带式输送机传动装置课程设计方案(2)

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俾动方案I输送胶带2肉前浪筒3一西缴圆柱齿 轮件速器4-V带传动 A电动机表11原始数据学号03题号输送市工作拉力F /kM6.5输送带工作速度v/( m,s,>0.85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

2、，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，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

3、定电动机的功率和型号Fv10001 .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 =5.525kW2 .计算电动机所需的功率 Pd(kW)Pd = Pw /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 = Pw/" =kW =6.58kW 取 Pd =7

4、.5kW0.84查2表939得 选才Y Y132M 4型电动机电动机技术数据如下:额定功率（kW） ： 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/m、-田*十七、木60v60 0.85运输甲转速 n = = = 46.4r/min二 D3.14 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 =nm/nw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 i1i2in1.3.2 分配各级传动比 ,1440总传动比i =nm/nw3146.431初选带轮的传动比i1 =

5、2.5,减速器传动比i=12.42.5取高速级齿轮传动比i2为低速级齿轮传动比i3的1.3倍，所以求的高速级传动比i2=4,低速级齿轮传动比i3 =3.131.4 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。n m n mi11440 一 八，.r / min = 576 r / minnII=576r/mini24=144 r / min2.5n144-nIII =r/min =46.5r/mini33.1nm = Qv1.4.2 计算各轴的输入功率pI = pd1 =6.58 0.95kW =6.25kWppI23

6、 =6.58 0.99 0.98kW =6.06kWpIII二pII23 =6.06 0.990.98kW =5.88kWPIV=pIII24 = 6.06 0.990.99kW = 5.76kW1.4.3 计算各轴的输入转矩T1 =9550 2=9550 625 N m =103.62N m nI576_PII6.06T2 =9550" =9550- N m =401.90N mnII144p5.88丁3 =95503 =9550 N m =1207.61N mnIII46.5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>

7、;输入转矩（Nm>I5766.25103.62II1446.06401.90III46.55.88127.612.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 .确定计算工率Pea由1表8 7查的工作情况系数 Ka =1.2,故Pca = KAp =1.2 7.5kW = 9kW2 .选才i V带的带型根据Pca, nm由1图8 11选用A型。112mm 。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。由1表86和表88,取小带轮的基dd12 .验算带速V。按1式<813)验算带的速度二 ddjm60 10003.14 1

8、12 144060 1000m/s = 8.44m/s因为5m/s < v <30m/s,故带速合适。基准直径3 .计算大带轮的基准直径。由1式<8 15a)，计算大带轮的dd2 dd2 =i1ddi =2.5 112mm = 280mm根据1表88,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 <8 20)0.7(dd1dd2)Ma。M2dd1dd2274.4mm M a0 工 784mm初定中心距为a0 = 500mm。2 .由1式<822)计算所需基准长度2二(dd2 -dd1)2Ld0 =2a0 .二(dd1 dd?)- 一

9、24a0二2 500 314 (112 280) (280 -112) mm 24 500二1630mm由1表8 2选带轮基准长度 Ld = 1600mm。3 .按1式823)计算实际中心距 a。Ld -Ld0(1600-1630)、a : a0 - 二(500 -)mm = 485mm中心距的变化范围为 461 533mm。2.1.4 验算带轮包角«157.3、工 1 . .，180 - d d2 - d d1)a57.3= 180 -(280 -112) 1601204852.1.5 计算带的根数1 .计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 =112mm 和 nm =1440r/

10、min ,查1表 84a得 P0 = 1,6kW根据 nm =1440r/min , i1 =2.5和 A 型带查1表 8-4b 得 AP0 =0.16kW查的1表 85 得 Ka =0.95,表 82得KL =0.99,于是Pr u(P0R) K：. Kl =(1.6 0.16) 0.95 0.99kW=1.66kW2 .计算V带的根数ZZ = Eca = = 5.4 取 6根Pr1.663 .1.6确定带的初拉力和压轴力由表1表83得 A型带单位长度质量q = 0.10kg/m ,所以(Fo)min -500(2.5 -K-)Pca- qv2 =500 (2.5 - 0.95) 9 0.1

11、0 (8.44)2N =216N K：,zv0.95 6 8.44应使带的实际初拉力 F0 . (F0)min压轴力最小值I160(FP)min =2z(F°)minSinj =2 6 216 sinN = 2553N4 .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8-10图8-14确定。3 带轮结构简图如图 2136至图212.2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

12、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 4 =25,大齿轮齿数Z2 =252 =25x4=100 2.2.2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dit, 2" u _1/ZhZe、2-3- ()d ” U 二h1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt =1.62）小齿轮的传递转矩由前面算得T1 =103.62N m = 10.362 104N mm3）由1表107选取齿宽系数*d =1 14）由1表106差得材料的弹性影响系

13、数 Ze =189.8MPa±。5）由1图1021d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlm1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim2 =550MPa o6）由式110 13计算应力循环次数M =60nl jLh =60 576 1 (10 300 8 2)=1.659 1099Z 1.659 109_9= 0.415 1097)由1图1019取接触疲劳强度寿命系数Khn1=0.97, Khn2=1.058)计算接触疲劳许用应力二h = KHN1- lim1 =0.97 600MPa =582MPa sK二h2 =1.05 550MPa =577.5MPas9)

14、由1图选取区域系数 Zh =2.43310）由1图 10 26查的 1 = 0.781 ,君厘=0.885则 二.二二.1二.2 =0.781 0.885 =1.6711）许用接触应力二 h=二h1二h2582 577.5 MPa = 579.75MPa<2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 d1t,有计算公式得.47. 2 1.6 10.362 10 5/2.433 189.8,2d1t -3（）、1 1.674579.75=53.98mm2）计算圆周速度二 d1tn1v 二60 10003.14 53.98 57660 1000= 1.63m/s3）计算齿宽b及模数mntb = dd1t

15、 =1 53.98mm =53.98mm53.98cos14 c, = 2.125d1t cos :mint 二一4h =2.25mnt = 4.725mmb/h53.984.725= 11.424）计算纵向重合度日吟0.318：乙 tan B =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108查的动载系数KV =1.08;由表 104 查的 KHp =1.42 ；由表 1013 查得 KFp =1.4 ；由表 103 差得KhF=Kfo（=1.2。故载荷系数K = KAKVKH KH =1 1.08 1.2

16、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K1.84-d1 =d1t 353.983 mm = 56.56mm Kt1 1.67）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）mn2KT1Y-：cos2： YFaYsadZ2 二.二 f<1）确定计算参数1）计算载荷系数K = KAKVKF：.K一 =1 1.08 1.2 1.4=1.812）计算纵向重合度 6日=1.98,从1图1028查的螺旋角影响系数 Yp = 0.883）计算当量齿数4）查齿形系数Z

17、iZv1 二3"cos -Z225cos314= 27.37100zv2 = 厂=3 cos - cos 14= 109.47由1表 105查得 Yf“ =2.62; Yf旗=2.185）查取应力校正系数由1表 105查得 Ys0d =1.59; Ys =1.796）由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限仃fe1 =500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳极限=FE2 =380MPa7）由1图10 18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.87, Kfn2=0.98）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>得二 f1KFN 广 FE1S0.87 5001.4=

18、31Q71MPa二 f2KfN 2'- FE2S0.9 380=244.29MPa1.49）计算大小齿轮的YFaYsa%Y Fa 1YSa1二F 12.62 1.59 二 0.0134310.71YFa2YSa2二 F 22.18 1.79 八= 0.016244.29大齿轮数值大。<2）设计计算mn3 2 1.81 10.362 104 0.88COS2141 252 1.670.016 = 1.68mm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= 2.0 以d1 =56.56计

19、算齿数。d1 cos im56.56cos142=27.44取 z1 =27 ,则 z2 =4 父27 =1082.2.3几何尺寸计算1.计算中心距(Z1 , Z2)mn2 cos :(27 108) 2mm = 139.18mm2cos14将中心距圆整为 140mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角(Zi +Z2)mn=arccos = arccosza 108)2 =15.362 140因3值改变不大故参数K p, ZH不必修正。3.计算大小齿轮分度圆直径zmn27 2d1 = =mm = 56mmcos :cos15.36,Z2mn108 2d2 =- =mm = 224mmcos :cos

20、15.364.计算齿轮宽度圆整后取b = dd =1 56mm = 56mmB2 = 56mmB1 = 61mm2.2.4 齿轮结卞设计中间轴大齿轮）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2 256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。280HBS,大齿轮材料为 45刚调2 .材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质，硬度为质）硬度为240HBS ,二者材料硬度差为 40HBS。3 .选小齿轮齿数z1 = 30 ,大齿轮齿数z

21、2 = 30父i2 = 30父3.1 = 934 .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2KE u_1/ZhZe、2dit -3 .（）.d U Uh<1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt =1.6 42）小齿轮的传递转矩由前面算得T2 =401.90N，m=40.19x10 N mm3）由1表10-7选取齿宽系数a=1 14）由1表106差得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa亍。5）由1图1021d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限<iHlim1 =600MPa ;大齿轮的接触

22、疲劳强度极限 0Hlim2 =550MPa 。6）由式110 13计算应力循环次数N 二60nl jLh =60 144 1 (10 300 8 2)=0.41472 109N2一90.41472 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二H，= KHN1- lim1 =1.06 600MPa =636MPas入2 . KHN2-lim2 =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11-11,=1.88 -3.2() co

23、s ： =1.88 - 3.2()cos12 =1.7乙z230 9311）许用接触应力二H二H1二H22636 6162MPa = 626MPa<2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t,有计算公式得2 1.6 40.19 104 4.1(2.45 189.81 1.73.1626二82mm2）计算圆周速度二diE3.14 82 144v =60 100060 1000=0.62m/s3）计算齿宽b及模数mntb = dd1t =1 82mm = 82mmmntd1t cos :482 cos1230= 2.67h = 2.25mnt = 6.01mm82b/h =13.646.014）

24、计算纵向重合度£0=0.318 dzitanB =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108查的动载系数KV =1.02;由表 104 查的 KHp = 1.425；由表 1013 查得 KFp = 1.41 ；由表 103 差 得Kh= Kfo（ =1.2o故载荷系数K = 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<1010a）得d1K 1.74-d1t3823 mm = 84.39mm, Kt. 1.67

25、）计算模数mnmn_ dcos :Z184.39 cos1230=2.75mm3 .按齿根弯曲疲劳强度设计2K T2Y：cos”YFaYsa二 f由1式 <10 17）mn<1）确定计算参数1）计算载荷系数K =KaKvKf：K- =1 1.02 1.2 1.41=1.732）计算纵向重合度sp =2.03,从1图1028查的螺旋角影响系数 Yp = 0.893)计算当量齿数乙 30zv1 =3" =3= 32.05cos - cos 12z293Zv2 =l =3 = 99.37cos : cos 124)查齿形系数由1表 105 查得 YFo =2.492 ； YFo

26、2 =2.1825)查取应力校正系数由1表 105 查得 Ys0d =1.595； 丫形=1.7916）由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限OfE1 =500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳极限c-FE2 =380MPa7)由1图10 18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.9, Kfn2=0.938)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 F 1K FNT- FE10.9 500=321.43MPa1.49)二F 2KFN 2'- FE20.93 380 =252.43MPa1.4计算大小齿轮的YFaYsa二 fY FaYsa1二 F 12.492 1

27、.595 =0.01234321.43YFa2Ysa2CF22.182 1.791252.43= 0.0155大齿轮数值大。<2）设计计算mn0.0155 = 2.29mm3 2 1.73 40.19 104 0.89cos2 12:1 302 1.7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 = 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 = 84.39计算齿数。d1 cos :zi :m84.39cos1225=33.02取乙=33,贝u z2 =3.1 m 33 =102.3 取整 z2 =1022.2.7几何尺寸计

28、算1 .计算中心距(Z1 Z2)mn2 cos :(33 102) 2.5mm = 172.53mm2cos12将中心距圆整为 173mm。2 .按圆整后的中心距修螺旋角:二 arccos(z1 即 . arccos(331 一 :12.74za2 173因3值改变不大故参数名0PKpZH不必修正。3 .计算大小齿轮分度圆直径z1mn33 2.5d1 = =mm = 84.58mmcos -cos12.74d2_ Z2mlncos :102 2.5cos12.74mm = 261.42mm续表214 .计算齿轮宽度b = dd1 =1 84.58mm = 84.58mm圆整后取B2 = 85m

29、mB1 = 90mm2.2.8四个齿轮的参数列表如表21表21齿轮模 数m(mm)齿数Z压力角S螺旋角P()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22720°15.3°566051高速级大齿 轮210820°15.3°224228219低速级小齿 轮2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速级大齿 轮2.510220°12.7°261.42266.42255.17Im |旋向|齿宽|轮毂|材热处|结构形|硬度B1 L质理式高速级小齿 轮右616140C

30、 r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909040C r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（ill）轴设计2.3.1 初算第III轴的最小轴径1 .输出轴上的功率P3,转速飞，转矩丁3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 = 261.42mm2 1207610二 9239N261.42Fr =Fttan 二7=9239 dS*=3448NFa = Ft tan B =

31、 9239 tan 12.74 4 ; 2089 N3 .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153,取A =113,于是得P3。5.88dmin 二Ao3 1133mm = 56.7mm, n3； 46.5输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径d_n,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 =1.5M1207610N，mm = 1811415N mm 。查GB/T5014 1985,选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000000N，m

32、m.半联轴器 的孔径d i = 60mm ,故取d _n = 60mm ,半联轴器长度 L = 142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 = 107mm。2.3.2第III轴的结构设计1.各段轴直径的确定如表2 2ag直 径<mm)理由i- n60由前面算得半联轴器的孔径 d广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 目n= 70mm。III -IV75根据d Hm=70mm选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚 子轴承30315其尺为d父D父丁 = 75mmx160mmM 40m

33、m。故 d lU-V = d V ip 皿=75mm °IV - V87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 h=6mm,因此取dv-V=87mm。V VI89齿轮右端米用轴肩定位，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 VI V】I段理 由。v i v n77取安装齿轮处的轴段直径 dV v = 77mm。VII V HI75见III -IV段理由。表2 22.各轴段长度的确定如表2 3ag长度<mm)理由I - n105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面

34、上，故i- n段长度应比L1略短些，取11= 105mm。n - in50轴承端盖总长度为20mm ,取端盖外端面与半联轴器右端面间距离 l = 30mm,故取 l 目=50mm。III -IV40III -IV为联轴器长度，故l ii强=40mmIV - V97l V-v =L + c + a+s-12 = (65+20 + 16+8 12)mm=97mmV VI12轴环处轴肩图度 h=6mm,轴环宽度b之1.4h,取lV-Vj = 12mmV I - V H88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1Vwu = (92 4)mm = 88mmVI

35、I-V HI68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 0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s = 8mm 。滚动轴承宽度T 40mm。第II轴上大齿轮轮毂长 L 65mm。则1V 取 II厂T +s + a +(92 -88) = (40+8 + 16 + 4)mm = 68mm表2 33.第III轴的结构简图如图 2 3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 P2 ,转速n2 ,转矩丁2由前面算得 p2=6.06kW, n2=144r/min, T2 = 40.19

36、 父 104 N / mm2 .分别计算大小齿轮上的力已知第II）轴上大齿轮分度圆直d2 = 224mmFt =2T2d22 401900N -3588N 224Fr二Ft=9239 tan20 = 1354Ncos15.36Fa = Ft tan 1 =3588 tan15.36 =986N小齿轮上分度圆直径为d1 = 84.58mm2 401900 N -9503N 84.58Fr =Fttan 20 = 9503 -cos12.74.-3546NFa = Ft tan ' =9503 tan12.74 =2149N3 .初步确定轴的最小直径P26.06dmin =A03_ =11

37、33mm = 39.31mm- n21. 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<II）轴的结构设计1 .确定轴的各段直径如表 2 4ag直 径理由<mm)i - n45根据轴承的尺寸d 父 D 父 T = 45mm父 100mm 乂 27.25mm d 厂 45mmn - in50根据d = 45mm取小齿轮安装处直径 d 目50mm。III - IV58小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h > 0.07d，取故h = 6mm ,则轴环处直径d mV = 58mm。IV -

38、V50取大齿轮安装处直径 d v-v = 50mm。V V I45理由同I】1段。表242.确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使 II - III段和III - 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l 且土 = 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<II）轴的强度校核1 .轴的载荷分析图2-4rrninnillMT'illni iiiiin h n ini_rrrffTrTnru口IL11。帆？“2?三MT.WnnTTirrm图242 .大小齿轮截面处

39、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M H , MV , M的值列于下表2 5载荷水平面垂直向支反力FFnhi =7775N Fnh2 =5316NFnvi =2897NFnv2 = 705N弯矩MMhi = 553969N mmMH2 =399313N mm- -'MV1 =181688N mm MV1 =181688N mmMV2 =57445N mm MV2 = 57445N mm总弯矩-'M 1 =583003N mm_ _ " _M1 =561362N mm_ _ , _ _ M2 =

40、403423N mm_ _ " _ _ M1 =402813N mm扭矩TT2 =401900N -mm表253 .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155）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m12 (二T3)2W一， 一一 2MPa =50.5MPa30.1 50583003(0.6 401900)前已选 轴的 材料为 45钢，调 质处理，由表115 - 1查得o = 60MPa。因此,5a 产”。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

41、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。5 ）截面II左侧W =0.1d3 = 0.1 453mm3 = 9113mm33333Wt =0.2d =0.1 45 mm = 18225mm _7125-41 _截面左侧的弯矩为 M =583003 N mm=247521N mm71.25截面上的扭矩为T2=401900N m

42、m截面上的弯曲应力_ M 247521、-b = =MPa = 27.16MPaW 9113截面上的扭转切应力T3401900TMPa =22.05MPaWT18225轴的材料为45钢，调质处理，由1表151查得 =640MPa , tr_1=6155MPa口仃及ot7按1附表 32查E=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 45:二=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34）为k1 q«；_-1

43、)=1 0.82(2.01-1)=1.83d q (- . -1) -1 0.82(1.38 -1) -1.32由1附图32尺寸系数8汀= 0.75 ,又由附图33的扭转尺寸系数 %= 0.72轴按磨削加工，由1附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理，及 Pq =1,按1式32）及式312a）得综合系数为K.H_1 = 2.53七-二 0.75 0.92KJ”装七1.92由1 § 31及§ 3-2得碳的特性系数邛0r = 0.10.2 ,取中仃=0.1平工=0.050.1 ,取中工=0.05 V7V是，计算安全系数 Sca值，按1式156） 15-8）则得二 jK；二a

44、Om2752.53 27.16 0.1 0=7.1422.05155 .222.05 6 1.92 0.052S 一 SS cL.SS24 7.1442 7.142= 3.49 S = 1.5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Wt333= 0.1d =0.1 50 mm333= 0.2d =0.1 50 mm3=12500mm3=25000mm弯矩M及弯曲应力为71.25-41M = 583003 71.25247521 MPa = 19.8MPa12500N mm=247521N mm扭矩丁2及扭转应力为T2 = 401900N mm-TTWt401900

45、 _MPa =16.08MPa25000过盈配合处的"，由1附表38用插值法求出，并取 = 0.8.于是得 k： =3.48 =0.8k： =2.78轴按磨削加工由1附图34得表面质量系数为- 0.92故得综合系数11-1 = 3.481 =3.57:二0.92k 11K = 1 =2.781 = 2.87；:0.92所以轴在截面右侧安全系数为SSa_a - ；m2753.57 19.8 0.1 0= 3.89155二 6.62.87 殁 0.05160822=3.35 S = 1.5S.S _ 3.89 6.6S2一 S23.892 6.62故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因

46、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 153,取 A0 =120。:P116.25dminf 西=12076mm =27mm根据最小直径选取 30307轴承，尺寸为d父D父T = 35mm工80mm x 22.75mm2.3.7 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，取轴承外壁距带轮表面距离为50mmo即II-III段长度为50mmo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

47、寸确定。轴的结构简图如图25图252.3.8 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I303078mm 父 7mmM 90mm带轮）12mm x 8mm & 50mm（小齿轮轴II3030914mm m 9mm '二 80mm（小齿轮14mm x 9mm 父 53mm（大齿轮）轴III3031518mm x 11mm 父 90mm（联轴器）22mm 父 12mmM 80mm（大齿轮HL5表263 .减速器装

48、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a8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定位销直径d8df d1 d2至夕卜箱壁品巨离Ci24/20/16df d2至凸缘边缘距离C222/14轴承旁凸台半径Ri18凸台高度h低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离1i46铸造过度尺寸x,yx=5 y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离

49、A10齿轮端面与内箱壁距离48箱盖箱座肋厚m m（m = m1 =8轴承端盖外径D2201轴承旁连接螺栓距离s201盖与座连接螺栓直径d2103.1.2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a <425mm,可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：由3表115得，选用型号为 M16X1.5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