得 d ≥A03P7.128= 110×3=29.39（mm） n485考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即29.39×1.05=31.86（mm）.为了便于计算且符合要求取最小直径为40即d3为40mm

（2）确定轴的各段直径

考虑到轴承内孔的标准d1=d4=35mm （两轴承同型号为），根据机械设计表15-4，初选深沟球轴承的型号为6207；

D5为伸出轴部分查表选取直径为32mm D2为轴环 选取d250mm

取带键槽的直经为30mm即d6为30mm

6.1.3中速轴的设计

中速轴的样式如下图从左到右依次为d1，d2，d3，d4，d5，d6

(1)估算轴的最小直径

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由表15-3查取A0=120，根据公式（15-1）得 d ≥A03P6.845= 120×3n187.95=39.77（mm）

选取轴径为d1=45mm （2）确定轴的各段直径

轴肩d2根据公式a=（0.07——0.1）d，b≈1.4a，取d2为50mm

考虑轴承的内孔标准，取d6=d1=45 mm（两轴承同型号），初选两端深沟球轴承的型号为6209；

轴的强度足够，为了方便制造，d3=d5=55mm，轴环d4直径为62mm

6.1.4滚筒轴的设计

由表15-3查取A0=120，根据公式（15-1）得 d ≥A036.44P= 120×n348.45=61.24（mm）

选取轴的最小直径为65

6.1.5轴的校核

轴的校核公式τT=T\\WT=9.55×106P\\n\\0.2d3

高速轴的校核τT=7.128×955000÷485÷（0.2×40×40×40）=10.96 中速轴的校核τT=6.845×955000÷187.95÷(0.2×45×45×45)=1.908 低速轴的校核τT=6.57×955000÷48.45÷(0.2×65×65×65)=2.36 结果都小于许用扭转切应力（25---45）所以轴都合格。

6.2确定轴的各段长度

各段轴的长度为，安装轴承段应符合轴承的宽度，安装齿轮段应符合齿轮宽度，外伸段的长度要符合所要安装零件的宽度，同时还要考虑安装工艺要求，安装零件段的长度与所要安装零件的宽度有一定的工艺要求，其余各段的长度应要根据实际装配来确定。

6.2铸铁减速器箱体的主要尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号 δ δ1 齿轮减速器 0.02a＋3≧8 锥齿轮减速器 蜗杆减速器 0.025a＋3≧8 21

箱盖凸缘厚度 b1 箱座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚b2 度 地脚螺钉直径 Df 地脚螺钉数目 n 1.5δ1 1.5δ 2.5δ 0.036a＋12 a≦250 n=4 a＞250—500 n=6 a＞500 n=8 轴承旁连接螺D1 栓直径 盖与座连接螺D2 栓直径 联接螺栓d2l 的间距 轴承端盖螺钉D3 直径 视孔盖螺钉直D4 径 定位销直径 d 0.75 Df (0.5—0.6) Df 150---200 (0.3—0.4) Df (0.7—0.8) D2 (0.7---0.8) D2 C2 (5---10) ＞1.2δ Df，d1，d2至C1 外箱壁距离 Df，d2至凸缘C2 边缘距离 轴承旁凸台半R1 径 凸台高度 座端面距离 铸造过度尺寸 X,y 大齿轮顶圆与Δ1 内箱壁距离 箱盖箱座肋厚 M1,m

h 外箱壁至轴承L1 C1＋c2＋ M1≈0.85δ1， 22

m≈0.85δ 轴承端盖外径 D2 齿轮端面与内Δ2 箱壁距离

D+（5—5.5） D3 ＞δ

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