关 键 词：

减速器课程设计

资源描述：

二级直齿减速器课程设计740.9%1.4%390%145%169.5,减速器课程设计

内容简介：

课程设计 说明书 专业班级 姓名 学 号 题目名称 带式传输机的传动装置设计 设计时间 课程名称 机械设计课程设计 课程编号 设计地点 一、 课程设计（论文）目的 1.1 综合运用所学知识，进行设计实践 巩固、加深和扩展。 1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力 为以后的学习打基础。 1.3 进行工程师的基本技能训练 计算、绘图、运用资料。 二、 已知技术参数和条件 2.1 技术参数： 运输机工作轴转矩 T： 900N m 输送速度： 1.4m/s 卷筒直径： 390mm 工作年限： 10 年 2.2 工作条 件： 单班工作制空载启动单向连续转动，有轻微冲击 ，输送带速度允许误差为 5%。 三、 任务和要求 3.1 绘制二级直齿圆柱齿轮减速器装配图 1张； 标题栏符合机械制图国家标准； 3.2 绘制零件工作图 2张（齿轮和轴）； 3.3 编写设计计算说明书 1 份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合邵阳学院规范格式且用 A4 纸打印； 3.4 图纸装订、说明书装订并装袋； nts 四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等） 4.1 机械设计教材 4.2 机械设计课程设计指导书 4.3 减速器图 册 4.4 减速器实物； 4.5 机械设计手册 4.6 其他相关书籍 五、进度安排 序号 设计内容 天数 1 设计准备（ 阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书） 1 2 传动装置的总体设计 3 3 各级传动的主体设计计算 5 4 减速器装配图的设计和绘制 5 5 零件工作图的绘制 3 6 编写设计说明书 4 7 总计 21 六、教研室审批意见 教研室主任（签字）： 年 月 日 七 |、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日 八、备注 指导教师（签字）： 学生（签字）： 注： 1此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效； 2此表 1式 3 份，学生、指导教师、教研室各 1 份。 nts 目 录 课程设计（论文）评阅表 课程设计（论文）任务书 1、 系统总体方案设计 1 1.1、 电动机选择 1 1.2、 传动装置运动及动力参数计算 1 2、 V 带传动的设计与计算 3 3、 传动零件的设计计算 4 3.1、 高速级齿轮的设计 4 3.2、 低速级齿轮的设计 8 4、 轴的设计 12 4.1、 高速轴的 设计 12 4.2、 中间轴的设计 14 4.3、 低速轴的设计 17 5、 键的设计与校核 20 6、 滚动轴承的选择与校核 22 7、 箱体及各部位附属零件的设计 24 设计总结与参考文献 27 nts 计算与说明 主要结果 1 、系统总体方案设计 1.1 电动机选择 （ 1） 选 择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过 35，因此可选用 Y 系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点， B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。 （ 2）确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： 6 . 4 6 K WD9550/609550/ TvTnPw 传动系得总的效率：a= 1 2 4 32 4 5 =0.867 97.099.098.00 . 9 9,0 . 9 644321带式传动的效率，取联轴器的效率，取齿轮传动的效率取滚动轴承效率，取带式输送机的传动效率电 机 所 电 动 机 所 需 的 功 率 为 ：7 . 4 5 K WKW6 . 4 5 / 0 . 8 6 7/ wd PP 由题 意知，选择 Y160M-6比较合理，额定功率dP=7.5kw,满载转速 970r/min.。 1.2 传动装置运动及动力参数计算 （ 1）各传动比的计算 卷筒的转速 m i n/56.68m i n/)39.014.3/(4.160)/(60 rrDVn w 总传动比 : 15.1456.68/970/ wm nni则减速器的传动比为： 024.95.2/56.22/ diii高速级齿轮传动比： 425.3024.93.13.1 1 ii ； Pw=6.46kw 867.0 kwPd 45.7 min/56.68 rn w 5.1di nts 低速级圆柱齿轮传动比 : 2i 9.024 3.425=2.63 425.31 i 63.22 i （ 2）各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（ r/min）。 高速轴 970n 中间轴 2.283425.3/970/ 1 inn 低速轴 5.10763.2/2.283/ 2 inn 滚动轴 5.107nn IV（ 3）各轴的输入功率（ kw） 高速轴 425.799.05.71 mPP中间轴 2.799.098.0425.723 PP低速轴 99.699.098.02.724 PP 滚动轴 P =6.99 0.99 0.99=6.85 （ 4）各轴输入扭矩的计算（ mN ） 1.73970/425.79 5 5 0/9 5 5 0 nPT 8.2422.283/2.79 5 5 0/9 5 5 0 nPT0.6315.107/99.69 5 5 0/9 5 5 0 nPT T =9550 6.85/107.5=608.5 将以上算得的运动和动力参数列表如下： 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴 II 低速轴III 滚筒轴 转速（ r/min） 970 970 283.2 107.5 107.5 功率（ kW） 7.5 7.425 7.2 6.99 6.85 转矩（ N m） 2000 73.1 242.8 631.0 608.5 传动比 1 ： 3.425 ： 2.63 ： 1 min/970 rn min/2.283 rn min/5.107 rn min/5.107 rn IV kwP 425.7 kwP 2.7 kwP 99.6 mNT 1.73 mNT 8.242mNT 0.631nts 效率 0.99 0.97 0.97 0.98 2、 V 带传动的设计与计算 （ 1） 确定计算功率 Pca 由表 8-7查得工作情况系数 KA=1.1,故 Pca=KAP=1.1 7.5kw=8.25kw （ 2）选择 V带的型号 根据 Pca、 n 由图 8-10选用 B型。 （ 3）确定带轮的基准直径 d1和 d2 并验算带速 初选小带轮的基准直径 d1。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 d1=132mm 验算带速 v。根据式（ 8-13），验算带的速度 V=3.14 d1 n /60 1000=3.14 132 970/60 1000=6.7m/s 因为 5m/s V 25m/s，故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式（ 8-15a），计算大带轮的基准直径 d2 d2=id1=2.5 132=330(mm) （ 4） 确定 V带的中心距 a和基准长度 L0 0.7（ d1+d2） a 2（ d1+d2）得 323.4 a 924 根据式（ 8-20），初定中心距 a0=600（ mm）。 由式（ 8-22）计算带所需的基准长度 L0=2a+3.14（ d1+d2） /2+(d2-d1)2/4a =2 600+3.14（ 132+330）+（ 330-132） 2/(4 600)=1941.675（ mm） 由表 8-2选带的基准长度 L=2000（ mm） 得实际中心距 : a= a0+（ L- L0） /2=600+（ 2000-1941.675） /2=629.2（ mm） （ 5）验算小带轮上的包角 =1800 -（ d2-d1） 57.30 /a =1800 -（ 330-132） 57.30/629.2=162.0 1200 合适。 （ 6）确定 带 的根 数 Z= Pca/（ P0+ P） Ka KL ; 查得 P0=1.70（ kw） P=0.3（ kw） Ka=0.95,KL=0.98 Z=8.25/(1.70+0.3) 0.95 0.98=4.43 取 Z=5根 （ 7）确定初拉力0F和计算轴上的压力QF查得 B型带的单位长度质量 q=0.18 (kg/m) 初拉力 F0=500 Pca（ 2.5/ Ka -1） / Ka zv+qv2=500（ 2.5-0.95） 8.25/0.95 56.7+0.18 6.72=208.98(N) （ 8）计算压轴力 KA=1.1 d1=132mm V=6.7m/s d2=330mm L0=1941.675mm a=629.2mm =162 Z=5 nts QF=2Z F0Sin( /2)=2 5 208.98 Sin（ 162.00/2） =1663(N) 3、传动零件的设计计算 因减速器中的齿轮传动均为 闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。 对于两级传动的齿轮可设计为： 运输机要求的速度为 1.1m/s，速度不高，故选用 7 级精度的直齿轮。 材料的选择：由 1表 10-1选择两个小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，两个大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 3.1 高速级齿轮的设计 3.1.1 试选小齿轮齿数 201 z ，大齿轮齿数为5.6820425.32 z ， 取 692 z 。精度选为 7级。 3.1.2 按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即 td1 2.32 3 21 HEdt ZuuTK（ 1）确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmNn 451151 1031.7970 425.57109 5 . 5P109 5 . 5T由表 10 7选取尺宽系数 d 1 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6001lim H MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 5502lim H MPa； 由式 10 13计算应力循环次数 1N 60n1jLh 60 970 1 （ 2 8 365 10） 3.4 910 892 1093.9425.3 1040.3 N 由图 10 19查得接触疲 劳寿命系数由 1图 10 19查得接触疲劳寿命系数 :1HNK 0.92；2HNK 1.0 Kt 1.3 41 1031.7 T 1N =3.4 910 92 1093.9 N 1HNK 0.92 nts 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 1 H 0.92 600MPa 552MPa 2 H 1.0 550MPa 550MPa （ 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代 入 H 中较小的值。 td1 3 21 132.2 HEdt ZuuTK= 3 245508.189425.31425.311031.73.132.2 =56.72 计算圆周速度 v=100060 11 nd t=100060 97072.56 =2.88m/s 计算齿宽 b b= dtd1=1 56.72mm=56.72 mm 计算齿宽与齿高之比 模数 m=11zdt = 2072.56 =2.836mm 齿高 h=2.25m=2.25 2.836mm=6.38mm b/h=56.72/6.38=8.89 计算载荷系数。 根据 v=2.88m/s,7级精度，由图 10 8查得动载系数vK=1.06； 直齿轮 FH KK =1 由表 10-2查得使用系数 KA=1.25 由表 10 4查得 7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 HK=1.421 由 b/h=8.89，HK=1.421 查表 10 13查得FK=1.34 故载荷系数 K=KAKVKH KH =1.25 1.06 1 1.421=1.883 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）2HNK 1.0 V=2.88m/s b=56.72mm m=2.836mm h=6.38mm b/h=8.89 HK=1.421 K=1.883 nts 得 1d = 31 / tt KKd= 3 3.1/883.172.56 mm=64.176mm 计算模数 m m11zd=20176.64mm=3.21mm 3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 5) m 3 212 c o s2FSaFadYYzK （ 1）确定公式内的计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 1FE =500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 2FE =380MPa 由 10-18查得弯曲寿 命系数1FNK=0.86 2FNK=0.89 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见表 10-12得 11 FE =（ 11 FEFNK ） /S= 4.1 50086.0 =307.14Mpa 22 FE = （ 22 FEFNK ） /S= 4.1 38089.0 =241.57Mpa 计算载荷系数 K=KAKVKF KF =1.25 1.06 1 1.34=1.776 查取应力校正系数 由表 10 5查得 1SaY=1.55；2SaY=1.748 查取齿形系数 由表 10 5查得 80.21 FaY2FaY=2.236 计算大、小齿轮的并 FSaFaYY加以比较 1 11F SaFaYY=14.307 55.180.2 =0.01413 2 22F SaFa YY=57.241 236.2748.1 =0.01618 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 1d =64.176mm K=1.776 nts m 3 0 1 6 1 8.020*20*11 0 0 0 0*31.7*776.1*2 =2.19 对结果进行处理取 m=2.5 1Z = 1d /m=64.176/2.5 26 大齿轮齿数， 2Z = 11Zi =3.425 26=89.05 取 2Z =90 3.1.4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=( 1d + 2d )/2=(65+225)/2=145mm， (2)计算大、小齿轮的分度圆直径 1d = 1Z m=26 2.5=65mm 2d = 2Z m=90 2.5 =225mm (3)计算齿轮宽度 b= d 1d =65 1B =70mm， 2B =65mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 3.1.5 小 结 实际传动比为： 46.326901 i误差为： %5%01.146.3 425.346.3 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2.5 65 70 26 大齿轮 2.5 225 65 90 3.1.6 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 m=2.5 1Z =26 2Z =90 a=145mm 1d =65mm 2d =225mm 1B =70mm 2B =65mm nts 3.2 低速级齿轮的设计 3.2.1 试 选 小 齿 轮 齿 数 241 z ， 大 齿 轮 齿 数 为12.632463.22 z ，取 64。 3.2.2 按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即 td1 2.32 3 21 HEdt ZuuTK（ 1）确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmNn 552251 1043.22.283 2.7109 5 . 5P109 5 . 5T由表 10 7选取齿宽系数 d 1 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极限6001lim H MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 5502lim H MPa； 由式 10 13计算应力循环次数 1N 602n jLh 60 283.2 1（ 2 8 365 10） 9.92 810 882 1077.363.2 1092.9 N 由图 10 19查得接触疲劳寿命系数由 1图 10 19查得接触疲劳寿命系数 :1HNK 0.999；2HNK 1.05 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 1 H 0.999 600MPa 599.4MPa 2 H 1.05 550MPa 577.5MPa （ 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t td1 3 21 132.2 HEdt ZuuTKmmNT 51 1043.2 1N =9.92 910 82 1077.3 N nts = 3 255.5778.18963.2163.211043.23.132.2 =83.78mm 计算圆周速度 v=100060 21 nd t=100060 2.28378.83 =1.24m/s 计算齿宽 b b= dtd1=1 83.78mm=83.78mm 计算齿高与齿高之比 m=11zdt = 2478.83 =3.49 h=2.25m=2.25 3.49mm=7.8525mm b/h=83.78/7.8525=10.67 计算载荷系数。 已知载荷平稳，所以取 AK =1.25 根据 v=1.1382m/s,7 级精度，由图 10 8查得动载系数vK=1.025；由表 10 4 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时HK的计算公式和直齿轮的相同 . HK=1.12+0.18(1+0.6 d2 ) d2 +0.23 103 b =1.424 由 b/h=11.56，HK=1.429 查表 10 13查得FK=1.38 由表 10 3查得 FH KK =1。故载荷系数 K=KAKVKH KH =1.25 1.025 1 1.429=1.83 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 1d = 31 / tt KKd= 3 3.1/83.178.83 mm=93.90mm 计算模数 m m11zd=2490.93mm=3.91mm 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 5) V=1.24m/s b=83.78mm m=3.49 h=7.8525 b/h=10.67 KA=1.25 FK=1.38 K=1.83 d1=93.90 m=3.91 nts m 3 212 c o s2FSaFadYYzK （ 1）确定计算参数 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 1FE =500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 2FE =380MPa 由 10-18查得弯曲寿命系数1FNK=0.885 2FNK=0.895 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见表 10-12得 11 FE =（ 11 FEFNK ） /S= 4.1 500885.0 =316.07Mpa 22 FE = （ 22 FEFNK ） /S= 4.1 380895.0 =242.93Mpa 计算载荷系数 K=KAKVFK FK=1.25 1.025 1 1.38=1.768 查取应力校正系数 由表 10 5查得 1SaY=1.58；2SaY=1.738 查取齿形系数 由表 10 5查得 65.21 FaY256.22 FaY 计算大、小齿轮的并 FSaFaYY加以比较 1 11F SaFaYY=07.316 58.165.2 =0.013247 2 22F SaFa YY=93.242 738.1256.2 =0.016140 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 m 325 016140.02411043.2768.12 =2.89 对结果进行处理取 m=3 1Z = 1d /m=93.90/3 31 885.01 FNK 2FNK=0.895 11 FE =316.07 22 FE =242.93 K=1.768 1SaY=1.58 ；2SaY=1.738 65.21 FaY 256.22 FaY m=3 1Z =31 2Z =82 nts 大齿轮齿数， 2Z = 11Zi =2.63 31=81.53 2Z =82 3.2.4 几何尺寸计算 （ 1）计算大、小齿轮的分度圆直径 1d = 1Z m=31 3=93mm 2d = 2Z m=82 3 =246mm （ 2）计算中心距 a=( 1d + 2d )/2=(93+246)/2=169.5mm （ 3）计算齿轮宽度 b= d 1d =93mm 1B =98mm， 2B =93mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 3.2.5 小结 实际传动比为： 645.231821 i误差为： 0.57% 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 3 93 98 31 大齿轮 3 246 93 82 1d =93mm 2d =246mm a=169.5mm 1B =98mm 2B =93mm nts 4、轴的设计 4.1 高速轴设计： （ 1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3取 =35Mpa， A=120 （ 2）各轴段直径的确定 由3 npAd ， P=7.425kw,则 65.233 npAd 初选轴承 6008，其内径为 40mm，所以取 mmd 401 ；右起第二段装齿轮，为了便于安装，取 mmd 442 ，左端用轴端挡圈定位；右端轴肩高（ 0.070.1） 1d ，去 4mm，则 mmd 483 ；第四段装轴承，所以 mmd 404 ；初取 mmd 365 ， mmd 306 ； 端盖的总宽为 20，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，取齿轮距箱体内壁 16mm， 6008 抽承厚 15mm，齿轮宽 70mm，所以初取 mmL 351 ， mmL 682 ， mmL 1103 ， mmL 354 mmL 405 ，mmL 566 ， 综上所述：该轴的长度 L=344mm （ 3）校核该轴 1L =61.5mm， 2L =171.5mm， 作用在齿轮上的圆周力为： 1.73T Nm mmd 401 mmd 442 mmd 483 mmd 404 mmd 365 mmd 306 mmL 351 mmL 682 mmL 1103 mmL 354 mmL 405 mmL 566 NFt 2250 nts 圆周力： NdTFt 225065101.7322 311 径向力： NFFtr 5.81820t a n2250t a n 0 求垂直面的支承反力： Nll FlF rV 46.60210)5.1715.61( 105.1715.818 332121 NFFF VrV 04.21646.6025.81812 求水平面的支 承反力： 由 1 1 2 2()HtF l l F l得 1.1 6 5 6105.1715.61 105.1712 2 5 0 332121 ll lFF tHN 9.5931.1656225012 HtH FFF N 绘制垂直面弯矩图 mNlFM Vav 05.37105.17104.216 322 mNlFM Vav 05.37105.6146.602 311 绘制水平面弯矩图 mNlFM HaH 85.101105.611.1656 311 mNlFM HaH 85.101105.1719.593 322 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 22av aHMM 直接相加 mNMMM aHava 38.10885.10105.37 2222 求危险截面当量弯矩： 从图可见， m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 0.6 ） mNTMM e 92.116)1.736.0(38.108 2222 计算危险截面处轴的应力 因为材料选择 45号调质，查课本 362页表 15-1得 650B M Pa ，查课本 362页表 15-1 得许用弯曲应力 1 60b M P a NFr 5.818 mNM a 38.108nts M P aWTMca 66.14/22 60Mpa 所以该轴是安全的 （ 4）弯矩及轴的受力分析图如下： 轴14.2 中间轴设计 ： （ 1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3取 =35Mpa， A=120 （ 2）各轴段直径的确定： 由3 npAd , p=7.20,n=283.2 则 3.353 nPAdmm, 1d 段要装配轴承，选用 6009轴承， 1d =45mm， 1L =40mm 1d =45mm 2d =50mm 3d =55mm 4d =50mm nts 2d 装配低速级小齿轮，由上边方法判断的 e5，故无需用齿轮轴，且 21dd 取 2d =50mm， 2L =65-2=63mm， 3d 段主要是定位高速级大齿轮，取 3d =55mm， 3L =12mm， 4d 装配高速级大齿轮，取 4d =50mm， 4L =95mm 5d 段要装配轴承，取 5d =45mm， 5L =35mm 取齿 轮距箱体内壁距离为： 16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离： 8mm。 故该轴总长为： L=245mm （ 3）校核该轴 1L =63.5mm， 2L =91mm， 3L =74.5mm 作用在 2、 3齿轮上的圆周力： NdTF t 2158225 108.24222 3222 NdTF t 5.522193 108.24222 3323 径向力： NFFtr 45.7 8 520t a n2 1 5 8t a n 022 NFF tr 47.190020t a n5.5221t a n 033 求垂直面的支反力 )5.74915.63(5.7445.1 9 0 05.16545.785321333221 lll lFllFF rrVN62.50NFFFF rVrV 64.116545.78562.5047.19002132 计算垂直弯矩： mNlFM Va v m 21.3105.6362.50 311 22211 )( lFllFM rVa vn 33 109145.78510)915.63(62.50 =63.66 mN 求水平面的支承力： 5d =45mm 1L =40mm 2L =63mm 3L =12mm 4L =95mm 5L =35mm NFt 21582 NFt 5.52213 NF r 45.7852 NF r 47.19003 nts 5.74915.635.16521585.745.5221321232331 lll llFlFF ttHmN 3.3258 mNFFFF HttH 2.41213.32585.522121581322 计算、绘制水平面弯矩图： mNlFM Ha H m 90.206105.633.3 2 5 8 311 23212 )( lFllFM tHa H n 33 10915.522110)915.63(2.4121 =-161.57 mN mNMMM a H na v nan 66.173)57.161(66.63 2222 mNMMM a H ma vmam 92.20690.20621.3 2222 求危险截面当量弯矩： 从图可见， m-m,n-n 处截面最 危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6 ） mNTMM ane 67.226)8.2426.0(66.173 22222 eM mNTM am 06.253)8.2426.0(92.206 22222 计算危险截面处轴的直径： n-n截面 : mmMd e 55.33601.01067.2261.0 3331 m-m截面 : mmMd e 81.34601.01006.2531.0 3331 由于 2d = 4d =50d，所以该轴是安全的。 （ 4）弯矩及轴的受力分析图如下 mNM e67.226eMmN 06.253 nts 4.3 低速轴设计 ： （ 1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3取 =35Mpa， A=120 （ 2）各轴段直径的确定： 由3 npAd , 则 mmnPCd 25.485.10799.6120 33 , 1d =50mm 2d =56 3d =60mm 4d =70mm d5=65mm nts 考虑到该轴段上开有键槽，因此取 1d =50mm， 1L =65mm。 2d 装配轴承，选用 6309 轴承 ,取 2d =56。 L2=30mm 3d 靠轴定位 ,取 3d =60mm, 3L =32mm 取 4d =70mm, 4L =87mm d5装配低速级大齿轮 , ,取 ,d5=65mm， L5=91mm 6d 装配轴承 ,选用 6012 取 6d =60mm, 6L =35mm 取齿轮距箱体内壁距离为： 16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离： 8mm。 所以该轴的总长为： L=340mm （ 3）校核该轴 1l =155.5mm,2l =71.5mm 作用在齿轮上的圆周力为： NdTF t 5130246 100.63122 333 径向力为 NFFtr 2.186720t a n5130t a n 0 求垂直面的支承反力： Nll FlF rV 1.58810)5.715.155( 105.712.1867 332121 NFFF VrV 1.12791.5882.186712 求水平面的支承反力： 由 1 1 2 2()HtF l l F l得 Nll lFF tH 8.1615105.715.155 105.715130 332121 NFFF HtH 2.35148.1615513012 N 绘制垂直面弯矩图 mNlFM Vav 46.91105.711.1279 322 mNlFM Vav 45.91105.1551.588 311 绘制水平面弯矩图 6d =60mm 1L =65mm L2=30mm 3L =32mm 4L =87mm L5=91mm 6L =35mm NFt 5130 NFr 2.1867 mNM am 39.267nts mNlFM HaH 26.251105.1558.1 6 1 5 311 mNlFM HaH 27.251105.712.3514 322 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 22av aHMM 直接相加 mNMMM aHavam 39.26726.25146.91 2222 求危险截面当量弯矩： 从图可见， m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 0.6 ） mNTMM ame 5.463)0.6316.0(39.267 22232 计算危险截面处轴的直径 因为材料选择 #45 调质，查得 650B M Pa ，查课本 231页表 14-3得许用弯曲应力 1 60b M P a ，则： mmMd e 6.42601.0 105.4631.0 3 331 因为 1d =65d，所以该轴是安全的。 (4)弯矩及轴的受力分析图如下： 垂直面受力扭矩垂直弯矩水平弯矩水平面受力nts 5 键的设计与校核 选择 A型普通键 =100120 5.1 高速轴上键的设计与校核 (1)与齿轮联接的键 由 d=44mm，查表 6-1 选 b h=12 8， 取 L =63mm 则工作长度 l=L-b=51 k=0.5h=4 所以强度 29.1644514 101.732102331 M P ak ldT 所以所选键为 : b h l=12 8 63 (2)与 V带轮联接的键 由 d=30mm，选 b h=8 7，取 L=50 则 l=42， h=3.5 所以 1.3330425.3 101.732102331 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=8 7 50 5.2 中间轴上键的设计与校核 (1) 与大齿轮联接的键 已知 d=50， 1T =242.8 参考教材，取 b h=14 9 L=56 则 l=42 k=4.5 根 据 挤 压 强 度 条 件 ， 键 的 校 核 为 ：39.5150425.4 108.2422102 332 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=14 9 56 (2)与小齿轮联接的键 已知 d=50， 1T =242.8 参考教材，取 b h=14 9 L=90 则 l=76 h=4.5 4.2850765.4 108.2422102 332 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=14 9 90 b h l=12 863 b h l=8 7 50 b h l=14 956 b h l=14 990 nts 5.3 低速轴上键的设计与校核 (1)与齿轮联接的键 已知 1d =65mm， 1T =631.0 参考教材，取 b h=18 11 L=90 则 l=72 k=5.5 根 据 挤 压 强 度 条 件 ， 键 的 校 核 为 ：03.4965725.5 100.6312102 333 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=18 11 90 (2) 与联轴器联接的键 已知 1d =50mm， 1T =631.0参考教材，取 b h=14 9 L=63 则 l=49 k=4.5 根 据 挤 压 强 度 条 件 ， 键 的 校 核 为 ：46.11450495.4 100.6312102 333 MP ak ldT 所以所选键为 :b h l=14 9 63 b h l=18 11 90 b h l=14 963 nts 6、滚动轴承的校核 6.1 计算高速轴的轴承： (1)已知 min/970 rn 两轴承径向反力： NFr 5.818 轴向力： 0aFN eFFra 根据表 13-5， X=1 (2)根据表 13-6，pf=1.01.2，有轻微冲击，则取pf=1.1。 初步计算当量动载荷 P， P= arp YFXFf =1.1 1 818.5=900.35N 计算轴承 6008的寿命： 额定寿命 T=2 8 356 10h=56960h 查表得 C=17000N hPCnL h 1 1 5 6 6 135.9001 7 0 0 097060 106010 366 56960 故可以选用 6.2 计算中间轴的轴承 ： （ 1）已知 min/2.283 rn 两轴承径向反力： NFr 45.7852 NF r 47.19003 轴向力：均为 0 eFFra （ 2）初步计算当量动载荷 P，根据 P= arp YFXFf 根据表 13-6，pf=1.01.2，取pf=1.1。 根据表 13-5， X=1 所以 P=1.1 1 785.45=864N P=1.1 1 1900.47=2090.52N T=56960h hL h 115661 0 nts 计算轴承 6009的寿命： hPCnL h 5965552.2090210002.28360 106010 366 56960h 故可以选用。 6.3 计算低速轴的轴承 （ 1）已知 min/5.1073 rn 两轴承径向反力： NFr 2.1867 轴向力：为 0 eFFra （ 2）初步计算当量动载荷 P，根据 P= arp YFXFf 根据表 13-6，pf=1.01.2，取pf=1.1。 所以 P=1.1 1 1867.2=2053.92N 计算轴承 6012的寿命： hPCnL h 5366 106.592.20533 1 5 0 05.10760 106010 56960h 故可 以选用。 hLh 59655 hL h 5106.5 nts 7、箱体的设计 及各部位附属零件的设计 箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱 体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 箱体选用球墨铸铁 QT400 18，0 . 24 0 0 , 2 5 0 , 1 8b a aM P M P ，布氏硬度1 3 0 1 8 0 H BS 。 7.1 铸造减速箱体主要结构尺寸表 : 名 称 符号 尺寸关系 取 值 箱座壁厚 0 .0 2 5 3 8a m m 10mm 箱盖壁厚 1 0 .0 2 3 8a m m 8mm 箱盖凸缘厚度 1b 11.5 12mm 箱座凸缘厚度 b 1.5 12mm 箱座底凸缘厚度 2b 2.5 20mm 地脚螺钉直径 fd 0.036 12a 18mm 地脚螺钉数目 n a25