机械设计三级减速器的课程设计.doc

河北能源职业技术学院毕 业 设 计 课程名称 机械设计基础 题目名称_带式运输机传动装置_学生系别 机电工程系 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 2010 年 4月 12日目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、设计依据：设计参数（从设计大纲列表中选出）.3二、对设计方案进行经济型比较（采用硬齿面齿轮）.3三、进行各级传动比分配：总传动比为列表中数值 .3四、画出机构传动运动简图.3五、合理选择齿轮的材料和热处理方式，计算各级齿轮的参数，设计齿轮的结构18六、估算每级轴的轴径并作各轴的结构设计，画出各轴的剪力弯矩图并校验轴的强度和刚度.19七、合理选择和布置轴承，验算轴承寿命.42八、减速器箱体设计，为了减少减速器体积采用钢板焊接式箱体. 43九、合理选择减速器的润滑和密封方式. 30十、其它辅助零件的设计计算.31题目名称三级减速器设计学生学院河北能源职业技术学院专业班级机械设计与制造二班姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式输送机用减速器垂直传动三级减速器（见 图1）。设计内容应包括：1根据设计题目选出已知数据并进行技术经济分析。2尽量采用新技术新思想进行设计计算，使你的设计在可靠性的前提下，具有先进性和超前性。完成减速器的设计计算，整理编写设计说明书一份。3完成减速器总装配图及部分零、部件图，图纸总幅面应不少于三张A1，尽可能采用计算机绘图。图2为参考传动方案。图1 带式输送机用减速器参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件： 1电动机功率： W = 160 kW； 2电动机转速： v = 1500 r/min； 3公称转动比： i = 31.5； 4使用寿命： 8年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 3张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。三、各级传动比分配及数值四、机构运动简图五七、设计计算部分设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含直齿圆锥齿轮和两级圆柱齿轮传动减速）。1设计参数已知电动机功率160kw 电动机转速1500r/min公称传动比31.5 根据机械课程设计表181查得该电动机 型号为 Y315M2-42设计方案进行经济型比较宽度尺寸较小，适于在恶劣环境下长期连续工作，但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难。3传动比的分配总传动比 i=i1i2i3=31.5=333.5选第一级传动为3 第二级为3 第三级为3.5各轴的运动参数各轴转速1电动机的满转转速nm=1490rmin轴的转速n1=nm=1490rmin轴的转速n2=n1/i1=496.6667rmin轴的转速n3= n2/i2=165.5556rmin轴的转速n4= n3/i3=47.301587rmin2各轴的功率查表11-1（机械课程设计）机械的传动效率滚子轴承 滚=0.98联轴器的 联=0.99圆锥齿轮的 锥=0.98圆柱齿轮的 柱=0.99轴的功率 p1=p电联=1600.99=158.4kw轴的功率 p2=p1滚锥=158.40.980.98=152.127kw轴的功率 p3=p2滚柱=152.1270.980.99=147.594kwV轴的功率 p4=p3滚柱=147.5940.980.99=144.657kw3各轴的扭矩轴的扭矩 T1=9550P1n1=1015.248N.m轴的扭矩 T2=9550P2n2=2925.133 N.m轴的扭矩 T3=9550P3n3=8513.891 N.mV轴的扭矩 T4=9550P4n4=29205.63 N.m各轴的运动和动力参数轴号功率p（kw）扭矩T（N.m）转速n（rmin）传动比轴158.41015.24814903轴152.132925.133496.6673轴147.598513.891165.556V轴144.6629205.6347.3023.5齿轮的设计一、一级锥齿轮的设计已知条件 传动功率p1=158.4 转速n1=1490rmin扭矩T1=1015.25 N.m 传动比i1=3 原动机为电动机选择材料、热处理方法及精度等级1. 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度 大小齿轮材料都用20CrMnTi 渗碳淬火 表面硬度为5662HRC 硬齿面失效形式：断齿应按齿根弯曲疲劳强度计算，原动机运行平稳，工作机有中等冲击。 减速器型号为DCY 三级传动比为3 3 3.5初步齿数分配为(20,60) (25,75) (20,70)2.精度等级减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于9ms查机械设计基础表10-3初选6级精度2. 选小齿轮齿数Z1=20 大齿轮齿数Z2=iz1=60按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮由于是硬齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由轮齿弯曲疲劳强度决定。F=模数公式 1确定公式内的各参数取值试选载荷系数Kc=1.3计算小齿轮传递的扭矩T1=1015248N.mm齿宽系数 R=b/r一般取R=0.250.35取R=1/3(查机械设计基础P169)按齿面硬度中间值60HRC查设计基础图10-8（d）得小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=375N/mm2同理大齿轮齿面硬度60HRC查得大齿轮弯曲疲劳极限Flim2=375 N/mm2计算应力循环次数N1=60n 1jlh=6014901（103008）=2.1456109查机械设计基础图10-9 YNT=0.88计算弯曲疲劳许用应力选较高可靠度安全系数由（设计手册卷3）表14-1-110取得SFmin=1.6 SHmin=1.257.30Yre17查图14-1-57取Yre17=1 Yre17=1由式2计算计算小齿轮分度圆直径d1c查机械基础表10-7 YFa1=2.80 Ysa1=1.55 Ysa2=1.75 Y Fa2=2.24计算圆周速度故选6级精度合适使用系数由（设计手册卷3）表14-1-81查得使用系数k A=1.5动载系数Kv据V=8.966m/s(由设计手册卷三)图14-1-14得动载系数Kv=1.11齿间载荷分配系数KF由于按弯曲疲劳强度计算故选定KF 由 (设计手册卷三)14-1-102查得齿间载荷分配系数KF=1.0锥角锥距R R=d1/2sin1=181.652mm (表14-3-3)齿宽b b=RR=1/3181.652=60.551齿高h 齿宽和齿高之比b/h b/h=60.551/12.641=4.79齿间载荷分布系数kH=1.86齿间载荷分布系数k由于按弯曲疲劳强度计算故选kF（由设计手册卷三）图10-6得kF=1.88载荷系数K=KAKVKFakF=1.51.111.01.88=3.1302按实际载荷系数校正所得的分度圆直径得模数m=d1/z1=154.026/20=7.701mm取标准模数第一系列得m=8mm校核F=F1=F2=二、几何尺寸计算分度圆直径d1=mz1=820=160mm d2=mz2=860=480齿形角a 齿顶系数ha* 顶隙系数c*由表14-3-2（设计手册卷3）查得 a=20。 ha*=1 c*=0.2锥角1=18.435 2=-1=90。-18.44。=71.565。锥距R R=d1/2sin12 =160/2sin18.44。=252.98mm齿顶高 ha=m=8mm齿根高 hf=hf1=hf2=1.2m=9.6mm全齿高 h=( 2ha*+ c*)=2.2m=1.76齿顶圆直径da1=d1+2mcos1=175.1789da2=d2+2mcos2=485.061mm齿根圆直径 df1=d1-2.4mcos1=141.785mm df2=d2-2.4m cos2=473.927mm齿宽b b10m=80mm1齿顶角a a=arctanha/R a=1.81。 齿根角f f=arctanhf/R=2.174。 2当量齿数Zv Zv1=Z1/cos1=26.35273齿顶隙 c=0.2m=1.6mm结构设计二级圆柱齿轮设计已知条件：传递功率P=152.13kw 主动轮转速 n2=496.667r/min载荷平稳 扭矩T2=2925.133N.m 原动机为电动机1、齿轮材料热处理方法及精度等级由于传递功率较大所以应选硬齿面材料，由（机械基础）表10-2 小齿轮选用20Cr 渗碳淬火 ，齿面硬度56 62HRC大齿轮选用40Cr表面淬火。齿面硬度5055HRC2精度等级 减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于15m/s根据（机械设计基础）表10-3初选6级精度3选小齿轮齿数Z3=25 大齿轮齿数Z4=i2Z3=325=75按齿轮弯曲疲劳强度计算 由于齿轮为硬齿面闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由齿轮弯曲疲劳强度决定 弯曲应力F=2KT2YfaYSa/dm3Z12Fp(N/mm2) 模数计算公式 m1确定公式内的各参数试选载荷系数Kc=1.3计算小齿轮传递扭矩T=T2=2925.133N.m=2925133Nmm由机械基础表10-8选取齿宽系数d=1.0查设计基础图10-8按齿面硬度中间值查小齿轮硬度为60HRC 大齿轮硬度为52HRC 查得弯曲疲劳极限 计算应力循环次数 N1=60n2jLn=60496.6671(103008)=7.15108 计算弯曲疲劳许用应力选较高可靠度，安全系数由(机械基础)表10-9取SHmin=1.6 Yst=2.0 Ynt=0.89YrelT=1 YRrelT=1.1 Yx=1.0由式Fp=FlimYstYNt YrelT YrrelT Yx/SFmin 得出按弯曲疲劳极限的计算Fp=32020.891.1/1.60=391.6N/mm2由表10-7查得齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.23应力校正系数 Ysa1=1.59 Ysa2=1.762计算计算小齿轮分度圆直径d3c由齿轮弯曲疲劳强度计算模数计算圆周速度V2=d3cn2/601000=3.29m/s15m/s 故选6级精度合适齿宽b=bd3c=1.0126.48mm计算齿宽与齿高之比b/h ha*=1 c*=0.25 ha=ha*mHf=(ha*+c*)m h=ha+hf=2.25m=11.383mm b/h=126.47/11.383=11.11计算载荷系数查（机械基础）表10-4查得使用系数KA=1.5 根据V2=3.29m/s 6级精度 由图10-3查得动载荷系数Kv=1.11 ，因为KAFt/b=KA2T2/d3cb=1.522925133/126.48126.48=548.65N/mm100N/mm由表10-5查得KH=1.0 KF=1.0由表10-6查得KH=1.330由图10-6查得KF=1.3故载荷系数K= KAKv KFKF=1.51.111.01.3=2.2按实际载荷系数校正的分度圆直径 计算模数m= d3/Z3=149.97/25=6.04mm取标准模数第一系列中的值m=8mm取齿形系数和应力校正系数由机械基础表10-7查得齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.23应力校正系数 Ysa1=1.59 Ysa2=1.76校核F3=2KT2 YFa1 Ysa1/dm3Z32=22.229251332.621.59/183252=167.55Fp=375N/mm2F4=2KT2YFa2Ysa2/dm3Z32=22.229251332.231.76/183252=157.86N/mm2320N/ mm2 故齿根弯曲强度足够3、几何尺寸计算（压力角=20。标准值）分度圆直径 d3=mZ3=200mm d4=mZ4=600mm中心距 a=1/2（d3+d4)=400mm齿宽 b4=dd3=200mm b3=b4+(510)=210mm齿顶高 ha=ha*m=8mm齿根高 hf= (ha*+c*)m=10mm齿全高h=ha+hf=18mm齿顶圆直径 da3=(Z3+2ha*)m=216mm da4=(Z4+2ha*)m=616mm齿根圆直径 df3=( Z3-2ha*-2 c*)m=180mm df4=( Z4-2ha*-2 c*)m=580mm基圆直径 db3=d3cos=187.939mm db4=d4cos=563.8156mm周节 P=m=8=25.133mm齿厚 S=m/2=12.5664mm齿节宽 e=m/2=12.5664mm顶隙 c=c*m=2mm三、三级直齿圆柱齿轮的设计已知条件：传递功率P=P3=147.59KW主动轮转速：n3=165.556r/min传动比：i3=3.5 载荷均匀平稳，扭矩T3=8513.8912N.m原动机为电动机选择材料、热处理方法及齿面硬度1、由于传递功率较大，应选硬齿面齿轮材料，由机械基础表10-2，小齿轮选用20Cr渗碳淬火，齿面硬度5662HRC大齿轮选用40Cr表面淬火，齿面硬度5055HRC2、精度等级减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于15m/s,根据表10-3初选6级精度3、选小齿轮齿数Z5=20 Z6=i3Z5=3.520=70齿轮弯曲疲劳强度设计计算齿轮由于硬齿面闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由齿轮弯曲疲劳强度决定 弯曲应力F=2KT3YsaYFa/dm3Z52Fp (N/mm2)模数设计公式 1、确定公式内的各参数取值试选载荷系数Kc=1.5计算小齿轮传递扭矩T=8513891.2N.mm查机械基础表10-8选取齿宽系数d=1.0查机械设计基础图10-8按齿面硬度中间值查小齿轮硬度为60HRC Flim=375N/mm2大齿轮硬度为52HRC Flim=320 N/mm2计算应力循环次数 N1=60n3jLn=60165.556r/min1(103008)=2.384108 N2= N1/u=2.384108/3.5=6.811107计算弯曲疲劳许用应力选较高可靠度，安全系数由（机械基础）表10-9取SHmin=1.6 YST=2.0 YNT=0.9YrelT=1 YRrelT=1.1 Yx=1.0由式Fp=FlimYSTYNTYrelTYRrelTYx/Sflim 得出按弯曲疲劳极限的计算Fp=32020.91.11/1.60=396N/mm2由(机械基础)表10-7查得齿形系数 YFa1=2.80Ysa1=1.55 Ysa2=1.75 YFa2=2.242 计算计算小齿轮分度圆直径d5c由齿轮弯曲疲劳强度计算模数计算圆周速度V3=d5cn3/60100=1.54m/s15m/s故选6级精度合适齿宽 b=bd5c=1.0177.565=177.565mm计算齿宽与齿高之比b/hha*=1 c*=0.25 ha=ha*m hf=(ha*+c*)mh=ha+hf=2.25m=19.976mmb/h=177.565/19.976=8.89计算载荷系数查（机械设计基础）表10-4查得使用系数KA=1.0 根据V3=1.54m/s 6级精度，由图10-3查得动载系数Kv=1.03因为由表10-5查得KH=1.0 KF=1.0由表10-6查得KH=1.349由图10-6查得KF=1.4故载荷系数K=KAKv KFKF=1.01.031.01.01.4=1.442按实际载荷系数校正算得的分度圆直径得计算模数m=d5/Z5=8.76mm 取标准模数第一系列中的值 m=10mm取齿形系数和应力校正系数（机械设计基础）查表10-7查得齿形系数 YFa1=2.80 Ysa1=1.55 YFa2=2.24 Ysa2=1.75校核F3=2kT3YFa1Ysa1/dm3Z52=21.4428513891.22.801.55/1.0103202=266.412N/mm2375 N/mm2F4=2kT3YFa2Ysa2/dm3Z52=21.4428513891.22.241.75/1.0103202=240.63N/mm2320N/mm2 故齿根弯曲强度足够3几何计算分度圆直径d5=mZ5=200mm d6=mZ6=700mm中心距 a=1/2(d5+d6)=450mm齿宽 b6=dd5=200mm b5=b6+(510)=210mm齿顶高ha=ha*m=10mm齿根高hf=(ha*+c*)m=12.5mm齿全高 h=ha+hf=22.5mm齿顶圆直径da5=（Z5+2ha*）m=220mm da6=（Z6+2ha*）m=720mm齿根圆直径df5=（Z5-2ha*-2c*）m=175mm df6=（Z6-2ha*-2c*）m=675mm基圆直径db5=d5cos=187.939mm db6=d6cos=657.785mm周节 P=m=10=31.42mm齿厚 s=m/2=15.71mm齿节宽 e=m/2=15.71mm顶隙 c=c*m=2.5mm结构设计略轴的结构设计一、 第三轴的设计和计算已知条件：第轴传递功率P3=147.59KW 转速n3=165.556r/min 扭矩T3=8513.8912N.m直齿轮压力角=20 齿数Z4=75 Z5=20、第三轴的选型设计1选择轴的材料减速器功率很大，选用20Cr渗碳淬火，由表（机械基础）13-1查得B=850N/mm22按转矩计算轴的最小直径应用式（13-2）估算 由表13-3取A=105于是得计算所得是最小轴径处的直径，圆整得d=105mm初选轴承（a）该段上的齿轮为直齿圆柱齿轮，故只承受径向力作用而不受轴向力作用，轴承选用圆柱滚子轴承。由表7-2-6（设计手册卷2）d=105mm D=260mm B=60mm damin=121mmDamax=244mm轴承代号为NJ421 (NU421)(NUP421)(b)选择润滑方式 由教材P2654其余段轴径估算dn=dn3=105165.556为了以后的轴承拆装方便取d2=160mm d3=d2+2aa=(0.07d2+3)(0.1d2+5)=14.216.5mm 取15d3=d2+2a=190mm d4=d2=160mm d5=d1=105mm5键的选择及其校核键的选择由（机械设计手册卷3）表5-3-18 d=160mm 得bh=4022的普通圆头A型键 L=180mm键的校核由表5-3-16得P=2T/dKL=4000T/dhlPl=L-b=180-40=140mmP=40008513.8912/16022140=69.106N/mm2所以该平键联接强度足够6(大齿轮安装尺寸)在下页7轴的长度设计小齿轮最小轴径段长度 L1=B+35+2=97mm小齿轮轴段长度L2=b52=208mm轴肩段长度L3=25mm大齿轮长度L4=L2=2202=218mm大齿轮左侧轴径段长度L5=B+40+2=102mm第三轴总长度L=L1+L2+L3+L4+L5=650mm箱体内壁宽L=510mm减速器中心线位置为距箱体内壁L/2=510/2=255mm8.是否采用齿轮轴小齿轮轴的齿根圆与键槽底部的径向距离SRSR=1/2(df5d2h)3.51m 所以必须采用齿轮轴6.计算大齿轮的安装尺寸（查机械课程设计表4-5）因为该轴上的大齿轮da4=616mm500mm 所以应采用铸造齿轮结构D1=1.6d4=1.6160=256mmL=(1.21.5)160=192240 取L=220mm0=(2.54)mn=2030mm 取0=30mmn=0.5mn=0.58=4mm c4=1/5200=40mms=1/6b=1/6200=33mme=0.80=0.830=24mm r0.5c=20mmH=0.8d=0.8160=128mm H1=0.8H=102.4mm9.轴的强度校核齿轮上的受力三级小齿轮分度圆直径d5=20mm二级大齿轮分度圆直径d4=600mm齿轮所受的转矩 T3=8513.8912N.mm齿轮上的作用力圆周力Ft5=2T3/d5=28513891.2N.mm/200=85138.912N Ft4=2T3/d4=28513891.2N.mm/600=28379.637N径向力Fr5= Ft5tan=8513891.2tan20。=30188.03N Fr4= Ft4tan=28379.637tan20。=10329.343N计算轴承的支承反力水平面上的力 （受力图如图2）MIH=0Fr5170- Fr4（170+240）+FH(170+240+180)=0FH=-1750.736NFH = Fr5+ FH - Fr4=18907.951N垂直面上的力（受力图如图3）M=0Ft5170+ Ft4（170+240）-F(170+240+180)=0F=44252.994NF= Ft5+ Ft4- F=69265.56N绘制弯矩图a、水平面弯矩图A截面处的弯矩 MAH=- FH170=-3214351.5N.mmB截面处的弯矩MBH= FH180=-315132.48N.mm水平弯矩图如图b、垂直面弯矩图A截面处的弯矩 MAV= F170=69265.56170=11775145.2 N.mmB截面处的弯矩 MBV= F180=44252.994180=7965538.92 N.mm垂直弯矩图如图（5）c、合成弯矩图剖面A处合成弯矩图剖面B处合成弯矩图合成弯矩图如图（6）d、绘制转矩图由于T=8513891.2mm 又根据B=850N/mm2查表13-4得-1b=75N/ mm2 0b=135N/ mm2 故得=75/135=0.556T=513891.20.556=4729939.556N.mm转矩图如图（7）e、绘制当量弯矩图对于截面A 对于截面B 当量弯矩图如图（8）f、计算轴截面A处的直径 截面A处虽有键槽削弱但结构所确定的直径已达160mm，所以强度足够10.轴承的校核计算已知轴承的直径d=105mm 转速n3=165.556r/min确定轴承类型及其额定载荷设计中已确定采用圆柱滚子轴承，由表7-2-66（设计手册卷2）查得额定动载荷 Cr=508KW=508103N确定轴承的承受的径向载荷径向载荷 当量动载荷 P=71799.92N计算轴承寿命（滚子轴承=10/3）fp查教材表14-7得 取fp=1.5Lh=16670/n(Cr/p) =16670/165.556(508103/71799.92)10/3 =68463.093小时20000小时 所以可以选用轴承合适二、第四轴的设计和计算已知条件：第轴的传递功率 P4=144.66KW转速n4=47.302r/min扭矩T4=29205.63N.m 直齿轮压力角=20。齿数Z6=70第四轴的选型设计1.选择轴的材料减速器功率很大且第四轴输出扭矩最大，故对该轴的材料有一定要求，选用40Cr，并作调质处理，由表3-1-19（设计手册卷1）查得 B=800N/mm22.按扭矩计算最小轴径应用公式13-2（教材）估算查表13-3（教材第二版）取A=110 该段上有键槽，故应放大7%d1=159.667(1+7%)=170.84mm 圆整取175mma、联轴器的选择由d1=175mm查表6-2-8（设计手册卷2）选GCL11鼓型齿式联轴器Y型轴孔A型键槽175302 JB/T 8854.21999键的选择由d1=175mm 得键为4525 GB/T10951979的C型键（单圆头）确定联轴器键的工作长度300mm键的校核 由表5-3-16得P=2T/dkL=4000T/dhLpL=Lb/2=277.5 P=400029205.63/17525277.5=96.224N/mm2由表5-3-17得P=100 N/mm2 所以该平键联接强度足够3外伸段直径 d2=175+10=185mm轴承段的直径 d3=185+15=200mma、轴承的选择根据d3=200mm查（设计手册卷2）表7-2-66查得轴承型号为NU340其参数D=420mm B=80mm damin=220mmDamax=400mm大齿轮的直径 d4=d3+20=220mm第五段轴的直径d5=d4+2a a=(0.07d4+3)(0.1d4+5)=18.427 取a=20 d5=220+202=260mmd6=230mm d7=d3=200mm(装轴承)b、大齿轮处键的选择及其校核键的选择由（机械设计手册卷2）表5-3-18 d4=220mm得bh=5028的普通圆头键 L键=250mm键的校核由表5-3-16得P=2T/dkL=4000T/dhLPl=Lb=25050=200mmP=400029205.63/22028200=94.8N/mm2由表5-3-17得P=100 N/mm2 所以该平键强度足够4.大齿轮的安装尺寸该轴的大齿轮da6=720mm500mm查（课程设计表4-5）应采用铸造齿轮结构D1=1.6d4=1.6220=352mmL=(1.21.5) d4=264330mm 取L=270mmH1=0.8H=140.8mmo=（2.54）mn=2540 取o=30mmn=0.5mn=5mm c=1/5b=1/5210=42mmr0.5c=21mm s=1/6b=2101/6=35mm H=0.8d4=176mme=0.8o=300.8=24mm轴的长度设计装联轴器 L1=302mm操作空间 L2=68mm装轴承处 L3=B+10=80+10=90mm装大齿轮处L4=L=270mm轴环宽 L5=（0.10.15）d=2639 取L5=35mm第六段长度L6=200+40=240mm 第七段长度L7=80mm第轴总长L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=302+68+90+270+35+240+80=1085mm轴的校核齿轮上的受力三级大齿轮分度圆直径 d6=700mm齿轮所受的转矩 T4=29205.63N.m齿轮上的作用力 由于第轴上的小齿轮与该齿轮啮合，所以力大小相等，方向相反Ft6=-Ft5=-85138.912N 负号代表与Ft5方向相反Fr6=-Fr5=-30988.03N计算轴承的支承反力a水平面上 受力如图 H=0 Fr6185-FH(185+450)=0FH=9028.009N FH= Fr6- FH=21960.213Nb、垂直面上的力M=0 Ft5185-F(185+450)F=24804.25NF=Ft5-F=60334.66N 受力图如图（2）绘制弯矩图a、 水平面弯矩图截面d处的弯矩 MdH=-FH185=4062639.405Nmm弯矩图如图（3）b、 垂直弯矩图截面d处的弯矩 Mdv=-F185=11161912.1Nmm如图（4）c、 合成弯矩图截面d处的合成弯矩图如图（5）d、 绘制转矩图由于T=29205630N.mm 又根据B=800N/mm2查教材表13-4得_1b=75N/ mm20b=130N/ mm2 故得=75/130=0.577T=292056300.577=16849401.92N.mm 如图（6）e、 绘制当量弯矩图对于截面d 对于截面和 MIe=Me=T=16849401.92N.mm分别计算轴截面和d的直径两截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径分别达到175mm和220mm 所以强度足够轴承的校核计算已知轴承的直径 d3=200mm 转速n4=47.302r/min1.确定轴承的额定载荷据轴承的型号NU340查得表7-2-66得Cr=972KN=972000N2.确定轴承的径向载荷径向载荷 3.当量动载荷 P=64206.87N4.计算轴承寿命(滚子轴承 =10/3) fp查教材表14-7得fp=1.5Lh=16670/n4(Cr/p)=16670/47.302(972000/6420687)10/3 =3024628.096小时20000小时 所以该轴承合适三、第二轴的结构设计已知条件 轴传递功率 P2=152.13KW 转速n2=496.667r/min扭矩T2=2925.133N.m 直齿轮压力角=20。 齿数Z3=25 Z2=60轴的选型设计1.选择轴的材料由于减速器的功率比较大，并考虑小齿轮可能做成齿轮轴，故选用20Cr渗碳淬火，查机械基础表13-1查得B=850N/mm22.按转矩计算轴的最小直径应用式（13-2）估算 由表13-3取A=105 于是得计算所得时最小轴径的直径，圆整得d1=75mm3.选择轴承该轴上有圆锥齿轮，既受径向力又受轴向力，故选用圆锥滚子轴承，且成对使用由表7-2-79（设计手册卷2）d=75mm得轴承代号为32315 Cr=348KN Cor=482KN D=160mmB=55mm damin=87mm Damax=148mm其余轴段轴径的估算由d1=75mm 且为以后拆装方便取d2=90mm d3=d2+2a a=(0.07d2+3) (0.1d2+5)=8.95135 d3=110mmd4=95mm(大齿轮) d5=75mm2.键的选择键的选择一级大齿轮载荷有轻微冲击，许用应力=120Mpa 由表5-3-18 d2=95得bh=2214mm 普通单圆头平键 L=100mm键的校核由表5-3-16得p=2T/dkL=4000T/dhL1l=L-b/2=100-b/2=89 p=40002925.133/951489=98.847100MP所以该键合适计算锥齿轮的安装尺寸该齿轮采用锻造圆锥齿轮 D=1.6d=1.695=152mm小齿轮 SR=1/2(df-d-h)3.51m 所以采用齿轮轴轴的长度计算第一段L1=B=55+35=90mm 第二段L2=210mm第三段L3=30+49.5=79.5mm L4=105mmL5=55+10+90.5=155.5mm 第轴总长L=L1+L2+L3+L4+L5=640mm轴的强度校核（1）齿轮上的力一级大齿轮分度圆直径d2=480mm dm1=d2-bsin1=d1(1-0.5b/R)=404.1mm二级小齿轮分度圆直径d3=200mm 齿轮所受的转矩T2=2925.133N.mm齿轮上的作用力a、锥齿轮上的力Ft2=2T2/dm1=22925.133103/404.1=14477.273NFr2=Ft2tancos2=1666.302NFa2=Ft2tansin2=4998.892Nb、二级小齿轮上的力Ft3=-Ft4=-28379.637N Fr3=-Fr4=10329.343N(2)计算轴承的支承反力确定轴承的支承反力 查表7-2-79 39.4mm T=58轴承的支点距轴承内圈的距离 a1=a-(T-13)=36.4mm垂直面上的支承力 Mav=0Ft3(206.25+202.35)+Ft2206.25-(206.25+202.35+195) Fdv=0Fdv=24064.6055N Fav=Ft2+Ft3-Fdv=18792.3045N水平面上的支撑力MaH=0 M=Fa2dm1/2=1010026.129N.mmM-Fr2206.25+Fr3(206.25+202.35)+FdH(206.25+202.35+195)=0FdH=-8096.29N FaH=-566.791NFa2=Fa1=4998.892N(3)画弯矩图垂直弯矩图垂直平面 b截面处 Mbv=-Fav 206.25=-3875912.803N.mm垂直平面 c截面处 Mcv=-Fdv 195=-4692598.073N.mm(4)水平面弯矩图水平面内B处的弯矩图 MbH1=FaH206.25=-116900.6438N.mm MbH2=FaH206.25+M=893125.4853N.mm水平面内C处的弯矩 McH=FdH195=-1578776.55N.mm（5）合成弯矩图剖面b处的合成弯矩图 平面c处的合成弯矩图 (6)绘制转矩图 由T=2925.133 又根据B=850N/mm2查表13-4得-1b=78 0b=135Mpa 故得=77.5/135=0.574T=29251330.574=1679243.019N.mm(7)绘制当量弯矩图对于截面b 对于截面c 对于截面a和d Mae=Mde=T=1679243.019N.mm(8)分别计算轴截面 a、b、c、d的直径 虽然B处有键槽削弱，但B处的直径已达95mm c和a、d处的直径已分别达90和75mm，所以该轴强度足够。（9）轴承的校核轴承的代号32315 Cr=348KN Cor=482KN 计算系数e=0.35 Y=1.7Y0=1 转速n2=496.667r/min fp=1.6 e=10/3Sa=FaH/2Y1=566.791/21.7=166.7NSa=FdH/2Y1=2381.26N轴承 Fa=Sa+Fa=166.7+4998.892=5165.592 Fa/FaHe Pr=0.4FaH+YFa=5392.3084轴承 Fa=Sa=2381.26N Fa/FdH=0.29e Pr=FdH=8096.29NLh=16670/nCr/p =16670/496667348103/8096.2910/3 =933643.164h20000小时 所以轴承强度足够四、第轴的设计与计算第轴的选型设计1.轴的材料选择减速器功率很大，无特殊要求，但该轴为悬臂梁，故要求强度必须足够选用20CrMnTi B=1100N/mm22.按扭矩计算轴的最小直径应用公式13-2估算 由表13-3和A=110(该轴受较大弯矩)该值为计算应取得的最小轴径，但该轴上有键槽，故应放大3%7%并圆整取d1=60mm选择联轴器Tc=KT=K9550PW/nTn 查表15-1得K=1.5Tc=1538N.m 查表6-2-9选GCL5型鼓型齿式联轴器许用公称转矩Tn=3150N.m 轴孔长Y=142mm键的选择由d1=60mm 查表13-