机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书1

1、一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图11电动机 2V带 3齿轮减速器 4联轴器 5滚筒 6输送带三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为 ±5%.四、原始数据滚筒直径D（mm）：320滚筒轴转矩T（N·m）：900五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器

2、等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求11. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计.一. 电动机的选择一、电动机输入功率PwTnw900´44.785Pw=4.219kw 95509550二、电动机输出功率Pd其中总效率为Pd=Pw查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。Y132S-4(同步转速1440rmin，4极)的相关参数表1二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比查表可得V带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮

3、传动单级传动比常用值为35，展开式二级圆柱齿轮减速器i1»(1.31.5)i2。初分传动比为iV带=2.5，i1=4.243，i2=3.031。2二、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n=2、各轴功率3、各轴转矩Td=9550P5.5d=9550=36.476Nm nd1440T0=36.4762.50.96=87.542Nm =TdiV带Ti1=T=87.5424.2430.990.97=356.695NmT=Ti2=356.6953.0310.990.97=1038.221Nm 表23三 V带传动的设计计算一、确定计算功率Pca查

4、表可得工作情况系数kA=1.2 故Pca=kAP=1.25.5=6.6kw 二、选择V带的带型根据Pca、n，由图可得选用A型带。 三、确定带轮的基准直径dd并验算带速v1、初选小带轮的基准直径dd1。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径dd1=90mm 2、验算带速v按计算式验算带的速度v=dd1n901440601000601000因为5s<v<30s，故此带速合适。 3、计算大带轮的基准直径dd2按式(8-15a)计算大带轮的基准直径dd2=iV带dd1=2.590=225mm表8-8，圆整得根据教材dd2=224mm。4、确定V带的中心距a和基准直径Ld（1）按计算式

5、初定中心距a0=500mm (0.7dd(1+dd2)a0（2）按计算式计算所需的基准长度42d)d(1+dd2(dd2-dd1)2(224-90)2=2430+(90+224)+Ld02a0+(dd1+dd2)+2443024a0=1364mm查表可选带的基准长度Ld=1400mm（3）按计算式计算实际中心距aaa0+Ld-Ld01400-1364=(430+)mm=448mm 22中心距的变化范围为(427mm 490mm)。5、验算小带轮上的包角11180-(dd2-dd1)=180-(224-90)=163 120 a4486、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率Pr 由dd1=9

6、0mm和n=1440rmin查表可得P0=1.064kw 根据n=1440rmin，i=2.7和A型带，查表可得P0=0.169kw、k=0.956、kL=0.96。（2）计算V带的根数Z7、计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 查表可得A型带的单位长度质量q=0.10kgm (F0)min=500(2.5-k)PcakZv+qv22.5-0.956)6.6(=(500+0.16.7822)N=136N0.95666.782 应使带的实际初拉力F0>(F0)min。8、计算压轴力Fp5压轴力的最小值为(FP)min163。=1614N =2Z(F0)minsin=26136sin2

7、21四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、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Z1=20，大齿轮齿数Z2=4.24320=85，取Z2=85（5）选取螺旋角，初选螺旋角=142、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d1t查图10-30可选取区域系数ZH=2.433 查表10-7可选取齿宽系数d=1 查表10-6可

8、得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP。查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限12Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。 按计算式计算应力循环次数N1=60n1jLh=605761(283005)=8.2941088.294108查图可选取接触疲劳寿命系数kHN1=1.02，kHN2=1.12。6计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，按计算式(10-12)得kHN1Hlim1=1.02600=612MPa SH1=H2=H=H1+H22kHN2Hlim2=1.12550=616MPaS=612+616=614MPa 2

9、（2）计算相关数值 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t=50.07mm 计算圆周速度 v=d1tn1601000=50.07576计算总相重合度 =0.318dZ1tan=0.318120tan14 =1.586 计算载荷系数k 查表可得使用系数kA=1，根据v=1.509s，7级精度，查表10-8可得动载系数kV=1.07，由表10-4查得KH的值与直齿轮的相同，为1.419 kF=1.350，kH=kF=1.4 7按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得d1=d1t=45.814=55.046mm 计算模数mnd1cos55.046cos14mn=2.671mm Z1

10、203、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即mnSa（1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数查表取应力校正系数YSa1=1.569，YSa2=1.783。查表取齿形系数YFa1=2.724，YFa2=2.194。(线性插值法)查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.87，kFN2=0.90。计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，按计算式(10-22)计算得8 F1=F2计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以计算2.1941.783=0.016244.286

11、YFa2YSa2F2=大齿轮的数值较大。（2）设计计算mn=1.979mm 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mn=2mm，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d1=55.046mm来计算应有的齿数，于是有d1cos55.046cos14Z1=26.705 mn2取Z1=27，则Z2=i1Z1=4.243271154、几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1+Z2)mn=(27+115)2=146.347mm 2cos2cos14将中心距圆整为a=147mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arcc

12、os(Z1+Z2)mn2a=arccos(27+115)2=14.986。 2147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9Z2mn1152=238.099mm coscos14.986。d2=（4）计算齿轮宽度圆整后取B1=55mm，B2=60mm。二、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。（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)，

13、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Z3=23，大齿轮齿数Z4=233.031=70.92470（5）选取螺旋角，初选螺旋角=142、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d3t（1）确定公式内的各计算数值查表可得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa，大齿 10 12轮的接触疲劳强度极限Hlim4=550MPa。 按计算式计算应力循环次数 N3=60n2jLh=60135.7531(283005)=1.9551081.955108查图可选取接触疲劳寿命系数kHN3=1.12，kHN

14、4=1.18。 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1,于是得 H3=H4kHN3Hlim3=1.12600=672MPa Sk=HN4Hlim4=1.18550=649MPa SH'=H3+H42=672+649=660.5MPa 2（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d3t=76.848mm 计算圆周速度v'=d3tn276.848135.753=0.546ms 601000601000计算齿宽b'及模数mnt'd3tcos76.848cos14mnt'=3.240mm Z323计算总相重合度'11'

15、;=0.318dZ3tan=0.318123tan14 =1.824 计算载荷系数k查表可得使用系数kA=1，根据v'=0.546ms，7级精度，查表可得动载系数kV'=1.04，kH'=1.425，kF'=1.36，kH'=kF'=1.4 故载荷系数k'=kAkV'kH'kH'=11.041.41.424=2.075 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得d3=d3t=76.848=83.804mm 计算模数mn'd3cos83.804cos14mn'=3.535mm Z3233、按齿

16、根弯曲强度设计，按计算式试算即mn'（1）确定公式内的各计算数值根据纵向重合度'=1.824，查图可得螺旋角影响系数Y'=0.88。 计算当量齿数ZV3=Z323=25.178 cos3cos314Z470=76.628 33 coscos14ZV4=查表可取齿形系数YFa3=2.616，YFa4=2.227。 查表可取应力校正系数YSa3=1.591，YSa4=1.763。(线性插值法) 查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380MPa。12查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN3=0.90，kFN4=0.93。计算弯曲疲劳许

17、用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，按计算式计算k0.93380=252.429MPa F4=FN4FE4=S1.4F3=计算大、小齿轮的YFaYSaF'并加以计算2.2271.763=0.016 252.429YFa4YSa4F4=大齿轮的数值较大。（2）设计计算mn'=2.572mm 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mn'=3mm，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d3=83.804mm来计算应有的齿数，于是有d3cos83.804cos14Z3=27.105 mn3

18、取Z3=26，则Z4=i2Z3=3.03128=84.868854、几何尺寸计算（1）计算中心距a'=(Z3+Z4)mn'=(28+85)3=174.689mm 2cos2cos14将中心距圆整为a'=175mm。13（2）按圆整后的中心距修正螺旋角'=arccos(Z3+Z4)mn'=arccos(28+85)3=14.403。 2a'2175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Z4mn'853=263.274mm cos'cos14.403。d4=（

19、4）计算齿轮宽度圆整后取B3=90mm，B4=95mm。五 轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力tanntan20Fre=Fte=3398=1275N coscos1421'41"Fae=Ftetan=3398tan13.7。=846N2、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A0=112应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使d-与带 14轮相配合，且对于直径d100mm的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取d-=25mm。4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴

20、的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取LI-II=90mm，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取dII-III=32mm，根据装配关系，定LII-III=35mm（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为dDB=35mm80mm21mm，故dIII-I=35mm=dIII-IX，III-I段挡油环取其长为19.5mm,则LIII-I=40.5mm。（3）III-I段右边有一定位轴肩，故取dIII-II=42mm，根据装配关系可定LIII-II=100mm，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取LII-I=LII-III=5mm,dII-III=44mm。（4）齿面

21、和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则LIII-IX=42mm（5）计算可得L1=104.5mm,L2=151mm,L3=50.5mm、（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为bhL=10mm8mm80mm,大带轮与轴的配合为H7，流动轴承与轴的周r6向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2带传动有压轴力FP(过轴线，水平方向)，FP=1614N。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 图一15图二图三注图二中Fae通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中Ft

22、e通过另加转矩而平移到指向轴线 Fr2V(151+50)-Faed1-Fre151=0 2Fr2V=2163NFr1V=Fre-Fr2V=1824N 同理16Fr2H=853NFr1H=Fte-Fr2H=3398-853=2545NFr1=3131N Fr2=2014N 6 、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa27、求轴承的当量动载荷P1和P2对于轴承1Fa12215.2=0.70>0.68 Fr13131Fa21369.52=0.68 Fr22014对于轴承2对于轴承2X2=1，Y2=0P1=fP(X1Fr1+Y1Fa1)=1(0.413131+0.872215.2)=3210.934N

23、 P2=fP(X2Fr2+Y2Fa2)=1(12014+0)=2014N8、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1>P2则有C=P1=3210.934=24993.1N<Cr 17故7307AC符合要求。9、弯矩图的计算 水平面： FNH1=853N,FNH2=2545N,则其各段的弯矩为： BC段：由弯矩平衡得M-FNH1x=0M=853x(0x151) CD段：由弯矩平衡得 M-FNH1x+(x-151)=0M=-2545x+513098(151x201.5) MH=853151N mm=128803N mm. 铅垂面：FNV1=2163N,FNV2=1824N,FP=1614N,

24、则其各段弯矩为： AB段：则M-FPx=0M=1614 (0x104.5) 18BC段：则M-FPx+FNV1(x-104.5)=0M=-549x+226034(104.5<x255.5) CD段：则M-Fpx+FNV1(x-104.5)+Fr(x-255.5)-Ma=0 M=-1824x+567555 (255.5<x306) 做弯矩图如下 19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20算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表表310、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B)的强度。根据计算式及上表

25、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=60MPa，因此ca<-1，故安全。11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）根据d=35mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：b=10mm,高度：h=8mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=80mm键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得P=120150MPa21取其平均植，P=135MPa b=80-5=75mm 2键的工作长度l=L-键和轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm

26、2T28.754104=17.0MPa<P，故合适。 则P=kld47535所以选用：键C 10mm8mm80mm GB/T 1096-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为2。二、中间轴的设计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Fte、Fre、Fae都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为 Fte1=3398N Fre1=1275N Fae1=846N中速轴小齿轮上的三个力分别为Fte2=3944NFre2=1482N2、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A0=11

27、2Fae2=1013Ndmin=A0=112=37.44mm 轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径d100mm的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取d-=40mm。4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为：dDB=40mm68mm15mm. 22故dI-II=40mm.用挡油环定位轴承，故LI-II=21mm,I-II段右边有一定位轴肩，故dII-III=48mm.低速级小齿轮与箱体内壁距离为16mm,与箱体内壁距离为8mm，故左边挡油环长为24mm，则LII-III

28、=20mm.（2）低速级小齿轮轮毂为95mm，即LIII-IV=95mm.取两齿面的距离为8mm，即LIV-V=8mm.（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故LVII-VIII=21mm,LVI-VII=26.5mm。V-VI段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55mm，故取LV-VI=51mm.V、VI、VII各有一定位轴肩，故依次可取dIV-V=60mm,dV-VI=52mm,dVI-VII=46mm.（4）计算可得L1=68.4mm,L2=83mm,L3=55mm.6、轴上零件的周向定位低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。其尺寸为bhL=16mm10mm40mm,齿轮与轴的配合为H

29、7，滚动轴承r6与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6。 求两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2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 图一图二23图三7、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 由齿轮中计算得，Fr1v=1128N,Fr2v=1629N Fr1H=1118N,Fr2H=1664NFr1=8、求轴承的当量动载荷P1和P2对于轴承1Fa11564.4=0.98>0.68 Fr1158824对于轴承2Fa21397.4=0.60.68 Fr22329对于轴承2X2=1，Y2=0P1=fP(X1Fr1+Y1Fa1)=1(0.411588+0.

30、871564.4)=2012.108N P2=fP(X2Fr2+Y2Fa2)=1(12329+0)=2329N9、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1>P2则有C=P1=5391.454=30602.810N<Cr 故7208AC符合要求。10、弯矩图的计算水平面：FNH1=1664N,FNH2=1118N。AB段：则M=-FNH1x,即M=-1664x (0x68.4)BC段：25则M+FNH1x-Ft3(x-68.4)=0M=2280x-269770 (68.4<x151.4) CD段：则M+FNH1x-Ft3(x-68.4)+Ft2(x-151.4)=0 M=-1118x

31、+784227 (151.4<x206.4)。 铅垂面：FNV1=1629N,FNV2=1128N AB段：M-FNVx=0M=1629x (0x68.4) BC段：26M-FNV1x+Fr3(x-68.4)=0M=147x+145296 (68.4<x151.4) CD段：M-FNV1x+Fr3(x-68.4)+Fr2(x-151.4)-Ma3+Ma2=0 M=-1128x+232819 (151.4<x206.4)1629x(0x68.4)M=147x+145296(68.4<x151.4) 232819-1128x(151.4<x206.4)做弯矩图如下27

32、28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MH、MV及M的值列于下表表411、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=60MPca<-1，a，故安全。12、键的选择和校核一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）d=52mm,b=16mm,h=10mm. 取键长L=40mm，键、轴承和轮毂

33、材料都为钢查表可得P=120150MPa29取其平均植，P=135MPa键的工作长度l=L-b=40-16=24mm键和轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm 2T23.56695105=110MPa<P，故合适。 则P=kld42552所以选用：键 16mm10mm40mm GB/T 1096-200313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245 ，各轴肩处圆角半径见365页三、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Fte、Fre、Fae都是作用力与反作用力的关系，则tanantan200Fa=Fttan=3944tan

34、14.403=1013N2、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A0=112dmin=A0=112=53.5mm 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d为了使所选的轴直径d-，-与联轴器的孔径相配合，且对于直径d100mm的轴有两个键槽时，应增大10%-15%，然后将轴径圆整，故取d-=60mm。并选取所需的联轴器型号联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表可得，考虑到转矩变化小，故取KA=1.3 30Tca=KAT3=1.31038221N mm=1349687N mm其公称转矩为2.8106Nmm。半联轴器的孔径d1=60mm，长度L=142mm，半联轴器

35、与轴配合的毂孔长度L1=107mm4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故-段的直径d-=72mm。查手册99页，选用LX4型弹性柱销联轴器L初选滚动轴承7051AC，则其尺寸为dDB=75mm115mm20mm. 故dIII-IV=dVII-VIII=75mm.左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm， 则LIII-IV=40mm.挡油环右侧用轴肩定位，故可取dIV-V=88mm取齿面与箱体内壁距离a=18.5mm,轴承座距箱体内壁距离为s=8mm。 用挡油环对齿面定位时，为了使油环

36、可靠的压紧齿轮，VI-VII段应略短于轮毂宽度，故取LVI-VII=86mm,所以取LVII-VIII=53mm.齿轮左侧用轴肩定位，取h=7mm,则dV-VI=104mm，轴换宽度b1.4h，取LV-VI=12mm。由装配关系可确定LIV-V=60mm.计算得L1=145.5mm，L2=132.5mm，L3=67mm。6、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bh=25mm14mm，L=70mm，齿轮轮毂与轴的配合为H7。n6同样半联轴器与轴连接，采用键bhL=18mm11mm100mm。半联轴器 31与轴的配合为H7。滚动轴承与轴的周

37、向定位是由过渡配合保证的，此外选k6轴的直径尺寸公差为m6。7、轴上齿轮所受切向力Fte=3944N，径向力Fre=1482N，轴向力Fae=1013N T3=1038221N mm，d4=263.274mm。8、求两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2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二32图三Fr2V=Fre-Fr1v=1482-1740.605=-258.605Fre146.8+FaeFr2H=Fte-Fr1H=3944-2871.921=Fr1=9、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2Fae+Fd2=1762.923<Fd1,10、求轴承的当量动载荷P1和

38、P233Fa1向载荷系数分别为：对于轴承1 X1=1，Y1=0对于轴承2 X2=1，Y2=0因轴承运转载荷平稳，按表13-6，则fp=1.0 1.2，取。fp=111、求该轴承应具有的额定载荷值 。预期寿命L'h=530016=24000h 故合格12、弯矩图的计算水平面： FNH1=1072N ,FNH2=2852N. AB段：弯矩为0BC段：M-FNH1x=0M=1072x (0x132.5) CD段：M-FNH1x+Ft(x-132.5)=0M=-2852x+568974 (132.5<x199.5) 34M=1072x(0x132.5)-2852x+568974(132.

39、5<x199.5)铅垂面：FNV1=259N,FNV2=1741N. AB段弯矩为0 BC段:M+FNV1x=0M=-259x (0x132.5) CD段：M+FNV1x+Fr(x-132.5)-Ma=0M=-1731x+345335M-259x(0x132.5)V=-1731x+345335(132.5<x199.5)做弯矩图如下35 (132.5<x199.5)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MH、MV及M的值列于下表 表53613、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

40、)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前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得-1=60MPa，因此=0.6，轴的计算应力 ca=649539=8.91<-1，故72900安全。14、键的选择和校核选键型为普通平键（A） 根据d=90mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=25mm，高度h=14mm。取键长L=70mm。键轴和毂的材料都是钢，有表6-2查得许用挤压应力p=120 150MPa，取平均值p=135MPa。70-25=45mm键的工作长度l=L-b=，键与轮毂键槽的接触高度2T10321038.221103k=0.5h=0.514

41、=7mm，p=74MPa<pkld74590A：25mm14mm70mm GB/T 1096-2003377、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245 ，各轴肩处圆角半径为2。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. 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，其表面粗糙度为6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，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