機械設計課程設計設計^說明書設計課題：鏈式輸送機傳動裝置設計設計人員：學號：班級：設計日期:指導教師:設計任務書學生： 班級學號： 指導教師:鏈式輸送機傳動裝置——二級圓柱齒輪減速器設計設計圖例：設計要求:項目編號運輸鏈工作拉力（N）運輸鏈速度（m/s）鏈輪節圓直徑（mm）B1130000.9100其他原始條件：鏈式運輸機單向運轉，工作中載荷有輕微振動，輸送機效率0.90，工作年限8年，大修年限3年，每年工作250天，兩班制工作，工作機允許速度誤差±5%，在專門工廠小批量生產。設計工作量:（1） 減速器裝配圖1,要求有主、俯、側三視圖，比例1:1,圖上有技術要求、技術參數、圖號明細等。（2） 軸、齒輪零件圖各1。（3） 設計說明書1份，包括傳動計算、心得小結、彎矩圖、扭矩圖、參考資料。（4） 課程設計答辯：根據設計計算、繪圖等方面的容認真準備，敘述設計中的要點，回答提問。設計說明書1.1方案分析該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部為Y系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。1.2電動機的選擇1.2.1電動機的類型和結構形式電動機選擇Y系列三相交流異步電動機，電動機的結構形式為封閉式。1.2.2確定電動機的轉速由于電動機同步轉速愈高，價格愈貴，所以選取的電動機同步轉速不會太低。在一般械中，用的最多的是同步轉速為1500或1000r/min的電動機。這里1500r/min的電動機。1.2.3確定電動機的功率和型號計算工作機所需輸入功率P= w1000由原始數據表中的數據得3x103x0.97T kW=2.7kW10002.計算電動機所需的功率Pd（kW）Pd=P1nn式中，門為傳動裝置的總效率只=!Tn=nn.?f° i=1' 12 "式子中"叩2，七分別為傳動裝置中每對運動副或傳動副的效率。一對軸承效率門=0.991齒輪傳動效率門=0.982聯軸器傳動效率門3=0.99輸送機效率門=0.904總效率門=0.993x0.982x0.992x0.90=0.822n_. 2.7一Pd=P/nn=0822kW=3.285KW因載荷平穩，電動機額定功率Ped只需略大于尸刁即可。查⑵表10—2中Y系列電動機技術數據，選電動機額定功率Pd=4.0kW3.確定電動機轉速。工作機軸轉速為運輸鏈轉速60v 60x0.9n= = =171.975,/min-兀D 3.14x0.1根據表2-2推薦的各級傳動比圍，圓柱齒輪傳動比圍ig=（3~5）,則總傳動比圍為i=(3x3)~(5x5)=9~25可見電動機轉速的可選圍為%=in=(9~25)x171.975=(1547.775~4299.375)rjmin符合這一圍的同步轉速有3000r/min，由表18-1選擇Y112M—2型電動機電動機技術數據如下：額定功率（kW）滿載轉速（r/min）額定轉矩（N/m）最大轉矩（N/m）4.0kW2890r/min2.2N/m2.3N/m1.3計算總傳動比和分配各級傳動比1.3.1確定總傳動比i=n/n電動機滿載速率n,/工作機所需轉速nw總傳動比i為各級傳動比的連乘積，即1.3.2分配各級傳動比總傳動比i=n/n=289°=16.8mw171.975取高速級齒輪傳動比，；為低速級齒輪傳動比七的1.05倍，所以求的高速級傳動比七二4.2,低速級齒輪傳動比i3=4,聯軸器傳動比i、七為1。1.4計算傳動裝置的運動參數和動力參數

1.4.1計算各軸的轉速傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為I,II,III軸。n—mii1.4.1計算各軸的轉速傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為I,II,III軸。n—mii2890r/min=2890r/min1nii2890 r/min=688.095r/min4.2niiinT

i3688.095r/min=172.024r/min4niii=nIV1.4.2計算各軸的輸入功率p=px門3=3.285x0.99kW=3.252kWpii=pix^ix門2=3.252x0.99x0.98kW=3.155kWpiii=piix^ix門2=3.155x0.99x0.98kW=3.061kWp^=piiix^1x叩3=3.061x0.99x0.99kW=3.0kW1.4.3計算各軸的輸入轉矩TOC\o"1-5"\h\zP 3.285電動機軸轉矩 T=9550—d=9550x藥茹=10.855(N-m)mT=9550p=9550x3252N-m=10.746N-m1ni 2890p 3155T2=9550%=9550x688095N-m=43.788N-miip 306T3=9550綜=9550x皿"N-m=169.933N-miiiT=T=9550'=9550x3.0N-m=166.547N-mw4n 172.024傳動裝置參數見表1—2表1—2傳動裝置的運動參數和動力參數軸號轉速（r/min）輸入功率（kW）輸入轉矩（N?m）I28903.25210.746II688.0953.15543.788III172.0243.061169.933傳動零部件的設計計算2.1齒輪傳動（一）高速級齒輪傳動2.1.1選擇精度等級，材料及齒數運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數25，大齒輪齒數z2=25xi2=25x4.2=1052.1.2齒輪強度設計選取螺旋角初選螺旋角3=14°按齒面接觸強度設計按［1］式（10—21）試算，即d>3：'2^（^ZhLe）213U ［bh］（1）確定公式的各計算數值1） 試選載荷系數K=1.62） 小齒輪的傳遞轉矩由前面算得“=10.746N-m=1.0746x104N-mm3） 由［1］表10—7選取齒寬系數4d=114） 由［1］表10—6查得材料的彈性影響系數Ze=189.8MPa2。5） 由［1］圖10—21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限bHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限b =550MPa。Hlim26）由式［1］10—13計算應力循環次數N、=60七吐=60x2890x1x(8x250x8x2)=5.5488x109=1.10976x109v 5.5488x109=1.10976x109N= 2 57）由［1］圖10—19取接觸疲勞強度壽命系數某廣0.90，K^2=0.93

8）計算接觸疲勞許用應力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］圖選取區域系數H\icos2以tan以10） 許用接觸應力[bh]=（[bh]i [bh]2）.=409.2MPa11） （2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑吒，有計算公式得d1t■2x1.6x1.0746x1045.22.433x189.8d1t>3‘ （ ）2=37.848mm4.2 409.22）計算圓周速度U=冗dn=3.14x37.848x2890=5川”V=60x1000 60x1000 . "S3）計算齒寬b及模數mntb=4d=1x37.848mm=37.848mmm=<cos&=37.848cos14。=147ntz 25h=2.25m=3.305mmnti. 37.848b/h= =11.4523.3054）計算縱向重合度￡&靠=靠=0.318^5）計算載荷系數ztan&=0.318x1x25xtan14°=1.98已知使用系數KA=1，根據v=5.724m/s，7級精度，由［1］圖10—8查的動載系數匕=1.14；由表10—4查的七&=1.417；由表10—13查得%=1.4；齒輪的圓周力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。故載荷系數Ha FaK=KAKvKhK那=1x1.14x1.4x1.419=2.2656)按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑，由[1]式(10—10a)得K 2.265d=d-37.848定】gmm=42.495mm■t計算模數mnm=d]cos&=42.495-cos14。=1缶血n七 25按齒根彎曲疲勞強度設計由[1]式(10—20)2KTYYcos2&YY

m>3 F—1￡_ FaSan、 ‘/； g」(1)確定計算參數計算載荷系數K=KKKfK&=1x1.14x1.4x1.4=2.234由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數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）計算縱向重合度七=1.98從［1］式（10—19）螺旋角影響系數=3）計算縱向重合度七=1.98從［1］式（10—19）螺旋角影響系數=0.769120o計算當量齒數z=—v1C0S3P25一—=27.37C0S314°z 2—C0S3p105C0S314°=114.942由［1］圖10T7查得々=2.56；%=225）查取應力校正系數由［1］圖10T8查得y=L56；"=商6）由［1］圖10—2°c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限。由=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞極限^心=380MPa7）由［1］圖10—22取彎曲疲勞壽命系數*1=0.87，%2=0.98）計算彎曲許用應力取彎曲疲勞安全系數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）計算大小齒輪的尸甲［c］F4a11a1

[cf]14a11a1

[cf]1^a2^a2七2[cf]22.21X商=0.016244.29大齒輪數值大。（2）設計計算X0.016=0.835mm；2x2.234x1.0362x104x0.678xX0.016=0.835mm1x252由接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數。取m=1.5以滿

足彎曲疲勞強度。為同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=56.56計算齒數。…墅竺！=42.495cosl4°=27.4881m 1.5取七=27，則％=4.2x25=113.4，z2取113。2.1.3幾何尺寸計算計算中心距_(Z_(Z|+z、)m_

2cosP(27+113)x1.5

2cos14°mm=108.214mm將中心距圓整為109mm。按圓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值改變不大故參數七，Kp,Zh不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑d=^^=27X1.5mm=42mm1cospcos15.57°d=^m=113X1.5mm=176mm2cosPcos15.57°計算齒輪寬度b=4d=1x42mm=42mm圓整后取b=45mm

2b=50mm

12.1.4齒輪結構設計（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸按［1］圖10—37薦用的結構尺寸設計。d2=d2+2mh*=176+2x1.5x1=179d=d-2m(h*+c*)=176-2x1.5x(1+0.25)=172.25f2 2 nann大齒輪結構簡圖2—1

圖2—1（二）低速級齒輪傳動2.1.5選擇精度等級，材料及齒數運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數勺=25，大齒輪齒數z2=25x，3=25x4=1002.1.6齒輪強度設計選取螺旋角初選螺旋角6=12°按齒面接觸強度設計按［1］式（10—21）試算，即d勺半也（4）2it3氣u gh］（1）確定公式的各計算數值1） 試選載荷系數K=1.62） 小齒輪的傳遞轉矩由前面算得七=43.788N-m=4.379x104N-mm

3） 由［1］表10—7選取齒寬系數4d=114） 由［1］表10—6差得材料的彈性影響系數Ze=189.8MPa2。5） 由［1］圖10—21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限。hi血］=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限。h臨2=550MPa。6）由式［1］10—13計算應力循環次數N1=60叩\=60x688.095x1x(8x250x8x2)=1.321x1091.321x1.321x1094=0.33x109由[1]圖10—23取接觸疲勞強度壽命系數*n1=0.92，膈2=0.95計算接觸疲勞許用應力Q]=KHN1"iim1=0.92X600MPa=441.6MPah1s1.25g]="n2七血2=0.95x550MPa=418MPaH2s 1.25由[1]圖10-20選取區域系數Zh=2.45許用接觸應力”]=(”] ”]L=418MPa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，有計算公式得d1t■2xd1t■2x1.6x4.379x1045,2.45x189.8、>3 ( )24( 418=60.072mm2）計算圓周速度叫n_3.142）計算圓周速度叫n_3.14x60.072x688.09560x1000 60x1000=2.163m/s3）計算齒寬b及模數mntb=4d1=1x60.072mm=60.072mmm=d星cos&=60.072cos12。=235ntz 25h=h=2.25m-5.288mmnt60.072b/h= =11.365.2884）計算縱向重合度￡p七=0.3180/]tan。=0.318x1x25xtan12。=1.695）計算載荷系數已知使用系數KA=1,根據v=2.163m/s,7級精度，由［1］圖10一8查的動載系數'=I.08；由表1°—4查的kh^=1.419；由圖1°T3查得%=1.4;齒輪的圓周力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。故載荷系數Ha FaK=KAKyKHK那=1x1.08x1.4x1.419=2.1466） 按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑，由［1］式（10—10a）得d=d■K=60.072*.2：：6mm=66.244mm't7） 計算模數mnm=《cos&=66.244-cos12。=259mmn七 25按齒根彎曲疲勞強度設計由［1］式（10—17）2KTYYcos2&YY

m>/ ^-^ FaSan\ "/； g」（1）確定計算參數1）計算載荷系數K=KK^KfK&=1x1.08x1.4x1.4=2.1172）由式（10-18）,可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數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）計算縱向重合度=3）計算縱向重合度=1.69，從［1］式（10—19）螺旋角影響系數YP=1-￡P120-=0.831計算當量齒數zv1zv125 =26.713 1C0S3P C0S312°z 2—z 2—cos3P100=106.853C0S312°4）查齒形系數由[1]圖由[1]圖10—17查得YF0C1=2.63；Y=2.19FU25）查取應力校正系數由［1］由［1］圖10—18查得y廣1-595；Y=1.805SO26）由6）由［1］圖10—24查得小齒輪彎曲疲勞強度極限膈=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞極限bfe2=380MPa7）由［1］7）由［1］圖10—22取彎曲疲勞壽命系數Kfn1=0.9，%2=0.938）計算彎曲許用應力取彎曲疲勞安全系數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)計算大小齒輪的fa甲9)［b］F

^a^a1KaiF]12.19x1.805 =0.01566252.43大齒輪數值大。(2)設計計算1x252mZ3；'2x2.117x口9x104x。仞xym。、°.01561x252由接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數。取m=2.5以滿足彎曲疲勞強度。為同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑H=66.244計算齒數。=研cos&=66.244cos12°=25921m 2.5取七=26，則％=4x26=1042.1.7幾何尺寸計算計算中心距a=(Z1+Z2)mn=竺+104)x2.5mm=166.13mm2cos& 2cos12°將中心距圓整為166.5mm。按圓整后的中心距修螺旋角&=arccos(Z1+Z2)/=arccos(26+104)*登=12.58°2a 2x166.5因6值改變不大故參數七，K&,Z^不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑d= =26x2.5mm=66.60mm1cos& cos12.58°d=^^n=104x2.5mm=266.4mm2cos& cos12.58°計算齒輪寬度b=4d=1x66.6mm=66.6mm圓整后取

B=70mm2B=75mmi2.1.8四個齒輪的參數列表如表2—1表2—1齒輪模數m(mm)齒數Z壓力角以(°)螺旋角P(°)分度圓直徑d(mm)齒頂圓直徑d(mm)齒底圓直徑df(mm)高速級小齒輪1.52720°15.57°424538.25高速級大齒輪1.511320°15.57°176179172.25低速級小齒輪2.52620°12.58°66.671.660.35低速級大齒輪2.510420°12.58°266.4271.4260.15續表2—1齒輪旋向齒寬B輪轂L材質熱處理結構形式硬度高速級小齒輪右505040Cr調質齒輪軸280HBS高速級大齒輪左454545鋼調質腹板式240HBS低速級小齒輪左757540Cr調質實體式280HBS低速級大齒輪右708045鋼調質腹板式240HBS2.3軸系部件設計第(m)軸設計2.2.1初算第III軸的最小軸徑輸出軸上的功率0，轉速n3，轉矩T3由前面算得：P3=3.06MW，n3=172.024r/min，T3=169933N-mm求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑d2=266.4mm廠2T 2x169933=1275.773N266.4F=1275.773N266.4t

tana ncosPtan20°

=1275.773x =475.765Ntana ncosPcos12.58°F=FtanP=1275.773xtan12.58°=284.702N初步確定軸的最小直徑先按［1］式(15—2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表［1］表15—3，取氣=113，于是得F6Td.=Ait=113^172024mm=29.50mm

'3 .輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處直徑氣，故需同時選取聯軸器的型號。查［1］表14一1,考慮到轉矩變化小，故取K=1.5。則聯軸器的計算轉矩T=K?3=1.5x169933N-mm=254899.5N-mm。查GB/T5014——1985，選用LH5彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為2000000N-mm.半聯軸器的孔徑d［=60mm，故取d【［廣60mm，半聯軸器長度L=142mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=107mm。2.2.2第III軸的結構設計1.各段軸直徑的確定如表2—2位置直徑(mm)理由I-H60由前面算得半聯軸器的孔徑d=60mmIn-m70為滿足半聯軸器軸向定位要求，I-II軸段需制出一個軸肩，h=(0.07~0.1)d=4.2~6mm，故取d =70mm。III-IV75根據dIIIZI=70mm選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30315其尺寸為dxDxT=75mmx160mmx40mm。故d=d =75mm。IV—V87左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由［2］上差得30315型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此取d【睛=87mm。V—VI89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=6mm，則軸環處直徑d =89mm，齒輪處直徑見VI—VII段理由。V-VIVI—VII77取安裝齒輪處的軸段直徑d =77mm。VI-VII

VH—VIH75見III—IV段理由。表2—22.各軸段長度的確定如表2—3位置長度（mm）理由I—II105為保證軸承擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I—II段長度應比L1略短些，取l[[廣105mm。II-m50軸承端蓋總長度為20mm，取端蓋外端面與半聯軸器右端面間距離l=30mm,故取l =50mm。III—IV40III—IV為圓錐滾子軸承長度，故lii—iv=40mmIV—V77l =L+c+a+s-12=(45+20+16+8-12)mm=77mmV—VI12軸環處軸肩高度h=6mm，軸環寬度b>1.4h，取lvVI=12mmVI—VII76已知齒輪輪轂寬度為80mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段略短于輪轂寬度，故取l =（80一4）mm=76mmVII—VIII68取齒輪距箱體壁距離為a=16mm，第II軸上大齒輪距第III軸上大齒輪c=20mm。考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應距箱體壁一段距離s,取s=8mm。滾動軸承寬度T=40mm。第II軸上大齒輪輪轂長L=45mm。貝寸l =T+s+a+（80一76）=（40+8+16+4）mm=68mm表2—33.第III軸的結構簡圖如圖2—3圖2—3圖2—3第（II）軸設計2.2.3初算第（II）軸的最小直徑1.第（II）軸上輸入功率p2，轉速七，轉矩T2由前面算得p2=3.155kW，n2=688.095r/min，T2=4.3788x104N/mm分別計算大小齒輪上的力已知第（II）軸上大齒輪分度圓直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小齒輪上分度圓直徑為d=66.6mm2T ad12X2T ad166.6^an^r=1314.95xtan20。=490.377N

tcosP cos12.58。F=FtanP=1314.95xtan12.58°=293.444N初步確定軸的最小直徑一 ’尸 …：3.155一一d.=A寸―=113*i688095mm=18.773mm

2 .根據最小直徑查[2]GB/T297—1994選取30309。軸承的規格為dxDxT=35mmx80mmx22.75mm2.2.4.第（II）軸的結構設計確定軸的各段直徑如表2—4位置直徑（mm）理由I-II35根據軸承的尺寸dxDxT=35mmx80mmx22.75mmd=35mmn-m40根據dh=35mm取小齒輪安裝處直徑dhiiii=40mm。m-IV48小齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取故h=6mm，則軸環處直徑d=48mm。II-IVIV—V40取大齒輪安裝處直徑d =40mm。IV-VV—VI35理由同I-II段。表2—42.確定軸的各段長度為了使套筒可靠地壓緊齒輪，分別使D-HI段和DI-IV段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環處軸肩高度h=4mm，軸環寬度b>1.4h。軸環處長度取〈皿、=12mm其它軸的尺寸，根據第III軸算出的尺寸進行確定。2.2.5第（II）軸的強度校核1.軸的載荷分析圖2—4

VHVV■1i1.illNiltTTTMHlETTT」一,MHl--—-_IIII1T11'?H —__lIII'MV2fITT-「-I-1—Met「TT1-i-rT11111..T圖2—4大小齒輪截面處的力及力矩數據由上軸的結構圖及彎矩和扭矩圖可以看出大小齒輪中心線截面處是軸的危險截面，現將計算出的兩個截面處的Mh，肱丫，M的值列于下表2—51)計算支撐反力 在水平面上為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廠F(l+1)+Fl1314.755x(72+80.2)+127.273x80.2'1='「l+廣+1‘23= 87.2+72+80.2 =幻心1 2 3Fnv2=F]+F2-Fnv1=1314.755+127.273-878.5=563.528N軸承1總支撐反力Fn1=馬1+fNv1=945-471N軸承2總支撐反力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載荷水平面垂直面支反力FF =-349.504NNH1F =-92.785NNH2F^1=878.5N膈=563.528N

按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即（小齒輪）中心線截面的強度。根據[1]式（15—5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈沖循環變應力，取a=0.6，軸的計算應力「82445.0662+(0.6x43788)20.1x403、 —MPa=13.520.1x403前已選軸的材料為45鋼，調質處理，由表[1]15—1查得[b]]=60MPa。因此，b<[b]]。故安全。精確校核軸的疲勞強度從軸的受載情況來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應力最大，但應力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面II，III，IV，V處應力集中的影響接近，但截面III，IV處軸徑也很大比II，V處軸徑大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II處受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左側W=0.1d3=0.1x353mm3=4287.5mm3W=0.2d3=0.2x353mm3=8575mm3T截面左側的彎矩為M=82445.066x8」2—狠5N-mm=50771.79N-mm截面左側的彎矩為87.2截面上的扭矩為T2=43788N-mm截面上的彎曲應力c=M=50771.79MPa=11.84MPaaW4287.5截面上的扭轉切應力TOC\o"1-5"\h\zt=乙=43788MPa=5.106MPatWt 8575軸的材料為45鋼，調質處理，由［1］表15—1查得氣=640MPa,c1=275MPat1=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數以。及a,按［1］附表3—1查取。r 2.0 D40因一=—=0.057,—= =1.143,經插值可查得d 35 d 35七=2.13a,=1.79又由［1］附圖3—1可得軸的材料敏感系數為qc=0.82 q,=0.85故有效應力集中系數按［1］式（附表3—4）為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］附圖3—2尺寸系數^c=0.75，又由附圖3—3的扭轉尺寸系數幻=0.72軸按磨削加工，由［1］附圖3—4得表面質量系數為P=P=0.92軸未經表面強化處理，及Pq=1，按［1］式（3—2）及式（3—12a）得綜合系數為K=k^+—-1=193+-^-1=2.66c8P0.750.92cc叱k 1 1 1.67 1 1c八t"+時一=072+0^92—=.T T由［1］§3—1及§3—2得碳的特性系數平=0.1?0.2，取pc=0.19,=0.05~0.1，取平=0.05于是，計算安全系數七值，按［1］式（15—6）~（15—8）則得

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右側抗彎截面系數W按［1］表15—4中的公式計算W=0.1』3=0.1x403mm3=6400mm3W=0.2』3=0.2x403mm3=12800mm3T彎矩M及彎曲應力為87一2—33一5M=82445.066x N-mm=50771.79N-mm87.2M50771.79嘩 MPa=7.933MPa6400扭矩T2及扭轉應力為T2=43788N-mm二=43788MPa=3.421MPaWt 12800k過盈配合處的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軸按磨削加工由［1］附圖3—4得表面質量系數為P=P=0.92故得綜合系數土+二-1=3.48+上-1=3.57￡P 0.92=、+-1-1=2.78+-^-1=2.87P 0.92T所以軸在截面右側安全系數為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故該軸在截面II右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重應力循環不對稱，故可略去靜強度校核。ca第（I）軸設計2.2.6初算第（I）軸的最小直徑1.先按［1］式（15—2）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據［1］表15—3，取A0=120。:p 3.2521=120x3, mm=12.481mm:七32890根據最小直徑選取30307軸承，尺寸為dxDxT=30mmx72mmx20.75mm2.2.7第（I）軸的結構設計根據軸（I）端蓋的總寬度及外端蓋距聯軸器的距離，取軸承外壁距半聯軸器外面距離為50mm。即II—III段長度為50mm。再根據軸（III），（II）數據，及確定的箱體壁距離和帶輪輪轂的長即可將整個軸的結構尺寸確定。軸的結構簡圖如圖2—5dmin=A0IIEV2.2.8軸系零部件的選擇根據前面軸的設計容可以確定各個軸上的零部件。現將各軸系零件列表如表2—6軸承（GB/T297—1994）鍵（GB/T1096—2003）聯軸器(GB/T5014—1985)軸I313068mmx7mmx80mm（連軸器）LH2軸II3130712mmx8mmx63mm（小齒輪）12mmx8mmx32mm（大齒輪）軸III3031518mmx11mmx90mm（聯軸器）22mmx14mmx70mm（大齒輪）LH5表2—6減速器裝配圖的設計3.1箱體主要結構尺寸的確定3.1.1鑄造箱體的結構形式及主要尺寸減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器，主要尺寸如表3—1名稱符號齒輪減速器箱座壁厚58箱蓋壁厚518箱蓋凸緣壁厚b112箱座凸緣厚度b12箱座底凸緣厚度b220地角螺栓直徑df18地角螺栓數目n4軸承旁連接螺栓直徑d114連接螺栓d2的間距l150軸承端蓋螺釘直徑d38視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8ddd至外箱壁距離f1 2C124/20/16dfd2至凸緣邊緣距離C222/14軸承旁凸臺半徑R118凸臺高度h低速軸承外徑確定外箱壁至軸承座端面距離l146鑄造過度尺寸x,yx=5y=25大齒輪頂圓與箱壁距離A110齒輪端面與箱壁距離A2>8箱蓋箱座肋厚mm1m=m=81軸承端蓋外徑D2201軸承旁連接螺栓距離s201蓋與座連接螺栓直徑d2103.1.2箱體壁的確定箱體前后兩壁間的距離由軸的結構設計時就已經確定，左右兩壁距離通過低速