带式输送机传动装置课程设计方案8

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运动简图带式输送机传动方案I输遞胶带2惮动谨筒3-陶级圆拄齿 轮件速器4-V帶传动 电动机表1 1原始数据学号03题号输送带工作拉力F /kM6.5输送带工作速度v/( m0.85滚筒直径D / mm3501.1.2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 是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度

2、。 高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，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1000 r/min的电动机。这里 1500 r/min的电动机。1.2.3确定电动机的功率和型号Fv100

3、01计算工作机所需输入功率由原始数据表中的数据得Pw36.5 100.851000kW 二 5.525kW2计算电动机所需的功率 Fd( kW)Pd讥/式中，为传动装置的总效率式子中1, 2, n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1 =0.95一对轴承效率 2 =0.99齿轮传动效率 3 =0.98联轴器传动效率4 =0.99滚筒的效率5 =0.96总效率=0.95 0.993 0.982 0.99 0.96 =0.845 525Pd 二 PW /kW 二 6.58kW 取巳二 7.5kW0.84d查2表9 39得 选择Y132M 4型电动机电动机技术数据如下：额定功率(kW

4、) : 7.5kW满载转速(r/min) ：1440r/min额定转矩（N /m） : 2.2N /m最大转矩（N /m） : 2.2N /m60v60 0.85运输带转速n46.4r/min兀D 3.14 汉0.351.3计算总传动比和分配各级传动比1.3.1确定总传动比I = n m / n电动机满载速率nm ,工作机所需转速nw总传动比I为各级传动比的连乘积，即I = 口2In1.3.2分配各级传动比1440总传动比i = nm / nw = = 3146.431初选带轮的传动比h =2.5，减速器传动比i12.42.5取高速级齿轮传动比i2为低速级齿轮传动比i3的1.3倍，所以求的高速

5、级传动比i2=4，低速级齿轮传动比i3=3.1nmi31443.1r/ min 二 46.5r /min1.4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1,1111轴。nm1440-r / min=576 r / minn -：J.i12.5nil 576r /min二 144 r / mini24nm =niv142计算各轴的输入功率Pi 二 pd 1 二 6.58 0.95kW 二 6.25kWPn*23=6.58 0.99 0.98kW =6.06kWPm = Ph 23 - 6.06 0.99 0.98kW = 5.88kWpIV

6、= pIII 24 二 6.06 0.99 0.99kW 二 5.76kW1.4.3计算各轴的输入转矩=9550 =9550 625 N m =103.62N mn576Pii6.06T2 = 9550 巴=9550N m = 401.90N mn|144Pm5.88T3=9550 -9550N m=1207.61N mnin46.5传动装置参数见表12表1 2传动装置的运动参数和动力参数轴号转速 输入转矩（N - mI5766.25103.62II1446.06401.90III46.55.88127.612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

7、率Pea由1表87查的工作情况系数 KA =1.2，故PCa 二 KaP=1.2 7.5kW = 9kW2选择V带的带型根据Pea，nm由1图8 11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dd1 o由1表8 6和表8 8，取小带轮的基dm =112mm。2. 验算带速v。按1式8 13)验算带的速度6 nm60 10003.14112 144060 1000m/s 二 8.44m/s因为5m/ s ： v ： 30m/ s，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dd2 dd2 = i1dd =2.5 112mm =

8、280mm根据1表8 8,圆整为dd2 =280。2.1.3确定V带的中心距和基准长度1. 根据1式 820)0.7(dd1dd2)ma。2dd1dd2274.4mm _ a0 _ 784mm初定中心距为a0 = 500mm。2. 由1式822)计算所需基准长度2(dd2 )Ld0 =2a(dd1 dd2)-24a3.14(280112)2二2 500(112 280)mm2 4 汉 500=1630mm由1表82选带轮基准长度 Ld二1600mm。3. 按1式823)计算实际中心距 a。Ld Ld0 a :m a2 中心距的变化范围为 461 533mm。= (500(1601630)mm=

9、 485mm2.1.4验算带轮包角：1 宀：180 -( dd -dd)57。-(280 -112)57 : 160 . 12021 a4852.1.5计算带的根数1计算单根V带的额定功率Pr由 dd =112mm和 nm =1440r/min，查1表 84a得 R = 1.6kW根据 nm 二 1440r / min , h = 2.5和 A 型带查1表 8 4b 得：P0 二 0.16kW查的1表 85 得 K., =0.95，表 82 得 KL =0.99，于是Pr =(F0R) K. Kl =(1.6 0.16) 0.95 0.99kW =1.66kW2.计算V带的根数ZZ - Pca

10、95.4 取 6根Pr1.662.1.6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q二0.10kg/m ,所以(F。)min =500 企：區 qv2 二500 旦 95)90.10 (8.44)2N = 216NK-.zv0.95 6 8.44应使带的实际初拉力F0 - (F0)min压轴力最小值1160(FP)min =2z(F0)mins in = 2 6 216 sin N=2553N2 22.1.7带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用 HT2002.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8 14确大带轮结构简图如图

11、 21Q冒黒I +93图2 12.2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.选小齿轮齿数乙=25，大齿轮齿数z2 = 25 i 2 = 25 4 = 1002.2.2齿轮强度设计1. 选取螺旋角初选螺旋角3 =142. 按齿面接触强度设计按1式10 21）试算，即d1t3 2KtT1 u _1（ZhZe）2dU 二 H1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt =1.6

12、2）小齿轮的传递转矩由前面算得T； -103.62N=10.362 104N mm3）由1表107选取齿宽系数；=114） 由1表106差得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa5） 由1图10 21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限二计=600MPa ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 二H|im2 =550MPa。6）由式110 13计算应力循环次数N60n1jL60 576 1 （10 300 8 2）=1.659 10由1图选取区域系数Zh =2.433“1.659 09N= 0.415 1097）由1图10 19取接触疲劳强度寿命系数Khn1 = 0.97 , Khn2 = 1.

13、058）计算接触疲劳许用应力二h1 = KhN1lim1 =0.97 600MP 582MPa sK 厂；H2HN2 lim2 =1.05 550MPa =577.5MPas10）由1图 10 26查的；_=0.781,=0.885则；订；辽=0.781 0.885 = 1.6711）许用接触应力“EE2 582577.5 MPa =579.75MPa2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得:4 、（2x1.6x10.362x10 5 z2.433 189.8 2 co nod1t _ 3 （）53.98mm1 1.67579.75.一42）计算圆周速度v 二60 10003.14

14、 53.98 576 63m/s60 10003）计算齿宽b及模数口玳=1 53.98mm = 53.98mm25h = 2.25mnt 二 4.725mmb/h，3*98 =11.424.7254）计算纵向重合度；1 =0.318 dZ1 tan ： = 0.318 1 25 tan14 =1.985）计算载荷系数已知使用系数 KA =1，根据v = 1.63m/s，7级精度，由1图10 8查的动载系数Kv =1.08 ；由表 104 查的 Kh 1=1.42 ；由表 1013 查得 K=1.4 ；由表 10 3 差得Kh ：二Kf =1.2。故载何系数K =KaKvKh：Kh1：=1 1.

15、08 1.2 1.42 =1.846）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式 10 10a）得d1 =511 8453.9刚転mm = 56.56mm7）计算模数mnmn d i cos :Zi56.56 cos1425=2.2mm3按齿根弯曲疲劳强度设计由1式 10 17）mn2K T1Y; cos2dZi2YFaYsa二f得丫 Fa 1YSa1二F 1丝竺=0.0134310.71丫 Fa2YSa2二 F 2218 亿016244.29大齿轮数值大。2 ）设计计算mn0.016 二 1.68mm3 2 1.81 10.362 104 0.88cos214V1 汇 252 汇 1.6

16、7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mn二2.0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d1 =56.56计算齿数。di cos :m56.56 cos 142= 27.44取乙=27，则 z2 = 4 27 = 1082.2.3几何尺寸计算_ (乙 Z2)mn2 cos P1. 计算中心距(27108)2 m 139.18mm2cos14140mm。将中心距圆整为2. 按圆整后的中心距修螺旋角（Z1 +Z2）mn（27 + 108）汉 2 “=arccos- 一二 arccos15.36za2 40因3值改变不大故参数；:，K ：

17、,Zh不必修正。3. 计算大小齿轮分度圆直径dr込=mm=56mm cos P cos 15.36 Z2mncos :沁2 mm = 224mmcos15.364.计算齿轮宽度圆整后取b 二 dd1 =1 56mm 二 56mmB2 二 56mmBi = 61mm224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10 39荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图2 256图2 2二）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 ，

18、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 乙=30，大齿轮齿数z2 = 30 i2 = 30 3.1 = 932.2.6齿轮强度设计1. 选取螺旋角 初选螺旋角3 =12 2. 按齿面接触强度设计按1式10 21）试算，即dq.營四兽)2u 呵1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt =1.642）小齿轮的传递转矩由前面算得T2 =401.90Nm =40.19 10 N mm3）由1表10 7选取齿宽系数 =114） 由1表10 6差得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa2。5） 由1图10 21d按齿面硬度查

19、的小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1 =600MPa ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 J讪2二550MPa 。6）由式110 13计算应力循环次数N6On 1 jL60 144 1 (10 300 8 2)=0.41472 109N20.41472 1093.1-0.13378 1097）由1图1019取接触疲劳强度寿命系数Khn1 =1.06，Khn2 =1.128 )计算接触疲劳许用应力K二HNC lim1 =1.06 600MPa =636MPasK ；h2HN27m2 =1.12 550MPa =616MPas9) 由1图选取区域系数Zh =2.4510) 由端面重合度近似公式算得11

20、冉11:二1.88-3.2()cos：二1.88-3.2()cos12 -1.7Z1 Z230 9311）许用接触应力“2636 616 MPa =626MPa22）计算1 ）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得dT2 匚6 4.19 104 以严5 1898)2=82mm3.16261 1.72）计算圆周速度:d1t m3.14 82 14460 100060 1000=0.62m / s3 ）计算齿宽b及模数mntdzos： 82cos12ntb 二 dd1t =1 82mm = 82mm30h = 2.25mnt = 6.01mmb/h 8213.646.014 ）计算纵向重合度-0

21、.318 d z-（ tan - - 0.318 1 30 tan12 = 2.035）计算载荷系数已知使用系数 Ka =1，根据v=0.62m/s , 7级精度，由1图10 8查的动载系数KV =1.02 ；由表104查的 心 “1.425;由表1013查得K =1.41 ；由表103差得Kh ： = K F = 1.2。故载荷系数K 二 KaKvKh Kh ： =1 1.02 1.2 1.425 =1.746）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式 10 10a ）得mm 二 84.39mm7 ）计算模数mnd1cos :303. 按齿根弯曲疲劳强度设计 由1式 10 17）得9)

22、】1L-f2计算大小齿轮的KFN1；- FE1KFN 2- FE20.9 500321.43MPa1.40.93 380252.43MPa1.4YFaYSaL-fY Fa1Ysa1弋12 492 N 1 5952492旦5 =0.01234321.43大齿轮数值大。2）设计计算mn -3YFa2Ysa2Ff22182791 0155252.432 1.73 40.19 104 0.89cos2121 302 1.70.0155 二 2.29mm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m 2.5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d1

23、= 84.39 计算齿数。d1 cos Pzi :m8439 C0S12 =33.022.5取乙=33,则 z? = 3.1 33 = 102.3 取整 z? =1022.2.7几何尺寸计算1计算中心距2cos12(Z1 Z2)mn(33 102) 25 mm = 172.53mm将中心距圆整为 173mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角2 173-二 arccos(Z1 Z2)mn = arccos33 102) 2.5 = 12.74za因3值改变不大故参数:,K,Zh不必修正。3. 计算大小齿轮分度圆直径d1ZE33 2.5cos ：cos12.74mm = 84.58mmd2 Z2mnc

24、os :102 2.5cos12.74mm 二 261.42mm4. 计算齿轮宽度b = g =1 84.58mm = 84.58mm圆整后取B2 =85mmB1 = 90mm2.2.8四个齿轮的参数列表如表 2 1表2 1齿轮模数m(mm)齿数Z压力角螺旋角分度圆直径d (mm)齿顶圆直径da (mm)齿底圆直径df (mm)高速级小齿 轮2272015.3 566051高速级大齿 轮21082015.3 224228219低速级小齿轮2.5332012.7 84.5889.5878.33低速级大齿 轮2.51022012.7 261.42266.42255.17续表2 1 齿轮 |旋向|齿

25、宽B |轮毂L 材质丨热处理丨结构形式|硬度高速级小齿 轮右616140Cr调质实体式280HBS高速级大齿 轮左566545钢调质腹板式240HBS低速级小齿 轮左909040Cr调质实体式280HBS低速级大齿 轮右859245钢调质腹板式240HBS2.3轴系部件设计第（川）轴设计2.3.1初算第III轴的最小轴径1输出轴上的功率Pj，转速匕，转矩T3由前面算得：P3 =5.88kW， n3 =46.5r/min， T3 = 1207610N mm2求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径 d2 = 261.42mm261.42FrF tan： nt COS := 9239 cOS7=

26、3448NFa 二 Fttan ： =9239 tan 12.74 = 2089N3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 人=113,于是得P3九3 n3=11588mm= 56.7mm46.5输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径dn，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Ka=1.5。则联轴器的计算转矩 Tca =KAT3 =1.5 1207610N mm=1811415N mm。查GB/T5014 1985，选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000 N，mm半联轴器的孔径d

27、= 60mm，故取d -二60mm，半联轴器长度 L二142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L = 107mm。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I- n60由前面算得半联轴器的孔径 d - 60mmn- in70为满足半联轴器轴向定位要求，I- II轴段需制出一个轴肩，h = (0.07 0.1)d = 4.2 6mm，故取 d ”皿=70mm。m-Iv75根据d=70mm选取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d汇D汇T = 75mm汇160mm汉40mm。 故=dv“ = 75mm。IV V87左端滚动轴承采用轴肩进行轴向

28、定位由2上差得30315型轴承的定位轴肩咼度 h = 6mm，因此取dp V=87mm。V VI89齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h = 0.07d ,故取 h =6mm ,则轴环处直径dV_V = 89mm ,齿轮处直径见 V I V 1段理由。V I V II77取安装齿轮处的轴段直径 dV -V 77mm。v h v m75见III-IV段理由。表2 22.各轴段长度的确定如表2 3位置长 度mm)理由I- II105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I - II段长度应比L1略短些，取1亞=105mm。n- in50轴承端盖总长度为 20mm，取端盖外端面与半联轴器右

29、端面间距 离丨=30mm，故取 1= 50mm。HI-IV40III IV为联轴器长度，故1心v - 40mmIV V97Ip-v = L+ c + a+ s -12 = (65 + 20 + 16 + 8-12) mm = 97mmV V I12轴环处轴肩高度h = 6mm ,轴环宽度b兰1.4h ,取lV-V = 12mmV I V II88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 Iv-vh = (92-4)mm = 88mmv ii v m68取齿轮距箱体内壁距离为a = 16mm，第II轴上大齿轮距第 III轴上大齿轮c-20mm。考虑到箱体铸

30、造误差，在确定滚动轴承 时应距箱体内壁一段距离s ,取s = 8mm。滚动轴承宽度T =40mm。第ii轴上大齿轮轮毂长 L =65mm。则1 v皿=T + s + a + (92 88) = (40 + 8 + 16十 4)mm = 68mm表2 一 33.第III轴的结构简图如图 2 3图2 3第11）轴设计2.3.3初算第11）轴的最小直径1第11 ）轴上输入功率 P2，转速吐，转矩T2由前面算得 p2 =6.06kW，n2 =144r/min，T2 = 40.19 104 N/mm2分别计算大小齿轮上的力已知第11）轴上大齿轮分度圆直d2 = 224mmF气d22 401900224N

31、 =3588NFr= 9239tan 20cos15.36= 1354NFa =Ft tan ： =3588 tan 15.36 = 986N小齿轮上分度圆直径为d1 = 84.58mm3型 N 二 9503N84.58Fr 二 Ft cos 1二 9503 tan20 3546Ncos12.74Fa = Ft tan ： =9503 tan 12.74 =2149N3初步确定轴的最小直径dmin =苗旦旬需口口二39.31mm n2V 144根据最小直径查2GB/T297 1994选取30309。轴承的规格为d D T = 45mm 100mm 27.25mm2.3.4.第11）轴的结构设计

32、1.确定轴的各段直径如表 2 4位置直径 0.07d，取故h = 6mm，则轴环处直径d刑v = 58mm。IV V50取大齿轮安装处直径 dpV =50mm。V V I45理由同In段。表2 42.确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使1 Il段和IV段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。轴环处轴肩高度h =4mm，轴环宽度b _1.4h。轴环处长度取 k-_V =12mm其它轴的尺寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。2.3.5第11）轴的强度校核1.轴的载荷分析图24H liillHHlTTlI IIHI !1 丨丨 IIl l 1 w r 枷？AfrTirinrTnTnrrT2大小齿

33、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m12 CT3)2W将计算出的两个截面处的Mh , MV , M的值列于下表25水平面垂直面支反力FFnh1 =7775NFnv1 =2897NFnh2 =5316NFnv2 = 705N弯矩MM H1 =553969N mmMV1 =181688N mm MV1 = 181688N mmM H2 =399313N mmMV2 =57445N mm MV2 = 57445N mm总弯矩M1 =583003N mmM 2 = 403423N mmM1 =561362N mmM1 = 402813N m

34、m扭矩TT2 =401900N mm表2 53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=0.6，轴的计算应力MPa =50.5MPa.5830032( 0.6 401900)230.1 50前已选 轴的材料为 45钢，调 质处理，由表115 1查得； = 60MP a。因此,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 ,1

35、11，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1）截面II左侧II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。W =0.1d 0.1 453mm3 = 9113mm3WT =0.2d3 = 0.1 453mm3 = 18225mm3截面左侧的弯矩为71 25 _41M =583003N mm = 247521N mm71.25截面上的扭矩为T2 = 401900N mm截面上的弯曲应力穴M247521 仆“r-bMPa = 27.16MPaW9113截面上的扭转切应力T3401900T 3MPa =22.05MPaW

36、T18225轴的材料为45钢，调质处理，由1表15 1查得二b =640MPa，二=6155MPa:上及按1附表3 2查.丄=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数取。因二=20 = 0.044，D = 50 = 1.111，经插值可查得 d 45d 45:- 2.01 ：=1.38又由1附图31可得轴的材料敏感系数为q ；- - 0.82 q = 0.85故有效应力集中系数按1式 附表3 4 )为k：厂 1-1)-1 0.82(2.01 -1) =1.83廿1 q (： . -1)-1 0.82(1.38-1) =1.32由1附图32尺寸系数；二= 0.75，又由附图33的扭转

37、尺寸系数；.=0.72轴按磨削加工，由1 附图34得表面质量系数为一 = . =0.92轴未经表面强化处理，及：q =1,按1式3 2)及式3 12a)得综合系数为心虽丄十竺丄0.750.92一1 =2.530.72丄0.92一1 =1.92由1 3 1及 3 2得碳的特性系数二=0.1 0.2，取二=0.1=0.05 0.1，取 =0.05于是，计算安全系数 Sea值，按1式156)15 8)则得2752.53 27.160.1 0155= 7 1422.0522.051.920.052 2SR4 7.14S2 S2,42 7.142= 3.49 S=1.5故可知其安全。2）截面II右侧3二

38、 12500mm抗弯截面系数 W按1表154中的公式计算_ . . 3- .3二 0.1d = 0.1 50 mm= 0.2d3 = 0.1 503mm33=25000mm弯矩M及弯曲应力为N mm= 247521N mm71 25 _41 M =583003M-bW71.25247521MPa =19.8MPa12500扭矩T2及扭转应力为E =401900N mm&翳吩=16.08吩过盈配合处的匕，由1附表38用插值法求出，并取=0.8虽 于是得%h%匕=3.48 - =0.8 =2.78备叫 备轴按磨削加工由1附图3 4得表面质量系数为=0.92故得综合系数k _11K1=3.481=3

39、.57-V I；-0.92k 11K=十 2.78 忑十 287所以轴在截面右侧安全系数为K;=a Tm2753.57 19.80.1 0-3.89S3.89 6.6dminAq= 120 3 6.25mm 576二 27mm=2.87 16-o8550.Q516-0 662 2 : 3.35 S=1.53.8926.6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1）轴设计2.3.6初算第1）轴的最小直径1先按1式15 2）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 A =120。根据最小直径选取 30

40、307轴承，尺寸为d D T = 35mm 80mm 22.75mm2.3.7第I）轴的结构设计根据轴1 ）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即II III段长度为50mm。再根据轴VII ），11）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2 52.3.8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键 GB/T1096 2003)联轴器 GB/T5014 1994)1985)轴1303078mm 汉7mm 汇90mm带轮）12mm x 8mm 汉 50

41、mm（小齿轮轴II3030914mm x 9mm x80mm（小齿轮14mm x 9mm x53mm（大齿轮）轴III3031518mm x11mm x 90mm（联轴器）22mm 2mm 汉 80mm（大齿轮HL5表2一 63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3 1名称符号齿轮减速器箱座壁厚58箱盖壁厚8箱盖凸缘壁厚b112箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度b220地角螺栓直径df18地角螺栓数目n4轴承旁连接螺栓直径d114连接螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d38视孔盖螺钉直径d46定位销

42、直径d8df d1 d2至外箱壁距离C124/20/16df d2至凸缘边缘距离C222/14轴承旁凸台半径R118凸台高度h低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离h46铸造过度尺寸x,yx=5 y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离8箱盖箱座肋厚m mmtirii =8轴承端盖外径D2201轴承旁连接螺栓距离s2013.1.2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：

43、由3表11 4得，由是双级减速器和中心距a、_425mm,可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：由3表11 5得，选用型号为 M16 1.5的通气塞液位计：由3表710得，选用M16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22.5倍选取。取螺塞直径为 16mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2,直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm定位销：由表3 1的定位销直径为 8mm吊环：由3表11 3得，吊耳环在箱盖上铸出。根据表31中确定的尺寸可以确定吊耳环的尺寸。4. 润滑密封及其它4.1润滑1. 齿轮的润滑因齿轮的圆周速度 12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于 10mm低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高 不小于10mm ,1/6 齿轮