链式输送机传动装置设计论文

目 录 第一章 机械设计课程设计任务书 2 1.1 设计题目 2 1.2 原始数据 2 第二章 前言 2 2.1 分析和拟定传动方案 2 2.2 方案优缺点分析 3 第三章 电动机的选 择与传动比的分配 3 3.1 电动机的选择计算 3 3.2 计算传动装置的总传动比 i 并分配传动比 3 3.3 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 4 4.1 选择链轮齿数 4 4.2 确定计算功率 5 4.3 确定链条型号和节距，初定中心距 a0，取定链节数 Lp 5 4.4 求作用在轴上的力 5 4.5 选择润滑方式 5 第五章 齿轮的设计计算 5 5.1 圆柱斜齿轮的设计 5 5.2 锥齿轮 的设计 8 第六章 轴的设计计算与校核 11 6.1 高速轴 的设计 11 6.2 中间轴 的设计 14 6.3 低速轴 的设计 18 第七章 轴承的计算与校核 22 7.1 轴承 1 的 计算与校核 22 7.2 轴承 2 的 计算与校核 23 7.3 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 邵阳学院课程设计 第 2 页 共 27 页 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 1 3 张 工作条件： 连续单向运转，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，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 邵阳学院课程设计 第 3 页 共 27 页 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.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 3 4 5 6 7 8=0.99*0.96*0.97*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， 4 5 6 7 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 = wp =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=1440r/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 Y112M 4 4 1440 2.2 2.3 选取 B3 安装方式 3.2 计算传动装置的总传动比 i 并分配传动比 ： 邵阳学院课程设计 第 4 页 共 27 页 总传动比 i ：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 =I 总 / 4.5=11.201 分配传动比： i = 12ii 高速级圆锥齿轮传动： 1i =3.2 中间级圆柱齿轮传动比： 2i =3.5 3.3 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=450r/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=9.55 106 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， z2120，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 : 邵阳学院课程设计 第 5 页 共 27 页 Pca=p3 kAkZ/kP=1.0 1.55 3.689/1.75kW=3.27kW 4.3 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 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=0.24312. a=0.24312 25.4 (2 128-93)=1006.57mm 4.4 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=KFPF =1.15 3988.2N=4586.3N 4.5 选择润滑方式 : 根据链速 v=0.925m/s，链节距 p=25.4mm，链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。 取 Z1=19， i=3.5, Z2=Z1 i=19 3.5=66.5,取 Z2=67 5.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 : 计算公式： d1t 3 12 )1(*32.2 UUTKZ dtHE T1=80.7N m 试选 Kt 为 1.3 邵阳学院课程设计 第 6 页 共 27 页 EZ 查表 10-6 得 EZ =189.8mpa21 由图 10-21d 按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限 1limH =600mpa； 大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH =550mpa 由式 10-13 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96 810 N2= N1/4=3.09 810 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，由式 10-12 得 : H 1 = SK HS 1lim10.95 600=570 Mpa H 2= SK HN 2lim20.98 550=539 Mpa 取 H 为 537.25 Mpa 试算小齿轮分度圆直径 d1t: d1t 3 12 )1(*32.2 UUTKZ dtHE =59.624mm 计算圆周速度 V : V= 100060 11 nd t 1 0 0 060 1 0 7 0 1 4 3624.590.335m/s 计算齿宽 B： B=d* 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 =7.061mm b/h=7.60 算载荷系数 : 根据 v 、 7 级精度 由图可得动载系数VK=1.1。直齿轮HK=HK=1.0 查表得使用系数 AK =1.25， KAK KvK K=1.866 邵阳学院课程设计 第 7 页 共 27 页 按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式 10-10a 得 : 311Tt KKdd 69.58mm 计算模数 mn: 53.319077.6711 zdm n 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 3 12 12 F SaFad YYzKTm 由图 10-30c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE =500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =380mpa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1FNK =0.82 2FNK =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 : SK FNFNF 111 292.86 Mpa SK FNFNF 221 238.86 Mpa 计算载荷系数 K : FFVA KKKKK1.25 1.05 1 1.3=1.706 查取齿形系数 : 由表 10-5 得 1FaY2.85， 2FaY2.22 查取应力校正系数 : 由表 10-5 查得 1SaY1.54 2SaY1.77 计算大小齿轮的 F SaFaYY并加以比较 : 1 11F SaFa YY0.01498 2 22F SaFa YY0.01645 由上只大齿轮的数值大 邵阳学院课程设计 第 8 页 共 27 页 设计计算 mn : 3 121 2c o s2 F SaFaadn YYzYKTm =2.39 按圆柱直齿轮的标准将模数 mn圆整为 2.5 8.265.2/0 7 7.6711 mdz 27 2z 4.2 27=113 5.1.4 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=dd1=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=3.2, Z2=Z1 i=24 3.2=76.8 取 Z2=77 5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计： 计算公式： dt1 2.92 3 12 2)5.01( RR tHE U TKZ T1=26.2625N mm 试选 Kt 为 1.3 EZ 查表 10-6 得 EZ =189.8mpa21 由图 10-21d 按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限 1limH =600mpa； 大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH =550mpa 由式 10-13 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472 810 N2= N1/3.2=1.296 810 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 R =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： 邵阳学院课程设计 第 9 页 共 27 页 H 1 = SK HS 1lim10.9 600=540 Mpa H 2= SK HN 2lim20.95 550=522.5 Mpa H 为 H 1 H 2 中的较小值 H =522.5 Mpa 试算小齿轮分度圆直径 d1t 对于直齿锥齿轮 ： d1t 2.92 3 12 2)5.01( RR tHE U TKZ =53.29mm 计算圆周速度 V ： V= 100060 11 nd t sm /0 1 5 9.41 0 0 060 1 4 4 029.53 计算载荷系数 : 查表得 AK ，VK HK HK的值 使用系数 AK 由表 10-2 查得 AK =1.25，动载荷系数VK由图 10-8 查得VK=1.18。齿间载荷分配系数FBK=HK=1.5KH be 轴承系数 KH be 由表 10-9 查得KH be=1.25。 得HK=FBK=1.5 1.25=1.875 K 1.25 1.18 1 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 : 311Tt KKdd 68.2112mm 5.2.3 按齿根弯曲强度设计 : 由式 10-5 得弯曲强度的设计公式是 : 3 2212 1 1)5.01(1 4 F SaFaRR YYuz KTm 由图 10-30c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE =500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =380mpa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1FNK =0.85 2FNK =0.88； 邵阳学院课程设计 第 10 页 共 27 页 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 SK FNFNF 111 303.57 Mpa SK FNFNF 221 238.86 Mpa 计算载荷系数 K FFVA KKKKK2.766 查取齿形系数 由表 10-5 得 1FaY2.65， 2FaY2.226 查取应力校正系数。 由表 10-5 查得 1SaY1.58 2SaY1.764 计算大小齿轮的 F SaFaYY并加以比较 算得 1 11F SaFa YY0.01379 2 22F SaFa YY0.01644 由上知大齿轮的数值大 设计计算 mn 3 2212 1 1)5.01(1 4 F SaFaRR YYuz KTm =1.8959 按圆锥齿轮的标准将模数 mn 圆整 为 2 341 0 5 6.341 1 mdZv 分度圆直径 1dv =2 1Zv =68 i=Z2/Z1=tan 2=cot 1=2 得 2= 72.6453=72 38 43 1=17.3547=17 21 17 平均模数 m= 1dv / 1Zv =2 大端模数 m=mn/(1-0.5 R )=2.4 取大端模数 2.5 邵阳学院课程设计 第 11 页 共 27 页 分度圆处圆柱直齿轮：模数 m=2，小齿轮齿数 1Zv =34 分度圆直径 1dv =68 平均模数 mn=2 端面模数 m=2.5 小齿轮齿数 Z1= 1Zv cos 1=32.45 取 32 分度圆直径 dm1=dV cos 1=64.9 d1= dm1/(1-0.5 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 tan f=hf/R=3.125/131.125 f=1 30 分锥角 1=17 21 17 2=72 38 43 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=102. 轴上功率 : p=3.96 KW 转速 : n=1440 r/min 转矩： T 26.2625 N.m 按转矩法初定该轴的最小直径 mind ： 3min nPCd 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 1d =30 mm。长度 L=30mm，半联轴器与轴配合毂长度 L1=25mm 6.1.1 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： 邵阳学院课程设计 第 12 页 共 27 页 径向尺寸的确定 : 从轴段 1d =30 mm 开始，逐段选取相临轴段的直径。， 2d =25mm， 3d 与轴承内径相配合，所以 3d =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=36mm 6.1.2 轴的强度校核 (第一根轴 ) 计算齿轮受力 :弯扭组合图如下： 87.8 94.4 53.8 FrFaFt 齿轮切向力 :tF=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 径向力： rF =Ft tan20 cos 1=249.25N 轴向力： aF = tF tan20 sin 1=75.41N 计算支反力和弯矩并校核： 垂直平面上： AVF =348 N 向上 BVF =98 N 向下 MV=8036 N.mm 垂直弯矩图如下： 邵阳学院课程设计 第 13 页 共 27 页 Mm ax =8 03 6N .m m 水平面上 : AHF =1243N 向上 BHF =434 N 向下 MH= 35596 N.mm 水平弯矩如图： Mmax=3559 6N .m m 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 : T26.5N.m 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. ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W 邵阳学院课程设计 第 14 页 共 27 页 轴上的抗弯截面系数 W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3 ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W=13.85 MP 前已经选定了轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 1 =60 MP ca 1.5 安全 故该轴在最危险截面也是安全的，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 邵阳学院课程设计 第 15 页 共 27 页 转速 : n=450 r/min 转矩： T=80700 N.mm 按转矩法初定该轴的最小直径 mind ： 3min nPCd 25.83 mm 根据最小端与角接触球轴承配合，取 7206C 型，故选取 1d =30 mm。 计算齿轮圆周速度： 100060 11 ndV 0.7065 /ms5 /ms 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； (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 1d =30 mm 开始，逐段选取相临轴段的直径。 起周端固定作用故2d =36mm， 固定轴肩 3d =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=48mm 6.2.3 轴的强度校核 (第二根轴 ) 计算齿轮受力 受力分析图如下： 邵阳学院课程设计 第 16 页 共 27 页 Fr2Ft2Fa2Fr1Ft1 圆锥齿轮： 齿轮切向力 :tF1=2T/dm1=809N 径向力： rF 1=Ft tan20 cos 2=75.41N 轴向力： aF 1= tF tan20 sin 2=249.25N 圆柱直齿轮： 齿轮切向力 :tF2=2T/dm2=2390N 径向力： rF 2=Ft2 tan20/cos 2=870N 计算支反力和弯矩并校核 (a)垂直平面上： AVF =725.4N 向下 BVF =69.49 N 向下 MV=44254.89 N.mm 垂直面上的弯矩图： M1=4 4254 .89M2=344 16 .6M3=3 358. 1 N.mmN.mmN.mm (b)水平面上 : AHF =1782.6N 向上 邵阳学院课程设计 第 17 页 共 27 页 BHF =1416.4N 向上 MH= 108738.6N.mm 水平扭矩图如下： M1=1 0873 8.6N .mmM2=67987.2N .mm (c)求合成弯矩 : M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm (d)画出转矩 T 图 : T=80700N.m 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矩的截面的强度 扭转切应力为脉动循环应力，取 a=0.3. ca =（ 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 ca =（ 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 1 =60 MP ca 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=107.141 r/min 转矩： T 328850N.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。 链轮轴受到的轴向力 F=5502.4N 按转矩法初定该轴的最小直径 mind ： 邵阳学院课程设计 第 19 页 共 27 页 3min nPCd 40.95 mm 周端与轴承或链轮，取轴承的型号为 7210C，故选 1d =50 mm。 计算齿轮圆周速度： 100060 11 ndV 0.28 /ms5 /ms 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 1d =50 mm 开始， 轴承的轴肩轴向固定取 2d =54mm， 对齿轮起轴向定位作用3d =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： 邵阳学院课程设计 第 20 页 共 27 页 F FtFrFh1Fh2Fr1Fr2 齿轮切向力 :tF =2T/dm1=5502.4N 径向力： rF =Ft tan20/cos =870N 轴向力： aF = tF tan =2390N 6.3.3 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： M1=624 522.4N .mmM2=188 283.02 5N.mm AVF =2874.55N 向下 BVF =9246.95 N 向上 MV=624522.4 N.mm (b)水平面上 : 弯矩图如下： 邵阳学院课程设计 第 21 页 共 27 页 Mmax=100205.83N.mmAHF =1529.86 N 向上 BHF =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 扭转切应力为脉动循环变应力，取 a=0.6 ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W 轴上的抗弯截面系数 W d=50mm W=0.1d3=12500 mm3 ca =（ 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 1 =60 MP ca 1 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 b =M/W=51.744 MP 扭矩 T 及扭转切应力 : T=328850N.mm t=T/WT=14.87 MP 轴的材料为 45 钢，调质处理，查得 B =640 MP 1 =275 MP t-1=155 MP 邵阳学院课程设计 第 22 页 共 27 页 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 取碳钢的特性系数： a=0.15, t=0.08 计算安全系数 Sca: Sa= 1 /(Ka*aa+ a*am)=2.343 St=t-1/( Kt*ta+ t*tm)=15.36 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.316 1.55 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: ()p r tP f X F Y F 查手册取 pf =1.1 取 7206C 轴承 邵阳学院课程设计 第 23 页 共 27 页 计算步骤与内容 计算结果 1.查手册查得 : rC 、 orC 值 (GB/T 276) 2.由前面轴得 :两轴承所受的力分别为 F1 =1290.8N F2=444.9N 3.两轴的计算轴向力 Fa1=231.115N Fa2=155.7N 4.计算 Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.0107 5.查手册 e 值 : 6.计算 Fa1/ F1=0.183e1 Fa2/F2=0.36=e2 7.查手册 :X、 Y 的值 8.查载荷系数 :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.计算轴承的寿命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=49207.5h 11.结论 :符合要求 ,选用此轴承 .但需及时更换 rC=23KW orC=15KW F1 =1290.8N F2=444.9N Fa1=231.115N Fa2=155.7N Fa1/Cor=0.016 Fa2/ Cor =0.0107 e1=0.38 e2=0.36 Fa1/ F1=0.183 Fa2/F2=0.36 X1=1,Y1=0 X2=1,Y2=0 /trFF48000h 7.2 轴承 2 的 计算与校核 : 第二对轴承的当量动载荷 P: ()p r tP f X F Y F 查手册取 pf =1.1 取 7206C 轴承 计算步骤与内容 计算结果 1.查手册查得 : rC 、 orC 值 (GB/T 276) 2.由前面轴得 :两轴承所受的力分别为 F1 =1924.5N F2=1418N 3.两轴的计算轴向力 Fa1=828.96N Fa2=579.96N 4.计算 Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 5.查手册 e 值 : 6.计算 Fa1/ F1=0.429e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手册 :X、 Y 的值 8.查载荷系数 :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.计算轴承的寿命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=40487.6h 11.结论 :基本符合要求 ,选用此轴承 .但需及时更换 rC =23KW orC =15KW F1 =1924.5N F2=1418N Fa1=828.96N Fa2=579.96N Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 e1=0.426 e2=0.409 Fa1/ F1=0.429 Fa2/F2=0.409 X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0 /trFFe1 Fa2/F1=e2 P1=2125.99N P2=1559.8N 40487.6he1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手册 :X、 Y 的值 8.查载荷系数 :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.计算轴承的寿命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=11457.96h 11.结论 :基本符合要求 ,选用此轴承 .但需及时更换 rC=42.8KW orC=32KW F1 =3256.3N F2=9286.86N Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138 e1=0.476 e2=0.476 Fa1/ F1=0.358 Fa2/F2=0.138 X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0 /trFFe1 Fa2/F1=e2 P1=7288.6N P2=10215.5N P2P1 40487.6h48000h 第八章 箱体的设计 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, 400b MPa ,0 .2 250M Pa , =18 ,布氏硬度130 180HBS ,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） +1mm 8mm 8mm 箱盖壁厚 1 (0.80 0.85) 8mm 8mm 箱盖凸缘厚度 1b 1.51 12mm 箱座凸缘厚度 b 1.5 12mm 箱底座凸缘厚度 2b 2.5 20mm 地脚螺钉直径 fd 0.018（ dm1+dm2） +1mm 12mm 12mm 地脚螺钉数目 n 查手册 4 邵阳学院课程设计 第 25 页 共 27 页 轴承旁联接螺栓直径 1d 0.75fd 10mm 盖与座联接螺栓直径 2d (0.5 0. 6) fd 8mm 联接螺栓的间距 l 150 200 150 轴承端盖螺栓直径 3d (0.4 0.5) fd 6mm 视孔盖螺栓直径 4d (0.3 0.4) fd 4mm 定位销直径 d (0.7 0.8)fd 6mm fd 1d 2d至外箱壁距离 1C 查手册 16mm 1d 2d至凸缘边缘距离 2C 查手册 14mm 轴承旁凸台半径 1R 2C 14mm 凸台高度 h 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 1l 12( 5 1 0 )CC 36mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1.2 10mm 齿轮端面与内箱壁距离 2 18mm 箱盖 /箱座肋厚 1m,m 110 . 8 5 , 0 . 8 5mm 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=3.3