展开式二级圆柱斜齿轮减速器.

1、/机械设计课程设计计算说明书设计题目展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器车辆工程专业*L班设计者*_指导教师*2012年12月14日*机械设计二级减速器目录一、 课程设计书及设计要求 3二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 4三、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数）-8四、联轴器的选择19五、轴的结构设计及轴承选择校核20六、轴的校核24七、箱体设计及说明26八、键联接的选择和计算 28九、润滑和密封的选择 29十、减速器附件的选择及说明 29十、设计总结 30十二、参考资料3144亠、课程设计书及设计要求1、设计题目设计用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器1 电动机运输数据

2、：F= 1750N ； v=1.30 m/sD= 270 mm2 联轴器3 二级圆柱齿轮减速器4卷筒5运输带2、原始数据（题号H09）运输带工作拉力F = 1750N运输带工作速度v = 1.30 m/s卷筒直径D= 270 mm3、工作条件和要求连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 8年，每年按300 天计，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 -5%启动载 荷为名义载荷的1.5倍。4、设计工作量1、减速器装配图一张（A1号图纸）；2、零件工作图2张（A3号图纸，轴一张，齿轮一张）；3、只对中间轴进行校核计算；4、设计说明书一份，5000 6000字。5、设计时间和地点2012

3、年12月3日一一2012年12月16日；安徽科技学院，求知楼B4026、主要内容1、进行传动方案的设计（任务书中已规定）；2 、电动机功率及传动比的分配；3、主要传动零部件的参数设计（带轮、轴、齿轮）；4 、标准件的选择及校核计算；5 、减速器结构、箱体各部分尺寸确定、结构工艺性设计；6、绘制装配草图；7 、完成总状图和零件图的绘制；8 、整理和编写设计说明书。二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（1）选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三项笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V, Y型。（2）选择电动机的容量Pw电动机所需工作功率

4、为：Pd - n kW（1）工作机需要的工作功率：Pw二旦 kw （2）1000将（2）式代入（1）式得；Pd= Fv1000传动装置的总效率为：总效率： n =0.816 ；224H =3 妁2 小3 小 4 小5 宀6 汇 *7 小 8 小9 =0.99 x 0.97 x 0.98 止 0.816取卷筒轴承的传动效率为 6=0.98;卷筒的传动效率为3=0.96 ;低速级联轴器的效率为 5=0.99;川轴轴承的效率为5 =0.98 ;低速级齿轮啮合效率 0.97 ; II轴轴承的效率口6=0.98 ; 高速级齿轮啮合效率 =0.97 ;1轴承效率5=0.98 ;高速级联轴器效 率 n9=0

5、.99所以，电动机所需功率Fv1550 汇 1.20Pd =2.279kw1000J 1000 7.816因载荷工作时有轻微振动，电动机额定功率Ped略大于P即可。由表16-1 , 丫系列电动机技术数据，选动机的额定功率P为3kw。(3)确定电动机的转速卷筒轴工作转速为：60000v60X000x1.20 冲 ”.nw =91.72r/m inwnDnx250取二级圆柱斜齿轮减速器的传动比I 1 =8-40,故电动机转速的可选范 围为：n d = i 1n=(8-40)汉 91.72=(733.8-3660.8)r/minY系列电机常用型号对照表Pd =2.279kwnw=91.72r/mi

6、n;i 1=8-40 ;n： =(733.8-3660.8)r/mi n ；刑号额定功率效率功宇电流ft大转噪声撮动遼度Hit电流矩1级2圾kWr/ain%M2倍倍倍dB(A)trun/skgV100L 23287080.50 862 27070751. 825Y100L 1311308Z00.872.27.0n 号；4791. 834Y100L-C49608x50, 879 2W卡 U7.0N 374791.845综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，由上表，选定型号为Y100L-4的三相异步电动机，额定功率为3kw,额 定电流6.4A，满载转速nm =1430 r/mi

7、n，同步转速1500r/min,轴中心 高度100mm电动机轴径28mm电动机参数：P 额=3Kwn满载=1430r/mi n ；n同步=1500r/mi ni总=15.59 ;i高=4.9 ;i低=318 ；2.确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机(卷筒轴)主动轴转速n,可得传动装置总传动比为1总=nm/nw= 1430/91.8=15.59(2) 各级传动装置传动比由课程设计指导书P17展开式分布型得：高速级传动比为i高二 49则低速级传动比i 低=i 总/i 低=3.183.计算传动装置的运动和动力参数(1) 各个轴的转速I 轴的转速 n

8、=nm=2880r/min ;U轴的转速 nn = n = 1430=291.84r/mini 高 4.9川轴的转速 nm =nH= 291.84 =91.77r/min i 低3-18(2)各个轴的输入功率m = 2280r / min电动机轴巳-Pw =2.279kW P总血=291.84r / minI 轴的功率 P=Fd=2.279x0.99 =2.256kWnm = 91.77r / minU轴的功率Pd小9小8小7=2.145kWPd =2.279kw川轴的功率Pm = R小6小5 = 2.039kW卷筒轴功率 Py = p n n3=1.978kWP= 2.256 kw(3)各个

9、轴扭矩TR = 2.145kw电动机轴 Td =955003 x旦=15220Nmm nmPm = 2.039kwI 轴的扭矩 Ti = Td 如9 =15068NmmPy = 1.978kwU轴的功率 A = T小8如7高=70180Nmm川轴的扭矩Tm = Th汉n6汉兀低=212160NmmTd =15220Nmm卷筒输入轴转矩Ty = T皿乂吗小4 =205839NmmT = 15068NmmZ-E 4-r(4-? n. ) r. ) r./ -Tr P.l-h.AAfTH = 70180 Nmm二、传动零件的设计计确定齿轮匕传动的Tm = 212160Nmm主要参数)Ty = 205

10、839NmmA高速齿轮的计算1选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理；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(2)精度等级选用7级精度；z1 = 24;(3)试选小齿轮齿数z1 = 24,大齿轮齿数z2 = z1*i低=20*4.9=98 ;z2 = 98;选螺旋角，初选螺旋角P=142按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计 算。3. % %uGh （1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt = 1.62）选取尺宽系数 d= 13）材料的区域系数Zh = 2.433

11、4）备=0.743 骸=0.881贝 = 0.743 +0.881 =1.6245）小齿轮传递的转矩为：丁9550*P2 95.50 05 x 2.256“4,T1= =1.507I04Nmm口2143016）材料的弹性影响系数Ze= 189.8Mpa7）小齿轮的接触疲劳强度极限（T Hlim1 = 600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限（T Hlim2 = 550MPa8）计算应力值环数N1 =6On2j L, =60 X 1430X 1 X（ 1 X 8X 300X 8） =8.237 X 108 hN2 = N1=1.681 X 108h i高9）查得：4=1.04 K hn=1.1210

12、） 齿轮的接触疲劳需用应力取失效概率为1%安全系数S=1,=KHN1H|im1 =1.04 X 600=624MPaS0=14Kt = 1.6; d= 1；Zh= 2.433% = 0.743呂慎=0.881备= 1.624T1 =1.5071dNmm；1Ze=189.8Mpa口 Hlim1 = 600MPa口 Hiim2 = 550MPaM =8.237D08hN2=1.68徉 108hKHN1 = t。4；?KHN2 =匚12；二H K HN2”J H lim 2S=1.12 X 550=616MPa许用接触应力匚 H =（二 H1二 h 2）/ 2 = 620Mpa(2)设计计算小齿轮的

13、分度圆直径d1ti2KtT1 u +1 ZH ZE 2以忖：丁“市）32 1.6 1.507 1084.9 12.433 189.8 21： （）27.07 mm4.91 1.624620计算圆周速度v兀 4小13.14 x 27.07 汉 1430v =60 1000 60 1000=2.026m/ s计算齿宽b和模数口玳计算齿宽b= d d1t =27.07mm模数mntd1t cos :乙27.07 cos1420=1.313mmmnt1 =h=2.25 mnt1 =2.955mmb = 27.07 =9.16mmh 2.955 计算纵向重合度=0.318 化 4 tan 1 =0.31

14、8 1 20 tan 14=1.586 计算载荷系数K使用系数KA=1根据v=2.206m/s,7级精度,查课本由表10-8得动载系数Kv=1.08S=1;二 H h = 624Mpa:_-H 2 = 616 Mpa:H =620 Mpa d1t = 27.07 mmv = 2.026m/ sD 二 27.07mmmnt1 = 1.313mmb 人二 9.16mm； =1.586Ka =1KV =1.08dBt=27.07 XKh，1.41Kf =1.34Kh：.=心：.=K =2.147；di = 29.858mmmn 二 1.45mmK=2.04;讣=1.586;Y. =0.88;zv1=

15、 21.894?zv2= 107.279丫十 2.736;$2 = 2.173;Ysa1=1.567;Ysa2 二 1.792;查课本由Pi96表10-4得Kh =1.41查课本由P198表10-13得KF =1.34查课本由 P195表 10-3 得:K h：. = Kf：=1.4故载荷系数：K= K二 K； KH 一 Kh . =1*1.08*1.42*1.4=2.147按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径2.147 =29.858 mm1.6计算模数mn：dosP 29.858 汇 cos14 “ “mn =1.45mmZ120(3) .齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式：mn丫

16、血=1.567, 丫皿=1.792查图10-20C得到匚 Fei =500Mpa，匚 fE2 = 380Mpa弯曲疲劳寿命系数：KFN1 =0.87 K FN2 =0.89弯曲疲劳许用应力（S=1.4）；f1=今=晋=310.71二 f2=气241.5叫Yf.Fs计算大小齿轮的皆丫畫=0.013798邑殳=0.01612二 f2大齿轮的数值大，则选用大齿轮的数据2）设计计算计算模数34n2 x 2.04 勺.507 心04 x 0.88疋（cos14 ）2 汶 0.98mnJ2H0.01612mm=1.264mm1 201.624按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g=1.5mm ,

17、取接触疲劳计算得到的分度圆直径d29.858mm于是Z1=29.858 如4 =19.3,取z1=20mn那么 Z2=20 4.9 =98，取 z 2=98。3几何尺寸计算（1）计算中心距a=(乙 Z2)mn=(20 98) 1.5 =91.21 mm2 cos 一 2 cos14将中心距圆整为91.5 mm二 Fe1 = 500Mpa 匚 fE2 = 380Mpa Kfn1 = 0.87;KFn2 = 0.89;:-F 1二 F 2 = 241.57Mp匚 f1= 0.013798;IFJ S：2二 f2= 0.01612;mn = 1.264mm g =1.5mmd1 = 29.858mm

18、z1 =19.3 ： 20z2 = 98a = 91.21mm:91.5mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角:=arccos(二1 亠二2)mn2:rccos(2 98)5=14 24442 91.5因值改变不多,故参数；.,k -., Zh等不必修正.(3)计算大、小齿轮的分度圆直径Zimn20 1.5d i 一 cos ：cos142444=31.02 mmd2=Z2mn cos :98 1.5cos14；2444=151.99 mm(4)计算齿轮宽度B=：a =1 31.02mm = 31.02mm圆整的 B 2=35mm； B1 =40mmo- =14 2444 di = 31.02m

19、md2=151.99mmB 二 31.02mm取B2 二 35mm;Bi = 40mm。低速齿轮的计算：试选z1 =30；z = 952K“3U1/ZhZe、2Kt = 1.6; d= 1；卩=14 ;ZH= 2.433:p = 0.79；= 0.871.66B低速齿轮的计算1选精度等级、材料及齿数(1) 材料及热处理；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(2) 精度等级选用7级精度；(3) 试选小齿轮齿数 z1 = 30,大齿轮齿数 z2 = 30 3.18=95.4 ,取Z2=95;2按齿面接触强度

20、设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计 算。3 dat -(1)确定公式内的各计算数值1) 试选 Kt = 1.62) 选取尺宽系数 d= 1, B =143) 材料的区域系数Zh= 2.4334) - 0.79刍4 = 0.87则；一 =0.7 0.9 =1.665） 小齿 轮传递 的 转矩595.5 102.145 0.98291.84= 7.02 107 Nmm16）材料的弹性影响系数Ze= 189.8 Mpa27）小齿轮的接触疲劳强度极限（T Hlim3 = 600MPaT 7.02 107 Nmm;1ZE=189.8Mpa2Hlim3 =6MPa:二 Hli

21、m4 = 550MPa大齿轮的解除疲劳强度极限（T Hlim4 = 550MPa8）计算应力值环数叫=60nJ Lh =60 X 291.84 X 1X( 1 X 8X 300X 8)=3.36 X 108hN2=N1 =1.06 108h i低9）查得：K 7=1.03 K *4=1.0810）齿轮的接触疲劳需用应力 取失效概率为1%安全系数S=1,K HN3- H lim3=1.08 X 600=648MPaJ= KHN4；Hlim4S=1.14 X 550=627MPaN1 =3.36 108hN2 =1.06 108hK hn 1 二 1.03;?K HN2 二 1.08；S=1;；h

22、 1 = 648Mpa；h2 =627Mpa6 =637.5Mpa许用接触应力6 =（6】1 九】2）/2 =637.5MPa（2）设计计算小齿轮的分度圆直径d1td3t3 !晋亍（魯d3t 二 45.45mm2)45.45mm2 1.6 7.02 104V 10.664.18 2.433*189.8(3.18 637.5计算圆周速度udit ni3.14 汉 45.45 疋 291.84 门“，v - 1- 0.694m/s60 x100060灯000 计算齿宽b3和模数mnt3计算齿宽b3b3=d xd3t =45.45mm计算摸数gt3 初选螺旋角P=14d3t cos P 45.45

23、x cos14 mnt3=7=1.47mmZ130 计算齿宽与咼之比 %h=2.25mnt3 =3.31mm% =45.%134 =13.74 计算纵向重合度邛=0.318 d乙 tan P =0.318咒 1x 30x tan14“ =2.38 计算载荷系数K使用系数Ka=1根据v=0.694m/s,7级精度,查课本由表10-8得动载系数Kv=1.05查课本由P196表10-4得 心旷1.42 查课本由P198表10-13得 心旷1.36查课本由P195表10-3得：K =K=1.4故载荷系数：K= KKl Khj KhB =2.084 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d3=d3t 拐=

24、45.45 X 此乎=49.636 mm 计算模数mnv = 0.694m/ sd = 27.07mm mnt3 = 1.47 mmXT13.74邛=2.38Ka=1KV =1.05Kh0=1.42KfR=1.36KHa = KFa =K =2.084;d3 = 29.858mmmn_ d3 cos -=Z349.636 cos1430二 1.61mmmn = 1.61mm(3).齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式mn2KT3Ycos2 十丫dZ； ；a二 f1)确定公式内各计算数值 计算载荷系数KK= K二 K ； K 二 K 町=1 1.05 1.4 1.36 =2 轴向重合度=2

25、.38螺旋角影响系数丫 =0.89 计算当量齿数Zv3Z3cos3 :30cos314-32Zv4二 Z4cos3 :95cos314= 104 查取齿形系数YFa3 = 2.49 ,YFa4 = 2.17 应力校正系数 Y；Ysa3 = 1.64,Ysa4 = 1.80弯曲疲劳寿命系数：Kfn1=0.91K fn2=0.91弯曲疲劳应力(取S=1.4) K FN3、- FF30.9 5001.4= 321.43_ KfN4、- FF 44 =S0.91 3801.4二 244.27K=2;、： = 2.38;Y： =0.89;Zv3= 32?Zv4= 104丫Fa1 = 2.49；YFa2

26、=2.17；丫sa3=1.64；YSa4 二 1.80；KFN1 = 0.91 ；KFN2 二 0.91；E =321.4Mpa；f2 =244.2Mpa计算大小齿轮的丫F：升*3电3 =0.0127CF3丫fJ论=0.016大齿轮的数值大.选用大齿轮的数据2)设计计算计算模数mn3-2_2_7.02_104_0.89_曲14 0.0161mm =1.361mm1 302 1.66按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 mn =2.0mm ; d3 =60mmz 3=60 cos14 =29.11 取整数 z3=29mn那么 Z4=29X 3.18=92.22取整数z 4 =923几何

27、尺寸计算(1)计算中心距a=(z3 z4)mn=(29 92) 2 =124.7mm2cos ：2 cos14将中心距圆整为124.5mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos34皿=13 47432a因：值改变不多,故参数；:.,kl, Zh等不必修正.a,(3)计算大、小齿轮的分度圆直径d3=z3mn =292=59.7 mmcos ： cos13 474392 1d4= _=189.3 mm cos： cos13 4743匚 F 1= 0.0127;Yf Fs 2J S2二 F 2= 0.0161;mn = 1.361mm叫=2.0mmd3 二 60mmz3 =29.11 ： 2

28、9z4 二 92.22 : 92 a = 124.7mm:124.5mm匕=13 4743d3 = 59.7mmd4=189.3mmB = 59.7mm取B4 二 60mm;B3 = 65mm。(4)计算齿轮宽度B*d “3 = 59.7mm圆整后B4=60mm,B3 = 65mm4、 计算齿轮的齿顶直径和齿咼直径(h；n =1 , 6 =0.25 ) 对齿轮1和齿轮2-齿顶咼 ：ha1 = han x：mn1 = 1 沢 1.5 = 1.5mm = ha2齿根高 ：hf1 =(han +6*)01 =1.25灯.5 = 1.87mm = hf 2贝 U对齿轮 1 :da1 =4 +2xha1

29、 =31.02 +2x1.5 = 34.02mmd f1 =d1 2 x hf1 = 31.02 2 1.875 = 27.27mm贝U对齿轮 2: da2 =d2+2xha2 =151.99 + 2.5 = 154.99mmdf 2 =d2 2 =hf 2 =151.99 2 汉1.875 =148.24mm 对齿轮3和齿轮4-齿高 ha3 = h；n 汉 mn3 = 1 汉 2 = 2 mm = ha4齿根高 hf3 =(h：n +6)03 =(1 + 0.25)H2 = 2.5mm=hf4贝U对齿轮 3 :da3 =d3+2xha3 =59.7 +2X2 =63.7mmdf3=d3 2汉

30、hf3 = 59.7 2 汽 2.5 = 54.7 mm则对齿轮 4:da4 =d4 +2xha4 =189.3 +2汉2 =193.3mmdf 4 =d4 一2 汇 hf4 =189.3 一2汉 2.5 = 184.3mm5、验算传动比Z1 20 ;Z2 = 98 ;Z3 = 30 ;Z4 = 92实际的传动比i总=奚汇里=15.027总 20 30理论传动比与实际传动比之差为 Ai总=咯-i总=15.59-15.027 = 0.563人i占相对误差为一总x 10%=3.6%5%i总故设计的传动装置满足要求。5、两级传动大齿轮浸油深度验算4、计算齿轮的 齿顶直径和齿 咼直径*han = 1

31、;Cn = 0.25 ha11.5mm= ha2 hf1 =1.87mm = hf 2 da1 = 34.02mm df1 = 27.27mm da2 =154.99 mm df2 =148.24mm 叱=2mm=ha4 hf3 =2.5mm=hf4 da3 = 63.7mm df3 = 54.7mm da4 = 193.3mm d f4 = 184.3mm验算传动比：i 总 = 15.0274总=0.563 总、A总.总=3.6%0.372） 当量动载荷 P,根据式（13-8a） , P=f p （XF+YFa ）按照表 13-6, fp =1.0-1.2, 取 fp=1.2按照表 13-5

32、, X=0.41 ,Y=1.6则 P=1.2（0.41 365.58+1.6 255.1） =699.7N3）根据式13-6,求轴承基本额定动载荷C=P6；黑10=699.7 三60 1430 19200106=6455.8N根据寿命要求选择C=32.2kN,30205型轴承；则轴上安装轴的直径为 25mm；Ft1 -971.5NmmFa1 =255.1NFn 二 365.58NFa1 =0.70 0.3Fr1fp=1.2;X=0.41;Y =1.6 ;P=699.7N;C=6455.8N选择30205型轴承；安装轴的直径 25mm；川轴的计算:11QITP皿二 2.039kW血=91.77r

33、 / mindm min = 35.42mm轴川的功率为凡=2.039kW其转速为n皿=91.77 r / mindm min 二 A 3 Pm =126 3 2.039 = 35.42mm皿；91.77将川轴做成阶梯轴，取最小直径dm =50mm。计算4齿轮上的力作用在4齿轮上的力斤4 =22241.5 Nd4tan ： ntan 20则 Fr4=Ft4n =2241.5839.5Ncos ：4cos13 47 43Fa4 二 Ft4tan 14 =2241.5 tan 13 4734 543.5N1)求比值卩常=543.5 =0.650.37Fr4 839.52 ) 当量动载荷P，根据式(

34、13-8a) P=f p (XF r +YFa )按照表 13-6, fp =1.0-1.2, 取 fp=1.2按照表 13-5, X=0.4 ,Y=1.6取最小直径：d 皿二 50mmFt4 二 2241.5 NFr4 二 839.5NFa4 二 543.5NFa4Fr4fp= 0.650.3X=0.4,Y=1.6P=1446.5NC=5855.5N贝U P=1.2(0.4 839.5+1.6 543.5) =1446.5N3)根据式13-6,求轴承基本额定动载荷J60nLh 鸟60汉91.77灯920010C=P*=1446.5 6 =5855.5N( g =)01063根据寿命要求选择

35、C=63kN,30209型轴承；则轴上安装轴的直径为 45mm；2、设计U轴1）求作用在齿轮上的力2 x T作用在2齿轮上的力Ft1 = = 971.5Nmm则Ft2 = Ft1a则Fr2二 Ft2tan 一片cos ：2= 971.5tan 20cos14 4244-365.58NFa2 =Ft2tan 一：2 =971.5 tan14 4244 =255.10N计算3齿轮上的力作用在3齿轮上的力Ft4=M6= 2241.5Nd4则Fr3=Ft3tan : ncos ：3= 2241.5tan 20cos13 4743= 839.5NFa3 二 Ft3tan 乜=2241.5 tan 13

36、4734 =543.5N2）初步确定最小直径dmin = A0 3 Pn =126 3 2.145 = 24.5mm nn 291.84取轴的最小直径为35mm。4）轴的结构设计拟定轴上的零件装配方案（轴承为正装的）选择30209型轴承。设计口轴：已二 971.5mn=Ft2Fr2 二 365.58NFa2 二 255.10NFt3 二 2241.5NFr3 二 839.5NFa3 二 543.5Ndmin = 24.5mm取轴的最小直 径为35mm。65初步选择滚动轴承为30207。倒角为2*45轴的简易零件装配图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和和长度初步选择滚动轴承为30207。倒角参

37、考表15-2,取轴端倒角为2*45。各个轴肩圆角半径见上图 所示六、轴的校核根据轴的结构做出轴的计算简图，。在确定轴承的支点位置时，应该 从手册中查得a=18.5。将轴看做简支梁，跨距为18.25+8 十 16+ 35+ 20 + 65+16 + 8+18.25 15.32 = 173.95mm现在画出轴的弯矩和扭矩图如下：44.ni：i张鮎Him t简支尝尺寸1488. |12=19387. 6N4N=FII2 _255. 1 Nn2T7 Omni365.匕422H KMm剛Fa3呵入 3PJ/FV3-I721 5c7；梁的盘力弁萨4N54523. hK6）按弯扭合成应力校核轴的强度h ti

38、n受力分析H面驾矩分析面哽力分析V面弯矩分析,IH面相V曲弯矩合 川讣沁成分析轴的扭矩 分析简支梁，跨距为 173.95mm轴的弯矩和 扭矩图及其 具体数据如 图力FdFj2 Yr 1二 =539.2 N 2Y；ca = 19.3Mpa二 j = 60Mpa-ca ”：二 _1 H轴轴承的校核：预期寿命：Lh 二 19200he=0.37,Y=1.6，丫0=0.9;Fd2 二 483.5N;Fd1 = 539.2N;Fa1=771.9N;Fa2 二 483.5NR = 2887.74 NP2=2320.8 NLQ06h - Lh进行校核是，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即图中第三 条虚

39、线所示的截面根据式（15-5）及上图数据，以及轴的单向旋转， 扭转切应力为脉动循环应力，取 a =0.6，轴的计算应力：0.1 403“Max fax) =1160362 (吧 70180)2 =19.3Mpa查表得到轴的许用应力二=60Mpa。因此二ca :U， 可知该轴合格。2、H轴轴承的校核取轴承30207,轴承的预期寿命Lh = 19200 h ；按照表13-7,派生轴向查手册得到 e=0.37, Y=1.6, 丫0=0.9 因此派生轴向力2483.5Fae Fd2 =771.9N Fd1 =539.2N则 Fa1 =771.9N,Fa2 =483.5N由Fa1 =0.45 e，Fr1

40、贝UR 二 fp(0.4Fr1 YFa) =1925.16 1.5 =2887.74N由Fa2 =0.31 ： e，Fr2则P2 - fpFr2 =1547.2 1.5=2320.8 N，寿命验算，因为P1P2按轴承1验算。.106 ,C、106,54.2沢103、弓 “6,.Lh ( )()3 =10 h 丄60汉 n R 60 汉 291.84 2887.74则轴承合格。七、箱体设计及说明减速器机体结构尺寸设计（低速级中心距a=124.5mn）名称符号计算公式结果(mm)箱座厚度 =0.025a + 3 兰 6.17箱盖厚度W = 0.02a +3 启5.56箱盖凸缘厚度big = i.5

41、cr i9箱座凸缘厚度bb = i.5cj9箱座底凸缘厚度b2b2 = 2.5bi7.5轴承旁联结螺栓直径did =0.75dfMi3盖与座联结螺栓直径d2d2 = (0.5 0.6 ) d fM9视孔盖螺钉直径d4d4 = (0.3 0.4 ) dfM5df , 4 , d2至外箱壁的距离Ci查手册表ii 222i8i6df，di, d2至凸缘边缘距离C2查手册表ii 220i4外箱壁至轴承端面距离li|i=Ci+C2+ (5 i0)i0大齿轮顶圆 与内箱壁距离也1Aii.2 a201齿轮端面与内箱壁距离也2A2ti3.5箱盖，箱座肋mi ,mg = 0.8旳，6厚m 0.856减速器机体结

42、 构尺寸设计具 体数据如左表：轴承端盖外径D2D2 = D + （55.5 ） d355 （1 轴）67 （2 轴）77 （3 轴）高速级与联轴器联接处键为b汉L汉h =6显6沃40升=24.87 Mpa中间轴键nm段:h辺 l =12江8汉25口 p1 = 32Mpawv段：M 2 1 =12汉8汉50 p2 = 13Mpa低速轴与联轴 器配合的键b汉h汉丨二12汉8汉100八、键联接的选择和计算(1)高速级与联轴器联接处键为采用圆头普通平键键为b=L =h =6汇6汉40查表得6-2查得许用应力=100120Mpa取其中间值=110Mpa键工 作长度L =L-b=40-6=34mm键与轮毂

43、键槽的接触高度 k=0.5h=3mm得 2T3 =25.22 心3 =24$7 Mpav bp=110Mpa (合格) kid3 汉 6 汉 34p(2) 中间轴键校核：a、在轴段nm上的键初步选择为 b5汇1 =12汇875现在校核该键 p1 = 2 汉 Ft2 汉 D = 32Mpa cbp = 100Mpakl1d其中k键与轮毂槽的长度，k=0.5h；l键的工作长度；d轴的直径；p材料的许用挤压应力。由上可知，键1的强度合格！b、 在轴段WV上的键初步选择为=12汇8況50现在校核该键 p2 13Mpa cbp 100Mpakl2d由此可知，键2也是合格的！(3) 低速轴与联轴器配合的键

44、bmp =12m00二 P =30Mpa低速轴与齿轮 配合的键b h l -14 9 45二 P =60Mpa机械设计 二级减速器查表得6-2查得,许用应力!-p 1=100120Mpa,取其中间值tp =110Mpa键工作长度，L =l-b=100-10=90mm,键与轮毂键槽的接触高度,k=0.5h=0.5 8mm=4mm,得，二p=2Ti =2 212.16=30Mpa p =110Mpa (合格)kld 4x90x40p(4)低速轴与齿轮配合的键b h l =14 9 45查表得6-2查得,许用应力tp 1=100120Mpa,取其中间值tp =110Mpa键工作长度，L =l-b=45-14=31mm,键