二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、计算及说明结果第一章设计任务书§1-1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。3、使用期限：十年，大修期三年。4、生产批量：10台。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。7、运输带速度允许误差：土5%8、原始数据：输送带的工作拉力F=2600N输送带的工作速度v=1.1ms输送带的卷筒直径d=200mm第二章传动系统方案的总体设计、带式输送机传动系统方案如下

2、图所示§2-1电动机的选择1 .电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pw 2.86kwpv26001.1PWY2.86kw10001000设：轴一一对滚动轴承效率。轴=0.9901一一为齿式联轴器的效率。01=0.99齿一一为7级齿轮传动的效率。齿=0.98筒输送机滚筒效率。筒二0.96估算传动系统的总效率：0.86pr 3.33kw；142筒0.9920.9940.9820.960.86工作机所需的电动机攻率为：Prpy2.860.863.33kwY系列三相异步电动机技术数据中应满足：。PmPr,因此综合应选电动机额定功率60 v 6010001.1n w 105

3、 .1 r / minD2003.14方案比较力杀万型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min1Y112M 24.0KW300028902丫112M 44.0KW150014403丫132M164.0KW10009604丫160M184.0KW750720Pm 4kw2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速nw 105.1r min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1£其主要参数如下表：方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩最大转矩额定转矩额

4、定转矩3Y132M164.0KW10009602.02.0主要外形和安装尺寸见下表:§2-2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：m960105.19.13i2,i/1.3.9.13/1.32.65i3i9.13345i22.653-45i9.13i22.65i33.45传动系统各传动比为:i011,i22.65%3.45,i41§2-3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴n0960rminp03.33kwp03.33To9550”0955033.13N?mn09601轴一一减速器中间轴n1迎960rminp1p0013.

5、330.993.297kwi01计算及说明结果T1T0i010133.1310.9932.8N?m2轴一一减速器中间轴ni960n2278.3r/minp2P1123.2970.973.2kwi33.45T21i31232.83.450.970.97106.5N?m3轴一一减速器低速轴n3”2783105.02r/'mini22.65p3p2233.20.973.104kwT3T2i223106.52.650.97273.8N?m4轴一一工作机n4n3105.02r/minp4p3343.1040.98013.04kwT4T3i434273.810.9801268.4N?m各参数如左图

6、所示轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min960960278.3105.02105.02功率kw3.333.2973.23.1043.04转矩N?m33.1332.8106.5273.8268.4联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比13.452.651传动效率0.990.970.970.9801第三章高速级齿轮设计已知条件为P=3.297kW,小齿轮转速n1=960r/min,传动比i1=3.45由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，教荷平稳，连续单向运转。计算及说明结果一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机，速度不高，故用7

7、级精度（GB10095-88）3）材料选择：由机械设计第八版课本表10-1可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬差为40HBs4）选取小齿轮齿数乙二24,大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.45X24=82.8取乙二83。§3-1按齿面强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，口3KT即：dt>2.32V；?du±l1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩：Ti95.5X15）X3.297/Nmm=3.28<104Nmm9601）由表10-7选取齿宽系数？d=1

8、。12）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa2o95.5X15PlnI-3）由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim1=600MPk；大齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim2=550MR3o4）计算齿轮应力循环次数：Ni=60nIjLh=60X960X1X（1X8X365X10）=1.68192X109N11.68192X10及N2=4.88X1082i13.457）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数Khni=0.88;Khn2=0.918）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,由式（10-12）得:近=KHNm0.88X600Ma=5

9、28MaTi43.2810Nmmb_46.21h 4.34=10.65du vmt46.21mm2.32 mS1.93mmch2=KHN2s3m2=0.91X550MPa=500.5MB2）计算1）试算小齿轮分度圆直径dit,代入东中较小的值3KT1u±l/ZE、231.3X3.28X1044.46189.82dit>2.32V(-E-)=2.32V'()mm46.2?du加13.46'500.5/1mm2)计算圆周速度v。7tditN13.14X46.21X960v=m/s=2.32m/s60X100060X10003)计算齿宽bob=?dd1t=1X46.2

10、1mm=46.21mm4)计算齿宽与齿高之比匕。h模数mt="=46.21mm=1.93mmtz124齿高h=2.25mt=2.25X1.93mm=4.34mmKd11.700450.4mm5）计算载荷系数。根据v=2.32m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.20；直齿轮，Kh=Kf=1；由表10-2查得使用系数Ka=1;由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khb=1.417,b,由h=10.65,Khb=1.417查图10-13得心日=1.35;故载荷系数K=KAKVKHaKhb=1X1.20X1X1.417=1.70046）按实际的载荷系数

11、校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得,3K31.7004d1=d1tvK-=46.21x/y3mr=50.4mm7）计算模数nrm=2.1mm许dl z150.4mm=2.1mm24§ 3-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m> YT2（手手）?d Z1阡1）确定公式内的各计算数值1)由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限0FE1 =500 M=a；大齿轮的弯曲疲劳2)3)强度极限0FE2 = 380 MPa ;由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni =0.85,计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数砰1 =KFN1 中E1 0.85

12、 X 50KFN2 <TE2OF 2=-一 S1.40.87 x 380MPa=303.57MFaM=a=236.14MFa4)计算载荷系数5)查取齿形系数6)7)Kfn2 =0.87 ;S=1.4,由式(10-12)得K= K=KAKVKFaKF3=1X1.20 X1 X1.35=1.62由表 10-5 查得YFa1 = 2.65 , YFa2 =2.206。查取应力校正系数。由表10-5查得Ysa1=1.58, Ysa2=1.745。计算大、小齿轮的Y FaYSa并加以比较。（TF Y Fa1 Y Sa1 2.65 X 1.58303.57= 0.0138K=1.623=2，产=0.

13、0163因此，大齿轮的数值大。2）设计计算、3/2X1.62X3.28510V;X0.0163mm=1.44mm1X24Z1=34Z2=118d1 51mmd2 177mma 114 mmB1 56mmB2 51mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数1.44mm并就近圆整为标准模数1.5,按接触强度算得的分度圆直径d1=50.40mm.d5040算出小齿轮齿数Z1=33.6=34m1.5大齿轮齿数Z

14、2=3.45X34=117.3,取Z2=118这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3）几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1=z1m=34<1.5mm=51mmd2=z2m=118X1.5mm=177mm（2） 计算中心距a=d1+d2=51+177mm=114mm22（3）计算齿轮宽度b=?dd=1X51mm=51mm取B2=51mmB1=56mm第四章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率巳=3.2kW,小齿轮转速n2=278.3r/min，传动比i?=2.65由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运

15、转。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）传动方案为直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.3）材料选择。由教材机械设计第八版，表10-1选择小齿轮材料为40G（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40HBS4)选/、齿轮齿数Z3=24,Z4=2.65X24=63.6,取Z2=64。§4-1按齿面强度设计(设计公式为：d2t >2.32布21）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数：Kt =1.32)95 5 X 15P计算小齿轮传递的转矩：t2=n295.5 X 15

16、)X 3.2 N - mm278.3T21.098 105Nm=1.098X105N-mm2)由表10-7选取齿宽系数？d = 1。3)1由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa2o4)由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim3=600MB；大齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim4=558Pa。5)计算齿轮应力循环次数:N3=60n2jLh=60X278.3X1X(1X8X365X10)=4.876X108_N14.876X108N4=-=1.84X108i22.657)由图10-19取接触疲劳强度寿命系数Khn3=0.91;Khn4=0.9218）计算接触

17、疲劳需用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,由式（10-12）得: CH3 =KHN3 5im3CH 4 =SKHN4 5im4=0.91 X600Ma=546Ma=0.921 X550MPa=506.55MPa2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d2t,代入用中较小的值。d2t>2.32：。2门（Ze?du明3/1.3X1.098X5103.65/189.8=2.32翁）mm70.11mm2）计算圆周速度Vo兀d2tn2v=60x10003）计算齿宽bo3.14X70.11X278.3,八八，m/s=1.02m/s60X1000b=?dd2t=1X70.11mm=70.11mm4）计算齿

18、宽与齿高之比b-。h模数mt=-2=70.11mm=2.92mmtZ324齿高h=2.25mt=2.25X2.92mm=6.57mmb70.11=10.671h6.575）计算载荷系数。根据v=1.02m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1；直齿轮，丸=K=1;由表10-2查得使用系数Ka=1;由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khb=1.420。,b由h=10.671,KhL1/2。查图10-13得小.38；故载荷系数K=KaKvKhkKhb=1X1.1X1X1.420=1.5626）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d2=

19、d2tVKK-=70.11X曹mrm74.4mmd274.47）计算模数mim=mm=3.1mmZ324d2t70.11mmv1.02m/mt2.92mmH=6.57mmK1.562d274.4mmm3.1mm§4-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m>KT|（YFaYSa）?dz3'中）1）确定公式内的各计算数值1)由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（rFE3 =500 M=a；大齿轮的弯曲疲劳强度极限0FE4=380MPa；2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =0.87Kfn4 =0.89;3)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲

20、疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得KFN3 crFE30.87 X 50KFN4 (TFE4OF 4=；- S1.40.89 x 380MPa=310.70MP3M=a=241.57MF>1.4 aa4)计算载荷系数 K= K=KAKvKFaKFB=1X1.1 X1X1.38=1.518K 1 .5185)查取齿形系数。由表10-5查得YFa3 =2.65, YFa4 =2.256。6)7)查取应力校正系数。由表10-5查得YSa3=1.58, YSa4=1.738。计算大、小齿轮的YFaYS a并加以比较。吓Y Fa3 Y Sa3 2.65 X 1.58；=0.0135叩33

21、10.70Y Fa4 Y Sa4 2.256 X 1.738=0.0162中4241.57因此，大齿轮的数值大。2）设计计算3 /2X 1.518 x 1.098 5 10V:X 0.0162 mm=2.11mm1 X 24对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数3mm按接触强度算彳4的分度圆直径d2=70.11mmZ324Z464d3 72mmd4 192mma 132mmB3 77mmB4 72mm

22、算出小齿轮齿数z3=d2=701L=23.37«=243m3大齿轮齿数Z4=2.65X24=63.6,取Z4=64这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d3=z3m=24<3mm=72mmd4=z4m=64X3mm=192mm(1)计算中心距a=d3+d4=72+192mm=132mm22(3)计算齿轮宽度b=?dd3=1X72mm=72mmMB4=72mmB3=77mm第五章各轴设计方案§5-1高速轴的的结构设计1)、求I轴上的功率p13.297KW转速n1960r

23、/min转矩T132.8N/min2)、计算作用在齿轮上的力：转矩：T19.55106PLn12Tl232.8一圆周力：Ft13-1286.3Nd51103径向力：FrFttan201286.30.36397468.17N3)、初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HB/表取A=112.33.297根据公式dA0.mm16.9mm计算轴的最小直径，并加大3现考虑,960键槽的影响。4）、.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-11234567图3-2-1输入轴轴段主要用于安装联轴器，具直径应于联轴器

24、的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为TcaKaT1,考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取Ka1.3,则：TcaKaT11.332.842.64Nm。根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径d120mm,因此选取轴段的直径为d120mm。半联轴器轮毂总长度L52mm,（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L138mm0（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为d120mm为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm轴段总长为L36mm。轴段2:此轴段为连接轴身，

25、为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d223mm。对于轴承端盖的宽度有e=1.2X6=7.2mm,取轴承端盖的宽度为41mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取l2=71mm。轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6305深沟球轴承。宽度B17mmo所以轴段直径应为轴承内圈直径d225mm;为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段4：取齿轮距箱体内壁的距离a=11mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取s=10mm,已知滚动轴承宽度为B=17mm第一个小齿轮轮毂宽度为77mm,在轴承左侧有一挡油盘，取其长度为30mm,则此段

26、轴的长L4=77+10+11+10-6-30=72mmL3=B+s+a+(56-52)=42mm取其直径为d4=32mm轴段5:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07?故h>0.07X28=1.96,h=4mm,则轴环处直径d5=34mm。轴环宽度b>1.4h,取L5=8mm。轴段6：为安装齿轮部分d428mm,齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为56mm为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L452mmo轴段7:为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为25mm,长度为47mm。§5-2中间轴的结构设计1)、求2轴上的功率p

27、23.2KW转速n2278.3r/min转矩T2106.5N/min2)、计算作用在齿轮上的力：转矩：T29.55106PLn2圆周力：Ft2T22106.51203.4Nd177103径向力：FrFttan20120340.36397438N3）、初步估算轴的直径:选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HB/表取A=1123根据公式dA0.2_mm25.3mm计算轴的最小直径，并加大3刈考虑键槽的278.3影响，轴结构如图3-2-2所示。12345图3-2-2中间轴4）、.轴的结构设计：（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。：该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡

28、油盘定位。轴段1为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6306深沟球轴承。宽度B17mmo所以轴段直径应为轴承内圈直径d230mm;为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段2:为安装齿轮部分d236mm,齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为51mm为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L248mm。轴段3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07?故h>0.07X35.5=2.485，取h=4mm,则轴环处直径d3=43mm。轴环宽度b>1.4h,取L3=12mm。轴段4:为安装齿轮部分d436mm,齿轮的右端与轴承之间采用挡

29、油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为77mm为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L473mm0轴段为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径d530mm；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度L545mm§5-3低速轴的结构设计1）、求I轴上的功率p33.104KW转速n3105.02r/min转矩T3273.8N/min32）、计算作用在齿轮上的力：转矩：T39.55106P3%圆周力：Ft2T32 273.8d 192 10 34591.9N径向力：FrFttan204591.90.363971671.3N3）、初步估算轴的直径：选取45号钢作为

30、轴的材料，调质处理。硬度为217255HB/表取A）=112根据公式dmin3.104 105.02mm 34.63mm计算轴的最小直径，并加大 3%Z考虑键槽的影响。4）、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-37654321图3-2-3输出轴选择联轴器。联轴器的计算转矩为TcaKaT3,考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取Ka1.3,则：TeaKaT31.3273.8355.94Nm。caA3根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径di40mm,因此选取轴段的直径为d640mm。半联轴器轮毂总长度

31、L112mm,(J型轴孔)，与轴配合的轮毂孔长度为Li84mm。(2)确定各轴段的直径和长度：轴段：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6309深沟球轴承。宽度B25mmo所以轴段直径应为轴承内圈直径di45mm;为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm则轴段的长度为L155mm轴段2:为安装齿轮部分d450mm,齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为72mm为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L469mm0轴段：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07?故h>0.07X50=3.56，取h=4mm,则轴环处直径d

32、3=58mm。轴环宽度b>1.4h,取L3=10mm。轴段4:此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d250mm。长度为综合计算后得到的L450mm段：为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径d545mm;为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为L550mm轴段：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d643mm。轴承端盖的宽度为35.4mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取l6=65.4mm。轴段：为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为d740mm0为保证定位要求，半联轴器左端用一套筒定位，轴段的长

33、度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm轴段总长为L782mm0第六章轴的强度校核§6-1高速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力d151mm2T1而：圆周力Ft d12 32.851 10 31286 .3N径向力Fr Fttan1286 .3tan 20468.17 N在垂直面上：EF = 0,FR = F NV1 + F NV2M 0, Fr 57F NV 22040解得：FNV1Mv=417.41NFNV2 = 161.85N417.41 57 23792.37N mm在水平面上:0,Ft FNH

34、 1 FNH0,Ft 57 Fnh 22040解得Fnh11130.2NMh1130.2 57Fnh2 = 360N54001. 2N mm危险截面在安装齿轮处d = 25mmd 33.mmca32M,65368. 74223792269421N mm34.70MPa60MPa所以轴安全。弯矩图如图3-2-4r*上，干*rrmrnTnniTnTnTrTTrniTrnTHlTLTHrnTrnTn”§6-2中间轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在大齿轮上的力圆周力Fti2T2di2 106.51

35、7710 31203.4N径向力Fr1Fttan1203.4tan20438N作用在小齿轮上的力2T22106.5圆周力Ft2232958.33Nd17210径向力Fr2Fttan2958.33tan201076.7N在垂直面上：EF=0,Fr1+Fr2=Fnv1+Fnv2=438+1076.7=1514.7NM0,Fr158Fr2135FNV22060解得：Fnv1=862.46NFnv2=1034.75NMV1862.465850022.68NmmMH1166.79589673.82NmmM1MH12MV1250949.5NmmF在水平面上M0, Ft1FNH1Ft2FNH 20,Ft1

36、58 Fh2 206 % 135 0解得:Fnh1=166.79NFnh2=1979.68NMv21034.75 71 73467.25N mm1979.6871140557.28Nmmca1ca2M2d 3322M V2158599.45N mm0.1d 350949520.6 1379802WM2T22W0.1 35.53Mpa 21.73MPa15859.452 0.6 13798C20.1 35.53Mpa 39.99MPa1 60MPa1 60MPa所以轴安全。§6-3低速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力d12

37、27.5mm作用在齿轮上的力而圆周力Ft2T3d1径向力FrFttan2852.1tan201037N在垂直面上:EF=0,Fr=FnV1+FnV2M0,Fr138Fnv22120解得：Fnv1=450.08NFnv2=839.35NMv450.0813862111.04Nmm在水平面上:F0,FtFnh1Fnh2M 0,Ft 138 Fnh2 212 0解得FNH1=1236.6NFNH2=2306.08NMH1236.6138170650.8Nmm危险截面在安装齿轮处d=50mm12500mm332H2 Mv2.170650.82 62111.04218160182 0.6 4029802

38、W181601.8N mm24.1SMPa1 60MPaMpaca12500T3 2a卜aJrnnTinillflKllrnTb第七章滚动轴承选择和寿命计算1) .高速轴上轴承采用6305型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=25mm外径D=62mm宽度B=17mm校核I轴轴承是否满足工作要求1)求轴承径向支反力Fri、Fr2(a)垂直平面支反力Fvi、Fv2Fvi417.41NFV2161.85N(b)水平面支反力Fh1、Fh2FH11146.82NFh2444.68N(c)合成支反力F1、Fr2Fr1vFV11F；1.417.4121146.8

39、221220.42NFr2F2F；2161.852444.682473.22N(5)计算轴承的当量载荷P,1、P,2查表13-5有：X11,Y10取fP1.1得：Pr1fP(X1Fr1Y1Fa1)fpFr11.11220.42N1342.46N计算及说明结果查表13-5有：X21，Y20,取fp1.1,得:Pr2fPFr2520.542NPr1Pr2因此轴承1危险。(6)校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承3,查表13-7取温度系数ft1,计算轴承工作寿命：Lh106 /Cr、3()60n P10617200 360 960(1342.46)36513.

40、95h满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63052) .中间轴上轴承采用6306型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=30mm外径D=72mm宽度B=19mm校核n轴轴承是否满足工作要求(1)求轴承径向支反力Fr1、Fr2(2)垂直平面支反力Fv1、Fv2Fvi862.46NFV2 1034.75N计算及说明结果(b)水平面支反力FH1、FH2Fhi166.79NFH21979.68N(c)合成支反力Fr1、Fr2Fr1、FV1F；1、862.462166.792878.44NFr2Fv22Fh221034.7521979.6822233.

41、79N(5)计算轴承的当量载荷Pg、P2查表13-5有：X11，Y0取fP1.1得：Pr1fp(X1Fr1丫Fa1)fpFM1.1878.44966.28N查表13-5有：X21,Y2°,取fP1.1,得：Pr2fPFr22457.169NPr2Pr1因此轴承2危险。(6)校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承3,查表13-7取温度系数ft1，计算轴承工作寿命：2)低速轴上轴承采用6309型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=45mm外径D=100mm宽度B=25mm校核m轴轴承是否满足工作要求(1)

42、画轴的受力简图如图3-3-3。(2)求轴承径向支反力Fr1、F.2(a)垂直平面支反力Fvi、Fv2FV1450.08NFv2839.35N(b)水平面支反力Fhi、Fh2Fhi1236.6NFH22306.08N(c)合成支反力Fr1、Fr2Fr1西。FH21450.0821236.621315.96NFr2,Fv22Fh22839.3522306.0822454.08N(5)计算轴承的当量载荷P.1、P2查表13-5有：X11，Y0取fP1.1得：Pr1fp(X1Fr1丫Fa1)fpFM1.11315.961447.56N查表13-5有：X21,Y2°,取fP1.1,得：Pr2f

43、pFr22699.49NPr2Pr1因此轴承2危险。(6)校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承3,查表13-7取温度系数ft1,计算轴承工作寿命：106C3106408003Lh()3()3665224.08h60nP6086.52699.49满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：6309第八章键连接选择和校核§8-1高速轴上键的选择和校核1 .键的选择选用普通圆头平键A型，轴径d120mm;d228mm,查表13-20得(联轴器)键1:"%66(小齿轮)键2:b2h2872 .键的校核键长度小于轮毂长度5mm10mm且键长不宜超

44、过1.61.8d,前面算得大齿轮宽度，根据键的长度系列选键长；键1：Li32mm；键2:L240mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：p100120MPa,WJ:.2Ti103232.8103键1：pi-MPa42.1MpapKJd1320263Q72Ti10232.8103,键2-P2MPa20.9MpaPK212d23.53228所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1:6X32GB1096-79键2:8X40GB1096-79§8-2中间轴上键的选择和校核1 .键的选择选用普通圆头平键A型，轴径d136mm;d236mm，查表13-20得（大齿轮）键1:6

45、儿108（小齿轮）键2:b2h21082 .键的校核键长度小于轮毂长度5mm10mm且键长不宜超过1.61.8d,前面算得大齿轮宽度，根据键的长度系列选键长。键1：L40mm；键2:L263mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为:p100120MPa,贝键1:P12T2103K111dl2106.5103nMPa49.31Mpa43036键2:P22Tl103K212d22106.5103nMPa27.91Mpa45336pp所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1:10X40GB1096-79键2:10X63GB1096-79计算及说明结果§8-3低速轴上键的选

46、择和校核1 .键的选择选用普通圆头平键A型，轴径d150mm;d240mm,查表13-20得：（大齿轮）键1:bihi149（联轴器）键2:b2h21282 .键的校核健长度小于轮毂长度5mm10mm且镇长不宜超过1.61.8d,前面算得大齿轮宽度，根据键的长度系列选镇长。键1：L63mm；键2:L270mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：p100120MPa,贝2T31032273.8103一r,键1：P1MPa49.7MpaPK111dl4.54950键2：p22T_里2273.8103MPa59MpapK212d245840所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1

47、:14X63GB1096-79键2:12X70GB1096-79第九章联轴器的选择和计算高速轴上联轴器选择，联轴器的计算转矩为TcaKaT1,考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取Ka1.3,则：TcaKaT11.332.842.64Nm。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径d120mm0半联轴器轮毂总长度L52mm,（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L138mm。计算及说明结果低速轴上选择联轴器，联轴器的计算转矩为TcaKaT3,则：TcaKaT31.3273.8355.94Nm。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径di

48、40mm。半联轴器轮毂总长度L112mm,（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L184mm。第十章润滑和密封形式的选择§10-1传动零件的润滑1 .齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度v12m/s,并且传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm2 .滚动轴承的润滑轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的-,采用稠度较32小润滑脂。二、减速器密封为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。1 .轴外伸端密封毛毡圈油封。2

49、.轴承靠箱体内侧的密封挡油环3 .箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于150200mm。第十一章箱体及附件的结构设计和选择箱座壁厚：0.025a238mm,而，0.025X151.25+3=6.78所以，取=10mm箱盖壁厚：i0.025a238mm,所以，取10mm。箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：b=12mm,b1=12mm,b2=20mm.箱座、箱盖的加强肋厚：m0.8518.5。地脚螺钉的直径：df=20mm数目：6。轴承旁联接螺栓的直径：d1=0.75df=0.75X20=15取d1=16mm；箱盖、箱座联接螺栓的直径：d2=12mm轴承盖螺钉直径和数目：轴I:d3=6mmn=4轴H:d3=8mmn=4,轴田：d3=8mmn=4。轴1,D0622.5677,D2772.5692mm轴承盖外径：轴2,D0722.5892,D2922.58112mm（其中，轴3,D01