二级直齿减速器课程设计382.2%1.6%450
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计382.2%1.6%450,减速器课程设计
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明 德 学 院 机械设计课程设计说明书 院 系： 明德学院机电系 年 级： 09 级 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机电 091 学 号： 092003111021 姓 名： 刘 鹏 nts - 1 - 目 录 机械设计课程设计任务书 . . 3 一、 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数 .4 1.1 方案选择 .4 1.2 电动机的选择 .4 1.3 传动比的分配及转速校核 . 6 1.4 减速 器各轴转速、功率、转矩的计算 . .7 二、 齿轮传动的设计 . 8 2.1 高速级齿轮的传动设计计算 . 8 2.2 低速级齿轮传动设计 . 15 三、 轴的设计 . . 21 3.1 中间轴的设计 . . 21 3.2 高速轴的设计 .26 3.3 低速轴的设计 . 31 四、 滚动轴承的校核设计 .36 4.1 中间轴轴 承的校核计算 . 36 4.2 高速轴轴承的校核计算 . .37 4.3 低速轴轴承的校核计算 .38 五、 平键联接的选用和计算 .39 5.1 中间轴的键联接选用及计算 .39 5.2 高速轴的键联接选用及校核方法 . . .40 nts - 2 - 5.3 低速轴的键联接选用及校核方法 . . 40 六、润滑方式 .43 七、箱体及其附件的设计计算 .43 设计总结 .45 参考文献 . . .46 nts - 3 - 机械设计课程设计任务书 学生姓名：刘鹏 指导老师：陈素 一、 设计题 目： 设计带式运输机传动装置。运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用限期 8 年，大修期 3 年，输送带速度允差为 5%。其中减速器由一般规模中小型批量生产。 二、设计参数： 运输带拉力 F=2200N 运输带的线速度 V=1.6m/s 驱动卷筒直径： D=450mm 输送带速度允差为 5% 传动装置布置图 三、设计内容： 一）设计计算 1.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 2.传动零 件的设计； 3.轴的设计； 4.轴承及其组合的选择及校核； 5.箱体、润滑及附件的设计； 二）图纸的绘制 减速器装配图绘制，高速级齿轮零件图。 三）编写课程设计说明书 内容包括：目录、设计题目、设计计算的所有内容、课程设计总结、参考文献。 四、课程设计要求 设计完成后，每位学生提交： 1.减速机装配图一张（ A1）； 2.高速级齿轮零件图一张； 3.详细设计计算说明书一份。 nts - 4 - 计算及说明 结果 一、设计任务书 设计题目 ： 带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速 器 1、 系统简图 联轴器减速器联轴器滚筒v输送带电动机2、 工作条件 设计带式运输机的传动装置。运输机工作平稳， 单向运转，单班制工作，使用期限 8 年， 大修期 3 年， 输送带速度容许误差为 5%。 其中减速器由一般规模厂中小批量生产。 3、 原始数据 题号 B7 运送带工作拉力 F/N 2200 运输带工作速度 v/(m/s) 1.6 卷筒直径 D/mm 450 4、传动方案的分析 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器 ,再经联轴器将动力传至输送机滚筒 ,带动输送 带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。 二、电动机的选择 1、类型选择 电动机的类型根据动力源和工作条件 ,选用 Y系列封闭式三相异步电动机。 2、功率选择 (1) 确定电动机效率 Pw 按下试计算 wwVFP 1000 nts - 5 - 式中 Fw=2200N V=1.6m/s 工作装置的效率考虑带卷筒器 及其轴承的效率 ,还有数据选择和其他误差的情况，因此取 1w代入上试得 kwVFPww52.311000 6.122001000 (2) 选择电动机的类型 根据电动机的输出功率功率 总wd PP 式中总为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由式 32221 总由表 2-4可查得 ： 联轴器传动效率 99.01 ； 齿轮传动效率 97.02 （ 8级精度一般齿轮传动） 滚动轴承效率 99.03 ； 则 总=0.9（考虑到误差关系和计算方便问题） 所以电动机所需工作功率为 总wd PP = 91kw.39.0 52.3 考虑到误差关系 P dp3.91 kw 按工作要求和工作条件查找【 2】表 2.1 中选用 Y132M1-6 型号三相异步电动机，其数据如下： 电动机额定功率 P=4 kw ； 同步转速为 1000 minr ； 满载转速mn=960 minr ； 电动机轴伸出端安装长度为 80 mm ； 电动机轴伸出端直径为 38 mm ； 三、计算传动装置的运动和动力参数 1、 总传动比总i为 1w kwPw 52.3 99.01 97.02 99.03 9.0总 kwPd 91.3 P = 4 kw 960mn minr nts - 6 - lhwm iinni 总其中：hi为高速级传动比；li为低速级传动比。 运输机转速： 94.67450 6.1100060100060 D Vn w minr 总传动比： 130.1494.67960 wmnni 总2.分配传动比 lh ii 25.1 lh ii )3.12.1(lh iii 总 362.3li203.4hi3.确定齿轮齿数 高速级齿轮组： 小齿轮： )(241 估Z 大齿轮： 872.100203.42412 hiZZ整圆 1012 Z 低速级齿轮组： 小齿轮： )(283 估Z大齿轮： 136.94362.32834 liZZ整圆 954 Z 校核数据： 4 .2 0 82410112 ZZi h 实393.3289534 ZZil实277.14393.3208.4 实实总实 lh iii运输机的转速： 94.67wnminr 4.208实hi 3.393实li 14.277实总i nts - 7 - 241.671 4 . 2 7 7960 总实实 inn mw验证误差： %5%02.1%10094.67 94.67241.67%100 wwww n nnn 实误差符合要求。 4. 计算传动装置的运动和动力参数 （ 1）各轴的转速 高速轴转速 : 960I mnnminr 中间 轴转速 : 2 2 8 . 1 3 7208.4960III 实hinn minr 低速轴转速 : 241.67277.14 960I I I 总实i nn mminr 卷筒转速 : 2 4 1.67III nnn w 实卷筒minr （ 2）各轴的输出功率： 高速轴 I 的输入功率： 9 6 k w.399.041I PP 中间轴 II 的输入功率： 3 . 8 4 k w97.099.0421II PP 低速轴 III 的输入功率： 73kw.397.099.04 2221I I I PP 卷筒的输入功率： 61kw.399.097.099.04 2232221 PP 卷筒(3) 各轴转矩： 高速轴输入转矩： mNnPT 3 9 . 3 9 4960 96.395509550 III241.67实wn 各轴转速 960I n minr 228.137II nminr 241.67III nminr 241.67卷筒nminr 各轴功率： 96kw.3I P 84kw.3II P 73kw.3III P 61kw.3卷筒P 各轴转矩： 39.394I Tnts - 8 - 中间轴输入转矩： 1 6 0 . 7 4 6137.228 84.395509550IIIIII nPT mN低速轴输入转矩： 5 2 9 . 7 5 9241.67 73.395509550I I II I II I I nPT mN卷筒输入转矩： 715.512241.67 61.395509550 卷筒卷筒卷筒 nPT mNmNnPTm 792.39960 495509550电动机 由以上数据得各轴运动及动力参数表： 轴名 功率 PkW 转矩 ()T N m 转速 ( min)nr 电机轴 4 39.792 960 1 轴 3.96 39.394 960 2 轴 3.84 160.746 228.137 3 轴 3.73 529.759 67.241 卷筒轴 3.61 512.715 67.241 四、高速级齿轮的设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 （ 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度。 （ 3）材料选择。由【 1】表 10-1选择齿轮材料： 小齿轮材料为 40Gr（调质），硬度为 260HBS； 大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 220HBS； 二者材料硬度差为 40HBS。 (4) 根据上一步的设 计计算中得到高速级齿轮组齿数： 小齿轮齿数 241 Z (估 ) 大齿轮齿数 1012 Z 2、按齿面接触强度设计 (1) 设计准则 :先由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，即 23 11 )(132.2HEdtZuuKTd (3) 确定公式内的各计算数值 : mN 160.746II TmN 759.529III TmN 715.512卷筒TmN 39.792电动机TmN nts - 9 - 试选载荷系数 4.1tK（估） 计算小齿轮传递的转矩（ kwP 96.3I 960I n minr ） mmNnPT466.1103.9496096.31055.910559 按软齿面齿轮非对称安装，由【 1】表 10-7选取齿宽系数 1d 由【 1】表 10-6查得材料的弹性影响系数 211 8.189 MPaZ E 由【 1】图 10-21d按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim 大 齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim （ 4）计算应力循环次数（ 960I n minr j =1 4.208实hi） 9I110061.1)83008(19606060 hjLnN 8912 10628.2208.4 10106.1 实hiNN (5) 由【 1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 93.01 HNK 96.02 HNK （ 6）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% ，取安全系数 S=1 M P aM P aSK HHNH 55860093.0 1l i m1 1 M PaM PaSK HHNH 52855096.0 2l i m22 （ 7）试算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入 H 中较小的值： mmZuuKTdHEdt934.475288.189208.4208.51103 . 9 44.132.2)(132.232423114.1tK mmNT 41 1094.3 1d 211 8.189 MPaZ E MPaH 6001lim MPaH 5502lim 91 10106.1 N 82 10628.2 N 93.01 HNK 96.02 HNK S=1 MPaH 5581 MPaH 5282 mmd t 934.471 nts - 10 - 3、试计算小齿轮模数 1m （ 1）计算圆周速度 1V smndV t408.21 0 0 060960934.471 0 0 060I11（ 2）计算齿宽 1b mmdbtd 934.47934.47111 （ 3）计算齿宽与齿高之比 11hb模数： 9973.124934.47111 Zdm tt齿高： mmmht 49.499 11 676.1049.4 934.4711 hb（ 4）计算载荷系数 K 根据 408.21 v sm 8 级精度， 查【 1】图 10-8得 动载系数 15.1VK因为该齿轮传动为直齿轮，所以齿间载荷分配系数： 1FKK 由【 1】表 10-2查得使用系数 1AK 由【 1】表 10-4用插值法查 8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时： 450.1 40934.47463.1 934.4780 HH KK 453.1HK由 676.1011 hb4504.1HK查【 1】图 10-13得 smV 408.21 mmb 934.471 9973.11 tm mmh 49.41 676.1011 hb15.1VK 1FKK 1AK 453.1HK nts - 11 - 41.1FK 故载荷系数： 67.11453.115.11 HHVA KKKKK (5) 按实际的 载荷系数校正所算得的分度圆直径 1d mmKkdd tt 73.434.1 67.123.41/ 3311 （ 6）计算模数 1m 822.124 73.43111 Zdm4、按齿根弯曲强度设计 3 2111 2 F SaFad YYZKTm （ 1）由【 1】图 10-20c查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4502 ； （ 2）由【 1】图 10-18根据应力循环次数 91 10106.1 N 82 10628.2 N 取弯曲疲劳寿命系数 : 9.01 FNK， 95.02 FNK（ 3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.3，得 MP aSK FEFNF 154.3463.1 5009.0 111 MP aSK FEFNF 846.3283.1 45095.0 222 （ 4）计算载荷系数 K 6215.141.1115.11 FFVA KKKKK （ 5）查取齿形系数 1FaY 、 2FaY 和应力修正系数 1SaY 、 2SaY 由【 1】表 10-5查得： 65.21 FaY 58.11 SaY 41.1FK K=1.67 mmd 73.431 822.11 m MPaFE 5001 MPaFE 4502 91 10106.1 N 82 10628.2 N 9.01 FNK 95.02 FNK MPaF 15.3461 MPaF846.3282 K=1.6215 65.21 FaY nts - 12 - 18.210010114.2 101150 22 FaFa YY 179.22 FaY79.11 0 01 0 183.1 1 0 11 5 0 22 SaSa YY 7542.12 SaY（ 6）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较； 小齿轮： 0121.0154.346 58.165.2111 FSaFa YY 大齿轮： 0116.0846.328 7542.1179.2222 FSaFa YY 将数值较大的一个代人公式计算： 39.10121.02411094.36215.12232432111FSaFadYYZKTm对比计算结果 ，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 1m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.21并就进圆整为标准值 1m =1.5 接触强度算得的分度圆直径1d=43.73mm，算出大小齿轮齿数： 305.1 73.43111 mdZ1 2 6 . 2 430208.412 ZiZ h 实 这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 5、几何尺寸计算 （ 1）计算分圆周直径 1d 、 2d mmmzd 455.130111 58.11 SaY 179.22 FaY 7542.12 SaY 0121.0111 FSaFa YY 0116.0222 FSaFa YY 39.11 m 1m =1.5 301 Z 1272 Z mmd 451 mmd 5.1902 nts - 13 - mmmzd 5.1905.1127122 （ 2）计算中心距 mmdda 75.1172/)5.19045(2 211 （ 3）计算齿轮宽度 mmdbd 454511 取 mmB 452 ； mmB 501 。 6、其他参数计算 *ah 为齿顶高系数 *ah = 1 *c 为顶隙系数 *c = 0.25 模数 5.11 m 中心距 mma 75.1171 齿顶高 5.15.111* mhh aa齿根高 875.15.1)25.01()(1* mchh af齿顶圆直径： mmmhddaa 485.112452 1*11 mmmhdd aa 1305.1121272 1*22 齿根圆直径： mmhddff 25.41875.1245211 mmhddff 25.123875.12127222 7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表： 名称 符号 结果（ mm） 模数 1m 1.5 分度圆直径 1d 2d 45 190.5 mma 75.1171 b=45mm mmB 501 mmB 452 mmda 481 mmd a 1302 mmd f 25.411 mmd f 25.1232 nts - 14 - 齿顶圆直径 1ad 2ad48 130 齿根圆直径 1fd 2fd41.25 123.25 中心距 1a 117.75 齿宽 1B 2B 50 45 8、齿轮的结构设计 小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴；大齿轮 2 的结构尺寸按【 2】表 3.11 和后续设计出的轴孔直径计算如下表： 由于 mmmmda 5 0 02 3 72 选择锻造齿轮 代号 结构尺寸计算公式 结果（ mm） 轮毂处直径 1D sdD 6.11 68.8 轮毂轴向长度 L sdL )5.12.1( 6 64.5 倒角尺寸 n 15.0 mn 0.75 齿根圆处厚度010 )45.2( m4.5 腹板最大直径0D020 2 fdD114.25 板孔分布圆直 2D )(5.0102 DDD 91.525 板孔直径 1d )(25.0 101 DDd 11.36 腹板厚度 C 23.0 BC 13.5 nts - 15 - 五 . 低速级齿轮的设计 1、齿轮强度计算 （ 1）选择材料 确定极限应力 因为该减速器可以由一般规模厂生产，选择 8 级精度传动。由【 1】表 10-1选择小齿轮材料为 40Gr（调质），硬度为 260HBS，大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 220HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 (2)在前一步设计计算中得到低速级齿轮组的齿数： 小齿轮齿数 283 z；大齿轮齿数 954 z 。 2、按齿轮面接触强度设计 （ 1） 设计准则 :先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 按齿面接触疲劳强度设计，即 23 23 )(132.2HEdtZuuKTd（ 2）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 )(4.1 估tK。 计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT56I6.210607.18 .1 3 72284.31055.910559按软齿面齿轮非对称安装，由【 1】表 10-7选取齿宽系数 1d 。 由【 1】表 10-6查得材料的弹性影响系数 212 8.189 MPaZ E 由【 1】图 10-21d按齿面硬 度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6003lim ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5504lim 。 (3)计算应力循环次数 ( 228.137II n minr j=1 3.393实li) )(4.1 估tK mmNT 52 10607.1 1d 212 8.189 MPaZ E MPaH 6003lim MPaH 5504lim 83 1063.2 N nts - 16 - 831063.2)83008(1137.2286060 hjLnN 7834 1075.7393.3 1063.2 实liNN (4)由【 1】图 10-19取接触疲劳寿命系数 96.03 HNK 98.04 HNK （ 5）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% ，取安全系数 S=1 M PaM PaSK HHNH 57660096.0 3l i m33 M PaM PaSK HHNH 53955098.0 4l i m44 （ 6）试算小齿轮分度圆直径 td3 ，代入 H 中较小的值。 mmZuuKTdHEdt69.765398.189393.3393.411060)(132.232523233、计算小齿轮的模数3m（ 1）计算圆周速度3VsmndV t92.01 0 0 060137.22869.761 0 0 06033 （ 2）计算齿宽3bmmdbtd 69.7669.76133 （ 3）计算齿宽与齿高之比33hb模数： 74 1075.7 N 96.03 HNK 98.04 HNK S=1 MPaH 5763 MPaH 5394 mmd t 69.763 smV 92.03 mmb 69.763 74.23 tm mmh 16.63 nts - 17 - 74.228 69.76333 Zdm tt齿高： mmmht 16.6 33 449.1216.6 69.7633 hb（ 4）计算载荷系数 K 根据 smV 92.03 ， 8级精度传动，由【 1】第 194页图 10-8查得动载系数： 10.1VK 因为该齿轮传动组为直齿轮，所以齿间载荷分配系数： 1FKK 由【 1】表 10-2查得使用系数 1AK 由【 1】表 10-4用插值法得 8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时： 450.1 4069.76463.1 69.7680 HH KK 462.1HK由33hb=12.449 462.1HK查【 1】第 198页图 10-13得 42.1FK故载荷系数 608.11462.11.11 HHVA KKKKK (5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 3dmmKKddtt56.734.1 608.127.70 3333 （ 6）计算模数 3m6 2 7.22856.73333 Zdm 4、按齿根弯曲强度设计 449.1233 hb10.1VK 1FKK 1AK 462.1HK 42.1FK K=1.608 mmd 56.733 627.23 m nts - 18 - 3 2323 2 F SaFad YYZKTm （ 1）由【 1】图 10-20c查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5003 ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4504 ； （ 2）由【 1】第 206页图 10-18根据应力循环次数 83 1063.2 N 74 1075.7 N 取弯曲疲劳寿命系数 : 95.03 FNK， 97.04 FNK（ 3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.3，得 MP aSK FEFNF 385.3653.1 50095.0 333 MP aSK FEFNF 769.3353.1 45097.0 444 （ 4）计算载荷系数 K 51 FFVA KKKKK（ 5）查取齿形系数3FaY、4FaY和应力修正系数3SaY、4SaY由【 1】表 10-5查得： 55.23 FaY61.13 SaY20.2909518.2 95100 44 FaFa YY 19.24 FaY78.1909579.1 951 0 0 44 SaSa YY 785.14 SaY（ 6）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较； 小齿轮： 0 1 1 2.03 8 5.3 6 5 61.155.2 3 33 F SaFa YY 大齿轮： 0 1 1 6.0769.335 785.119.2 4 44 F SaFa YY MPaFE 5003 MPaFE 4504 83 1063.2 N 74 1075.7 N 95.03 FNK 97.04 FNK MPaF385.3653 MPaF679.3354 K=1.562 55.23 FaY 61.13 SaY 19.24 FaY 785.14 SaY 0112.0333 FSaFa YY 0116.0444 FSaFa YY nts - 19 - 将数值较大的一个代人公式计算： 95.11601.082110076.1562.12232532323FSaFadYYZKTm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数3m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.825并就进圆整为标准值3m=1.95 接触强度算得的分度圆直径3d=73.56 mm，算出大小齿轮齿数： 3895.1 56.73333 mdZ12983393.334 ZiZ l 实这样设计 出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 5、几何尺寸计算 （ 1）计算分圆周直径3d、 4d mmmzd 7495.138333 mmmzd 6.25195.1129344 （ 2）计算中心距 mmdda 8.1622/)6.25174(2 432 （ 3）计算齿轮宽度 mmdbd 747413 取 mmB 744 ； mmB 803 。 6、其他参数计算 *ah为齿顶高系数 *ah= 1 *c 为顶隙系数 *c = 0.25 模数 95.13 m中心距 mma 8.1622 95.13 m 95.13 m 383 Z 1294 Z mmd 743 mmd 6.2514 mma 8.1622 b = 74mm mmB 803 mmB 744 nts - 20 - 齿顶高 95.195.113* mhh aa齿根高 44.295.1)25.01()(3* mchh af齿顶圆直径： mmmhddaa 7.7795.1195.1742 3*33 mmmhddaa 4.25595.1195.16.2512 3*44 齿根圆直径： mmhddff 125.695.295.174233 mmhddff 725.2465.295.16.251244 7、高速级齿轮传 动的几何尺寸归于下表： 名称 符号 结果（ mm） 模数 3m 1.95 分度圆直径 3d 4d 74 251.6 齿顶圆直径 3ad 4ad77.7 255.4 齿根圆直径 3fd 4fd69.125 246.725 中心距 2a 162.8 齿宽 3B 4B 80 74 8、齿轮的结构设计 小齿轮 3由于直径较小，采用实体齿轮；大齿轮 4的结构尺寸按【 2】表 3.11和后续设计出的轴孔直径计算如下表： 由于 mmmmda 5004.2554 选择锻造齿轮 代号 结构尺寸计算公式 结果（ mm） 轮毂处直径 1D sdD 6.11 105.6 轮毂轴向长度 L sdL )5.12.1( 99 倒角尺寸 n 35.0 mn 0.975 齿根圆处厚度030 )45.2( m 7.8 mmd a 7.773 mmd a 4.2554 mmd f 125.693 mmd f 725.2464 nts - 21 - 腹板最大直径0D040 2 fdD231.125 板孔分布圆直径 2D )(5.0 102 DDD 168.36 板孔直径 1d )(25.0 101 DDd 31.38 腹板厚度 C 43.0 BC 22.2 6、验证 齿轮传动组中心距 验证两组齿轮设计是否合理： mma 8.1622 大于 mma 75.1171 设计符合要求。 两组齿轮组的数据如下 ： 高速级 低速级 齿数 z 30 127 38 129 中心距 a(mm) 117.75 162.8 模数 m(mm) 1.5 1.95 齿宽 b(mm) 45 50 74 80 分 度 圆 直 径d(mm) 45 190.5 74 251.6 7、 轴的设计 在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等，而中间轴跨距确定的自由度较小，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。 （一） 中间轴 II 的设计 1、选择材料及热处理方式 因中间轴是有两个齿轮，而该轴的材料应该和硬度高的齿轮材料一样。即和小齿轮 3 的材 料一样同为 45Cr (调质 ) ，硬度为 260 HBS nts - 22 - 2、初步计算轴的最小直径 mind 按扭矩 -扭转剪切强度公式计算最小直径 mind ： 84kw.3II P 228.137II n minr 由 【 1】 表 15-3 查选 1000 A（由于无轴向载荷 0A取较小值 ，0A=112 97 ） 。 . 6 3 m m52137.228 84.3100 33IIII0m i n nPAd该段轴上有一键槽将计算值加大 3%，取 mmd 4.26min 此轴的最小直径 mind 即安装在轴端处的深沟球轴承直径 1d ，由 【 2】 表 5.9选取深沟球轴承的型号，既： 6208 mmd 40 mmda 47mmB 18 3、计算各段轴直径 mmdd 435.1240)21(212 mmdh 44.34308.0)1.007.0( 2 mmhdd 88.4944.3243223 mmdda 474 4、计算各段轴的长度 mmBl4010841810)1510()53(1 mmBl 4522 )(153 估mml mml 15312)53()1510(4 mmBl 8035 mmBl 186 1000 A mmd 4.26min mmd 401 mmda 47 mmB 18 mmd 432 mmh 44.3 mmd 88.493 mmd 474 mml 401 mml 452 mml 153 mml 154 mml 805 mml 186 nts - 23 - 5、弯扭合成强度条件校核计算 （ 1）轴上力的作用点及支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。 轴颈上安装的深沟球轴承 6208 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。 mmllL5.5710245133218102)1510()53(2 261mmlllL 5.772801524522 5322 mmlllL 642181528022 6453 mmLLLL 199645.775.57321 （ 2）计算轴上的作用力及受力图 由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角 020 mmNT 5II 1061.1 齿轮 2 ： NdTFt 3.16905.1901061.122 52II2 NFFtr 2.61520t a n3.1690t a n 022 02 aF齿轮 3 ： NdTFt 4.4351741061.122 53II3 NFFtr 8.158320t a n4.4351t a n 033 03 aF（ 3）计算出支反力 作用点及作用力的简图： mmL 5.571 mmL 5.772 mmL 643 mmL 199 020 mmNT 5II 1061.1NFt 3.16902 NFr 2.6152 02 aF NFt 4.43513 NFr 8.15833 03 aF nts - 24 - 绕支点 B 的力矩和 0BZM得： 0)(32233 LLFLFLR rrAZ即 0)645.77(2.615648.1583199 AZR mmNR AZ 9.90 绕支点 A 的力矩和 0AZM得： 0)(12312 LLFLFLR rrBZ即 0)5.575.77(8.1 5 8 35.572.615199 BZR 7.877BZR mmN 校核： 07.8772.6158.1 5 8 39.9023 BZrrAZ RFFRZ计算无误 绕支点 B 的力矩和 0BYM得： 0)(33322 LFLLFLR ttAY即 0644.4351)645.77(3.1690199 AYR mmNR AY 2694 绕支点 A 的力矩和 0AYM得： 0)(12312 LLFLFLR ttBY即 0)5.575.77(4.43515.573.1690199 BYR mmNR BY 3348 mmNR AZ 9.90 7.877BZRmmN mmNR AY 2694mmNR BY 3348nts - 25 - 校核 ： 04.4 3 5 13.1 6 9 03 3 4 82 6 9 432 ttBYAY FFRRY计算无误 （ 4）合弯矩 因为 1LRM AZCZ 3LRM BZDZ 1LRM AYCY 3LRM BYDY 所以 mmNLRLRMMMAYAZCYCZC6.152297)5.572694()5.579.90()()(22212122mmNLRLRMMMBYBZDYDZD4.238818)643348()647.877()()(22232322比较 DM 与CM，则 DM 比CM大 ， D 点为危险截面点。 （ 5）弯扭合成 根据公式 122m a x )( WTMca 其中： 6.0 mmNT 5II 1061.1 W 由 【 1】 表 15-4 选择无键槽 3.1 0 3 8 2471.01.01.032 3333 adddW 1 由 【 1】 表 15-1 选择 MPa701 所以 mmNM C 6.152297 mmNM D 4.2
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