优秀毕业设计论文：自动送料带式输送机传动装置的减速器

1、滁州职业技术学院毕业设计课 题：设计时间：班 级：学 号：姓 名：扌旨导教0帀：完成日期：年 月 日目录: 第一章:毕业设计任务书第二章:aw ji电动机的选择第三章:计算总传动比及分配传动比第四章:运动参数及动力参数计算第五章:v带的设计第六章:齿轮传动设计第七章:标准直齿圆柱齿轮的基本参数第八章:轴的设计及校核第九章:键的设计第十章:轴承的选择14162728第十一章：联轴器的选择29第十二章：减速器机体结构尺寸30第十三章：减速器的各部位附属零件的设计30第十四章：润滑方式的确定32设计小结 31参考文献32一、毕业设计任务书1、设计内容自动送料带式输送机传动装置的减速器o2、运动简图由

2、设计者选择传动方案。输送带传动装置3、工作条件输送机连续工作，有轻微振动，两班制工作，输送带速度允许误差为±5%。4、原始数据己知条件数据减速器输出功率p(kw)3.3输送带转速n (r/min)100使用期限y (年)55、设计工作量(1) 、设计说明书1份；(2) 、减速器装配图1张；(3) 、减速器零件图13张。二、电动机的选择:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，耍求轴冇较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级。其传动方案 如下：4. 选择电动机类型：按工作要求和

3、条件，选用y型笼型三相异步屯动机，屯压380v。5 选择电动机的功率pw工作机所需的电动机输出功率卩尸可kw由电动机到运输带的传动总功率为32nix 112'x ri3x n4x n5x n6n i带传动效率：o. 96几2齿轮传动的轴承的效率：0. 990 3(91柱齿轮的传动效率：0. 97l1联轴器的传动效率：0. 97口5卷筒轴的轴承传动效率：0. 980 6卷筒的效率：0.9632则：=0. 96x0. 99 x0. 97 x0. 97x0. 98x0. 96=0. 80pw所以：二4125kw查表选电动机额定功率为5. 5kw.6. 确定电动机按推荐的合理传动比范围：取v带

4、传动的传动i带二24；二级岡柱齿轮减速器传动比i齿二48,所以总传动比合理范围为i总二旷32,故电动机转速的可选范围是:n 电机二i 总xn 卷二(832) x 100r/min= (8003200)r/min符合这一范围的同步转速冇750、1500和3000r/min两种，再根据计算出的容量，由附录 附表8. 1查出适用的电动机型号，因此传动方案如下：方案电动机型额定功率ped/kw电动机转速/(r/min)传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比带齿轮1y132m2-65. 510009609.633.22y132s- 15.515001440m. 427.23y132s1-25.5300

5、029002939.7综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，方案二比较适屮。因 此选定电动机型号为y132s-4,所选屯动机的额定功率为kw,满载转速为1440r/min,总饱 比适中，传动装置结构较紧凑。三、计算总传动比及分配传动比总传动比：1=14.4 ,分配传动比：取则 i 带二2, ii=(1.31.5)i2,取 ii=3. 12,则 i2=2. 67(ii为高速级传动比，i2为低速级传动比)。四、运动参数及动力参数计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴.hoi , ni2 , h23依次为电机与轴1，轴1与轴2,轴2与轴3 z间的传动效率。1、

6、各轴转速:i轴1440/ni -£ r/min -720r/minii轴720/nh- |2 "血11 -230r/miniii轴230/nm- £ 3 ”亦口 -loor/min卷筒轴n 卷二 mil =100r/min2. 各轴输入功率:i轴pi = pd x noi =4. 125x0. 96 =3. 96kw11轴2pli = p i x h 12 = p i x ri 2x ri 3 =3. 96x0. 99 x0. 97= 3. 80kwiii轴pin 二 piix 1123 二 pllx q2x n3x q4 =3.80x0. 99xo. 97x0.

7、 97= 3. 54kw卷筒轴p 卷=3. 3kw3. 各轴输入转矩:tdpdnm二9550x4. 1251440=27. 36 n所以：依据公式得出:t| =9550x3. 96720=52. 53 n3 80i轴 tn 二9550x专苏 二 157.78 n m3 54iii轴tm =9550- =338. 07 n，山3 3卷筒轴t卷二9550x祈 =315. 15n01运动和动力参数的计算结果列于下表：参数'电动机轴i轴ii轴iii轴卷筒轴转速 n/ （r/min） 输入功率p/kw 输入转矩t/（n*m）14407202301001004. 1253. 963.803. 54

8、3. 327. 3652. 53157. 7833& 07315. 15传动比i 效率n23. 122. 6710. 960. 950. 930.92五、v带的设计1、确定计算功率：k=l. 3 , 由式（& 12）得 pc = kap= 1.3x5. 5= 7. 15kw2、选取普通v带型号：根据pc= 7. 15kw> m= 1440r/min,由图8. 12选取a型普通v带.3、确定带轮基准直径ddi 、dd2根据表 8. 6 和图 8. 1 选取 d 二112mm >ddmin =75mm ,大带轮基准育径为dd2= ddl =n21440720"

9、x 112=224mm按表& 3选取标准值dd2二236mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为dd2ddl236h22.04n2 =ni11440/04 =706r/min从动轮的转速误差率为706-720720x100% = -1.9%（在±5%以内为允许值）。4、验算带速v7iddini3. 14x 112x 1440_ .亠、v 60x1000 _二60x 1000二& 44m/s （带速在 5 25 之间）。5、确定带的基准长度扁和实际中心距a带的中心距ao0. 07 (ddi+dd2)w ao w 2 (ddi+dd2)243 w ao w 696 (

10、取 ao = 600mm)2兀 z、(ddi-dd2)lo =2ao + - (ddi+dd2)+ 4ao=2x600 + £ x348+153762400=1952mm由表& 4选取基准长度ld二1800 mm由式(& 16)得实际中心距a为ld - lo1800-1952a ao + = 600 + 二524mm中心距a的变化范围为min :=a - 0. 015ld = (524-0. 015x 1800) =497mmmax :=a + 0. 03ld = (524+0. 03x 1800)=578mm6、检验小带轮包角ai由式（8. 17）得dd2 一 dd

11、iai = 180° -x57. 3°a。236-112。二 180° - 匚x57.3° 二 166° >120°5247、确定v带根数由式（8. 18）得pcpcz >=pol(po+apo) kakl根拯 ddi=112mm、ni= 1440r/min查表& 9,根据内插法可得:po1. 18-11460-980(1440-980)1=1. 38kw由式(8.11)得功率的增量apo为apo = kbni (1-丄)ki由表 8. 18 5得 kb 二 1.0275x 10 3根据传动比i=2,查表8. 19

12、得ki =1. 1373apo =1.0275x103 x 1440x (1-11. 1375)kw = 0. 18kw出表& 4查得带长度的修正系数kl =1.03, 图& 11查得包角系数ka =0. 96得普通v带根数5.57 = = q s(1.38+0. 18) x0. 96x 1.03圆整得z二48、求初拉力fo以及带轮轴上的压力fq由表8. 6查得a型普通v带每米质量q二0. 10kg/m,根据式（& 19）得单根v带的初拉力500pcfo 二 zv(2. 5-1) + qv2 3_ 500x5. 5二 4x8. 899 59(蔬-1)+0. ix (8.

13、 89)=131.96 nft式& 20可得作用在轴上的压力fq为«1 166°fq 二 2fo 7. sin = 2x 131. 96x4xsin = 1034. 56n9、设计结果选用 4 根 a-1800 gb/t 115441997 的 v 带,中心距 a 二524mm,ddi =112mm dd2= 236mm ,轴上压力 fq =1034. 56n。六、齿轮传动设计:1高速级大小齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220、250hbs；大齿轮选用45钢正火，硕度为170、210hbs。 因为是普通减速器，由表10. 21选8

14、级精度，要求齿面粗糙度raw326. 3 口 m。（2）按齿面接触疲劳强度设计1）转矩ti6 p63. 84ti=9. 55x10 =9. 55x 10 x =0.5x 10 nmmm'/u由图 10. 24 查得 ohiimi 二560mpa , 61诚=530mpa由表10. 10查得sh二18ni=60njlh =6ox48ox 1x (5x52x80) =5.9904x 10ni5.9904x 1088n2 二:1二小92x10查图 10.27 得：znti=1 , znt2 =1. 06 ,、e zntlchliml 1 x 560由式(10. 13)可得：oh i 二=:

15、= 560mpaznt26i1 im2 1. 06x 530leu j 2 =|sh1=561. 8mpa3 /l. 1x0. 5x10lx4. 12=76. 43a /=61. 62 mmj 1x3. 12x (560)dl 61.62 m 二一二二2. 2mmz 28(3) 计算主要尺寸由表10. 3取标准模数m = 2. 5mmdi= mzi =2. 5 x 28=70mmd2二 mz2 二2. 5 x 80二200mmb |/d di =1 x70 =70mm =b2bi= b2+5=75mma = 7 x2. 5x (28+80)二 135mm(4) 按齿根弯曲疲劳强度校核由式(10

16、. 24)得出 g 如果ofw&则校核合格。确定冇关系数与参数：1）齿形系数查表 10. 13 得 1=2. 65 , y卜、2二2. 30。2）应力修正系数ys查表 10. 14 得 ysi=l59 ,二 1.733）许用弯曲应力of由图10. 25查得ft图10. 10查得由图10. 26查得ofiimi=210mpasf=1.3ynt1= ynt2=1cflim2=190mpa由式10. 14町得ryntlcjflimlofi二sfmpa=162mpaynt2o|；lim2s卜'190mpa=146mpa42kti 2x1. 1x0.5x10gfi= = x2. 65x

17、1. 59bntzi 70x2.5x28=132.65 mpa< of i= 162mpayf2ys2of2= cjnyfiysi132. 65 x2. 30xl732. 65x1.59128. 74mpav 62= 146mpa齿轮弯曲强度校核合格。（5）验算齿轮的i员i周速度vji dim60x1000ji x 70x720600002. 64m/s出表10. 22 口j知，选择8级精度是合适的。2. 低速级大小齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220250hbs；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210hbs。 因为是普通减速器，出表10.21选8级

18、精度，要求齿面粗糙度raw3.26.3uni。（2）按齿面接触疲劳强度设计1）转矩titi=9. 55xl0( 二955x10°x葺#5= 1.5x10 n>mm2）载荷系数k查表 10. 11 取 k二 1. 13）齿数zi和齿宽系数屮d小齿轮zi取为30,则大齿轮齿数z2 =80o因二级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面乂为软齿面，由表10.20选取|/d=lo4）许用接触应力oh由图 10. 24 杳得（juiimi =560mpa , 6iim2 =530mpa由表10. 10查得sh二1qni=60njlh =6ox23ox 1x (5x52x80) =2.8704x 1

19、0n2= y 二 2=1. 248 x108由式（10. 13）可得:zntlcjhlimlsh1x5601 =560mpa1 二=636mpa查图 10.27 得：znti=1 , znt2 =1. 23 /l. 1x1.5x10' x3.3二76.34, / =70. 99mmj1x2.3x (560厂dlm = 一 =z1（3）计算主要尺寸70. 9930=2. 36mm由表10. 3取标准模数m = 3. 5mmdi= mzi =3. 5x30=105mmd2= mz2 =3. 5 x 80=2800mmb 屮d di =1 x 105= 105mm =b2bi= b2+5 =

20、110mm a = 7 x3x (30+80)=192. 5mm（4）按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10.24）得出of,如果ofwof则校核合格。 确定有关系数与参数：1）齿形系数查表 10. 13 得 1=2. 47 , yf2二2. 18o2）应力修正系数ys査表 10.14 得 ysi=l. 65 , ys2=1. 803）许用弯曲应力of由图10. 25查得o 卜timl 二 210mpa , <5flim2=190mpa由图10. 10查得sf二13rtl图10. 26查得ynti- ynt2=1由式10. 14可得厂nyntlhl-limlofi 二sf罟 mpa=162mp

21、a厂 ynt2<5flim20订2 ；sf190mpa=146mpa故1二理1bm zi2x1. 1x1.6x10;x2. 47x1. 6535x 1.25 x28=93. 7 mpa< of i= 162mpayf2ys2(5e2=93. 7 xyfiysi2, 18xl82.47x1.65=90. 2mpa< (5e2= 146mpa齿轮弯曲强度校核合格。（5）验算齿轮的圆周速度vji dini60x1000n x 105x230600001. 23m/s由表10.22可知，选择8级精度是合适的。七、标准直齿圆柱齿轮的基木参数(1) 高速级大小齿轮齿顶高 ha二ha m=

22、l x2. 5mm=2. 5mm齿根高 hf= (ha +c )ih= 1. 25x2. 5mm= 3. 125 mm全齿高 h二ha+hf二(2. 5+3. 125) mm =5. 625mm顶隙 c=c o. 25x2. 5mm=0. 625mm分度圆直径 d二mzi =2. 5x28mm =70mm齿顶岡直径 da=d+2ha= (70+5) mm =75mni齿根圆直径df=d-2hf= (70-2 x 3. 125 )mm =63. 75mm基圆直径db=decos20=70ecos20mm =65. 8mm齿距p=nm=7. 85mm齿厚ps-2 -3. 925mm齿槽宽e二s =

23、3. 925 mm咼2：齿顶咼ha二ha m= 1 x2. 5mm =2. 5mm齿根高hf= (ha +c )m =1. 25x2. 5mm =3. 125mm全齿高h二hd+hf =(2. 5+3. 125)mm =5. 625mm顶隙c二c eiil=o. 25 x 2. 5mm=0. 625mm分度圆肖:径 d=mez2=2. 5x80mm=200mm齿顶岡直径da二d+2ha二(200+5) mm 二205mni齿根圆直径df=d-2hf= (200-2x3. 125) mm =193. 75mm基圆直径db=d*cos20= 200xcos20mm= 188mm齿距p=nm=7.

24、85mm齿厚ps= 二3.925mm齿槽宽e二s =3. 925mm屮心距m(zi+z2)= x2. 5x (28+80)mm= 135mm低齿1:齿顶高ha二ha 111二1 x 3. 5mm= 3. 5mm齿根高hf=(ha +c )m = 1. 25 x 3. 5mm= 4. 375mm齿全高h=ha+hf 二(3. 5+4. 375) mm二 7. 875mm顶隙c=c二 0. 25x3. 5mm= 0. 875mm分度圆直径d=m*z3=3. 5x30mm= 105mm齿顶圆直径da=d+2ha= (105+7) mm= 112mm齿根圆直径df=d-2hf= (105-2 x 3.

25、 75)mm= 96. 25mm基岡直径db二dcos20二 105xcos20mm= 98. 7mm齿距p=nm=10. 99mm齿厚ps=-二5. 495mm齿椚宽低齿2：e=s =5. 495 mm齿顶咼ha=ha m-3. 5mm齿根高hf=(ha +c )m 二 1. 25x3. 5mm= 4. 375mm齿全高h二hd+hf =(3. 5+4. 375)mm=7. 875mm顶隙c二c *111= 0. 25x3. 5mm二 0. 875mm分度圆直径d=mez4=3. 5 x 80=280mm齿顶圆直径da=d+2ha=(280+7)mm= 287mm齿根圆直径dr=d-2hf=

26、 (280-2x4. 375)=232. 5mm基圆直径db=decos20= 240xcos20= 271. 25mm齿距p二nni二 10. 99mm齿厚ps方二5. 495mm齿槽宽e=s 二5. 495 mm中心距a= ii1(z3+z4)= x3. 5x (30+80) mm= 192. 5mm八：轴的设计及校核：1、高速轴的设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，由表14. 7查得强度极限o b =650mpa,再由表14. 2得许用弯曲应力 o -lb =60mpao（2）按扭矩强度确定各轴段直径：根据表14. 1得0107118,二（107118）3 /3.

27、96n 720=19. 2621. 24mm因为高速轴第一段轴径装配大带轮,且di二（o.8l2）d,查手册,取di二25mm、ij二50mm, 因为大带轮靠轴肩定位，所以取d2=30mm, l2=78mm, d3=40mm, l3=134mm, cu段装配齿轮，取cu二45mm,齿轮轮毂宽度为75mm,取1山二73mm,ds 段装配轴承，取 d5=30mm, l5=31mmo（3）高速轴校核 按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1）绘制轴的受力及简化模型图，如图6a所示2）水平而内的受力及弯矩图，如图6b、6c所示圆周力:2t2x52. 53nm70x10_：m=1500.9n径向力:fr =

28、fttana =1500.9x0. 36n =540. 3n 分别求支承反力fiia、fiib,以c点作为参考点：ft-llfha =l1+l21500.9x5252+178.5n =338. 6nft <2fob =l1+l21500.9x 17& 5""52+178.5n =1161. 6nh 面内 c 截面处的弯矩为 mnc =fhael2=338. 6 nx 178. 5x103 m =267. 9n-m3）竖直面内的受力弯矩图,如图6d、6e所示:frlifva 二l1+l2540. 3x5252+178.5n 二 121.9nfr-l2540.3x

29、178.5,fvb=l1+l2二n =418 4n52+178.5经丄_. .-3v面内c截面处的左侧弯矩为:mvc左二fval2二121. 9nx178. 5x10 m二21. 8n*mv面内c截面处的右侧弯矩为：mvc右二fvbli=4184nx52xl（ai=21.8nm4）根据公式mm2h+ m2v，计算c截面的合成弯矩并作图。如图6-f所示：c 截面处的左侧：me 左二、/m?hc+ mc左 267. 9,2+21.82二268. 8nmc截面处的右侧：me右=/m2iic+ mc右 屮2679?+21nm二26& 8nm5）作扭矩图,如图6-g所示：6）求当量弯矩：因减速器

30、单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化,修止系数a为0. 6。mec 左=a/m2c£+ (at2) =268. 82+(0. 6x 52. 525) 2 nm二270. 6 nmmec 右討吃c右 + (at2) =268. 82+(0. 6x52. 525) 2 n*m=270. 6 n*m7) 确危险截面及校核强度33me° e 二270.5x 10'270.5x 10二mpa 二29. 7 mpa0. ids3 0.1 x453查表14.2得o-lb =60 mpa,满足oewo-lb的条件，故设计的轴冇足够的强度，并 有一定的裕量。ck图6高速轴的受力、弯

31、矩、扭矩图2、中间轴的设计:（1）选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，由表14. 7查得强度极限o b =650mpa,再由表14. 2得许用弯曲应力 o -lb =60mpao（2）按扭矩强度确定各轴段直径：根据表14. 1得0107118,3 fp3 /3. 80由 dca /-二（107118）、/京孑 二26. 7529. 50mm取di =35mm> li二35mm,因为c【2段装配齿轮，取d2=40mm, l2=68mm,齿轮轮毂宽度为70mm , 取 l2=68mmo因为齿轮靠轴肩定位，取d3=50mm, l3=10mm,因d4段同样装配齿轮,取d4=40mm,

32、 l4= 108mm,而d5段装配轴承，选用6207型轴承,取d5=35mm,l5=35mm,（2）屮间轴校核1、按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1）绘制轴的受力及简化模型图，如图7a所示2）水平面内的受力及弯矩图，如图7b、7c所示岡周力:ftl2t1dl2x 157. 78n*m200x 10 ：m=1577.8n径向力：frl = ftltana =1577.8x0. 36n =568n同理圆周力:2t2fi2 =2x 157. 78nmd2105 xi (ai=3005.3n径向力:fr2 = ft2tana =3005.3x0. 36n =1081. 9n分别求支承反力fiia、fi

33、id,以b、c点作为参考点:ft2l3+ ftl(l2+l3)fha =l1+l2+l33005. 3x71. 5+1577. 8x (98+71.5)51. 5+98+71. 5=2182. 4nftl*li+ft2 (l1+l2)fhd =l1+l2+l3_ 1577. 8x51. 5+3005. 3x (51.5+98)二51.5+98+71.5n =2400. 7nh 面内 b 截面处的弯矩为 mhb =fha*l1=2182. 4 nx51. 5x10 3 m =112. 4n*mh面内c截面处的弯矩为mhc二fhd让3二2400. 7 nx71.5x10 3 m二1717nm3）竖

34、直面内的受力弯矩图,如图7d、7e所示:fva_ fr2l3- fri(l2+l3)1081. 9x 71 5-568x (98+71.5)二=51.5+98+71.5l1+l2+l3n =-85.6nfvi)_ 斤2(l1+l2)fcli 1081. 9x (51.5+98)-568x51.551. 5+98+71. 5n =-600.87 nl1+l2+l3v面内b截面处的左侧弯矩为:mvb 左二fva'll二-85. 6nx51. 5x 10'm二-4. 4ninv面内b截面处的右侧弯矩为:,一 3mvb 右二fvd (l2+l3)二-600. 87nx 169. 5x

35、10 m=-101. 85nemv面内c截面处的左侧弯矩为mvc 左=fvd*l3=-600. 87nx71. 5x 10'm二-42. 96n*mv面内c截面处的右侧弯矩为:mvc右二fva° (li+l2)=-85. 6nx 149. 5x 10 'm二-12. 8n*m4）根据公式m二mh+ mv ,计算氏c截面的合成弯矩并作图。如图7-f所示:b截面处的左侧:mb左三b截面处的右侧:mb右二c截面处的左侧:me左二22/99m iib+ m vb 左=112.4 +4. 4 n*m=112. 5n*m92/99mhb+ mvb右 m/1124+10185nm二

36、 151. 7nmmhc+ mvc 左 m/171.7+4296nm 二 177. 0nm99/99m hc+ mvc右171. 7+12. 8 nm二 172. 2nmc截面处的右侧：5）作扭矩图，如图7-g所示：6）求当量弯矩：因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为06。me右三对于b截面:meb 左二、j m笔左 + (at2)i 2?meb 右二mp右 + (汀) 对于c截面：mec 左="jm?c左 + (at2)mec 右二、/m2c右 + (at2)hj112.5?+(0. 6x 157. 78) 2 n*m=147. 04 n*m=/151.72

37、+(0. 6x 157. 78) 2 nm二 147. 04 nm /1772+(0.6x 157. 78) 2 n*m=196. 07 n*m =/172.22+(0.6x 157. 78) 2 nm二 196. 51 nm7）确危险截面及校核强度：对于b截面:meb3147.04x 10'3147. 04x100 eb -ivipcl 一厶厶.vipclw0. id330.1x40'对于c截面：mec° ec -196. 07x10,196. 07x 10"mpa =30. 636 mpa0. 1 x 403w0. idi3查表14.2得a-lb -60

38、 mpa,满足oewo-lb的条件，故设计的轴有足够的强度，并 冇一定的裕量。3、低速轴的设计：(1) 选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，出表14. 7查得强度极限o b =650mpa,再曲表14. 2得许用弯曲应力 o -lb =60mpao(2) 按扭矩强度确定各轴段直径：根据表14. 1得0107118,3 3. 54 二（107118）二35. 31 38. 94mm考虑到轴的最小直径处耍安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的直径加大3%5%,取为36. 3740. 89mmo 由设计手册取标准直径 di二40mm, li 二82mm,取 d2=45mm, l2二76.

39、5mm,取d3=55mm,l3=89mm,因齿轮靠轴启定位，取d4=65mm丄4=10mmod.5段装配齿轮，取d5=55mm,齿轮轮毂宽度为105mm,取l5=103mm,d6 段装配轴承，取 d6二50mm, l6=40mm。3、低速轴校核1、按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1）绘制轴的受力及简化模型图，如图所示2）水平面内的受力及弯矩图，如图8b、8c所示圆周力:2t2x33 &07nm= = =6439. 43 nd 105x10 m径向力：fr = fttana =6439. 43x0. 36n =2318. 20n分别求支承反力fha、fhb,以c点作为参考点：ftei，2

40、fha 二6439. 43x84.5160. 5+84. 5n =2220.95nl1+l2ft<lfhb6439.43x 160.5160. 5+84.5n =4218. 48nl1+l2h 面内 c 截面处的弯矩为：mhc 二fhal1 二2220. 95nx 160. 5x10_：m 二356. 46nm3) 竖直面内的受力弯矩图，如图8d、8e所示：fr*l22318. 20x84.5fva =-“a 匚 n _79954n 160. o+84 ol1+l2freli2318. 20x 160.5fvb 二-“匚丄q/ 匚 n -1518. 66n160. 5+84. 5l1+l

41、2v 面内 c 截面处的左侧弯矩为:mvc 左二fvali二799. 54nx160. 5x10 ：m=128. 33n-mv面内c截面处的右侧弯矩为:mvc右二fvbl2二1518. 66nx84. 5x10 v128. 33nm4) 根据公式m二，计算c截面的合成弯矩并作图。如图8-f所示：c 截而处的左侧：me 左=/ m2hc+ m2vc左=356. 462+128. 332 n*m=378. 89n*mc 截面处的右侧：me 右二、/m'hc+ mie右 屮356.46?+128. 33? nm二378. 89nm5) 作扭矩图，如图8飞所示：6) 求当量弯矩：因减速器单向运

42、转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。mee 左二左 + 忙)=378. 892+(0.6x338. 07) 2 nitf429. 78 nmmee 右二/m2c右 + (at2) =378. 892+(0. 6x 338. 07) 2 nm二429. 78 nm7) 确危险截面及校核强度33me 429. 78x 10'429. 78 x 100 e = = = mpa =25. 83 mpeiq3w 0. id °1x55杳表14.2得o-lb =60 mpa,满足。cwo-lb的条件，故设计的轴有足够的强度，并 冇一定的裕量。图8低速轴的受力、弯矩、扭矩

43、图九、键的设计1、带轮键的选择选择a型键，由轴径d i=25mm ,查得键宽b=8mm,键高h=9nun,键长选择 l二40mm,1二l-b二40-8二32mm。4t 4x52.53x 1000 n° jyl= dhl "25x9x32 mpa =29- 18 mpa< °丫故选择型号为a8x40gb/t1096-2003的键合适。2、中间轴大齿轮键的选择选择 a型键，由轴径d2=40mm ,查得键宽b二12mm,键高h=8mm,键长选择 l=50mm, l=l-b=50-12=38mmo4t 4x 157.78x 1000 n° jy?二 dht

44、 =40x8x38 mpa =51-9 mpa<°故选择型号为a12x50gb/t1096-2003的键合适。3、中间轴小齿轮键的选择选择a型键，由轴径d3=40mm ,查得键宽b=12mm,键高h=8mm,键长选择 l=90mm, 1 二l-b二90t2 二 78mm。4t 4x 157. 78x 1000 if “ “ “.° jy3= dhl = 40x8x78- mpa =25 29 mpa< ° jj故选择型号为a12x90gb/t1096-2003的键合适。4、低速轴齿轮键的选择选择a型键，由轴径d4=55mm ,查得键宽b二16mm,键高

45、h= 10mm,键长选择 l二90imn, 1 二l-b二90t6二 74imn。4t 4x33& 07x 1000=° jy4= dht "55x 10x74 mpa =33 mpa< °故选择型号为a16x90gb/t1096-2003的键合适。5、联轴器键的选择选择c型键，由轴径d5=40mm ,查得键宽b二12mm,键高h二8m叫键长选择 l=60mm, l=l-0. 5b=60-0. 5x 12二54mm。4t 4x315. 15x 1000 n0 jy尸 五二 40x8x54 mpa =72-95mpa<°故选择型号为c1

46、2x60gb/t1096-2003的键合适。十、轴承的选择1、高速轴轴承的选择与校核(1)求当量动载荷p查表15. 12得：载荷系数fp=1.2,查表15. 14得：温度系数ft=l%因为 fa二0,故 p=fpfr=l. 2x540. 3=648. 36n(2)计算所需的径向额定动载荷值p由式15. 6可得c=ft60nlh、-648.36x 720x20800 ) : =6256. 68no106(3) 选择轴承的型号查有关的轴承手册,根据d =30mm,选用6206型轴承，其cr=19500n>6256. 68n,所以 选择深沟球轴承6206合适。2、屮速轴轴承的选择与校核(1)求

47、当量动载荷p查表15. 12得:载荷系数fp二1.2,查表15. 14得:温度系数ft=l%因为 fa=0,故 p二fpfr二1. 2x 1081. 9二 1298. 28n(2)计算所需的径向额定动载荷值由式15.6可得c丄ft60nlhio6-129& 28£ - 1x (6°x 720 20800 ) ； =8568. 65n10 3(3) 选择轴承的型号查有关的轴承手册，根据d二35mm,选用6207型轴承，其cr=25500n>8568. 65n,所以选择 深沟球轴承6207合适。2、低速轴轴承的选择与校核(1)求当量动载荷p查表15. 12得：载荷

48、系数fp=1.2,查表15. 14得:温度系数ft=l%因为 fa=o,故 p=fpfr= 1.2x2381. 2=2857. 44n(2)计算所需的径向额定动载荷值p由式15. 6可得c=ft60nlh、- 2857. 44x 720x20800、丄x)3 =14287. 2n106(3) 选择轴承的型号查有关的轴承手册，根据d =45mm,选用6209型轴承，其cr=31500n> 14287. 2n,所以选择 深沟球轴承6209合适。十一、联轴器的选择1、曲表16查得工作情况系数k=1.32、确定联轴器的型号，由式16.1得：主动端:tci=kt3 =1. 3x338. 07n*m

49、 =439. 49 nm从动端:tc2=ktw =1.3x315. 15ntu =409. 69 nmvtm二 1250nm由前面可知：d=40mm, n=100r/min< n=4000r/min由附表9. 4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器hl4gb/t5014-2003。十二.减速器机体结构尺寸如下:名称符号计算公式结果箱座厚度50. 025a+3mm8mm10箱盖厚度510. 02a+3mmm8mm8箱盖凸缘厚度bi1.58!12箱座凸缘厚度b1.55 111箱座底口缘厚度b22.55 120地脚螺钉直径dr0.036a+1220地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径di0. 75df16轴承端盖螺钉直径d3(0. 40 5)df8检查孔盖螺钉直径d4(0. 30 4) df16定位销直径d(0. 70. 8)df16df、di、d2至箱外壁距 离ci38、 26、 22df、ch至凸缘边缘距离c236、 24、 18外箱壁至轴承端而距离12ci+c2+(510)mm65人齿轮顶圆与内箱壁距 离didi >1.2d12齿伦端面与内箱壁距离d2d2 >d15箱盖，箱座肋厚mi、mmio. 85 8 i ；m0. 85 8mi=8> 111=10十三减速