机械设计课程设计带式输送机链传动双级圆柱齿轮减速器(共46页)

1、机械设计机械设计课程设计说明书课程设计说明书设计题目：设计题目：带式输送机链传动带式输送机链传动- -双级圆柱齿轮减速器双级圆柱齿轮减速器学生姓名学生姓名: :学学号：号：专业班级：专业班级：机制机制 092092 班班指导老师指导老师: :2012012 2 年年 1 1 月月 5 5 日日目录目录一、课程设计任务书.4二、方案的总体评价.5三、电动机的选择.53.1 电动机的类型和结构形式.53.2 电动机的容量.53.2.1 工作所需功率.53.2.2 电动机输出功率 Pd. 53.3 电动机的转速.6四、传动比分配和传动参数和运动参数的计算. 64.1 传动比分配.64.2 传动参数和

2、运动参数的计算.7五、齿轮传动的设计.85.1 第一对齿轮.85.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料. 85.1.2 按齿面接触强度设计.85.1.2.1 确定公式中的各计算值.95.1.2.2 计算145.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计.115.1.4 齿轮尺寸计算确定.125.2 第二对齿轮.135.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料. 135.2.2 按齿面接触强度设计.135.2.2.2 计算.145.2.3 按齿根弯曲疲劳强度校核. 165.2.4 齿轮尺寸计算确定.175.2.5 齿轮参数.18六、链传动的设计.186.1 确定链轮齿数.186.2 确定计算功率.196.3 选

3、择链条型号和节距.196.4 计算链节数和中心距.196.5 计算链速，确定润滑方式.196.6 计算压轴力.20七、轴、键及联轴器的设计与校核.207.1 轴 II（中间轴）的结构设计.207.1.1 设计依据 .217.1.2 求作用在齿轮上的力.217.1.3 初步确定轴的最小直径.217.1.4 轴的结构设计.227.1.5 键强度的校核.237.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度. 247.1.7 轴承寿命校核.257.2I 轴(高速轴)的结构设计.267.2.1 设计依据 .267.2.2 求作用在齿轮上的力.267.2.3 初步确定轴的最小直径.277.2.4 轴的结构设计.27

4、7.2.5 确定轴上圆角和倒角尺寸. 297.2.6 键强度的校核.297.2.7 按弯扭合成应力校核轴的强度. 297.3 轴 III（低速轴）的结构设计.327.3.1 设计依据.327.3.2 求作用在齿轮上的力.327.3.3 初步确定轴的最小直径.327.3.4 轴的结构设计.327.3.5 键强度的校核.347.3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度. 357.4 精确校核轴的疲劳强度.377.4.1 判断危险截面.377.4.2 截面左侧.377.4.3 截面右侧.39八、减速器及其附件的设计.398.1 箱体（盖）的分析.4098.2 箱体（盖）的材料.398.3 箱体的设计计算.

5、418.4 减速器附件和附加结构的名称和用途. 43九、润滑和密封方式的选择.409.1 齿轮传动的润滑.459.1.1 润滑剂的选择.459.1.2 润滑方式的选择.459.2 滚动轴承的润滑.459.2.1 润滑剂的选择.459.2.2 润滑方式.46十、设计心得1参考文献46一、课程设计任务书一、课程设计任务书设计题目：带式输送机链传动双级圆柱齿轮减速器。运输机械载荷变化不大，空载启动，单向运转，每日两班制工作， 使用期限为 10 年， 每年 300 工作日， 减速器小批量生产，运输带速度允许误差为5，滚筒效率为 0.96。VF已知参数：滚筒直径 D350mm，牵引力 F4KN，带速 V

6、0.8m/s，输送机在常温下连续单向工作，载荷平稳，采用电动机为原动力。完成内容：1、完成减速器装配图 1 张，0 号图纸。2、零件图三张，箱体或箱盖，1 号图，输出轴和输出轴上的齿轮，用 3 号图纸。3、设计说明书 1 份。二、方案的总体评价二、方案的总体评价VF链传动，减速器的尺寸小，链传动的尺寸较紧凑。三、电动机的选择三、电动机的选择3.1 电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式Y 系列三相异步电动机有构造简单、制造使用方便、效率高、启动转矩大、价格便宜的特点，选择 Y 系列三相异步电动机。3.2 电动机的容量电动机的容量3.2.1 工作所需功率工作所需功率Pw=FV/1000=4

7、0.8/1000=3.2Kw3.2.2 电动机输出功率电动机输出功率 Pd为了计算电动机所需功率 Pd， 先要确定从电动机到工作机之间的总功率。设1、2、3、4、5分别为凸缘联轴器、成对滚动轴承、闭式齿轮传动（设齿轮精度为 7 级） 、开式滚子链传动、滚筒的效率，由表查得：1=1；2=0.99；3=0.97；4=0.96；5=0.96则传动装置的总效率为841. 05423421=电动机所需功率 Pd= Pw/=(3.2/0.841)Kw=3.84Kw3.3 电动机的转速电动机的转速通常情况下多选 1500 r/min 和 1000 r/min根 据 电 动 机 的 功 率 和 转 速 可 选

8、 取 电 动 机 的 型 号 为Y132S-4参数如下： 功率 P=5.5Kw,空载转速 n=1500r/min ，满载转速 =1440r/min 轴直径 D=38mm四、传动比分配和传动参数和运动参数的计算四、传动比分配和传动参数和运动参数的计算4.1 传动比分配传动比分配DV100060滚筒n=43.676r/min滚筒电机nn=0i=1440/43.676=33每级别传动的传动比在其推荐的范围之内。电动机的型号为Y132S-4功率 5.5kw圆柱齿轮传动 3-6；链传动 2-5。总传动比3210iiii=3i为链轮得传动比，1i为高速级传动比，2i为低速级传动比，取3i=2.2 ， 对

9、于 两 级 展 开 式 齿 轮 减 速 器 =(1.1-1.5), 取21i 2 . 1i =，15iiii2 . 233302=解得54. 3i25. 4i21=，。4.2 传动参数和运动参数的计算传动参数和运动参数的计算0P=4kw,0n=1440r/minkwkwpp45. 599. 015 . 52101=kwkwpp23. 599. 097. 045. 53212=kwkwpp02. 599. 097. 023. 53223=n1=n0=1440r/minn2=n1/i1=1440/4.25=339r/minn3=n2/i2=313/3.54=96r/minm47.3614405 .

10、 59550000n9550000=NPTm14.36144045. 59550n9550111=NPTm33.14733923. 59550n9550222=NPTm39.4994458. 49550n9550333=NPT参数列表项目电动机轴高速轴 I中间轴 II低速轴 III转速（r/min） 1440144033944转矩（N.m）36.4736.41147.33499.39功率（KW）5.55.455.234.58五、齿轮传动的设计五、齿轮传动的设计5.1 第一对齿轮第一对齿轮5.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。减速器为一般机器，

11、速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 。材料选择。由表 10-1 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。选小齿轮齿数为 z1=24，z2=244.25=102。5.1.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计3211)(132. 2HEdtZuuKTd+=5.1.2.1 确定公式中的各计算值确定公式中的各计算值试选载荷系数.31t=K计算小齿轮传递的力矩mmN10647. 3401= TT齿轮作不对称布置，查表 10-7，选取0 . 1=d由表 10-6 查得材料的弹性影

12、响系数21MPa8 .189=EZ由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极 限MPa6001lim=H； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPa5502lim=H。计算应力循环次数911101472. 43001082114406060=hjLnN89112107581. 952.4410147. 4=iNN 由 图10-19取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数93. 0,90. 021=HNHNKK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1=SMPa540160090. 01lim11=SKHHNHMPa5 .511155093. 02lim22=SKHH

13、NH5.1.2.2 计算计算计算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小值mm393.46)511.58 .189(25. 4125. 41104647. 33 . 132. 2)(132. 23243211=+=+=HEdtZuuKTd计算圆周速度sm498. 31000601440393.41614. 310006011t=nd计算尺宽bmm393.46725.4111t=dbd计算尺宽与齿高之比hbmm933. 124393.4611t=zdmtmm35. 4933. 125. 225. 2=tmh67.1035. 4393.46=hb计算载荷系数根据sm498. 3=，7 级精度，查图 1

14、0-8 得动载荷系数16. 1=vK直齿轮，1=FHKK由表 10-2 查得使用系数1=AK由表 10-4 用插值法查得452. 1=HK由67.10=hb，452. 1=HK，查图 10-13 得375. 1=FK故载荷系数653. 1425. 1116. 11=HHvAKKKKK按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径mm26.503 . 1653. 1393.46331t1=tKKdd计算模数mmm094. 2mm2426.5011=zdm5.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计按齿根弯曲疲劳强度设计由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa5001=FE； 大 齿 轮 的 弯 曲 疲

15、 劳 强 度 极 限MPa3802=FE。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命88. 0,85. 021=FNFNKK。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4 . 1=SMPa57.3034 . 150085. 0111=SKFEFNFMPa86.2384 . 138088. 0222=SKFEFNF计算载荷系数595. 1375. 1116. 11=FFAKKKKK查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得65. 21=aFY17. 22=aFY58. 11=aSY792. 12=aSY计算大小齿轮的FSFYYaa,并加以比较。 01379. 057.30358. 165. 21a1a1=

16、FSFYY 01634. 086.238792. 1178. 22a2a2=FSFYY大齿轮的数值大。设计计算mm489. 101634. 024110647. 3595. 12m324=对比计算结果，由吃面接触疲劳强度设计的模数 m 大于由弯曲疲劳强度设计的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关可取弯曲强度算的模数1.489 并取圆整值 2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=46.393 取 d1=60mm。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并避免了材料的浪费。5.1.4

17、 齿轮尺寸计算确定齿轮尺寸计算确定齿轮齿数z1=d1/m=30，z2=4.2530=127.5 取 128分度圆直径d1=60mm，d2=z2m=1282=256mm中心距mm158mm2256602dda21=+=+=齿轮宽度b2=60mm，b1=65mm。5.2 第二对齿轮第二对齿轮5.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。减速器为一般机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 。材料选择。 由表 10-1 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

18、材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数为=30，=30*3.8=114。5.2.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计3211)(132. 2HEdtZuuKTd+=5.2.2.1 确定公式中的各计算值确定公式中的各计算值试选载荷系数.31t=K计算小齿轮传递的力矩mmN104733. 152=T齿轮作不对称布置，查表 10-7，选取0 . 1=d由表 10-6 查得材料的弹性影响系数21MPa8 .189=EZ由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa6003lim=H；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5504lim=H。计算应力循环次数8231076. 9300108

19、213396060=hjLnN8823410758. 254. 31076. 9=iNN由图 10-19 取接触疲劳寿命系数96. 0,92. 043=HNHNKK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1=SMPa552160092. 03lim33=SKHHNHMPa528155096. 04lim44=SKHHNH5.2.2.2 计算计算计算小齿轮分度圆直径3td，代入H中较小值mm456.73)5288 .189(54. 3154. 31104733. 13 . 132. 2)(132. 23253211=+=+=HEdtZuuKTd计算圆周速度sm30. 11000603394

20、56.7314. 310006023t=nd计算尺宽bmm456.73456.7313t=dbd计算尺宽与齿高之比hbmm448. 230456.7333t=zdmtmm5092. 5448. 225. 225. 2=tmh426.145092. 5456.73=hb计算载荷系数根据sm30. 1=， 7 级精度， 查图 10-8 得动载荷系数07. 1=vK直齿轮，1=FHKK由表 10-2 查得使用系数1=AK由表 10-4 用插值法查得961. 1=HK由426.14=hb，461. 1=HK，查图 10-13 得3 . 1=FK故载荷系数563. 1461. 1107. 11=HHvA

21、KKKKK按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径mm11.783 . 1563. 1456.73331t1=tKKdd计算模数mmm60. 23011.7811=zdm5.2.3 按齿根弯曲疲劳强度校核按齿根弯曲疲劳强度校核由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa5003=FE； 大 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限MPa3804=FE。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命93. 0,88. 043=FNFNKK。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4 . 1=SMPa29.3144 . 150088. 0333=SKFEFNFMPa43.2524 . 138093. 02

22、22=SKFEFNF计算载荷系数659. 155. 1107. 11=FFAKKKKK查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得52. 23=FaY174. 24=FaY625. 13=SaY796. 14=SaY计算大小齿轮的FSFYYaa,并加以比较。 01721. 029.314174. 252. 21a1a1=FSFYY 01547. 043.252796. 1174. 22a2a2=FSFYY大齿轮的数值大。设计计算mm11. 201721. 0301104733. 1595. 12m325=对比计算结果，由吃面接触疲劳强度设计的模数 m 大于由弯曲疲劳强度设计的模数，由于齿轮模

23、数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关可取弯曲强度算的模数2.11 并取圆整值 2.5mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=73.456 取 d1=75mm。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并避免了材料的浪费。5.2.4 齿轮尺寸计算确定齿轮尺寸计算确定齿轮齿数Z1=d1/m=30，z2=3.5430=106.5 取 107分度圆直径d1=75mm，d2=z2m=1072.5=267.5mm中心距mm158mm25 .267752dda21=+=+=齿轮宽度b2=75mm，b1=80mm。

24、5.2.5 齿轮参数齿轮参数各齿轮参数列表如下齿轮IIIIIIIV分度圆直径/mm6026575267.5模数/mm222.52.5传动比4.253.54宽度/mm65608075中心/mm158171.25齿顶圆直径/mm6426080272.5齿根圆直径/mm5525168.75261.25六、链传动的设计六、链传动的设计6.1 确定链轮齿数确定链轮齿数小链轮齿数 Z5=25 ，大链轮的齿数 Z6=2.225=55，取 57。6.2 确定计算功率确定计算功率由表 9-6 查得0 . 1=AK，由图 9-13 查得1=zK，单排链，则计算功率为kW02. 502. 510 . 1=PKKPz

25、Aca6.3 选择链条型号和节距选择链条型号和节距根 据minr96kW02. 53=nPca及， 查 图 9-11 ， 可 选20A-1，查表 9-1，链条节距mm75.31=p6.4 计算链节数和中心距计算链节数和中心距初选中心距mm5 .15875 .95275.31)5030()5030(0=pa。取mm10000=a，相应的链长节数为8 .104100075.31164175.311002a)2(2a2202122100=+=+=）（PZZZZPLP取链长节数节106=pL。查表 9-7 得中心距计算系数24687. 01=f，则链传动的最大中心距为()()mm10195725-10

26、6275.3124687. 0-2651+=+=zzLpfap6.5 计算链速计算链速，确定润滑方式，确定润滑方式sm27. 110006075.31259610006053=pzn由sm27. 1=和链号 20A-1，查图 9-14 可知应采用油池润滑或油盘飞溅轮滑。6.6 计算压轴力计算压轴力pF有效圆周力为N76.395227. 102. 510001000P3=Fe链轮水平布置时的压轴力系数15. 1=pFK，则压轴力为N454676.395215. 1=eFpFKFp6.7 校核运输带的速度误差7 .3425573010730128i=，min/ r503.417 .341440in

27、n0=%5%9 . 4-8 . 08 . 0-60/350503.4114. 3%1008 . 08 . 0-60/nv%=D故满足要求。七、轴、键及联轴器的设计与校核七、轴、键及联轴器的设计与校核7.1 轴轴 II（中间轴）的结构设计（中间轴）的结构设计7.1.1 设计依据设计依据kw23. 5p2=，min/ r339n2=，mN33.147T2=7.1.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力已知大齿轮分度圆直径mmd2562=，小齿轮分度圆直径mmd753=，= 20n。而NKNdTFt66.29425633.14722222=，NNFFntr25.10720tan66.294cost

28、an22=,NFa02=,NKNdTFt39297533.14722323=，NNFFntr143020tan3929costan33=，NFa03=7.1.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调制处理。根据表 15-3，取A0=110，于是得mmmmnPAd0 .2733902. 511033220min=I 轴上的最小直径与滚动轴承配合，根据滚动轴承 d 的标准值取 30mm。7.1.4 轴的结构设计轴的结构设计拟定轴上的零件的装配方案，如下图I-II 段轴用于安装轴承 6406，故取直径为 30mm。I-根据轴承的宽

29、度取 23mm。II-III 段安装套筒，直径 30mm。考虑大齿轮距箱体内壁的距离为 10mm，且轴承距离箱体内壁距离为 4mm，II-III 长度为14mm。III-IV 段安装小齿轮，直径 36mm。长度略小于小齿轮宽度，为 77mm。V-V 段分隔两齿轮，直径为 42mm。IV-V 段用于隔开两个齿轮，根据设计草图装配要求确定长度为 9.5mm。V-VI 段安装大齿轮， 直径为 36mm。 长度略小于齿轮的宽度，为 57mm。VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为 30mm。长度为 42.5mm。轴上零件的周向定位齿轮 II、III 与轴的周向定位采用 A 型平键连接。由轮毂长度和直

30、径查表 6-1 得:齿轮 II 上的键mmmmmm81070hbl=齿轮 III 上的键mmmmmm81050hbl=配合匀为6n7H。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2， 取轴端倒角为455 . 1， 各轴肩处的圆角半径见图7.1.5 键强度的校核键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力p=100120MPa,取其平均值，p=110MPa。键的工作长度 l=L-b齿轮 III 上的键ppMPaMPakldT1 .34366085 . 01033齿轮 III 上

31、的键ppMPaMPakldT16.51364085 . 01033因为21ppp， 故所选键的强度满足要求7.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度1）求轴上的载荷和弯矩NADCDFBDFFttNVA27452035866.2945 .137392923=+=+=NFFFFNVAttNVD14792745-66.2943929-23=+=+=mmNmmABFMNVAVB=179798N5 .652745mmNmmNCDFMNVDVC=85782581479NNADACFABFFrNHD38520314525.107-5 .651430-23r=N

32、NADCDFBDFFrrNHA9382035807.251-5 .1371430-23=mmNmmNABFMNHAHB=614395 .65938mmNMMMHBVBB=+=+=190005614391797982222mmNmmNCDFMNHDHC=2233058385mmNMMMHCVCC=+=+=8864122330857822222按脉动循环应力考虑，取=0.6mm209562mm)1473306 . 0(190005)()(22222ca=+=+=NNTMMBBmm125186mm)1473306 . 0(88641)(22222ca=+=+=NNTMMCC）（2）按弯扭合成应力校核

33、轴的强度，校核截面 B、C。校核 B 截面由 d=35mm，可得，3336 .4665361 . 01 . 0mmdWB=MPaMPaWMBBcaB92.446 .4665209562ca=校核 C 截面，36 .4665mmWC=，MPaMPaWMCCcaC83.266 .4665125186ca=轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 得，MPa601 -=，1=）（故满足要求。7.2I 轴轴(高速轴高速轴)的结构设计的结构设计7.2.1 设计参数设计参数kw45. 5pI=，min/ r1440nI=，mN47.36TI7.2.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力NFFrr2

34、5.10721=NFFt66.29421t=7.2.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步算出轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取A0=110,于是得mmnPAd1 .17144045. 511033110min=查课本1-14表,选取5 . 1=aKmNTKTaca=7 .5447.365 . 11Y132S-4 的轴直径为 38mm 选用联轴器孔径与之相适应GY5，许用转速 5000r/min,许用转矩 400mN，计算转矩小于联轴器公称转矩,所以轴的最小直径为d=38mm.7.2.4 轴的结构设计轴的结构设计拟定轴上的零件的装

35、配方案，如下图。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各段直径及各段长度的确定从右到左分述如下：a.该由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为38mm。b.该考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达3-5mm，考虑到密封圈的直径，所以该段直径选为 45mm。c.该段轴要安装轴承，则轴承选用 6210 型，即该段直径定为50mm。d.该段轴制成齿轮轴，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，综合所设计的齿轮齿根圆尺寸，定为 55mm。e.安装轴承 6210，故即该段直径定为 50mm。各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：a.该段轴

36、安装轴承，轴承宽 20mm，该段长度定为 20mm。b.该段为齿轮轴，齿轮宽为 65mm，定为 65mm。c.该段综合设计要求（由装配草图确定） ，通过设计计算得该段长度为 101mm。d.该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽 20mm，该段长度定为34mm。e.该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度定为 60mm。f.根据所愿联轴器确定，联轴器型号 GY5，考虑到轴承盖螺丝方便取出，长度取 60mm。齿轮 I 采用齿轮轴， 因为齿根圆到键槽底部的距离 e 小于2 m4齿轮 II 和齿轮 III 之间的距离为 9.5mm。5轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用 B 型平键连接。 由

37、表 6-1 的平键为mmmmmmhbl81050=，配合为6n7H。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为年 m6。7.2.5 确定轴上圆角和倒角尺寸确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为455 . 1。7.2.6 键强度的校核键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力p=100120MPa,取其平均值，p=110MPa。键的工作长度 l=L-b/2，ppMPaMPakldT6 .10384585 . 01047.362102331=因为pp， 故所选键的强度满足要求。7.2.7 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核

38、轴的强度1）作用在齿轮上的力和弯矩NFFt66.29421t=,NFFrr25.10721=NNACBCFFNHA3 .302005 .5625.1071r=NNACBCFFNVA24.832005 .5666.2941 t=NNACABFFNVC42.2112005 .14366.2941 t=NNACABFFNHC95.762005 .14325.1071r=mmNmmABFMNVAVB=11945N5 .14324.83mmNmmNABFMNHAHB=43485 .1433 .30mmNMMMHBVBB=+=+=127124348119452222按脉动循环应力考虑，取=0.6mm253

39、06mm)364706 . 0(12712)()(22222ca=+=+=NNTMMBB2）按弯扭合成应力校核轴的强度校核截面 B。由 d=55mm，可得，3335 .16637551 . 01 . 0mmdWB=MPaMPaWMBBcaB52. 15 .1663725306ca=轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 得，1=）（故满足要求。7.3 轴轴 III（低速轴）的结构设计（低速轴）的结构设计7.3.1 设计依据设计依据kw58. 4p3=，min/ r96n3=，mN39.499T3=7.3.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力齿轮 IVNFF39293t4t=，NFF

40、14303r4r=7.3.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调制处理。根据表 15-3，取A0=110，于是得mmnPAd1 .419602. 511033330min=7.3.4 轴的结构设计轴的结构设计拟定轴上的零件的装配方案，如下图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各段直径和长度的确定从左到右分述如下：a.考虑到设计计算的最小直径为 41.1mm，故该段直径取43mm，考虑到链轮轮毂的宽度为 65mm，且轴承盖螺栓方便取出，取该段的长度为 70mm。b. 该段要安装轴承盖和密封垫圈，考虑轴肩的高度为3-5mm

41、，结合密封垫圈的尺寸取该段轴直径为 50mm，考虑轴承盖螺丝方便卸下取该段长度为 60mmc.该段要安装轴承，综合轴肩高度选用轴承 6211，轴承直径 50mm，故该段直径为 50mm，轴承宽度为 21，故该段长度为 21mmd. 考虑定位轴肩的高度为 3-5mm，取该段轴的直径为61mm，综合设计要求（由装配草图确定） ，通过设计计算得该段长度为 78.5mm。e.该段为轴环宽度取 10mm， 加定位轴肩高度直径取 67mm。f.该段装配齿轮直径取 61mm， 长度比齿轮轮毂短 3mm， 取75mm。g. 该段装挡油盘和轴承 6211，直径 55mm，长度安装配要求取 40.5mm。轴上零件

42、的周向定位小链轮的周向定位采用 B 型键连接， 齿轮 IV 的周向定位采用A 型平键连接。由轮毂长度和直径查表 6-1 得:小链轮上的键mmmmmmhbl81256=，配合为6n7H。齿轮 IV 上的键mmmmmmhbl111863=，配合为67nH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2， 取轴端倒角为455 . 1各轴肩处的圆角半径见图7.3.5 键强度的校核键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力p=100120MPa,取其平均值，p=110MPa。小链轮上的键键的工作长度 l=L-b

43、/2，ppMPaMPakldT101435785 . 01039.4992102333=因为pp， 故所选键的强度满足要求。齿轮上的键键的工作长度 l=L-b，ppMPaMPakldT101435785 . 01039.4992102333=因为pp， 故所选键的强度满足要求7.3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度1）求轴上的力和弯矩NNACBCFFNHA4622005 .6414304r=NNACABFFNHC9692005 .13514304r=NNACBCFFNVA12672005 .6439294t=NNACABFFNVC26622005 .13539294t=

44、mmNmmABFMNVAVB=171679N5 .1351267mmNmmNABFMNHAHB=626015 .135462mmNMMMHBVBB=+=+=172149626011716792222按脉动循环应力考虑，取=0.6mm173534mm)364706 . 0(172149)()(22222ca=+=+=NNTMMBB2）按弯扭合成应力校核轴的强度由 d=62mm，可得，33322698611 . 01 . 0mmdWB=MPaMPaWMBBcaB64. 722698173534ca=轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 得，1=）（故满足要求。7.4 精确校核轴的疲劳强度

45、精确校核轴的疲劳强度7.4.1 判断危险截面判断危险截面截面 B 的左侧即受扭矩又受弯矩，B 右侧至 C 只受弯矩，从受载的情况看，截面 B 上的应力最大，但轴环左截面处的应力集中严重。综上，该轴只需校核该截面左右两侧即可。7.4.2 截面左侧截面左侧抗弯截面系数33322698611 . 01 . 0mmdWB=抗扭截面系数3333Tmm45396mm622 . 0d2 . 0=W截面 III 左侧的弯矩 M 为mmNM=1232355.38-5.1355.135172149）（截面 IV 上的扭矩mN39.499=T截面上的弯曲应力MPaWMb43. 522698123235=截面上的扭转

46、切应力a1145396499390WTTMPT=轴的材料为 45 号钢，调质处理，由表 15-1 查得MPaMPaMPaB155,275,64011=。因026. 0626 . 1dr=，11. 15561dD=查表 3-2 经插值后得30. 1=,10. 1=查图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为82. 0q=，85. 0q=故有效应力集中系数25. 11-30. 182. 011-q1k=+=+=）（）（09. 11-10. 185. 011-q1k=+=+=）（）（由附图 3-2 的尺寸系数68. 0=；由附图 3-3 的扭转尺寸系数82. 0=。按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系

47、数为92. 0=轴 未 经 表 面 强 化 处 理 ， 即1q=， 则 ：93. 11-92. 0168. 025. 11-1kK=+=+=42. 11-92. 0182. 009. 11-1kK=+=+=碳钢的特性系数取 0.1取 0.05；于是：2 .2601 . 043. 593. 1275ma1 -=+=+=KS195 . 505. 021142. 1155ma1 -=+=+=KS5 . 14 .15192 .26192 .26Sca2222=+=+=SSSSS7.4.3 截面右侧截面右侧抗弯截面系数33322698611 . 01 . 0mmdWB=抗扭截面系数3333Tmm4539

48、6mm622 . 0d2 . 0=W截面 III 左侧的弯矩 M 为mmNM=1232355.38-5.1355.135172149）（截面 IV 上的扭矩mN39.499=T截面上的弯曲应力MPaWMb43. 522698123235=截面上的扭转切应力a1145396499390WTTMPT=过盈配合处的k，由附表 3-8 用插值法求出，并取8 . 0kk=，于是得k=3.16，53. 216. 38 . 0=k轴的材料为 45 号钢，调质处理，由表 15-1 查得MPaMPaMPaB155,275,64011=。轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量因素为92.0=。故得综合系数为25

49、. 3192. 0116. 311=+=+=kK，62. 2192. 0153. 211=+=+=kK于是计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得6 .1501 .043.525.32751=+=+=maKS6.1021105.021162.21551=+=+=maKS77.86.106.156.106.15222=+=+=SSSSScaS=1.5故该轴在截面 IV 右侧的强度也是足够的。综上，轴的设计，键的选择，轴承的选择都是合理的。八、减速器及其附件的设计八、减速器及其附件的设计8.1、箱体（盖）的分析、箱体（盖）的分析箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。8.2、箱体（盖）的材料、箱体（盖）的材料由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用 HT150 灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于