二级展开式圆柱齿轮减速器1

本组设计数据： 第三组数据：运输机工作轴转矩 T/(N.m) 950 。 运输机带速 V/(m/s) 0.90 。 卷筒直径 D/mm 380 。 已给方案：外传动机构为 V带传动。 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 第一部分 传动装置总体设计 一、 传动方案（已给定） 1） 外传动为 V带传动。 2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3） 方案简图如下： 二、该方案的优缺点： 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。 计 算 与 说 明 结果 三、原动机选择（ Y 系列三相交流异步电动机） 工作机所需功率： PW = 5.438.010009.02950100021000 dwfvf kw 传动装置总效率： 滚筒联承齿带 42a （见课设表 4.2-8） V 带传动效率： 95.0带 圆柱齿轮啮合效率： 级精度齿 897.0 滚动轴承效率： 99.0承 联轴器传动效率： 弹性联轴器联 9 95.0 运输滚筒效率： 96.0滚筒 820.096.0995.099.097.095.0 42 a 所需 电动机的输出功率： 48.585.05.4 aWdPP kw， 取5.5Pr kw 选择电动机为 Y132S-4 型 （见课设表 4.12-1） 技术数据：额定功率（ Kw） 5.5 额定转矩（ mN ） 2200 最大转矩（ mN ） 2200 四、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： ia 滚筒转速m inr23.4538.0 9.060d v60 滚筒滚筒n则有， 835.3123.4514400 滚筒nnia 2.各级传动比分配： （见课设 2.4中公 式） iiiia 21 带 按课 设表 4.2-9取 i 带 =2.5 则减速器传动比 i 减 = 73.125.2835.31 带iia 减速器高速及传动比 145.473.1235.135.11 减ii 低速级传动比 0 6 7.31 4 5.4 73.12i 12 减ii 3.计算 各轴 动力参数： 0 轴（电动机轴）： 功率rpp 0 转速 min1440n0 r 扭矩 mNnT 48.361 4 4 05.59 5 5 0p9 5 5 0 000 1 轴（即高速轴）： 功率 2 2 5.595.05.51 带rppkw 转速m inr5 7 65.21 4 4 0nn 01 带i 扭矩 mNnT 63.86576225.59 5 5 0p9 5 5 0 111 2 轴（中间轴） 功率 018.599.097.0225.512 承齿 ppkw 转速m inr96.1 3 81 4 5.4 5 7 6nn 1 12 i 扭矩 mNnT 83.3 4 496.1 3 8 0 1 8.59 5 5 0p9 5 5 0 222 3 轴（ 低速 轴） 功率 82.499.097.00 1 8.523 承齿 ppkw 转速m inr31.450 6 7.3 96.1 3 8nn 2 23 i 扭矩 mNnT 91.1 0 1 531.45 82.49 5 5 0p9 5 5 0 333 4 轴（传动滚筒轴） 功率 75.499.09 9 5.082.434 承联 ppkw 转速 m inr31.45nn34 扭矩 mNnT 39.1 0 4 731.45 75.49 5 5 0p9 5 5 0 444 第二部分 V带设计 外传动带选为 普通 V 带传动 1.确定计算功率：RAca PK p 1）、由表 14-7 查得工作情况系数 2.1KA 2）、由 上面公 式 kKPwRAca P 6.65.52.1 2.选择 V带型号 查图 14-12选 A 型 V 带。 3.确定带轮直径 D1 D2 （ 1）、参考表 14-2选取小带轮直径 mmD 1201 （ 2）、验算带速 smDnV 05.91 0 0 060 1 2 01 4 4 01 0 0 060 101 （ 3）、从动带轮直径 D2 mmDiD 3 0 01 2 05.212 带 （ 4）、传动比 i 5.211228012 ddaai （ 5）、从动轮转速 m inr5765.2144001 带inn 4.确定中心距 a 和带长 Ld （ 1）、初选中心距 DDaDD21021 27.0 8402940 a 取 mma 7000 （ 2）、 初选 V带所需的基准长度 dL mmmmDDDDaLd31.2071)7004)120300()300120(27002(2)()(222221210 查表 14-5 取带的基准长度 Ld=2033mm 定 V 带公称长度2000mmiL (3)、 定 中心距 :a mmmma LLa dd 6 8 1)230.2 0 7 12 0 0 07 0 0(20 5.验算小带轮包角 1 由式 120137.16460180 121 a DD 6.包角系数k 查表 14-8得 98.0k 7.长度系数L 查表 14-9取 03.1L 8.材质系数 k 取 0.75 9.确定 V带根数 Z (1)、由表 14-6 查得 D1=120mm 用线性插值法求 n0=14400r/min时的额定功率 P0值 KwP 78.10 (2)、由表 14-10查得 单根 V带传递扭矩的修正值 T 取 1.2。可由 公 式00001.0 Tnp 求 得 单 根 V 带 功 率 增 量1728.014402.10001.0 p kw (5)、计算 V带根数 Z，由式 47.475.0)1728.003.198.078.1(6.6)(00kZPkkPPLca 取 Z=5根 7计算单根 V带初拉力 F0，由式（ 5-29）机设。 NqVZ vKPFaca 30.121)15.2(500 20 q 由表 14-3机设查得 取 0.103mkg 8计算对轴的压力 FQ，由 下 式得 NNZ FFQ 62.1 2 0 7)221.1 6 9s i n30.1 2 152(2s i n2 10 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮 :基准直径 D1=120mm采用实心式 结构。 大带轮基准直径 D2=300mm，采用孔板式结构。 第三部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计（斜 齿圆柱齿轮） 1.选定 齿轮的材料，精度和齿数 因传递功率不大，转速不高，选取 45号钢，小齿轮调质 HBS1=240，大齿轮常化 HBS2=200， 均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，考虑传动平稳性，齿数取Z1=24 则 Z2=Z1i1=24 4.145=99.48取 99。 2.设计计算。 （ 1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （ 2）按 齿面接触疲劳强度设计，由 公 式 16-19得 3 11 12 H EHdtt ZZTd iiK 试选载荷系数 Kt=1.1； 小齿轮所传递的扭矩 T1=86.63 mN =86630 mmN ； 由表 16-5选取齿宽系数 8.0d； 由表 16-4查得弹性影响系数 MPaZ E 8.189 ； 由式 16-13 计 算 应 力 循 环 次 数 ：911 10488.2)1030012(15766060 hjLnN ，8112 1000.6 iNN，由图 16-20查得 KHN1=KHN2=1； 由表 16-22c 查得接触疲劳极限 M PaH 5901lim ；由表16-22b 查得 MPaH 4702lim ； 取安全系数 s=1 由式 16-12 得 1lim1lim11 HHHNH K ， 2lim2lim22 HHHNH K 斜齿轮的许永接触应力为 M P aHHH 5302)470590(2 2l i m1l i m 初选螺旋角 14 ； 由图 16-28查得 61.18 4 5.07 6 5.021 ； 由图 16-29查得区域系数 ZH=2.43； 试算 dt1 : mm75.5153043.28.189145.41145.461.18.0866301.12d 3 2t1 ； 计算圆周速度smndV t 56.1100060 57675.51100060 11 ； 计算载荷系数，由表 16-2查得 KA=1，由图 16-10b查得 Kv=1.04，由图 16-14 得 064.1 HKK，由图 16-12 得 125.1HK，由式16-12得： 245.1125.1064.104.11 KKKKK VA ； 校正所得分度圆直径： mmKKddtt 93.531.1245.175.51 3311 计算模数 ： mmZdmn 180.22414c o s93.53c o s11 取模数为标准值mn=2.5mm； 计算中心距： mmZZman 457.15814c o s2 )9924(5.2c o s2 )( 21 因所选标准模数 已大于计算的模数值，故可向下圆整取 a=158mm； 按圆整后中心距修正螺旋角： 319.132 )(a r c c o s 21 a mZZ n， 值改变不多，故参数HZK , 不用修正； 计算大小齿轮分度圆直径： mmZmdn 8 3 7.6114c o s 245.2c o s 11 mmZmd n 0 7 7.2 5 514c o s 995.2c o s 212 ； 计 算 齿 轮 宽 度 ： mmdbd 5.49837.618.01 圆 整 取B1=55mm,B2=50mm； ( 3 )校核 计算在荷系数：由图 16-12 查得 27.1FK，由式 16-3 计算：45 8.14 )1)(5(1 nK F ； 计算圆周力： NdTF t 9.28012 1 1 ； 计算当量齿数：31cosZZv ，得 Zv1=26.27， Zv2=108.37； 由表 16-3查得 YFa1=2.60, YFa2=2.174； Ysa1=1.595 ,Ysa2=1.796； 计算纵向重合度系数： 5 2 2.1t an3 1 8.01 Zd，查图得 Y =0.88 由式 16-16 得， Hn satF bmYYKF ，计算得 1F =98.70MPa 1F ，2F =92.93MPa 2F 。 二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.选定 齿轮的材料，精度和齿数 因传递功率不大，转速不高，选取 45号钢，小齿轮调质 HBS3=240，大齿轮常化 HBS4=200， 均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，考虑传动平稳性，齿数取Z3=28 则 Z4=Z3i2=28 3.067=85.876取 86。 2.设计计算。 ( 1 ) 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （ 2）按齿面接触疲劳强度设计，由式 16-10a得 3 22223 )(132.2 HEdtt ZTd iiK 同高速级设计取 Kt=1.1， MPaZ E 8.189 , 8.0d； 计算应力循环次数 （公式 16-13）：23 NN ，8234 10956.1 iNN 由图 16-20查得 KHN3=1， KHN4=1.15； 由图 16-22c 查得3limH=590MPa， 4limH =470MPa， 取安全系数 s=1，由式 16-12 得： M P aKHHHNH 5903l i m3l i m33 ， M P aK HHNH 5.5 4 04l i m44 ； 小 齿轮分度圆直径： mmd t 9 2 6.98)5.5 4 0 8.1 8 9(0 6 7.3 10 6 7.38.03 4 4 8 3 01.132.2 3 23 ； 圆周速度： smndV t 8001.0100060 96.138926.98100060 11 ； 计算载荷系数 : 由表 16-2查得 KA=1，由图 16-10b查得 Kv=1.02，由图 16-14得 1K，由图 16-12得 06.1HK，由式 16-12得：0 8 1 2.106.1102.11 KKKKK VA ； 按实际载荷校正所得分度圆直径： mmKKddtt 359.981.10812.1926.98 3333 ； 计算模数：mmZdm 5 1 3.3283 5 9.9833 ， 取标准模数 m=4mm； 计算分度圆直径： d3=mZ3=4 28=112mm, d4=mZ4=4 86=344mm； 计算中心距： a=(d3+d4)/2=228mm； 计算齿宽： mmdbd 6.893 (3)校核 计算圆周力： NdTF t 7 2 8.1 0 7 5 92 3 23 ； 径向力 ： NFFtr 22.3916t a n3 差 校正系数： YFa3=2.492, YFa4=2.216； Ysa3=1.626 ,Ysa4=1.798； 载荷系数： 1 6 2 8.114.1102.11 FVA KKKKK ； 差去玩去疲劳强度极限校核及寿命常数，由 16-21c 得MPaF 4503lim ，由图 16-21b MPaF 3904lim 由 图 16-19查得 143 FNFN KK取安全系数 s=sF=1.4则， FFFNF sK lim 求得 MPaF 43.3213 ， MPaF 57.2784 ； 校核计算： 33333 925.14146.89 626.1492.2728.107591628.1 FFasatF M P abm YYKF 4334434 92.144 FFasaFasaFF M P aYY YY 总结：高速级 z1=24 z2=99 m=2.5 低速级 z3=28 z4=86 m=4 第四部分 轴的设计 高速轴的设计 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选择 调质处理的 45钢 , MPaB 600 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径 ,查表 18-2取 A0=110,由式 18-2得 mmnpAD 94.225 7 62 2 5.51 1 0 330m i n 最小直径显然是安装 大带轮 的直径。所以所选直径 应为标准系列取 d1=25mm。 3.初选轴承 初 选轴承为 7307AC， 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为 :D1=40mm 4.结构设计 (结构详见图 )为了拆装方便 ,减速器壳体用剖分式 . (1).各轴 段 直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 .该轴轴段 1 安装轴承 7307AC,故该段直径为 35mm。 2 段 设计为 齿轮 轴 。 4段装轴承，直径和 1段一样为 35mm。 3段不 装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取 4 段为45mm。 5段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1986 中 d=32mm 的毛毡圈，故取 5 段 32mm。 6 段装大带轮，取为 25mmdmin 。 （ 2）各轴段长度的确定 轴段 1装 轴承 7307AC， 滚动轴承 应距箱体边一段 距离 5mm,取箱体距齿轮距离 a=16mm，则轴段 1长度： l1=21+5+16=42mm。2 段 长 为 l2=55mm。 3 段的长度 l3=117.5mm， 4段和轴承 7307AC同宽取 l4=21mm。 5 段长取 l5=50mm， 6 段同大带轮同宽，取l6=80mm。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=59mm，L2=155.5mm， L3=100.5mm。 （ 3） .轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴 颈 选用 k6，大带轮采用 A型普通平键联接，为 8*7 GB1096-1979。 （ 4） .轴上倒角与圆角 为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据 轴承手册 的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。 5.轴的受力分析 及校核 (1)画轴的受力简图。 (2)计算支座反力。 Ft=2801.9N Fr= NFt 95.78014co s20t an9.2 8 0 1co st an NFF ta 08.5 1 914t an9.2 8 0 1t an NDF T 07.1 2 5 93 0 08 6 5 5 0240.1 2 0 1T2Q21 带轮 在水平面上 ： lldF lFlFrTa21231R 1H2F 带轮 N59.985.155595.15595.7805.10007.12592837.6108.519 N61.2 1 3 8)( R 1 HR 2 H FFFF Tr 带轮 在垂直面上 ： Nll lF t 21.20315.15559 5.1559.2801F212R 1 V N14.7 7 222 VRTVR FFF 带轮 画弯矩图 在水平面上 ， a-a 剖面左侧 MAh=FR1H l1=98.59 59=5816.81N mm a-a 剖面右侧 MAh=FR1H l1-Fa d1/2 =5816.81-519.08 61.837 2=-10232.36 N mm b-b 剖面 MBh= FR1H (l1+l2)+ Fr l2-Fa d1/2 =98.59 (59+155.5)+780.95 155.5-519.08 61.837 2 =126536.11N mm 在垂直面上 a-a剖面 MAv=MAV=FR1Vl1= -2021.21 59=-119841.39N mm b-b 剖面 MBv=0 合成弯矩， a-a剖面左侧 MMM AVAHa 22 1 1 9 8 4 1 . 3 95 8 1 6 . 8 1 22 mN 47.119982 a-a 剖面右侧 mN43.12027739.1 1 9 8 4 11 0 2 3 2 . 3 6 2222 MMM aVaHa b-b剖面 mm1 2 6 5 3 6 .1 1 N MM Bhb 画转矩图 转矩 T1=86550N mm 做当量 弯 矩图（弯扭合成） a-a剖面左侧： mmNTMMaAc a 99.1 3 0 39 6)( 212 a-a剖面右侧： mmNTMMaA c a 45.130 66 8)( 212 b-b 剖面： mmNTMMbBc a 35.136451)( 212 所以校核 b-b 剖面： MPaWM BB c aca 83.31351.0 35.1 3 6 4 5 1 3 按表 18-6 对于 MPab 600的碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力 M P aM P aca 83.3155 ，故安全。 中间轴的设计 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选择 合金钢 , MPaB 600 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径 ,查表 18-2取 A0=110,由式 18-2得 mmnpAD 36.3696.1 3 8 02.51 1 0 330m i n 最小直径是安装 轴承 的直径。所以所选直径应为标准系列取 d1=40mm。 3.初选轴承 初选轴承为 30208，根据轴承确定各轴安装轴承的直径为 :D1=40mm 4.结构设计 (1).各轴段直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 .该轴轴段 1安装轴承 30208,故该段直径为 40mm。 2段 装 齿轮 ，直径设计为 50mm。 考虑到两个齿轮的轴向定位， 3 段 设计为轴环 ，直径为 55mm。 4 段装 低速级小齿轮 ，但考虑到 齿轮 的轴向定位，及 齿轮 的安装，取 4 段为 50mm。 5 段 装轴承 取为40mmdmin 。 （ 2）各轴段长度的确定 轴段 1 装轴承 30208，滚动轴承应距箱体边一段距离 5mm,取 箱 体 距 齿 轮 距 离 a=18.5mm ，则轴段 1 长度：l1=18+5+18.5+4=45.5mm。 2段长为 l2=46mm。 3段的长度 l3=10mm，4 段取 l4=91mm。 5段长取 l5=18+5+16+4=43mm。 于是， 可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=57.5mm，L2=82.5mm， L3=77.5mm。 （ 3） .轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴 颈 选用 k6， 斜齿 齿轮与 直齿齿 轮均采用 A 型普通平键联接， 为 14*9 GB1096-1979。 （ 4） .轴上倒角与圆角 为保证 320208 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据 轴承手册 的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。 5.轴的受力分析及 校核 (1)画轴的受力简图。 (2)计算支座反力。 斜齿： Ft=2801.9N Fr= NFt 95.78014co s20t an9.2 8 0 1co st an NFF ta 08.5 1 914t an9.2 8 0 1t an 直齿： NdTF t 7 2 8.1 0 7 5 92 3 23 NFF tr 22.3916t a n3 在水平面上 ： llldF llFlFrra32132332R 1H)(2F N56.5165.825.775.57)5.775.82(95.7805.7722.39162 077.25508.519 N71.2 6 1 8)( R 1H3R 2H FFFF rr 在垂直面上 ： NllFllllF tt09.58955.775.825.575.77728.1 0 7 5 9)5.775.82(9.2801)F3213332R 1 V( N56.7 6 6 6132 VRttVR FFFF 画弯矩图 在水平面上， a-a 剖面左侧 MAh=FR1H l1=-516.56 57.5=-29702.20N mm a-a 剖面右侧 MAh=FR1H l1-Fa d1/2 =-29702.20-519.08 255.077 2=-95904.88 N mm b-b 剖面 MBh= FR1H (l1+l2)- Fr l2-Fa d1/2 =-516.56 (57.5+82.5)-780.95 82.5-519.08 255.077 2 =-202949.46N mm 在垂直面上 a-a剖面 MAv=MAV=FR1Vl1= 5895.09 57.5=338967.68N mm b-b 剖面 MBv= FR1H (l1+l2)- Fr l2=760884.23 N mm 合成弯矩， a-a剖面左侧 MMM AVAHa 22 3 3 8 9 6 7 . 6 82 9 7 0 2 . 2 0 22 mN 53.340266 a-a 剖面右侧 mN 81.35297368.33896788.95904 2222 MMM aVaHa b-b剖面 mmN42.87485723.76088446.202949 2222 BvBh MMbM 画转矩图 转矩 T1=344830N mm 做当量 弯 矩图（弯扭合成） a-a 剖面左侧： mmNMMaA c a 73.2 8 8 6 4 8 a-a 剖面右侧： mmNTMMaAc a 47.3 0 4 72 6)( 212 b-b 剖面： mmNTMMbBc a 91.813341)( 212 所以校核 b-b 剖面： M P aWM BB c aca 07.65501.0 91.8 1 3 3 4 1 3 按表 18-6 对于 MPab 800的 合金钢 ，承受对称循环变应力时的许用应力 M P aM P aca 07.6575 ，故安全。 中间轴的设计 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选择调质处理的 45钢 , MPaB 600 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径 ,查表 18-2取 A0=110,由式 18-2得 mmnpAD 12.5231.45 82.4110 330m i n 最小直径是安装 联轴器 的直径。为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需同时选出联轴器。 输出轴上的扭矩： T3=1015.91N m 从手册中查用 HL5 型弹性联轴器，其半联轴器孔径 d=60mm，长L 142mm.故取轴直径 d=60mm。 3.初选轴承 初选轴承为 6214，根据轴承确定各轴安装轴承的直径为 :D1=70mm 4.结构设计 (1).各轴段直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 .该轴轴段 1安装 联轴器 HL5,故该段直径为 60mm。 2 段 与毡圈配合 ，直径设计为 65mm。 3 段装 轴承 ，直径为 70mm。 考虑到轴承的轴向定位和 齿轮的轴向定位，及齿轮的安装，取 4 段为83mm。 5 段装 齿轮 取为 75mm 。 6 段装轴承 取为 70mm。 （ 2）各轴段长度的确定 轴段 1 装 联轴器 HL5 取 142mm；轴段 2 取 50mm；轴段 3 装轴承取 35mm；轴段 4 取 52mm；轴段 5 取 52；考虑到轴承距箱体内 壁 距 离 及 距 齿 轮 的 距 离 ， 则轴段 6 长 度 取 为 35+5+18.5+4=62.5mm。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=114.5mm，L2=90mm。 （ 3） .轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴颈选用 k6， 联轴器 与齿轮均采用 A 型普通平键联接， 分别取 为 18*11 20*12 GB1096-1979。 （ 4） .轴上倒角与圆角 为保证 6214 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据 轴承手册 的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。 5.轴的受力分析及校核 (1)画轴的受力简图。 (2)计算支座反力。 NdTF t 7 2 8.1 0 7 5 92323 NFF tr 22.3916t a n3 在水平面上 ： ll lFr 21 33R1HF N70.2192905.114 5.11422.3916 N52.1 7 2 3R 1 H3R 2 H FFF r 在垂直面上 ： NlF ll t 33.4 7 3 5905.114 90728.1 0 7 5 9F2123R 1 V N40.6 0 2 4132 VRtVR FFF 画弯矩图 在水平面上， a-a 剖面 MAh=FR1H l1=2192.70 114.5=251064.15N mm 在垂直面上 a-a剖面 MAv=FR1Vl1=-4735.33 114.5=542195.29N mm 合成弯矩， a-a剖面 MMM AVAHa 22 5 4 2 1 9 5 . 2 92 5 1 0 6 4 . 1 5 22 mmN 25.597502 画转矩图 转矩 T3=1015910N mm 做当量 弯 矩图（弯扭合成） a-a 剖面： mmNTMMaA c a 25.597 50 2)( 232 所以校核 a-a 剖面： M P aWM AA c aca 16.14751.0 25.5 9 7 5 0 2 3 按表 18-6 对于 MPab 600的碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力 M P aM P aca 16.1455 ，故安全。 第五部分 其他 校核 高速轴轴承 N59.98F R1H N21.2031F R1V N61.2138R2H F N14.7722 VRF N08.519Fa 合成后： N60.2033F R1 N73.2273F R2 计算派生轴向力 ： NFFRa 28.94825t a n60.2033t a n11 NFFRa 26.106025t a n73.2273t a n22 实际轴 向力： NFFaa 28.948.11 NFFFaaa 36.1 4 6 7. 12 轴承的型号为 7307AC， Cor=24.8 kN,Cr=32.8kN 1） Fa2/Cor=0.059,Fa2/Fr2=0.65 0.68 2） 计算当量动载荷 FFfP ARPr YX 查表 20-5 得 fP=1.2， 查 课设 表 4.6-2 径向载荷系数 X 和轴向载荷系数 Y为 X=1， Y=0 FFfP ARPr YX =1.2（ 1 ,2273.73） =2728.48 N 3） 验算 7307AC的寿命 480 005.502 6848.2728328 00576166 67 3 Lh 中间 轴轴承 56.516F R1H N09.5895F R1V N71.2618R2H F N56.76662 VRF N08.519Fa 合成后： N68.5917F R1 N47.8101F R2 计算派生轴向力：NeFFRa69.1 4 5 95.137.068.5 9 1 75.168.5 9 1 7t an11 NeFFRa36.1 9 9 85.137.047.8 1 0 15.147.8 1 0 1t a n22 实际轴向力： NFFFaaa 92.2 5 1 4. 21 NFFaa 36.1998. 22 轴承的型号为 30208， Cor=42.8 kN,Cr=59.8kN 4） Fa1/Cor=0.042,Fa1/Fr1=0.42 e=0.37 5） 计算当量动载荷 FFfP ARPr YX 查表 20-5 得 fP=1.2， 查 课设 表 4.6-2 径向载荷系数 X 和轴向载荷系数 Y为 X=0.4， Y=1.6 FFfP ARPr YX =1.2（ 0.4 5917.68+1.6 2514.92） =7669.13N 6） 验算 30208的寿命 480003.5686313.76695980096.13816667 3 Lh 低速 轴轴承 N70.2192F R1H N33.4735F R1V N52.1723R2H F N40.60242 VRF 合成后： N36.5218F R1 N09.6266F R2 轴承的型号为 6214， Cro=37.5 kN,Cr=46.8kN 7） FA/COr=0 8） 计算当量动载荷 FFfP ARPr YX 查表得 fP=1.2径向载荷系数 X和轴向载荷系数 Y为 X=1， Y=0 FFfP ARPr YX =1.2（ 1 6266.09） =7519.31N 9） 验算 6214的寿命 4800043.8868831.75194680031.4516667 3 Lh 键的校核 高速轴 键 1 8 7 L=70 GB1096-79 则强度条件为 M P ah l dTblhdTlhdTp 90.3125)870(78655044)(2222 查表 18-4许用挤压应力 MPap 120 所以键的强度足够 中间轴 键 2和 3 14 9 L1=45 L2=90 GB1096-79 则强度条件为 M P ah l dTblhdTlhdTp 72.9850)1445(93 4 4 3 1 044)(2222 查表 18-4许用挤压应力 MPap 120 所以键的强度足够 低速速轴键 4 18 11 L=125 GB1096-79 则 强度条件为 M P ah l dTblhdTlhdTp 42.5760)18125(11101380044)(2222 查表 18-4许用挤压应力 MPap 120 所以键的强度足够 键 5 20 12 L=80 GB1096-79 则强度条件为 M P ah l dTblhdTlhdTp 10.7575)2080(121 0 1 3 8 0 044)(2222 查表 18-4许用挤压应力 MPap 120 所以键的强度足够 联轴器的选择 联轴器选择为 TL5型弹性联轴器 GB4323-84 减速器的润滑 1.齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度 12 m/s， 所以才用浸油润滑的润滑方式。 2滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V 1.5 2m/s所以采用 脂 润滑， 第六部分 主要尺寸及数据 箱体尺寸 : 箱体壁厚 mm10 箱盖壁厚 mm81 箱座凸缘厚度 b=15mm 箱盖凸缘厚度 b1=15mm 箱座底凸缘厚度 b2=25mm 地脚螺栓直径 df=M16 地脚螺栓数目 n=4 轴承旁联接螺栓直径 d1=M12 联接螺栓 d2的间 距 l=150mm 轴承端盖螺钉直径 d3=M8 定位销直径 d=6mm df 、 d1 、 d2至外箱壁的距离 C1=18mm、 18 mm、 13 mm df、 d2至凸缘边缘的距离 C2=16mm、 11 mm 轴承旁凸台半径 R1=11mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离 L1=40mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离 2=10mm 箱盖，箱座肋厚 m1=m=7mm 轴承端盖外径 D2 ：凸缘式端盖： D+（ 5 5.5） d3 以上尺寸参考机械设计课程设计 P17 P21 传动比 原始分配传动比为： i带 =2.5 i1=4.145 i2=3.067 修正后 ： i带 =2.5 i1=4.125 i2=3.071 各轴新的转速为 ： n1=1440/2.5=576m/s n2=384/4.125=139.6 m/s n3=147/3.071=45.5 m/s 各轴的输入功率 P1=pd 带 =5.5 0.95=5.225kw P2=p1 齿 承 =5.225 0.97 0.99=5.018 kw P3=p2 齿 承 =5.018 0.97 0.99=4.818 kw P4=p3 承 联 =4.818 0.99 0.995=4.749 kw 各轴的输入转矩 T1=9550P1/n1=9550 5.225 576=86.63N m T2=9550P2/n2 =9550 5.018 139.6=343.28 N m T3=9550P3/n3 =9550 4.818 45.5=1011.25 N m T4=9550P4/n3=9550 4.749 45.5=996.77 N m 轴号 功率 p 转矩 T 转速 n 传动比 i 效率 电机轴 5.5 36.48 1440 1 1 1 5.225 86.63 576 2.5 0.95 2 5.018 343.28 139.6 4.125 0.960 3 4.818 1011.25 45.5 3.071 0.960 工作机轴 4.749 996.77 45.5 1 0.985 齿轮的结构尺寸 两小齿轮采用实心结构 两大齿轮采用复板式结构 齿轮 z1尺寸 z=24 d1=61.837mm m=2.5mm b=55mm ha=ha*m=1 2.5=2.5mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)