180t运梁车三级减速器设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 摘要 运梁车在施工作业中，运行速度低、运输距离 短 ，车辆在桥面行驶时要求行驶路线精确，不允许发生较大偏差而对桥梁造成损坏 ，整车运行过程平稳。运梁车的动力和传动系统是整车的核心设计部分， 减速器是由封闭在刚性壳内所有齿轮的传动组成的一独立完整的机构。通过此次设计可以初步掌握一般简单机械的完整设计及了解构成减速器的通用零部件。 该论文完成 三级闭式齿轮传动 减速器设计 ，主要包括以下内容：介绍主要装置的性能、规格、型号及技术数据；说明了设计原理并进行了方案选择，绘出了相关图形和表格；对各种方案进行了分析和比较并介绍了所用 方案的特点；应用原始数据以及相关公式对各种方案进行了计算，并根据计算结果确定应选用元器件或零部件；进行结构设计和方案校核；对实验中所得到的资料进行归纳、分析和判断，提出自己的结论和见解 。 关键词 传动比 电动机 三级 减速器 运梁车 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 in in by to of is of of is of a of in a of an of of of of of or is to of of 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 目录 一 设计任务 1 二 设计方案分析 2 三 原动件的选择 4 四 机构运动分析与动力参数选择与计算 5 五 齿轮的设计及校核 8 六 轴的设计及校核 16 七 轴承的选择及校核 24 八 花键的设计及校核 29 九 减速器机体结构设计 32 十 润滑与密封 33 十一 小结 34 总结 35 致谢 36 参考文献 37 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 180t 运梁车 三级 减速器设计 一、 设计 任务 运梁车 载重量 180T， 车辆自身质量（含拖梁小车） 约 15T，合计 195T， 空载时行驶速度为 3h,满载时行驶最低速度 h，装载最大爬坡能力 6%， 根据 轴线布置需要考虑运梁车通过的路基和桥涵结构的允许承载能力、与架桥机相适应的车身型式、以及运梁车的其它用途等多种因素 ，设计 载荷分配为前桥 25%，中桥 后桥 。 运梁车在施工作业中，运行速度低、运输距离 短 ，车辆在桥面行驶时要求行驶路线精确，不允许发生较大偏差 而对桥梁造成损坏 ，整车运行过程平稳。 该车设计使用寿命为十年， 检修间隔期为四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。 平均每天实际工作只有四 个 小时左右。 工作环境：室外常温，灰尘较大。 运梁车的动力和传动系统 是 整车的核心设计部分， 要求 该车传动路线图如下所示 ： 万向节 万向节 连联器减速器 减速器 减速器 变速器发动机轮胎轮胎最终传动最终传动驱动桥 驱动桥变速 器采用是标准件，且 当 它 为 最低档为 时传动比 i 变 = 减速器 要自行设计，是该课题的主要任务， 采用展开式 二 级 以上 闭式齿轮传动， 允许速度误差为 5%， 保持中心距 a=300 能够挂倒档，以保证运梁车倒车时能保持前进时相同的速度，提高工作效率； 减速器 采用单级开式斜齿轮传动，传动比 i = 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 驱动桥采用东风 140，总传动比 i 驱 =38/6= 轮胎处采用一对单级开式直齿轮传动，传动比 i 胎 =86/14= 传动过程 允许速度误差为 5%； 二、 设计方案分析 传动方案 1： 减速器 （以下简称减速器）采用展开式二级闭式齿轮传动， 结构简单，在 满足中心距的条件下 ，由于齿轮和轴的减少，传动效率较高，但 齿轮直径 大，加工精度不高，而且噪声较大，大齿 轮在经济方面不理想，加工起来又 比较困难 ，减速箱的体积比 较大，不利于安装。 它的结构简 图如图 1示 ： 当该减速器挂了倒档时当该减速器没有挂倒档时滑移齿轮输出轴 输入轴 滑移齿轮输出轴 转向轴 输入轴 图 1动方案 2： 减速器 采用展开式三级闭式齿轮传动， 特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命较长、维护方便，装拆容易， 工作可靠， 。 当打倒档时，高速级滑移齿轮布置在远离转矩输入端， 这样，轴在转矩下产生的扭转变形与轴在弯矩下产生的弯弯曲变形可部分地 相互 抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象 在满足中 心距的条件下，传动的齿轮的直径可以取小， 这样可以使传动的传动比 较精确可靠，寿命长， 结构 紧凑 ，而且滑移齿轮操作方便不费力 。 其结构简图如图 1示。 比较起来，方案 2 的三级闭式齿轮传动比较适合运梁车 的减速传动，该机具有较强的市买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 场竞争力。 三 、 原动件的选择 发动机的计算 ： 1、 整车滚动阻力 平实路面地 0 5 0 5f ） 1 0 . 0 3 1 9 5 9 . 8 5 7 . 3 9F f N k N 2、 整车上坡阻力 s i n t a n t a n 1 9 1 3 0 . 0 6 1 1 4 . 7 8F G G W k N 3、 总阻力 1 2 1 7 2 . 1 7F F F k N 4321输出轴 转向轴 输出轴 转向轴 输入轴 输入轴 转向轴 滑移齿轮当该减速器没有跨倒档时当该减速器跨了倒档时图 1跨档减速器 1 滑移齿轮； 2 轴承 1； 3 齿轮 2； 4 齿轮 3； 5 轴承 3； 6 齿轮 4； 7 轴承 5； 8 轴承 7； 9 轴承 8； 10 输出齿轮 6； 11 齿轮 5； 12 轴承 6； 13 轴承 4； 14 轴承 2 4、 总阻力矩 T 阻 (轮 胎 半径 R=53073 1 7 2 . 1 7 5 3 0 9 . 1 2 5 1 0N m R K N m m 阻 5、 半轴切应力 7m a x 3 9 . 1 2 5 1 0 / 2 1 6 . 4 6 1 1 0 . 8 70 . 2 0 . 2 1 2 5 P 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 6、 轮功率 P 转 2 / 6 0 9 1 . 2 5 2 4 . 1 9 6 5 / 6 0 4 0 . 1P T k W 转 阻= 7、 发动机功率 P（总传动效率为 总 = / 4 0 . 1 / 0 . 6 6 6 0 . 7 6P P k W 轮 总 8、 附着力 F 附 1913( 7 5 % ) 0 . 5 3 5 8 . 6 82F G k N 附 不打滑条件 ： F 附 阻 驱 动 力 F = F 该车在工作情况下不会打滑。 发动机选择柴油机， 功率 P=75n=2800r/ 四 、 机构运动分析与动力参数选择与计算 （一） 运梁车 的总传动比和各 传动比 的 分配方案选择 (1) 总传动比的计算 发动机转速 m 0 0 / ， 车轮的转速 m i 0 8 5 0 4 . 1 9 6 5 /6 0 6 0 1 . 0 6 轮， （ 根据运梁车满载时每小时只走 800轮胎的直径为 总传动比 / 2 8 0 0 / 4 . 1 9 6 5 6 6 7 . 2i n n 总 发 轮 (2)传动比的分配 变速 器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比 i 变 = 减速器 传动比 i =许速度误差为 5%； 驱动桥采用东风 140，总传动比 i 驱 =38/6= 轮胎处传动比 i 胎 =86/14= 则减速器 的传动比 6 6 7 . 2 1 . 3 26 . 4 2 . 0 3 6 . 3 3 6 . 1 4 总变 驱 轮i i i i（二） 传动装置的运动和动力参数计算 (1)各轴的转速 n 发 动 机 转 速发 动 机 至 输 出 轴 的 传 动 比将传动装置各轴由高速到低速依次定为 轴、 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 轴、 轴 ; 轴，分别表示为1 2 3 4, , ,n n n n。 减速器分为跨倒档与不跨档（见图 1倒档时， 通过 输入轴的滑 动齿轮与转向轴 右齿轮 啮 和，在通过 转向轴 齿轮 3与传动轴 齿轮 4的 啮 和，在通过传动轴 的齿轮 5与输出轴 齿轮 6的 啮 和，从而传动动力。 由发动机到输出，通过变速器最底档 (i=推出 800/ 传到输入轴 n=, 传动轴 n= , 传动轴 n= 输出轴 1 4 3 7 . 5 3 3 1 . 4 / m i 3 2 减不跨倒档时，通过输入轴 的滑动齿轮与转向轴 右 齿轮 啮 和，在通过传动轴 右齿轮在和输出轴 齿轮 啮 和，从而传 递 动力。 (2)各轴的 效率和 功率 根据条件已知： 变速箱的机械传动效率 变花键联轴器的传动效率 联每对圆柱齿轮的传动效率 齿（很好的跑和的 7 级精度齿轮传动） 每对滚动轴承的传动效率 滚万向节的传动效率 0 . 9 8 ( 3 ) 0 . 9 6 ( 3 ) 万 万a）各轴的传动效率 第一级的传动效率1 0 . 9 6 0 . 9 9 5 0 . 9 9 0 . 9 4 5 6 变 联 滚第二级的传动效率2 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 2 齿 滚第三级的传动效率3 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 2 齿 滚第四级的传动效率4 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 2 齿 滚b) 各轴的功率 减速器输入轴 的输入功率： 1 6 0 . 7 6 0 . 9 6 0 . 9 9 5 0 . 9 9 5 7 . 5p p k W 变 联 滚转向轴 的功率 ： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 21 5 7 . 5 0 . 9 8 0 . 9 9 5 5 . 8P P k W 齿 滚转向轴 的功率： 32 5 5 . 8 0 . 9 8 0 . 9 9 5 4 . 1p p k W 齿 滚输出轴 的功率 43 5 4 . 1 0 . 9 8 0 . 9 9 5 2 . 5p p k W 齿 滚（ 3）各轴的转矩 输入轴 6 6 61115 7 . 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 2 5 5 1 04 3 7 . 5 m 转向轴 6 6 62225 5 . 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 2 1 8 1 04 3 7 . 5 m 转向轴 6 6 63335 4 . 19 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 1 8 1 1 04 3 7 . 5 m 输出轴 6 6 64445 2 . 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 5 4 5 1 03 2 4 . 6 m 运动和动力参数结果如下表 轴名 输出功率 P（ 转速 n(r/转矩 T（ 效率 输入轴 0 向轴 0 向轴 0 出轴 0 、 齿轮 的 设计及校核 （一）、 选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数 由机械设计手册，考虑到工厂加工条件和减速器要承受很大的转矩，选择大小齿轮材料 都 为 20碳处理，硬度为 55 60抗拉强度 1079b M P a ，屈服强度 834s M ；精度 7级。 取滑移齿轮1 23Z ，且由于要满足中心距达到 300齿轮 2、齿轮 3、齿轮 4、齿买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 轮 5的齿数都为 23，即2345 23Z Z Z Z ，输出齿轮6 31Z 取模数 m=6, 实际传动比6131 1 . 3 4 823 , 传动比误差 | | | 1 . 3 2 1 . 3 4 8 |1 0 0 % 1 0 0 % 2 . 1 % 5 %1 . 3 2i ， 满足传动要求 。 实际输入轴转速 4 3 7 m 实际输出轴转速152 3 2 8 0 0 3 2 4 . 6 / m i 6 . 4 发变（ 二）、 校核齿轮强度 1 滑移齿轮和齿轮 2 的设计计算 a)、设计参数 传递功率 P=递转矩 0 齿轮 1转速 轮 2转速 啮合 传动比 i=动机载荷特性 :均匀平稳 ;工作机载荷特性 :均匀平稳 预定寿命 4 4 3 6 0 5 7 6 0H 时取 6000 时（寿命 4 年 ，每年工作 360 天，每天工作用 4小时） b)、齿面接触疲劳强度设计 计算公式按 3 21114 1 . 6 闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，滑移 齿轮 5 采用 非对称布置（轴钢性较大） ， 齿轮 6 也采用 非对称布置（轴钢性较大） 取齿宽系 ， 齿面啮合类型 ： 硬齿面 ， 热处理质量级别 轮 1、 2材料及热处理 20齿轮 1、 2硬度取值范围 5 60 齿轮 1、 2硬度 9 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 齿轮 1、 2接触强度极限应力 500轮 1、 2抗弯疲劳基本值 80机械设计表 6得使用系数 ， 试取动载荷系数 ， 按齿轮在两轴承中间 非对称布置，取齿向载荷分布系数 ， 按齿面硬化，直齿轮， 7 级精度 ， 1/ 1 0 0 b N m m ， 取齿间 载荷分布系数 。 载荷系数 1 . 0 0 1 . 0 5 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 2 4 K K K 节点区域系数 材料的弹性系数 1 8 9 P a接触强度重合度系数 接触强度螺旋角系数 重合、螺旋角系数 0 . 8 9 1 . 0 0 . 8 9Z Z Z 齿面接触许用应力 l i 齿轮 1、 2的应力循环次数 812 6 0 6 0 4 3 7 . 5 1 6 0 0 0 1 . 5 7 5 1 0 n t 接触疲劳寿命系数 由机械设计表 6不允许有一定量点蚀） 0 . 0 3 0 6 0 . 0 3 0 67712 85 1 0 5 1 0 0 . 9 6 51 . 5 7 5 1 0 查表得 润滑油膜影响系数 工作硬化系数 最小安全系数 接触强度尺寸系数 齿面接触许用应力： 121 5 0 0 0 . 9 6 5 1 . 0 1 4 4 7 . 51 . 0 a M P a 3 21114 1 . 6 1 3 4 ud m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 齿宽1 0 . 2 1 3 4 2 6 . 8 ，圆整取齿宽 b=30,模数11134 6 . 3 821z ,取 m=6,由此可知大小齿轮直径 d=138 按计算结果校核前面的假设是否正确： 齿轮节圆速度 11 1 3 8 4 3 7 . 5 3 . 1 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 1 3 . 1 6 2 3 0 . 7 3 /1 0 0 1 0 0vZ 由此可得 动载系数 圆周力 61112 2 1 . 2 5 5 1 0 18188138 11/ 1 1 8 1 8 8 / 3 0 6 0 6 1 0 0 b N m m N m m 由此可知， 原假设合理： 齿间分布载荷系数 重新 设计后 数据如下： 载荷系数 1 . 0 0 1 . 0 3 3 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 0 4 K K K 齿向载荷分布系数 合变形对载荷分布的影响 K s=装精度对载荷分布的影响 K m=点区域系数 料的弹性系数 触强度重合度系数 触强度螺旋角系数 合、螺旋角系数 触疲劳寿命系数 滑油膜影响系数 数 (法面模数 ) 面模数 旋角 =0度 基圆柱螺旋角 b=0度 齿轮 1、 2变位系数 X=0 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 齿轮 1、 2齿宽 B=30轮 1、 2齿宽系数 d=30/138=顶高系数 1. 顶隙系数 c*=力角 *=20度 端面齿顶高系数 ha*t=1. 端面顶隙系数 c*t=面压力角 *t=20 度 标准中心距 a=138际中心距 a=138数比 U=面重合度 =向重合度 =重合度 =核： 由 式： 612211 1 . 2 0 4 1 . 2 5 5 1 0 1 12 6 8 . 4 2 6 8 . 4 1 2 . 5 0 . 8 93 0 1 3 8 11 3 7 3 . 5H E Zb d a 11 3 7 3 . 5 1 4 4 7 . 5H a M P a 结果： 齿轮的接触疲劳强度安全。 c)、齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式 112F F a S a Y Yb d m由查表 可知， 齿轮 1复合齿形系数 轮 1应力 修 正系数 轮 2复合齿形系数 轮 2应力 修 正系数 弯强度重合度系数 弯强度螺旋角系数 弯强度重合、螺旋角 系数 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 按式计算弯曲疲劳许用应力 F l i X S 查取齿轮材料 弯曲疲劳 极限应力l i m 1 l i m 2 385 P a寿命系数 0 . 0 2 0 . 0 26612 83 1 0 3 1 0 0 . 9 2 41 . 5 7 5 1 0 查表可知 尺寸系数 验齿轮的应力修正系数 曲疲劳强度安全系数一般取 曲疲劳许用应力 F l i 8 5 0 . 9 2 4 0 . 9 9 2 . 0 5 6 7 . 51 . 2 5F N X S Y M P 校核 ： 弯曲疲劳强度 6112 2 1 . 2 0 4 1 . 2 5 5 1 0 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 7 2 3 7 4 . 13 0 1 3 8 6F F a S a Y Yb d m 结果： 齿根弯曲疲劳强度校核满足要求 两个 齿轮齿面粗糙度 z 6 m(1 m) 齿根表面粗糙度 z 16 m (m) 2、 齿轮 5和 输出 齿轮 6的设计计算 a)、设计参数 传递功率 P=递转矩 0 齿轮 5转速 轮 6转速 啮合 传动比 i=动机载荷特性 :均匀平稳 ;工作机载荷特性 :均匀平稳 预定寿命 4 4 3 6 0 5 7 6 0H 时 取 6000 时 b)、齿面接触疲劳强度设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 计算公式按 3 21114 1 . 6 闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，滑移 齿轮 1 采用 非对称布置（轴钢性较大） ， 齿轮 2 也采用 非对称布置（轴钢性较大） 取齿宽系 ， 齿面啮合类型 ： 硬齿面 ， 热处理质量级别 Q=轮 1、 2材料及热处理 20轮 1、 2硬度取值范围 5 60 齿轮 1、 2接触强度极限应力 500轮 5、 6抗弯疲劳基本值 80机械设计表 6得使用系数 ， 试取动载荷系数 ， 按齿轮在两轴承中间 非对称布置，取齿向载荷分布系数 ， 按齿面硬化，直齿轮， 7 级精度 ， 1/ 1 0 0 b N m m ， 取齿间 载荷分布系数 。 载荷系数 1 . 0 0 1 . 0 5 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 2 4 K K K 节点区域系数 材料的弹性系数 1接触强度重合度系数 接触强度螺旋角系数 重合、螺旋角系数 0 . 8 9 1 . 0 0 . 8 9Z Z Z 齿面接触许用应力 l i 齿轮 5、 6的应力循环次数 85 6 0 6 0 4 3 7 . 5 1 6 0 0 0 1 . 5 7 5 1 0HN n t 86 6 0 6 0 3 2 4 . 6 1 6 0 0 0 1 . 1 6 8 1 0HN n t 接触疲劳寿命系数 由机械设计表 6允许有一定量点蚀） 0 . 0 3 0 6 0 . 0 3 0 6775 85 1 0 5 1 0 0 . 9 6 51 . 5 7 5 1 0 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 0 . 0 3 0 6 0 . 0 3 0 6776 85 1 0 5 1 0 0 . 9 7 41 . 1 6 8 1 0 查表得 润滑油膜影响系数 工作硬化系数 最小安全系数 接触强度尺寸系数 齿面接触许用应力： 51 5 0 0 0 . 9 6 5 1 . 0 1 4 4 7 . 51 . 0 a M P a 6 1 5 0 0 0 . 9 7 4 1 . 0 14611 . 0H M P a M P a 计算公式 3 21114 1 . 6 1 3 4 ud m 齿宽1 0 . 2 1 3 4 2 6 . 8 ，圆整取齿宽 b=30,模数11134 6 . 3 821z ,取 m=6,由此可知大小齿轮直径 d=138 按计算结果校核前面的假设是否正确： 齿轮节圆速度 11 1 3 8 4 3 7 . 5 3 . 1 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 1 3 . 1 6 2 3 0 . 7 3 /1 0 0 1 0 0vZ 由此可得 动载系数 圆周力 61112 2 1 . 1 8 1 1 0 17116138 11/ 1 1 7 1 1 6 / 3 0 5 7 0 1 0 0 b N m m N m m 由此可知， 原假设合理： 齿间分布载荷系数 重新 设计后数据如下： 载荷系数 1 . 0 0 1 . 0 3 3 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 0 4 K K K 校核 ： 公式如下： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 612211 1 . 2 0 4 1 . 1 8 1 1 0 1 . 3 4 8 12 6 8 . 4 2 6 8 . 4 1 2 . 5 0 . 8 93 0 1 3 8 1 . 3 4 81 2 4 3 . 0H E Zb d a 51 2 4 3 . 0 1 4 4 7 . 5H a M P a 结果 ： 齿轮的接触疲劳强度安全。 c)、齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式 112F F a S a Y Yb d m查表可知 ： 齿轮 5复合齿形系数 轮 5应力 修 正系数 轮 6复合齿形系数 轮 6应力 修 正系数 弯强度重合度系数 弯强度螺旋角系数 弯强度重合、螺旋 角系数 式计算弯曲疲劳许用应力 F l i X S 查取齿轮材料 弯曲疲劳 极限应力l i m 5 l i m 6 385 P a寿命系数 0 . 0 2 0 . 0 2665 83 1 0 3 1 0 0 . 9 2 41 . 5 7 5 1 0 0 . 0 2 0 . 0 2666 83 1 0 3 1 0 0 . 9 2 91 . 1 6 8 1 0 查表可知 尺寸系数 验齿轮的应力 修正系数 曲疲劳强度安全系数一般取 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 弯曲疲劳许用应力 F l i 8 5 0 . 9 2 4 0 . 9 9 2 . 0 5 6 3 . 41 . 2 5F N X S Y M P l i 8 5 0 . 9 2 9 0 . 9 9 2 . 0 5 6 6 . 51 . 2 5F N X S Y M P 比较 ： 555 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 0 7 5 85 6 3 . 4F a S 666 3 . 5 8 1 . 6 3 0 . 0 1 0 3 05 6 6 . 5F a S 5 5 6 656F a S a F a S Y Y应按 大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。 校 核 : 6112 2 1 . 2 0 4 1 . 1 8 1 1 0 3 . 5 8 1 . 6 3 0 . 7 2 4 8 1 . 03 0 1 3 8 6F F a S a Y Y M P ab d m 结 果 ：齿根弯曲疲劳强度校核满足要求 3、 齿轮 3、 4校核计算 由于齿轮 3 和齿轮 4 的转速与齿轮相相同， 且它们的材料和外形尺寸一样，但 它的输入功率和输入转矩 却 比齿轮 2 要小，而齿轮 2 已经满足齿面接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，所以 同理可以推出 齿轮 3和齿轮 4满足 设计 要求。 结果： 强度校核满足要求 。 4、 齿轮 主要几何 参数表 名 称 滑移齿轮 1 小齿轮 2、 3、 4、 5 大 齿 轮 6 模 数 6 6 法 向 压 力 角 20 20 * 高 系 数 h 11 *顶 隙 系 数 c 数 Z 23 31 分 度 圆 直 径 d(138 186 () 圆 直 径 d 150 198 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 () 圆 直 径 d 123 171 齿 宽 b( 30 30 六、 轴的 设计及校核 （一）、 轴材料 选择 由于 该减速器中各轴所 承受的 载荷都很大，传递的转矩较大，且又是在高速状况下工作，运行平稳，无很大的冲击，但安装齿轮的位置不对称，对材料的刚度有一定的要求，考虑到加工的难易程度和工厂现有的材料，选择 加工精度为 7级 。 材料牌号 : 40处理 : 调质 毛坯直径 / 80 硬度（ : 241 286 抗拉强度 b: 750服点 s: 550 曲疲劳极限 350 转疲劳极限 200 用静应力 +1: 300 用疲劳应力 194 233 二）、 输入轴 的设计计算 1、 输入轴 的 基本 技术参数 轴的转向方式：双向旋转 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速： n=功率 : P=矩： T=1255000N 轮直径 d=138、轴 上滑移齿轮和轴 的力分析 圆周力 62 2 1 . 2 5 5 1 0 18188138T 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 径向力 t a n 1 8 1 8 8 t a n 2 0 6 6 2 0 N 轴向力 0由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力） 初算 最小直径 3 369 . 5 5 1 04 5 . 60 . 2 m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 当量弯矩图转矩图合成弯矩图垂直面弯矩图垂直受力图水平面弯矩图水平受力图轴受力图图 1文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 取 轴承 处（即 A， 直径 d=50滑移部分（如危险截面 C、 D）花键分度圆直径 d=的结构简图如图 1 A、 B 点在水平面的支承反力 9 4 . 5 10948157B H N 7240A H t B F N 危险截面 C、 D 在水平面的弯矩 6 2 . 5 6 8 4 2 5 0C H B N m m 1 3 . 5 1 4 7 7 9 8D H B N m m A、 4 . 5 4638157B V N 3067A V r B F N 危险截面 C、 D 在垂直面的弯矩 6 2 . 5 2 8 9 8 7 5C V B N m m 1 3 . 5 6 2 6 1 3D V B N m m 危险截面 C、 D 的合成弯矩 2 2 57 . 2 8 1 0C C H C M N m m 2 2 51 . 5 7 1 0D D H D M N m m 画轴转矩图 1255000T N m m 画当量弯矩图 0 . 6 1 2 5 5 0 0 0 7 5 3 0 0 0T N m m 校 核： 量弯矩 22225 5 57 . 2 8 1 0 7 . 5 3 1 0 1 0 . 4 7 1 0 TN m m 3 5311 0 . 4 7 1 0 5 5 . 90 . 1 0 . 1 6 0CC m m 量弯矩 2 2 57 . 1 2 1 0 T N m m 3 5317 . 1 2 1 0 4 9 . 10 . 1 0 . 1 6 0DD m m 取 5 7 0Dd 果 ： 轴的强度满足要求。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 （三） 转向 轴 设计计算 1 轴的转向方式：双向旋转 轴的工 作情况：无腐蚀条件 轴的转速： n=功率 : P=矩： T=1218000N 轮直径 d=138、轴的力分析 圆周力 62 2 1 . 2 1 8 1 0 17562138T t a n 1 7 5 6 2 t a n 2 0 6 3 9 2 N 轴向力 0由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力） 法向力 17562 18683c o s 0 . 9 4 0 取 轴承 处（即 A， 直径 d=45导程 部分（如危险截面 C、 D）花键分度圆直径 d=、 B 点在水平面的支承反力 9 4 . 5 c o s 2 0 1 2 6 . 5 2905157 。 c o s 2 0 1 7 8 4A H n B F F N 危险截面 C、 D 在水平面的弯矩 9