设计链式输送机传动装置

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 已知条件：

1. 输送链牵引力 F=4.5 kN ;

2. 输送链速度 v=1.6 m/s（允许输送带速度误差为 5%）； 3. 输送链轮齿数 z=15 ； 4. 输送链节距 p=80 mm；

5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘； 6. 使用期限：20年； 7. 生产批量：20台；

8. 生产条件：中等规模机械厂，可加工6-8级精度齿轮和7-8级精度蜗轮； 9. 动力来源：电力，三相交流，电压380伏；

10．检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。

验收方式：

1．减速器装配图；（使用AutoCAD绘制并打印为A1号图纸） 2．绘制主传动轴、齿轮图纸各1张； 3．设计说明书1份。

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：

输送链链轮的节圆直径d/mm d=P/sin(180/z)=385mm 工作机的有效功率为： pw =FwVw / η=4.5*1.6/0.95=7.243kw 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。

pwη所以，电动机所需工作功率为pd =∑=7.243/0.877= 8.3KW

选择电动机的类型 ：

电动机额定功率pd> pm

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。 由此选择电动机型号：Y160M1-2

电动机额定功率pm=4kN,满载转速nm=1440r/min

选取B3安装方式 3.2 计算传动装置的总传动比总传动比

i∑并分配传动比 ：

i∑：按表3-2推荐的链传动比≤6。取链传动的传动比为4.6，则整个减速器的传动

比为 ：I总==nm/nw=2930/79.370=36.916

i∑=I总 / 4.6=8.025

分配传动比：

i∑=i1i2

i1=2.5 i2=3.2

高速级圆锥齿轮传动：

中间级圆柱齿轮传动比：

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=2930 r/min

Ⅱ轴: n2=2930/2.5=1172r/min Ⅲ轴: n3=1172/3.2=366.25 r/min 链轮的转速：n4=79.370 r/min 各轴的输入功率 ：

Ⅰ轴: p1=pd*η1=11*0.99=10.89kw

Ⅱ轴: p2= p1*η2 *η4=10.89×0.97×0.99=10.458kw Ⅲ轴: p3= p2*η3*η5=10.458×0.98×0.99=10.146kw 各轴的输入转矩 ：

电动机轴的输出转矩：Td=9.55×10×11/2930=35853.242N.m Ⅰ轴: T1=9550*p1/n1=35.495N·m Ⅱ轴: T2=9550*p2/n2=85.217N·m Ⅲ轴: T3=9550*p3/n3=264.558N·m

6

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

已知链传动工作时有轻微振动，由表9-6选kA =1.0，设计为双排链取kP=1.75, 由主动链轮齿数Z=17，查主动链轮齿数系数图9-13，取kZ=1.55计算功率为 : Pca=p3×kAkZ/kP=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Lp =128节(取偶数)。

链传动的最大中心距为a=f1×p[2Lp-(z1+z2)] 由(Lp-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 : KFP=1.15

轴上的压力 : Fp=KFP×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：d1t≥ 2.32*

ZE⎫KtT1(U+1)

⎪⎪2

σφdU⎝H⎭

1

2

T1=80.7N·m 试选Kt为1.3

ZE查表10-6得ZE=189.8mpa

由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限σHlim1=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550mpa 由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96⨯10 N2= N1/4=3.09⨯10

查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=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 :

[σH]1=

8

8

KHS1σlim1

=0.95×600=570 Mpa

SKHN2σlim2

=0.98×550=539 Mpa

S

[σH]2=

取[σH]为537.25 Mpa

试算小齿轮分度圆直径d1t: d1t≥ 2.32*

⎛ZE⎫KtT1(U+1)

⎪=59.624mm ⎪2

σφUd⎝H⎭

计算圆周速度V :

V=

πd1tn1

60⨯1000

=

π⨯59.624⨯1070143

60⨯1000

=0.335m/s

计算齿宽B：

B=φd* d1t =0.9*59.624=53.6616mm 计算齿宽与齿高之比：

模数：mn= d1t /z1=3.138 齿高：h=2.25 mn =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KV=1.1。直齿轮KHβ=KHα=1.0

查表得使用系数KA=1.25，

K=KA KvKβKα=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 :

d1

=d1t3

K

=69.58mm KT

计算模数mn:

mn

=

d167.077==3.53 z119

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m≥2KT1⎛YFaYSa

φdz21 ⎝σF⎫

⎪⎪ ⎭

由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

σFE2=380mpa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KFN1=0.82 KFN2=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 :

[σF]1=KFN1σFN1

S

=292.86 Mpa

[σF]1=KFN2σFN2

S

计算载荷系数K :

K

=238.86 Mpa

=KAKVKFαKFβ=1.25×1.05×1×1.3=1.706

查取齿形系数 :

由表10-5得YFa1=2.85， YFa2=2.22 查取应力校正系数 :

由表10-5查得 YSa1=1.54 YSa2=1.77

计算大小齿轮的

YFaYSa

σF并加以比较 :

YFa1YSa1

σF1

=0.01498

YFa2YSa2

σF2

=0.01645

由上只大齿轮的数值大 设计计算mn :

mn

≥2KT1Yβcos2β⎛YFaYSa⎫

⎪=2.39 2 ⎪φdz1εa⎝σF⎭

按圆柱直齿轮的标准将模数mn圆整为2.5

z1=

d1

=67.077/2.5=26.8≈27 z2=4.2×27=113 m

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 mn=67.5mm d2 =z2 mn =282.5mm

计算齿轮宽度：b=φdd1=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：d1t≥ 2.92×

⎛ZE⎫KtT1

⎪2

⎪φU(1-0.5φR)2 σ⎝H⎭R

1

2

T1=26.2625N·mm 试选Kt为1.3

ZE查表10-6得ZE=189.8mpa

由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限σHlim1=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550mpa 由式10-13计算应力循环次数

8

N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472⨯10

8⨯10N2= N1/3.2=1.296

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φR=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：

[σH]1=

KHS1σlim1

=0.9×600=540 Mpa

SKHN2σlim2

=0.95×550=522.5 Mpa

S

[σH]2=

[σH]为[σH]1[σH]2中的较小值[σH]=522.5 Mpa

试算小齿轮分度圆直径d1t 对于直齿锥齿轮 ： d1t≥

2.92×ZE⎫KtT1 ⎪2

σ⎪φU(1-0.5φR)2 =53.29mm ⎝H⎭R

计算圆周速度V ：

V=

πd1tn1

60⨯1000

=

π⨯53.29⨯1440

60⨯1000

=4.0159m/s

计算载荷系数 :

查表得KA，K

V

KHβKHα的值

V

V

使用系数KA由表10-2查得KA=1.25，动载荷系数K由图10-8查得K=1.18。齿间载荷

分配系数KFB=KHβ=1.5KHβ

得K

Hβ

be轴承系数

KHβ

be由表

10-9查得KHβbe=1.25。

=K

FB

=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:

d1

=d1t3

K

=68.2112mm KT

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:

m≥4KT1

φRz12(1-0.51φR)2

⎛YFaYSa 2

u+1⎝σF⎫⎪⎪ ⎭

由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

σFE2=380mpa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KFN1=0.85 KFN2=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

[σF]1=KFN1σFN1

SS

=303.57 Mpa

[σF]1=KFN2σFN2

=238.86 Mpa

计算载荷系数K

K

=KAKVKFαKFβ=2.766

查取齿形系数

由表10-5得YFa1

=2.65， YFa2=2.226

查取应力校正系数。

由表10-5查得 YSa1=1.58 YSa2=1.764 计算大小齿轮的

YFaYSa

σF并加以比较

算得

YFa1YSa1

σF1

=0.01379

YFa2YSa2

σF2

=0.01644

由上知大齿轮的数值大 设计计算mn

m

≥4KT1

φRz12(1-0.51φR)2

⎛YFaYSa 2

u+1⎝σF⎫⎪⎪=1.8959 ⎭

按圆锥齿轮的标准将模数mn圆整为2

Zv1=

d1

=34.1056≈34 m

分度圆直径dv1=2×Zv1=68

i=Z2/Z1=tan＆2=cot＆1=2

得＆2= 72.6453=72°38′43″ ＆1=17.3547=17°21′17″ 平均模数m=dv1/Zv1=2

大端模数m=mn/(1-0.5φR)=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Zv1=34 分度圆直径dv1=68 平均模数mn=2

端面模数m=2.5

小齿轮齿数Z1=Zv1×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 tanθf=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：Z1=32，Z2=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

dmin

：

dmin≥CP=

n17.64 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

d1=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: 从轴段所以

d1=30 mm开始，逐段选取相临轴段的直径。dd， 2=25mm， 3与轴承内径相配合，

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 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:Ft=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 径向力： 轴向力：

Fr

=Ft×tan20×cos＆1=249.25N =

×tan20×sin＆1=75.41N

FaFt

计算支反力和弯矩并校核： 垂直平面上：

FAV

=348 N 向上

FBV=98 N 向下

MV=8036 N.mm 垂直弯矩图如下：

水平面上:

FAH=1243N 向上 FBH=434 N 向下

MH= 35596 N.mm 水平弯矩如图：

求合成弯矩,画出合成弯矩图: M=( MV+ MH)=36500 N.mm

2

21/2

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.

σca=（M2+(aT)2）1/2/W

轴上的抗弯截面系数W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3

σca=（M2+(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σ-1=60 MP

σca

-1

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=0.1d3=1064.8mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=2129.6mm3 弯矩M及弯曲应力为M=31488N.mm

σb=M/W=20.15

MP

扭矩T及扭转切应力 T=26500N.mm t=T/WT=8048 MP 轴的材料为45钢，调质处理，查得σB=640 MP

σ-1=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 aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.09，at=1.66 又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.76，qt=0.6，故有效应力集中系数为： ka=1+qa(aa-1)=1.824 kt=1+qt(at-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Ka=ka/εa+1/βa-1=2.01 Kt= kt/εt+1/βt-1=1.596 取碳钢的特性系数：ϕa=0.1, 计算安全系数Sca:

Sa=σ-1/(Ka*aa+ϕa*am)=6.79

St=t-1/( Kt*ta+ϕt*tm)=11.276

Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)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

ϕt=0.05

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

dmin：

dmin≥CP

=25.83 mm n

d1=30 mm。

根据最小端与角接触球轴承配合，取7206C型，故选取计算齿轮圆周速度：

V=

πd1n1

60⨯1000

=0.7065m/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： 从轴段轴肩

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

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 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:Ft1=2T/dm1=809N

径向力： 轴向力：

Fr1=F×tan20×cos＆=75.41N

t

2

Fa1=Ft×tan20×sin＆=249.25N

2

圆柱直齿轮：

齿轮切向力:Ft2=2T/dm2=2390N 径向力：

Fr2=F×tan20/cos＆=870N

t22

FAV

计算支反力和弯矩并校核 (a)垂直平面上：

=725.4N 向下 =69.49 N 向下

FBV

MV=44254.89 N.mm

垂直面上的弯矩图：

N.mmN.mm

N.mm

(b)水平面上:

FAH

=1782.6N 向上

FBH=1416.4N 向上

MH= 108738.6N.mm 水平扭矩图如下：

M2=67987.2N.mm

(c)求合成弯矩:

221/2

M=( MV+ MH)=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.

σca=（M2+(aT/2w)2）1/2/W

轴上的抗弯截面系数W d=36mm W=0.1d3=4665.6 mm3

σca=（M2+(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σ-1=60 MP

σca

-1

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=0.1d3=2700mm3 抗扭截面系数WT=0.2d=5400mm3

弯矩M及弯曲应力为 : M=67360N.mm

σb=M/W=24.95

MP

扭矩T及扭转切应力 : T=80700N.mm

t=T/WT=14.94 MP 轴的材料为45钢，调质处理，查得σB=640 MP

σ-1=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 aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.0，at=1.31,又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.76，qt=0.6 故有效应力集中系数为：

ka=1+qa(aa-1)=1.76 kt=1+qt(at-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综合系数Ka=ka/εa+1/ββa-1=2.05 Kt= kt/εt+1/βt-1=1.407 取碳钢的特性系数：ϕa=0.15, 计算安全系数Sca:

Sa=σ-1/(Ka*aa+ϕa*am)=5.376

St=t-1/( Kt*ta+ϕt*tm)=7.169

Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)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

a =1，

ϕt=0.08

dmin

：

dmin≥CP

=40.95 mm n

周端与轴承或链轮，取轴承的型号为7210C，故选计算齿轮圆周速度：

d1=50 mm。

V=

πd1n1

60⨯1000

=0.28m/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

d1

=50 mm开始， 轴承的轴肩轴向固定取

d2

=54mm， 对齿轮起轴向定位作用

d3

=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L1=47mm,L2=58mm,L3=74mm,L4=31mm,L5=50mm,L6=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:Ft =2T/dm1=5502.4N

径向力： 轴向力：

Fr=F×tan20/cosβ=870N

tFa=Ft×tanβ=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：

M1=624522.4N.mm

FAV=2874.55N 向下

FBV

=9246.95 N 向上

MV=624522.4 N.mm (b)水平面上: 弯矩图如下：

Mmax=100205.83N.mm

FAH

=1529.86 N 向上

FBH=860 N 向上

MH= 100205.83 N.mm (c)求合成弯矩,画出合成弯矩图:

221/2

M=( MV+ MH)=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

σca=（M2+(aT)2）1/2/W

轴上的抗弯截面系数W d=50mm

W=0.1d3=12500 mm3

σca=（M2+(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σ-1=60 MP

σca

-1

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=0.1d3=11059.2mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=22118.4mm3

弯矩M及弯曲应力为 : M=572249.6N.mm

σb=M/W=51.744

MP

扭矩T及扭转切应力 : T=328850N.mm t=T/WT=14.87 MP 轴的材料为45钢，调质处理，查得σB=640 MP

σ-1=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 aa及at按附表3-2查取，查得aa=1.72，at=1.09,又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.8，qt=0.82 故有效应力集中系数为：

ka=1+qa(aa-1)=1.576 kt=1+qt(at-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Ka=ka/εa+1/βa-1=2.268 Kt= kt/εt+1/βt-1=1.307 取碳钢的特性系数：ϕa=0.15, 计算安全系数Sca:

Sa=σ-1/(Ka*aa+ϕa*am)=2.343

ϕt=0.08

St=t-1/( Kt*ta+ϕt*tm)=15.36

Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)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=fp(XFr+YFt)

查手册取 取7206C轴承

fp

=1.1

7.2 轴承2的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P:

P=fp(XFr+YFt)

查手册取

fp

=1.1 取7206C轴承

7.3轴承3的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P: P=fp(XFr+YFt) 查手册取

fp

=1.1 取7221C轴承

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,σb=400MPa,σ0.2=250MPa,σ=18﹪,布氏硬度130～180HBS ,根据工作条件的要求,箱体各尺寸如下:

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⎡⎣σp⎤⎦=110MPa,根据校核公式:

第一根键:

σp=2T/kld=2×26262.5/(4×25×30)=17.51

⎣p⎦

满足强度要求. 第二根键:

σp=2T/kld=2×26262.5/(3.5×20×25)=30.01

⎣p⎦

满足强度要求.

第三根键:

σp=2T/kld=2×80700/(4×28×36)=40.03

⎣p⎦

满足强度要求. 第四根键:

σp=2T/kld=2×80700/(4×45×36)=24.91

⎣p⎦

满足强度要求. 第五根键:

σp=2T/kld=2×274012/(5×45×54)=45.10

⎣p⎦

满足强度要求. 第六根键:

σp=2T/kld=2×274012/(4.5×40×45)=67.66

⎣p⎦

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,2001年

刘鸿义主编.《材料力学》.第四版.北京:高等教育出版社,2004年 吴宗泽主编.《机械设计》.北京:高等教育出版社,2001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,2001年 刘朝儒主编.《机械制图》.北京:高等教育出版社,2001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,2005年 张建中主编.《机械设计基础》.北京:中国矿业大学出版社,2001年 邓方英主编.《金属工艺学》.北京:高等教育出版社,2000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,2001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,2004年