展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

1、 兰州交通大学博文学院课程设计说明书课题名称：二级展开式圆柱齿轮减速器学 院：兰州交通大学博文学院专 业：金属材料工程专业班 级：09 材料班学 号：20090820学 生: 范兆乐指导教师：雒晓兵 2011 年 6 月 30 日2 目录目录前前 言言.4第一章第一章 设计说明书设计说明书.5 设计题目.5 工作条件.5原始技术数据（表 1） .5 设计工作量.5第二章 机械装置的总体设计方案.6 电动机选择.6选择电动机类型 .6 6选择电动机容量 .6 6确定电动机转速 .6 6 传动比分配.7总传动比 .7 7分配传动装置各级传动比考虑到传动装置的外部空间尺寸取 v.7 7 运动和动力参

2、数计算运动和动力参数计算.7 7 0 轴（电动机轴）： .7 7 1 轴（高速轴）： .7 7 2 轴（中间轴）： .8 8 3 轴（低速轴）： .8 8 4 轴（卷筒轴）： .8 8第三章 主要零部件的设计计算8 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计.9 高速级齿轮传动设计 .9 9 低速级齿轮传动设计 .1212第四章 轴系结构设计.15 高速轴的轴系结构设计 .1616 中间轴的轴系结构设计 .1818低速轴的轴系结构设计.2121第五章键的设计计第五章键的设计计算算31第六章箱体结构的设第六章箱体结构的设计计34第七章设计小结337参考文参考文献献38 前前 言言机械设计综合课程设计在

3、机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计

4、综综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。 最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝贵意见。4 第一章第一章 设计说明书设计说明书 设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置

5、简图如下图 1 所示。 图 1 已知条件1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35；2.使用折旧期：8 年；3.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4.动力来源：电力，三相交流，电压 380/220v；5.运输带速度允许误差：5%；6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。5原始技术数据（表 1）表表 1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据 题号参数12345678910运输带工作拉力f/n1500220023002500260028003300400045004800运输带工作

6、速度v/(m/s)1.25卷筒直径 d/mm220240300400220350350400400500本组设计数据： 第 6 组数据：运输带工作拉力 f/n 2800 运输带工作速度 v/(m/s) 1.4 卷筒直径 d/mm 350 设计工作量设计工作量（1）减速器装配图一张；（零号图纸）（2）零件工作图二张（大齿轮，输入轴，3 号图纸） ；（3）设计说明书一份。第二章第二章机械装置的总体设计方案机械装置的总体设计方案 电动机选择选择电动机类型选择电动机类型按工作要求选用 y 系列（ip44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电动机的

7、工作条件为：环境温度-15- +40，相对湿度不超过 90%，电压380v，频率 50hz。选择电动机容量选择电动机容量电动机所需工作功率（kw）为 dpwdpp 工作机所需功率（kw）为 =28001.4=3920 wwpwwwpfv传动装置的总效率为6 4432221按机械课程设计手册表 2-4 确定各部分效率为:联轴器效率为，99.01闭式齿轮传动效率，滚动轴承，卷筒效率，代入得96. 0298. 0396. 048 . 096. 098. 096. 099. 0422所需电动机功率为kwkwppwd9 . 48 . 092. 3因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由机械课程设计手册表

8、edpdp20-1，y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 5.5kw。edp确定电动机转速确定电动机转速 卷筒轴工作转速min)/(31.7436014. 34 . 1100060100060rdvnw通常，二级圆柱齿轮减速器为，故电动机转速的可选范围为6082 imin/6 .4458594min/31.74)608(rrninwd符合这一范围的同步转速有 750 r/min,1500r/min 和 3000r/min,其中减速器以1500 和 1000r/min 的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械课程设计手册第十二章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 2：表表

9、 2 2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响额定功率为时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率/kw同步转速/满载转速/(r/min)mn电动机质量/kg1y132s-45.51500/1440682y132m2-65.51000/96084表 2 中，方案 1 与方案 2 相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案 2，即所选电动机型号为 y132m2-6。 传动比分配总传动比总传动比79 .1231.74960wmanni分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 为 12.9,对于两级

10、卧式展开式圆柱齿轮减速器的i，为了分配均匀取，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级21)5 . 11 . 1 (ii 212 . 1 ii 的传动比，低速级的传动比。93. 31i28. 32i 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 0 0 轴（电动机轴）：轴（电动机轴）：mnnptrnnkwppmd71.549550min/9605 . 500000 1 1 轴（高速轴）：轴（高速轴）： mnnptrnnkwkwpp17.549550min/960445. 599. 05 . 511101101 2 2 轴（中间轴）：轴（中间轴）：mnnptrinnkwkwpp28.2009550min/275.

11、24493. 3960123. 598. 096. 0445. 52221123212 3 3 轴（低速轴）：轴（低速轴）：8mnnptrinnkwkwpp11.6189550min/47.7482. 498. 096. 0123. 53332233223 4 4 轴（卷筒轴）轴（卷筒轴）：mnnptrnnkwkwpp16.6009550min/47.7468. 498. 099. 082. 4444344234 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表 3 如下： 项目电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴转速（r/min）960960244.27574.4774.47功率(kw)5.55.445

12、5.1234.824.68转矩(n*m)54.1754.17200.28618.11600.16传动比13.933.281效率0.990.940.940.98第三章第三章 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 高速级齿轮传动设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（gb 10095-88） 。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为 240hbs,2

13、80hbs，二者材料硬度差为 40hbs。4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取20z6 .782093. 32z9。792z2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .)(1.32. 23211hedtzuuktd(1)确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数3 . 1tk2) 由以上计算得小齿轮的转矩mnt17.5413) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，1d218 .189 mpaze按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳mpah6001lim强度极限。.5502limmpah4)计算应力循环次数 911107648. 2)1030082(1960606

14、0hjlnn 912107 . 093. 37648. 2nn5) 按接触疲劳寿命系数 92. 01hn96. 02hn6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 s=1 由 得 snlimmpasmpashnhhnh52855096. 05526002 . 0lim221lim11（2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为htd1mmzuuktdhedt79.54)5288 .189(93. 393. 4110417. 55 . 132. 2.)(1.32. 232432112) 圆周速度： smndt/75. 210006096079.5414. 310

15、00601103) 计算齿宽： mmdbtd79.5479.54114) 计算齿宽与齿高比： 模数: mmdmtt74. 22079.5411 齿高: mmmht165. 674. 225. 225. 2 89. 8165. 679.54hb5) 计算载荷系数： 根据 ,7 级精度，查 10-8 得 动载系数 sm/75. 21 . 1v 对于直齿轮 1fh 查 10-2 得使用系数 由表 10-4 用插值法查得 7 级1a精度小齿轮非对称布置时， 由，42. 1h89. 8hb 可查 10-13 得 42. 1h32. 1f 故载荷系数 562. 142. 111 . 11hhva6) 按实

16、际载荷系数校正分度圆直径： mmddtt25.583 . 1562. 179.5433117） 计算模数： mmdm9125. 22025.58113按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为 32112fsafadyyzktm(1)确定公式内的各计算数值1) 查图 10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲;5001mpafe劳强度极限;mpafe38022) 查 10-18 图取弯曲疲劳寿命系数;88. 0,85. 021fnfnkk3) 计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,得11 mpaskmpaskfnfnffefnf86.2384 . 138088. 058

17、.3034 . 150085. 02221114) 计算载荷系数 k. 452. 132. 111 . 1. 1ffvakkkkk5) 查取齿形系数. 查 10-5 表得 35. 2;80. 221fafayy6) 查取应力校正系数.查 10-5 表得 70. 1;55. 121sasayy7) 计算大、小齿轮的并加以比较.fsafayy 016725. 086.2387 . 135. 2014296. 058.30355. 18 . 2222111fsafafsafayyyy大齿轮的数值大.(2)设计计算 mmmmm874. 10016725*20110417. 5452. 12324 对比

18、计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m度计算的模数,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数 1.874，并接近圆整为标准值,按接触强度算得2m的分度圆直径,算出小齿轮齿数mmd25.581 ，29225.5811mdz 大齿轮齿数 ，取.1142993. 32z1142z 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.4. 几何尺寸计算（1） 分度圆直径： 12mmmdmmmd2281142582922211（

19、2）中心距： mmdda143222858221（3）齿轮宽度： mmdbd581取 mmb582mmb651 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（gb 10095-88） 。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为 240hbs,280hbs，二者材料硬度差为 40hbs。4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取24z72.7828. 3242z。792

20、z2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .)(1.32. 23211hedtzuuktd2) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数3 . 1tk2） 由以上计算得小齿轮的转矩mnt28.20013） 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，1d218 .189 mpaze按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触mpah6001lim疲劳强度极限。.5502limmpah4） 计算应力循环次数 9111070272. 0)1030082(12446060hjlnn 99121021424. 028. 31070272. 0nn135) 按接触疲劳寿命系数 96. 01

21、hn99. 02hn6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 s=1 由 得 snlimmpasmpashnhhnh5 .54455099. 057660096. 0lim221lim11（2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为h1td84.39)5288 .189(28. 3128. 31100028. 25 . 132. 2.)(1.32. 23243211hedtzuuktd2) 圆周速度： smndt/5093. 0100060275.24484.3914. 310006013) 计算齿宽： mmdbtd84.3984.39114) 计算齿宽与齿

22、高比： 模数: mmdmtt66. 12484.3911 齿高: mmmht735. 366. 125. 225. 2 67.10hb5) 计算载荷系数： 查 10-8 得 动载系数 1 . 1v 对于直齿轮 1fh 查 10-2 得使用系数 用 10-4 插值法查得 7 级精度1a小齿轮非对称布置时， 由，42. 1h67.10hb 可查得 42. 1h34. 1f 故载荷系数 562. 1hhva146) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmddtt35.423 . 1562. 184.3933117） 计算模数： mmdm76. 12435.42113按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式

23、为 32112fsafadyyzktm(3)确定公式内的各计算数值查 10-20c 图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲;5001mpafe劳强度极限;查 10-18 图取弯曲疲劳寿命系数mpafe3802计算弯曲疲劳许用应力.;88. 0,85. 021fnfnkk取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,得 mpaskmpaskfnfnffefnf86.2384 . 138088. 057.3034 . 150085. 0222111计算载荷系数 k. 474. 134. 111 . 1. 1ffvakkkkk8) 查取齿形系数. 查 10-5 表得 22. 2;65. 221fafayy9)

24、 查取应力校正系数.查表得 77. 1;58. 121sasayy10)计算大、小齿轮的并加以比较.fsafayy 0165. 086.23877. 122. 20138. 057.30358. 165. 2222111fsafafsafayyyy大齿轮的数值大.(4)设计计算15 mmmmm35. 10165. 0*201100028. 2474. 12324 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m度计算的模数,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数 1.

25、35，并接近圆整为标准值,按接触强度算得5 . 1m的分度圆直径 105,算出小齿轮齿 ，295 . 135.4211mdz 大齿轮齿数 ，取.12.952928. 32z962z 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.4. 几何尺寸计算（1） 分度圆直径： mmmdmmmd1445 . 1965 .435 . 1292211（2）中心距： mmdda75.9321445 .43221（3）齿轮宽度： mmdbd5 .431取 , 5 .432bmmb5 .481第四部分 轴的设计1. 选择轴的材料及热处理。由于减速器传递的功率不大，

26、对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料 45 钢调质处理。2. 初估轴径。按扭矩初估轴的直径。16查表 15-3（课本） 取 c=110=19.73 mm1311pdcn=30.3 mm2322pdcn=44.1 mm3333pdcn3. 初选轴承（深沟球轴承） 。查表 6-1（手册）轴承型号1d1d1b轴600840 6815轴6007356214轴60105080164. 结构设计1） 轴结构设计a.草图 17 b.各轴段直径及联轴器的确定初估轴经后，即可按轴上零件的安装顺序开始确定轴径，该轴1 段安装轴承 6005，故该段直径为 40mm,2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 4

27、4mm，取 3 段为 53mm，5 段装轴承，直径和 1 段一样为 40mm，4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位及轴承安装，取 4 段为 42mm。第 6 段 36mm由电动机 d=42mm，转矩 t=108.3nm，转速 n=960r/min查表 8-5（手册）选 lt6 型弹性套柱销联轴器，公称转矩为 250 nm，半联轴器的孔径=28mm，故取该轴 7 段直径 32mm,半联轴1d器长度 l=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=84mm.1l2） 轴结构设计a. 草图 318 2 4 1 5b. 各轴段直径的确定从左端开始确定直径，该轴 1 段安装轴承 6007，故该段直径

28、为 45mm，2 段安装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 49mm，齿轮右端用轴肩固定轴肩高度为 5mm，取 3 段为 59mm，5 段装轴承，直径和 1 段一样为 45mm，4 段安装齿轮，为了便于安装，取 4段为 49mm .3） 轴结构设计a. 轴草图 19 b.各轴段直径及联轴器的选择 从左段开始确定直径，该轴轴 1 段安装轴承 6010，故该段直径为 50mm，2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 54mm，齿轮右端用轴肩固定，轴肩高度为 5mm，取 3 段为 64mm，5 段装轴承，轴径和 1 段一样为 50mm，4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位及轴承的安装，取 4

29、段为 60mm。第 6 段为 42mm 由轴转矩 t=618.11 nm，转速 n=74.7r/min查表 8-5（手册）选 lt10 型弹性套柱销联轴器，公称转矩为2000nm，半联轴器的孔径=50mm，故取该轴 7 段直径 35mm,半1d联轴器长度 l=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=107mm.1l5. 各轴段长度的确定 20 2 啮合线 啮合线 2 齿 轮 1 轴 齿 轮 3 齿 轮 2 轴 齿 轮 4 轴 18 10 7 10 18 综上1段2 段3段4 段5段6段7段dldldldldldldl轴4032447353642109401536613290轴45304998

30、59749504535轴508054406430606750642793576. 轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合，与轴承7/ 6hr内圈配合轴径选用 k6。7. 轴上的倒角与圆角为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据手册推荐，取轴肩圆角半径为 1mm，其他轴肩圆角半径均为 2mm，轴的左右端倒角均为 1 45。8. 轴的校核轴的受力分析圆周力径向力法向力=54.17225=4337n112ttfd=tan20=43370.3639=1578nrftf=4337n/0.9397=ncos20tnff =4337ntf=1578nrf=4615.3nnf21水平面

31、支反力垂直面支反力画水平面弯矩图画垂直面弯矩图画合成弯矩图画轴转矩图许用应力许用应力值应力校正系数画当量弯矩图=923024337n=1321.2n1tf212tlfll=-=4337n-1321.2n=3015.8n2tftf1tf=923021578n=480.7n1rf212rlfll=-=1578n-480.7n=1057.3n2rfrf1rf=1321.2210=2774521hm1tf1l nmm=3015.892=277453.62hm2tf2l nmm=480.7210=1009471vm1rf1l nmm=1057.392=97271.62vm2rf2l nmm =18379

32、222hvmm m1mnmm =183795.92mnmm=104.0t1t310nmm轴材料选用 45 钢调质处理=650mpa =360 mpabs用插入法由表 16.3（课本）查得=102.5 mpa0b=65mpab=0.6340bb65102当量转矩=0.634104.0=65936t310nmm当量弯矩（在小齿轮中间截面处）=195261.522mmtnmm=1321.2n1tf=3015.8n2tf=480.7n1rf=1057.3n2rf=2774521hmnmm=277453.62hmnmm=1009471vmnmm=97271.62vmnmm=1837921mnmm=183

33、795.92mnmm=104.0t310nmm=102.5 mpa0b=65mpab=0.634=65936tnmm=195261.5mnmm22 210 92 1rf2rf 1tfrf2tf nf hmtf 1hm2hm vm 1vm2vm t m 1m2m m m 校核轴径齿根圆直径=fd*2(22)adhfzhc m =（26-2 1-2 0.5） 2 =47mm轴径 =31.1mm47mm1d30.1 bm3195261.50.1 65故此轴合理9. 轴的校核轴的受力分析23圆周力径向力法向力水平面支反力垂直面支反力画水平面弯矩图=2200.2835=1144n2122ttfd=891

34、5.6n2232ttfd32 401.2 1090=tan20=3479.50.3639=1364.4n1rf1tf =tan20=8915.60.3639=3244.4n2rf2tf =3749.5n/0.9397=3990.1n11cos20tnff =8915.6n/0.9397=9487.7n22cos20tnff=3tf32312123123ttlllffllllll=591423749.58915.6220220=6760.1n=4tf11221123123ttlllffllllll=781616760.13749.5220220=5140.8n=3rf32312123123rrl

35、llffllllll=591421364.43244.4200220=2460.0n=4rf11221123123rrlllffllllll =781613244.41364.4200220 =2148n=6760.178=527287.81hm3tf1l nmm=5140.859=303307.22hm4tf3l nmm=1144n1tf=8915.6 n1tf=1364.4n1rf=3244.4n2rf=3990.1n1nf=9487.7n2nf=6760.1n3tf=5140.8n4tf=2460.0n3rf=2148n4rf=527287.81hmnmm24画垂直面弯矩图画合成弯矩图画

36、轴转矩图许用应力许用应力值应力校正系数画当量弯矩图=2460.078=1918801vm3rf1l nmm=2148.859=126779.22vm4rf3l nmm=3244.483=269285.23vm2rf2l nmm=1364.483=113245.24vm1rf2l nmm =561115.322hvmm m1mnmm =328737.32mnmm=401.2t2t310nmm轴材料选用 45 钢调质处理=650mpa =360 mpabs用插入法由表 16.3（课本）查得=102.5 mpa0b=65mpab=0.6340bb65102当量转矩=0.634401.2=254360

37、.8t310nmm当量弯矩（在大齿轮中间截面处在1m2m小齿轮中间截面处）=616076.12211mmtnmm=415653.32222mmtnmm303307.22hmnmm=1918801vmnmm=126779.22vmnmm=269285.23vmnmm=113245.24vmnmm=561115.31mnmm=328737.32mnmm=401.2t310nmm=102.5 mpa0b=65mpab=0.634=254360.8tnmm=616076.11mnmm415653.32mnmm 25 78 83 59 1nf1tf4rf 3tf2rf3rf 4tf 3rf hm hm

38、1hm 2vm 3vm4vm vm 1vm t 2t m 2m1m m 2m1m 校核轴径齿根圆直径=1fd*2(22)adhfzhc m =（107-2 1-2 0.5） 2 =209mm =1fd*2(22)adhfzhc m =（36-2 1-2 0.5） 2.5 =83.75mm轴径 =45.6mm83.75mm2d130.1 bm3616076.10.1 6526故此轴合理8. 轴的校核轴的受力分析圆周力径向力法向力水平面支反力垂直面支反力画水平面弯矩图画垂直面弯矩图画合成弯矩图画轴转矩图许用应力许用应力值=8360.7n342ttfd32 1170.5 10280=tan20=83

39、60.70.3639=3042.5nrftf=8360.7n/0.9397=8897.2ncos20tnff =n=5396.5n1tf212tlfll1428360.7220=-=8360.7n-5396.5n=2927.3n2tftf1tf=n=1963.8n1rf212rlfll1423042.5220=-=3042.5n-1963.8n=1078.7n2rfrf1rf=5396.578=4209271hm1tf1l nmm=2964.2142=420916.52hm2tf2l nmm=1963.878=153176.41vm1rf1l nmm=1078.7142=153175.42vm

40、2rf2l nmm =447931.422hvmm m1mnmm =447921.22mnmm=1170.5t3t310nmm轴材料选用 45 钢调质处理=650mpa =360 mpabs用插入法由表 16.3（课本）查得=102.5 mpa0b=65mpab=8360.7ntf=3042.5nrf=8897.2nnf=5396.5n 1tf=2927.3n2tf=1963.8n 1rf=1078.7n2rf=4209271hmnmm=420916.52hmnmm=153176.41vmnmm=153175.42vmnmm=447931.41mnmm=447921.22mnmm=1170.5

41、t310nmm=102.5 mpa0b27应力校正系数画当量弯矩图=0.6340bb65102当量转矩=0.6341170.5=742097t310nmm当量弯矩（在大齿轮中间截面处）=866804.822mmtnmm=65mpab=0.634=742097tnmm=866804.8mnmm tf nf 1tfrf2tf 1rf2rf 1hm2hm hm 1vm2vm vm 3tt 1m2m m m m 28 校核轴径齿根圆直径=fd*2(22)adhfzhc m =（112-2 1-2 0.5） 2.5 =273.75mm轴径 =51.1mme11arff=311.6/1065.5=0.3e

42、22arff查表 18.7（课本）得=0.56 =1.451x1y=0.56 =1.452x2y考虑到轻微冲击查表 18.81（课本）=1.2df=496.8n1p1111()drafx fy f=1355.3n2p2222()drafx fy f因为,所以只计算轴承 2 寿命2p1p=10hl6210()60rcn p216670()rcnp=158774h 46720h故轴轴承寿合适=311.6n2af=0.56 =1.451x1y=0.56 =1.452x2y=1.2df=496.8n1p=1355.3n2p2.轴轴承寿命计算转速 n=236.59r/min 支反力=3460.0n =2

43、148.8n1rf2rf轴承选用 6007 型深沟球轴承，查表 6-1（手册）得=21n =14.8n =8000r/min(脂润滑)rc310orc310on由=913/14.8=0.06 取 e=0.26 y=1.71aorfc310附加轴向力113460.01011.722 1.71rsfnfny11011.7sfn30轴承轴向力x y 值冲击载荷系数df当量动载荷轴承寿命222148.8628.322 1.71rsfnfny由=0af=1011.7n1af1sf=628.3n2af2sf=1011.7/3460.0=0.29e11arff=628.3/2148.8=0.29e22arf

44、f查表 18.7（课本）得=0.56 =1.711x1y=0.56 =1.712x2y考虑到轻微冲击查表 18.81（课本）=1.2df=4401n1p1111()drafx fy f=2733n2p2222()drafx fy f因为,所以只计算轴承 1 寿命1p2p=10hl6210()60rcn p116670()rcnp=76549.6h 46720h故轴轴承寿合适2628.3sfn=1011.7n1af=628.3n2af=0.56 =1.711x1y=0.56 =1.712x2y=1.2df=4401n1p=2733n2p3.轴轴承寿命计算转速 n=76.3r/min 支反力=19

45、63.8n =1078.7n1rf2rf轴承选用 6010 型深沟球轴承，查表 6-1（手册）得=32n =24.8n =5600r/min(脂润滑)rc310orc310on31由=913/24.8=0.037 取 e=0.26 y=1.71aorfc310附加轴向力轴承轴向力x y 值冲击载荷系数df当量动载荷轴承寿命111963.8574.222 1.71rsfnfny221078.7315.422 1.71rsfnfny由=0af=574.2n1af1sf=315.4n2af2sf=574.2/1963.8=0.29e11arff=315.4/1078.7=0.29e22arff查表

46、18.7（课本）得=0.56 =1.711x1y=0.56 =1.712x2y考虑到轻微冲击查表 18.81（课本）=1.2df=2497.9n1p1111()drafx fy f=1372.1n2p2222()drafx fy f因为,所以只计算轴承 1 寿命1p2p=10hl6210()60rcn p116670()rcnp=459341.6h 46720h故轴轴承寿合适1574.2sfn2315.4sfn=574.2n1af=315.4n2af=0.56 =1.711x1y=0.56 =1.712x2y=1.2df=2497.9n1p=1372.1n2p第五部分 键的设计和计算1. 轴上

47、同联轴器相连的键的设计321）选择键连接的类型和尺寸 选择单圆头普通平键由 d=40mm 查表 4-1（手册）取键宽 b=10mm 键高 h=8mm 键长 l=70mm2）校核键连接的强度由表 6-2（课本） =110mpap工作长度 l=l-b/2=653）健与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm由式=36.1mpa p3210tkldp所以此键安全取键标记 gb/t1096-2003 键 c12 8 40。 2. 轴上小齿轮同轴相连的键的设计1）选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键由 d=34mm 查表 4-1（手册）取键宽 b=10mm 键高 h=8mm 键长 l=70mm2）校核

48、键连接的强度由表 7.1（课本） =110mpap工作长度 l=l-b=603）健与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm33由式=51mpa p3210tkldp所以此键安全取键标记 gb/t1096-2003 键 10 8 40。 3. 轴上大齿轮同轴相连的键的设计1）选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键由 d=49mm 查表 4-1（手册）取键宽 b=14mm 键高 h=9mm 键长 l=50mm2）校核键连接的强度由表 7.1（课本） =110mpap工作长度 l=l-b=363）健与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5 mm由式=101.1mpa p3210tkldp所以此键安

49、全取键标记 gb/t1096-2003 键 14 9 50。 4. 轴上小齿轮同轴相连的键的设计1）选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键由 d=49mm 查表 4-1（手册）取键宽 b=14mm 键高 h=9mm 键长 l=50mm342）校核键连接的强度由表 7.1（课本） =110mpap工作长度 l=l-b=363）健与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5 mm由式=101.1mpa p3210tkldp所以此键安全取键标记 gb/t1096-2003 键 14 9 50。 5. 轴上大齿轮同轴相连的键的设计1）选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键由 d=69mm 查表 4-1

50、（手册）取键宽 b=20mm 键高 h=12mm 键长 l=63mm2）校核键连接的强度由表 7.1（课本） =110mpap工作长度 l=l-b=553）健与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=6mm由式= 103mpa p3210tkldp所以此键安全取键标记 gb/t1096-2003 键 20 12 75。356. 轴上同联轴器相连的键的设计1）选择键连接的类型和尺寸 选择单圆头普通平键由 d=63mm 查表 4-1（手册）取键宽 b=18mm 键高 h=11mm 键长 l=80mm2）校核键连接的强度由表 7.1（课本） =110mpap工作长度 l=l-b/2=723）健与轮毂键槽的接

51、触高度k=0.5h=5.5 mm由式= 93.8mpa p3210tkldp所以此键安全取键标记 gb/t1096-2003 键 c18 11 80。第六部分 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啮合质量，大端盖分机体采用配合.67ish1. 机体有足够的刚度在机体外加肋，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，其表面粗糙度为3. 机体结构

52、有良好的工艺性.36铸件箱盖壁厚为 9mm，箱座壁厚 10mm，圆角半径为 r=50mm。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盖板上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.e 起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。f 定位销：为保证剖分式机体