带式输送机传动装置课程设计268567.pdf

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1、1.传动装置的总体方案设计 1.1 传动装置的运动简图及方案分析 1.1.1 运动简图 表 11 原始数据 学号03 题号 输送带工作拉力kM/F 6.5 输送带工作速度 /v ( 1 ms) 0.85 滚筒直径mm/D 350 1.1.2 方案分析 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影 响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格 便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级 减速器中使用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿 轮常布置在远离扭矩输入端的一边，

2、以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。 原动机部为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。 1.2 电动机的选择 1.2.1 电动机的类型和结构形式 电动机选择Y 系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。 1.2.2 确定电动机的转速 由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般 械中，用的最多的是同步转速为1500 或 1000min/r的电动机。 这里 1500min/r的电动机。 1.2.3 确定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功

3、率 1000 P Fv w 由原始数据表中的数据得 kWkW w 525.5 1000 85.0105.6 P 3 2.计算电动机所需的功率)(PdkW /Pd w P 式中，为传动装置的总效率 n21 式子中 n , 21 分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率95.0 1 一对轴承效率99.0 2 齿轮传动效率98.0 3 联轴器传动效率99.0 4 滚筒的效率96.0 5 总效率84.096.099.098.099.095.0 23 kWkWPw58.6 84.0 525.5 /Pd取kW5.7Pd 查2表 939 得选择 Y132M 4 型电动机 电动机技术数据如下：

4、额定功率kW)（：kW5. 7 满载转速r/min)（:r/min1440 额定转矩)/ mN（：mN /2. 2 最大转矩)/ mN（：mN /2. 2 运输带转速min/4 .46 35.014.3 85.06060 r D v n 1.3 计算总传动比和分配各级传动比 1.3.1 确定总传动比 wm nni/ 电动机满载速率 m n，工作机所需转速 w n 总传动比i为各级传动比的连乘积，即 n iiii 21 1.3.2 分配各级传动比 总传动比31 4 .46 1440 / wm nni 初选带轮的传动比5 .2 1 i，减速器传动比4.12 5.2 31 i 取高速级齿轮传动比 2

5、 i为低速级齿轮传动比 3 i的 1.3 倍，所以求的高速级传动比 2 i=4，低速 级齿轮传动比 3 i=3.1 1.4 计算传动装置的运动参数和动力参数 1.4.1 计算各轴的转速 传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III轴。 min/576min/ 5.2 1440 1 rr i n n m min/144min/ 4 576 2 II rr i n n min/5.46min/ 1 .3 144 3 III II rr i n n IVIII nn 1.4.2 计算各轴的输入功率 kWkWpp d 25.695.058.6 1I kWkWpp06.698.099.058

6、.6 32III kWkWpp88.598.099.006.632IIIII kWkWpp76.599.099.006.6 42IIIIV 1.4.3 计算各轴的输入转矩 mNmN n p T62.103 576 25.6 95509550 I I 1 mNmN n p T90.401 144 06.6 95509550 II II 2 mNmN n p T61.1207 5.46 88.5 95509550 III III 3 传动装置参数见表12 表 12 传动装置的运动参数和动力参数 轴号转速（ r/min ）输入功率 (kW) 输入转矩 (Nm) I 576 6.25 103.62 I

7、I 144 6.06 401.90 III 46.5 5.88 127.61 2.传动零部件的设计计算 2.1 带传动 2.1.1 确定计算功率并选择V 带的带型 1.确定计算工率 ca p 由1表 87 查的工作情况系数2 .1 A K，故 kWkWpKP Aca 95.72.1 2.选择 V 带的带型 根据 ca p， m n由1图 811 选用 A 型。 2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速 1.初选小带轮的基准直径 1 d d。由 1表 8 6 和表 88，取小带轮的基mmdd112 1 。 2.验算带速v。按 1 式（ 813）验算带的速度 smsm nd v md /44.8/

8、 100060 144011214.3 100060 1 因为smvsm/30/5，故带速合适。 3. 计 算 大 带 轮 的 基 准 直 径 。 由 1 式 （ 8 15a） ,计 算 大 带 轮 的 基 准 直 径 2 d d mmmmdid dd 2801125 .2 121 根据 1表 88，圆整为 280 2 d d 。 2.1.3 确定 V 带的中心距和基准长度 1.根据 1式（ 820） 2121 2)(7 .0 0dddd ddadd mmamm7844 .274 0 初定中心距为mma500 0 。 2.由 1式（ 822）计算所需基准长度 mm mm a dd ddaL d

9、d ddd 1630 5004 )112280( )280112( 2 14.3 5002 4 )( )( 2 2 2 0 2 00 12 21 由1表 82 选带轮基准长度mmLd1600。 3.按1 式（ 8 23）计算实际中心距a。 mmmm LL aa dd 485) 2 )16301600( 500( 2 0 0 中心距的变化范围为mm533461。 2.1.4 验算带轮包角 1 120160 485 3.57 )112280(180 3.57 )180 12 1 a dd dd （ 2.1.5 计算带的根数 1.计算单根V 带的额定功率 r P 由mmdd112 1 和min/14

10、40rnm，查 1 表 84a 得kWP6.1 0 根据min/1440rnm，5.2 1i 和 A 型带查 1 表 84b 得kWP16.0 0 查的 1表 85 得95.0K，表 82 得99.0 L K，于是 kWkWKKPPP Lr 66.199.095.0)16.06 .1( 00 ） 2.计算 V 带的根数Z 4.5 66.1 9 r ca P P Z取 6 根 2.1.6 确定带的初拉力和压轴力 由 表 1 表8 3得A型 带 单 位 长 度 质 量mkgq/10.0， 所 以 NNqv zvK PK F ca 216)44.8(10.0 44.8695.0 9)95.05.2(

11、 500 )5.2( 500 22 min0） （ 应使带的实际初拉力 min00 )(FF 压轴力最小值 NNFzFP2553 2 160 sin21662 2 sin)(2)( 1 min0min 2.1.7 带轮的结构设计 1.带轮材料的确定 大小带轮材料都选用HT200 2.带轮结构形式 小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6 孔）具体尺寸参照1 表 810 图 814 确定。 大带轮结构简图如图2 1 图 21 2.2 齿轮传动 （一）高速级齿轮传动 2.2.1 选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7 级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调

12、质 )，硬度为280HBS,大齿轮材料为45 刚（调 质）硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS。 3.选小齿轮齿数25 1 z，大齿轮齿数10042525 22 iz 2.2.2 齿轮强度设计 1.选取螺旋角初选螺旋角 =14 2.按齿面接触强度设计 按1式（ 1021）试算，即 3 21 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数6 .1 t K 2）小齿轮的传递转矩由前面算得mmNmNT 4 1 10362.1062.103 3）由 1表 107 选取齿宽系数1 d 4）由 1表 106 差得材料的弹性影响系数

13、2 1 8.189MPaZE。 5）由 1图 1021d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa600 1limH ； 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa550 2limH 。 6）由式 11013 计算应力循环次数 9 9 2 9 11 10415. 0 4 10659.1 10659.1)2830010(15766060 N jLnN h 7）由 1图 1019 取接触疲劳强度寿命系数97.0 1HN K，05.1 2HN K 8）计算接触疲劳许用应力 MPaMPa s KHN H 58260097.0 1lim1 1 MPaMPa s KHN H 5.57755005.1 2lim2

14、2 9）由 1图选取区域系数433.2 H Z 10）由 1图 1026 查的781.0 1 ，885.0 2 则67.1885.0781.0 21 11）许用接触应力 MPaMPa HH H 75.579 2 5.577582 2 21 （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 t d1，有计算公式得 mmd t 98.53) 75.579 8 .189433.2 ( 4 5 67.11 10362.106. 12 3 2 4 1 2）计算圆周速度 sm nd v t /63.1 100060 57698.5314. 3 100060 11 3）计算齿宽b 及模数 nt m mmmmdb td

15、 98.5398.531 1 1. 2 25 14cos98.53cos 1 1 z d m t nt mmmh nt 725.425.2 42.11 725.4 98.53 / hb 4）计算纵向重合度 98.114tan251318. 0tan318.0 1 z d 5）计算载荷系数 已知使用系数1 A K，根据smv/63.1，7 级精度，由 1 图 10 8 查的动载系数 08.1 V K；由表 104 查的42.1 H K；由表 1013 查得4.1 F K；由表 103 差得 2 .1 FH KK。故载荷系数 84.142.12.108.11 HHVA KKKKK 6）按实际的载荷

16、系数校正所算的的分度圆直径，由1 式（ 1010a）得 mmmm K K dd t t 56.56 6 .1 84. 1 98.53 3 3 11 7）计算模数 n m mm z d mn2.2 25 14cos56.56cos 1 1 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由1 式（ 1017） 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YTK m （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 81.14 .12 .108.11 FFVA KKKKK 2）计算纵向重合度98. 1，从 1图 1028 查的螺旋角影响系数88.0Y 3）计算当量齿数 37.27 14cos 25 cos 33

17、 1 1 z zv 47.109 14cos 100 cos 33 2 2 z zv 4）查齿形系数 由1 表 105 查得62.2 1F Y；18.2 2F Y 5）查取应力校正系数 由1 表 105 查得59.1 1S Y；79.1 2S Y 6）由1图 1020c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa FE 500 1 ；大齿轮的弯曲疲 劳极限MPa FE 380 2 7）由 1 图 1018 取弯曲疲劳寿命系数87.0 1FN K，9 .0 2FN K 8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 1(10 12)得 MPa S K FEFN F 71.310 4. 1 5008

18、7. 0 11 1 MPa S K FEFN F 29.244 4. 1 3809. 0 22 2 9）计算大小齿轮的 F SaFaY Y 0134.0 71.310 59.162.2 1 11 F SaFa YY 016.0 29.244 79.118.2 2 22 F SaFa YY 大齿轮数值大。 （2）设计计算 mmmn68.1016.0 67.1251 14cos88.010362.1081.12 3 2 24 由接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取0.2 n m以 满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 56.56 1 d

19、计算齿数。 44.27 2 14cos56.56cos 1 1 m d z 取27 1 z，则108274 2 z 2.2.3 几何尺寸计算 1.计算中心距 mmmm mzz a n 18.139 14cos2 2)10827( cos2 )( 21 将中心距圆整为140mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角 36.15 1402 210827 arccos )( arccos 21 ）（ za mzz n 因 值改变不大故参数 H ZK,， 不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径 mmmm mz d n 56 36.15cos 227 cos 1 1 mmmm mz d n 224 36.15

20、cos 2108 cos 2 2 4.计算齿轮宽度 mmmmdb d 56561 1 圆整后取 mmB mmB 61 56 1 2 2.2.4 齿轮结构设计（中间轴大齿轮） 因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺 寸按 1图 1039 荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图22 图 22 （二）低速级齿轮传动 2.2.5 选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7 级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质 )，硬度为 280HBS,大齿轮材料为45 刚（调 质）硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS。 3

21、.选小齿轮齿数30 1 z，大齿轮齿数931.33030 22 iz 2.2.6 齿轮强度设计 1.选取螺旋角初选螺旋角 =12 2.按齿面接触强度设计 按1 式（ 1021）试算，即 3 22 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数6.1 t K 2）小齿轮的传递转矩由前面算得mmNmNT 4 2 1019.4090.401 3）由 1表 107 选取齿宽系数1 d 4）由 1表 106 差得材料的弹性影响系数 2 1 8 .189MPaZE。 5）由 1图 1021d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa600

22、1limH ； 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa550 2limH 。 6）由式 110 13 计算应力循环次数 9 9 2 9 11 1013378.0 1.3 1041472. 0 1041472.0)2830010(11446060 N jLnN h 7）由 1图 1019 取接触疲劳强度寿命系数06.1 1HN K，12.1 2HN K 8）计算接触疲劳许用应力 MPaMPa s KHN H 63660006. 1 1lim1 1 MPaMPa s KHN H 61655012.1 2lim2 2 9） 由1图选取区域系数45.2 H Z 10）由端面重合度近似公式算得 7 .112co

23、s) 93 1 30 1 (2 .388.1cos) 11 (2 .388.1 21 zz 11）许用接触应力 MPaMPa HH H 626 2 616636 2 21 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 t d1 ，有计算公式得 mmd t 82) 626 8.18945.2 ( 1. 3 1. 4 7.11 1019.406. 12 3 2 4 1 2）计算圆周速度 sm nd v t /62. 0 100060 1448214.3 100060 11 3）计算齿宽b 及模数 nt m mmmmdb td 82821 1 67. 2 30 12cos82cos 1 1 z d m t

24、nt mmmhnt01.625.2 64.13 01. 6 82 /hb 4）计算纵向重合度 03.212tan301318.0tan318.0 1 z d 5）计算载荷系数 已知使用系数1 A K，根据smv/62. 0，7 级精度，由 1 图 108 查的动载系数 02.1 V K；由表 104 查的425.1 H K；由表 1013 查得41.1 F K；由表 103 差 得2.1 FH KK。故载荷系数 74.1425.12.102.11 HHVA KKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（ 1010a）得 mmmm K K dd t t 39.84 6 .1 7

25、4. 1 8233 11 7）计算模数 n m mm z d mn75.2 30 12cos39.84cos 1 1 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由1 式（ 1017） 3 2 1 2 2 cos2 F SaFa d n YY z YTK m （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 73.141.12.102.11 FFVA KKKKK 2）计算纵向重合度03.2，从 1图 1028 查的螺旋角影响系数89.0Y 3）计算当量齿数 05.32 12cos 30 cos 33 1 1 z zv 37.99 12cos 93 cos 33 2 2 z zv 4）查齿形系数 由1 表 10 5查得49

26、2.2 1F Y；182.2 2F Y 5）查取应力校正系数 由1 表 105 查得595.1 1S Y；791.1 2S Y 6）由1图 1020c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa FE 500 1 ；大齿轮的弯曲疲 劳极限MPa FE 380 2 7）由 1 图 1018 取弯曲疲劳寿命系数9 .0 1FNK ，93.0 2FNK 8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 1(10 12)得 MPa S K FEFN F 43.321 4. 1 5009 .0 11 1 MPa S K FEFN F 43.252 4. 1 38093.0 22 2 9）计算大小齿轮的 F

27、SaFaY Y 01234.0 43.321 595.1492.2 1 11 F SaFaY Y 0155.0 43.252 791.1182.2 2 22 F SaFaY Y 大齿轮数值大。 （2）设计计算 mmmn29.20155.0 7.1301 12cos89.01019.4073.12 3 2 24 由接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取5.2 n m以满足弯 曲疲劳强度。 为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径39.84 1 d计算 齿数。 02.33 5 .2 12cos39.84cos 1 1 m d z 取33 1 z，则3 .102

28、331 .3 2 z取整102 2 z 2.2.7 几何尺寸计算 1.计算中心距 mmmm mzz a n 53.172 12cos2 5.2)10233( cos2 )( 21 将中心距圆整为173mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角 74.12 1732 5. 210233 arccos )( arccos 21 ）（ za mzz n 因 值改变不大故参数 H ZK,，不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径 mmmm mz d n 58.84 74.12cos 5.233 cos 1 1 mmmm mz d n 42.261 74.12cos 5.2102 cos 2 2 4.计算齿轮宽

29、度 mmmmdb d 58.8458.841 1 圆整后取 mmB mmB 90 85 1 2 2.2.8 四个齿轮的参数列表如表21 表 21 齿轮模数 )mm(m 齿数 Z 压力角 )( 螺旋角 )( 分 度 圆 直 径 )mm（d 齿 顶 圆 直 径 )mm( a d 齿 底 圆 直 径 )mm( f d 高 速 级 小 齿 轮 2 27 2015.356 60 51 高 速 级 大 齿 轮 2 108 2015.3224 228 219 低 速 级 小 齿 轮 2.5 33 2012.784.58 89.58 78.33 低 速 级 大 齿 轮 2.5 102 2012.7261.42

30、 266.42 255.17 续表 21 齿轮旋向齿宽 B 轮毂 L 材质热处理结构形式硬度 高速级小齿 轮 右61 61 40Cr 调质实体式280HBS 高速级大齿 轮 左56 65 45 钢调质腹板式240HBS 低速级小齿 轮 左90 90 40Cr 调质实体式280HBS 低速级大齿 轮 右85 92 45 钢调质腹板式240HBS 2.3 轴系部件设计 第 ）（ 轴设计 2.3.1 初算第 III 轴的最小轴径 1.输出轴上的功率3P，转速3n，转矩3T 由前面算得：kWP88.5 3 ，min/5.46 3 rn，mmNT1207610 3 2.求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的

31、分度圆直径mmd42.261 2 N d T Ft9239 42.261 120761022 2 3 NFF n tr3448 74.12cos 20tan 9239 cos tan NFF ta 208974.12tan9239tan 3.初步确定轴的最小直径 先按 1式（ 152）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 表1 表 15 3，取113 0 A,于是得 mmmm n P Ad7.56 5 .46 88. 5 113 3 3 3 3 0min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径 d，故需同时选取联轴器的型号。查1表 14 1，考虑到转矩变化小，故取5.1

32、 A K。 则联轴器的计算转矩mmNmmNTKT Aca 181141512076105.1 3 。查 GB/T5014 1985，选用 HL5 弹性柱销联轴器，其公称转矩为mmN2000000.半联轴器的孔径 mmd60 ，故取mmd60，半联轴器长度mmL142，半联轴器和轴配合的毂孔 长度mmL107 1 。 2.3.2 第 III 轴的结构设计 1.各段轴直径的确定如表2 2 位置直径 （mm） 理由 60 由前面算得半联轴器的孔径mmd60 70 为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， mmdh62 .4)1 .007.0(，故取mmd70 。 IV75 根据mmd70选取

33、 0 基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚 子轴承 30315 其尺寸为mmmmmmTDd4016075。 故mmdd75 V-VV 。 VIV 87 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由2 上差得30315 型轴承 的定位轴肩高度 mmh6 ，因此取mmd87 V-V 。 VV 89 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度dh07.0，故取mmh6， 则轴环处直径mmd89 V-V ，齿轮处直径见 VV 段理由。 VV 77 取安装齿轮处的轴段直径mmd77 V-V 。 VV75 见IV段理由。 表 22 2.各轴段长度的确定如表2 3 位置长度 （mm） 理由 105 为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不

34、压在轴的端面上，故 段长度应比 1 L略短些，取mml105 。 50 轴承端盖总长度为20mm， 取端盖外端面和半联轴器右端面间距离 mml30,故取mml50 。 IV40 IV为联轴器长度，故mml40 V VIV 97 mmmmsacLl97)128162065(12 V-V VV 12 轴环处轴肩高度mmh6，轴环宽度hb4. 1，取mml12 V-V VV 88 已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段 略短于轮毂宽度，故取mmmml88)492 V-V （ VV68 取齿轮距箱体内壁距离为mma16，第 II 轴上大齿轮距第III 轴 上大齿轮 mmc20 。

35、考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应 距箱体内壁一段距离s,取mms8。滚动轴承宽度mmT40。 第 II 轴上大齿轮轮毂长mmL65。 则 mmmmasTl68)416840()8892( V-V 表 23 3.第 III 轴的结构简图如图23 图 23 第（ II）轴设计 2.3.3 初算第（ II）轴的最小直径 1.第（ II）轴上输入功率 2 p，转速 2 n，转矩 2 T 由前面算得kWp06.6 2 ，min/144 2 rn，mmNT/1019.40 4 2 2.分别计算大小齿轮上的力 已知第（ II）轴上大齿轮分度圆直 mmd224 2 NN d T Ft3588 224 4

36、0190022 2 2 NFF n tr 1354 36.15cos 20tan 9239 cos tan NFF ta 98636.15tan3588tan 小齿轮上分度圆直径为 mmd58.84 1 NN d T Ft9503 58.84 40190022 1 2 NFF n tr 3546 74.12cos 20tan 9503 cos tan NFF ta 214974.12tan9503tan 3.初步确定轴的最小直径 mmmm n P Ad31.39 144 06.6 113 3 3 2 2 0min 根据最小直径查2GB/T297 1994 选取 30309。轴承的规格为 mmm

37、mmmTDd25.2710045 2.3.4.第（ II）轴的结构设计 1.确定轴的各段直径如表24 位置直径 （mm） 理由 45 根据 轴 承 的 尺 寸mmmmmmTDd25.2710045 mmd45 50 根据mmd45取小齿轮安装处直径mmd50。 IV 58 小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度dh07. 0，取故mmh6，则 轴环处直径mmd58 V 。 VIV 50 取大齿轮安装处直径mmd50 V-V 。 VV 45 理由同段。 表 24 2.确定轴的各段长度 为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和IV段长度略短于齿轮轮毂宽 4mm。 轴环处轴肩高度 mmh4 ，轴环宽度 hb4

38、.1 。轴环处长度取mml12 V 其它轴的尺寸，根据第III 轴算出的尺寸进行确定。 2.3.5 第（ II）轴的强度校核 1.轴的载荷分析图24 图 24 2.大小齿轮截面处的力及力矩数据 由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将 计算出的两个截面处的 H M， V M，M的值列于下表2 5 载荷水平面垂直面 支反力F NFNH7775 1 NFNH53162 NFNV2897 1 NFNV7052 弯矩M mmNM H 553969 1 mmNMH3993132 mmNMV181688 1 mmNMV181688 1 mmNMV57445 2 mmNM

39、V57445 2 总弯矩 mmNM583003 1 mmNM561362 1 mmNM403423 2 mmNM402813 1 扭矩T mmNT401900 2 表 25 3.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线截面的强 度。根据 1式（15 5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力， 取 6. 0，轴的计算应力 MPaMPa W TM a 5 .50 501.0 )4019006.0(583003)( 3 222 3 2 1 前已选轴的材料为45 钢， 调质处理，由表 115 1 查得MPa60 1 。 因此

40、， 1ca 。 故安全。 4.精确校核轴的疲劳强度 从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大， 但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III ，IV ，V 处应力 集中的影响接近，但截面III ， IV 处轴径也很大比II，V 处轴径大。所以校核II ，V 截面就 行了。由于截面II 处受力大些，所以只需校核II 左右截面即可。 1）截面 II 左侧 3333 9113451.01.0mmmmdW 3333 18225451.02 .0mmmmdWT 截面左侧的弯矩为mmNmmNM 247521 25.71 4125.71 583

41、003 截面上的扭矩为 mmNT401900 2 截面上的弯曲应力 MPaMPa W M b 16.27 9113 247521 截面上的扭转切应力 MPaMPa W T T T 05.22 18225 401900 3 轴的材料为45 钢，调质处理，由1表 151 查得MPa B 640，MPa6155 1 MPa155 1 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1 附表 32 查取。 因044.0 45 0 .2 d r ，111.1 45 50 d D ，经插值可查得 01.238. 1 又由 1 附图 31 可得轴的材料敏感系数为 82.0q85.0q 故有效应力集中系数按1式

42、（附表3 4）为 83.1)101.2(82.01)1(1qk 32.1)138.1(82.01)1(1qk 由1 附图 32 尺寸系数75.0 ，又由附图33 的扭转尺寸系数72.0 轴按磨削加工，由1 附图 34 得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，及1 q ，按 1式（ 32）及式（ 312a）得综合系数为 53.21 92.0 1 75.0 83.1 1 1k K 92.11 92.0 1 72.0 32. 1 1 1k K 由1 31 及 32 得碳的特性系数 2.01 .0 ，取1 .0 1.005.0，取05.0 于是，计算安全系数 ca S值，按 1式（ 156）

43、（158）则得 4 01 .016.2753.2 275 1 ma K S 14. 7 2 05.22 05. 0 2 05.22 92.1 155 1 m K S 5.149.3 14. 74 14.74 2222 S SS SS Sca 故可知其安全。 2）截面 II 右侧 抗弯截面系数W按1表 154 中的公式计算 3333 12500501 .01 .0mmmmdW 3333 25000501. 02.0mmmmdWT 弯矩M及弯曲应力为 mmNmmNM247521 25.71 4125.71 583003 MPaMPa W M b 8.19 12500 247521 扭矩 2 T及扭

44、转应力为 mmNT401900 2 MPaMPa W T T T 08.16 25000 4019003 过盈配合处的 k ，由 1 附表 38 用插值法求出，并取 kk 8.0于是得 48.3 k 78.28 .0 kk 轴按磨削加工由1 附图 34 得表面质量系数为 92.0 故得综合系数 57.31 92.0 1 48.31 1k K 87.21 92.0 1 78.21 1k K 所以轴在截面右侧安全系数为 89.3 01.08 .1957.3 275 1 maK S 6 .6 2 08.16 05.0 2 08.16 87. 2 155 1 m K S 5 .135. 3 6. 68

45、9. 3 6.689.3 2222 S SS SS Sca 故该轴在截面II 右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故 可略去静强度校核。 第（ I）轴设计 2.3.6 初算第（ I）轴的最小直径 1.先按 1 式（ 152）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45 号钢，调质处理。根 据1 表 15 3，取120 0 A。 mm27mm 576 25. 6 120 3 3 1 1 0min n p Ad 根据最小直径选取30307 轴承，尺寸为mm75.22mm80mm35TDd 2.3.7 第（ I）轴的结构设计 根据轴（ I） 端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴

46、承外壁距带轮表面距离为50mm。 即 II III 段长度为50mm。再根据轴（III ） ， （II ）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂 的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图25 图 25 2.3.8 轴系零部件的选择 根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表26 轴承 （GB/T297 1994） 键（ GB/T1096 2003）联轴器（GB/T5014 1985） 轴 I 30307 mm90mm7mm8 （带轮） mm50mm8mm12 (小齿轮 ) 轴 II 30309 mm80mm9mm14 (小齿轮 ) mm53mm9mm14 (大齿

47、轮） 轴 III 30315 mm90mm11mm18 (联轴器） mm80mm12mm22 (大齿轮 ) HL5 表 26 3.减速器装配图的设计 3.1 箱体主要结构尺寸的确定 3.1.1 铸造箱体的结构形式及主要尺寸 减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如表31 名称符号齿轮减速器 箱座壁厚8 箱盖壁厚 1 8 箱盖凸缘壁厚 1 b 12 箱座凸缘厚度b12 箱座底凸缘厚度 2 b 20 地角螺栓直径 f d 18 地角螺栓数目n4 轴承旁连接螺栓直径 1 d 14 连接螺栓 2 d的间距 l150 轴承端盖螺钉直径 3 d 8 视孔盖螺钉直径 4 d 6 定位销直径d8 f d

48、1 d 2 d至外箱壁距离 1 C 24/20/16 f d 2 d至凸缘边缘距离 2 C 22/14 轴承旁凸台半径 1 R 18 凸台高度 h 低速轴承外径确定 外箱壁至轴承座端面距离 1 l 46 铸造过度尺寸x,y x=5 y=25 大齿轮顶圆和内箱壁距离 1 10 齿轮端面和内箱壁距离 2 8 箱盖箱座肋厚 m 1 m8m1m 轴承端盖外径 2 D 201 轴承旁连接螺栓距离s 201 盖和座连接螺栓直径 2 d 10 3.1.2 箱体内壁的确定 箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大 齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于 3050mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。 3.2 减速器附件的确定 视孔盖： 由3 表 114 得，由是双级减速器和中心距mma425，可确定视孔盖得结构尺寸。 透气孔： 由3 表 115 得，选用型号为5 .116M的通气塞 液位计： 由3 表 710 得，选用16M型号的杆式油标 排油口： 油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚22