帶式輸送機傳動裝置課程設(shè)計268567

1、1.傳動裝置的總體方案設(shè)計1.1傳動裝置的運動簡圖及方案分析運動簡圖表11原始數(shù)據(jù)帶式輸送機傳動方案I輸遞膠帶2憚動謹筒3-陶級圓拄齒 輪件速器4-V帶傳動 "電動機學(xué)號03題號輸送帶工作拉力F / kM6.5輸送帶工作速度 v/( m)0.85滾筒直徑D/mm350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(jié)構(gòu)，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 減速器中使用最廣泛的一種。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

2、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(xiàn)象。原動機部為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié) 構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。1.2電動機的選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式電動機選擇Y系列三相交流異步電動機，電動機的結(jié)構(gòu)形式為封閉式。確定電動機的轉(zhuǎn)速由于電動機同步轉(zhuǎn)速愈高，價格愈貴，所以選取的電動機同步轉(zhuǎn)速不會太低。在一般確定電動機的功率和型號1計算工作機所需輸入功率由原始數(shù)據(jù)表中的數(shù)據(jù)得PWPW6.5 10一kW =5.525kW10002計算電動機所需的功率Pd（kW）巳二 FW/式中，為傳動裝置

3、的總效率式子中1, 2, n分別為傳動裝置中每對運動副或傳動副的效率。帶傳動效率 1 =0.95一對軸承效率2 =0.99齒輪傳動效率 3 =0.98聯(lián)軸器傳動效率 4 =0.99滾筒的效率 5 =0.9632總效率-0.95 0.990.980.99 0.96 =0.845 525Pd =Pw/kW =6.58kW取 Pd =7.5kW0.84查2表9 39得 選擇Y132M 4型電動機電動機技術(shù)數(shù)據(jù)如下：額定功率（kW） : 7.5kW滿載轉(zhuǎn)速（r/min） : 1440r/min額定轉(zhuǎn)矩（N /m） : 2.2N/m最大轉(zhuǎn)矩（N /m） : 2.2N/m60v60 0.85 D 3.14

4、0.35運輸帶轉(zhuǎn)速n46.4r/min1.3計算總傳動比和分配各級傳動比確定總傳動比i =n m/nw電動機滿載速率nm ,工作機所需轉(zhuǎn)速nw總傳動比i為各級傳動比的連乘積，即i二冷2n分配各級傳動比一1440總傳動比i =nm/nw = =3146.431初選帶輪的傳動比i1 =2.5，減速器傳動比i12.42.5取高速級齒輪傳動比i2為低速級齒輪傳動比i3的1.3倍，所以求的高速級傳動比i2=4，低速級齒輪傳動比i3=3.11.4計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)計算各軸的轉(zhuǎn)速傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為 1,11川1軸。n1440n mr / min = 576 r / min

5、1 i12.5nH5764r / m in =144r/m inn 144nm r / mi n = 46.5r /mini 33.1n 川=n iv計算各軸的輸入功率p pd1 =6.58 0.95kW = 6.25kWpI pI23 =6.58 0.99 0.98kW =6.06kWp 川=pn 23=6.060.99 0.98kW =5.88kWpIV =P 川 24=6.06 0.99 0.99kW =5.76kW計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩h =9550 巴=9550 6.25 N m = 103.62N mnI576T2 =9550旦 = 9550 606 N m= 401.90N m ni

6、i144a斥QQT3=9550巴 =9550N m =1207.61N mnin46.5傳動裝置參數(shù)見表12表1 2傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速（r/min ）輸入功率（kW）輸入轉(zhuǎn)矩（N m）I5766.25103.62II1446.06401.90III46.55.88127.612.傳動零部件的設(shè)計計算2.1帶傳動確定計算功率并選擇V帶的帶型1確定計算工率Pea由1表8 7查的工作情況系數(shù) Ka =1.2，故Pea 二 KaP =1.27.5kW =9kW2選擇V帶的帶型根據(jù)Pea，nm由1圖8 11選用A型。確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1初選小帶輪的基準直徑 dd1。由1表8

7、6和表88,取小帶輪的基dd = 112mm。2驗算帶速v。按1式（8 13）驗算帶的速度Hdd1 nm3.14"12匯1440 ,°,vm/s = 8.44m/s60 1000 60 1000因為5m/s ： v ： 30m/ s，故帶速合適。3.計算大帶輪的基準直徑。由1式（8 15a）,計算大帶輪的基準直徑dd2dd2 =i1dd2.5 112mm = 280mm根據(jù)1表88，圓整為dd2 = 280。確定V帶的中心距和基準長度1根據(jù)1式(8 20)0.7(ddi dd2)三 a° 乞 2dd2274.4mm 乞 a0 遼 784mm初定中心距為a0二500

8、mm。2由1式（8 22）計算所需基準長度4a°2 險ddj Ld0 =2a° ：(dd1 dd2)2-2 500 空 (112280)(280 _112)2 4 x 500=1630mm由1表82選帶輪基準長度 Ld =1600mm。3.按1式（8 23）計算實際中心距 a。Ld _Ld0 a : a02中心距的變化范圍為 461 533mm。=(50。.(160021630)血=485mm驗算帶輪包角冷：180 -( dd2 -ddj573 =180-(280 -112)573 ： 160120a485計算帶的根數(shù) 1計算單根V帶的額定功率Pr由 dd1 =112mm

9、和 nm = 1440r / min，查1表 84a 得 P0 = 1.6kW根據(jù) nm =1440r/min , h =2.5和 A 型帶查1表 84b得：Po =0.16kW查的1表 85 得 K.=0.95，表 8 2 得 KL =0.99，于是Pr =(P0P0)K-. Kl =(1.6 0.16) 0.95 0.99kW = 1.66kW2.計算V帶的根數(shù)ZP 9Prca -5.4 取 6 根1.66確定帶的初拉力和壓軸力由表1表 8 3 得帶單位長度質(zhì)量q = 0.10kg/m，所以=500 (0.95 6 8.44 O'0 (8.44)葉216N(F°) min

10、 =500 型qv2Ko(zv應(yīng)使帶的實際初拉力F0 .(F0)min壓軸力最小值(FP)min =2z(F0)minsin寸=2 6 216 sin罟 N = 2553N帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1. 帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用 HT2002. 帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪選用實心式，大帶輪選用孔板式(6孔)具體尺寸參照1表8 10圖814確定。大帶輪結(jié)構(gòu)簡圖如圖 21圖2 12.2齒輪傳動（一）高速級齒輪傳動選擇精度等級，材料及齒數(shù)1運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。2材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為

11、 40HBS。3選小齒輪齒數(shù) z, =25，大齒輪齒數(shù) z2 =25 i2 =25 4 =100齒輪強度設(shè)計1選取螺旋角初選螺旋角3 =142.按齒面接觸強度設(shè)計 按1式（1021）試算，即d1t3 2KJ u 1（ZhZe）2.d u 二h（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt =1.62）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得£ = 103.62 N= 10.362 104 N mm3）由1表10 7選取齒寬系數(shù) d14） 由1表10 6差得材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPa '。5） 由1圖1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hiim1 =600

12、MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限cHlim550MPa。6）由式110 13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N60n1jL60 576 1 （10 300 8 2）=1.659 109“1.659 "09= 0.415 1097） 由1圖10 19取接觸疲勞強度壽命系數(shù) Khn1 =0.97 , Khn2=058）計算接觸疲勞許用應(yīng)力Kah HN1”lim1 =0.97 600MPa =582MPasK；h2HN2lim2 =1.05 550MPa =577.5MPas9）由1圖選取區(qū)域系數(shù) Zh = 2.433= 0.88510）由1圖 10 26 查的 ：1 =0.781 ,；：.2則；.i；

13、 -2 = 0.781 0.885 = 1.6711）許用接觸應(yīng)力叭=»l ；»2（2）計算582 577.52MPa 二 579.75MPa1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t，有計算公式得d1t - 32 1.6 10362 104 5(2433 189-8) 53.98mm4579.751 1.672）計算圓周速度d1t n1v =60 10003.14 53.98 576 '63m/s60 10003 ）計算齒寬b及模數(shù)mntb = d d1t=1 53.98mm = 53.98mm25h =2.25mnt = 4.725mm53.98b/h11.424.725

14、4) 計算縱向重合度匚1 =0.318 dz1 ta= 0.318 1 25 tan 14 =1.985) 計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù) Ka =1，根據(jù)v = 1.63m/s，7級精度，由1圖10 8查的動載系數(shù)Kv =1.08 ;由表 104 查的 Kh2=1.42 ；由表 1013 查得 K1.4 ；由表 103 差得Kh _： = Kf：. =1.2。故載荷系數(shù)K 二 KaKvKh ：Kh1 1.08 1.2 1.42 = 1.84-53.983 1.84mmY 1.66）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由1式（1010a）得=56.56mm7 ）計算模數(shù)mnmn二 5656 co

15、s14 二 2.2mmZi253按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由1式（1017）mn2K TKcos2 ： YFaYsa ' 牯 升（1）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)KAKvKf,K1 1.08 1.2 1.4=1.81計算縱向重合度;i =1.98，從1圖10 28查的螺旋角影響系數(shù) 丫一： = 0.88計算當(dāng)量齒數(shù)乙23COSZ1253 口 _3 乜cos - cos 14Z2100Zv1 二= 27.373109.47cos 14查齒形系數(shù)由1表 105 查得 Yf：1 =2.62 ；丫七=2.185）查取應(yīng)力校正系數(shù)由1表 105 查得 Ys：1 =1.59 ；Ys： 2 二 1.796）

16、由1圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限匚fe1 =500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞極限匚fe2 =380MPa由1圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 = 0.87 ， Kfn2 = 0.9計算彎曲許用應(yīng)力62取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式1(10 12)得KFN1；FE10.87 500FN1 FE131071MPaS_ Kfn 2- FE2_ s1.40.9 380 244.29MPa 1.4Y Y計算大小齒輪的 一旦幵丫 Fa 1YSa1】1上9 =0.0134310.71大齒輪數(shù)值大。 （2 ）設(shè)計計算YFa2YSa2二 F 218仁"016244.29m遼吃10.

17、36空10乜0.88曲吋式ox = 1如口1 252 1.67由接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。取mn=2.0 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(shù)。二 56-56cQs14 二 27.44取乙=27，貝y z2 =4 27 =108幾何尺寸計算1計算中心距=(Z1 Z2)mn2 cos P(27108)2 mm = 139.18mm2cos14140mm。將中心距圓整為2按圓整后的中心距修螺旋角r（乙乜2血.（27+108）漢 2-=arccosarccos15.362江 140za因3值改變不大故參數(shù)

18、；:，K :, Zh不必修正。3計算大小齒輪分度圓直徑d2ZE27 2cos :cos15.36Z2mn108 2d1mm = 56mmcosmm = 224mm cos15.364計算齒輪寬度b = dd1 =1 56mm = 56mm圓整后取B2 = 56mmBi 二 61mm齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺圖2 2（二）低速級齒輪傳動225選擇精度等級，材料及齒數(shù)1運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。2材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為2

19、40HBS，二者材料硬度差為 40HBS。3選小齒輪齒數(shù)zi =30，大齒輪齒數(shù)Z2 =30 i2 = 30 3.1 = 93齒輪強度設(shè)計1選取螺旋角 初選螺旋角3 =12 °2按齒面接觸強度設(shè)計按1式（10 21）試算，即d,矜亙盲Y% u 叭(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt =1.642） 小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得T2 =401.90N=40.19 10 N mm3）由1表10 7選取齒寬系數(shù)'d =114） 由1表10 6差得材料的彈性影響系數(shù)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二Hlim1 =6

20、00MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限cHlim550MPa 。6）由式110 13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N6On 1 jL60 144 1 (10 300 8 2)=0.41472 109N20.41472 1093.1-0.13378 1097）由1圖1019取接觸疲勞強度壽命系數(shù)Khn1 =06，Khn2 =128 )計算接觸疲勞許用應(yīng)力K匸hLHN1、lim1 =1.06 600MPa =636MPasK Lh】2HN2lim2 =1.12 550MPa = 616MPas9) 由1圖選取區(qū)域系數(shù) Zh =2.4510) 由端面重合度近似公式算得1111；一二1.88-3.2()cos：工1

21、.88-3.2()cos12 -1.7z1 z230 9311）許用接觸應(yīng)力二 H二 H】1J22636 6162MPa 二 626MPa（2）計算1 ）試算小齒輪分度圓直徑d1t，有計算公式得d1t -31 1.72 匚6 4°.19 104 以宀45 1898)2=82mm3.16262）計算圓周速度=0.62m/s兀dim 3.14 x 82 x 144 v 二60 1000 60 10003 ）計算齒寬b及模數(shù)mntb = dd1t =1 82mm = 82 mmd1tCOsP82 cos12 omnt-2.67Z30h = 2.25 mnt = 6.01mm82b/h13.

22、646.014）計算縱向重合度 :=0.318 d Z）tan - - 0.318 1 30 tan 12 = 2.035）計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù) Ka =1，根據(jù)v =0.62m/s, 7級精度，由1圖108查的動載系數(shù)KV =1.02 ;由表10 4查的 心 1.425 ；由表1013查得K =1.41 ；由表103差 得Kh ： = Kf：. = 1.2。故載荷系數(shù)K 二 KaKvKh：Kh1.02 1.2 1.425 =1.746）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由1式（10 10a）得=84.39mm7 ）計算模數(shù)mnmn dgos :Z184.39 cos 1230二 2

23、.75mm3. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由1式（1017）mn22K T2Yi cosYFaYsa6（1）確定計算參數(shù)1 ）計算載荷系數(shù)K rKAKvKF：KF，1 1.02 1.2 1.41=1.732）計算縱向重合度；=2.03，從1圖10 28查的螺旋角影響系數(shù) 丫-： = 0.893）計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1 =ZiCOS3 :332.05cos 12Z2Zv2 =站COS3 = 99.374）查齒形系數(shù)由1表 10 5查得 丫=2.492 ； Yf：.2 =2.1825）查取應(yīng)力校正系數(shù)由1表 105 查得 Ys- 1.595 ； Ys：2 =1.7916）由1圖10 20c查得小齒輪彎曲疲

24、勞強度極限二FE1 =500MPa ;大齒輪的彎曲疲勞極限；FE2 =380MPa由1圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 =0.9， Kfn2 = 0.93計算彎曲許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式1（10 12）得KfN1；- FE1L7F 2KFN 2- FE20.9 500321.43MPa 1.40.93 380252.43MPa1.4計算大小齒輪的YFaYSa6Y Fa1Ysa16】1沁進=0.01234321.43YFa2Ysa2Ff2沁込70155252.43大齒輪數(shù)值大。（2 ）設(shè)計計算mn -32 173 4°19 104 0B9COS212 0.015

25、5 = 2.29mm1 302 1.7mn = 2.5以滿足彎d1 = 84.39 計算由接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。取曲疲勞強度。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齒數(shù)。84.39cos1225=33.02d1 cosPZim取 Zi = 33，則 z? = 3.133 = 102.3 取整 z - 102幾何尺寸計算1.計算中心距(Zi Z2)mn2 cos :(33 102)2.52cos12mm = 172.53mm將中心距圓整為 173mm。2按圓整后的中心距修螺旋角R(Z+Z2)mn(33 + 102) 2.52 173=arcco

26、sarccos12.74za因3值改變不大故參數(shù) 二，K ,ZH不必修正。3.計算大小齒輪分度圓直徑Z-,mn33 =<2.5d1mm = 84.58mmcosE cos12.74°d2 Z2mncos :102 2.5cos12.74mm 二 261.42mm4. 計算齒輪寬度b = dd 1 84.58mm = 84.58mm圓整后取B2 = 85mmBi = 90mm四個齒輪的參數(shù)列表如表21表2 1齒輪模數(shù)m(mm)齒數(shù)Z壓力角螺旋角分度圓直徑d (mm)齒頂圓直徑da(mm)齒底圓直徑df (mm)高速級小齒 輪22720°15.3 °566051

27、高速級大齒 輪210820°15.3 °224228219低速級小齒輪2.53320°12.7 °84.5889.5878.33低速級大齒 輪2.510220°12.7 °261.42266.42255.17續(xù)表2 1齒輪旋向齒寬B輪轂L材質(zhì)熱處理結(jié)構(gòu)形式硬度高速級小齒輪右616140Cr調(diào)質(zhì)實體式280HBS高速級大齒輪左566545鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS低速級小齒輪左909040Cr調(diào)質(zhì)實體式280HBS低速級大齒輪右859245鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS2.3軸系部件設(shè)計第（山）軸設(shè)計初算第III軸的最小軸徑 1輸出軸上的功率

28、P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3由前面算得：P3 =5.88kW，n3 =46.5r/min，T3 = 1207610N mm2求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑d2 = 261.42mm=9239NF _ 2T3 _ 2 1207610t 一 d2 一 261.42ta nc（nta n20”Fr 二 Ft-二 92393448NcosBcos12.74°Fa 二 Ft tan 1 =9239 tan 12.74 =2089N3初步確定軸的最小直徑先按1式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表1表15 3,取 A =113,于是得fPT/5.88dm

29、in =民3, =11聲mm = 56.7mm,n3. 46.5輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑d _-，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查 1表14 1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取Ka = 1.5。則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca =KaT3=1.5 1207610 N mm=1811415N mm。查 GB/T50141985，選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000Nmm半聯(lián)軸器的孔徑d = 60mm，故取d二- =60mm，半聯(lián)軸器長度 L= 142mm，半聯(lián)軸器和軸配合的轂孔長度 L1 = 107mm。232第III軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1各段軸直徑的確定如表2 2位置直徑(mm)理由I-

30、n60由前面算得半聯(lián)軸器的孔徑 d-60mmn - in70為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，I- 11軸段需制出一個軸肩，h = (0.07 0.1)d = 4.2 6mm，故取 d 衛(wèi)”=70mm。m -iv75根據(jù)d njn=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 d x D xT = 75mmx 160mm漢 40mm。故 d= dv75mm。IV V87左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由2上差得30315型軸承的定位軸肩咼度 h = 6mm，因此取dp-V=87mm。V VI89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩咼度 h> 0.07d，故取h = 6mm,

31、 則軸環(huán)處直徑dVV = 89mm，齒輪處直徑見 VI Vii段理由。V I VII77取安裝齒輪處的軸段直徑 dV扣n=77mm。v n v m75見ni - 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- n105為保證軸承擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I -段長度應(yīng)比L1略短些，取丨h(huán)i105mm。n - in50軸承端蓋總長度為 20mm ,取端蓋外端面和半聯(lián)軸器右端面間距離1 = 30mm，故取丨 m尸 50mm。HI - IV40iii - IV為聯(lián)軸器長度，故丨nj-V = 40mmIV V97丨 V-V =L + c + a + s-12

32、 = (65 + 20 +16+8-12)mm = 97mmV VI12軸環(huán)處軸肩咼度 h=6mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取lV-V = 12mmv i v n88已知齒輪輪轂寬度為 92mm ,為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段略短于輪轂寬度，故取lV-Vj=（92 _4）mm =88mmv n v m68取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為 a = 16mm，第II軸上大齒輪距第III軸 上大齒輪c = 20mm?？紤]到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應(yīng) 距箱體內(nèi)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 = 65mm。則l V 世小=T + s + a + （

33、92 - 88） = （40 + 8 + 16 + 4） mm = 68mm表2一 3逕|p 劌和 L|-.界墾I-朋.-丨土醍3第III軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖2 3圖2 3第（II）軸設(shè)計初算第（II）軸的最小直徑1第（II）軸上輸入功率 P2，轉(zhuǎn)速n2，轉(zhuǎn)矩T2由前面算得 p2 =6.06kW， n2 =144r/min , T2 = 40.19104 N / mm2.分別計算大小齒輪上的力已知第（II）軸上大齒輪分度圓直d2 = 224mmFr2T2 _ 2 401900d2224N =3588NFtcos= 9239 cSL1354NFa =Ft tan 7 =3588 tan 15.36

34、=986N小齒輪上分度圓直徑為d 84.58mm2 40190084.58N =9503NFr 二 Fttan“cos := 9503 伽203546Ncos12.74sFa =Ftta n? =9503 tan 12.74 =2149N3初步確定軸的最小直徑dm" =A0Ei1360|mm = 39.31mm根據(jù)最小直徑查2GB/T297 1994選取30309。軸承的規(guī)格為d D T = 45mm 100mm 27.25mm2.3.4.第（II）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1確定軸的各段直徑如表 2 4位置直徑（mm）理由I-H45根 據(jù)軸承 的尺寸d沢D漢T = 45mm漢100mm漢27.2

35、5mm d = 45mmn - in50根據(jù)d廣45mm取小齒輪安裝處直徑 d曲甘50mm。III -IV58小齒輪右端用軸肩定位，軸肩咼度h =0.07d，取故h = 6mm，貝y軸環(huán)處直徑d= 58mm。IV V50取大齒輪安裝處直徑 d v V = 50mm。V VI45理由同i n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II Ill段和111 IV段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環(huán)處軸肩高度h =4mm，軸環(huán)寬度b_1.4h。軸環(huán)處長度取丨訂® = 12mm其它軸的尺寸，根據(jù)第III軸算出的尺寸進行確定。第（II）軸的強度校核1軸的載荷分析圖24IDSo

36、H liillHHlTTlI IIHI !1 丨丨 IIl l 1 w rTirinrTnTnrrT2大小齒輪截面處的力及力矩數(shù)據(jù)現(xiàn)將由上軸的結(jié)構(gòu)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,計算出的兩個截面處的Mh，Mv，M的值列于下表2 5載荷水平面垂直面m12 CT3)2W支反力FFnh1 =7775NFnh2 =5316NFnv1 =2897NFnv2 = 705 N彎矩MM H1 =553969 N .mmMV1=181688N mm MV1 =181688N mmM H2 =399313N mmMV2 =57445N mm MV2 =57445N -mm總彎矩11M

37、1 =583003 N mmM 2 =403423N mmM； = 561362 N mmM1 = 402813N mm扭矩TT2 =401900N mm表2 53按彎扭合成應(yīng)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(jù)1式（15 5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)變應(yīng)力, 取二=0.6，軸的計算應(yīng)力MPa = 50.5MPa.5830032( 0.6 401900)230.1 50前已選軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表115 1查得；=60MPa。因此，二ca ：；。 故安全。4.精確校核軸的疲勞強度從軸的受載情

38、況來看及來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應(yīng)力最大，但應(yīng)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(yīng)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(cè)W=0.1d=0.1 45 mm = 9113mm3 333WT = 0.2d= 0.1 45 mm = 18225mm71 25 41截面左側(cè)的彎矩為M = 583003N mm =247521 N mm71.25截面上的扭矩為T2 = 401900 N mm截面上的彎曲應(yīng)力M

39、 2475216MPa =27.16MPaW 9113截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力TII 二 401900 MPa =22.05MPaWt18225軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表15 1查得二b =640MPa，匚d=：6155MPa-1 =155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：上及.按1附表32查取。因 r = 20 二 0.044，° = 50 = 1.111，經(jīng)插值可查得 d 45d 45:-=1.38又由1附圖3 1可得軸的材料敏感系數(shù)為q； 一 - 0.82q = 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按1式（附表3 4）為k.：；=1 q；_（: ；_1） =10.82（2

40、.01 一1） =1.83q .（： . _1） =10.82（1.38 _1） =1.32由1附圖32尺寸系數(shù)二=0.75，又由附圖3 3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)；.=0.72軸按磨削加工，由1 附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為:= 0.92軸未經(jīng)表面強化處理，及'-q =1，按1式（32）及式（3 12a）得綜合系數(shù)為K 一亠丄-1 二1831-2.53： L 0.750.92K上丄十竺丄一 1咒氣 0.720.92= 1.92由1 § 3 1及§ 3 2得碳的特性系數(shù)<-=0.1 0.2，取=0.1=0.05 0.1，取 =0.05則得是，計算安全系數(shù) Sea值，按1式（

41、15 6）（ 15 8）27542.53 27.160.1 0155_ s：ss2 s24 7.14 427.142= 3.49 S=1.5=7 14 22.0522.051.920.05 2 2故可知其安全。2）截面II右側(cè)抗彎截面系數(shù) W按1表154中的公式計算3333W =0.1d =0.1 50 mm 12500mm3 333WT =0.2d=0.1 50 mm = 25000mm彎矩M及彎曲應(yīng)力為71 25 41M =583003N mm = 247521N mm71.2524752112500MPa= 19.8MPa扭矩T2及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為T2 = 401900 N mm“&需

42、 MPa=16.08MPa過盈配合處的肚，由1附表38用插值法求出，并取scr匕=0.8-于是得叫 %= 3.48-=0.8 =2.78% 備軸按磨削加工由1附圖3 4得表面質(zhì)量系數(shù)為；- - - 0.92故得綜合系數(shù)k _11K1=3.481=3.57'%備0.92k 11K1-2.781-2.87J0.92所以軸在截面右側(cè)安全系數(shù)為S =K;=a Tm2753.57 19.80.1 0-3.892.87愛 6"2 2= 3.35 S=1.5S.S_3.89 6.6Si S23.892 6.62故該軸在截面II右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可

43、略去靜強度校核。第（I）軸設(shè)計初算第（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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1表 15 3,取 A0 =120。dmin =人曰=120 呻 |mm = 27mm:n1576根據(jù)最小直徑選取 30307軸承，尺寸為d D T = 35mm 80mm 22.75mm第（I）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸（I）端蓋的總寬度及外端蓋距帶輪的距離，取軸承外壁距帶輪表面距離為50mm。即II III段長度為50mm。再根據(jù)軸（III ），（ II ）數(shù)據(jù)，及確定的箱體內(nèi)壁距離和帶輪輪轂 的長即可將整個軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定。軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖25軸系零部件的選擇

44、根據(jù)前面軸的設(shè)計內(nèi)容可以確定各個軸上的零部件?，F(xiàn)將各軸系零件列表如表26軸承(GB/T297 1994)鍵(GB/T1096 2003)聯(lián)軸器(GB/T5014 1985)軸1303078mm 漢 7mm 父 90mm(帶輪)12mm 乂 8mm 匯 50mm(小齒輪)軸II3030914mm x 9mm x80mm（小齒輪）14mm x 9mm x53mm（大齒輪）軸III3031518mm x 11mm x 90mm（聯(lián)軸器）22mm 漢 12mm 漢 80mm（大齒輪）HL5表2一 63減速器裝配圖的設(shè)計3.1箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸減速器為展開式二級圓柱齒輪減

45、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68箱蓋凸緣壁厚d12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(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d114連接螺栓d2的間距l(xiāng)150軸承端蓋螺釘直徑d38視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df d1 d2至外箱壁距離C124/20/16df d2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1146鑄造過度尺寸x,yx=5 y=25大齒輪頂圓和內(nèi)箱壁距離410齒輪端面和內(nèi)箱壁距離爲(wèi)>8箱蓋箱座肋厚m m.mnirii =8軸承端蓋外徑D2201軸承旁連接螺栓

46、距離s201蓋和座連接螺栓直徑d210箱體內(nèi)壁的確定箱體前后兩內(nèi)壁間的距離由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時就已經(jīng)確定，左右兩內(nèi)壁距離通過低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于3050mm，由此可以確定下箱體的內(nèi)壁距大齒輪中心的距離。3.2減速器附件的確定視孔蓋：由3表11 4得，由是雙級減速器和中心距<425mm，可確定視孔蓋得結(jié)構(gòu)尺寸。透氣孔：由3表11 5得，選用型號為 M16 15的通氣塞液位計：由3表710得，選用M16型號的桿式油標排油口：油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚22.5倍選取。取螺塞直徑為16mm.起蓋螺釘：起蓋螺釘數(shù)量為2,直徑和箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取螺釘直徑為10mm定位銷：由表3 1的定位銷直徑為 8mm吊環(huán)：由3表11 3得，吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。根據(jù)表31中確定的尺寸可以確定吊耳環(huán)的尺寸。4.潤滑密封及其它4.1潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高