链式输送机机械设计课程设计

机械设计课程设计设计^说明书设计课题：链式输送机传动装置设计设计人员：学号：班级：设计日期:指导教师:设计任务书学生： 班级学号： 指导教师:链式输送机传动装置——二级圆柱齿轮减速器设计设计图例：设计要求:项目编号运输链工作拉力（N）运输链速度（m/s）链轮节圆直径（mm）B1130000.9100其他原始条件：链式运输机单向运转，工作中载荷有轻微振动，输送机效率0.90，工作年限8年，大修年限3年，每年工作250天，两班制工作，工作机允许速度误差±5%，在专门工厂小批量生产。设计工作量:（1） 减速器装配图1,要求有主、俯、侧三视图，比例1:1,图上有技术要求、技术参数、图号明细等。（2） 轴、齿轮零件图各1。（3） 设计说明书1份，包括传动计算、心得小结、弯矩图、扭矩图、参考资料。（4） 课程设计答辩：根据设计计算、绘图等方面的容认真准备，叙述设计中的要点，回答提问。设计说明书1.1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。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1000r/min的电动机。这里1500r/min的电动机。1.2.3确定电动机的功率和型号计算工作机所需输入功率P= w1000由原始数据表中的数据得3x103x0.97T kW=2.7kW10002.计算电动机所需的功率Pd（kW）Pd=P1nn式中，门为传动装置的总效率只=!Tn=nn.・f° i=1' 12 "式子中"叩2，七分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。一对轴承效率门=0.991齿轮传动效率门=0.982联轴器传动效率门3=0.99输送机效率门=0.904总效率门=0.993x0.982x0.992x0.90=0.822n_. 2.7一Pd=P/nn=0822kW=3.285KW因载荷平稳，电动机额定功率Ped只需略大于尸刁即可。查⑵表10—2中Y系列电动机技术数据，选电动机额定功率Pd=4.0kW3.确定电动机转速。工作机轴转速为运输链转速60v 60x0.9n= = =171.975,/min-兀D 3.14x0.1根据表2-2推荐的各级传动比围，圆柱齿轮传动比围ig=（3~5）,则总传动比围为i=(3x3)~(5x5)=9~25可见电动机转速的可选围为%=in=(9~25)x171.975=(1547.775~4299.375)rjmin符合这一围的同步转速有3000r/min，由表18-1选择Y112M—2型电动机电动机技术数据如下：额定功率（kW）满载转速（r/min）额定转矩（N/m）最大转矩（N/m）4.0kW2890r/min2.2N/m2.3N/m1.3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/n电动机满载速率n,/工作机所需转速nw总传动比i为各级传动比的连乘积，即1.3.2分配各级传动比总传动比i=n/n=289°=16.8mw171.975取高速级齿轮传动比，；为低速级齿轮传动比七的1.05倍，所以求的高速级传动比七二4.2,低速级齿轮传动比i3=4,联轴器传动比i、七为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。n—mii1.4.1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—mii2890r/min=2890r/min1nii2890 r/min=688.095r/min4.2niiinT

i3688.095r/min=172.024r/min4niii=nIV1.4.2计算各轴的输入功率p=px门3=3.285x0.99kW=3.252kWpii=pix^ix门2=3.252x0.99x0.98kW=3.155kWpiii=piix^ix门2=3.155x0.99x0.98kW=3.061kWp^=piiix^1x叩3=3.061x0.99x0.99kW=3.0kW1.4.3计算各轴的输入转矩TOC\o"1-5"\h\zP 3.285电动机轴转矩 T=9550—d=9550x药茹=10.855(N-m)mT=9550p=9550x3252N-m=10.746N-m1ni 2890p 3155T2=9550%=9550x688095N-m=43.788N-miip 306T3=9550综=9550x皿"N-m=169.933N-miiiT=T=9550'=9550x3.0N-m=166.547N-mw4n 172.024传动装置参数见表1—2表1—2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（N•m）I28903.25210.746II688.0953.15543.788III172.0243.061169.933传动零部件的设计计算2.1齿轮传动（一）高速级齿轮传动2.1.1选择精度等级，材料及齿数运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。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。选小齿轮齿数25，大齿轮齿数z2=25xi2=25x4.2=1052.1.2齿轮强度设计选取螺旋角初选螺旋角3=14°按齿面接触强度设计按［1］式（10—21）试算，即d>3：'2^（^ZhLe）213U ［bh］（1）确定公式的各计算数值1） 试选载荷系数K=1.62） 小齿轮的传递转矩由前面算得“=10.746N-m=1.0746x104N-mm3） 由［1］表10—7选取齿宽系数4d=114） 由［1］表10—6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa2。5） 由［1］图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限bHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限b =550MPa。Hlim26）由式［1］10—13计算应力循环次数N、=60七吐=60x2890x1x(8x250x8x2)=5.5488x109=1.10976x109v 5.5488x109=1.10976x109N= 2 57）由［1］图10—19取接触疲劳强度寿命系数某广0.90，K^2=0.93

8）计算接触疲劳许用应力g]="反叫七血1=0.90*600MPa=432MPahis 1.25[b]=《hn2七血2=°%*55°MPa=409.2MPaH2s 1.25Z='、2cos。. =2.4339）由［1］图选取区域系数H\icos2以tan以10） 许用接触应力[bh]=（[bh]i [bh]2）.=409.2MPa11） （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径吒，有计算公式得d1t■2x1.6x1.0746x1045.22.433x189.8d1t>3‘ （ ）2=37.848mm4.2 409.22）计算圆周速度U=冗dn=3.14x37.848x2890=5川”V=60x1000 60x1000 . "S3）计算齿宽b及模数mntb=4d=1x37.848mm=37.848mmm=<cos&=37.848cos14。=147ntz 25h=2.25m=3.305mmnti. 37.848b/h= =11.4523.3054）计算纵向重合度£&靠=靠=0.318^5）计算载荷系数ztan&=0.318x1x25xtan14°=1.98已知使用系数KA=1，根据v=5.724m/s，7级精度，由［1］图10—8查的动载系数匕=1.14；由表10—4查的七&=1.417；由表10—13查得%=1.4；齿轮的圆周力F1=2T1/d1=2x1.0746x104/37.848=567.85KAF1/b=1x567.85/37.848=15.003N/mm<100N/mm由表10—3差得K=K=1.4。故载荷系数Ha FaK=KAKvKhK那=1x1.14x1.4x1.419=2.2656)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K 2.265d=d-37.848定】gmm=42.495mm■t计算模数mnm=d]cos&=42.495-cos14。=1缶血n七 25按齿根弯曲疲劳强度设计由[1]式(10—20)2KTYYcos2&YY

m>3 F—1£_ FaSan、 ‘/； g」(1)确定计算参数计算载荷系数K=KKKfK&=1x1.14x1.4x1.4=2.234由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数a=arctan(tana/cos&)=arctan(tan20o/cos14o)=20.562a=arccos[zcosa/(z+2h*cos&)]at1 1 t1an=arccos[25xcos20.562o/(25+2x1xcos14o)]=29.673a=arccos[zcosa/(z+2h*cos&)]=arccos[105xcos20.562o/(105+2x1xcos14o)]=23.176s=[z(tana-tana')+z(tana-tana‘)]/2兀& 1 at1 t2 a2=[25x(tan29.673o-tan20.562o)+105x(tan23.176o-tan20.562o)]/2兀=1.661&=arctan(tan&cosa)=arctan(tan14ocos20.562o)=13.140os=£/cos2&b=1.661/cos213.140o=1.752Y=0.25+0.75/£=0.678

3）计算纵向重合度七=1.98从［1］式（10—19）螺旋角影响系数=3）计算纵向重合度七=1.98从［1］式（10—19）螺旋角影响系数=0.769120o计算当量齿数z=—v1C0S3P25一—=27.37C0S314°z 2—C0S3p105C0S314°=114.942由［1］图10T7查得々=2.56；%=225）查取应力校正系数由［1］图10T8查得y=L56；"=商6）由［1］图10—2°c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限。由=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限^心=380MPa7）由［1］图10—22取弯曲疲劳寿命系数*1=0.87，%2=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8）[c]=Kfn1。FE1=0.87X500=310.71MPaf1S 1.4…Kc0.9x380[c]=—fn;fe2=—j~4—=244.29MPa9）计算大小齿轮的尸甲［c］F4a11a1

[cf]14a11a1

[cf]1^a2^a2七2[cf]22.21X商=0.016244.29大齿轮数值大。（2）设计计算X0.016=0.835mm；2x2.234x1.0362x104x0.678xX0.016=0.835mm1x252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=1.5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=56.56计算齿数。…墅竺！=42.495cosl4°=27.4881m 1.5取七=27，则％=4.2x25=113.4，z2取113。2.1.3几何尺寸计算计算中心距_(Z_(Z|+z、)m_

2cosP(27+113)x1.5

2cos14°mm=108.214mm将中心距圆整为109mm。按圆整后的中心距修螺旋角=arc危+z)m 2 n=arc危+z)m 2 n2a=arccos =15.57°2x109因6值改变不大故参数七，Kp,Zh不必修正。计算大小齿轮分度圆直径d=^^=27X1.5mm=42mm1cospcos15.57°d=^m=113X1.5mm=176mm2cosPcos15.57°计算齿轮宽度b=4d=1x42mm=42mm圆整后取b=45mm

2b=50mm

12.1.4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10—37荐用的结构尺寸设计。d2=d2+2mh*=176+2x1.5x1=179d=d-2m(h*+c*)=176-2x1.5x(1+0.25)=172.25f2 2 nann大齿轮结构简图2—1

图2—1（二）低速级齿轮传动2.1.5选择精度等级，材料及齿数运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。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。选小齿轮齿数勺=25，大齿轮齿数z2=25x，3=25x4=1002.1.6齿轮强度设计选取螺旋角初选螺旋角6=12°按齿面接触强度设计按［1］式（10—21）试算，即d勺半也（4）2it3气u gh］（1）确定公式的各计算数值1） 试选载荷系数K=1.62） 小齿轮的传递转矩由前面算得七=43.788N-m=4.379x104N-mm

3） 由［1］表10—7选取齿宽系数4d=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按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限。hi血］=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限。h临2=550MPa。6）由式［1］10—13计算应力循环次数N1=60叩\=60x688.095x1x(8x250x8x2)=1.321x1091.321x1.321x1094=0.33x109由[1]图10—23取接触疲劳强度寿命系数*n1=0.92，膈2=0.95计算接触疲劳许用应力Q]=KHN1"iim1=0.92X600MPa=441.6MPah1s1.25g]="n2七血2=0.95x550MPa=418MPaH2s 1.25由[1]图10-20选取区域系数Zh=2.45许用接触应力”]=(”] ”]L=418MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得d1t■2xd1t■2x1.6x4.379x1045,2.45x189.8、>3 ( )24( 418=60.072mm2）计算圆周速度叫n_3.142）计算圆周速度叫n_3.14x60.072x688.09560x1000 60x1000=2.163m/s3）计算齿宽b及模数mntb=4d1=1x60.072mm=60.072mmm=d星cos&=60.072cos12。=235ntz 25h=h=2.25m-5.288mmnt60.072b/h= =11.365.2884）计算纵向重合度£p七=0.3180/]tan。=0.318x1x25xtan12。=1.695）计算载荷系数已知使用系数KA=1,根据v=2.163m/s,7级精度，由［1］图10一8查的动载系数'=I.08；由表1°—4查的kh^=1.419；由图1°T3查得%=1.4;齿轮的圆周力F1=2TJ《=2x4.379x104/60.072=1457.917KAF1/b=1x1457.917/60.072=24.269N/mm<100N/mm由表10—3差得K=K=1.4。故载荷系数Ha FaK=KAKyKHK那=1x1.08x1.4x1.419=2.1466） 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d=d■K=60.072*.2：：6mm=66.244mm't7） 计算模数mnm=《cos&=66.244-cos12。=259mmn七 25按齿根弯曲疲劳强度设计由［1］式（10—17）2KTYYcos2&YY

m>/ ^-^ FaSan\ "/； g」（1）确定计算参数1）计算载荷系数K=KK^KfK&=1x1.08x1.4x1.4=2.1172）由式（10-18）,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数a=arctan（tana/cos&）=arctan（tan20o/cos12o）=20.410oa=arccos[zcosa/（z+2h*cos&）]at1 1 t1an=arccos[25xcos20.410o/（25+2x1xcos12o）]=29.634o

a =arccos[zcosa/(z+2h*cosP)]=arccos[100xcos20.41o/(100+2x1xcos12o)]=23.185o£=[z(tana-tana')+z(tana-tana，)]/2兀P1 af1 t2 a2 t=[25x(tan29.634o-tan20.41o)+100x(tan23.062o-tan20.41o)]/2兀=1.638P=arctan(tanPcosa)=arctan(tan12ocos20.41o)=11.267o£=£/cos2Pb=1.638/cos211.267o=1.703Y=0.25+0.75/£=0.693）计算纵向重合度=3）计算纵向重合度=1.69，从［1］式（10—19）螺旋角影响系数YP=1-£P120-=0.831计算当量齿数zv1zv125 =26.713 1C0S3P C0S312°z 2—z 2—cos3P100=106.853C0S312°4）查齿形系数由[1]图由[1]图10—17查得YF0C1=2.63；Y=2.19FU25）查取应力校正系数由［1］由［1］图10—18查得y广1-595；Y=1.805SO26）由6）由［1］图10—24查得小齿轮弯曲疲劳强度极限膈=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限bfe2=380MPa7）由［1］7）由［1］图10—22取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.9，%2=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8）[b]=Kfn?FE1=0.9x500=321.43MPaf1S 1.4一Kb0.93x380[b]=—fnsfe2= 1-4 =252.43MPa9)计算大小齿轮的fa甲9)［b］F

^a^a1KaiF]12.19x1.805 =0.01566252.43大齿轮数值大。(2)设计计算1x252mZ3；'2x2.117x口9x104x。仞xym。、°.01561x252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H=66.244计算齿数。=研cos&=66.244cos12°=25921m 2.5取七=26，则％=4x26=1042.1.7几何尺寸计算计算中心距a=(Z1+Z2)mn=竺+104)x2.5mm=166.13mm2cos& 2cos12°将中心距圆整为166.5mm。按圆整后的中心距修螺旋角&=arccos(Z1+Z2)/=arccos(26+104)*登=12.58°2a 2x166.5因6值改变不大故参数七，K&,Z^不必修正。计算大小齿轮分度圆直径d= =26x2.5mm=66.60mm1cos& cos12.58°d=^^n=104x2.5mm=266.4mm2cos& cos12.58°计算齿轮宽度b=4d=1x66.6mm=66.6mm圆整后取

B=70mm2B=75mmi2.1.8四个齿轮的参数列表如表2—1表2—1齿轮模数m(mm)齿数Z压力角以(°)螺旋角P(°)分度圆直径d(mm)齿顶圆直径d(mm)齿底圆直径df(mm)高速级小齿轮1.52720°15.57°424538.25高速级大齿轮1.511320°15.57°176179172.25低速级小齿轮2.52620°12.58°66.671.660.35低速级大齿轮2.510420°12.58°266.4271.4260.15续表2—1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505040Cr调质齿轮轴280HBS高速级大齿轮左454545钢调质腹板式240HBS低速级小齿轮左757540Cr调质实体式280HBS低速级大齿轮右708045钢调质腹板式240HBS2.3轴系部件设计第(m)轴设计2.2.1初算第III轴的最小轴径输出轴上的功率0，转速n3，转矩T3由前面算得：P3=3.06MW，n3=172.024r/min，T3=169933N-mm求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径d2=266.4mm厂2T 2x169933=1275.773N266.4F=1275.773N266.4t

tana ncosPtan20°

=1275.773x =475.765Ntana ncosPcos12.58°F=FtanP=1275.773xtan12.58°=284.702N初步确定轴的最小直径先按［1］式(15—2)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，取气=113，于是得F6Td.=Ait=113^172024mm=29.50mm

'3 .输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径气，故需同时选取联轴器的型号。查［1］表14一1,考虑到转矩变化小，故取K=1.5。则联轴器的计算转矩T=K?3=1.5x169933N-mm=254899.5N-mm。查GB/T5014——1985，选用LH5弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000N-mm.半联轴器的孔径d［=60mm，故取d【［广60mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm。2.2.2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-H60由前面算得半联轴器的孔径d=60mmIn-m70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 =70mm。III-IV75根据dIIIZI=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dxDxT=75mmx160mmx40mm。故d=d =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d【睛=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d =89mm，齿轮处直径见VI—VII段理由。V-VIVI—VII77取安装齿轮处的轴段直径d =77mm。VI-VII

VH—VIH75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l[[广105mm。II-m50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 =50mm。III—IV40III—IV为圆锥滚子轴承长度，故lii—iv=40mmIV—V77l =L+c+a+s-12=(45+20+16+8-12)mm=77mmV—VI12轴环处轴肩高度h=6mm，轴环宽度b>1.4h，取lvVI=12mmVI—VII76已知齿轮轮毂宽度为80mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取l =（80一4）mm=76mmVII—VIII68取齿轮距箱体壁距离为a=16mm，第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮c=20mm。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体壁一段距离s,取s=8mm。滚动轴承宽度T=40mm。第II轴上大齿轮轮毂长L=45mm。贝寸l =T+s+a+（80一76）=（40+8+16+4）mm=68mm表2—33.第III轴的结构简图如图2—3图2—3图2—3第（II）轴设计2.2.3初算第（II）轴的最小直径1.第（II）轴上输入功率p2，转速七，转矩T2由前面算得p2=3.155kW，n2=688.095r/min，T2=4.3788x104N/mm分别计算大小齿轮上的力已知第（II）轴上大齿轮分度圆直d=176mm2F=坦=2X43788N=127.273N

t d2 688.095F=F^an^r=127.273xtan20°=48.088NrtcosP cos15.57°F=FtanP=127.273xtan15.57。=35.463N小齿轮上分度圆直径为d=66.6mm2T ad12X2T ad166.6^an^r=1314.95xtan20。=490.377N

tcosP cos12.58。F=FtanP=1314.95xtan12.58°=293.444N初步确定轴的最小直径一 ’尸 …：3.155一一d.=A寸―=113*i688095mm=18.773mm

2 .根据最小直径查[2]GB/T297—1994选取30309。轴承的规格为dxDxT=35mmx80mmx22.75mm2.2.4.第（II）轴的结构设计确定轴的各段直径如表2—4位置直径（mm）理由I-II35根据轴承的尺寸dxDxT=35mmx80mmx22.75mmd=35mmn-m40根据dh=35mm取小齿轮安装处直径dhiiii=40mm。m-IV48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=48mm。II-IVIV—V40取大齿轮安装处直径d =40mm。IV-VV—VI35理由同I-II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D-HI段和DI-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〈皿、=12mm其它轴的尺寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。2.2.5第（II）轴的强度校核1.轴的载荷分析图2—4

VHVV■1i1.illNiltTTTMHlETTT」一,MHl--—-_IIII1T11'•H —__lIII'MV2fITT-「-I-1—Met「TT1-i-rT11111..T图2—4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Mh，肱丫，M的值列于下表2—51)计算支撑反力 在水平面上为Fl-F(/+1)-F(d2-F4

r23 r12 3a22al2F= NH1 11+12+1348.088x80.2-490.377x(72+80.2)-35.463x176-293.444x竺= 2 乙=-349.504N87.2+72+80.2FNH2=F2-F1-Fnh1=48.088-490.377+349.504=FNH2厂F(l+1)+Fl1314.755x(72+80.2)+127.273x80.2'1='「l+广+1‘23= 87.2+72+80.2 =幻心1 2 3Fnv2=F]+F2-Fnv1=1314.755+127.273-878.5=563.528N轴承1总支撑反力Fn1=马1+fNv1=945-471N轴承2总支撑反力Fn2=《FNh2+F^2=571.115N在水平面，Mh1=Fnhl=-349.504x87.2=-30476.749N-mmMh2=Fnh213=-92.785x80.2=-7441.357N-mmM'=Fl+FK=-349.504x87.2+293.444x666=-20705.064N-mmH1 NH11a12 2,d … M'=Fl-Fx—=-92.785x80.2-=-10562.101N-mmH2 NH23a22垂直面上M^1=Fnvl=878.5x87.2=76605.2N-mmM^2=Fnv213=563.528x80.2=45194.946N-mm载荷水平面垂直面支反力FF =-349.504NNH1F =-92.785NNH2F^1=878.5N膈=563.528N

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a=0.6，轴的计算应力「82445.0662+(0.6x43788)20.1x403、 —MPa=13.520.1x403前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表[1]15—1查得[b]]=60MPa。因此，b<[b]]。故安全。精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看，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W=0.1d3=0.1x353mm3=4287.5mm3W=0.2d3=0.2x353mm3=8575mm3T截面左侧的弯矩为M=82445.066x8」2—狠5N-mm=50771.79N-mm截面左侧的弯矩为87.2截面上的扭矩为T2=43788N-mm截面上的弯曲应力c=M=50771.79MPa=11.84MPaaW4287.5截面上的扭转切应力TOC\o"1-5"\h\zt=乙=43788MPa=5.106MPatWt 8575轴的材料为45钢，调质处理，由［1］表15—1查得气=640MPa,c1=275MPat1=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数以。及a,按［1］附表3—1查取。r 2.0 D40因一=—=0.057,—= =1.143,经插值可查得d 35 d 35七=2.13a,=1.79又由［1］附图3—1可得轴的材料敏感系数为qc=0.82 q,=0.85故有效应力集中系数按［1］式（附表3—4）为k=1+q（a-1）=1+0.82（2.13-1）=1.93k=1+q(a-1)=1+0.85(1.79-1)=1.67由［1］附图3—2尺寸系数^c=0.75，又由附图3—3的扭转尺寸系数幻=0.72轴按磨削加工，由［1］附图3—4得表面质量系数为P=P=0.92轴未经表面强化处理，及Pq=1，按［1］式（3—2）及式（3—12a）得综合系数为K=k^+—-1=193+-^-1=2.66c8P0.750.92cc叱k 1 1 1.67 1 1c八t"+时一=072+0^92—=.T T由［1］§3—1及§3—2得碳的特性系数平=0.1〜0.2，取pc=0.19,=0.05~0.1，取平=0.05于是，计算安全系数七值，按［1］式（15—6）~（15—8）则得

275Kbb275Kbba2.66x11.84+0.1x0…5.106…5.1062.41x +0.05x—caSbSTS2+S2胃乂24.caSbSTS2+S2胃乂24.68=8.23>S=1.5*8.732+24.682故可知其安全。2）截面II右侧抗弯截面系数W按［1］表15—4中的公式计算W=0.1』3=0.1x403mm3=6400mm3W=0.2』3=0.2x403mm3=12800mm3T弯矩M及弯曲应力为87一2—33一5M=82445.066x N-mm=50771.79N-mm87.2M50771.79哗 MPa=7.933MPa6400扭矩T2及扭转应力为T2=43788N-mm二=43788MPa=3.421MPaWt 12800k过盈配合处的f£b由［1］附表3—8用插值法求出，并取匕=0.8匕于是得£ £T bk—=3.48£b!=0.8|b=2.78T b轴按磨削加工由［1］附图3—4得表面质量系数为P=P=0.92故得综合系数土+二-1=3.48+上-1=3.57£P 0.92=、+-1-1=2.78+-^-1=2.87P 0.92T所以轴在截面右侧安全系数为b 1 Kbba+Rbm275=9.713.57x7.933+0.1x0b

1

Kb+中b =31.033eg3.421八心3.4212.87x +0.05x 2 2971x31.033=9.267>S=1.5qS2+S2 <9.712+31.0332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。ca第（I）轴设计2.2.6初算第（I）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A0=120。:p 3.2521=120x3, mm=12.481mm:七32890根据最小直径选取30307轴承，尺寸为dxDxT=30mmx72mmx20.75mm2.2.7第（I）轴的结构设计根据轴（I）端盖的总宽度及外端盖距联轴器的距离，取轴承外壁距半联轴器外面距离为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—5dmin=A0IIEV2.2.8轴系零部件的选择根据前面轴的设计容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表2—6轴承（GB/T297—1994）键（GB/T1096—2003）联轴器(GB/T5014—1985)轴I313068mmx7mmx80mm（连轴器）LH2轴II3130712mmx8mmx63mm（小齿轮）12mmx8mmx32mm（大齿轮）轴III3031518mmx11mmx90mm（联轴器）22mmx14mmx70mm（大齿轮）LH5表2—6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518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d8ddd至外箱壁距离f1 2C124/20/16dfd2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l146铸造过度尺寸x,yx=5y=25大齿轮顶圆与箱壁距离A110齿轮端面与箱壁距离A2>8箱盖箱座肋厚mm1m=m=81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箱体壁的确定箱体前后两壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两壁距离通过低速