链式输送机传动装置设计机械CAD图纸

1、目 录第一章 机械设计课程设计任务书 21.1 设计题目 21.2 原始数据 2第二章 前言 22.1 分析和拟定传动方案 22.2 方案优缺点分析 3第三章 电动机的选择与传动比的分配 33.1电动机的选择计算 33.2 计算传动装置的总传动比i并分配传动比 33.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 4第四章 链传动的设计计算 44.1 选择链轮齿数 44.2确定计算功率 54.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp 54.4求作用在轴上的力 54.5选择润滑方式 5第五章 齿轮的设计计算 55.1 圆柱斜齿轮的设计 55.2 锥齿轮的设计 8第六章 轴的设计计算与校核 11

2、6.1高速轴的设计 116.2中间轴的设计 146.3低速轴的设计 18第七章 轴承的计算与校核 227.1 轴承1的计算与校核 227.2 轴承2的计算与校核 237.3轴承3的计算与校核 23第八章 箱体的设计 24第九章 键的选择 25第十章 减速器的润滑与密封 26第十一章 参考文献 27第一章 机械设计课程设计任务书1.1 设计题目： 设计链式输送机传动装置1.2 原始数据：输送链的牵引力F/KN： F=5kN输送链的速度v/(m/s)： V=0.6m/s输送链链轮的节圆直径d/mm d=399mm设计工作量： 设计说明书1份 减速器装配图1张 零件工作图13张工作条件： 连续单向运

3、转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5% ，链板式输送机的传送效率为0.95。 第二章 前言 2.1 分析和拟定传动方案： 机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。 满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，

4、还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。众所周知，齿轮传动的传动装置由电动机、减速器、链传动三部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。2.2 方案优缺点分析1.在高速端应用圆锥齿轮，可以减小锥齿轮的尺寸，减小其模数，降低加工难度。2.在输出端，即低速端采用链传动，因为链传动的瞬时传动比是变化的，引起速度波动和动载荷，故不适宜高速运转。3.

5、在高速输入端应用联轴器，结构紧凑，但启动电动机时，增大了电动机的负荷，因此，只能用于小功率的传动。4.圆锥齿轮端，可能由于两锥齿轮尺寸过小，不能很好的利用润滑油。第三章 电动机的选择与传动比的分配 电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量和转速、确定具体型号。按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭三相异步电动机。3.1电动机的选择计算： 工作机的有效功率为： pw =FwVw / =5*0.6/0.95=3.158kw从电动机到工作机间的总效率为：=1·2·345678=0.99*0.96*0

6、.97*0.994*0.96=0.877式中，1为联轴器效率0.99，2为锥齿轮效率（7级）0.97，3圆柱齿轮的效率（7级）0.98，4567为角接触球轴承的效率0.99，8滚子链传动效率0.96。所以，电动机所需工作功率为pd =3.158/0.877= 3.6KW选择电动机的类型 ：电动机额定功率pm> pd因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，比较Y132M1-4与Y112M-4两电动机，其中pm=4kw，符合要求，但后者容易制造且体积小。故选Y112M-4。由此选择电动机型号：Y112M1-4电动机额定功率pm=4kN,满载转速nm=1

7、440r/min工作机转速nw=60*V/(pi*d)=28.570r/min 电动机型号额定功率满载转速起动转矩最大转矩Y112M4414402.22.3 选取B3安装方式3.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比 ：总传动比：按表3-2推荐的链传动比6。取链传动的传动比为4.5，则整个减速器的传动比为 ：I总=nm/nw=1440/28.570=50.403=I总 / 4.5=11.201分配传动比：= 高速级圆锥齿轮传动： =3.2 中间级圆柱齿轮传动比： =3.53.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ：各轴的转速 ：轴: n1=1440 r/min轴: n2=1440/3.2=45

8、0r/min轴: n3=128.571 r/min链轮的转速：n4=28.571 r/min各轴的输入功率 ：轴: p1=pm*1=4*0.99=3.96kw轴: p2= p1*2 *4=3.96×0.97×0.99=3.803kw轴: p3= p2*3*5=3.689kw各轴的输入转矩 ： 电动机轴的输出转矩：Td=9.55×10×4/1440=26.5N.m轴: T1=9550*p1/n1=26.2625N·m轴: T2=9550*p2/n2=80.7N·m轴: T3=9550*p3/n3=274.012N·m第四章 链

9、传动的设计计算 4.1由3.2知链传动速比：i=4.5 输入功率： p=3.689KW选小链轮齿数z1=17。大链轮齿数 z2=i×z1=4.5×17=76，z2<120，合适。4.2确定计算功率 :已知链传动工作时有轻微振动，由表9-6选kA =1.0，设计为双排链取kP=1.75,由主动链轮齿数Z=17，查主动链轮齿数系数图9-13，取kZ=1.55计算功率为 : Pca=p3×kAkZ/kP=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW4.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp由计算功率Pca和主动链轮转速

10、n3=128.571r/min，查图9-11，选用链条型号为:16A，由表9-1，确定链条节距p=25.4mm。初定中心距a0=(3050)p=7201270，取a0=1000。                =78.7+46.5+2.8=128 取Lp =128节(取偶数)。链传动的最大中心距为a=f1×p2Lp-(z1+z2)由(Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88查表9-7，得f1=0.2431

11、2.a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm4.4求作用在轴上的力 :平均链速 : v=z1×n3×p/60×1000=17×128.571×25.4/60000=0.925m/s工作拉力:F=1000P/v=1000×3.689/0.925=3988.2N工作时有轻微冲击，取压轴力系数 : KFP=1.15轴上的压力:Fp=KFP×F =1.15×3988.2N=4586.3N4.5选择润滑方式 :根据链速v=0.925m/s，链节距p=25.4mm，链

12、传动选择滴油润滑方式。设计结果：滚子链型号16A -2×128GB1243.1-83，链轮齿数 z1=17，z2=76，中心距a=1006.57mm，压轴力Fp =5502.4N。第五章 齿轮的设计计算齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式，其传动的主要优点是：传递的功率大、速度范围广 、 效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证传动比恒定，齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的。5.1 圆柱直齿轮的设计5.1.1选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 :由表得：选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS，精度7级。

13、取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=675.1.2按齿面接触疲劳强度设计 :计算公式：d1t T1=80.7N·m 试选Kt为1.3查表10-6得=189.8mpa由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限=600mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550mpa由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96N2= N1/4=3.09查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98计算接触疲劳许用应力 :取失效概率为1%，安全系数S=1，由

14、式10-12得 :=0.95×600=570 Mpa2=0.98×550=539 Mpa取为537.25 Mpa试算小齿轮分度圆直径d1t:d1t =59.624mm计算圆周速度V : V=0.335m/s计算齿宽B：B=* d1t =0.9*59.624=53.6616mm计算齿宽与齿高之比：模数：mn= d1t /z1=3.138齿高：h=2.25 mn =7.061mmb/h=7.60算载荷系数 :根据v 、7级精度 由图可得动载系数=1.1。直齿轮=1.0 查表得使用系数=1.25， Kv=1.866按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得 : 69

15、.58mm计算模数mn: 5.1.3 按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式是由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.82 =0.85;计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12a得 :292.86 Mpa238.86 Mpa计算载荷系数K : 1.25×1.05×1×1.3=1.706查取齿形系数 : 由表10-5得2.85， 2.22查取应力校正系数 :由表10-5查得 1.54 1.77计算大小齿轮的并加以比较 : 0.0149

16、8 0.01645由上只大齿轮的数值大设计计算mn : =2.39按圆柱直齿轮的标准将模数mn圆整为2.527 4.2×27=1135.1.4 几何尺寸计算 :计算中心距a :a=（d1+d2）/2=175mm计算分度圆直径 d1=z1 mn=67.5mm d2 =z2 mn =282.5mm计算齿轮宽度：b=d1=60.75mm取小齿轮宽度B1=60mm，取大齿轮宽度B2=65mm。5.2 锥齿轮5.2.1 选择材料热处理齿轮精度等级和齿数由表得：选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS，精度8级。选取齿数：Z1=24，i=

17、3.2, Z2=Z1·i=24×3.2=76.8 取Z2=775.2.2 按齿面接触疲劳强度设计：计算公式：d 2.92×T1=26.2625N·mm 试选Kt为1.3查表10-6得=189.8mpa由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限=600mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550mpa由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472N2= N1/3.2=1.296查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95由表查得: 软齿面齿轮,对称安装,取齿宽系数=

18、1/3计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：=0.9×600=540 Mpa2=0.95×550=522.5 Mpa为2中的较小值=522.5 Mpa试算小齿轮分度圆直径d1t对于直齿锥齿轮 ：d1t 2.92× =53.29mm计算圆周速度V ： V=计算载荷系数 :查表得， 的值使用系数由表10-2查得=1.25，动载荷系数由图10-8查得=1.18。齿间载荷分配系数=1.5KHbe轴承系数KHbe由表10-9查得KHbe=1.25。得=1.5×1.25=1.875 1.25×1.18×1

19、15;1.875=2.766按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得: 68.2112mm5.2.3按齿根弯曲强度设计 :由式10-5得弯曲强度的设计公式是:由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85 =0.88;计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12a得 303.57 Mpa 238.86 Mpa 计算载荷系数K 2.766查取齿形系数 由表10-5得2.65， 2.226查取应力校正系数。由表10-5查得 1.58 1.764计算大小齿轮的并加以比较

20、 算得 0.01379 0.01644由上知大齿轮的数值大设计计算mn =1.8959按圆锥齿轮的标准将模数mn圆整为2 分度圆直径=2×=68i=Z2/Z1=tan2=cot1=2得2= 72.6453=72°3843 1=17.3547=17°2117平均模数m=/=2大端模数m=mn/(1-0.5)=2.4取大端模数2.5分度圆处圆柱直齿轮：模数m=2，小齿轮齿数=34 分度圆直径=68平均模数mn=2 端面模数m=2.5 小齿轮齿数Z1=×cos1=32.45 取32 分度圆直径dm1=dV×cos1=64.9 d1= dm1/(1-0

21、.5×0.333)=77.88大齿轮的参数：Z2= Z1×i=102.4,取Z2=102 d2= d1×i=249.216 锥距R=131.125mm 齿宽B=43mm 齿顶高 ha=m=2.5mm 齿根高 hf=3.125齿根角 f tanf=hf/R=3.125/131.125 f=1°30分锥角1=17°2117 2=72°3843 第六章 轴的设计计算与校核轴主要用来支撑作旋转运动的零件，如链轮、带轮，以及传动运动和动力。本减速器有三根轴，根据设计要求，设计具体步骤、内容如下：6.1高速轴的设计齿轮机构的参数：Z1=32，Z2

22、=102.轴上功率: p=3.96 KW转速: n=1440r/min转矩：T26.2625 N.m按转矩法初定该轴的最小直径：17.64 mm 最小端与联轴器相连，联轴器的转矩T1=K*T=1.3*26.2625*1000=34141.25N.mm 选取H×2,公称转矩：160N.M，半联轴器的孔径=30 mm。长度L=30mm，半联轴器与轴配合毂长度L1=25mm6.1.1轴的结构设计:轴的结构设计主要有三项内容：(1)各轴段径向尺寸的确定；(2)各轴段轴向长度的确定；(3)其他尺寸如键槽、圆角、倒角、退刀槽等的确定。拟定草图如下：径向尺寸的确定:从轴段=30 mm开始，逐段选取

23、相临轴段的直径。， =25mm， 与轴承内径相配合，所以 =30mm，由于轴承右端定位d4=36， d5=d3=30mm，d6=25mm。轴的轴向尺寸的确定: 从轴段L1=36mm,L2=50mm,L3=19mm,L4=66mm,L5=16mm,L6=36mm6.1.2轴的强度校核(第一根轴) 计算齿轮受力:弯扭组合图如下： 齿轮切向力:=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 径向力：=Ft×tan20×cos1=249.25N 轴向力：=×tan20×sin1=75.41N 计算支反力和弯矩并校核： 垂直平面上：=348 N 向上 =98

24、 N 向下 MV=8036 N.mm 垂直弯矩图如下： 水平面上: =1243N 向上 =434 N 向下 MH= 35596 N.mm水平弯矩如图： 求合成弯矩,画出合成弯矩图: M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm 画出转矩T图: T=26262.5 N·mm校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.3. =（M2+(aT)2）1/2/W轴上的抗弯截面系数W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=13.85 MP前已经选定了轴的材料为

25、45钢，调质处理。由表15-1查得=60 MP<安全。6.1.3精确校核轴的疲劳强度： 判断危险截面为：，；其中最危险的截面为抗弯截面系数W=0.1d3=1064.8mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=2129.6mm3弯矩M及弯曲应力为M=31488N.mm=M/W=20.15 MP扭矩T及扭转切应力 T=26500N.mm t=T/WT=8048 MP轴的材料为45钢，调质处理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.09，at=1.66又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.76，qt=

26、0.6，故有效应力集中系数为： ka=1+qa(aa-1)=1.824 kt=1+qt(at-1)=1.396由附图3-2的尺寸系数a=0.95.由附图3-3的扭转尺寸系数b=0.925.轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数a=t=0.92综合系数Ka=ka/a+1/a-1=2.01 Kt= kt/t+1/t-1=1.596取碳钢的特性系数：a=0.1, t=0.05计算安全系数Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=6.79 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=11.276 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2=5.814>1.5安全故该轴在最危险截面也

27、是安全的，此截面的左侧直径大，其他情况相同，故安全。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。6.2中间轴的设计6.2.1已知参数：轴上功率: p=3.81 KW大锥齿轮的齿数z1=102小圆柱齿轮的齿数z1=19, 对应的大齿轮齿数z2=80转速: n=450r/min转矩：T=80700 N.mm按转矩法初定该轴的最小直径：25.83 mm根据最小端与角接触球轴承配合，取7206C型，故选取=30 mm。计算齿轮圆周速度：0.7065<5齿轮和轴承均采用脂润滑。6.2.2轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容：(1)各轴段径向尺寸的确定；(2)各轴段轴向长度的确定

28、；(3)其他尺寸如键槽、圆角、倒角、退刀槽等的确定。拟定草图如下：径向尺寸的确定：从轴段=30 mm开始，逐段选取相临轴段的直径。 起周端固定作用故=36mm， 固定轴肩=42mm，d4=36，与第一段相同d5 =30mm。可知此轴为对称结构。轴的轴向尺寸的确定： 从轴段L1=42mm,L2=63mm,L3=20mm,L4=38mm,L5=48mm6.2.3轴的强度校核(第二根轴)计算齿轮受力受力分析图如下： 圆锥齿轮： 齿轮切向力:1=2T/dm1=809N 径向力：1=Ft×tan20×cos2=75.41N 轴向力：1=×tan20×sin2=24

29、9.25N 圆柱直齿轮： 齿轮切向力:2=2T/dm2=2390N 径向力：2=Ft2×tan20/cos2=870N 计算支反力和弯矩并校核 (a)垂直平面上：=725.4N 向下 =69.49 N 向下 MV=44254.89 N.mm垂直面上的弯矩图： (b)水平面上: =1782.6N 向上 =1416.4N 向上 MH= 108738.6N.mm水平扭矩图如下： (c)求合成弯矩: M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm (d)画出转矩T图: T=80700N·mm (e)校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭

30、矩的截面的强度扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.3. =（M2+(aT/2w)2）1/2/W轴上的抗弯截面系数W d=36mm W=0.1d3=4665.6 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=36.581 MP前已经选定了轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=60 MP<安全。6.2.4精确校核轴的疲劳强度： 由上知，截面为危险截面，有因此截面左侧的直径小，所以校核左侧截面。抗弯截面系数W=0.1d3=2700mm3抗扭截面系数WT=0.2d=5400mm3弯矩M及弯曲应力为 : M=67360N.mm=M/W=24.95 MP扭矩T及扭转切应力 : T=80700N.

31、mm t=T/WT=14.94 MP轴的材料为45钢，调质处理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.0，at=1.31,又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.76，qt=0.6故有效应力集中系数为： ka=1+qa(aa-1)=1.76 kt=1+qt(at-1)=1.186由附图3-2的尺寸系数a=0.85.由附图3-3的扭转尺寸系数b=0.9.轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数a=t=0.92，轴未经表面强化处理，即 a =1，综合系数Ka=ka/a+1/a-1=2.05 Kt= k

32、t/t+1/t-1=1.407取碳钢的特性系数：a=0.15, t=0.08计算安全系数Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=5.376 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=7.169 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2>1.5安全故该轴在最危险截面也是安全的，因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。6.3低速轴的设计6.3.1已知参数：轴上功率: p=3.689 KW转速: n=107.141r/min转矩：T328850N.mm链轮的分度圆直径d=138.19mm，齿数z=19；齿轮毂长离外壁10mm，总长54mm。链轮轴受到的轴

33、向力F=5502.4N按转矩法初定该轴的最小直径：40.95 mm周端与轴承或链轮，取轴承的型号为7210C，故选=50 mm。计算齿轮圆周速度：0.28<5齿轮和轴承均采用脂润滑。6.3.2轴的结构设计： 草图拟定如下： 径向尺寸的确定：从轴段=50 mm开始， 轴承的轴肩轴向固定取=54mm， 对齿轮起轴向定位作用=58mm，与第一段相同d4=50mm， d5 =48mm ，d6 =45mm。轴的轴向尺寸的确定：从轴段L1=47mm,L2=58mm,L3=74mm,L4=31mm,L5=50mm,L6=54mm轴的强度校核(第三根轴)：计算齿轮受力：受力图如下： 齿轮切向力: =2T

34、/dm1=5502.4N 径向力：=Ft×tan20/cos=870N 轴向力：=×tan=2390N6.3.3计算支反力和弯矩并校核 (a)垂直平面上： 垂直面上弯矩图如下：=2874.55N 向下 =9246.95 N 向上 MV=624522.4 N.mm (b)水平面上: 弯矩图如下：=1529.86 N 向上 =860 N 向上 MH= 100205.83 N.mm (c)求合成弯矩,画出合成弯矩图: M=( MV2+ MH2)1/2=624522.4N.mm (d)校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度扭转切应力

35、为脉动循环变应力，取a=0.6=（M2+(aT)2）1/2/W轴上的抗弯截面系数W d=50mm W=0.1d3=12500 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=52.39 MP前已经选定了轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=60 MP<安全。6.3.4精确校核轴的疲劳强度：判断轴承的右端面为危险截面，故只校核右截面。抗弯截面系数W=0.1d3=11059.2mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=22118.4mm3弯矩M及弯曲应力为 : M=572249.6N.mm=M/W=51.744 MP扭矩T及扭转切应力 : T=328850N.mm t=T/WT=14.87 MP

36、轴的材料为45钢，调质处理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 aa及at按附表3-2查取，查得aa=1.72，at=1.09,又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.8，qt=0.82故有效应力集中系数为： ka=1+qa(aa-1)=1.576 kt=1+qt(at-1)=1.035由附图3-2的尺寸系数a=0.72.由附图3-3的扭转尺寸系数b=0.85轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数a=t=0.92，轴未经表面处理，即取=1.综合系数Ka=ka/a+1/a-1=2.268 Kt= kt/t+1/t-1=1.307取碳钢的

37、特性系数：a=0.15, t=0.08计算安全系数Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=2.343 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=15.36 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.3161.55安全故该轴在最危险截面也是安全的，因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。第七章 轴承的计算与校核: 7.1 轴承1的计算与校核: 第一对轴承的当量动载荷P: 查手册取=1.1 取7206C轴承 计算步骤与内容计算结果1.查手册查得:、值(GB/T 276)2.由前面轴得:两轴承所受的力分别为F1 =1290.8N F2=444.9N3.两

38、轴的计算轴向力Fa1=231.115N Fa2=155.7N4.计算Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.01075.查手册e值:6.计算Fa1/ F1=0.183<e1 Fa2/F2=0.36=e27.查手册:X、Y的值8.查载荷系数:fp=1.19. 10.计算轴承的寿命:Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=49207.5h11.结论:符合要求,选用此轴承.但需及时更换=23KW =15KWF1 =1290.8N F2=444.9NFa1=231.115N Fa2=155.7NFa1/Cor=0.016 Fa2/ Cor =0.0107e1=0.38

39、 e2=0.36Fa1/ F1=0.183 Fa2/F2=0.36X1=1,Y1=0 X2=1,Y2=0<eP1=1419.88N P2=667.35N49207.5h>48000h 7.2 轴承2的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P: 查手册取=1.1 取7206C轴承 计算步骤与内容计算结果1.查手册查得:、值(GB/T 276)2.由前面轴得:两轴承所受的力分别为F1 =1924.5N F2=1418N3.两轴的计算轴向力Fa1=828.96N Fa2=579.96N4.计算Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.03865.查手册e值:6.计算Fa1/

40、F1=0.429>e1 Fa2/F2=0.409=e27.查手册:X、Y的值8.查载荷系数:fp=1.19. 10.计算轴承的寿命:Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=40487.6h11.结论:基本符合要求,选用此轴承.但需及时更换=23KW =15KWF1 =1924.5N F2=1418NFa1=828.96N Fa2=579.96NFa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386e1=0.426 e2=0.409Fa1/ F1=0.429 Fa2/F2=0.409X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0>e1 Fa2/F1=e2P

41、1=2125.99N P2=1559.8N40487.6h<48000h 7.3轴承3的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P: 查手册取=1.1 取7221C轴承 计算步骤与内容计算结果1查手册查得:、值(GB/T 276)2.前面轴得:两轴承所受的力分别为F1 =3256.3N F2=9286.86N3.两轴的计算轴向力Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N4.计算Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.1385.查手册e值:6.计算Fa1/ F1=0.358>e1 Fa2/F2=0.409=e27.查手册:X、Y的值8.查载荷系数:fp=1.19. 10.

42、计算轴承的寿命:Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=11457.96h11.结论:基本符合要求,选用此轴承.但需及时更换=42.8KW =32KWF1 =3256.3N F2=9286.86NFa1=4420.5N Fa2=4420.5NFa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138e1=0.476 e2=0.476Fa1/ F1=0.358 Fa2/F2=0.138X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0>e1 Fa2/F1=e2P1=7288.6N P2=10215.5NP2>P140487.6h<48000h第八章 箱体的设计

43、箱体是减速器的一个重要零件,它用与支持和固定减速器中的各种零件,并保证传动件的齿合精度,使箱体内有良好的润滑和密封.箱体的形状较为复杂,其重量约见减速器的一半,所以箱体结构对减速器的工作性能加工工艺材料消耗重量及成本等有很大的影响.箱体结构与受力均较复杂,目前尚无成熟的计算方法.所以,箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 箱体选用球墨铸铁QT400-18,=18,布氏硬度130180HBS ,根据工作条件的要求,箱体各尺寸如下: 名称符号尺寸关系取值箱座壁厚0.0125（dm1+dm2）+1mm8mm8mm箱盖壁厚(0.800.85)8mm8mm箱盖凸缘厚度

44、1.512mm箱座凸缘厚度1.512mm箱底座凸缘厚度2.520mm地脚螺钉直径0.018（dm1+dm2）+1mm12mm12mm地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径0.7510mm盖与座联接螺栓直径(0.50. 6) 8mm联接螺栓的间距150200150轴承端盖螺栓直径(0.40.5) 6mm视孔盖螺栓直径(0.30.4) 4mm定位销直径(0.70.8)6mm至外箱壁距离查手册16mm至凸缘边缘距离查手册14mm轴承旁凸台半径14mm凸台高度根据低速齿轮轴承座外径确定,便于扳手操作为准.30mm外箱壁至轴承座端面距离36mm大齿轮顶圆与内箱壁距离10mm齿轮端面与内箱壁距离18mm箱盖/箱座肋厚,8.5mm 第九章 键的选择与校核 选用A型键,键1即与联轴器配合的键:因该轴段轴的直径d=30mm,所以查手册得,键宽b=10mm,键高h=8mm,长度L=25mm,键所在轴的深度t=5mm,轮毂深度t1=3.3mm,圆角半径r=0.25mm.键2即与小圆锥齿轮配合的键:该轴段轴的直径d=25mm,所以查手册得,键宽b=8 mm,键高h=7mm,长度L=20mm