大学毕业设计机械设计课程设计带式输送机传动机构设计.doc

机械设计课程设计
说明书

题 目 带式输送机传动装置

目录
一、设计任务………………………………………………...…3
二、传动方案拟定…………….……………………………….4
三、电动机的选择……………………………………….…….5
四、计算总传动比及分配各级的传动比…………………….6
五、运动参数及动力参数计算……………………….………7
六、传动零件的设计计算……………………………….……8
七、轴的设计计算……………………………………………16
八、滚动轴承的选择及校核计算……………………………26
九、键联接的选择及计算……………………………………28
十、联轴器的选择…………………………………………….29
十一、润滑与密封…………………………………………….29
十二、参考文献………………………………………………30
十三、附录（零件及装配图）………………………………30

一、设计任务
1、带式输送机的原始数据
输送带拉力F/kN
4
输送带速度v/(m/s)
2.0
滚筒直径D/mm
450
2、工作条件与技术要求
1）输送带速度允许误差为：±5%；
2）输送效率：0.96；
3）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
4）工作年限：8年；
5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；
6）动力来源：电力，三相交流，电压380V，
7）检修年限：四年一大修，两年一中修，半年一小修；
8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
3、设计任务量：
1) 减速器装配图一张（A0）；
2) 零件工作图（包括齿轮、轴的A3图纸）；
3）设计说明书一份。

计 算 及 说 明
结 果
二、传动方案拟定
方案一：

1、结构特点：
1）外传动机构为带传动；
2）减速器为一级齿轮传动。
2、该方案优缺点：
优点： 适用于两轴中心距较大的传动；、带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过载时打滑防止损坏其他零部件；结构简单、成本低廉。
缺点： 传动的外廓尺寸较大；、需张紧装置； 由于打滑，不能保证固定不变的传动比 ；带的寿命较短；传动效率较低。

方案二：

1、结构特点：
1）外传动为联轴器传动；
2）减速器为二级斜齿圆柱齿轮传动。
2、该方案的优缺点：
优点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。
缺点：减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。故选择方案二较合理。
三、电动机的选择
1.选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全 封闭自扇冷式结构，电压380V。
2.确定电动机效率Pw 按下试计算

式中Fw=4000N V=2m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 =0.96
代入上式得
==8.33Kw
电动机的输出功率功率 按下式

式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率
由式 由《机械设计课程设计》表2-2滚动轴承效 率=0.99：联轴器传动效率= 0.99：齿轮传动效率=0.98（7级精度一般齿轮传动）
则=0.91
所以电动机所需工作功率为
Kw
因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于即可。按《机械设计课程设计》表16-1中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率为11kw。
3.确定电动机转速
按《机械设计课程设计》表2-3推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比
而工作机卷筒轴的转速为

所以电动机转速的可选范围为

则根据电机的转速以及电机的额定功率有《机械设计课程设计》表16-1查得：
电机型号
额定功率
同步转速/
满载转速/
总传动比
Y160L-6
11
1000
970
11.42
Y160M-4
11
1500
1460
17.19
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的Y系列电动机Y160L-6,其满载转速为970r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在《机械设计课程设计》16-2,表16-37中查的。
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
由上一步得总传动比=11.42
2、传动比的分配
初选=3.9 =2.9
=11.31 又 所以
五、运动参数及动力参数计算
1、各轴的转速
Ⅰ轴
Ⅱ轴 ==248.72
Ⅲ轴 ==85.77
滚筒轴 =85.77
2、各轴转速输入功率
=9.13kw
Ⅰ轴 ==9.04 kw
Ⅱ轴 ==8.77 kw
Ⅲ轴 ==8.51 kw
滚筒轴 =8.34 kw
3、各轴的输入转矩计算
Ⅰ轴 = ==89.00
Ⅱ轴 ===336.74
Ⅲ轴 ===947.54
工作轴 ==928.61
电机轴 ==89.89
六、传动零件的设计计算
（一）高速级齿轮传动的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)
3）材料选择。由《机械设计》表10-1，选择小齿轮材料为45钢，调质处理，平均硬度为235HBS，大齿轮为45钢，正火，硬度为190HBS，二者材料硬度差为45HBS。
4）选小齿轮齿数=24，则：===93.6 取=94
齿数比u==3.9167
5）初选螺旋角=
2、按齿面接触疲劳强度设计

（1）确定公式内的各项数值
1）试选载荷系数=1.6
2）由《机械设计》图10-30选取区域系数=2.433
3）由《机械设计》图10-26查得=0.788 =0.863；
则：=+=1.651
4）小齿轮传递的转矩=89.00=8.9
5）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数=1。
6）由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8（大小齿轮均采用锻造）
7）由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa；由图10-21c按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限=390Mpa。
8）计算应力循环次数=60
=2.7936；2.7936/3.9167=7.1325
9）由《机械设计》图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.94
=1.02 。
10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ，安全系数S=1，
==0.94550Mpa=517Mpa
==1.02390Mpa=397.8Mpa
==457.4Mpa
（2）计算
1）计算小齿轮分度圆直径

==60.433mm
2）计算圆周速度v===3.068
3）计算齿宽b及模数
b=60.433mm
===2.443mm
4）齿高h=2.25=2.252.433mm=5.474mm
b/h=11.04
5）计算纵向重合度===1.903
6）计算载荷系数K
由《机械设计》表10-2查得：使用系数=1；根据v=3.068m/s,8级精度、由《机械设计》图10-8查得：=1.12；由表10-3查得：==1.4（假设/b<100N/mm）由表10-4查得：8级精度、调质处理小齿轮相对支承非对称布置时：

==1.46
根据b/h=11.04 =1.46 由图10-13查得：=1.4。故载荷系数==2.29
7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=60.433=68.105mm
8）计算模数===2.753mm
3、按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）确定计算参数
1）计算载荷系数==2.117
2）根据纵向重合度=1.903 由《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数=0.88。
3）计算当量齿数===26.27
===102.90
4)查取齿数系数及应力校正系数。由《机械设计》表10-5查得：
=2.590 =2.173 =1.598 =1.794
5）由《机械设计》图10-20C按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa, 由图10-20B按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =325Mpa。
6）由《机械设计》图10-18查弯曲疲劳寿命系数
=0.92 =0.94
7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，
==249.714Mpa
==218.214Mpa
8)计算大小齿轮的并加以比较
==0.0166
==0.0179
大齿轮的数值大。
（2）计算（按大齿轮）

==1.72mm
对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由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决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.72mm并就进圆整为标准值=2mm 接触强度算得的分度圆直径=68.105mm 重新修正齿轮齿数，=33.04 取=34 则：==34X3.9=132.6 取=133 因此与原分配传动比3.9接近。
4、几何尺寸计算
（1）中心距计算==172.11mm
圆整后取a=172mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
==
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
==70.036mm
==273.964mm
（4）计算齿轮宽度b==mm 圆整后取b=70mm
则： =75mm（小齿轮） =70mm（大齿轮）
因有的系数发生了变化，故相应的有关参数需要修正，然后再修正计算的结果，看齿轮的强度是否足够。
（5）修正计算结果
1)= ==37.15；
===145.3；
由《机械设计》表10-5查得：=2.43 =2.156 =1.66 =1.811
2)由《机械设计》图10-26查得=0.80 =0.91
则：=+=1.71
3)=0.318=2.665
根据纵向重合度=2.665 从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数=0.85
4）=3.555
根据V=3.555、8级精度。由《机械设计》10-8查得
5）齿高

由《机械设计》表10-4查得：8级精度、调质处理的小齿轮相对支承非对称布置时：
==1.460
根据 由图10-13查得
6）=2541.55N

故查取、时，假设是合适的。仍用；
7）齿面接触疲劳强度计算用载荷系数==2.412 齿根弯曲疲劳强度计算用载荷系数==2.3954
8）由《机械设计》图10-30选取区域系数=2.44
9）

=
=68.625
10)= =0.01615
==0.01789, 大齿轮的数值大
11）

=
=1.54mm
而实际的=70.036mm =2mm 均大于计算要求值，故齿轮的强度足够。
5、其他齿轮的设计过程同上
6、齿轮结构的设计
齿轮结构尺寸
名称
高速级大齿轮
低速级小齿轮
低速级大齿轮
毂孔直径d
6

65
90
轮毂直径
104
/
144
轮毂宽度L
70
/
105
腹板最大直径
253
/
269
孔板分布圆直径
178.5
/
206.5
孔板直径
45
/
62.5
腹板厚度C
18
/
27
小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构;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

高速级大齿轮的结构草图如上图。（其他齿轮结构类似，参数如上，结构草略）

高速级齿轮的传动尺寸
低速级齿轮的传动尺寸
名称
计算公式
结果
法面模数

2
3
法面压力角

螺旋角

齿数

34
133
34
99
传动比

3.912
2.912
分度圆直径

70.036
273.964
104.812
305.188
齿顶圆直径

74.036
277.964
110.812
311.188
齿根圆直径

65.036
268.964
97.312
297.688
中心距

172
205
齿宽

75
70
110
105
七、轴的设计计算
（一）轴的材料选择和最小直径估算
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%~7%，两个键槽时，d增大10%~15%。值由所《机械设计》表15-3确定：高速轴=126，中间轴=120，低速轴=115。
高速轴：==mm=26.51mm 因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=mm。再考虑选用Y160L-6的电机轴的直径取42mm。
中间轴：===39.40mm 圆整后取55mm
低速轴：===53.24mm 因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=56.97mm 参见《机械设计课程设计》联轴器选择，取连轴器的孔径，=60mm
（二）减速器装配草图的设计
（三）轴的结构设计
1、高速轴的结构设计
1）各轴段直径的确定
：最小直径安装联轴器的外伸段，所以：==42mm
：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，定位高度，定位高度h=（0.07~0.1）。以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=50mm（这时密封圈的=49mm）。
：滚动轴承处轴段，=55mm。滚动轴承选取30211，其尺寸为=
：过渡轴段，由于各段齿轮传动的线速度均小于2m/s,滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，取=60mm
齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴与齿轮的材料和热处理方式一样。均为45钢，调质处理。
：滚动轴承处的轴段，==55mm。
2）各轴段的长度确定
：由联轴器的毂孔宽=84mm确定，=82mm。
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定=80mm。
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=50mm。
：由装配关系、箱体结构等确定，=120mm。
：由高速级小齿轮宽度=75mm，确定=75mm。
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=50mm
3）细部结构设计
由《机械设计课程设计》表10-1查的高速级段联轴器处键=（t=5mm，r=0.3mm），联轴器与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为；查《机械设计课程设计》表7-19，各轴肩处的过渡圆角半径见下图，各轴的表面粗糙度见下图。

高速轴结构
2，中间轴的结构设计
1）各轴段直径的确定
：最小直径，滚动轴承处轴段，==55mm。滚动轴承选取30211，其尺寸为=.
：低速小齿轮段，考虑低速小齿轮的分度圆直径. =65mm.
：轴环，根据齿轮的轴向定位要求。=80mm。
：高速大齿轮轴段，=65mm。
：滚动轴承段，=55mm。滚动轴承选取30211，其尺寸为=.
2）各轴段的长度确定
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=52mm。
：低速级小齿轮的毂孔宽度=110mm确定，=108mm。
：轴环宽度，=12.5mm。
：由高速级大齿轮的毂孔宽度=70mm确定，=68mm。
:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=52mm。
3）细部结构设计
由《机械设计课程设计》表10-1查出高速级大齿轮处键=（t=7.0mm，r=0.3mm）;低速级小齿轮处键=（t=7.0mm，r=0.3mm）；齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为；查《机械设计课程设计》表7-19，各轴肩处的过渡圆角半径见下图，各轴的表面粗糙度见下图。

中间轴结构
3、低速轴的结构设计
1）各轴段的直径确定
：根据滚动轴承轴段，=80mm。滚动轴承选取30216，其尺寸为=。。
：低速大齿轮轴段，=90mm。
：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=110mm。
：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=100mm。
：根据滚动轴承轴段，=80mm。滚动轴承选取30216，其尺寸为=。
：密封处的轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=75mm（毡圈的内径=73mm）
：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，==60mm。
2）各轴段长度的确定
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=52mm。
：由低速级大齿轮的毂孔宽=105mm。 =103mm。
：轴环宽度，=15mm。
：由装配关系、箱体结构等确定，=70.5mm。
；由滚动轴承、挡油盘、及装配关系等确定，=50mm。
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=70mm。
：由联轴器的毂孔宽=107mm确定，=105mm.
3)细部结构设计
由《机械设计课程设计》表10-1查出低速联轴器处键=（t=7.0mm，r=0.3mm）;低速大齿轮处键=（t=9.0mm，r=0.5mm）齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为；查《机械设计课程设计》表7-19，各轴肩处的过渡圆角半径见下图，各轴的表面粗糙度见下图。
（四）轴的校核
这里以中间轴为例
1）轴的力学模型的建立
1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定
齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可确定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的30208轴承由《机械设计课程设计》表12-6查得它的负载中心至轴承轴段a=20mm，故可以作出支点跨度=240.48mm，取=240mm；低速小齿轮至左端支点A的距离=79.99mm，取=80mm两齿轮的作用点=100.5mm。取mm。高速大齿轮至右端支点B的距离=59.99mm，取=60mm.

2、绘制力学模型图
初定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮也为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图见图。

二）计算轴上的作用力
齿轮2：====2541.55N；
===2541.55=949.29N；
===585.64N。
齿轮3：===6425.60N；
==6425.60=2363.20N；
==1519.18N。
三）计算支反力
1，垂直面支反力（XZ平面）参见下图b)
由绕支点B的力矩和=0，得：

==-130322.2284N；
=-130322.2284/240N=-543.0093N,方向向下。
同理，由绕支点A的力矩和=0，得：

=
=-182977.00N。
=-182977.00/240N=-762.404N，方向向下。
由轴上的合力=0.校核：
++-=762.404+543.0093+949.29-2363.20=0N。计算无误
2，水平面支反力（XY平面）参见下图d)
由绕支点B的力矩和=0，得：

=2541.5560+6425.60160=1180589N
=4919.120833N，方向向下。
同理，由绕支点A的力矩和=0。

=6425.6080+2541.55180=971527N
=4048.29167N，方向向下。
由轴上的合力=0，校核：
+--=0.260，计算无误。
3，A点总支反力==4949.000795N。
B点总支反力==4119.456918N。
四）绘制转矩、弯矩图
1，垂直面内的弯矩图参见下图c)。
C处弯矩：=-=-543.009380Nmm=-43440.744Nmm。
=--=-43440.744-1519.1852.406=-123054.8911Nmm
D处弯矩：=-+
=-762.40460+585.64136.982=34477.89848Nmm；
=-=-45744.24Nmm；
2.水平面内的弯矩图参见下图e)，
C点弯矩：=-=-4919.12083380Nmm=-393529.6666Nmm；
D点弯矩：=-=-4048.2916760=-242897.5002Nmm。
3，合成弯矩图，参见下图f)
C处：===395920.0636Nmm；
===412320.3908Nmm。
D处：===245332.2667Nmm
===247167.4151Nmm;
4,转矩图，参见下图g)
==336740
5，当量弯矩图，参见下图h)
因为单向回转轴，所以扭矩切应力视为脉动循环应力，折算系数=0.6.
=202044
C处：==395920.0636Nmm；
==
=459162.1528Nmm；
D处：===317820.2307Nmm；
==247167.4151Nmm。

五）弯扭合成强度校核
进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。
===8.7326Mpa;
根据选定的轴的材料45钢，调质处理。由《机械设计》表15-1查得=60Mpa.因<,故强度足够。
故此轴的设计是合理的。
同理，用同样的方法可以对其他两个轴进行校核。经校核。其他两轴都是安全的。

八、滚动轴承的选择及校核计算
这里以中间轴为例。
（一）滚动轴承的选择
根据载荷及速度的情况，拟定选用圆锥滚子轴承。由中间轴的结构设计，根据==55mm：选取滚动轴承选取30211，其尺寸为=其基本参数查《机械设计课程设计》表12-4，=90.8kN，=115kN，=0.4，=1.5，=0.8.
（二）滚动轴承的校核
轴承受力如下图所示

1，径向载荷
根据轴的分析，可知：A点总支反力==4949.000795N.
B点总支反力==4119.456918N。
2，轴向载荷
外部轴向力=-=（1519.18-585.64）N=933.54N，从最不利受力情况考虑，指向A处1轴向（方向向左）；轴承派生轴向力由圆锥滚子轴承的计算公式=求出：===311.18N（方向向右）；
===316.43N（方向向左）。
因为+=（933.54+311.18）N=1244.72N>=933.54N.所以A处1轴承被压紧，B处2轴承放松。故：=+=1244.72N，==311.18N。
3，当量动载荷P
根据工况（无冲击或轻微冲击），由《机械设计》表13-6查得载荷系数=1.1。
Ⅰ轴承：因==0.2515<0.4=e。由《机械设计课程设计》表12-4查得：当时，==4949.000795N；
Ⅱ轴承：因==，由《机械设计课程设计》表12-4查得：当时，==949.29N。
4，验算轴承寿命
因，故只需验算Ⅰ轴承预期寿命与整机寿命相同，为
=
其中，温度系数（轴承的工作温度小于，轴承具有足够的寿命。
九、键联接的选择及计算
这里只以中间轴上的键为例，由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键1为=（t=7.0mm，r=0.3mm），标记：键；低速级小齿轮处键2为：
=（t=7.0mm，r=0.3mm）；标记：键；由于是同一根轴上的键，传动的转矩相同，所以只需校核短的键1即可。键的工作长度；键的接触高度；传递的转矩.由《机械设计》表6-2查得键静联接时的挤压许用应力=100Mpa（键、齿轮轮毂、轴的材料为45钢调质）。
Mpa=52.33Mpa，键的联接强度足够。
十、联轴器的选择
根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则
1，高速级联轴器：==115.7N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准或机械设计手册，选取HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，孔径，，，许用转速5000，都满足要求。故设计合理。标记：HL3联轴器.
2，低速级联轴器：==1231.802N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准或机械设计手册，选取HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，孔径，，，许用转速2500，都满足要求。故设计合理。标记：HL5联轴器。
十一、润滑与密封
1.润滑
本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。
1）.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为85.77，所以浸油高度约为30～50㎜。
取为60㎜。
2）.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3）.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
2.密封形式
用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。
十二、参考文献
1，《机械设计》（第八版） 高等教育出版社
2，《机械设计课程设计》 机械工业出版社
3，《理论力学》 清华大学出版社
4，《金属工艺学》（第五版） 高等教育出版社
5，机械设计手册(2008电子版) 化学工业出版社
十三、附录（零件及装配图）

按方案二设计

=8.33Kw

Kw
电机的额定功率

电机型号为：Y160L-6

=11.42
初选
=3.9 =2.9

=248.72
=85.77
=85.77

=9.13kw
=9.04 kw
==8.77 kw
=8.51 kw
=8.34 kw

=89.00

=336.74

=947.54

=928.61
=89.89

初选：=24
=94
u==3.9167

=1.6
=2.433

=1.651

=189.8

=517Mpa
=397.8Mpa
=457.4Mpa

v=3.068

齿宽b60.433mm
模数=2.443mm

齿高h=5.474mm

纵向重合度=1.903

=1.46
载荷系数=2.29

=2mm
=34
=133

中心距172.11mm

螺旋角=

=70.036mm
273.964mm
=75mm（小齿轮） =70mm（大齿轮）

修正值：
=37.15
=145.3

=1.71
=2.665

V=3.555

齿高h=4.5mm

齿轮结构尺寸如左表

齿轮的传动尺寸如左表

高速轴：
42mm

中间轴：
55mm
低速轴：
=60mm

高速轴各轴段直径：
=42mm
=50mm
=55mm
=60mm
=55mm

高速轴各轴段长度：
=82mm
=80mm
=50mm
=120mm
=75mm
=50mm

中间轴各轴段直径：
=55mm
=65mm
=80mm
=65mm
=55mm

中间轴各轴段长度：
=52mm
=108mm
=12.5mm
=68mm
=52mm

低速轴各轴段直径：
=80mm
=90mm
=90mm
=110mm
=100mm
=80mm
=75mm
=60mm

低速轴各轴段长度：
=52mm
=103mm
=15mm
=70.5mm
=50mm
=70mm
=105mm

轴上的作用力：
齿轮2：
=2541.55N
=949.29N
=585.64N
齿轮3：
=6425.60N
=2363.20N
=1519.18N

垂直面支反力（XZ平面）
=-543.0093N,方向向下

=-762.404N，方向向下

水平面支反力（XY平面）
=4919.120833N，方向向下
=4048.29167N方向向下

垂直面内的弯矩
C处弯矩：
=-43440.744Nmm
=-123054.8911Nmm
D处弯矩：
=34477.89848Nmm
=-45744.24Nmm

水平面内的弯矩
C点弯矩：
=-393529.6666Nmm
D点弯矩：
=-242897.5002Nmm

合成弯矩
C处：
=395920.0636Nmm
=412320.3908Nmm
D处：
=245332.2667Nmm
=247167.4151Nmm

中间轴滚动轴承选取30211

高速级大齿轮处键1为：
键
低速级小齿轮处键2为：
键

高速级联轴器：
HL3联轴器.

低速级联轴器：
HL5联轴器。

计 算 及 说 明
结 果

计 算 及 说 明
结 果

计 算 及 说 明
结 果