机械设计方案课程设计方案

1、一、设计任务书设计题目：设计带式运输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器 设计数据及条件输送带有效拉力F =13000牛；输送带工作速度V =0.45米/秒；输送带滚筒直径D = 420毫米；传动比允许误差 J = -(2%4% ；生产规模：单件；工作环境：清洁；载荷特性：稍有冲击；工作期限：5年2班制其他条件：无。总体方案设计传动系统的方案拟定带式输送机传动系方案如下图1所示4图1带式输送机由电动机驱动。电动机1通过连轴器2将动力传入减速器3,再经连轴 器4及开式齿轮5将动力传至输送机滚筒6,带动输送带7工作。传动系统中采用两级 展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要

2、求轴有较 大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。二. 电动机的选择（1）电动机的功率由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率Fv13000 7.45Pw5.858 kw1000 1000设：5w输送机滚筒轴至输送带间的传动效率c连轴器效率c = 0.99g闭式圆柱齿轮传动效率g = 0.97g开式齿轮传动效率g = 0.95b 一对滚动轴承的效率b = 0.99cy输送机滚筒效率cy二0.96估算传动系统总效率T| _ Y T| T| T| rj rj-a 12 3 34%式中，-尸0.99=b g=0.99 0.97=0.9603亍 b g=0.99 0.97=0.9603b c=

3、0.99 0.99=0.9801=b g=0.99 0.95=0.9405b cy=0.99 0.96= 0.9504总效率 =i.,小工作机所需电动机效率PrPw = 5.858n 0.7998= 7.32kw(2) 电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速w60000v二 d60000 0.45jix 470=20.5r / min考虑到整个传动系统为三级减速，总传动比可适当取大一些，选同步转速s =1500r/mim的电动机为宜。(3) 电动机型号的选择根据工作条件：工作环境清洁、两班制连续工作，工作机所需功率pr=7.32kw及 电动机的同步转速 s=1500r/mim等，选用Y系列三相

4、异步电动机，卧式封闭结构,型号为丫132M 4,其主要性能数据如下：电动机的额定功率 pm =7.5kw电动机满载转速 nm =1440r / min电动机轴伸直径 D = 38mm电动机轴伸长度 E = 60mm三. 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比nm1440nw20.5-70.24由传动系统方案知i01 =1 ; i34 -1按书1表3-1查取开式圆柱齿轮传动的传动比i45二4 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i 70.24i= hj3417.56i01i34i451 汇1 X 4为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS乞350、齿宽系

5、数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动 比i12 = 13、1.3一17.56 =4.778低速级传动比= 3.675G 17.56123 :i124.778传动系统各传动比分别为:i01 = 1,i2 = 4.778, ：23 = 3.675, ：34 = 1, i45 = 4四. 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下: 0轴（电动机轴）n i= nm=1440r/m inp0 = pr = 7.32kwT0 =9550 也=9550 空248.55Nmn°14401轴（减速器高速轴）n。1440.m1440r /mi ni01 1P

6、1 = p° 01 二 7.32 0.99 二 7.2468kwTT）i01 01 =48.55 1 0.99=48.0645NLm2轴（减速器中间轴）n.1440n21301.38r/mini124.778P2 = Pi 12 = 7.2468 0.9603 = 6.9559kwT2 =Tii2 12 =48.0645 4.778 0.9603 = 220.54NL_m3轴（减速器低速轴）n2301.38.门3-82.01 r / mini233.675P3 = p2= 6.9559 0.9603 = 6.6798kwT3 =123 23 = 220.54 3.675 0.9603

7、 = 6.6798kw4轴（开式圆柱齿轮传动高速轴）门382.01 c.n4-82.01 r / mini341p4 = p3=6.6798 0.9801 = 6.547kwT4 =T3i34 34 =6.6798 1 0.980仁 762.82kw5轴（开式圆柱齿轮传动低速轴）n482.01n520.5r /mi ni454p4 =p36.547 0.9405 = 6.157kwT5 =口45 45 =762.82 4 0.9405 = 2869.73kw五. 开式齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料、热处理方式大小齿轮材料均选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度58- 62HRC（2）确定

8、许用应力确定极限应力-h lim和二Flim按齿面硬度查书2图3-6得，二Hlim1 =1500MPa，二日阮=1500MPa ;查书2计算应力循环次数N、确定寿命系数ZN、Yn8Ni=60amt=60 1 82.01 (5 300 16)=1.18 10-N1 1.18灯08 * *N2-i14= 2.95 103 4 * * 7查书2的图3-8得，Zn1 =Zn2 =1 ;查书2的图3-9得，YnYn1计算许用应力由书2的表3-2取Sh min =1.1，SFiim =1.5,从而二 HP1-hheZn1152LJmP3 =1363.6 MPa1.1SH minHP 2- H Iim2 Z

9、N2 15001SH minMPa =1363.6MPa1.1取Yst =2，则匚FP1= (1-20%)J F Iim1 StYn1SF min-0.8 450 2 1 MPa =480MPa1.5FP2= (1-20%)F lim2 YSTYN2SF min= 0.8 450 2 1 MPa= 480MPa1.5 初选：一：=10z, =25,勺二卓=25 4 =100, , = 2二。，由书2的表3-6取'-d =0.5。 初步计算齿轮的主要尺寸由书2式（3-16）设计计算叫时，需要先确定系数K,Y,Y,YFa，Ysa因其是用电动机驱动，稍有冲击，齿轮速度不高，非对称布置，取K

10、=1.4 丫 =0.75 丫，0.88因当量齿数Zv二Z/cos3亠丁由书2图3- 18和3-19查得诈a1 =2.65,Ysa1 =1.59;YFa2 二 2.23,Ysa 1.79因 YFa1Ysa1二 FP1700878YFa 2Ysa2二 FP2=0.00832"盘（乙Z2"4arccosmlccos4 (25 100) =1010542a2 254取小齿轮参数代入设计式2KT1Cos0.5 汉252480=3.4mm将g加大10%-15%后取标准模数 g = 4mm则中心距臥25 +100) = 253.86mm cos10圆整后取a =254 mm调整螺旋角：

11、YY： YFaM1宙d乙aFP13 2 1.4 762820 cos2100.75 0.88 2.65 1.59计算分度圆直径:mnZ一 _d1mm =101.6mm4 25,mnz24x100“c ,d2mm = 406.4mmcos ： cos10、10 54计算齿轮圆周速度:mudv =6000082.01 n： 76.460000m/s = 0.32m/s满足初估齿轮圆周速度v乞3m/ s计算齿宽:大齿轮 b2 nbVddi =0.5 101.6mm =50.8mm，圆整后取 b2 =51mm;小齿轮 0 二 b2(5 10) = (51 7) mm 二 58mm六. 减速器传动零件（

12、齿轮）的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料、热处理方式小齿轮（齿轮1右旋）：45钢，调质处理，硬度为217255HBS大齿轮（齿轮2 左旋）：45钢，正火处理，硬度为169217HBS取小齿轮齿面硬度为230HBS大齿 轮为200HBS（2）确定许用应力 确定极限应力二H|im和二Flim按齿面硬度查书2的图3-6得，匚屮咄=580MPa，二円阮=550MPa ;查参考 资料的图 3-7 得，二Flim1 =220MPa，二Flim2 =210MPa。 计算应力循环次数N、确定寿命系数ZN、YnN60a门让=60 1 1440 (5 300 16)=20.74 108N

13、2N1 20.74 108i14.778= 4.34 108查书2的图3-8得，Zn1=Zn2=1;查书2的图3-9得，Yn1=Yn2 =1 计算许用应力二 HP1二 H lim1ZN1SH min580 1MPa =580MPa1二 H lim2 ZN2SH minccn x 1MPa =550MPa1取论t =2，则FP1-F lim111SF min220 2 11.4MPa 二 314MPa"-'FP22F lim2SF min210 2 11.4MPa =300 MPa(2) 分析失效形式、确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数

14、过小， 也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面接触疲劳强度强度进行设计、 确定主参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。(3) 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 小齿轮的名义转矩T1 =48065N mm 选择齿轮传动的精度等级初估齿轮圆周速度v4m/s按估计的圆周速度，由书2的表3-3初步选用8级精度。 初选参数初选：2 =12：；乙=21,z2 =z,i12 =21 4.778 = 100, = 2 =0，由书2的表 3-6 初步计算齿轮的主要尺寸因电动机驱动，载荷稍有冲击，非对称布置，轴的钢性较小，取K =1.4。由书2的图3-15查得Zh -2.45 ；查书2的表3-5得Ze =

15、189.8 MPa ；取乙：=08 ；Z 二cos ： = cos12" = 0.989 ； - HP 二 &HP2 二 550MPa，从而ZhZeZ Z2 2KT1 i1 ' 1 丿，-iHPdi12.45 189.8 0.8 0.9895502 1.4 48065 4.778 11 4.778=41.760mmd1 cosP mnZ少760 cos12mm=1.945mm21按书2的表3-7 ,取标准模数g =2mm，则中心距mna1 _ 2cos2(N z2)(21 100)mm = 123.7mm2 汉 cos12圆整后取：a1 = 125mm调整螺旋角:=a

16、rccosmn(Z1 勺)2a12(21+100)=arccos 2 125=14 32 2计算分度圆直径:d2mnZ! 2 21cos :-cos14 32 2mnZ22 100mm 二 43.39mmd1cos ： cos14 32 2mm 二 206.61mm计算齿轮圆周速度:m 二 d1v =600001440 H 43.38860000m/s = 3.271m/ s满足初估齿轮圆周速度v < 4m/ s计算齿宽:大齿轮 b2 二b - dd<i =1 43.388mm = 43.388mm，圆整后取 b2=44mm；小齿轮(5 10) = (44 6)mm 二 50mm(

17、4) 验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数= 23.2213 5Tcos314 32 2Zv2 =Z2cos3 :10835cos314 32 2= 110.2查书2的图3-18得，YFa1 =2.7, YFa2 =2.2;查书2的图3-19得，Y =1.57,Ysa2 =1.78计算弯曲应力2KT1bd1mnYFa1Ysa1Y Y ：二2 1.4 4806550 43.388 22.7 1.57 0.7 0.9MPa = 118.3MPa ： ；FP1cf ；-f1Yf =118.3 2.2 1.78 MPa =109.3MPa ：二FP2YFa1Ysa12.7 1.57强度满足要求。（5）齿

18、轮结构设计 齿轮1的结构设计由于齿轮1的直径太小，故应该将齿轮1做成齿轮轴的形式。选用标准结构参数（参看书4的110页和书5的109页），从而压力角r =20，齿顶高系数han* =1，顶隙系数Cn* =0.25。 齿轮2的结构设计由于齿轮2的直径在200500范围内，故应该将齿轮2与轴分开来制造，且做 成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开 6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻， 此时没有拔模斜度。同样，压力角:20，齿顶高系数han* =1,顶隙系数cn* =0.25。结构参数计算如下（df是齿根圆直径，其它参数符号说明如右图2所示）：因为2轴上滚动轴承的内径为35mm （参见轴的结构设计部

19、分），故取d = 40mmd1 : 1.6d =1.6 40mm = 64mmmnZ2-2(1 0.25) 2mm =201.612mm.n_2*丄 *2"00df =C0_2(hanCn)mn =cos14；32 2取 l = 44mm、0 = (2.5 4)mn = (2.5 4) 2mm = 5 8mm，又、0 一 8 10mm，故、0 = 8mmD =df -2 0 =206.612-2 8 = 190.612mm，圆整后取 D 190mmC =0.3B =0.3 44mm=13.2mm，圆整后取 C = 13mmn 二 0.如=0.5 2mm = 1mm取 r =5mm ,

20、 q =2mm图2低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算(1)选择齿轮材料、热处理方式小齿轮(齿轮3左旋)：45钢，调质处理，硬度为217255HBS大齿轮(齿轮4 右旋)：45钢，正火处理，硬度为169217HBS取小齿轮齿面硬度为230HBS大齿 轮为200HBS(2)确定许用应力根据高速级的确定方法可得"-'hp3 =580MPa；hp4 =550MPa匚 FP3 =314MPa:-fp4 = 300MPa (3)分析失效形式、确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小,也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面接触疲劳强度强度进行

21、设计、 确定主参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。(4) 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 小齿轮的名义转矩T3 =220540N mm 选择齿轮传动的精度等级初估齿轮圆周速度v_4m/s按估计的圆周速度，由书2的表3-3初步选用8级精度。 初选参数初选：1 =12lz3 =25,z4 二 z3i23 =21 3.675 = 92, 3 二 4=0，由书2的表 3-6 初步计算齿轮的主要尺寸因电动机驱动，载荷稍有冲击，非对称布置，轴的钢性较小，取K =1.4。由书2的图3-15查得ZH =2.45 ；查书2的表3-5得Z 189.8 MPa ；取Z； = 08 ；Z 一： = . cos ：

22、= cos12" = 0.989 ； - HP = HP4 = 550MPa，从而d一 3(ZHZEZZJ2 2KT1 A1V HPVd i12.45x 189.8X 0.8x 0.989)2 2 x 1.4 x 220540 3.675 +15503.675=70.574mmmn d3 cos :Z370.574 cos1225mm 二 2.76mm按书2的表3-7，取标准模数mn = 3mm，则中心距a2mn2cos :(Z3 乙)二22 cos12；(2592)mm = 179.4mm圆整后取：a2 = 180mm调整螺旋角:2a2-二 arccosmn(Z3 Z4)=arcc

23、os2 (25 92) =12 50 192灯80mnZ33x25Th=ocos :cos12 50 19mnZ3 92damm = 76.923mm计算分度圆直径：d4mm 二 283.077mmcos： cos12 50 19计算齿轮圆周速度:n3ird3301.38 汉兀汽 76.923 ,v -m/s = 1.214m/ s60000 60000满足初估齿轮圆周速度v乞4m/s计算齿宽:大齿轮 b4=b=： dd3=1 76.923mm = 76.923mm，圆整后取 b4 -77mm；小齿轮 b3 =b4(5 10) = (77 8)mm 二 85mm(5) 验算轮齿的弯曲疲劳强度计

24、算当量齿数乙4 -3coscos3 :3cos312 50 19Z9225Z3Zv3 二-399.26cos312 50 19= 26.97查书2的图3-18得，YFa3=2.58 , YFa4 = 2.23;查书2的图3-19得,Ysa3 =1.61, Ysa4=1.78计算弯曲应力2 KT2 疋 14 工 220540；F1-YFa3YSa3YY2.58 1.61 0.7 0.9MPa =82.38MPa zfp3bd3mn一 85 76.923 3二F4 =：；F3 丫刊4丫閔=82.38 2.23 1.78 MPa = 78.73MPa ： ；FP4YFa3Ysa32.58 1.61强

25、度满足要求。(6) 齿轮结构设计齿轮3的结构设计由于齿轮3的直径较小，根据书319章关于圆柱齿轮的论述，应该将齿轮 3 做成实心式的。选用标准结构参数（参看书4的110页和书5的109页），从而压力角=20， 齿顶高系数g* -1，顶隙系数cn* =0.25。齿轮4的结构设计由于齿轮4的直径在200500范围内，故应该将齿轮4与轴分开来制造，且做 成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角n =20：，齿顶高系数han* =1,顶隙系数q* =0.25o 结构参数计算如下（df是齿根圆直径，其它参数符号说明如图2所示）:因为3轴上滚

26、动轴承的内径为55mm （参见轴的结构设计部分），故取d =63mmd1 : 1.6d =1.6 63mm=100.8mm 圆整后取 101mmmnz2*df咤一 2（han Cn）mncos -3 922（1 0.25） 3mmcos12 50 19-275.577mm取 l = 77mm0 =（2.54）mn =（2.5 4） 3mm=7.5 10mm，又、0_8 10mm，故、0 =8mmD1 =df -2-o =275.577-2 8 = 259.577mm，圆整后取 D 260mmC -0.3B -0.3 33mm =23.1mm，圆整后取 C =23mmn =0.5mn =0.5

27、3mm = 1.5mm取 r =5mm，厲=2mm七. 轴及轴上零件（轴承，键）的设计计算与校核（1）联轴器和滚动轴承的型号以及链轮轮毂宽度是根据轴端直径确定的，而且 轴的结构设计是在初步计算轴径的基础上进行的，故先要 初算轴径，如下：轴的材料选45号钢，对于1轴（减速器高速轴），根据受载情况取C=118,则dmin1 二 C3PTHV=118 3 7.2468/1440mm 二 20.22mm考虑到该轴段截面上有一个键槽，d增大5%即4 =（1 5%） 20.22mm = 21.231mm圆整后，di =22mm对于2轴（减速器中间轴），根据受载情况取C=113,则dmin2 CgF2 /r

28、h = 113x 6.9558/ 301.38mm = 32.17mm圆整后，d2 =33mm对于3轴（减速器低速轴），根据受载情况取C=107,则d3 =C3 F3/n3 =107 3 6.6798/82.01mm 二 46.38mm考虑到该轴段截面上有一个键槽，d增大5%即d3 = （1 5%） 46.38mm 二 48.699mm圆整后，d3 =49mm对于4轴（开式齿轮传动的高速轴），根据受载情况取C=107,则dC3 P4/n/-107 3、6.574/82.01mm= 46.13mm考虑到该轴段截面上有一个键槽，d增大5%即d3 =（15%） 46.13mm = 48.437mm圆

29、整后，d3 =49mm（2）联轴器的选用选择联轴器的类型由于轴的转速较高且稍有冲击，为了减小进去载荷，缓和冲击，应选用具有较小 转动惯量和具有弹性的联轴器，由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好， 故选用弹性柱销联轴器。选择联轴器的型号查书2的表9-1得工作情况系数Ka=1.5,下面分别对电机外伸轴（0轴）与1轴的联接和3轴与4轴的联接选择联轴器:对于电机外伸轴与1轴的联接计算转矩Tea =KAT； =1.5 48.0645N m=72.097N m由于电机外伸轴径（38mm）远大于I轴的最小直径（22mm），故按电机外伸轴径 选择。查书3的表13-7，选用HL3型弹性柱销联轴器。其技

30、术参数：公称转矩 人=630N m，满足Tca :： Tn;其许用转速n =5000r/min，满足m盯n;结构参数:其轴孔直径最小为30 mm，大于1轴的最小直径，故联轴器输出端轴径选择 30mm ； 考虑到电机轴外伸长度，主动端选用有沉孔的短圆柱形轴孔 J型），因无特殊要求， 选用结构最简单的平键单键槽（C型），电机输出端孔径及孔长为42 84mm ；因为无 特殊要求，从动端选用结构最简单的长圆柱形孔 （丫型），A型键槽，减速器输入端孔径及孔长为30 82mm。该联轴器标记为HL3JA42 84YA30 82GB5014-85对于3轴与4轴的联接计算转矩Tea=KATv ，m=1577.1

31、38N m同样，根据轴径和转矩，查书3的表13-7，选用HL5型弹性柱销联轴器。其技术参数：公称转矩 人=2000N m，满足Tea <Tn ;其许用转速n=3550r/min，满 足ni -n;孔径范围5075mm，故孔径大小与相应的轴相同。结构参数：因无特殊要求，两半联轴器均选结构最简单的 丫型轴孔和C型键槽，减速器输出端孔径及孔长为50 142mm ； 4轴转矩输入端孔径及孔长为50 142mm。该联轴器标记为HL5YA50 142YA50 142GB5014-85（3）选择变速器中各根轴上的支承轴承滚动轴承类型选择根据书2的表7-2，由于1、2轴转速较高，载荷较小且同时存在径向载

32、荷和 轴向载荷，先选用角接触球轴承，接触角 > 取15;由于3轴的转速较低，径向载荷较大，先选用深沟球轴承各轴轴承具体选用1轴：根据上面计算出的最小轴径及轴1与连轴器相联轴径知，选用内径为35mm 的轴承比较恰当，查书3表12-6，先选用7207C的角接触球轴承，其内径d=35mm， 外径 D 二 72mm ,宽度 B = 17mm，安装尺寸 damin 二 42mm， Damax 二 65mm。2轴：查参书3的表12-6根据轴2的最小直径（33mm）初步选择轴承代号为7307C,其内径 d =40mm，外径 D =80mm,宽度 B =21mm，安装尺寸 dami49mm，Damax

33、=81mm。3轴：查书3的表12-6根据轴的最小直径（49mm）及轴3与外传动连轴器连接轴径值50初步选择轴承代号为 6211，其内径d =55mm，外径D = 100mm,宽度B =21mm，安装尺寸 damin =64mm，Damax =91mm。（4）轴的基本结构设计根据以上轴最小直径的计算，联轴器的选用，滚动轴承的选用，以及齿轮的设计计算，初步设计轴的基本结构如下：图32轴：如图4图43轴：如图52DIP以上各轴的结构设计是综合考虑三根轴在箱体中的布置和轴上各安装件后综合 考虑调整的结果（其中参考了书1的第五章和书3的第五章），详细论述略 针对以上设计结果，本说明书选第 3根轴进行轴承

34、、键、轴的校核计算：（5）轴3低速轴的受力分析轴的受力简图，如图6所示图中 lAB =198.5mm,lBC =65mm,lAC =198.5-65 =133.5计算齿轮啮合力Ft42OOOT3d42000 778.31283.077=5498.93NFr4 =Ft4ta n：-；宀乞tan 二=2001.45NFa4 二 Ft4tan - ；tan 12 5019 T253.22N求水平面内的支反力，作水平面内的受力简图如图7所示:RAx Ft4l BClAB= 5498.93651800.66N198.5抵=Ft4 -RAx =5498.93-1800.66 = 3698.27NM Ax

35、= M bx =0M Cx 二 RaxSc 二 Rbx1 BC 二 240387.55L_mm轴在水平面内的弯矩图如图8所示：求垂直面的支承反力，作垂直面内的受力简图如图 9所示:Fbc 4/2=20°1.45 65 I253© 283.°77/254&98NlAB198.5RBy =Fr4 -RAy =2001.45-1548.98= 452.46NM Ay = M By - 0M Cy1 二 Ryl AC - 206788.83 LmmMcy2 gylBc =29409.9NLmm轴在垂直面内的弯矩图如图10所示:图10求支承反力，作轴的合成弯矩图如图

36、 11所示:作轴的合成弯矩图如图12示:图12Ra = JrAx +R；y = J1800.662 +1548.982 = 2375.23 NRb Rx R；y 3698.272 452.462 二 3725.85NM A = M B - 0MC1 ；MCx MCy1 =240387.552206788.832 =317092.72NLmmMC2 = .MCx M Cy2 =、240387.55229409.92 = 242179.93NLmmT3 =778310NLmm(6) 这样便可进行轴承的寿命校核使用机械设计手册(软件版)自动校核,结果如下：轴承类型：深沟球轴承轴承代号：6211轴承参

37、数：轴承内径：55,轴承外径：100,承宽度：21， 额定动载荷：33500,额定静载荷：25000,极限转速：6000润滑方式：油润滑工作参数：径向载荷：3725.85,轴向载荷：1253.22,使用寿命：24000工作转速：82.01，接 触角：15,载荷系数：1.5计算结果：当量动载荷：6344.22,当量静载荷：5588.77,计算寿命：29922 故轴3上轴承适用。（7）键强度的校核由书2的表5-1得键联接的许用挤压应力；p =100MPa3轴与齿轮4联接（根据该段轴径大小及长度选用 键18 X 70 GB10096-79）I = L- b = 70-18 = 52 mm4TdhI4

38、 7 7 831 0 1 03MPa =86.39MPa ： ；p63 11 52p3轴与联轴器联接（根据该段轴径大小及联轴器尺寸选用 键C14X140 GB10096-79b14I = L 140133mm22, 4T = 4 778310 103MPa =52.02MPa :二 pp dhI 50 9 133p(8) 轴的校核 判断危险截面各可能的危险截面（S1 , S2, S3, S4, S5, S6, S7, S8）如下图13所示图13S1和S2左侧因为没有扭矩作用故不需校核。S3左侧与S4右侧两截面均有圆角引起的应力集中，S3左侧还有过盈配合引起的应力集中且其受载大于S4左侧，故S4

39、右侧不用校核。S5右侧与S6左侧的应力集中虽然一样，但S5右侧受载大于S6左侧， 故S6左侧不用校核。S6右侧和S7右侧均有圆角引起的应力集中，但 S7处轴的截面 较小，故S6右侧不用校核。为安全起见，其余截面均需校核。 校核S3左侧抗弯截面系数 W =0.1d3 =0.1 63mm3 = 25004.7 mm3抗扭截面系数 WT =0.2d0.2 503 mm3 = 50009.4mm3截面S3左侧的弯矩为124 38.5M =317092.72N mm = 218640.54N mm124截面S3左侧的扭矩为 T =778310N mm因齿轮单向运转平稳，故截面上的弯曲应力可视为对称循环变

40、应力，即218640.5425004.7MPa =8.74MPa，亦即二a= 8.74MPa因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力,T 778310 Mpa =15.56MPa，亦即 a = m 二156 MPa =7.78MPaWT 50009.42轴的材料为45钢，调质处理。由书6的表1-4查得：二b =640MPa，300MPa，厂 155MPa。由于过盈配合而形成的有效应力集中系数可由书6的表1-1查得：k：； = 2.60，k =1.88圆角处的的有效应力集中系数可由书6的表1-2查得：2.228, k = 2.197 取其中的最大值得=2.60，k.

41、= 2.197由书2的附表1-4可得尺寸系数 ；一 -0.78， . =0.74循环次数 N =5 300 16 60 82.01 =1.18 109 N0=1O7，故取寿命系数 kN =1轴按精车加工，由书6的附表1-5可得表面质量系数=0.92从而2.600.78 0.92= 3.623(K )d2.1973.2270.74 0.92S；(KJdGTm1553.227 7.78 0.05 7.78-6.07(K )d a 宀.m、9.4Z2 6.072由书6的表1-1可得碳钢的等效系数. = 0.1， =0.05从而可以算得安全系数值如下3009.473.623 8.74 0.1 0根据书

42、6的表1-3，取轴的疲劳强度许用安全系数S=1.5，因S S，故截面S3左侧的强度足够。 校核S5右侧抗扭截面系数Wr=0.2d3=0.2 553mm3 -33275mm3截面S5右侧的弯矩M为0截面S5右侧的扭矩为T =778310N mm因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即T 77831023 39TMPa =23.39MPa，亦即 a = mMPa =11.70MPaWT332752截面上由于过盈配合而形成的有效应力集中系数可由书6的附表1-1查得，即k =1.50截面上由于圆角引起的应力集中系数可由书6的附表1-2查得k.二2.197由书6的附表1

43、-4可得尺寸系统；=0.74从而(K.)d2.1970.74 0.92= 3.227从而可以算得安全系数值如下(K )d a 宀.m1553.227 11.70 0.05 11.70= 4.04因S S，故截面S5右侧的强度足够校核S7右侧抗扭截面系数W =0.2d3 =0.2 503 mm3 = 25000mm3截面S7右侧没有弯矩截面S7右侧的扭矩为T =778310N mm因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即T = L 二 778310 MPa =31.13MPa，亦即 * Wt2500031 13MPa =15.57MPa2截面上由于圆角引起的应力

44、集中系数可由书6附表1-2得k =1.656由书6附表1-4可得尺寸系数；.=0.76从而1.6560.76 0.92-2.369从而可以算得安全系数值如下(K .)D a 宀.m1552.369 15.570.05 15.57-4.115因S S，故截面S5右侧的强度足够校核S8截面抗扭截面系数二 d3WT -bt(d -t)22d3二 50316214 5.5 (50 -5.5)22沃503=23006.45 mm截面S7右侧没有弯矩截面S7右侧的扭矩为T =778310N mm因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即L = 778310 MPa =33.

45、83MPa，亦即 aWT23006.4533.83MPa =16.91MPa2截面上由于键槽引起的应力集中系数可由书6的附表1-1查得k =1.608截面上由于过盈配合引起的应力集中系数可由书6的附表1-1查得k =1.50取 k =1.608V由书6附表1-4可得尺寸系统；=0.84从而(K.)d1.6080.84 0.92-2.08从而可以算得安全系数值如下(K.)d-； , m1552.08 16.91 0.05 16.91-4.30因S S，故截面S5右侧的强度足够八.润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定对于轴承盖中的透盖选择毡圈油封的方式进行密封,具体根据轴承盖处轴径查书3表15

46、-8选择轴承采用油润滑方式润滑,通过齿轮转动带起的溅油润滑，这样减速器机构较简轴1的诱盖毡圈为：毡圈35 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛毡轴3的透盖毡圈为：毡圈55 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛毡详细参数见表。单。查书3表15-3取润滑油为CKC220。由于轴承采用油润滑，故箱体需要开油箱体的密封采用水玻璃密封 箱体的结构设计（参照书3第五章设计）低速级中心距a=125mm箱体(座)壁厚、.一 0.025a 伫广；=0.025 125 3=6.125mm,取、.=10mm箱盖壁厚、1 > (0.8 0.85)、. =(0.8 0.85) 8mm，取=10mm箱座、箱

47、盖、箱底座 凸缘的厚度b=1.5、： =1.5 10mm=15mmb| =1.5 1.5 10mm = 15mmb2 =2.5、= 2.5 10mm = 25mm箱座、箱盖上的 肋厚 m _ 0.85、= 0.85 10mm = 8.5mm，取 m = 12mmm _0.85r =0.85 10mm = 8.5mm，取 m = 12mm地脚螺钉直径 df = 16mm数目n =6F通孔直径d f = 20mm沉头座直径D0二45mm底座凸缘尺寸 c =25mm,c2 =23mm联接螺栓轴承旁联接螺栓直径取d1 =14mm通孔直径d = 15.5mm沉头座直径D =30mm凸缘尺寸 g =22m

48、m,c2 =18mm箱座、箱盖联接螺栓直径取d2=14mm通孔直径d(15.5mm沉头座直径D =30mm凸缘尺寸 g =22mm,c2 =18mm定位销直径d =10mm轴承盖螺钉直径d3 =0.5df =0.5 16mm = 8mm视孔盖螺钉直径 d4 =0.3 0.4df =（0.3 0.4） 16 = 4.8 6.4mm,取d4 = 6mm箱体外壁至轴承座端面的距离 h二g C2 22 18 48mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离_12 =1.2 8mm = 9.6mm,齿轮端面与箱体内壁的距离；2 =10轴承旁凸台的高度和半径，h由结构要求确定，尺=C2 =16mm轴承盖的外径1 轴：D2二 D5d3 =7258 = 112mm2 轴：D2= D5d3 =8058 = 120mm3 轴：D2= D5d3 =10058 = 140mm大齿轮齿顶圆直径为da4 二 d42（2ha* c*） m = 283.077 2 （2 1 0.25） 3 = 303.327