链式输送机传动装置设计(机械CAD图纸)共21页word资料

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)
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
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：
=5*0.6/0.95=3.158kw
工作机的有效功率为：p w =F w V w/
从电动机到工作机间的总效率为：
η∑=η1·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∑=3.158/0.877= 3.6KW
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 =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p m =4kN,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
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 ：
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 ∑=12i i
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 ：
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
η3*η5=3.689kw
Ⅲ轴: p3= p2*
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，z2<120，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图9-13，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
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=(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)/(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: K FP=1.15
轴上的压力:Fp=K FP×F =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：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
N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.968
10⨯ N2= N1/4=3.098
10⨯
查图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=0.95，K HN2=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
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 ≥ []312)
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 /z1=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，由式10-10a 得 :
==3
11
T
t K K
d d 69.58mm 计算模数m 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
1212⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥F Sa
Fa d Y Y z KT m σφ 由图10-30c 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
由图10-18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，由式10-12a 得 :
[]==S
K FN FN F 1
11σσ292.86 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 :
由表10-5得=1Fa Y 2.85， =2Fa Y 2.22 查取应力校正系数 :
由表10-5查得 =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大
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 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 m n =67.5mm
d2 =z2 m n =282.5mm
计算齿轮宽度：b=d φd1=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：d t 1≥ 2.92×[]31
2
2)5.01(R R
t H E U T K Z φφσ-⎪⎪⎭⎫
⎝⎛ T1=26.2625N ·mm 试选Kt 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
N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.4728
10⨯
N2= N1/3.2=1.2968
10⨯
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 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，由式10-12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
2
2)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 由表10-2查得A K =1.25，动载荷系数V
K 由图10-8查得V
K =1.18。

齿间载荷分配系数FB K =βH K =1.5K H β
be 轴承系数
K H β
be 由表
10-9查得
K H β
be =1.25。

得β
H 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，由式10-10a 得:
==3
11
T
t K K
d d 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:
由图10-30c 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
由图10-18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，由式10-12a 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
由表10-5得=1
Fa Y 2.65， =2Fa Y 2.226
查取应力校正系数。

由表10-5查得 =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 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 /1Zv =2
大端模数m=m n /(1-0.5R φ)=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 θf tan θf=hf/R=3.125/131.125 θf=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：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
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： 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：
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： 水平面上: AH F =1243N 向上
BH
F =434 N 向下
M H = 35596 N.mm
水平弯矩如图：
求合成弯矩,画出合成弯矩图:
M =( M V 2+ M H 2)1/2
=36500 N.mm 画出转矩T 图:
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。

由表15-1查得
1-σ=60 MP
ca σ<1
-σ安全。

6.1.3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
由附图3-2的尺寸系数εa =0.95.由附图3-3的扭转尺寸系数εb =0.925. 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数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。

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 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1d =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。

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： 圆锥齿轮：
齿轮切向力:t F 1=2T/d m1=809N
径向力：r F 1=F t
×tan20×cos ＆2
=75.41N
轴向力：
a F 1=t F ×tan20×sin ＆2
=249.25N
圆柱直齿轮：
齿轮切向力:t F 2=2T/d m2=2390N 径向力：
r F 2=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： (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：
(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 ·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。

由表15-1查得1-σ=60 MP
ca σ<1
-σ安全。

6.2.4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 按附表3-2查取，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
由附图3-2的尺寸系数εa =0.85.由附图3-3的扭转尺寸系数εb =0.9.
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数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。

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
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1d =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。

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：
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
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：
AV
F =2874.55N 向下
BV F =9246.95 N 向上
M V =624522.4 N.mm (b)水平面上:
弯矩图如下：
Mmax=100205.83N.mm
AH
F =1529.86 N 向上
BH
F =860 N 向上
M H = 100205.83 N.mm (c)求合成弯矩,画出合成弯矩图:
M =( M V 2+ M H 2)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。

由表15-1查得1-σ=60 MP
ca σ<1
-σ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=0.1d 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 按附表3-2查取，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
由附图3-2的尺寸系数εa =0.72.由附图3-3的扭转尺寸系数εb =0.85
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数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 :
S a =1-σ/(K a*a a +ϕa*a m )=2.343
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 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Fa1=231.115N Fa2=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 Fa2/F2=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/P1)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 Fa1=231.115N Fa2=155.7N F a1/C or =0.016 Fa2/ C or =0.0107 e1=0.38 e2=0.36
F a1/ F 1=0.183 Fa2/F2=0.36 X1=1,Y1=0 X2=1,Y2=0
/t r F F <e
P1=1419.88N P2=667.35N
49207.5h>48000h
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 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 Fa2/F2=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/P1)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 Fa1=828.96N Fa2=579.96N F a1/C or =0.05526 Fa2/ C or =0.0386
e1=0.426 e2=0.409
F a1/ F 1=0.429 Fa2/F2=0.409 X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0
/t r F F >e1 Fa2/F1=e2
P1=2125.99N P2=1559.8N
40487.6h<48000h
7.3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 F2=9286.86N r C =42.8KW or C =32KW
F 1 =3256.3N F 2=9286.86N
3.两轴的计算轴向力Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N
4.计算F a1/C or =0.138 Fa2/ C or =0.138
5.查手册e 值:
6.计算F a1/ F 1=0.358>e1 Fa2/F2=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/P1)3=11457.96h
11.结论:基本符合要求,选用此轴承.但需及时更换
Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N F a1/C or =0.138 Fa2/ C or =0.138 e1=0.476 e2=0.476
F a1/ F 1=0.358 Fa2/F2=0.138 X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0
/t r F F >e1 Fa2/F1=e2
P1=7288.6N P2=10215.5N
P2>P1
40487.6h<48000h
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 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=3.3mm,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<pσ⎡⎤
⎣⎦
满足强度要求.
第四根键: σp=2T/kld=2×80700/(4×45×36)=24.91<pσ⎡⎤
⎣⎦
满足强度要求.
第五根键: σp=2T/kld=2×274012/(5×45×54)=45.10<pσ⎡⎤
⎣⎦
满足强度要求.
第六根键: σp=2T/kld=2×274012/(4.5×40×45)=67.66<pσ⎡⎤
⎣⎦
满足强度要求.
第十章减速器的润滑与密封
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.
第十一章参考文献
陈作模主编.《机械原理》.北京:高等教育出版社,2019年
刘鸿义主编.《材料力学》.第四版.北京:高等教育出版社,2019年
吴宗泽主编.《机械设计》.北京:高等教育出版社,2019年
吴宗泽主编.《机械设计课程设计手册》.北京:高等教育出版社,2019年
刘朝儒主编.《机械制图》.北京:高等教育出版社,2019年
徐学林主编.《互换性与测量技术基础》.长沙:湖南大学出版社,2019年
张建中主编.《机械设计基础》.北京:中国矿业大学出版社,2019年
邓方英主编.《金属工艺学》.北京:高等教育出版社,2019年
张代东主编.《机械工程霉烂应用基础》.北京:机械工业出版社,2019年
刘北兴主编.《金属学与热处理原理》.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2019年
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