铸造车间型砂输送机的传动装置说明书

机械设计课程设计说明书

设计题目：铸造车间型砂输送机的传动装置

设计人： 马 鑫

目录

第一章、设计任务书……………………..………………………..…(3) 第二章、传动装置的总体设计……………………..……………..…(4) 第三章、传动零件的设计计算数………………………………....…(8) 第四章、轴的设计计算………………………………………………(16) 第五章、轴的强度校核………. ………. ……………. ……….. .…(21) 第六章、键的强度校核………………………………………..…..…..(24) 第七章、滚动轴承的校核……………………………….……….……(25) 第八章、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择………………..(26) 第九章、箱体及其附件的结构设计………………………….….…..(26) 第十章、（27） 减速器箱体结构尺寸………………………….….…..……第十一章、设计总结….……………………………………………….(28) 第十一章、参考资料.……………….…………………………….…(29)

第一章 设计任务书：铸造车间型砂输送机的传动装置

1.1 带式运输机的工作原理 Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV （二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图） 1.2原始数据：

鼓轮直径D（mm） 学号 输送带速度V（m/s） 输出转矩T（N.m） 0703020212 450 0.73 420 1.3工作情况：已知条件

1)

2) 3) 4) 5) 6)

工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转，载荷较平稳。 使用寿命8年，大修期4年。 工作机效率为0.95。

输送机由电机驱动。电机转动，经传动装置带动输送带移动。 允许输送带速度偏差：±5%； 按小批量生产规模设计。

1.4设计内容

1.设计传动方案；

2.设计减速器部件装配图（A1）；

3.绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动轮、中间轴）； 4.编写设计计算说明书一份。

第二章 传动装置总体设计

2.1 系统总体方案的确定

2.1.1系统总体方案：电动机→传动系统→执行机构； 2.1.2初选两种传动方案，如下：

（a）圆锥-圆柱齿轮减速器

（b）二级展开式圆柱齿轮传动

1）系统方案总体评价

方案（a）结构教复杂，成本相对较高。方案(b)中，若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小，结构简单，总传动比大。因此，在两个方案比较下，方案（b）比较合理。

2）最终确定方案（b），结构如图。

两级圆柱齿轮传动

该方案的优点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

2.2 电动机选择（Y系列三相交流异步电动机）

（1）电动机容量的选择 卷筒转速：nw=

60*1000v =38.22r/min

D工作机所需功率Pw=nw*T/9550=40*43.6/9550=1.6kw 设计方案的总效率 本设计中的

n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…nn

4——联轴器的传动效率（1个），2——轴承的传动效率 （4对）， 3——1---V带传动效率。齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率 : 其中4=0.993， 2=0.994, 3=0.96（两对齿轮的效率取相等），1=0.96

42则：总=12345= 0.96*0.9944*0.962*0.993*0.95=0.815

故：Pd＝Pw/总=1.83/0.815=1.96kw

查表得：Ped=2.2kw

（2）电动机转速的选择

nd＝（i1’·i2’…in’）nw

由该传动方案知，在该系统中只有减速器和V带传动中存在传动比i1,i2，i3其他 传动比都等于1。查表知圆柱齿轮传动比范围为3—6，V带传动的传动比范围为2---4。

所以 nd =(i1*i2*i3) nw=[18，144]* nw 所以nd的范围是（784.8---6278.4）r/min， 初选为同步转速为1430r/min的电动机 （3）电动机型号的确定

由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW，满载转速1420r/min。

基本符合题目所需的要求。

电动机额定满载转堵转额定最大额定质量

型号 功率速r/min 转矩 转矩 转矩 转矩 /Kg /KW Y100L12.2 1420 2.2 2.3 38

-4,

2.3传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配

（1）总传动比： i总＝nm/nw =1420/38.22=37.15

（2）各级传动比分配：

传动比选取见表2-1，初选V带传动比为2~4，援助齿轮传动的传动比为

3~6，高速级传动比i2与低速级传动比i3的分配：i2(1.1~1.5)i3故，

取V带传动比i3=2.2,

由于减速箱是展开式布置，所以i1＝（1.3-1.4）i2

故i1*i2=37.15/2.2，得i1=4.86， i2=3.47。

（3）各轴的转速为 ：电动机转轴速度 n0=1420r/min

高速I n1=

nm=1420/2.2=5.5r/min i3 中间轴II n2=n1=5.5/4.86=132.81r/min

i1 低速轴III n3= n2=147.4/3.47=38.27r/min

i2 卷筒 n4=38.22r/min。

（4）各轴的输入功率：电动机 Pw=2.2kw

高速I P1=Pw*01= 2.2*0.96= 2.11 Kw

中间轴II P2=P112=2.110.994*0.994=2.09Kw 低速轴III P3=P2*n23=2.09*0.96*0.994=1.9Kw 卷筒 P4=P3*n34=1.9*0.994*0.993*0.95=1.78 Kw （5）各轴的输入转矩：电动机转轴 Tw=9550*2.2/1420=14.80 N•m 高速I T1=

9550*P19550*2.11 ==31.24 N•m n159550*P29550*2.09 ==150.07 N•m n11339550*P39550*1.9==477.5N•m n338 中间轴II T2=

低速轴III T3=

卷筒 T4=

9550*P49550*1.78==450.6 N•m n438 其中Td=9550 Pd (n*m) nd项目 转速（r/min） 功率kw 转矩（Nm） 传动比 效率 电动机轴 1420 2.2 14.8 2.2 0.96 高速轴1 5 2.11 31.24 4.86 0.988 中间轴2 133 2.09 150.07 低速轴3 38 1.9 477.5 卷筒轴 38 1.78 450.6 1 0.94 3.47 0.91

第三章 传动零件的设计计算

3．1 V带传动的设计计算： 3.1.1已知条件：

设计此V带传动时，已知条件有：带传动的工作条件；传递的额定功率；小带轮转速；大带轮转速。设计内容包括：选择带的型号，确定基准长度，根数，中心距，基准直径以及结构尺寸，初拉力和压轴力。 3.1.2设计步骤：

传动带选为 普通V带传动 1）确定计算功率：Pca

此输送机每日两班制工作 由书P156表8-7查得，工作情况系数KA1.1 计算功率 PcaPKA1.12.22.42Kw 2）选择V带型号

根据PCa=2.42Kw和小带轮转速n11420r/min 由书P150图8-11选取带的带型为A型 3）确定带轮的基准直径dd，并验算带速V

根据V带的带型 由书P157选取小带轮基准直径dd190mm 验算带速 v1d1n16010009014206010006.69m/s

而带速不宜过高或过低，一般v=5~25m/s,最高带速Vmax<30m/s，所以带的速度合适。

大带轮的基准直径 dd2： d2id12.290198mm 查表8-8 圆整后取dd2=200mm

4）确定中心距a并选择V带的基准长度长Ld

初定中心距 a0400mm

(d2d1)2Ld02a0(d1d2)1259mm

24a0 查表得：Ld1250mm

实际中心距aa05）验算小带轮包角

LdLd02395.5mm

57.31.0690 180(dd2dd1)a 故，小带轮上的包角符合要求。 6）确定V带根数Z

查表得P01.06Kw,P00.16Kw,K0.953,KL0.93 则zPCa2.422.037

(PCaP0)KKL(1.060.16)*0.953*0.93 故取z=3根

综上，带传动参数如下：

大带轮直径d2=200mm，小带轮直径d1=90mm， 中心距a=468.8mm， 带的型号为A型V带，

V带根数z=3。

3.2齿轮传动的设计计算： A:高速级齿轮计算 （1）材料及热处理：

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者的硬度差为40HBS （2）带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （3）初选小齿轮齿数z1=20，

则大齿轮齿数z2=4.86*20=97.2 取z2=97 初选螺旋角14 （4）按齿面接触强度设计

22kTu1ZZ 按下式试算: d1t3t11HEdau1H 1）确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.6 （2） 查表选取尺宽系数φd＝1

 （3） 查表得材料的弹性影响系数ZE＝1.8Mpa，ZH=2.433

（4） 由 Z120,Z297由书P215图10-26查得 10.74,20.84

121.58

（5） 按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的

解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； （6） 计算应力循环次数 N1＝60n1jLh＝60×5×1×（2×8×300×4）＝1.486×109 N2＝N1/4.86＝3.06×108

此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时 （7） 查表得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.92；KHN2＝0.97 （8） 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＝0.92×600MPa＝552MPa

[σH]2＝0.97×550MPa＝533.5MPa HH1H22552533.5542.6MPa 22）计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

2KtT1u1ZEZH d1t≥·φduσH33 2221.63.111044.8612.4331.8· ==38.03mm

11.584.86542.6（2） 计算圆周速度

v=

πd1tn1π38.035==1.28m/s

601000601000（3） 计算齿宽b及模数mt

b=φd1t=1×38.03mm=38.03mm

mt=

d1t38.03cos=cos14=1.457mm

20z1h=2.25mt=2.25×1.457mm=3.277mm

b/h=38.03/3.277=11.6

（4）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=1.28m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数 Kv=1.06；

斜齿轮KHKF1.4 查表10---4得KH1.417 由图10--13得KF1.40 故载荷系数：

K=KAKvKHKH=1×1.4×1.06×1.417=2.1 （5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 d1=d1tK/Kt=38.032.1/1.6mm=41.mm （6）计算模数m： m

22KT1YFaYSaYcos·（5）按齿根弯曲强度设计： m≥

φdz12σF33341.d1cos14mm=2.02mm cos=20z11）确定计算参数

(1)由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa； 大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa

（2）由表10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88

（3）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4

F1=（KFN1*σF1）/S=0.85*500=303.57Mpa

1.4F2= （KFN2*σF2）/S=0.88*380=238.86Mpa

1.4 (4)计算载荷系数

K=KAKVKFKF=1×1.06×1.4×1.4=2.078 （5）查取应力校正系数Ysa1=1.567；Ysa2=1.795 齿形系数YFa12.74,YFa22.17

YFaYSa（6）计算大、小齿轮的并加以比较

σFYFa1YSa12.741.567==0.01417

σF1303.57YFa2YSa22.171.795==0.01631

238.86σF2

大齿轮的数值大。

22.074.111040.87cos2142）设计计算 mn≥=1.40mm ·0.0163121201.583 对结果进行处理取m=2mm

（6）几何尺寸计算：

小齿轮齿数z1d141.coscos1420 mn2 大齿轮齿数z2z1*i204.8698 中心距a=(Z1Z2)*m /(2*cos)=121.61mm 将中心距圆整为122mm

按圆整后的中心距修正螺旋角：  = arccos

Z1Z2m2a=arccos（20+98）*2/(2*122)=14.7

d1=

mnz1220=41.36mm coscos14.7mnz2298=202.65mm coscos14.7 d2=

齿宽b=d*d1=1*41.36=41.36mm 故B150,B245整得

* da1=d12hanmn45.36mm * da2=d22hanmn206.65mm

*mn2c*mn36.36mm df1=d12han*mn2c*mn97.65mm df2=d22han Ft1=

2T1231.24=1510.N d141.361032T22150.07==1481.08N 3d2202.6510 Ft2=

Fr1=Ft1*tan11510.tan20cos14.7=568.43N cos

Fr2=Ft2*tan11481.08tan20cos14.7=557.31N cos Fa1=Ft1tan1510.tan14.7=396.3N Fa2=Ft2tan1481.08tan14.7=388.55N

B:低速级齿轮计算 ： （1）材料及热处理：

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS （2）带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （3）初选小齿轮齿数z1=20，

则大齿轮齿数z2=3.47*20=69.4 取z2=70 （4）按齿面接触强度设计

KTu1ZE 按下式试算: d1t≥2.32t1· φduσH32 1）确定公式内的各计算数值 （1）试选Kt＝1.3

（2）查表选取尺宽系数φd＝1

（3）查表得材料的弹性影响系数ZE＝1.8Mpa

（4）按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa； 大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； （5）计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×133×1×（2×8×300×4）＝3.1108 N2＝N1/3.47＝0.3108

此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时 （6）查表得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.97 （7）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＝0.90×600MPa＝540MPa

[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa 2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t：

KtT1u1ZE d1t≥2.32* ·φduσH321.3151043.4711.8· =2.32*=73.5mm 13.47533.532

（2）计算圆周速度

v=

πd1tn1π73.5133==0.51m/s

601000601000（3）计算齿宽b及模数mt

b=φd*d1t=1×73.5mm=73.5mm

mt=

d1t73.5==3.675mm z120h=2.25mt=2.25×3.675mm=8.27mm

b/h=73.5/8.27=8.

（4）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.51m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数Kv=1.03；

直齿轮KHKF1 查表10---4得KH1.424 由图10--13得KF1.34 故载荷系数：

K=KAKvKHKH=1×1×1.03×1.424=1.467 （5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 d1=d1tK/Kt=73.51.467/1.3mm=76.52mm （6）计算模数m m

（2）按齿根弯曲强度设计 m≥

333d176.52=mm=3.83mm 20z12KT1YFaYSa·

φdz12σF1）确定计算参数

（1）由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa； 大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa （2）由表10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.87 KFN2=0. （3）计算弯曲疲劳许用应力

取安全系数S=1.4

0.87*500 F1=（KFN1*σF1）/S==310.71Mpa

1.4

F2= （KFN2*σF2）/S= （4）计算载荷系数

0.*380=241.57Mpa 1.4K=KAKVKFKF=1×1.03×1×1.34=1.38 （5）查取应力校正系数YSa1=1.55；YSa2=1.75 齿形系数YFa12.80,YFa22.24

YFaYSa （6）计算大、小齿轮的并加以比较

σF

YFa1YSa12.801.55==0.013968

σF1310.71YFa2YSa22.241.75==0.016227 241.57σF2

大齿轮的数值大。

21.38151042）设计计算： m≥2.23·0.016227=2.56mm

12023 对结果进行处理取m=3mm （6）几何尺寸计算：

d76.52 小齿轮齿数z1126

m3 大齿轮齿数z2z1*i263.47 d1=m*z1=26*3=78mm

d2=m*z2=3*=267mm

中心距a=（d1+d2）/2=172.5mm 齿宽b=d*d1=1*78=78mm 取B180mm,B285mm

*)*m(2621)3=84mm da1=(z12ha*)*m(21)3=273mm da2=(z22ha*2c*)m(262120.25)3=70.5mm df1=(z12ha*2c*)m(2120.25)3=259.5mm df2=(z22ha

Ft1=

2T12150.07=3847.9N 3d178102T22477.5=3576.8N d2267103 Ft2=

Fr1=Ft1*tan3847.9tan20=1400.5N Fr2=Ft2*tan3576.8tan20=1301.85N

综上，齿轮传动的参数如下：

参 传 及 尺 动 寸 称 数 高速级 小齿轮 20 2 大齿轮 98 2 小齿轮 26 3 --- 78 84 70.5 85 低速级 大齿轮 3 --- 267 273 259.5 80 172.5 40Cr 45钢 调质处理 3847.9 3576.8 1400.5 1301.85 名 齿数z 模数m 螺旋角 分度圆直径/mm 齿顶圆直径/mm 齿根圆直径/mm 齿宽/mm 中心距/mm 材料 热处理 14.7 41.36 45.36 36.36 50 122 14.7 202.65 206.65 97.65 55 40Cr 45钢 调质处理 1510. 1481.08 568.42 557.31 396.31 388.55 Ft/N Fr/N Fa/N

第四章 轴的设计计算

4.1选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故低速轴和中间轴选择45钢,调质处理；高速轴选择40Cr，调质处理。 4.2初估轴径

查表得A1126,A2120,A3112

=A1P1/n1=1262.11/5=18.71，高速轴最小直径处安装 高速轴：dmin33大带轮，轴上设有一个键槽。 所以，

min(17%)18.71(17%)20.1mm，取d1min25mm d1mind1中间轴：d2minA23P22.09120330.06mm，取d2min35mm n2133minA33低速轴：d3P31.9112341.26mm，低速轴最小直径处安装 n338有联轴器，轴上设有一个键槽。

min(17%)41.26(17%)44.15mm， d3mind3 取d3min45mm

4.3结构设计

4.3.1高速轴的结构设计

d15d13d16l16d1450l14l13l12d12l111.各轴段直径的确定

1) d11最小直径，安装大带轮的外伸轴段，d11d1min25mm。

2) d12密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度

h(0.07~0.1)d11，选取d1230mm。

d11

3) d13滚动轴承处轴段d1335mm，所以，选取轴承为7207C，其尺寸

dDB35mm72mm17mm。

4) d14齿轮处轴段，由于齿轮的直径较小，采用轮轴结构。轮和齿轮的材料和热处理方式需要一样，均为45钢，调质处理，d1439mm。

5) d15为轴肩，取d1545mm。 6）取d16=35mm。 2.各轴段长度的确定

1) L11由大带轮的毂孔宽度B50mm确定L1148mm。

2)L12由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，由轴承

dDB35mm72mm17mm选取轴承盖螺钉直径d310mm，那么e1.2d12mm，由轴承B17mm，310mm，L158mm，取

mL1B331mm，取L1286mm。

3)L13由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定L1320mm。 4) L15由高速级小齿轮宽度B155mm确定L1550mm。 5) 取L16=35mm。

6) L14由装配关系等确定

L14105mm 3.键得尺寸设计：

选用普通平键，尺寸为：14mm9mm45mm

H7H74.齿轮与轴配合为,半联轴器与轴配合为，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸

n6k6 公差为m6。 4.3.2中间轴的设计

1.各轴段直径的确定

1) d21最小直径，滚动轴承处轴段，d21d2min35mm滚动轴承选取7207C， 其尺寸为 dDB35mm72mm17mm。

2) d22低速级小齿轮轴段，选取d2245mm。 3) d23轴环，根据齿轮的轴向定位要求d2350mm。 4) d24高速级大齿轮轴段，d2445mm。 5) d25滚动轴承处轴段d25d2135mm。 2.各轴段长度的确定

1) L21由滚动轴承、挡油盘等确定，滚动轴承选取7207C，尺寸为

dDB35mm72mm17mm所以

L21172317101037mm。

2) L22由低速级小齿轮的毂孔宽度B385mm确定L2283mm。 3) L23轴环宽度L2342.512.5mm。

4) L24由高速级小齿轮的毂孔宽度B250mm确定L2446mm。 5) L25由滚动轴承、、挡油盘以及装配关系等确定L2542mm。 3. 键的尺寸设计：

选两个普通平键，大齿轮上键得尺寸为：14mm9mm45mm 小齿轮上键得尺寸为：14mm9mm45mm

4.齿轮与轴配合为 公差为m6。

H7H7,半联轴器与轴配合为，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸 n6k6

4.3.3低速轴的结构设计

1.各轴段直径的确定

1) d31最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d31d3min45mm。 2) d32为密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圆的标准 d3255mm

3) d33为滚动轴承处轴段d3360mm，所以，选取轴承为7212c，其尺寸 dDB65mm110mm22mm。

4) d34齿轮轴段，取d3480mm。

5) d35轴环，根据齿轮的轴向定位要求d3585mm。 6) d36为过渡段，d3670mm。

7) d37滚动轴承处轴段d37d3360mm。

2.各轴段长度的确定

1) L31由d3145mm选取Y型联轴器，则联轴器的毂孔宽为112mm，取 L31110mm

2) L32由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，由轴承外径D110mm确定螺钉直径d310mm，那么e1.2d12mm，由轴承B17mm，

mL1B358102226mm，取L3278mm。

3)L33由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定L3342.5mm。 4)取L3460mm。

5) L35由轴环宽度取L3510mm。

6) L36由低速级大齿轮的毂孔宽B480mm，取L3678mm。

3. 齿轮与轴配合为 公差为m6。

H7H7,半联轴器与轴配合为，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸 n6k6

第五章 轴的强度校核

以中间轴为例，受力如图：

5.1计算支反力

1.垂直面支反力如图

由绕B点的力矩MBV0，得

FAV(l1l2l3)Fr2l3Fa2FAV554.Nd2Fr3(l2l3) 2由绕A点的力矩MAV0，得

FBV(l1l2l3)Fr2(l1l2)Fr3l1Fa2FBV228.57Nd22

2.水平面支反力如图 FAH CD

由绕B点的力矩和MBH0，得

FAH(l1l2l3)Ft2l3Ft3(l2l3)FAH2919.22N由绕A点的力矩和MAH0，得

FBH(l1l2l3)Ft3l1Ft2(l1l2)FBH2409.76N3.A、B两点总支反力

22FAH(554.)22919.2222971.44N A点总支反力FRAFAV22FBH(228.57)22409.7622420.58N B点总支反力FRBFBV5.2绘转矩、弯矩图 1.垂直面内的弯矩图 C处弯矩

MCV左FAVl1554.78.543539Nmm MCV右FAVl1554.78.543539Nmm

D处弯矩

MDV左FBVl3Fa2d224284N.mm 2MDV右FBVl315086N.mm

2.水平面内的弯矩图

C处弯矩

MCHFAHl12919.1278.5229158.8Nmm

D处弯矩

MDHFBHl32409.7666159044.16Nmm

3.合成弯矩图 C处

22MC左MCV4353922291582233257Nmm 左MCH22MC右MCV4353922291582233257Nmm 右MCH D处

22MD左MDV242842159044.162160887Nmm 左MDH2222MD右MDVM15086159044.16159758Nmm DH右 弯矩图

M

4.转矩图

T150070Nmm

AC42600

DB

5.当量弯矩图

单向回转轴，扭矩切应力近似为脉动循环应力，折算系数0.6

T•T20.615007090042Nmm 左MC左233257Nmm C处： MC2222右MCT23325790042250033Nmm MC右22左MD1608872900422184370Nmm D处： MD左T右MD右159758Nmm MD则当量弯矩图： M 5.3弯矩合成强度校核

进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面，即截面C的强度

ca右MC右MC25003327.44MPa，根据选定的轴的材料45钢，调质处理3W0.1d30.1453160MPa

所以，ca1 则强度足够

第六章 键强度的校核

中间轴上，高速级大齿轮段所用键的尺寸结构为

bhL14mm9mm46mm，低速级小齿轮轴段所选键的尺寸为bhL14mm9mm83mm，由于是同一根轴上的键，他们传递的转矩相同，所以只需校核短的键即可。

即bhL14mm9mm46mm，轴段d45mm，键的工作长度

lLb26mm键的接触高度k0.5h0.594.5mm，传递的转矩

T2150.07Nmm，键静连接时的许用应力P100MPa。

2T1032150.07103P43.6MPaP

kld4.53445 所以，键连接强度足够。

第七章 滚动轴承的校核

以中间轴的轴承为例，根据选定轴承为角接触轴承，轴承型号为7207AC，其基本参数为：额定动载荷为Cr22.5KN，额定静载荷为C016.5KN,载荷系数为

fp1.1

由 Fd10.68FRA0.682971.442020.58N

Fd20.68FRB0.682420.5815.99N

Fd2Fa15.99396.312041.862020.58Fd1

故轴承1被压紧，轴承2放松。

得 Fa1Fd215.99N， 由

Fa12020.580.682e0.68, 得X0.41,Y0.87 Fr12971.44 因此 P1fP(XFr1YFa1)1.1(0.412971.440.872020.58)3274N

由

Fa215.990.68e,得X1,Y0, Fr22420.58 因此P2fP(XFr2YFa2)1.112420.582662.6N

因为 P1P2 ，故轴承1为危险轴承！ 预期寿命L'h83002838400h

106Cr310622.51033实际寿命Lh()()40680.7h

60nP601333273.81 因为LhL'h 所以，轴承校核合格

第八章．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择

由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以

齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-19），代号为L-AN32。

由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[2]表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。

为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。

第九章．箱体及其附件的结构设计

1）减速器箱体的结构设计

箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 1.确定箱体的尺寸与形状

箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。 根据经验公式：40.1T8mm（T为低速轴转矩，N·m）

可取8.5mm。

为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有 较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板

在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料

因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不 大，所以箱体可用灰铸铁制成。 2）减速器附件的结构设计 （1）检查孔和视孔盖

检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可 用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便 于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 （2）放油螺塞

放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体 底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。 放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。

（3）油标

油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 （4）通气器

通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高， 内 压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还 有过滤网可减少灰尘进入。 （5）起吊装置

起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下 面 设有吊耳，它们就组成了起吊装置。 （6）起盖螺钉

为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动 此螺钉顶起箱盖。 （7）定位销

在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精 度与装配精度。

第十章 减速器箱体结构尺寸

名称 箱座厚度 箱盖厚度 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 盖与座联结螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df符号  1 b1 计算公式 0.025a38 10.02a38 b11.51 结果 8 8 12 12 20 M24 6 M12 b b2 b1.5 b22.5 df df0.036a12 n d1 查手册 d10.72df d2 d2=（0.5 0.6）df M10 d3 d3=（0.40.5）df 10 0.4）df 8 0.8）d2 8 34 22 18 d4 d4=（0.3d C1 d=（0.7，d1，d2至外箱壁查手册表11—2 的距离 df，d2至凸缘边缘距C2 查手册表11—2 28 16 离 外箱壁至轴承端面距离 大齿轮顶圆与内箱1 l1 l1=C1+C2+（510） 50 1>1.2 10

壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖，箱座肋厚 m1,m 2 2> 12 m10.851,m0.85 10 8.5 轴承端盖外径 D2 D2D+（55.5）d3 92（1轴） 112（2轴） 190（3轴） 轴承旁联结螺栓距离 S SD2 92（1轴） 112（2轴） 190（3轴）

《 机械设计》濮良贵 主编 高等教育出版社

《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽。

《机械设计课程设计指导书》（第二版）——罗圣国，李平林等主编。 《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编。 《机械设计基础》（第四版）课本——杨可桢 程光蕴 主编。 《机械设计课程设计》王昆 何小柏 汪信远 主编 高等教育出版社