二級斜齒圓柱齒輪減速器

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。1.1.1 運動簡圖1.1.2方案分析。合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。帶傳動具有傳動平穩(wěn)，吸震等特點，切能起過載保護(hù)作用，但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當(dāng)?shù)∷佥^低時，傳動結(jié)構(gòu)尺寸較大。為了減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級、齒輪傳動具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長等特點，因此在傳動裝置中一般在首先采用齒輪傳動。由于斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪

2、傳動好，故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合，常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動。1.2電動機的選擇。1.2.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)型式。本減速器在常溫下連續(xù)工作，單向運動載荷變化不大，故選用Y系列三相交流異步電動機380v1.2.2確定電動機的功率工作機所需功率：Pw=pv=7*0.8=5.6kw電動機的工作功率：P=電動機到卷筒軸的總效率為：a=1* *4*5查【2】表3-4得：1=0.93（V帶輪傳動）、2=0.98（滾子軸承）、3=0.97（圓柱齒輪傳動7級精度）、4=0.99（聯(lián)軸器）、5=0.96（滾筒）所以有a=0.783所以P0=7.152kw1.2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速滾筒工作轉(zhuǎn)速為：nw=38.

3、217根據(jù)傳動比的推薦值取v帶傳動比=24圓柱齒輪傳動比=35則總傳動比的合理范圍為=1810，電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為：=nw=687.906382.171.2.4確定電動機型號綜合考慮減輕電動機及其傳動裝置的重量和節(jié)約資金選用Y132M-4型電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M-47.5kw14402.22.21.3計算總傳動比和分配各級傳動比。1.3.1確定總傳動比總傳動比：=37.6801.3.2分配總傳動比=分別是v帶輪、高速機齒輪、低速級齒輪的傳動比初取=11.2則=3.364查【2】表3-5得 =4 =2.81.4計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)1.

4、4.1計算各軸的轉(zhuǎn)速將各軸由高速向低速分別定為軸、軸、軸軸：=428.062r/min軸：=107.016軸：=38.22滾筒軸：=38.21.4.2計算各軸的功率：軸：P=額12=6.696kw軸：P= P23=6.235kw軸：P= P23=5.806kw滾筒軸：P= P4=5.748kw1.4.3計算各軸轉(zhuǎn)矩：電動機軸：=49.740N·m軸：=149.387 N·m軸：=556.405 N·m軸：=1451.490 N·m滾筒軸：=1436.248 N·m2傳動零部件的設(shè)計計算以下計算都是按照電動機額定功率計算得到的數(shù)值，計算所得數(shù)據(jù)是

5、此減速器更為安全2.1帶傳動2.2.1確定計算功率并選擇v帶帶型查【1】表8-7得工作情況系數(shù)KA=1.2計算功率Pca=1.2×7.5kw=9kw由計算功率Pca=9kw 小帶輪轉(zhuǎn)速1440查【1】圖8-11選取A型帶2.1.2確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速。初選帶輪的基準(zhǔn)直徑由【1】表8-6、8-8得 dd175mm 取80mm驗算帶速v按【1】式8-13計算： v=6.029m/s5m/sv25m/s 故帶速合適計算大帶輪的直徑dd2dd2=dd1=269.12允許誤差為±5%因為齒輪傳動比允許范圍為（3.196，3.532）查【1】表8-8可取大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=2

6、80mm 既=3.5（3.196，3.532）故合適2.1.3確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld由【1】式8-20，中心距a0滿足：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）即a0252,720mm初定中心距=400mm計算基準(zhǔn)長度Ld 由【1】式8-22Ld0=1365.216mm由【1】表8-2選取帶的基準(zhǔn)長度 Ld=1400mm計算中心距a及其取值范圍。按【1】表8-23計算實際中心距a417mm=396mm=459mm中心距的變化范圍為（396，459）mm2.1.4驗算帶輪包角由【1】式8-25得=152.518故符合要求2.1.5計算帶的根數(shù)z計算單根v帶的額定功率Pr由n1=

7、1440dd1=80mm查【1】表8-4a可得P0=0.68kw由n1=14403.5查【1】表8-4b得：0.16kw由【1】表8-5得： k=0.925 由【1】表8-2得： kl=0.97由【1】式8-19得=0.754kw計算帶的根數(shù)z11.36取12根 因為z10 所以應(yīng)選去截面積更大的B型帶，以下按B型帶重新計算：2.1.1確定計算功率并選擇v帶帶型由以上驗算可知選B型帶2.1.2確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速。初選帶輪的基準(zhǔn)直徑由【1】表8-6、8-8得 dd1125mm 取125mm驗算帶速v按【1】式8-13計算： v=9.42m/s5m/sv25m/s 故帶速合適計算大帶輪的

8、直徑dd2dd2=dd1=420.5mm允許誤差為±5%因為齒輪傳動比允許范圍為（3.196，3.532）查【1】表8-8可取大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=400mm 既=3.2（3.196，3.532）故合適2.1.3確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld由【1】式8-20，中心距a0滿足：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）即a0367.5,1050mm初定中心距=600mm計算基準(zhǔn)長度Ld 由【1】式8-22Ld0=2024.263mm由【1】表8-2選取帶的基準(zhǔn)長度 Ld=2000mm計算中心距a及其取值范圍。按【1】表8-23計算實際中心距a576mm=546mm=636mm

9、中心距的變化范圍為（546，636）mm2.1.4驗算帶輪包角由【1】式8-25得=152.643故符合要求2.1.5計算帶的根數(shù)z計算單根v帶的額定功率Pr由n1=1440dd1=125mm查【1】表8-4a可得P0=2.18kw由n1=14403.5查【1】表8-4b得：0.45kw由【1】表8-5得： k=0.925 由【1】表8-2得： kl=0.98由【1】式8-19得=2.384kw計算帶的根數(shù)z3.775取4根帶 z 故合適2.1.6確定帶的初拉力和壓軸力。計算單根v帶的初拉力最小值由【1】表8-3得q=0.18kg/m由【1】式8-27有=219.321N應(yīng)滿足實際初拉力對于新

10、裝的v帶，初拉力應(yīng)為1.5=1.5=1705.440N設(shè)計軸壓力Fp。由【1】圖8-13可得：=1705.440N2.1.7帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。帶型包角V帶根數(shù)基準(zhǔn)直徑材料結(jié)構(gòu)大帶輪B152.518°4125mmHT200實心式小帶輪B152.518°4400mmHT200孔板式2.2齒輪傳動2.2.1選取精度級，材料及齒數(shù)輸送機為一般工作機器，速度不高；故選用7精度等級（GB10095-88）選擇材料由【1】表10-1選擇小齒輪（包括高速級和低速級）的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS；兩個大齒輪（包括高速級和低速級）材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度

11、差為40HBS確定齒數(shù)高速級：選取小齒輪齒數(shù)z1=24則z2=z1=96 齒數(shù)比u=4低速級：選取小齒輪齒數(shù)z1=30則z2=z1=84 齒數(shù)比u=2.8選取螺旋角。高速級低速級齒輪螺旋角都選擇14°2.2.2齒輪強度設(shè)計。對于高速級齒輪：按齒面接觸強度設(shè)計。按【1】式10-21計算確定計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值1. 試選Kt=1.6。2. 由【1】圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4333. 由【1】圖10-26得1=0.78，2=0.86，=1+2 =1.644. 許用接觸應(yīng)力。由【1】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =1.500×109=3.75×108由【1】圖

12、10-19取解除疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90 KHN2=0.95由【1】圖10-21d按齒面硬度查大小齒輪接觸疲勞極限=600Mpa =550Mpa取失效率為1%，安全系數(shù)s=1，由【1】時10-12得：=540Mpa=522.5Mpa=531.25Mpa 5. 小齒輪的傳遞扭矩 由前面的計算知T1=1.494×105N·mm6. 由【1】查10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8計算1. 計算小齒輪分度圓直徑d1t，有計算式得d1t68.166mm2. 計算圓周速度 m/s3. 計算齒寬b及模數(shù)mnt=68.166mm=2.756mm齒高 h=2.55mnt=6.2

13、01mm=10.9934.計算縱向重合度。=1.9035.計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=1.527m/s，7級精度齒輪；由【1】圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.08；由【1】表10-4查得KH=1.423；由【1】圖10-13查得KF=1.353；由【1】表10-3查得KH=KF=1.4；故載荷系數(shù)： =2.152 6.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：由【1】式10-10a得：=75.245mm 7.計算模數(shù)mn=3.042mm按齒根彎曲強度設(shè)計。有【1】式10-17有：確定計算參數(shù)。1. 計算載荷系數(shù)。=2.046 2. 根據(jù)縱向重合度=1.903從【1】圖10-28

14、查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.883. 計算當(dāng)量齒數(shù)=26.27=105.094. 查取齒形系數(shù)由【1】表10-5查得：YFa1=2.592 ； YFa2=2.1855. 查取應(yīng)力校正系數(shù)由【1】表10-5查得：YSa1=1.596 ； YSa2=1.795 6. 由【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380Mpa；7. 由圖10-8取彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.91 ； KFN2=0.968. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)s=1.4 ；由【1】式10-12=325MPa=260.571MPa 9. 計算大、小齒輪的并加以比較=0.012

15、7287=0.0150518大齒輪的數(shù)值大代入數(shù)值計算mn2.006mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.5mm，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=75.245mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有=29.204 取Z1=29； 則Z2=Z1=116對于低速級齒輪：按齒面接觸強度設(shè)計。按【1】式10-21計算 確定計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.試選Kt=1.6。2.由【1】圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4333.由【1】圖10-26得1=0.8，2=0.87，=1+2 =1.674.許用接

16、觸應(yīng)力。由【1】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =3.750×108=1.339×108由【1】圖10-19取解除疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.93 KHN2=0.96由【1】圖10-21d按齒面硬度查大小齒輪接觸疲勞極限=600Mpa =550Mpa取失效率為1%，安全系數(shù)s=1，由【1】時10-12得：=558Mpa=528Mpa=543Mpa 5.小齒輪的傳遞扭矩 由前面的計算知T1=5.564×105N·mm6.由【1】查10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8計算：1.計算小齒輪分度圓直徑d1t，有計算式得 d1t107.159mm2.計算圓周速

17、度m/s3.計算齒寬b及模數(shù)mnt=107.159mm=3.47mm齒高 h=2.55mnt=7.808mm=13.7254.計算縱向重合度。=2.3795.計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=0.600m/s，7級精度齒輪；由【1】圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.03；由【1】表10-4查得KH=1.433；由【1】圖10-13查得KF=1.363；由【1】表10-3查得KH=KF=1.4；故載荷系數(shù)：=2.0626.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：由【1】式10-10a得：=116.614mm 7.計算模數(shù)mn=3.772mm按齒根彎曲強度設(shè)計。由【1】式10-17有：確

18、定計算參數(shù)。1.計算載荷系數(shù)。=2.061 2.根據(jù)縱向重合度=1.903從【1】圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.883.計算當(dāng)量齒數(shù)=32.840=91.9534.查取齒形系數(shù)由【1】表10-5查得：YFa1=2.483 ； YFa2=2.196 5.查取應(yīng)力校正系數(shù)由【1】表10-5查得：YSa1=1.638 ； YSa2=1.782 6.由【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380Mpa；7.由圖10-8取彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.90 ； KFN2=0.938.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)s=1.4 ；由【1】式10-

19、12=321.429MPa=252.429MPa 9.計算大、小齒輪的并加以比較=0.0126533=0.0155025大齒輪的數(shù)值大代入數(shù)值計算mn2.648mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=3mm，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=116.614mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有=37.716 取Z1=38； 則Z2=Z1=1062.2.3幾何尺寸的計算對于高速級齒輪：計算中心距：=186.799mm 取整為187mm按圓整后的中心距修正螺旋角：=14.24°=14

20、76;1424計算大、小齒輪的分度圓直徑。=74.798mm=299.193mm計算齒輪寬度=74.798mm圓整后取小齒輪寬度B1=80mm； 大齒輪寬度 B2=75mm對于高低級齒輪：計算中心距：=222.613mm 取整為223mm按圓整后的中心距修正螺旋角：=14.39°=14°3224計算大、小齒輪的分度圓直徑。=92.755mm=327.735mm計算齒輪寬度=92.755mm圓整后取小齒輪寬度B1=100mm； 大齒輪寬度 B2=95mm2.2.4齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由有傳動順序把各個齒輪分別編號1、2、3、41234模數(shù)m2.5mm2.5mm3mm3mm齒數(shù)z29

21、11638106輪轂直徑d45mm53mm50mm92mm分度圓直徑d074.798mm299.193mm92.755mm327.735mm齒頂圓直徑da79.795mm304.193mm98.755mm333.735mm厚度B80mm75mm100mm95mm螺旋角14°142414°142414°322414°3224材料40Cr45鋼40Cr45鋼結(jié)構(gòu)實心式腹板式實心式腹板式熱處理調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì) 部分?jǐn)?shù)據(jù)由【3】表10-5計算得，結(jié)構(gòu)選擇參考【1】10-10選取2.3軸系零部件設(shè)計2.3.1初步計算軸的最小直徑：對于軸由【1】式估算軸的最小直徑：

22、選取45鋼，調(diào)制處理 ；據(jù)【1】表15-3取A0=112 于是有：=28.011mm 軸I第一段為裝帶輪處的直徑，用平鍵連接，故軸徑應(yīng)增大3%d3%dmin=28.851mm 取d=30mm對于軸II=43.41mm 對于軸III=59.760mm 因為此軸與聯(lián)軸器相連所以此段的直徑由聯(lián)軸器對應(yīng)型號的孔徑來決定。由【1】表14-1查得：KA=1.5Tca=KATIII=2177.235N·m查【2】表9-22選彈性柱銷聯(lián)軸器HL6，參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩孔徑半聯(lián)軸器長度5130N·m60mm142mm2.3.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：對于軸確定各段軸的直徑：位置直徑/mm理由帶輪處30由

23、傳動轉(zhuǎn)矩估算得基本直徑左端蓋35定位軸肩h=（0.070.1）d；取h=2.5mm左軸承處40因軸同時受有徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承參照工作要求并根據(jù)端蓋處34mm；由【2】表9-16選30308；參數(shù)d×D×T=40mm×90mm×22.25mm齒輪處45大于前段軸承處軸環(huán)處53軸肩高h(yuǎn)=（0.070.1）d；取h=4mm軸環(huán)右側(cè)43軸肩高h(yuǎn)=（0.070.1）d；取h=5mm右軸承處40同一根軸上選取相同的軸承30308確定各段軸的長度：位置長度/mm理由帶輪處78帶輪輪廓寬度為：80mm為保證軸端擋圈能壓緊帶輪，此軸段長度略小于帶輪

24、輪廓寬度端蓋處50軸承端蓋寬20mm，加潤滑脂要求，取軸承蓋外端與帶輪輪緣的間距為30mm左軸承處170.25軸承T=25.25；軸承與箱體內(nèi)壁間距8mm；低速級齒輪與箱體內(nèi)壁間距16mm；低速級齒輪寬度100mm；低速級齒輪與高速級齒輪間距20mm；套筒與軸肩間距4mm以定位齒輪L=25.25mm+8mm+16mm+100mm+20mm+4mm齒輪處76齒輪寬80mm；與套筒定位預(yù)留4mm軸環(huán)處10b1.4h；取b=10mm軸環(huán)右端14齒輪與箱體內(nèi)壁間距16mm；軸承與內(nèi)壁間距8mm減去軸環(huán)寬度10mm右軸承處25.25軸承決定對于軸：確定各段軸的直徑：位置直徑/mm理由左軸承處45因軸同時

25、受有徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承參照工作要求并根據(jù)最小直徑：43.41mm；由【2】表9-16選30309；參數(shù)d×D×T=45mm×100mm×27.25mm左齒輪處50大于前段軸承處軸環(huán)處58軸肩高h(yuǎn)=（0.070.1）d；取h=4mm右齒輪處53軸肩高h(yuǎn)=（0.070.1）d；取h=5mm右軸承處45同軸上選取同樣的軸承30309確定各段軸的長度：位置長度/mm理由左軸承處55.25軸承T=27.25；軸承與箱體內(nèi)壁間距8mm；低速級齒輪與箱體內(nèi)壁間距16mm；套筒與軸肩間距4mm以定位齒輪左齒輪處96齒輪寬100mm；與套筒定位預(yù)留

26、4mm軸環(huán)處22.5兩齒輪間距20.25mm；右齒輪處71大齒輪寬75mm；與套筒定位預(yù)留4mm右軸承處57.75軸承T=27.25；軸承與箱體內(nèi)壁間距8mm；高速級齒輪與箱體內(nèi)壁間距18.5mm；套筒與軸肩間距4mm以定位齒輪對于軸確定各段軸的直徑：位置直徑/mm理由聯(lián)軸器處60HL6型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器孔徑60mm又端蓋70定位軸肩h=（0.070.1）d；取h=5mm右軸承處75因軸同時受有徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承參照工作要求并根據(jù)端蓋處70mm；由【2】表9-16選30315；參數(shù)d×D×T=75mm×160mm×40mm齒輪處8

27、0大于前段軸承處軸環(huán)處92軸肩高h(yuǎn)=（0.070.1）d；取h=6mm軸環(huán)左側(cè)76軸肩高h(yuǎn)=（0.070.1）d；取h=8mm左軸承處75同一根軸上選取相同的軸承30315確定各段軸的長度：位置長度/mm理由聯(lián)軸器處140HL6型聯(lián)軸器；半聯(lián)軸器長度為142mm；預(yù)留2mm為定位聯(lián)軸器端蓋處50軸承端蓋寬20mm，加潤滑脂要求，取軸承蓋外端與帶輪輪緣的間距為30mm右軸承處170.5軸承T=40；軸承與箱體內(nèi)壁間距8mm；低速級齒輪與箱體內(nèi)壁間距16mm；高速級齒輪寬度80mm；低速級齒輪與高速級齒輪間距22.5mm；套筒與軸肩間距4mm以定位齒輪L=40mm+8mm+16mm+80mm+20

28、mm+4mm齒輪處91齒輪寬95mm；與套筒定位預(yù)留4mm軸環(huán)處10b1.4h；取b=10mm軸環(huán)左端16.5齒輪與箱體內(nèi)壁間距18.5mm；軸承與內(nèi)壁間距8mm減去軸環(huán)寬度10mm右軸承處40軸承決定2.3.3軸的強度校核：按彎扭合成應(yīng)力校核該軸的強度：首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖畫出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，由【2】表9-16查得30309軸承：a=21.5mm。因此如上軸圖有L1+L2+L3=79.79mm+110mm+69+75mm=259.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C為危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C、D處的MH、MV及

29、M的值列于下表：載荷水平面垂直面支反力FNH1=9309.988N FNH2=6406.689NFNV1=-3839.412NFNH2=731.668N彎矩MH1=742472.341N·mmMH2=446866.558N·mmMV1=306193.107N·mm MV2=-164987.626 N·mmMV3=-91723.006 N·mm MV4=51033.843 N·mm總彎矩M1=748116.492 N·mm M2=760582.733 N·mmM3=456182.891 N·mm M4=44

30、9771.246 N·mm扭矩T=5.564×105進(jìn)行校核時通常只校核承受最大彎矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)【1】式15-5及以上表中的數(shù)據(jù)，以及周單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力=20.459MPa已選定材料為45鋼，調(diào)制處理，由【1】表15-1查得=60MPa。因為，故安全。精校核軸的疲勞強度截面C左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=9112.5mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=18225mm3截面c的左側(cè)的彎矩為M：=267351.95N·mm截面c上的扭矩為：T=5.564×105截面上的彎曲應(yīng)力=29.339MPa截面上的

31、扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=30.529MPa軸材料為45鋼，調(diào)制處理。由【1】表15-1查得：=640MPa，=275MPa，=155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按【1】附表3-2查取。因=0.04，=1.11 經(jīng)插值法可查得：=2.0 =1.32又由【1】附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為=0.82 =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按【1】式（附表3-4）為：=1.82=1.27由【1】附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.75；由【1】附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.7軸按磨削加工，由【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為： =0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則按【1】式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為

32、=2.51=1.90由【1】§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)Sca值，按【1】式15-615-8得：=3.734=5.2=3.033=1.5故知安全。截面c右側(cè)抗彎矩截面系數(shù)W按【1】表15-4計算：W=0.1d3=12500mm3抗扭截面系數(shù)W=0.2d3=25000mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：=267351.95N·mm=21.388MPa截面c上的扭矩為：T=5.564×105截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：=22.256MPa過盈配合處的，由【1】附表3-8用插值法求出，并取，有：=

33、3.48=2.78軸按磨削加工，由【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：故綜合系數(shù)為：=3.57=2.87所以軸在c截面右側(cè)的安全系數(shù)為：=3.602=4.816=2.891.5故該軸在c截面右側(cè)的強度也是足夠的。綜上，該軸的強度是符合要求的。2.3.4軸系零部件的選擇：軸軸軸軸承303083030930315聯(lián)軸器HL6建帶輪處：b×h×L=10×8×63齒輪處：b×h×L=14×9×63高速級齒輪處：b×h×L=16×10×85低速級齒輪處：b×h×L=1

34、6×10×56齒輪處：b×h×L=22×14×80聯(lián)軸器處：b×h×L=18×11×1102.4.5參數(shù)總匯表：軸號總長423.5mm302.5mm518mm最大直徑53mm58mm92mm最小直徑30mm45mm60mm材料45鋼45鋼45鋼熱處理調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)軸承303083030930315連接帶輪、齒輪兩個齒輪齒輪、滾筒聯(lián)軸器HL6鍵帶輪處：b×h×L=10×8×63齒輪處：b×h×L=14×9×63高速級齒輪

35、處：b×h×L=16×10×85低速級齒輪處：b×h×L=16×10×56齒輪處：b×h×L=22×14×80聯(lián)軸器處：b×h×L=18×11×1102.4綜合判斷帶輪、齒輪、軸的合理性2.4.1計算高速級齒輪與低速級軸的距離：低速級齒輪中心距為：223mm；高速級大齒輪分度圓直徑的一半為：149.597mm；相距為：73.403；低速級軸的此段的半徑為：35mm；即高速級大齒輪與低速級軸的距離為38.403，由此可見高速級大齒輪與低速

36、級軸不會發(fā)生干涉，合理。2.4.2帶輪與箱體的比例問題：最大齒輪的分度圓直徑為：327.735mm與大帶輪的直徑：400mm相差不大，切減速下器箱體高度比最大齒輪的的半徑更大，所以安裝時大帶輪不會與地面發(fā)生干涉，合理。2.4.3兩個大齒輪的比例問題：兩個大齒輪的分度圓直徑分別為：327.735mm、299.193mm。相差不大，能夠同時吃到潤滑油，合理。綜合以上三點此裝置的傳動零部件總體設(shè)計是合理的。3.減速器裝配的設(shè)計3.1箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定3.1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)型式及主要尺寸減速器的箱體采用鑄造（HT200）制造成，采用部分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪嚙合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合。在機體上加

37、肋，為輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。因其在傳動件速度為：12m/s，故采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐兔娴木嚯xH為40mm，為保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應(yīng)有足夠的寬度連接表面應(yīng)精創(chuàng)。名稱符號公式結(jié)果箱體壁厚10箱蓋壁厚（0.80.85）10地腳螺栓直徑【2】表4-1724地腳螺栓數(shù)目N6軸承旁的連接螺栓0.7518箱座箱蓋連接螺栓(0.50.6)12 定位銷的直徑d（0.70.8）9軸承蓋螺釘(0.40.5)10軸承蓋的外徑DD+(55.5):150:160:2203.1.2箱體內(nèi)壁位置的確定：如裝配圖俯視圖，內(nèi)空寬度為：齒輪與箱壁的間距的兩倍加上兩個大齒輪的寬度，加上兩個齒輪的間距：B=16mm+100mm+20mm+80mm+16mmm=232mm內(nèi)