减速器传动装置分析设计

1、2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第1页共52页课题：减速器传动装置分析设计二、课程设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去 分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。三、已知条件1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数见名牌）2、工作机转矩：36N.m,不计工作机效率损失。3、 动力来源：电压为 380V的三相交流电源；电动机输出功率P=4k

2、w。4、工作情况：一班制，连续单向运行，载荷有轻微冲击。5、使用期：5年，每年按350天计。6、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。7、工作环境：室内常温，灰尘较大。四、工作要求1、画减速器装配图一张（A0或A1图纸）；2、 零件工作图二张（传动零件、轴、）；3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；5、设计说明书一份。五、结题项目1、检验减速能否正常运转。2、每人一套设计零件草图。3、减速器装配图：A0或A1图纸；每人1张。4、零件工作图：A3；每人共2张、齿轮和轴各1张。5、课题说明书：每人

3、1份。六、完成时间共 3 周（2007.7.15 2007.8.5 ）七、参考资料【1】、机械设计（第八版）邱宣怀 主编 高等教育出版社出版；【2】、机械设计课程设计 潘承怡 主编 哈尔滨理工大学出版；【3】、画图几何及机械制图（第五版）朱冬梅 主编 华中理工大学出版。2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第2页共52页计算及 说明一、减速器结构分析分析传动系统的工作情况1传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机， 在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机

4、、减速 器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布 置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯 曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第3页共52页计算及说明结果二、传动装置的总体设计(一)、选择电动机1选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y

5、系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率(1 )、传动滚筒所需有效功率FV2400 1.2FW2.88KW1000 1000(2 )、传动装置总效率23n ni n n n_2 n按:机械设计课程设计表2.1-1确定各部分效率如下：联轴器1传动效率：n讦0.95联轴器2传动效率：n2 0.992闭式齿轮传动效率：n=0.97(精度8级)滚动轴承效率：n= 0.99(对)传动滚筒效率：nY=0.96得 n=0.95 0.972 0.993 0.992 0.96= 0.864(3)、所需电动机功率Fr 也空8 3.3KWn 0.864(4)、电动机的额定功率Ped=4kw3、确定电动机转速(1)

6、传动滚筒转速1000 60V1000 60 1.2 厂 nW76.4r/mi nnn 300(2)、选出符合条件的电动机：i=(3 6)x(3-6)=(9-36)nd I w=(687.6-2750)由此可以选出， Y112M 4，结构紧凑。由机械设计课程设计中表 20-1Pv =10.0KW n = 0.816Fr =12.25KW nW =41.18r /min2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第4页共52页选取电动机的参数如下：2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第5页共52页电动机的额定功率4 kw，电动机的冋步转速 n1=1500,满载转速n2=1440.主轴直

7、径D=28 mm.电动机长度为4 0 0 mm .电动机的底部安装宽度为19 0mm .4、传动比分配(1 )、两级齿轮传动比公式i,(1.11.5)i2i2J(1.3 1.4)i(2 )、减速器传动比由选定电动机 Y112M 4,满载何转速 n0 = 1440r/min，滚筒轴转速nW 76.4 r / min,同步转速 1500 r / min。总传动比i 巴 1440 18.85nw76.4(3)分配传动比i1 =4.95i2=3.815、计算传动装置的运动和动力参数0轴：电动机转轴F0= Pr=3.2KW, n0 1440r/min, T0 9550 旦 21.07N m1轴：高速轴P

8、P3.n01 P0. n1 3.2 0.993 3.1776KWn,1440r/minP3 1776T 9550 1 9550 - 21.07N .mn,14402007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第6页共52页计算及 说明II轴：中间轴RiR n23.3 0.99 0.97 0.97 3.05KWn 1440nII一1290.91 r / mini124.95Ri3.05TII9550 - 9550 - 100.13N.mn”290.91III轴：低速轴RIIRII n3 3.05 0.99 0.97 2.988KWn”290.91n 川 - 76.4r/mi ni233.81R2

9、 998TIII9550 III 9550374.75N.mn III76.4数据汇总：项目电动机转 轴高速轴1中间轴II低速轴III转速r/mi 9176.4功率kw3.23.17763.052.998转矩N.m2.321.07100.13374.75传动比14.953.811效率0.9930.96030.98310.9932007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第7页共52页(2)小齿轮的转矩为 T仁21.07N.m取区域系数ZH =2.433=600MPa.大齿N21.38235 109 2.8 1084.95由10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 0.8

10、6 KHN 20.92(三) 、高速级齿轮的设计与校核1选材(1)选择使用圆柱斜齿轮一般机器速度不高，选用8级精度(GB10095-88)(3)材料选择，由机械设计表10-1中知选择： 小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为280HBS.大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为240HBS, 硬度差为40HBS.2、初步计算选取小齿轮齿数 Z2 =24.则大齿轮的齿数为 z2 =118.选取螺旋角 =14.(1)试取载荷系数为Kt=1.6. 由表10-7取齿宽系数 d=1.1 由表10-6查得材料弹性影响系数ZE =189.8 MPa2 .(5)由图10-2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限轮

11、接触疲劳强度极限lim2 =580MPa.(6)由图 10-26 查得 1=0.78 ,2=0.87 贝U 1 +2=1.65 .(7)应力循环次数N160 1440 1 (5 300 8 1) 1.38235 109接触疲劳许用应力取失效概率为1%.安全系数为 S=1.D1tHU d d2ZEZH u 1 KT1KHN1 Iim1S0.88 500440KHN2 lim2S0.95 3803612007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第8页共52页2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第9页共52页计算及 说明2计算小齿轮分度圆直径2 1.6 21.07 1031 1.65.9

12、54.9522.433 189.8400.540.68(2)计算圆周速度d1tn160 1004.68 9602.0460 1000(3)宽度b及模数mntbdd1t 1 40.68 40.68d1tcos 40.68 cos14 mnt1t1.64Z124h 2.25mnt 2.25 1.643.70%40.6%.7 g(4)计算纵向重合度0.318 d1Z1 tan0.318 1 24 tan 14 1.90(5)计算载荷系数K使用系数KA 1.25.由V2.04.八级精度，由图10 18查得KV 1.05由表10-4查得KH1.42由表10-13查得KH 1.35 .表 10-3 查得

13、KHKH 1.4K K K KH KH 2.09(6)校正实际载荷系数下的分度圆直径(8)模数小1取93mma 取 250mm乙=30Z2 =131d1 =93.161915mn =3B = 14 5813d2 = 407mmb = 93mmb| =103mmb2 = 93mmv = 2.84m/s8级精度KA =1.35Kv=1-12Ft 6318N2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第10页共52页2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第11页共52页4 cos44.5 cos14 “mn11.80Z1243.按齿根弯曲强度设计22KY cosYF YSmnQ它-VdZi

14、F(1)确定参数1.KKAKVKF KF1 1.05 1.4 1.35 1.98452.根据纵向重合度1.9,由图10-28查得螺旋角影响系数 Y 0.883.计算当量齿数Zv1 -Z3号22.988coscos 14Zv2-1暮 113.50coscos 144.由表10-5查得齿行系数为YF 12.65YF 22.218应力矫正系数：Ys 11.58Ys 21.7725. 弯曲疲劳应力的计算由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度FE1500MPa查得大齿轮弯曲疲劳强度FE2 380MPa由图10-18取小齿轮弯曲疲劳强度KFN1 0.82取大齿轮弯曲疲劳强度KFN2 0.86取弯曲疲劳安全

15、系数S=1.4KN1 ? FE1.82500292 c厂FN1S1 4292.85KN2 ? FE 2380 0.86FN2 - - 233.42S1.4YFaYSa6. 计算4F2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第12页共52页YFalYsalF12.65 1.58292.850.014297YFa2Ysa2F22.218 1.772233.420.06187 设计计算mn22KT1Y COSd乙2=1.262综合考虑取m=2.d1 COSmn44.5 COS14224.589于是取乙 26则 Z2 乙 4.951294 几何尺寸的计算(1 )计算几何中心距Z1 Z2 ?ma -

16、2COS 圆整为160159.74(2 )按圆整后的中心距修正螺旋角arccos 乙乙 m arccos 26 129213.99。2a2 160因为 值改变不多。故参数 K ,ZH, a,等不必修正。(3)计算大小齿轮的分度圆直径*=如COS26 2COS13.9953.89d2=乙mnCOS129 2COS13.99265.88(4)计算齿轮宽度bdd1 1 53.589 53.589圆整后取B255, B160(四)、低速级齿轮的设计与校核2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第13页共52页1、选材（1）选择使用圆柱斜齿轮（2）一般机器,速度不高,选用8级精度（GB10095-

17、88）（3）.材料选择，由机械设计表10-1中知选择：小齿轮材料为40Cr（调质处理）硬度为280HBS.大齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,硬度差为40HBS.2、初步计算选取小齿轮齿数 Z2 =24.则大齿轮的齿数为 Z2=92.选取螺旋角=14.込九1空VHud d（1）试取载荷系数为 Kt=1.6.（2）小齿轮的转矩为 T1=100。 13N.m 取区域系数ZH =2.433（3）由表10-7取齿宽系数 d=1.1（4） 由表10-6查得材料弹性影响系数ZE =189.8 MPa.（5） 由图10-2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限|im1 =600MPa.大齿轮接

18、触疲劳强度极限lim2 =580MPa.（6）由图 10-26 查得 1=0.78 ,2=0.82 则 1+2=1.60 .（7）应力循环次数N160 290.91 1 （5 300 8 1） 2.0945 109“2.0945 109 厂厂 “8N2- 5.5 103.81KHN1 0.95由10-19取接触疲劳寿命系数HN1KHN2 0.96接触疲劳许用应力：取失效概率为1%.安全系数为 S=1.H 1KHNJlim 0.95 600 570由式1SKHN2 lim2 0.96 5505282S2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第14页共52页2007年7月25日机械设计课程设

19、计指导教师:第15页共52页2计算(1)小齿轮分度圆直径.3 ZEZHu 1 KT132 1.6 100.13 103 4.8122.433 189.862.631 1.63.81549(2)计算圆周速度、，d3tn362.63 290.91，m/60 100 60 1000 s(3)宽度b及模数mintbdd3t1 62.63 62.63d3t cos62.63 cos14 _ onnn nt2.89Z324h 2.25mnt 2.25 2.896.5025bh 6236.50259.63(4)计算纵向重合度0.318 d3Z3tan0.318 1 24 tan 14 1.456(5)计算载

20、荷系数K使用系数KA 1.25.由V 2.04.八级精度，由图10 18查得KV 1.02由表10-4查得KH1.426由表10-13查得KF 1.35 .表 10-3 查得 KH KH 1.2K K K KH KH 2.182(6)校正实际载荷系数下的分度圆直径K2 182d3d3t 3：- 62.633：- 64.453 3t - KT1.6(9)模数mnd3 cosZ364.45_cos14242.983.按齿根弯曲强度设计2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第16页共52页|2KTIY COS2YF YSmnJ十F SVd Z1F(2)确定参数1.KKAKVKF KF 1.2

21、5 1.02 1.2 1.35 2.06552.根据纵向重合度1.665,由图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.883.计算当量齿数ZZ32423v3cos3cos314Z乙9295v4cos3cos3145.由表10-5查得齿行系数为YF 3 2.65YF 22.198应力矫正系数：YS 31.58YS 41.7815.弯曲疲劳应力的计算由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度FE1500MPa查得大齿轮弯曲疲劳强度FE2 380MPa由图10-18取小齿轮弯曲疲劳强度KFN10.84取大齿轮弯曲疲劳强度KFN2 0.9取弯曲疲劳安全系数 S-1.4KFN3? FE3 0.84 500 eg

22、FN 3亠一300S1.4KFN 4 ? FE4 0.9 380c44cFN4亠“2443S1.46 .计算YFFYFa 3Ysa32.65 1.58Fa3 Sa30.0139567F 3300YFa4Ysa42.198 1.7810.01602F4244.32007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第17页共52页2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第18页共52页7设计计算2,2KTIY COSYF YSmn 3j -尹 - =2.82VdZ1F综合考虑取m=3.Zd3 cos62.63 cos14 ”mn3于是取Z323则乙 Z3 3.81884几何尺寸的计算(1)计算几何

23、中心距Z3 Z4 ?ma34171.62cos圆整为172(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角Z3 Z4 m23 882。arccosarccos14.0032a2 171.6因为 值改变不多。故参数 K ,ZH, a,等不必修正。(3) 计算大小齿轮的分度圆直径,Z3m123 2d3 = - 71.113coscos14.003,乙m,88 2d2= - 272.08coscos14.003(4) 计算齿轮宽度bdd3 1 71.113 71.113圆整后取B475, B3 80计算及说明结果2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第19页共52页2低速级齿轮受力图d4250.01mm（

24、五）轴的结构设计1高速级齿轮受力图二.低速轴川的设计计算1、求输出轴上的动力参数输入功率F32.998kW转速 n376.4r/min转矩 T3374.75N m2、求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为则 Ft 2T32 374.75 N 2997.88Nd2327.91Fr Ft tan n 2997.88 tan20N 1122.62Ncoscos14.003冃 Fttan2997.88 tan 14.003 N 725.26N圆周力Ft,径向力Fr及轴向力Fa的方向如图2所示3、初步确定轴的最小直径先按机械设计式（15-2）初步估算周的最小直径，选取轴的材料为45钢调质处理

25、。根据表15-3 ,取A。110，于是得dmin A03 P31103 豐8 37.38mm n1 76.4输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第20页共52页需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TeaKAT3，查表14-1，考虑为输送机，转矩变化很小，故取KA 1.5，则:Tea KAT31.5 374750N mm 562130N mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 500N?m。半联轴器的孔径 d I =45m

26、m，故取dA=45mm ;半联轴器长度 L=112mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =84mm。4、轴的结构设计(1).拟订轴上零件的装配方案如图所示装配方(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径1) 为了满足半连轴器的轴向定位要求， A B轴段左端需制出一轴肩， 故取B段的dB = 47mm ,右端用轴端挡圈定位。半连轴器与轴配合的轮毂长度为L仁84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在轴的端面上，故A段的长度应比L1略短一些，现取 LAn =82mm2).初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据dB= 47mm ,由

27、轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的J角接触球轴承 7210C 型，其尺寸 d x D x T=50mm x 90mm x 20mm，故 dc= dH=50mm。左端轴承采用轴肩定位，由手册上查得7210c型轴承的定位轴肩高度为h=6mm。所以取dG 56mm.3).取安装齿轮处的轴段 F的直径dF 56mm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取LF = 73mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取h= 8mm，则轴环处的直径 dE= 64mm,轴环宽度 b 1.4h，取 Liv v =

28、 8mm。4).轴承端盖的总宽度为 12mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外侧面与半连轴器右端面间的距离L=30mm，故取LB = 42mm5) .取齿轮距箱体内壁的距离为13mm ,(此内壁是固定内部滚动轴承而用)，已知滚动轴承的宽度T = 20mm故得 L可-皿=(13+ 20+ 5) mm=43mm至此，已初步确定了轴的各段直径及其长度。(3).轴上零件的轴向定位齿轮，半连轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，按dA = 40mm由机械设计课程设计表2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第21页共52页14 1 查的平键截面 bx h=12mm x 8m

29、m，键槽用键槽铣刀加工长为65mm，同时为了保证齿轮与轴配合H 7有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 _，同样，半连轴器与轴的连接，选用平键16mmxh6H 710mm x 60mm，半连轴器和轴的配合为。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证。此处轴的选择k6直径尺寸公差为 m6。(4).确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15 2,取轴端倒角为 2X 450。高速轴I的设计计算1、求输入轴上的功率 Pi、转速ni和转矩Ti由总体设计知：P 3.1776kWn11440r/minT121.07N m2、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1 53.6mm2T12 21.07 .

30、而 Ft1-3 N 786.2Nd153.6 10Fr Ftta786.2 tan20 N 294.91Ncoscos13.99E Fttan786.2 tan 13.99 N 2886.15N3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式(15 2)初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40Gr调质处理。根据资料1表15-3，取A0110，于是得同时选择联轴器， 选用TL5型弹性套柱销联轴器。 轴孔长度为62mm，直径28mm,则取dA 28mm，半联轴器的长度为 62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。4、轴的结构2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第仃页共52页图高速轴结构设

31、计图中间轴I I的设计计算1、 求输入轴上的功率 P2、转速n2和转矩T2由总体设计知：F23.056kWn2290.91r/minT2 100.13N m2、求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为d2 265.8mm2T22 100.13 .而 Ft2 23 N 753.4Nd2265.8 10Fr2 Ft2taL 753.4 tan20 N 282.6Ncoscos13.99氐 F2tan753.4 tan 13.99 N 187.8N已知低速级小齿轮的分度圆直径为d3 71.113mm2T32 100.13而 Ft3 一3 N 2816.1Nd371.113 10Fr3 Ft

32、3753.4tan20N 1056.4Ncoscos14.003冃3 F3tan2816.1 tan 14.003 N 702.1N3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（15-2）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr调质处理。根据 机械设计表15-3，取A0122，于是得2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第23页共52页IIIIII图中间的结构设计(六)轴的强度计算(1)对中间轴进行精确校荷Fr3dminAo3： 3.056.290.91mm26.37mm 。4、轴的结构2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第24页共52页2007年7月25日机械设计课程设计指导

33、教师:第25页共52页MH、MV及M的值列于下表。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 2172.35NFNH2 1464.5NFNV1 386.3NFNV2 632.6N弯矩MMH1 122.737N mM H2 236.96N mMV1 21.78N mMV2 31.38N mMV3 50.60N mMV4 25.63N m总弯 矩M1124.6N mM2122.7N mM3242.3N mM4238.3N m扭矩TT 100.13N m6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取0.6，轴的计算应力垂直M合成Mc

34、aM2( T3)2-23.062 (0.6 100.13)20.1 0.07136.74MPa前已选定轴的材料为40Cr，调质处理。由 表15-1查得70MPa 。因此2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第26页共52页2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第27页共52页1.1216，1.003轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为0.92。故得综合系数为1.00.0527517.301.21 13.09 0.1 0ca -1，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度(1) 判断危险截面E轴段截面I左侧配合引起应力集中；F轴段I右侧受较大弯矩和扭矩，且直径较小，最终确定此两个面

35、为危险截面。(2) 截面左侧抗弯截面系数 W 0.1d3 0.1 403mm3 6400mm33333抗扭截面系数 WT 0.2d0.2 40 mm 12800mm截面I左侧的弯矩 M 83.84N m截面I上的扭矩T2为T2100.13N mmM 83838.96截面上的弯曲应力b -MPa 13.09MPaW 6400截面上的扭转切应力 T100130 MPa 7.822MPaWT12800轴的材料为 45 钢，调质处理。由 表 15-1 查得B 640MPa,1 275MPa,1 155MPak过盈配合处的 值，由附表3-8用插入法求出，于是得1 1 1.1216 1 1 1.210.9

36、2k 1111.003 11.090.92又由 第3-1节,3-2节得到碳钢的特性系数1.0 1.2取0.05 0.1所以轴在截面I左侧的安全系数为2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第28页共52页截面W上的扭矩T2为T2499200N mm截面上的弯曲应力bM 403367一 -MPa 21.78MPaW 18519.3截面上的扭转切应力T2WT49920000 MPa 15.85MPa31492.8截面上由于轴肩的理论应力集中系数及 按附表3-2查取。因d 400.05, D 46d 401.15，经插值后可查得2.05,1.48又由附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为q 0.

37、82,q0.85由附图1) 11) 13-2得尺寸系数0.82 (0.820.85 (0.851)1)0.76 ；由附图0.85240.87253-3得扭转尺寸系数0.870.9262751.21 13.09 0.1 017.361.097.8220.872520.050.8725215.728截面W左侧的弯矩M 403367N mm故有效应力集中系数为:Sca亠、.s2 s2所以是安全的(3)截面I右侧17.36 1572811.656S=1.5.17.362 15.7282抗弯截面系数W0.1d33330.1 57 mm 18519.3mm抗扭截面系数WT0.2d30.2 573mm337

38、038.6mm3故得综合系数为k1,0.85241 ,K11 1.210.760.92k10.87251K111.090.870.92轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为所以轴在截面W左侧的安全系数为2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第29页共52页ScaS2 J7.362抗弯截面系数W0.1d33330.1 46 mm 9733.6mm抗扭截面系数WT0.2d30.2 463mm319467.2mm3截面川左侧的弯矩M 83838.96N截面川上的扭矩T3为T2100130Nmm截面上的弯曲应力bM83838.96 MPa9733.68.61MPa截面上的扭转切应力T3TW

39、T100130 MPa19467.25.143MPa轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得B 735MPa,1 355MPa,1 200MPa0.8k，于是得2759.823.25 8.610.1 01552.62 543320.055.14322.5787.7517.36 1 半 n.656 S15.7282因此该轴的强度是足够的截面I左侧k过盈配合处的k值，由附表3-8用插入法求出，并取 3.16, 0.8 3.162.53所以轴在截面川左侧的安全系数为轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为0.92。故得综合系数为3.252.53110.922.622007年7月25日机械设计

40、课程设计指导教师:计算及 说明结果第30页共52页1）从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 502.36NFNH2 283.84NFNV1 155.47.3NFNV2 139.44N弯矩MMH1 283.83N mMV1 87.84N mM V2 11.15N m2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:计算及 说明结果第31页共52页总弯 矩Mi 29.71N m M 228.40N m2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第32页共52页0.6，轴的计算应力T 21.07N m6、按弯扭合成应力校核轴

41、的强度 根据轴的弯扭合成强度条件，取前已选定轴的材料为 40Cr，调质处理。由 机械设计 表15-1查得 70MPa因此ca -1，故安全。(3)低速轴的校荷M的值列于下表。载荷水平面H垂直面VFNH1 1838.72NFNV1 140.76N支反力FFNH2 915.97NFNV2 892.56N扭矩ca29.712 (0.6 21.07)20.1 0.056312.45MPa2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第33页共52页弯矩MMH1 25.282 N mMV1 112.786N mMV2 19.354N m总弯 矩M1M2115.586N m31.840N m扭矩TT374

42、.75N mca由 表15-1查得（三）滚动轴承15.582 (0.6 374.75)20.1 40318.01MPa-1 70MPa 。因此ca -1，故安全。a.中间轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7008C取轴承基本额定动载荷为:Cr 26800N ;基本额定静载荷为：Cor 20500 N1求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa20.6，轴的计算应力6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据轴的弯扭合成强度条件，取or2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第34页共52页Fa1Fr 1Fa2Fr21093.882162.1643.381595.30.506 q0.4033 e.对轴承

43、1:对轴承2:对于7208C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力Fd eFr e为表中的判断系数淇值由Co的大小来确定，现在e未知，故先取e=04 因此可估算；Fd1 0.4 Fr10.4 2162.1 864.84 NFd2=0.4 X Fd1 =638.12N所以确定 0.4026(2 0.40333求轴承当量动载荷R和P2因为查表得X1 0.44 1.33;X2=1,Y2 0.因轴承运转中有轻微冲击，按表13-6 fp 1.1Fa1Fa2Fd2F a3F a2Fd2 638.12N638.12 702.1 187.8Fa10.0576CoFa20.0319Coei0.4026, e2

44、0.4033得到Fd1e, FM 0.4026 2162.1 870.46Fd2 0.4033 FM643.38Fa1Fd2F a3F a2643.12 643,38 187.8Fa2Fd2 643.38NFa10.05468Co得到e0.402(2 0.403因此轴承1被压,轴承2被放松.0.0321691152.42N1093.62NFa2Co2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第35页共52页Lh106 CV(F)IDPL-1JJP fp(X FMY FaJ1.1(0.44 2162.1 1330 1093.68) 2646.5 NP2fp(X Fr2 Y Fa2)1.1 (1

45、 1595.3 0)1754.83N4.验算轴承寿命因为P1P2 ,10( 30500 )387693.8h14.8年 5 年60 290.912646.51故轴承使用寿命足够、合格C.从动轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7010C取轴承基本额定动载荷为：C=26500N;基本额定静载 荷为：Cor 22000N1.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7010C型的轴承轴承派生力Fd曲；其值由；：的大小决定但现在轴承派生力的大小Fa未知,故先取e=0.4因此可以算得:2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第36页共52页Fa1C。179.08220000.007a2C0750.

46、54220000.0375因为Fa1737.64Fr11844.1Fa2 179.08Fr2 1278.9查表得对轴承1:对轴承2：0.4 e0.38 仓X1 1,Y10;X2 = 1,Y20.Fd1=737.64NFd2=511.56NFa2 Fa4 Fd2 686.8 511.56 175.24NFa1 Fd1 737.64N0.0367进行插值计算,得e=0.407, e2=0.397再计算Fd1 qFr1 0.407 1844.1 750.54NFd2 eFr2 0.0.397 1278.9 507.72NFa2 Fa4 Fd2 686.8 507.72 179.08NFa1 Fd1

47、750.54N两次计算的C;相差不大，因此确定e1=0.408,e 2=0.395,F a1=737.64N,Fa2=179.08N.3求轴承当量动载荷R和P2因轴承运转中有轻微冲击，fp=1.0-1.2选择：fp 1.1Pfp(X1 Fr1 Y1 Fa1)1.1 (1 1844.10)2028.51NFa2 1175.24C0220000.01876737.64220002007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第37页共52页10660 76.4(30500 )3(2028.51)7415.29h13.2年5年2T 103K l d2 21.07 10003.5 26 2816.5MP

48、a V PP2 fp(X2 Fr2 Y2 Fa2)1.1 (1 1278.90)1046.79N4.验算轴承寿命因为P2P1 ,Lh故轴承使用寿命足够、合格。（五）.键的设计和计算a.主动轴上同联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键根据 d=28mm查表取：键宽 b=8mm h=7mm L=34mm 校和键联接的强度查表 6-2 得p=110MPa工作长度 l=L-b=34-8=26mm 键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5 x 7=3.5mm由式（6-1 ）得:所以键比较安全.取键标记为：键 C8X 34GB/T1096-1979b.中间轴上定为高速级大齿轮键的设

49、计 选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据 d=46mm查表取： 键宽 b=14mm h=9mm L=50 校和键联接的强度查表 6-2 得p=110MPa工作长度 l=L-b=50-14=36mm2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第38页共52页键与轮毂键槽的接触咼度K=0.5h=0.5 x 9=4.5mm由式（6-1 ）得：3p2 10.13 100019.35 MPa pp K l d4.5 50 46p所以键比较安全.取键标记为：键：14X 50GB/T1096-1979c.从动轴上定为低速级大齿轮键和联轴器相连的键的设计选择键联接的

50、类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据 d 1=56mm d 2 =40mm查表 6-1 取： 键宽 b 1=16 h 1=10 L1=65b2=12 h 2 =8L2 =74 校和键联接的强度查表 6-2 得p=110MPa工作长度 l1 L1 b,65-16=49l2 L2 b274-12=62 键与轮毂键槽的接触高度K10.5h,0.5 105mmK20.500.5 84mm由式(6-1 )刁曰得：2T3 1032 374.751000p141.2 MPa pK1l1d15 65562T3 1032 374.751000p363.3MPa pK3l 3d34

51、7440两者都合适取键标记为：键 16X 65GB/T1096-1979键 C12X 74GB/T1096-1979计算及 说明（六）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H7配合.2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第39页共52页is61.机体有足够的刚度在机体为加肋，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40mm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

52、， 其表面粗糙度为633.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=5。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M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧， 以便放油, 放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头 部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太

53、低，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的 窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹F位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第40页共52页各安装一圆锥定位销，以提高定位精度G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a3 810箱盖壁厚1i 0.02 a 3 89箱盖凸缘

54、厚度bibi1.5 i15箱座凸缘厚度bb 1.513.5箱座底凸缘厚 度b2b22.525（书中推荐20mm）地脚螺钉直径d fdf 0.036a1216地脚螺钉数目na1.212齿轮端面与内机壁距离22 19.5机盖，机座肋厚mi, mm10.85 1, m 0.858.57.65轴承端盖外径D2D2 D+852007年7月25日机械设计课程设计指导教师:第41页共52页(55.5) d3112120轴承旁联结螺SS D285栓距离112120（七） 润滑密封设计减速器内的传动零件和轴承都需要良好润滑，这不仅可以减少摩擦损失提 高传动效率，还可以防止锈蚀，降低噪声。对于二级圆柱齿轮减速器，

55、滚动轴承采用油润滑是由于齿轮其圆周速度大于1.5m/s而齿轮采用浸油池润滑的方式，牌号N150.密圭寸的表面要经过刮研。2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:计 算及 说明第42页共52页d1 取 137 mm a 取 291mmmn由文献【1 】表 12.3取 mn =4.5 B=arccos=11 53 50mt介于8 15之间，合适d1=mnZ1=137mm;d2=mnZ2 =445mm cos Bcos BZ1 =30Z2 =97T12d1 Ad3d rb u21 =90X 1-2 X _u1 X52223.241(4)、确定中心距3、配凑中心距(1 )、核算X100% =0.

56、2% 100N/m137K H K F =1.4K H a = K F a =1.4% =1.88 3.2( + ) cos B = 1.88 3.2 0丄 + 丄)cos 0 = 1.703乙 Z230 97bsin 0d Z1% = -tan 0 = 2.00; % =n-+ % =1.75 + 2.26 =3.703=1.703=2.00r =3.703tan ana = arctan-= 20 2412cos 0cos 0cos acos 0b =-t = 20 2412= 0.99cos acos b 0.99(6)、齿向载荷分布系数 KH由文献【1】表12、11J =A + B1+

57、0.6 (：)2=1.17+0.16 1+0.6+0.61(詐+C 103 b103 137 = 1.51KH =1.51K =3.14ZE 189.8 MPa(2)、验算 a = (d +d2)= X582 =291mm b =恥 * =137mm、载荷系数 K K=KAKVKH KH 0 =1.35 X1.1X1.4 X1.51 =3.14(8)、弹性系数ZE由文献【1】表12、12 ZE 189.8 MPa2007年7月25日机械设计课程设计指导教师:计算及说明结果第45页共52页Z =0.766Z =0.989SH min =1.109NL1=0.23 X109NL2 0.07 10(

58、15)、接触寿命系数ZN由文献【1 】图 12、18 ZN1 =0.99;ZN2 =1.15ZN1 =0.99ZN2 =1.15(16)、许用接触应力H及验算_H lim1 ZN15 = -SH min H lim2 ZN2580 X1.15叽= 一 = 606MpaSH min1.102KYi 口+12 X3.14 X302770 4.241.,=189.8 X2.46 X0.766 X -3 X bd12 卩13733.241710 5. =639Mpa1.10OH=639MpaOH2 =606MpaOH =Z EZ H Z %= 573Mpa 1,取力=1,故_|4 3口/s %11|

59、1- _Zg= (1 )+一= ：-=0.7663a 讥a 703(11)、螺旋角系数 Z J = cos 3 = 0.989(12 )、接触最小安全系数 SH min由表12/14,取SHmin =1.10(13) 、总工作时间 th th 10 365 829200h(14) 、应力循环次数NLNL1 =60rnth(式 12、2) =60 X1 X133 X29200 =0.23 X109, NL2 =H = 0.07 X109 i1.88 3.2 X( 1 + 1 ) cos 3=1.6930 972007年7月25日机械设计课程设计指导教师:计算及说明结果第46页共52页(3)、重合

60、度系数 Y Y, =0.25 + 075 = 0.25 +075 =0.694v1.69(4)、螺旋角系数Ymin =1 0.25 和=1 0.25 X = 0.75(当 切1 时，按 切=1 计算)J。=0.9丫斷=0.75(5)齿间载荷分配系数 KF由表12、0注3知: J, =1.70需694 =3.133；前已求得 =14313Y =0.694Y =0.9KF =1.4I a故 KF a =1.4(6)、齿向载荷分布系数 KF由图12、4;b=137一h2.25 X4.5= 13.53; g =1.37(7)、载荷系数 K K =KAKVK巳Kf =1.35X1.1 X1.4 X1.5