二级斜齿减速器课程设计2812%0.28%450%190%278.doc
二级斜齿减速器课程设计2812%0.28%450%190%278
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计2812%0.28%450%190%278,减速器课程设计
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四、减速器结构设计及传动尺寸设计计算 一、运动简图 图 1 1 电动机 2 V 带 3 齿轮减速器 4 联轴器 5 滚筒 6 输送带 二、工作条件 该装置单向传送 ,载荷稍有波动，多灰尘，小批量，两班制工作 ,使用期限 10年 (每年按 300 天计算 )。 三、原始数据 nts 1 滚筒直径 D（ mm）： 450 运输带速度 V（ m/s）： 0.28 滚筒周围力 F（ N）： 12000 滚筒长度 L(mm)： 800 四、设计说明书内容 1 电动机选择 2 主要参数计算 3 V 带传动的设计计算 4 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 5 轴的设计计算及校核 6.箱体结构的设计 7. 润滑密封设计 8 参考文献 1 电动机选择 (1)选择电动机类型 按工作要求和条件，选用 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V. (2)选用电动机容量 nw =（ 60 1000） v/ D=11.89r/min Pw=FV/1000=3.36kw V带传动效率 1=0.96滚动轴承效率 2=0.99 ， 闭式齿轮传动效率 3=0.97 ， 联轴器效率 4=0.99 ， 传功滚筒效率 5=0.96,其中总效率为 3 2 3 20 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 3 3v 带 轴 承 齿 轮 联 轴 滚 筒Pd=Pw/=4.034kw 选用电动机额定功率为 4kw 通常， V 带传动的传动比范围为 2 到 4，二级圆柱齿轮减速器为 8到 40，则总传动比的范围为 16 到 160，故电动机转速可选范围为： n1d=(16160)11.89=1901900r/min. 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min 现以这nts 2 三种对比查表可得 Y132M-6 符合要求 ,故选用它。 Y132M-6 (同步转速 1000r/min)的相关参数 表 1 额定功率 满载转速 电动机质量 价格 传动比 4.0kw 960r/min 75kg 1443 元 i 2. 主要参数的计算 (1)确定总传动比和分配各级传动比 传动装置的总传动比 ia=nm/nw=960/11.89=80.74取 V 带传动单级传动比 i01=2.8，减速器的总传动比 i 为： i=ia/i01=28.836 i12=(1.4i)1/2=6.354 i23=i/i12=4.538 初分传动比为 i1=2.8， i2=6.354 ， iv 带 =4.538 (2)计算传动装置的运动和动力参数 本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则 1、各轴转速 n1=nm/iw=343 r/min n2=n1/i1=54 r/min n3=n2/i2= 11.9 r/min 2、各轴功率 P1=Pd01=Pdv 带 = 4.0 0.96=3.84kw P2=P112=P1 轴承 齿轮 =3.84 0.990.97=3.69 kw P3=P223=P2 轴承 齿轮 = 3.69 0.990.97=3.54kw 3、各轴转矩 Td=9550Pd/nd=40.1N.m T1=Tdi 带 01=107.79 N.m nts 3 1 8 7 . 5 4 2 4 . 2 4 3 0 . 9 9 0 . 9 7 3 5 6 . 6 9 5T T i N m T2=T1i112=657.7 N.m 2 3 5 6 . 6 9 5 3 . 0 3 1 0 . 9 9 0 . 9 7 1 0 3 8 . 2 2 1T T i N m T3=T2i223=2866.15 N.m 表 2 项目 电机轴 高速轴 中间轴 低速轴 转速( min)r 960 343 54 11.9 功率 ()kw 4.0 3.84 3.69 3.54 转矩 Nmg 40.01 107.79 657.7 2866.15 传动比 2.8 6.354 4.538 效率 0.96 0.96 0.922 3. V 带传动的设计计算 (1)确定计算功率caP查表可得工作情况系数 1.2Ak 故 Pca=kAP= 1.24.0=4.8 kw (2)选择 V 带的带型 根据caPn、，由图可得选用 A 型带。 nts 4 (3)确定带轮的基准直径d并验算带速 v 1、初选小带轮的基准直径1dd。 查表 8-6 和 8-8 可得选取小带轮的基准直径 dd1= 125 mm2、验算带速 v 按计算式验算带的速度v=dd1n/601000= 6.28s因为 5 3 0m s v m s ， 故此带速合适。 3、计算大带轮的基准直径2dd按式 (8-15a)计算大带轮的基准直径 dd2=iv 带 dd1=2.8125=350mm 根据教材表 8-8，圆整得 dd2= 355mm。 (4)确定 V 带的中心距 a 和基准直径dL（ 1 ） 按 计 算 式 初 定 中 心 距0 500a mm1 2 0 1 2( 0 . 7 ( ) 2 ( ) )d d d dd d a d d （ 2）按计算式计算所需的基准长度 2210 0 1 20()2 ( )24 ddd d dddL a d da =1644mm 查表可选带的基准长度 Ld=1600mm（ 3）按计算式计算实际中心距 a aa0+(LdLd0)= 452mm (5)验算小带轮上的包角1 1 2 1 5 7 . 31 8 0 1 5 0 . 8 1 2 0dddd a oo o o (6)计算带的根数 nts 5 由1 1 2 5 . 9 6 0 m i ndd m m n r查表可得 1.37P kw 根据 9 6 0 m i n , 2 . 8n r i和 A 型带 ，查表可得0 0.11P kw、 0.92k 、0.99Lk 。 00 3 . 5 6ca LPP P k k 故取 V 带根数为 4 根 4 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (1)高速级齿轮 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1） 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 。 （ 2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。 （ 3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为 40Cr (调质 )，硬度为 280HBS；大齿轮材料为 45钢 (调质 )，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 4）选小齿轮齿数1 20Z ，大齿轮齿数2 4 . 2 4 3 2 0 8 5Z ，取2 85Z （ 5）选取螺旋角，初选螺旋角 14 o 2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 3 2112 1t HEtdHkT ZZudu （ 1）确定公式内的各计算数值 因为原动机为电机所以试选 1.6tk ，由图 10-261 0.740 ，2 0.820 则有12 1 . 5 6 0 小齿轮传递转矩 1 1 0 7 .7 9T N m g 查图 10-30 可选取区域系数 2.433HZ 查表 10-7 可选取齿宽系数1d 查表 10-6可得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P 。 查图 10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限lim 1 600HaMP ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 550HaMP 。 nts 6 按计算式计算应力循环次数 8116 0 6 0 3 4 3 1 2 8 3 0 0 5 4 . 9 3 9 1 0hN n j L 8 824 . 9 3 9 1 0 0 . 7 7 7 1 06 . 3 5 4N 查图可选取接触疲劳寿命系数1 1.02HNk ，2 1.12HNk 。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，按计算式 (10-12)得 1 l i m 11 1 . 0 2 6 0 0 6 1 2H N HHak MPS 2 l i m 22 1 . 1 2 5 5 0 6 1 6H N HHak MPS （ 2）计算相关数值 试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得 3 212 1 . 6 1 0 7 . 7 9 1 0 0 0 7 . 3 5 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8 5 2 . 5 11 1 . 5 6 0 6 . 3 5 6 1 4td m m 计算圆周速度 11 0 . 9 4 36 0 1 0 0 0tdnv m s 计算齿宽 b 及模数ntm1 1 5 2 . 5 1 5 2 . 5 1dtb d m m 11c o s 2 . 5 4 8tntdm m mZ 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 5 4 8 5 . 7 3 3nth m m m m m 5 0 . 0 7 9 . 1 65 . 4 6 6bh 计算总相重合度10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 0 t a n 1 4 1 . 5 8 6d Z o 12 6 1 2 6 1 6 61422HH MP nts 7 计算载荷系数 k 查表可得使用系数 1Ak ，根据 0.943v m s ， 7级精度，查表 10-8可得动载系数 1.07Vk ，由表 10-4 查得 HK 的值与直齿轮的相同，为 1.419 1.350Fk ， 1 .4HFkk 故载荷系数 1 1 . 0 7 1 . 4 1 . 4 1 9 2 . 1 2 6A V H Hk k k k k 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 33112 . 1 2 65 2 . 5 1 5 7 . 7 21 . 6t tkd d m mk 计算模数nm11c o s 2 . 8 0ndm m mZ 3 、 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 ， 按 计 算 式 (10-17) 试 算 即 3 21212 c o s F a S anFdk T Y YYmZ （ 1）确定公式内的各计算数值 、计算载荷系数 1 1 . 0 7 1 . 4 1 . 3 5 2 . 0 2 2A V F Fk k k k k 根据纵向重合度 1.586 ，查图 10-28 可得螺旋角影响系数0.88Y 。 查图可选取区域系数 2.433HZ ，3 0.795 ，4 0.875 则有34 1 . 6 7 查表取应力校正系数1 1.569SaY ，2 1.783SaY 。 查表取齿形系数1 2.724FaY ，2 2.194FaY 。 (线性插值法 ) 查图 10-20C 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500F E aMP ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380F E aMP 。 nts 8 查图可取弯曲疲劳寿命系数1 0.87FNk ，2 0.90FNk 。 计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，按计算式(10-22)计算得 111 0 . 8 7 5 0 0 3 1 0 . 7 1 41 . 4F N F EFak MPS 222 0 . 9 0 3 8 0 2 4 4 . 2 8 61 . 4F N F Ek MPS 计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并加以计算 111 2 . 7 2 4 1 . 5 6 9 0 . 0 1 43 1 0 . 7 1 4F a S aFYY 2222 . 1 9 4 1 . 7 8 3 0 . 0 1 62 4 4 . 2 8 6F a S aFYY大齿轮的数值较大。 （ 2）设计计算 3 222 2 . 0 2 2 1 0 7 . 7 9 1 0 0 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 2 . 1 21 2 0 1 . 5 8 6nm m m o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 2.25nm m m，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 5 5 .0 4 6d m m来计算应有的齿数，于是有 11 c o s 2 4 . 8 9ndZ m 取1 25Z ，则2 1 1 159Z i Z4、几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 12 2 5 1 5 9 2 . 2 5 2 1 3 . 52 c o s 2 c o s 1 4nZ Z ma m m o将中心距圆整为 190a mm 。 nts 9 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12 2 5 1 5 9 2a r c c o s a r c c o s 1 4 . 4 42 2 1 9 0nZ Z ma n 因 值改变不多，故参数、 k、HZ等不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 11 5 8 . 0 8c o s nZmd m m22 3 6 9 . 4 2c o s nZmd m m（ 4）计算齿轮宽度 1 5 8 . 0 8db d m m 圆整后取1 60B mm，2 65B mm。 5、 三维建模 低速轴大齿轮 （ 1）从 toolbox调用齿轮如下图 （ 2） 填入相关数据如下图 nts 10 （ 3） 生成齿轮如下图 （ 4） 再把齿轮作进一步修改以下面早图为轮廓以齿轮轴线为轴，做旋转切除。 nts 11 （ 5） 在做倒角和圆角 nts 12 （ 6） 以 PlaneMid 为对称面做旋转切除、圆角、倒角的镜像 （ 7） 作如下草图进行拉伸切除 nts 13 nts 14 （ 8） 在做此特征的圆周阵列，如下图 （ 9） 作如下草图，在做拉伸切除 nts 15 绘制其他齿轮都很类似，在此不在叙述 (2)低速级齿轮 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1） 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （ 2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。 nts 16 （ 3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮 (或大齿轮 )的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为 40Cr (调质 )，硬度为 52HRC；大齿轮材料为 45钢 (调质 )，硬度为45HRC. （ 4）选小齿轮齿数3 23Z ，大齿轮齿数 4 2 3 4 . 5 3 8 1 0 4 . 3 7 4 1 0 4Z （ 5）选取螺旋角，初选螺旋角 14 o 2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 3 2232 1 t HEtdHkT ZZudu （ 1）确定公式内的各计算数值 试选 1.6tk 小齿轮传递转矩2 657.7 .T N m查表 10-7 可选取齿宽系数 1d, 查图 10-26 可选取区域系数2.433HZ ， 3 0.765 ， 4 0.870 则有 34 1 . 6 3 5 查表可得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P 。 查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限lim 3 600HaMP ，大齿轮的 接触疲劳强度极限lim 4 550HaMP 。 按计算式计算应力循环次数 8326 0 0 7 7 8 1 0hN n j L 8 740 . 7 7 8 1 0 1 . 7 1 4 1 04 . 5 3 8N 查图可选取接触疲劳寿命系数3 1.12HNk ，4 1.18HNk 。 计算接触疲劳许 用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ,于是 得 nts 17 3 l i m 33 1 . 1 2 6 0 0 6 7 2H N HHak MPS 4 l i m 44 1 . 1 8 5 5 0 6 4 9H N Hk MPS 34 6 7 2 6 4 9 6 6 0 . 522HHHa MP （ 2）计算相关数值 试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公 式得 3 2532 1 . 6 6 . 5 7 7 1 0 5 . 5 3 8 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8 9 1 . 5 8 61 1 . 6 7 4 . 5 3 8 6 6 0 . 5td m m 计算圆周速度 32 0 . 2 5 96 0 1 0 0 0tdnv m s 计算齿宽 b 及模数 ntm3 1 9 1 . 5 8 6 9 1 . 5 8 6dtb d m m 33c o s 3 . 8 6 4tntdm m mZ 2 . 2 5 8 . 7nth m m m 10.53bh 计算总相重合度 3 0 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 3 t a n 1 4 1 . 8 2 4d Z o计算载荷系数 k 查表可得使用系数 1Ak ，根据 0 .2 5 9v m s ， 7 级精度，查表可得动载系数 1.04Vk ， 1.425Hk ， 1.36Fk ， 1 .4HFkk故载荷系数 1 1 . 0 4 1 . 4 1 . 4 2 4 2 . 0 7 5A V H Hk k k k k 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 333 9 9 . 8 7 6ttkd d m mknts 18 计算模数 nm33c o s 4 . 2 1 3ndm m mZ 3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 3 22232 c o sF a S anFdk T Y YYmZ （ 1）确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 1 1 . 0 4 1 . 1 1 . 3 6 1 . 5 5 6A V F Fk k k k k 根据纵向重合度 1.824 ，查图可得螺旋角影响系数 0.88Y 。 计算当量齿数 33 33 23 2 5 . 1 7 8c o s c o s 1 4V ZZ o44 3 1 1 4 . 2 5 7c o sV ZZ 查表可取齿形系数3 2.616FaY ，4 2.227FaY 。 查表可取应力校正系数3 1.591SaY ，4 1.763SaY 。 (线性插值法 ) 查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限3 500F E aMP ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限4 380F E aMP 。 查图可取弯曲疲劳寿命系数3 0.90FNk ，4 0.93FNk 。 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，按计算式计算 333 0 . 9 0 5 0 0 3 2 1 . 4 2 91 . 4F N F EFak MPS 444 0 . 9 3 3 8 0 2 5 2 . 4 2 91 . 4F N F Ek MPS 计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并加以计算 nts 19 333 2 . 6 1 6 1 . 5 9 1 0 . 0 1 33 2 1 . 4 2 9F a S aFYY 444 2 . 2 2 7 1 . 7 6 3 0 . 0 1 62 5 2 . 4 2 9F a S aFYY 大齿轮的数值较大。 （ 2）设计计算 3 222 1 . 5 5 6 6 5 7 . 7 1 0 0 0 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 3 . 1 5 41 2 3 1 . 6 3 5nm m m o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 3.25nm m m，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径3 9 9 .8 7 6d m m来计算应有的齿数，于是有 33 c o s 2 9 . 8 2ndZ m 取3 30Z ，则4 2 3 136Z i Z4、几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 34 2 7 82 c o s nZ Z ma m m 将中心距圆整为 278a mm 。 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 34 a r c c o s 1 3 . 9 9 32 nZ Z ma n 因 值改变不多，故参数 、 k、 HZ等不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 33 1 0 0 . 4 8 4c o s nZmd m mnts 20 44 4 5 5 . 5 2 9c o s nZmd m m（ 4）计算齿轮宽度 3 1 0 0 . 4 8 4db d m m 圆整后取3 100B mm，4 105B mm。 5 轴的设计计算 因为减速器的各轴设计基本类似，所以以低速轴为例进行设计及校核！ 低速轴的设计 1、求作用在齿轮上的力 因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的teF、reF、aeF都是作用力与反作用力的关系，则 342 1 2 5 8 3 . 8tTFNd 00t a n t a n 2 01 2 5 8 3 . 8 4 7 2 0 . 3c o s c o s 1 3 . 9 9 3nrtaF F N N t a n 3 1 3 5 . 8 6atF F N 2、选取材料 可选轴的材料为 45钢，调质处理。 3、计算轴的最小直径，查表可取0 112A 33m i n 037 4 . 7 7Pd A m mn 轴的最小直径显然是安装联轴器，下面进行联轴器的选择： 1、）联轴器类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 2、）载荷计算 公称转矩 T=9.55 106P/n=2841N.M 由表 14-1 查得 KA=1.3，故由式（ 14-1）得计算转矩为 nts 21 Tca=KAT=3693.3 N.M 3、）型号选择 从 GB 4323-84 中查得 TL11 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 4000N.M 符合 要求，轴径为 80 mm。 4、轴径和轴段： （ 1）、为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，最外段的长为 172mm，它的临段径向要有轴肩定位。 （ 2） 、 初 选 圆 锥 滚 子 轴 承 30220 ， 其 尺 寸 为d D T B C=100 180 37 34 29 nts 22 （ 3） 、取齿轮 1、 3 距箱体内壁距离为 12.5mm，中速轴中间的轴肩厚nts 23 度为 15mm，及齿轮 2、 3 厚度可得箱体内宽为 210mm （ 4） 、轴肩定位高度 h=（ 0.070.1） d （ 5） 、非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的，其高度没有严格要求，nts 24 一般取为 12。 （ 6） 、挡油环，轴套的部分尺寸参考轴肩定位。 （ 7） 、联轴器内端距端盖螺帽外端为 20mm 螺钉 M18 的 k=11.5 ，垫片厚度均为 2mm。 （ 8）、轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键 (A 型 ) 连接。轴与齿轮连接采用平键 2 8 1 6b h m m m m ， L=80mm ，齿轮轮毂与轴的配合为76Hn 。同样半联轴器与轴连接，采用键 2 2 1 4 1 4 0b h L m m m m m m 。半联轴器与轴的配合为 76Hk。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 6m 。 nts 25 5、轴上齿轮所受切向力 1 2 5 8 3 .8teFN，径向力 4 7 2 0 .3reFN，轴向力3 1 3 5 .8 6aeFN 3 2 8 6 6 .1 5 .T N m ， 4 4 5 5 .5 2 4d m m 。 6、求两轴承所受的径向载荷1rF和2rF nts 26 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 图二 图三 nts 27 411 4 4 . 5 25 7 9 3 . 8 61 4 4 . 5 9 6 . 5r e a erVdFFFN 21 1 0 7 3 . 5 6r V r e r vF F F 1 1 4 4 . 5 75451 4 4 . 5 9 6 . 5r H t eF F N 21 5 0 3 8 . 7 4r H t e r HF F F 221 1 1 9 5 1 2 . 9 3r r V r HF F F N 222 2 2 5 1 5 1 . 8 4r r V r HF F F N 9、求两轴承的计算轴向力1aF和2aF对于 7315AC 型轴承，轴承的派生轴向力 0.42drFF110 . 4 2 3 9 9 5 . 4 3drF F N 220 . 4 2 2 1 6 3 . 7 7drF F N 12a e d dF F F f故12 5 2 9 9 . 6 3d a e dF F F N 11 5 2 9 9 . 6 3adF F N 21 2 1 6 3 . 7 7a d a eF F F N 10、求轴承的当量动载荷1P和2P查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为： nts 28 对于轴承 1 1 0.4X ，1 1.4Y 对于轴承 2 2 0.4X ，2 1.4Y 因轴承运转载荷平稳，按表 13-6， 1.0 1.2pf ，取 1.2pf 则 111 1 1( ) 7 2 3 7 . 2p r aP f X F Y F N 。 2 2 2 2 2 5 1 4 3 . 9P r aP f X F Y F N 。 11、求该轴承应具有的额定载荷值 因为12PP则有 6 7110 ( ) 6 . 1 2 6 1 060hcLhnP 预期寿命 1 0 3 0 0 1 6 4 8 0 0 0h 故合格 12、弯矩图的计算 水平面： 1 5 0 3 8 .7 4NHFN,2 7545NHFN. AB段：弯矩为 0 BC段： 1 0 5 0 3 8 . 7 4NHM F x M x (0 1 4 4 .5 )x CD段： 1 ( 1 4 4 . 5 ) 0 7 5 4 5 . 0 6 1 8 1 8 3 5 9 . 1N H tM F x F x M x (1 4 4 .5 2 4 1)x nts 29 5 0 3 8 . 7 4 0 1 4 4 . 57 5 4 5 . 0 6 1 8 1 8 3 5 9 . 1 ( 1 4 4 . 5 2 4 1 )xxM 铅垂面：1 1 0 7 3 .5 6NVFN , 2 5 7 9 3 .8 6NVFN . AB段弯矩为 0 BC段 : 1 0 1 0 7 3 . 5 6NVM F x M x (0 1 4 4 .5 )x CD段： 1 ( 1 4 4 . 5 ) 0 5 7 9 3 . 8 6 6 8 2 0 8 3 . 3 5N V r aM F x F x M M x (1 4 4 .5 2 4 1)x 1 0 7 3 . 5 6 0 1 4 4 . 55 7 9 3 . 8 6 6 8 2 0 8 3 . 3 5 ( 1 4 4 . 5 2 4 1 )VxxM 做弯矩图如下 nts 30 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的HM、VM及 M 的值列于下表 表 5 nts 31 载荷 水平面 H 垂直面 V 支持力 F 1 7545rHFN2 5 0 3 8 .7 4rHFN1 5 7 9 3 .8 6rVFN2 1 0 7 3 .5 6rVFN弯矩 7 2 8 .1HM N m 121 5 5 . 1 31 5 5 . 1 3VVM N mM N m 总弯矩 2211 7 4 4 . 4 4HVM M M N m 2222 7 4 4 . 4 4HVM M M N m 扭矩 T 3 2 8 6 6 . 1 5T N m m13、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 (即危险截面C )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取 0.6 ，轴的计算应力 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 1 60 aMP ，因此 22 2223 13() 7 4 4 4 4 0 ( 0 . 6 2 8 6 6 1 5 0 ) 2 5 . 70 . 1 9 0ca MT ，故安全。 7、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 o ，各轴肩处圆角半径为 2。 6.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（ HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用67isH配合 . 1. 机体有足够的刚度 nts 32 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 27mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接 表面应精创，其表面粗糙度为 3.6 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 12，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M8紧固 nts 33 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底
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