机械设计课程设计计算说明书二级展开式圆柱齿轮减速器

1、H网an大号的愣和< hina I nivrsit) of Mining and lefhnGlo£Y Yinvhymi Cnllee机械设计课程设计设计计算说明书设计题目二级展开式圆柱齿轮减速器机电系系机械专业11级（1）班学生姓名 侯立欢完成日期 2013.12.16指导教师 （签字）目录一、设计任务书 1二、传动方案的拟定及说明 1三、电动机的选择 3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 3五、计算传动装置的运动和动力参数 4六、传动件的设计计算 5七、轴的设计计算 12八、滚动轴承的选择及计算 26九、键联接的选择及校核计算 31十、联轴器的选择 32十一、减速器附

2、件的选择和箱体的设计32十二、润滑与密封 3十三、设计小结34十四、参考资料5. 3机械设计课程任务书设计人 侯立欢院（系） 机电系 专业（班级）机械一班学号120110508005_ 设计题目 题号 原始数据：1 .设计项目：用于带式运输机的展开式圆柱齿轮被减速器。其传动简图如下所示2 .工作条件：带式运输机连续工作，单项运转，工作时有轻微震动，空载启动，每天单班制工作，使用期限为 10年，每年按300个工作日计算，小批量生产。3 .原始数据运输机卷筒扭矩（N?m）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm带速允许偏差（为使用年限（年）工作制 度（班/ 日）68000.484255%1014 .设计

3、任务（1）设计内容：电动机选型；V带传动设计；减速器设计；联轴器选型。（2）设计工作量：减速器装配工作图1张（A0幅画）；零件工 作图1-3张（A3或A4幅面）；设计计算说明书1份（6000-8000 字）。5 .设计要求：有指导教师选定。（1）减速器中齿轮设计成：直齿轮；斜齿轮；高速级为 斜齿轮，低速级为直齿轮。（2）减速器中齿轮设计成：标准齿轮；变位齿轮；变位 与否设计者自定。完成时间 年 月 日签字 侯立欢设计计算与说明主要结果二、传动方案的确定传动装置选用V带传动和展开式二级圆柱齿轮传动系统，具 有结构简单、制造成本低的特点。V带传动布置于高速级，能发挥 它的传动平稳、缓冲吸震和过载保

4、护的优点。但本方案结构尺寸 较大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。因而，对尺寸 要求不高、环境条件允许的情况下，可以采用本方案。三、电动机的选择3.1 电动机类型和结构形式选择按照已知的动力源和工作条件选用Y系列三相异步电动机。3.2 确定电动机功率1）传动装置的总效率查表1-10得：滚筒=0.96,带=0.96,轴承=0.99,齿轮=0.98,联轴器=0.99 O=_? 4.24 c 22叫： 总 带轴承齿轮联轴器滚筒=0.96 0.994 0.982 0.99 0.960=0.8422 ）工作机所需电动机功率由式（13-4）及式（13-2）得Pd=3.88kWFv _ 6300 0.

5、481000 总 1000 0.8423.3 确定电动机型号滚筒工作转速42560 1000v 60 1000 0.48 21.57r/min按表1-9推荐的传动比常用范围，i带=2: 4, i齿3: 5,则总'''2传动范围为i总i带i齿18:100。因此电动机可选范围nd i nw (18100) 21.57 388.26 2157.0r / min符合的电动机 750r/min , 1000r/min , 1500r/min。查表 2-1得下表：方案电动机型号电动机转速n(r/min)额定功率同步转速满载转速1Y160M1-8750r/min720r/min42Y

6、132M1-61000r/min960r/min43Y112M-41500r/min1440r/min4由表中数据可知两个方案均可行，综合考虑电动机价格和传动装置尺寸及环境条件。因此，采用方案 2,选定电动机型号为Y132M1-6。由表 2-3 查得：电动机的机座中心高：H=132mm电动机的伸出端直径：D=38mm电动机的伸出端长度：E=80mm四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比4.1 传动装置总传动比_ nm1总二 nw96021.5744.514.2 分配各级传动比查表1-9取V带传动的传动比i带=3,则两级圆柱齿轮减速器 的传动比为.i 总 44.51i齿轮 i1 i2 =14.

7、8i带3由展开式齿轮传动比：i1 1.3i2得.ii4.39,i2 3.38所得ii和i2符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传 动比的常用范围。五、计算传动装置的运动和动力参数的计算5.1 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为田轴，各轴转速为:n0niniinmnivnmn ii nL iii nii iiii nm960r / min960320r / min332072.89r / min4.3972.8921.56r /min3.3821.56r / min5. 2各轴输入功率按电动机额定功率Pd计算各轴输入功率，即PoPiPd 3.88kWP0 带

8、 3.88 0.96PiPiIIIIIP轴承齿轮pii轴承齿轮PIV = PII轴承联轴器3.723.61=3.563.72kW0.99 0.98 3.61kW0.99 0.98 3.56kW0.99 0.96=3.43kw5.3各轴转矩To9550955038.60N mno960TiP9550 I95503.72111.02N mni320Tii9550 PII-95503.61- 472.98N mnii72.89Tiii9550 PIII95503.561576.90N mnm21.56Pv3.43Tiv=9550=9550=1519.32N mniv21.56各轴的运动及动力参数见下

9、表:轴名功率（kw）转速 n (r/min )转矩T(Nm)03.8896038.6013.72320111.0223.6172.89472.9833.5621.561576.9043.4321.561519.32六、传动件的设计一一带传动设计计算6.1确定计算功率由于是带式输送机，每天单班工作制，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）表5-1得，工作情况系数Ka 1.1Pa KAPd 1.1 4 4.4kW ca a eu6.2 选择V带的带型由巳、，由图5-1选用A型v带6.3 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ddi。由表5-211和图5-1 ,取小带轮的基准

10、直径dd1 112mm2)验算带速ddM。 v 60 1000112 96060 10005.63m/s因为5m/s v 30m/s,故带速合适。3 ）计算大带轮的基准直径dd2dd2 i 带 dd1 3 112 336mm根据表5-2注2,取dd2=335mm6.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld1)根据式 0.7 凡也2) a。 2(dd1+dd2)得 312.9 894.0mm 初定中心品巨注 500mm。2）计算带所需的基准长度LdLd0 2a0(dd1 dd2)(弓224add1)2_ 2(335 112)2 500(112 335)1727.01mm24 500由表5-3选带的基

11、准长度Ld 1800mm3）计算实际中心距aa aoLdLd025001800 1727.012536.50mmamina 0.015Ld536.50 0.015 1800 528.45 mmamax a 0.03Ld 536.50 0.03 1800 552.60 mm中心距变化范围为 528.45-552.60mm6.5验算小带轮上的包角157.357.31 180 (dd2 dd1)180(335 112)156.1890a536.50故合适。6.6确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率由dd1 112mm和n 960r/min,查表5-4用线性插入法得P0 1.15+(960-950

12、) (1.39-1.15)1.160kw1200 950根据n0 960r / min , i=3和A型v带，查表5-5用线性插入法得 po 0.11 (960 950) (0.15 0.11) 0.112 1200 950查表5-6得K0.95,表5-3得Kl1.01于是PT （P0P0） K KL 1.160 0.112 0.95 1.01 1.22kW2）计算V带根数zz Pca4.4 3.607Pr1.22取4根。6.7计算单根V带的初拉力的最小值（F°）min由表5-7查得A型V带的单位长度质量q=0.1kg/m ,所以设计计算与说明主要结果/匚、二cc(2.5 K )PC

13、a 2(F0)min500qvK zv(2.5 0.95) 4.4 2500 0.1 5.630.95 4 5.63162.56 N应使带的实际初拉力F。(F°)min6.8计算压轴力Fpi156.18(Fp)min 2z(F0)min sin 2 4 162.56 sin 1272.485Np22V带传动主要参数名称结果名称结果名称结果带型A型传动比i带=3根数Z=4基准长度dd1 112dd2 335基准长度Ld 1800 mm预紧力F 0(min)162.56 N中心距a=536.50mm压轴力Fpmin)1272.484N6.9带轮结构设计带轮材料米用 HT150由表5-8查

14、得：bd 11mm, hamin 2.75mm, hfmin 8.7mm, e 15 0.3mm, fmin 9mm,.ha 3mm, f 10mm, hf 9mm现取。1）小带轮结构设计小带轮米用实心式。由电动机伸出端直径d=38mm,查表5-9及5-8可得设计计算与说明主要结果d11 (1.8 2) 38 68.4 78mmda1 d1 2ha 112 2 3 118mmB1z 1 e 2f 4 1 15 2 10 65mm由于 B=65mm 1.5d 57mm 所以 1.5 2 d 1.5 2 38 57 76mm但考虑电动机伸长为80mna取L1 84如下图所示:2）大带轮才用腹板式，

15、大带轮毂孔直径有后续高速轴设计而 定，取d=32mm同理由表5-8,5-9 可得d121.8 2 d 1.8 2 31.5 56.7 : 63mm,取d12 60mmda2 d2 2ha 335 2 3 341mmB2 Bi 65mmL21.5 2 d 1.5 2 31.5 47.25: 63mm,取L2=65mm一1111-S d- -6 9.286:16.25mm,取 S16mm7 47 4由表5-8取 10mm,作下图：七、减速器内传动零件的设计一齿轮传动的设计计算1高速齿轮的设计计算（此过程查机械设计第九版表和图）1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用圆柱斜齿轮传动，压力角 20&

16、#176; ,初选螺旋角14°。带式运输机为一般工作机器，选用 7级精度。材料选择。小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度280HBs 大齿轮材料45钢（调质），齿面硬度240HBS.选小齿轮齿数z123,大齿轮齿数。i1 z1 4.39 23 100.97，取，1002 ）按齿面接触疲劳强度设计<1>由（10-24）试算小齿轮分度园直径，即d1t 32小丁1 u 1 (ZhZeZ Z )确定公式各参数值。189.9MPa1/2试选载荷系数Kt 1.3,由表10-7选齿宽系数d 1。由图10-20查得Zh 2.433o由表10-5查得Ze式10-21计算解除疲劳强度用重合度

17、系数Zt arctan(tan n / cos ) arctan(tan20o/cos14o) 20.56at1 arccoscos t / (z1 2h*n cos ) arccos23 cos20.56o/(23 2 1 cos14o) 30.292at 2 arccosz2 cos t / (Z2 2t cos ) arccos100 cos20.56o/(100 2 1 cos14o) 23.247, ， ， '、 ， ， - 一 Z1(tan at1 tan t) z?(tan 复 tan t)/21.632d Z tan /1 23 tan14o/1.825Z . 4 3

18、(1)0.683由式10-23可得螺旋角系数Zcos v cos14o 0.985计算接触疲劳许用应力h由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 600MPa, Hlim2 550MPa由式10-15计算应力循环次数N1 60njLh 60 320 1 (1 8 300 10) 4.608 108N2 N1/u 1.060 108根据图10-23解除疲劳寿命KHN1 0.92,KHN2 0.95取失效概率1%,安全系数S=1由式10-14KHN1 H limlKHN 1 Hlim2H 1540MPa, H 2523MPaSS取H l h2中较小者作许用应力h= H2=52

19、3MPa试算小齿轮分度圆直径d1t 50.031mm<2>调整小齿轮分度圆直径圆周速度vdiEv 60 100050.031 96060 10000.838m/s齿宽bbdd1t 1 50.031mm2）计算实际载荷系数KH.由表10-2查得使用系数KA 1。根据v=0.838m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.02齿轮圆周力 & 2T1/d1t 2 1.11 105 / 50.031 4.437 1 03N3KAFt1 1 4.437 10 / 50.031 88.685mm,查表10 3马在和分配系数KH =1.4由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮

20、相对支撑非对称分布 KH1.419则载荷系数KH KAKVKH KH 2.0263）由式10-12得实际载荷系数算的分度圆直径d1 d1t 3' KH 58.006mm；KHt及相应齿轮模数mn d1cos /z1 58.006 cos14o/23 2.447mm3)按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-20试计算齿轮模数，即mn, 32Km Y2cos 2(? dz1 F 确定公式的各参数值<1>试选载荷系数KFt解<2>由式10-18可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数YBb arctan(tan cos t) arctan(tan14o cos20.562o) 13

21、.140o v /cos b2 1.632/cos13.1402 1.721Y 0.25 0.75/ v 0.686<3>由式10-19可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角丫Y 1o 0.787120 YFaYsa<4>计算 F,33当量齿数 Zv1 Z1 / cos25.178, zv2 Z2 / cos 109.469查图10-17得齿形系数Ya1 2.65YFa2 2.19查图 10-18YSa1 1.59,Ysa2 1.81由图10-24c查得 小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Fiim1 500MPa, Fiim2 380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFv

22、1 0.85,小2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-14得fiYFa lYsalfi2.56 1.810.0134303.57KFN2 Flim2 238.857SK FN 1 F lim1 303.571, f 2SYFa 2YSa2F 2diniv 60 10000.66m/s2.19 1.81 0.0166238.857YFaYsa因为大齿轮的 F大于小齿轮的所以取0.0166所以试算齿轮模数得mnt 1.663mm调整齿轮的模数<1>圆周速度vd1 m讨z1/cos39.420 mm<2>齿宽bb dd1 1 39.420 39.420mm<

23、;3>齿高h及齿宽比b/h. * * _ _ _ _ _ _ _ _ 一h (2han Cn)mnt (2 1 0.25) 1.663 3.742mmb/h 39.420/3.742 10.5342)计算实际载荷系数KF根据v=0.660m/s, 7级精度，由图10-8查动载系数Kv=1.05由 Ft12T/d1 2 1.11 105 /39.420 5.632 103NKAFt1/b 1.5632 103/39.420 142.87N /mm 100N /mm查表10-3得齿间载荷分配系数KF 1.2由表10-4用插值法查得KH1.47，结合 b/n 10.534查图 10-13 得

24、KF1.33则载荷系数为KF心心& KF1 1.05 1.2解3亿763）由式10-13可得实际载荷系数算得的齿轮模数m mnt3 KF 1.663曹 1.810K K Ft- 1.3对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发， 从标准中就近取mn 2；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲 劳强度算的分度圆直径d1 58.006mm来计算小齿轮的模数，即z1 d1cos /mn 58.006 cos14o/2 28.1414 29贝 Uz2 i1 4 126.086,z2 1264）几何尺寸计算计算中心距a (z-z

25、2)mn 159.745mm2cos考虑从模数从1.810增加到2,为此中心距减小整数为159mm按圆整后的中心距修正螺旋角ary1 2” 12.879o计算大小齿轮的分度圆直径d1Z1mn cosd2Z2mn29 2 co 59.497 mm cos12.879126 2cos cos12.879o258.503mm计算齿轮的宽度b dd1 1 59.497 59.497mm,取d 60mm, b 65mm5）圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，Kh,z加“丫”等均产生变化, 应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法先计算10-22中的各参数，

26、_5Kh 2,026,Ti 1.11 10 N mm, d 1,di 59.497mm, u 4.35,Zh 2.433,Ze 189.8MPa1/2, Z0.683,Z0.985代入式10-22,得2KhTidd3u 1ZhZeZ Z u503.474MPa H齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式10-17中的参数一 一 5一一_一Kf1.676,Ti 1.11 10 N mm,YFa1 2.5%予 1.65,YFa2 2.18,Y$a2 1.79,Y 0.68,Y0.76,12.879o, d1,mn 2mm, 4 29代入式10-17中2KFTYFa1YSa1YY cos 2F1

27、 3 2141.944MPa F 1 303.571MPadmnZ12KFTYFa2YSa2YY cos 2F2 3- 134.278MPa F1 238.85MPadm«nZ1齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏 的能力大于大齿轮6）主要设计齿数：z1 29,z2 126模数：m=2mm压力角：20o螺旋角：12.829 中心距a=i59mm齿宽bl 65mmb 57mm小齿轮选用45钢（调质），大齿轮选用45钢（调质）齿轮按7级精度设计。2高速齿轮的设计计算1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1 ）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；2 ）运输机为一般工作机器

28、，速度不高，故用 7级精度；3 ）材料的选择。由表5-20选择小齿轮材料为45 （调质）硬 度为250HBWV大齿轮白材料为45钢（正火）硬度为200HBWV两 者硬度差为50HBWV4 ）选小齿轮齿数为 Z3=23,大齿轮齿数可由Z2=%乙=3.38 X 23=77.74,取 Z2=78;5）齿数比 u=Z2=3.39。乙2.按齿面接触疲劳强度设计2d2t 2.32KtT2 u 1ZeH确定公式内各计算数值1）试取载荷系数为Kt=1.32）由表5-26取齿宽系数d = 1.13）由表5-25查得材料弹性影响系数ZE =189.8Mpa 2.4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强

29、度极限lm1 =600MPa大齿轮接触疲劳强度极限 lm2 =550MPa.5）小齿轮传递的转矩T2 4.730 105N mm6 )应力循环次数N160 n2 j Lh 60 72.89 1 (1 8 300 10) 1.050 108N17N21 3.096 107u7)由10-19取接触疲劳寿命系数Khn 1KhN 20.900.958）接触疲劳许用应力：取失效概率为1%.安全系数为S=1KHN1 lin1S540MPaKHN 2 lin 2S522.5MPa计算1）小齿轮分度圆直径2KtT2 u 1 ZEd u H 3 1.3 4.730 105 3.39 1 189.8 22.32

30、I()113.39522.5d1t2.323109.05mm2）计算圆周速度dm60 1000109.05 72.8960 10000.416m/s3）齿宽b及模数mntb d * 1 109.05 109.05mmmntdit4109.05234.741mmh 2.25mnt 2.25 4.741 10.667mm b/h 10.2234）计算载荷系数K根据v 0.416m/s，7级精度，由图5-6查得动载系数KV 1.05由表5-22查得直齿轮传动间载荷分配系数KH KF 1；由表5-21查得齿轮传动系数KA 1,齿轮7级精度 小齿轮相对支撑对 称分布插值法5-23得接触疲劳强度计算的齿向

31、载荷分配系数KH1.430,由 b/h=10223, KH1,30 查图 5-5 得 KF 1.285故实际载荷系数:K KAKVKH KH 1 1.05 1 1.430 1.505）按实际载荷系数下的校正分度圆直径K, 1.50d2 d1t 3109.053 114.378mm1 Kt1 1.36）计算模数d1114.378mn - 4.97mmz1233 .按齿根弯曲强度设计2KT2 Yf Ysmn y J；dZ1F确定公式内的各计算数值1）由图5-9c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa5-29b 查得fe2 380Mpa2）由图5-7查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85

32、, KFN2 0.883）计算弯曲疲劳许用盈应力，取 s=1.4,FN1FN2KN1 FE1SKN 2FE2S0.85 5001.4425MPa0.88 3801.4334.4MPa4）计算载荷系数KKKAKvKF KF 1 1.05 1.285 1 1.3505）查取齿形系数由表 5-24 得 YF1 2.69，YF 2 2.236）查得应力矫正系数表 5-24 Ys1 1.575YS2 1.767）计算大小齿轮的YaYa FYS 1S 1 0.0099F1, Ys 2-S 2 0.0117F2取较大的值YaYa =0.0117F3.045mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数

33、m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=3;为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1 114.378mm来计算小齿轮的模数，即乙d2 mn114.37838.126338z2i238 128.44 128传动误差比一、，上一一i总i带也 3头际总传动比1262912843.9063844.51 43.906 1.357% 5%44.51在误差范围内，故合格。4几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 乙m 38 3 114mm d2 Z2m 128 3 384mm(2)计算中心距d12d2114 384- 249 mm(3)计算齿轮宽度

34、dd1109.05mmb2= 109mm, b1= 108mm(4)计算齿顶圆直径/ * da1=d1+2ha= (Z1 2ha)m= (38+2 1) 3=120mm da2=d2+2ha= (Z1 2ha) m=(128+2 1) 3 390mm5)齿全高h= (2ha+c) m= (2 1+0.25) 3=6.75mm6)齿后P m ccc_s= - =6.28mm227)齿顶高 一 *一 一ha=ham=1 3=3mm8)齿根高./*、_ hf = (h a c )m (1 0.25) 3=3.75mm9)齿根圆直径df1=d1-2hf 114 2 3.75 106.5mmdf2 d2

35、 2hf 384 2 3.75 376.5mm八、轴的设计计算及强度校核高速轴的结构设计1轴的选材及其许用应力的确定初选轴的材料为45钢(调质)，查表16-1硬度217-255HBW 抗拉强度极限b 640Mpa,屈服强度s 355Mpa,弯曲疲劳 极限1275Mpa,剪切疲劳期强度1155Mpa,许用弯曲应 力1 60MPa2轴的最小直径估算高速轴输入端与大带轮相连接，所以输入端轴径应最小查表16-2 ,取A0 126，则高速轴的最小直径为：dimin A 3. 126 332028.543mm因为与大带轮装配，有键梢故增大5%7%'d1min d1min(1 7%) 28.543

36、1.07 30.541 mm查表1-19取标准尺寸d1min 31.5mm根据轴上零件的结构、定位、装配关系。轴向宽度、零件间的相对位置及轴承润滑方式的等要求，参考表15-1、图15-3、及图16-3设计。查表15-1 :1 0.02a 1 8,取 1 8mm；由1 1.2，取 1=12.5mm '故箱体内宽 W B1220.025a 1 8,取8；箱盖壁厚2 14mm,取 2 100mm65 14 100 179mm3轴的设计和强度计算1)轴上零件的位置与固定方式确定图图图图图图2)各轴段直径和长度的确定直径确定d11 最小直径,d11二dmin =31.5mmd12：密封处轴段，h

37、= (0.070.1) dn,并考虑密封圈 的标准，故取 d12=36mm该处轴圆周速度V=“n1 =0.6034m/s60 1000故可选用毡圈油封，由表 9-9选用毡圈油封36JB/ZQ4606-1997d13滚动轴承处轴段，考虑轴承的拆装方便，因而使 d13>d12 , 现取d13=40mm ,考虑到轴承承受的径向力和轴向力， 故选用圆锥滚 子轴承，查表 6-3 ,选用 30208 ,其尺寸为 d D B=40mm 80mm 18mm,其安装尺寸 da =47mmd14过渡轴段,取d14=50mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。轴的材 料和热处理方式一样，调质处理

38、d15=d13=40mm ,滚动轴承处轴段应与右支撑相同长度确定Lii应与大带轮的轮毂长度短23mm,取长度为80mmL13参考图16-11a,取封油环端面到内壁距离2mm,为了补偿箱体 胡铸造误差，安装封油环空间以及考虑到主动轴靠近箱体内壁的 轴承断面应与从动轴靠近箱体内壁的轴承端面对齐在同一母线 上，靠近箱体内壁胡轴承端面至箱体内壁的距离4=14mm故取L13 B 4 2 18 14 2 34mmL12查表15-1地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036 159+12=17.724mm,取 M16,查表15-1得相应的C1 22mm, C2 20mm箱盖与箱座连接，直径 d2=

39、(0.5-0.6) df= (0.5-0,6) 17.724=8.8710.645mm 取 M12,轴承端盖螺 钉直径d3= (0.4-0.5) df= (0.4-0.5) 17.724=79mm，取 M10 由表 4-13 查得螺 栓GB/T 5782-2000 M10 30由表8-1查得轴承端盖凸缘处厚度 e=1.2 d3=1.29=11mm轴承座宽度 l2= +C1 C2 (5 -8) 8 22 20 (5 - 8) 55 58mm ,取12 58mm取端盖与轴承座间的调整垫片厚度t 2mm,取K1 32mm则 L12l2te K1 B 4=58+2+11+3218-14=71mmLu

40、小齿轮宽度 B1 65mm,2 =100mmM L14B122 2 265 100 14 4175mmL15 由于对称 L15 L13 34mm高速轴总长L L11 L12 L13 L14 L15 63 71 34 175 34 377mm按弯扭合成应力校验的强度小齿轮所受转矩 工1.11 105 N mm5小齿轮所受圆周力 F t1 1 一. 3763.39Nd159小齿轮所受径向力 Fr1 Ft1 tan n 3763.39tan20_ 1404.83Ncoscos12.829小齿轮所受轴向力 Fa1 Ft1 tan 3763.39 tan12.829o 857.024N高速轴两轴承间的跨

41、具由上述设计尺寸得：底间 L13 L14 L15 B(轴承宽)=225mmlB1D1 L11 /2 L12 B/2 111.5mmC1D12t b%/2L13L12 L11 302.5mmA1C1 L5 b/2 AICI15t4 34 65/2 2 14 73.5mmB1C1 lA1B1 1A1C1 两支点反力22573.5 151.5mmRA1HFt1A1B1 ll A1 B1A1C1 151.5 253.016N,225Rb1h Ft173.52251229.374N由 Ma(F)RB1V 1A1B1Fr1 1A1C1Fpl A1D10由 RB1V 225 1369.76 73.5 127

42、2.485 (377 B/2 65/2)得 Rbiv 1449.961Nraiv RB1V Fr1Fp 得 Ra1v1547.485 N式中符号表示所示力的方向相反，A,和B1点的总支反力Ra1 V RA1H RA1V, 2534.0162 ( 1547.236)2 2969.036NRB1、R1H RB1V,1229.3742 1449.9612 1900.986N3C1 处的水平弯矩Me1HRA1H lA1cl 2534.016 73.5 10186.249 N mC1处垂直弯矩MC1V RA1V AC1 Fa1 d (分度圆直径)/21547.236 73.5 10 3 857.024

43、29.75 10 388.207N MC1处合成弯矩Mc1B1处的垂直弯矩巳处的合成弯矩M 高速轴所受转矩TMC1H MC1V186.2492 ( 88.207)2206.08N M3Mb1vFplBiD11272.485 111.5 10141.882NB1 Jm；1HM21V、0 ( 286.2)2 286.2N mT1 111.02N m绘制高速轴的扭矩受力图RIVA?B11H郎IHp=FPRBIVRA1HRA1!FrlMHrnTTTTnm"IBIVIII II因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取 折合系数=0.6, 危险截面 G 的当量弯矩Meica= Jm

44、Bi ( T)2 7286.22 (0.6 111.02)2 293.84N mMeiMei293.84 103e1 e1 =45.912MPaW0.1d30.1 40316-1查得前已选择主动轴材料为45钢，调质处理，由表1 =60MPa ,所以ca 1 ,安全滚动轴承校验：圆锥滚子轴承 30208基本额定动载荷Cr=63KN，基本额定动载荷C0 74.0 KN ，预计寿命( Lh 10 300 1 8 24000hFr1 Ra1 2969.036N E Rb1 1900.986N查表6-14,当减速器受到轻微冲击时，取滚动轴承载荷系数fp 1.2 因 为 Fa1 Ft1tan3763.39

45、 tan12.829o 857.024Fa2 Fa2 ,因为Fa/Fr0.610 e 0.37(表6 3)径向动载荷系数X1 *2=。.4。轴向动载荷系数Y 丫2 1.6 Pfp(X1Fr1 YFa1)=1.2 (0.4 2969.036+1.6 857.024) =3070.62NF2 fp(X2Fr2 Y2Fa2)=1.2 (0.4 1900.986+1.6 857.024) =2557.96N 因为P P2故只需验算轴承1,轴承在100oC温度以下工作，查表 6-16 得 ft=1匕=詈(普)1.23 106h Lh60n1 P设计计算与说明主要结果设计计算与说明主要结果故合适低速轴设计

46、计算1低速轴的输出端与联轴器相连，所以低速轴输出轴径应最大。 因为是减速器的低速轴，查表16-2,取Ao 126，则低速轴最小直径 为3.56d2min =A3 69.125mm.21.56考虑到低速轴最小直径处安装联轴器，该轴段截面上设有一个键梢，同理可得一一'_ _ _ _ _ _d3min=d3min(1 7%)69.125 (1 7%)73.964mm参考联轴器孔径系列标准，取d2min 75mm查表7-9用于运输机的联轴器的工作情况系数Ka 1.5Tca KATIII =1.5 1576.90=2365.35N m参考联轴器表7-6选用LX5 , Tn 3150N m 轴径孔

47、75mm,轴孔长度Li 107mm取弹性柱销白装配距离K2 45mm2 .轴上零件的位置与固定方式的确定3 .各轴段直径和长度确定各轴段直径的确定dW最小直径安装联轴器d31 d3min 75mmd32密封处轴段根据联轴器的轴向定位要求，定位轴肩为h (0.07 0.1)d31=(0.07 0.1) 75=5.25mm7.5mm查表1-19,并考虑到毡圈油封的标准，取d32 80mm该处圆周速度 V d32n38021.56 0.09m/s 4m / s60 100060 1000故选用 80JB/ZQ 4606-1997 毡圈d33滚动轴承处轴段 考虑到拆装方便，d33 d32取d23=85

48、mm,考 虑到轴只受径向力，故选用深沟球轴承。由d33=85mm,查表取 代号6217轴承，其基本尺寸为d D B 85mm 130mm 22mm, 安装尺寸为da 95mmd35低速级大齿轮安装轴段取d25 100mm (表1-19)d34轴环，该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩高度，则d34 =90mmd36滚动轴承处轴段d36 d33 85mm各轴段长度的确定L31安装联轴器轴段，为了保证轴向定位可靠，该轴段的长度 应比联轴器短2-3mm,现联轴器孔长L31 107mmL35大齿轮配合段，为了便于定位可靠，L35=10mmL32次段长度除与轴上零件有关外，海域轴承宽度及轴承端盖 等零件有

49、关。由装配关系可知，轴承座宽度靠近箱体内壁的端 面至箱体内壁的端面至箱体内壁距离4 ,考虑到联轴器弹性套柱销的装配距离K2=45mmL32 l2 t e K2 B 4 60 2 12 45 28 14 77mmL34 齿宽=109,mm L34=107mmL33左侧安装封油环，轴承的轴段L33 = b2 L2454 B 109 107 46.5 14 28 86.5mmL36右侧安装封油环 套筒 轴承的轴段L36 = 54 B L25 =17.5+14+28-10=49.5mm低速轴总产度L= l21 l22 l23 l24 l25 L26 = 105+77+86.5+107+10+49.5=

50、425mm4.按弯曲合成力校验轴的强度大齿轮按弯扭合成应力校验的强度大齿轮所受转矩T2 1576.90N m大齿轮所受圆周力Ft3 2T3 2 1576.90 8213.021N d30.384大齿轮所受径向力 Fr3 Ft3 tan 2989.295N低速轴两轴承间的跨距：LA3B3 225mm, LE3A3 144.5mm, La3C3 126mm两支点反力：RA3HFt3 La3B3 La3C3 821.021 225 126 3613.729NLa3B3225RB3H Ft3 L323 4599.292NLa3B3Ma(F) Rb3V La3B3 Fr3 LA3C3 0由 Mb(F)

51、Ra3V La3B3 Fr3 (LA3B3 La3c3) 0RA3V1315.29N,Rb3V1674.005N总支反力：RA3 、. RA3H RA3V 3845.650NRb3代3H RB3V4894.46NC3处的水平弯矩MC3HRA3H LA3C3 3613.729 126 10 3 455.359 N mC3处垂直弯矩一一一_一_3一 _一Mc3VRa3V La3C3 1315.29 126 10 3165.72N MC2处合成弯矩Mc3 ,mC3H mC3V484.55N m低速轴所受转矩T T3 1576.90 N m可知C3处弯矩最大，是危险截面因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6,危险截面 C3 的当量弯矩 Me3=jMC3 ( T3)2 1063.00N mMe3Me31063 103eeo= =W0.1d240.1 903前已选择主动轴材料为=1.4