链式输送机传动装置设计(有cad图)

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毕业 任务书
一、题目
机械设计制造及其自动化
二、指导思想和目的要求
毕业设计是学生在校期间进行最后一次理论结合实际的较全面和基本的训练，是对几年来所学知识的系统运用和检验，也是走向工作岗位之前的最后一次的过渡性练兵。

通过这次毕业设计要求达到以下基本目的：
1）巩固、加强、扩大和提高以往所学的有关基础理论和专业知识。

2）培养学生综合运用所学的知识以解决实际工程问题的独立工作能力，并初步掌握机械装备或部件设计的思想、设计程序、设计原则、步骤和方法。

3）培养学生使用有关设计规范、手册、参考文献以及分析计算、绘图和编写设计说明书等项能力的基本技能训练。

对本次毕业设计的基本要求是：
设计者必须充分重视和熟悉原始资料，明确设计任务，在学习和参考他人经验的基础上，发挥独立思考能力，创造性地完成设计任务；合理利用标准零件和标准部件，非标准件应满足工艺性好、操作方便、使用安全等要求，降低成本提高效益；绘制图纸应符合国家标准，各项技术要求和尺寸标注应符合规范，说明书论述要充分，层次清楚，文字简洁，计算步骤正确。

三、主要技术指标
输送链的牵引力F/KN ： F=8kN
设计
论文
输送链的速度v/(m/s)：V=0.5m/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。

四、进度和要求
1.熟悉题目背景、查阅相关资料、复习有关知识；查找与课题相关的英文
资料并翻译成中文；完成开题报告。

寒假
2. 确定主要技术参数：进行参数计算，确定原动机型号；
第1-2周
3. 绘制装配草图，并对重要零件（如轴、轴承等）进行工作能力校核；
第3-5周
4. 绘制传动部件装配图；第6-8周
5. 绘制非标准件零件图；第9-11周
6. 撰写说明书初稿；第12-13周
7. 修改说明书，准备答辩。

第14周
五、主要参考书及参考资料
[1]陈作模.《机械原理》[M].高等教育出版社,2011.
[2]刘鸿义.《材料力学》[M].第四版.上海科学技术出版社,2009.
[3]吴宗泽.《机械设计》[D].高等教育出版社,2011.
[4]赵康.《机械设计课程设计手册》[D].华中科技大学出版社,2005.
[5]刘朝儒.《机械制图》[J].高等教育出版社,2007.
[6]徐学林.《互换性与测量技术基础》[D].湖南大学出版社,2012.
[7]张建中.《机械设计基础》[M].中国矿业大学出版社,2011.
[8]邓方英.《金属工艺学》[M].高等教育出版社,2006.
[9]刘兴.《金属学与热处理原理》[M].哈尔滨工业大学出社,2013.
摘要
齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。

因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。

本文设计的就是一种典型的二级锥齿轮圆柱直齿轮减速器的传动装置。

其中小齿轮材料为40Cr（调质），硬度约为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为215HBS，齿轮精度等级为8级。

轴、轴承、键均选用钢质材料。

关键词：链式输送机；锥齿轮；轴、轴承；
ABSTRACT
Gear is a wide range of applications, and a particularly important form of mechanical transmission, which can be used for any axis in space to pass between the movement and power, is currently gearing gradually to small, high-speed, low noise, high reliability Hardened technical direction and development of stable and reliable gear with the transmission, high transmission efficiency (typically up to 94% and high precision cylindrical gear up to 99%), transmission power range (from the meter gear small power transmission to large machinery and tens of thousands of kilowatts of power transmission) speed range (speed of the circumference of gear from 0.1m / s to 200m / s or higher, the rotational speed or higher from 1r/min to 20000r/min ), compact, and easy maintenance. Therefore, it is in a variety of mechanical equipment and instrumentation is widely used. This is a typical design of a cylindrical gear reducer gear. One small gear material 40Cr (quenched), the hardness is about 240HBS, gear material is 45 steel (quenched and tempered), hardness of about 215HBS, gear accuracy grade 8 level. Shafts, bearings, keys are made of steel material.
KEY WORDS: reducer; gear; shafts, bearings; key; coupling
目录
第一章绪论 (6)
1.1 分析和拟定传动方案 (6)
1.2方案的确定及优缺点分析 (7)
第二章电动机的选择与传动比的分配 (7)
2.1 电动机的选择计算 (7)
2.2 计算传动装置的总传动比i并分配传动比 (8)
2.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 (8)
第三章链传动的设计计算 (9)
3.1选择链轮齿数 (9)
3.2确定计算功率 (9)
3.3 确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp (10)
3.4 求作用在轴上的力 (10)
3.5 选择润滑方式 (10)
第四章齿轮的设计计算 (10)
4.1 圆柱斜齿轮的设计 (11)
4.2 锥齿轮的设计 (14)
第五章轴的设计计算与校核 (17)
5.1高速轴的设计 (17)
5.2中间轴的设计 (21)
5.3低速轴的设计 (26)
第六章轴承的计算与校核 (30)
6.1 轴承1的计算与校核 (30)
6.2 轴承2的计算与校核 (31)
6.3 轴承3的计算与校核 (31)
第七章箱体的设计 (32)
第八章键的选择 (34)
第九章润滑与密封 (35)
参考文献 (36)
致谢信 (37)
毕业设计小结 (38)
附录 (39)
第一章绪论
1.1 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。

1.2 方案的确定及优缺点分析
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.由于V带的传动工作平稳性好，具有过载保护作用并具有缓冲吸振能力，所以选用V带传动。

5.圆锥齿轮传动结构紧凑且宽度尺寸较小传递的效率也高，所以减速器选择圆锥与圆柱齿轮。

第二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。

2.1电动机的选择计算：
工作机的有效功率为：P w =F w V w /η=8*0.5/0.95=4.211kw
从电动机到工作机间的总效率为：
η∑=η
1
·η2·η3η4η5η6η7η8=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877 式中，η1为联轴器效率0.99，η2为锥齿轮效率（7级）0.97，η3圆柱齿轮的效率（7级）0.98，η4η5η6η7为角接触球轴承的效率0.99，η8滚子链传动效率0.96。

所以，电动机所需工作功率为p d =
w
p
η
∑=4.211/0.877= 4.802KW
选择电动机的类型：
电动机额定功率p m＞p d
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p m=5kw，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p m=5kN,满载转速n m=1440r/min
工作机转速n w=60*V/(p i*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 5 1440 2.2 2.3
2.2 计算传动装置的总传动比i∑并分配传动比：
总传动比i
∑：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
∑=12
i i
高速级圆锥齿轮传动：1
i=3.2
中间级圆柱齿轮传动比：2
i=3.5
2.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数：
各轴的转速：
Ⅰ轴: n1=1440 r/min
Ⅱ轴: n2=1440/3.2=450r/min
Ⅲ轴: n3=128.571 r/min
链轮的转速：n4=28.571 r/min
各轴的输入功率：
Ⅰ轴: p1=pm*η1=4*0.99=3.96kw
Ⅱ轴: p2= p1*η2 *η4=3.96×0.97×0.99=3.803kw
Ⅲ轴: p3= p2*η3*η5=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
Ⅰ轴: T1=9550*p1/n1=26.2625N·m
Ⅱ轴: T2=9550*p2/n2=80.7N·m
Ⅲ轴: T3=9550*p3/n3=274.012N·m
第三章链传动的设计计算
3.1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，z2<120，合适。

3.2确定计算功率 :
已知链传动工作时有轻微振动，选k A =1.0，设计为双排链取k P=1.75,
由主动链轮齿数Z=17，查主动链轮齿数系数，取k Z=1.55计算功率为: Pca=p3×k A k Z/k P=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW
3.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，定链节数Lp
由计算功率Pca和主动链轮转速n3=128.571r/min，选用链条型号为:16A，确定链条节距p=25.4mm。

初定中心距a0=(30~50)p=720~1270，取a0=1000。

=78.7+46.5+2.8=128
取L p =128节(取偶数)。

链传动的最大中心距为a=f1×p[2L p-(z1+z2)]
由(L p-z1)/(z2-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88
查得f1=0.24312.
a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm
3.4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: K FP=1.15
轴上的压力:F p=K FP×F =1.15×3988.2N=4586.3N
3.5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。

第四章 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。

4.1 圆柱直齿轮的设计
4.1.1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Z 1=19，i=3.5, Z 2=Z 1·i=19×3.5=66.5,取Z 2=67 4.1.2按齿面接触疲劳强度设计 :
计算公式：d 1t ≥ []312
)1(*32.2U U T K Z d t H E φσ+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛ T 1=80.7N ·m 试选K t 为1.3
E Z 查表10-6得E Z =189.8mpa 2
1
由图10-21d 按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限1lim H σ=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ=550mpa 由式10-13计算应力循环次数
N 1=60n 1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.968
10⨯
N 2= N 1/4=3.098
10⨯
查取接触疲劳寿命系数KHN 1=0.95，KHN 2=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，得 :
[H σ]1=
=S
K HS 1
lim 1σ0.95×600=570 Mpa
[H σ]2=
=S
K HN 2
lim 2σ0.98×550=539 Mpa 取[H σ]为537.25 Mpa 试算小齿轮分度圆直径d 1t :
d 1t ≥ []3
12
)
1(*32.2U U T K Z d t H E φσ+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=59.624mm 计算圆周速度V :
V=
=
⨯1000
601
1n d t π=⨯⨯⨯1000
601070143
624.59π0.335m/s
计算齿宽B ：
B=d φ* d 1t =0.9*59.624=53.6616mm 计算齿宽与齿高之比： 模数：m n= d 1t /z 1=3.138 齿高：h=2.25 m n =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V K =1.1。

直齿轮βH K =αH K =1.0 查表得使用系数A K =1.25，
K =A K K v K βK α=1.866 按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，得 :
==311T
t K K
d d 69.58mm 计算模数m n : 53.319
077.6711===
z d m n 4.1.3 按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式是[]
3
1212⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥F Sa
Fa d Y Y z KT m σφ
查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=500mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2FE σ=380mpa 取弯曲疲劳寿命系数
1
FN K =0.82
2
FN K =0.85;
计算弯曲疲劳许用应力:
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 :
[]==S
K FN FN F 111σσ292.86 Mpa
[]==S
K FN FN F 2
21σσ238.86 Mpa
计算载荷系数K :
==βαF F V A K K K K K 1.25×1.05×1×1.3=1.706 查取齿形系数 :
得=1Fa Y 2.85， =2Fa Y 2.22 查取应力校正系数 :
得 =1Sa Y 1.54 =2Sa Y 1.77
计算大小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较 :
[]=1
1
1F Sa Fa Y Y σ0.01498
[]=2
2
2F Sa Fa Y Y σ0.01645
由上只大齿轮的数值得
设计计算m n :
[]3
1212cos 2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥F Sa Fa a d n Y Y z Y KT m σεφββ=2.39 按圆柱直齿轮的标准将模数m n 圆整为2.5
8.265.2/077.671
1===
m
d z ≈27 =2z 4.2×27=113
4.1.4 几何尺寸计算 :
计算中心距a :
a=（d 1+d 2）/2=175mm
计算分度圆直径 d 1=z 1 m n =67.5mm
d 2 =z 2 m n =282.5mm
计算齿轮宽度：b=d φd 1=60.75mm
取小齿轮宽度B 1=60mm ，取大齿轮宽度B 2=65mm 。

4.2 锥齿轮
4.2.1 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：Z 1=24，i=3.2, Z 2=Z 1·i=24×3.2=76.8 取Z 2=77 4.2.2 按齿面接触疲劳强度设计：
计算公式：d t 1≥ 2.92×[]3122)5.01(R R
t H E U T K Z φφσ-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛ T 1=26.2625N ·mm 试选Kt 为1.3
E Z 查表10-6得E Z =189.8mpa 2
1
按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ=550mpa 计算应力循环次数
N 1=60n 1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.4728
10⨯
N 2= N 1/3.2=1.296810⨯
取接触疲劳寿命系数KHN 1=0.9，KHN 2=0.95 由表查得: 软齿面齿轮,对称安装,取齿宽系数R φ=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，得：
[H σ]1=
=S K HS 1
lim 1σ0.9×600=540 Mpa [H σ]2=
=S
K HN 2
lim 2σ0.95×550=522.5 Mpa [H σ]为[H σ]1[H σ]2中的较小值[H σ]=522.5 Mpa
试算小齿轮分度圆直径d 1t 对于直齿锥齿轮 ：
d 1t ≥ 2.92×[]31
22)5.01(R R
t H E U T K Z φφσ-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛ =53.29mm 计算圆周速度V ：
V=
=
⨯1000
601
1n d t πs m /0159.41000
601440
29.53=⨯⨯⨯π
计算载荷系数 :
查表得A K ，V K βH K αH K 的值
使用系数A K ，查得A K =1.25，动载荷系数V K ，查得V K =1.18。

齿间载荷分配系数FB K =βH K =1.5K H βbe 轴承系数K H βbe 查得K H βbe =1.25。

得βH K =FB K =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，得:
==3
11T
t K K
d d 68.2112mm 4.2.3按齿根弯曲强度设计 :
弯曲强度的设计公式是:
[]3
2
2
121
1)5.01(14⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+-≥F Sa Fa R R Y Y u z KT m σφφ 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=500mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度
极限2FE σ=380mpa 取弯曲疲劳寿命系数
1
FN K =0.85
2
FN K =0.88;
计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 []==S
K FN FN F 1
11σσ303.57 Mpa []==
S
K FN FN F 2
21σσ238.86 Mpa 计算载荷系数K
==βαF F V A K K K K K 2.766 查取齿形系数
得=1Fa Y 2.65， =2Fa Y 2.226
查取应力校正系数。

得 =1Sa Y 1.58 =2Sa Y 1.764 计算大小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
算得
[]=1
1
1F Sa Fa Y Y σ0.01379
[]=2
2
2F Sa Fa Y Y σ0.01644
由上知大齿轮的数值大 设计计算mn
[]3
2
2
121
1)5.01(14⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+-≥F Sa Fa R R Y Y u z KT m σφφ=1.8959 按圆锥齿轮的标准将模数mn 圆整为2
341056.3411
≈==
m
d Zv
分度圆直径1dv =2×1Zv =68
i=Z 2/Z 1=ta n ＆2=cot ＆1=2
得＆2= 72.6453=72°38′43″ ＆1=17.3547=17°21′17″ 平均模数m=1dv /Zv 1=2
大端模数m=m n /(1-0.5R )=2.4 取大端模数2.5
分度圆处圆柱直齿轮：模数m=2，小齿轮齿数Zv 1=34 分度圆直径dv 1=68
平均模数mn=2
端面模数m=2.5
小齿轮齿数Z 1=Zv 1×cos ＆1=32.45 取32 分度圆直径dm 1=dV ×cos ＆1=64.9 d 1= dm 1/(1-0.5×0.333)=77.88 大齿轮的参数：Z 2= Z 1×i=102.4,取Z 2=102 d 2= d 1×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 θf tan θf=hf/R=3.125/131.125 θf=1°30′ 分锥角＆1=17°21′17″ ＆2=72°38′43″
第五章 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：
5.1高速轴的设计
齿轮机构的参数：Z 1=32，Z 2=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
min
d ：
=
≥3
min n P C d 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1
d =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：
径向尺寸的确定:
从轴段d1=30 mm开始，逐段选取相临轴段的直径。

d2=25mm，d3与轴承内径相配合，所以d3=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
5.1.2轴的强度校核(第一根轴)
计算齿轮受力:弯扭组合图如下：
87.894.453.8Fr
Fa
Ft
齿轮切向力:
t
F=2T/d m=2*26252.5/64.9=809N 径向力：r F=F t×tan20×cos＆1=249.25N
轴向力：a F=t F×tan20×sin＆1=75.41N
计算支反力和弯矩并校核：
垂直平面上：AV
F=348 N 向上
BV
F=98 N 向下
M V=8036 N.mm
垂直弯矩图如下：
Mmax=8036N.mm
F=1243N 向上
水平面上: AH
F=434 N 向下
BH
M H= 35596 N.mm
水平弯矩如图：
Mmax=35596N.mm
求合成弯矩,画出合成弯矩图:
M=( M V2+ M H2)1/2=36500 N.mm 画出转矩T图:
26.5N.m
T 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
σ=（M 2+(aT)2）1/2/W
轴上的抗弯截面系数W d=22mm W=0.1d 3=1064.8 mm 3
ca
σ=（M 2+(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。

得1-σ=60 MP
ca
σ<1-σ安全。

5.1.3精确校核轴的疲劳强度：
判断危险截面为：Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ；其中最危险的截面为Ⅳ
抗弯截面系数W=0.1d 3=1064.8mm3 抗扭截面系数W T =0.2d 3=2129.6mm3 弯矩M 及弯曲应力为M=31488N.mm
b
σ=M/W=20.15 MP
扭矩T 及扭转切应力 T=26500N.mm t=T/W T =8048 MP 轴的材料为45钢，调质处理，查得B σ=640 MP
1-σ=275
MP
t -1=155 MP
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a a 及a t 按附表3-2查取，查得a a =2.09，a t =1.66
又查得轴的材料灵敏系数为：q a =0.76，q t =0.6，故有效应力集中系数为： k a =1+q a (a a -1)=1.824 k t =1+q t (a t -1)=1.396 尺寸系数εa =0.95，扭转尺寸系数εb =0.925 轴按磨削加工，表面质量系数βa =βt =0.92 综合系数K a =k a /εa +1/βa -1=2.01
K t = k t /εt +1/βt -1=1.596 取碳钢的特性系数：ϕa =0.1, ϕt =0.05 计算安全系数S ca :
S a =1-σ/(K a*a a +ϕa*a m )=6.79 S t =t -1/( K t *t a +ϕt*t m )=11.276
S ca = S a *S t / ( S a2+ S t2)1/2=5.814>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。

5.2中间轴的设计
5.2.1已知参数：
轴上功率: p=3.81 KW 大锥齿轮的齿数z 1=102
小圆柱齿轮的齿数z 1=19, 对应的大齿轮齿数z 2=80 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
min
d ：
=≥3
min n
P
C d 25.83 mm 根据最小端与角接触球轴承配合，取7206C 型，故选取1
d =30 mm 。

计算齿轮圆周速度：
=⨯=
1000
601
1n d V π0.7065/m s <5/m s
∴齿轮和轴承均采用脂润滑。

5.2.2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d1=30 mm开始，逐段选取相临轴段的直径。

起周端固定作用故d2=36mm，固定轴肩d3=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
5.2.3轴的强度校核(第二根轴)
计算齿轮受力
受力分析图如下：
Fr2
Fa2
Ft2
Ft1
Fr1
圆锥齿轮：
F1=2T/d m1=809N
齿轮切向力:
t
径向力：r F1=F t×tan20×cos＆2=75.41N
轴向力：a F1=t F×tan20×sin＆2=249.25N
圆柱直齿轮：
齿轮切向力:
t
F2=2T/d m2=2390N
径向力：r F2=F t2×tan20/cos＆2=870N
计算支反力和弯矩并校核
(a)垂直平面上：AV
F=725.4N 向下
BV
F=69.49 N 向下
M V=44254.89 N.mm 垂直面上的弯矩图：
M1=44254.89M2=34416.6
M3=3358.1
N.mm N.mm N.mm
(b)水平面上: AH
F=1782.6N 向上
BH
F=1416.4N 向上
M H= 108738.6N.mm 水平扭矩图如下：
M1=108738.6N.mm
M2=67987.2N.mm
(c)求合成弯矩:
M =( M V 2+ M H 2)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
σ=（M 2+(aT/2w)2）1/2/W
轴上的抗弯截面系数W d=36mm W=0.1d 3=4665.6 mm 3
ca
σ=（M 2+(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。

得1-σ=60 MP
ca
σ<1-σ安全。

5.2.4精确校核轴的疲劳强度：
由上知，截面Ⅳ为危险截面，有因此截面左侧的直径小，所以校核左侧截面。

抗弯截面系数W=0.1d 3=2700mm3 抗扭截面系数W T =0.2d=5400mm3 弯矩M 及弯曲应力为 : M=67360N.mm
b
σ=M/W=24.95 MP
扭矩T 及扭转切应力 : T=80700N.mm t=T/W T =14.94 MP
轴的材料为45钢，调质处理，查得B σ=640 MP 1-σ=275 MP t -1=155
MP
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a a 及a t ，查得a a =2.0，a t =1.31,又查得轴的材料灵敏系数为：q a =0.76，q t =0.6 故有效应力集中系数为：
k a =1+q a (a a -1)=1.76 k t =1+q t (a t -1)=1.186 尺寸系数εa =0.85，扭转尺寸系数εb =0.9
轴按磨削加工，表面质量系数βa =βt =0.92，轴未经表面强化处理，即β a =1，
综合系数K a =k a /εa +1/ββa -1=2.05 K t = k t /εt +1/βt -1=1.407 取碳钢的特性系数：ϕa =0.15, ϕt =0.08 计算安全系数S ca :
S a =1-σ/(K a*a a +ϕa*a m )=5.376 S t =t -1/( K t *t a +ϕt*t m )=7.169 S ca = S a *S t / ( S a2+ S t2)1/2>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。

5.3低速轴的设计
5.3.1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
min
d ：
=≥3
min n
P
C d 40.95 mm 周端与轴承或链轮，取轴承的型号为7210C ，故选d 1=50 mm 。

计算齿轮圆周速度：
=⨯=
1000
601
1n d V π0.28/m s <5/m s
∴齿轮和轴承均采用脂润滑。

5.3.2轴的结构设计： 草图拟定如下：
径向尺寸的确定：
从轴段d 1=50 mm 开始， 轴承的轴肩轴向固定取d 2=54mm ， 对齿轮起轴向定位作用d 3=58mm ，与第一段相同d 4=50mm ， d 5=48mm ，d 6 =45mm 。

轴的轴向尺寸的确定：
从轴段L 1=47mm,L 2=58mm,L 3=74mm,L 4=31mm,L 5=50mm,L 6=54mm 轴的强度校核(第三根轴)： 计算齿轮受力：受力图如下：
F
Ft
Fr
Fh1
Fh2
Fr1
Fr2
齿轮切向力:t F =2T/d m1=5502.4N 径向力：r
F =F t ×tan20/cos β=870N
轴向力：
a F =t
F ×tan β=2390N
5.3.3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：
M2=188283.025N.mm
M1=624522.4N.mm
F=2874.55N 向下
AV
F=9246.95 N 向上
BV
M V=624522.4 N.mm (b)水平面上:
弯矩图如下：
Mmax=100205.83N.mm
F=1529.86 N 向上
AH
F=860 N 向上
BH
M H= 100205.83 N.mm (c)求合成弯矩,画出合成弯矩图:
M=( M V2+ M H2)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
σ=（M 2+(aT)2）1/2/W
轴上的抗弯截面系数W d=50mm W=0.1d 3=12500 mm 3
ca
σ=（M 2+(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。

1-σ=60 MP
ca
σ<1-σ安全。

5.3.4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=0.1d 3=11059.2mm3 抗扭截面系数W T =0.2d 3=22118.4mm3 弯矩M 及弯曲应力为 : M=572249.6N.mm
b
σ=M/W=51.744 MP
扭矩T 及扭转切应力 : T=328850N.mm t=T/W T =14.87 MP 轴的材料为45钢，调质处理，查得B σ=640 MP
1-σ=275
MP
t -1=155 MP
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a a 及a t ，查得a a =1.72，a t =1.09,又查得轴的材料灵敏系数为：q a =0.8，q t =0.82 故有效应力集中系数为：
k a =1+q a (a a -1)=1.576 k t =1+q t (a t -1)=1.035 尺寸系数εa =0.72，扭转尺寸系数εb =0.85
轴按磨削加工，表面质量系数βa =βt =0.92，轴未经表面处理，即取β=1. 综合系数K a =k a /εa +1/βa -1=2.268 K t = k t /εt +1/βt -1=1.307
取碳钢的特性系数：ϕa=0.15, ϕt=0.08
计算安全系数S ca:
σ/(K a*a a+ϕa*a m)=2.343
S a=
1-
S t=t-1/( K t*t a+ϕt*t m)=15.36
S ca= S a *S t/ ( S a2+ S t2)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。

第六章 轴承的计算与校核:
6.1 轴承1的计算与校核:
第一对轴承的当量动载荷P: ()p r t P f XF YF =+
查手册取
p
f =1.1
取7206C 轴承
计算步骤与内容 计算结果
1.查手册查得:
r C 、
or
C 值(GB/T 276)
2.由前面轴得:两轴承所受的力分别为F 1 =1290.8N F2=444.9N
3.两轴的计算轴向力F a1=231.115N F a2=155.7N
4.计算F a1/C or =0.0157 Fa2/ C or =0.0107
5.查手册e 值:
6.计算F a1/ F 1=0.183<e1 F a2/F 2=0.36=e2
7.查手册:X 、Y 的值
8.查载荷系数:f p =1.1
9.
()
p r t P f XF YF =+
10.计算轴承的寿命:
L h =106/(60n) ×(C/P 1)3=49207.5h
11.结论:符合要求,选用此轴承.但需及时更换
r C =23KW or C =15KW
F 1 =1290.8N F 2=444.9N F a1=231.115N F a2=155.7N F a1/C or =0.016 Fa2/ C or =0.0107
e 1=0.38 e 2=0.36 F a1/ F 1=0.183 F a2/F 2=0.36 X 1=1,Y 1=0 X 2=1,Y 2=0
/t r F F <e
P 1=1419.88N P 2=667.35N
49207.5h>48000h
6.2 轴承2的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P:
()
p r t P f XF YF =+
查手册取p
f =1.1 取7206C 轴承
计算步骤与内容
计算结果
1.查手册查得:
r
C 、
or
C 值(GB/T 276)
2.由前面轴得:两轴承所受的力分别为F 1 =1924.5N F2=1418N
3.两轴的计算轴向力Fa1=828.96N Fa2=579.96N
4.计算F a1/C or =0.05526 Fa2/ C or =0.0386
5.查手册e 值:
6.计算F a1/ F 1=0.429>e1 F a2/F 2=0.409=e2
7.查手册:X 、Y 的值
8.查载荷系数:f p =1.1
9.
()
p r t P f XF YF =+
10.计算轴承的寿命:
L h =106/(60n) ×(C/P 1)3=40487.6h
11.结论:基本符合要求,选用此轴承.但需及时更换
r
C =23KW
or
C =15KW
F 1 =1924.5N F 2=1418N F a1=828.96N F a2=579.96N
F a1/C or =0.05526 F a2/ C or =0.0386 e 1=0.426 e 2=0.409 F a1/ F 1=0.429 F a2/F 2=0.409 X 1=0.44,Y 1=1.31 X 2=1,Y 2=0
/t r F F >e1 F a2/F 1=e2
P 1=2125.99N P 2=1559.8N
40487.6h<48000h
6.3轴承3的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P:
()p r t P f XF YF =+ 查手册取
p
f =1.1 取
7221C 轴承
计算步骤与内容
计算结果
1查手册查得:
r
C 、
or
C 值(GB/T 276)
2.前面轴得:两轴承所受的力分别为F 1 =3256.3N F 2=9286.86N
3.两轴的计算轴向力F a1=4420.5N F a2=4420.5N
4.计算F a1/C or =0.138 F a2/ C or =0.138
5.查手册e 值:
6.计算F a1/ F 1=0.358>e1 F a2/F 2=0.409=e2
7.查手册:X 、Y 的值
8.查载荷系数:f p =1.1 9.
()
p r t P f XF YF =+
10.计算轴承的寿命:
L h =106/(60n) ×(C/P 1)3=11457.96h
11.结论:基本符合要求,选用此轴承.但需及时更换
r C =42.8KW or C =32KW
F 1 =3256.3N F 2=9286.86N F a1=4420.5N F a2=4420.5N F a1/C or =0.138 F a2/ C or =0.138
e 1=0.476 e 2=0.476 F a1/ F 1=0.358 F a2/F 2=0.138 X 1=0.44,Y 1=1.165 X 2=1,Y 2=0
/t r F F >e1 F a2/F 1=e2
P 1=7288.6N P 2=10215.5N
P 2>P 1
40487.6h<48000h
第七章 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 σ=,0.2250MPa σ=,σ=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 δ
0.0125（d m1+d m2）+1mm ≥8mm 8mm 箱盖壁厚 1δ
(0.80～0.85)δ≥8mm
8mm 箱盖凸缘厚
度 1b
1.51δ 12mm 箱座凸缘厚
度 b
1.5δ 12mm 箱底座凸缘厚度 2b
2.5δ
20mm 地脚螺钉直
径 f d
0.018（d m1+d m2）+1mm ≥12mm
12mm 地脚螺钉数
目 n 查手册 4 轴承旁联接螺栓直径 1d
0.75f d 10mm 盖与座联接螺栓直径 2d
(0.5～0. 6) f d
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) f d 6mm 视孔盖螺栓直径
4d
(0.3～0.4) f d 4mm
定位销直径 d
(0.7～0.8)f d
6mm f d 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(510)C C ++
36mm
大齿轮顶圆与内箱壁距
离 1∆
1.2δ>
10mm
齿轮端面与内箱壁距离 2∆ δ>
18mm 箱盖/箱座肋
厚
1m ,m
110.85,0.85m m δδ≈≈
8.5mm
第八章 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=3.3mm,圆角半径r=0.25mm.键2即与小圆锥齿轮配合的键:该轴段轴的直径d=25mm,所以查手册得,键宽b=8 mm,键高h=7mm,长度L=20mm,键所在轴的深度t=4.0mm, 轮毂深度t1=3.3mm, 圆角半径r=0.16mm.键3即大锥齿轮配合的键:该轴段的直径d=36mm, 所以查手册得,键宽b=10mm,键高h=8mm, 长度L=28mm, 键所在轴的深度t=5.0mm,轮毂深度t1=3.3mm,圆角半径r=0.3mm. 键4即小圆柱齿轮配合的键:因该轴段轴的直径d=36mm,所以查手册得,键宽b=10mm,键高h=8mm,长度L=45mm,键所在轴的深度t=5.0mm,轮毂深度t1=3.3mm,圆角半径r=0.3mm.键5即与大圆柱齿轮配合的键：因该轴段轴的直径d=54mm,所以查手册得,键宽b=16mm,键高h=10mm,长度L=45mm,键所在轴的深度t=6.0mm,轮毂深度t1=4.3mm,圆角半径r=0.3mm. 键6即与链轮配合的键：因该轴段轴的直径d=45mm,所以查手册得,键宽b=14mm,键高h=9mm,长度L=40mm,键所在轴的深度t=5.5mm,轮毂深度t1=3.8mm,圆角半径r=0.3mm.根据轴和轮毂的材料,查手册得:键的联接许用应力p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa ,根据校核公式:
第一根键: σp=2T/kld=2×26262.5/(4×25×30)=17.51<p σ⎡⎤⎣⎦
满足强度要求.
第二根键: σp=2T/kld=2×26262.5/(3.5×20×25)=30.01<p σ⎡⎤⎣⎦ 满足强度要求.
第三根键: σp=2T/kld=2×80700/(4×28×36)=40.03<p σ⎡⎤⎣⎦ 满足强度要求.
第四根键: σp=2T/kld=2×80700/(4×45×36)=24.91<p σ⎡⎤⎣⎦ 满足强度要求.
第五根键: σp=2T/kld=2×274012/(5×45×54)=45.10<p σ⎡⎤⎣⎦ 满足强度要求.
第六根键: σp=2T/kld=2×274012/(4.5×40×45)=67.66<p σ⎡⎤⎣⎦ 满足强度要求。

第九章润滑与密封
减速器的润滑:
因为齿轮圆周速度v＜5m/s,所以齿轮采用浸油润滑,轴承采用脂润滑,浸油润滑不但起到润滑作用,同时有助于箱体散热.为了避免浸油润滑的搅油功能消耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑,传动件浸油的深度不宜太深或太浅,设计的减速器的合适浸油深度H1对于圆锥齿轮一般为1个齿高,但不应小于10mm,保持一定的深度和存油量.油池太浅易激起箱底残渣和油污,引起磨料磨损,也不易散热.换油的时间为半年,主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度.查手册选择L-CKBL-CKC 150号工业齿轮油润滑.。