二级展开式减速器课程设计说明书

1、机械设计课程设计说明书题目：二级展开式圆柱齿轮减速器1. 设计目的1设计方案及要求1电机选择2装置运动动力参数计算4带传动设计与校核5齿轮设计与校核7轴类零件、轴承及键的设计与校核16减速器的结构及附件设计34设计心得38参考文献39设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：(1) 初步学会综合运用机械设计及其它先修课程的理论(2) 和生产实践知识来解决工程实际中的具体设计问题；掌握一般机械设计的方法和步骤，培养理论联系实际的(3) 正确设计思想和分析问题、解决问题

2、的能力；培养机械设计的基本技能；学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。设计方案及要求2.1设计方案据所给题目：设计一带式输送机的传动装置(两级展开式圆柱直齿轮减速器)方案图如下：电动机V带传动减速器4一联轴器5一滚筒6输送带2.2设计要求1）机械系统总体方案图1张（可绘在说明书中）；2）传动装置装配图1张（1号图纸）；3）零件图2张（3号图纸）；4）设计计算说明书1份。2.3原始数据1）滚筒圆周力F=6KN2）滚筒速度v=1.1m/s3）滚筒直径D=380mm4）传动装置的使用寿命预定为10年，每年按300天计算，每天8小时计算；电机选择3.1

3、电动机类型的选择按工作要求选用Y系列封闭式三相异步电动机。其结构为全封闭白扇冷式结构，额定电压为380V,额定频率为50Hz。3.2选择电动机的容虽工作机有效功率Pw=悬，根据任务书所给数据F=6KN,Fv60001.1/v=1.1m/s。则有：Pw=6.6KW10001000从电动机到工作机输送带之间的总效率为1=14345式中n1,%,气，气，七分别为V带传动效率，滚动轴承效率,-2-齿轮传动效率，联轴器效率，滚筒效率。据机械设计手册知*=0.96,七=0.99,七=0.97,气=0.99,%=0.96。则有：|=0.96尺0.994X0.972X0.99X0.96=0.82所以电动机所需

4、的工作功率为：Pd=Pw式中K为功率储备系数，取K=1.2Pd=业=1.26.6=9.65KW0.82取Pd=9.8KW3.3确定电动机的转速按推荐的两级展开式圆柱直齿轮减速器传动比I齿=860和带的传动比I带=24,则系统的传动比范围应为:I£=|齿带=(860)'*、(24)=16240工作机滚筒的转速为=52.3r/min601000V6010001.1nw=D3.14380所以电动机转速的可选范围为nd=rnw=(16240)52.3r/min=(88513268)r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min三种，准备选

5、择1500r/min。查询机械设计手册确定电机的型号为Y160M-4。其满载转速为1460r/min，额定功率为11KW。装置运动动力参数计算4.1传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比|、=空=1竺二27.9nw52.32）分配到各级传动比因为gi带xi齿已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比io=2.2则I齿我=13.6。io参考机械设计指导书，对展开式二级齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动比ii=（1.31.4）i2。式中ii为高速级传动比；i2为低速级传动比。所以，分配齿轮传动比得高速级传动比i1=4.1,低速级传动比为i2=3.1。4.2

6、传动装置的运动参数计算电动机轴：转速：no=146Or/min输入功率：P）=Pd=9.8KW输出转矩：T°=9550丝=9550-9邑=64.仆mn01460I轴（高速轴）：n01460,.一，.转速：n=一=r/min=664r/min2.2输入功率：Pi=P012=9.80.960.99=9.31KW输入转矩：=9550丹=9550箜1=133.9Nmm664n轴（中间轴）：、+m664转速：n2=162r/min4.1输入功率：P2=P123=9.310.990.97=8.94KWP2894输入转矩：T2=9550二=9550竺4=527Nmn2162m轴(低速轴)转速：门3

7、=空=162=52.3r/mini23.1输入功率：P3=P223=8.940.990.97=8.59KW输入转矩：T3=9550座=9550竺9=1567.6Nmn352.33滚筒轴：转速：n卷=n3=52.3r/min输入功率：P4=P324=8.590.990.99=8.42KW输入转矩：T4=9550也=9550业=1537.5Nmn452.3各轴运动和动力参数表4-1轴号功率(KW)转矩(Nm)转速(r/min)电机轴9.864.11460I轴9.31133.9664II轴8.94527162m轴8.591567.652.3滚筒轴8.421537.552.31. 表4-1带传动设计与

8、校核计算项目及说明结果1. 确定V带型号查表4-6,每天工作8小时的带式输送机确定计算功率Pc=KaPi=1.19.8据Pc和m值查图4-6选用A带。2. 确定带轮的基准直径Di、D2(1) 由表4-7,初选小带轮的基准直径D1大带轮基准直径D2D2=ioXD1=2.2x112=246.4mm按表4-7圆整3.验算带速v二Dn3.141121460,v=10=8.56m/s6000060000因为8.56m/s在5m/s25m/s之间，故带速合适新的传动比i°=250=2.23112I轴的转速n1修正为几=/*4.确定V带长度Ld和中心距a(1)初定中心距a°范围为0.7(

9、D1+D2)2(D1+D2)(2)初算带的基准长度L，二(D2_D1)2L:2a。(D1D2)，一224a03.14(250-112)2=2700(250112)()24600=1977mmKa=1.1FC=10.78KWA型带D1=112mmD2=250mmV=8.56m/s符合要求i0=2.23n1=654rmina°=700mm由表4-3圆整(3)计算实际中心距Ld-Le2000-1977a:a0=7002:712mm中心局变动范围：amin=a0.015Ld=682mmamax=a0.03Ld=772mm5.验算小带轮上的包角57.3:=180-(D2-D1)=168.9_1

10、20a6.确定V带的根数z(1)单根V带实验条件下许用功率Pg由D1=112mm和n°=1460r/min查表4-4(2)传动功率增量Ap°据no=146Or/min,i=2.23和A型带，查表4-5(3)查表4-8确定(4)查表4-3确定Kl(5)计算V带根数zPcLd=2000mma=712mm:=168.9_120P°=1.62KWP°=0.17KWK：=0.98Kl=1.03圆整取z=6B=93mm10.78z="=5.97(POR)K：.Kl(1.620.17)0.981.037.确定带轮宽度B=(z-1)e+2f查表12-1得A型带

11、e=15mmf=9mm8.确定张紧力单根普通V带合适的张紧力为:匚500FC2.52Fo=(广一1)十qvzvKa查表4-2得A型带的单位长质量q匚500Pc2.52Fo=成1)+qvzvKa500x10.782.52=(1)+0.1x8.56268.560.989. 计算压轴力Q压轴力的最小值为：_a168.9Q=2zF0sin=2尺6k170.”sin=2032N2210. 带轮设计(1) 小带轮设计由Y160M电动机可知具轴直径为d=42mm,故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d1=42mm。由表12-3可知小带轮结构为实心轮。(2) 大带轮设计大带轮轴孔取d2=32mm,由表12-

12、3可知其结构为四孔板轮。q=0.1kg/mFo=170.1NQ=2032Nd1=42mm实心轮d2=32mm四孔板轮2. 齿轮设计与校核计算项目及说明结果1.高速级齿轮传动设计(1)选择齿轮材料，确定许用应力由表6-2选小齿轮45钢调质大齿轮45钢正火许用接触应力孔L'HlimZnSHmin接触疲劳强度极限响查图6-4接触强度寿命系数Zn应力循环次数NN1=60mjLh=606541(103008)N2=Ni/ii查图6-5得ZN1,ZN2接触强度的最小安全系数SHmin则5801.021.1,560以2=1.11.1许用弯曲应力I'LAynYxSFmin弯曲疲劳极限aFlim

13、，查图6-7,双向传动乘以0.7弯曲强度寿命系数Yn,查图6-8弯曲强度尺寸系数Yx,查图6-9弯曲强度最小安全系数SFmin则坯*30111.5"=310111.5HBSi=240HBSHBS2=200HBSFm1=580MPa；Hlim1=560MPaNi=9.42X108N2=2.30X108Zn=1.02Zn2=1.1Shmin=1.1kH1】=538MPakH1l-560MPa%L538MPa了Flim1=330MPa"m2=310MPaYN1=YN2=1Yxi=Yx2=1SFmin-1.5tFJ-220MPaLF2】=207MPa(2)齿面接触疲劳强度设计计算确

14、定齿轮传动精度等级，按V=(0.0130.022)n3席估取圆周速度V1=2.8m,s,n1参考表6-7、表6-8选取小齿轮分度圆直径d1d1-322KTiu±1CMZeZhZ齿宽系数d查表6-9,按齿轮相对于轴承为非对称布置小齿轮齿数Zi在推荐值2040中选取大齿轮齿数Z2Z2=静1=4.仆27=110.7圆整取齿数比uu=Z2Z1传动比误差：uu=：4.1-4.0744.1=0.0063：0.05II轴的转速修正为u小齿轮转矩L由前面计算得载荷系数KK=KaKvK：K：Ka使用系数查课本表6.3Kv一动载系数由推荐值1.051.4Ka一齿间载荷分配系数由推荐值1.01.2K臼一齿

15、向载荷分配系数由推荐值1.01.2载荷系数KK=KaKvK：.K=11.21.11.1材料弹性系数Ze查表6-4II公差组8级'd=0.8Z1=27z2=110u=4.074合适n2=161rminT1F33900NmmKa=1.0Kv=1.2K,=1.1K?.：=1.1K=1.45Ze=1898Nmm2Zh=2.5Z=0.87G-d1_70.87mmm=3mmd1=81mmv=2.77msa=205.5mmA=57mm灯=64mm福=2.57Xa2=2.17YSa1=1.6YSa2=1.8节点区域系数Zh查图6-3伊=0:*=X2=0)重合度系数由推荐值0.850.92dxKZeZh

16、Z2KTiU±1故_3j，189.8x2.5x0.87*2泊.45乂1339004.074+1-V538084.074法面模数mm=d1z1=70.8727=2.62mm按表6-6圆整分度圆直径d1d=mz=327圆周速度vv=二d600008165460000中心距aa=mz1z22=3271102齿宽bb=dd=0.870.87=56.7mm大齿轮齿宽b2A=b小齿轮齿宽b灯=b2，510(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算二F=2YFaYSaY壬Fbd1m齿形系数YFa查表6-5小齿轮YFa1大齿轮YFa2应力修正系数a查课本表6-5小齿轮YSa1大齿轮YSa2重合度=AE(tan七

17、1-tana)+z2(tanc(a2tana)一'3x27cos20'"127xtanarccos-tan20上I<3x27+2x3)2"Le''3x110cos20：'+十110xtanarccos-tan2013x110+2x3J重合度系数丫耳=0.25+0.75/%故2KL、/、/、/2x1.45x133900八”cF1=YFa1Ysa1Y=x2.57乂1.6x0.68b2d1m57x8132KT1、，、，、,2x1.45x133900八*。F2丫42丫，&2丫&乂2.17乂1.8乂0.68b2d1m57乂

18、8仆3(4)齿轮其他主要尺寸计算大凶轮分度圆直径d2d2=mz2=3110齿根圆直径dfdf1=d1-2hf=81-2尺1.25乂3df2=d2-2hf=330-2久1.25乂3齿顶圆直径dada1=d1+2ha=81+23da2=d2+2ha=330+232.低速级齿轮传动设计(1)选择齿轮材料，确定许用应力由表6-2选小齿轮45钢调质大齿轮45钢正火许用接触应力孔】=堕虹ZnSHmin电=1.746Y§=0.68ChbF1=78.4MPabF2=75.5MPa齿根弯曲强度满足d2=330mmdf1=73.5mmdf2=322.5da1=87mmda2=336mmHBS1=240H

19、BSHBS2=200HBS接触疲劳强度极限°Hlim查图6-4<iHlim1=580MPa<rHlim1=560MPa接触强度寿命系数Zn应力循环次数NNi=60n2jLh=60x161x1*10x300又8)Ni=2.32X108N2=Ni/i2N2=7.48X107查图6-5得ZN1,ZN2Zni=1.08Zn2=1.17接触强度的最小安全系数ShminShmin=1.1贝UfcrH1=580x1.081.1虹1=569MPaL1560kH2=号.171.1后H1】=596MPa&H】=569MPa许用弯曲应力.&F】=%mYNYXSFminbFlim

20、1=330MPa弯曲咐极限lim，查图6-7,双向传动乘以0.7&Flim2=310MPa弯曲强度寿命系数Yn,查图6-8Yni=Yn2=1弯曲强度尺寸系数Yx,查图6-9YX1=YX2=1弯曲强度最小安全系数SFminSFmin=1.5则卜"330"1.54F1】=220MPa1.5bF2=207MPa(2)齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按M=(0.0130.022巾23阻，估取圆周速度V2=1.1ms,II公差组8级2KT2u_1'-du参考表6-7、表6-8选取小齿轮分度圆直径d1齿宽系数平d查表6-9,按齿轮相对于轴承为非材料弹性系数

21、Ze查表6-4'd=0.8z1=29Z2=90u=3.103合适T2=527000NmmKa=1.0Kv=1.2K：=1.1K：=1.1K=1.45Ze=189.8.Nmm2Zh=2.5Z；=0.87对称布置小齿轮齿数Z1在推荐值2040中选取大齿轮齿数Z2Z2=i2Zi=3.1X29=89.9圆整取齿数比uu=z2z传动比误差.：uu=3.1033.13.1=0.0011:：0.05小齿轮转矩T2由前面计算得载荷系数KK=KaKvK：.K!Ka-使用系数查课本表6.3Kv一动载系数由推荐值1.051.4K一齿间载荷分配系数由推荐值1.01.2KE一齿向载荷分配系数由推荐值1.01.2

22、载荷系数KK=KAKVK：.K1=11.21.11.1节点区域系数Zh查图6-3（，=0,x=x2=0）重合度系数J由推荐值0.850.922KT2u_1'-dudi"89.8k2.5乂0.8756921.455270003.08810.83.088法面模数mm=dz=11029=3.79mm按表6-6圆整分度圆直径d1d=m&=429圆周速度vv=:d1n260000=二11616160000中心距aa=mzz22=429902齿宽bb=!'dd1=0.8116=92.8mm大齿轮齿宽b2烷=b小齿轮齿宽b1b=b2510(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算=2K

23、YFaYSa虹bdm齿形系数YFa查表6-5小齿轮YFa1大齿轮YFa2应力修正系数思查课本表6-5小齿轮Ysa1大齿轮Ysa2d_110mmm=4mmd=116mmv=0.98msa=238mmA=93mm灯=100mmYFa1=2.53YFa2=2.2Ysa1=1.62YSa2=1.78sa2重合度=AE(tan七1-tana)+z2(tanc(a2tana)一,'4x29cos20'J129xtanarccos-tan20上I、4X29+23JJ2乳Lee，4x90cos20-',cc+90xtanarccos-tan204x90+2x4J-<<J一重

24、合度系数丫耳=0.25+0.75/%故2KTi、，、，、,2x1.45x527000。八。F1=YFaYsafYp=乂2.53x1.62x0.68b2d1m93x11642KT1、,、，、,2X1.45X527000°c*。F2丫42丫&2丫忍乂2.2乂1.78乂0.68b2d1m93乂116尺4(4)齿轮其他主要尺寸计算大凶轮分度圆直径d2d2=mz2=4x90齿根圆直径dfdf1=d1-2hf=116-2乂1.25尺4df2=d2-2hf=360-2久1.25乂4齿顶圆直径dada1=d1+2ha=116+2乂4da2=d2+2ha=360+24&=1.743Y&

25、#167;=0.68bF1=98.7MPabF2=94.3MPa齿根弯曲强度满足d2=360mmdf1=106mmda1=124mmda2=368mm轴类零件、轴承及键的设计与校核7.1I轴的设计计算计算项目及说明结果1.计算作用在齿轮上的力转矩L由前面计算得T1=133900Nmm输入轴上齿轮分度圆直径d1圆周力Ft=2工d1=213390081直齿轮螺旋角为0故：径向力Fr=Fttan：n=3347.5tan20轴向力Fa=。2. 初步估算轴的直径选取轴的材料为45钢，调质处理d"JP计算轴的最小直径并加大5%Z考虑两个键槽的影响。查表8-6取A=110贝Udmin-1.0511

26、039.31.664又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmm=32mm3. 轴的结构设计(1) 确定轴上零件的装配方案d1=81mmFt=3348NR=1218NFa=0dmin二27.9mmdmm=32mm通过分析比较，拟定装配示意图7-1VIIIVIIVI图7-1右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮左侧端面靠套筒定位，左轴承靠套筒和端盖定位，齿轮和轴、轴和带轮均采用普通平键联接。采用深沟球轴承。(2) 确定各轴段的直径和长度d1=32mml1=90mm I-II段是与带轮连接，带轮宽度B=93mmdi=32mmli=90mmII-

27、III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的厚l2=55mmd2=38mm度e=15mm由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段左端的距离为30mm轴承端盖伸入箱体的长度取15mm故取l2=55mm因其右端面需制出一轴肩故取d2=38mml3=28mmD3=45mm III-IV段为便于装拆轴承内圈，d3>d2,且符合标准轴承内径。查表13-3,暂选深沟球轴承型号为6309,其尺寸为dDB=45mm100mm25mm轴承的润滑方式选择d3Xn1=45%64=29880<180000选择脂润滑。左端采取轴肩定位，取l3=28mmd3=4

28、5mm由于齿轮直径过小，可将原图中的V-VI段取消，直接在IV-V段做成齿轮轴，为了便于定位轴承，以及满足轴承拆卸要求，取d4=54mm该段的长度由I的总长度l减去各段轴长，总长度l由中间轴各齿轮宽度，齿轮间的间隙和齿轮与箱体间的间l4=195mmD4=54mml5=28mmD5=45mm隙组成，以及各轴承及套筒宽度等组成，经计算取l=396mml4=l-li-l2-13-l5=l95mm 因改为齿轮轴，故VII-VIII段无需轴套定位齿轮，故该段长度与l3相等。(3) 确定轴承及齿轮作用力位置L1=55mmL2=165mm4. 先确定轴承支点位置，查6309轴承，其支点尺寸a=12.5mm考

29、虑减速器整体结构，选取轴承的支撑点到齿轮载荷作用点的距离，Li=AC=55mmL2=AB=165mm绘制轴的弯矩图和扭矩图带轮的压轴力为Q=2032NFH1=2511NFH2=837NFv1=1957.2NR2=-2771.2N(1) 求轴承支反力H水平面Rh1=2511NR2=837NV垂直面Rv1=1957.2N,R2=-2771.2N(2) 求齿宽中点弯矩及右端轴承支撑点弯矩 齿宽中点弯矩MH1=138105N-mmMV1=107646NmmMH2=0NmmMv2=229616NmmH水平面Mh1=138105NmmV垂直面Mv1=107646Nmm 右端轴承支撑点弯矩H水平面Mh2=0

30、V垂直面Mv2=229616nmm合成弯矩齿宽中点处Mi=175102Nmm右端轴承支撑点处M2=229616Nmm 扭矩T=133900Nmm5. 弯矩图、扭矩图见图7-2按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩Mca=Jm2+(«T2，折合系数«=0.6则齿宽中点处当量弯矩Mca1=17510220.61339002右端轴承支撑点处当量弯矩Mca2=22961620.61339002当量弯矩图见图7-2轴的材料为45号钢，调质处理。由表8-2查得Qb=640N/mm2，由表8-7查得材料的许用弯曲应力卜2=60Nmm26. 则轴的计算应力为M1=175102NmmM2=229

31、616Nmm齿宽中点处右端轴承支撑点处McaMca1192653一3一3W0.1d40.154McaMca2243265一3一3W0.1d30.145Mca1=192653NmmMca2=243265N-mm孔b=60Nmm2%=12.2N,mm20ca1=26.7N/mm2满足强度条件键的设计与校核(1)键的设计轴与带轮采用平键联接，键的材料选用45号刚,调质处理。选用A型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸bxh=108，键槽深5mm毂槽深3.3mm取键长L=80mm其工作长度为l=L-b。(2)键的强度校核查表3-2得许用挤压应力tJ=100Nmm27. 挤压强度条件=4丁=4133900p

32、dhl32870轴承寿命校核预期寿命：Lh=103008=24000h轴承寿命可由公式Lh=爬亍进行校核，其60nP中P=fp(xR+yA),由于轴承主要承受径向载荷的b=10mmh=8mml=70mmPPI-100Nmm2二p=29.89Nmm2满足强度条件Lh=24000h作用，故x=1,y=0。查表10-3得ft=1,查表10-6得fp=1.1。查设计手册，深沟球轴承6309,得C=52800N；=3水平支反力Rhi=2511NRH2=837N垂直支反力Rvi=1957.2N,&=-2771.2N合成支反力R=隔K=251121957.22R2=.R22R；2=83722771.

33、22当量动载荷P=1.1R1=1.13183.7轴承寿命为L=106Lh60664352800:I3502)R1=3502NR2=2894.8NP=3502NLh=86027h寿命满足要求木平受±水平寿兼重直受力壅宜弯施4X旁赚甄知当量弯«7.2II轴的设计计算计算项目及说明结果1.计算作用在齿轮上的力转矩T2由前面计算得T2=527000Nmm轴上大齿轮分度圆直径d1d=330mm轴上小齿轮分度圆直径d2d2=116mm大齿轮圆周力Ft1=2丁2,汕=2x527000330%=3194N小齿轮圆周力Ft2=2T2/d2=2x527000，'116Ft2=9086N

34、直齿轮螺旋角为0故:大齿轮径向力Fr1=Ft1tanan=3194"an20Fr1=1163N小齿轮径向力Fr2=Ft2tanan=9086Wan20'Fr2=3307N轴向力Fa=0Fa=。2. 初步估算轴的直径选取轴的材料为45钢，调质处理d芝A,足计算轴的最小直径并加大5%Z考虑两个键槽的影响。查表8-6取A=110贝Udmin乎.05"10x/894162dmin芝43.97mm3. 轴的结构设计(1)确定轴上零件的装配方案通过分析比较，拟定装配示意图7-3QrdABCD图7-3l2=54mmD2=68mml3=12mmD3=78mml4=95mmD4=68

35、mm左右轴承装入时，均由套筒定位，两齿轮内侧端面均由轴肩定位，齿轮和轴普通平键联接。采用深沟球轴承。(2)确定各轴段的直径和长度 II-III段为高速级大齿轮，由前面计算得其宽度为57mm,为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l"顼=54mm,dII=68mm。III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得lm4V=12mm,dsv=78mmcIV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为100mm,为了使套筒端面与小齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取lIV=95mm,dIV、=68mmI-II段为安装轴承用，暂选取深沟球轴承

36、6211，其尺寸为dDB=55mm100mm21mm轴承的润滑方式选择d1n2=55162=8910<180000选择脂润滑。为保证高速级大小齿轮完全啮合，该段长度取l1=43mm。 V-VI段为安装轴承用，由I轴两轴承之间的距离确定II的总长度为l=247mm,该段长度取1v-vi=43mm。(4)确定轴承及齿轮作用力位置4. 先确定轴承支点位置，查6211轴承，其支点尺寸a=10.5mm因此，轴的支撑点到大齿轮载荷作用点的距离Li=AB=55mmL2=BD=165mm轴的支撑点到小齿轮载荷作用点的距离L3=AC=145.5mmL4=CD=74.5mm绘制轴的弯矩图和扭矩图(1) 求轴

37、承支反力H水平面Rhi=671N,Rh2=5221NV垂直面Ri=243.9N,R2=1900.1N(2) 求齿宽中点弯矩H水平面Mhi=36570NmmMh2=386354NmmV垂直面Mvi=13293nmml1=43mmD=55mml5=43mmD5=55mmFHi=671NFH2=5221NRz1=243.9NRz2=1900.1NMh1=36570NmmMh2=386354NmmMv1=13293NmmMV2=140607NmmMv2=140607NmmMi=38911NmmM2=411144Nmm合成弯矩Mi=38911nmmM2=411144Nmm扭矩T=527000Nmm5.

38、弯矩图、扭矩图见图7-4按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩Mca=jM2+(aT2，折合系数口=0.6则齿宽中点处当量弯矩Mca1=318585N-mmMca2=518673NmmMca1=.3891120.65270002Mca2=湛41114420.65270002当量弯矩图见图7-4轴的材料为45号钢，调质处理。由表8-2查得Ob=640N,；mm2，由表8-7查得材料的许用弯曲应力L1b=60Nmm2ca=16.5Nmm2满足强度条件L1b=60Nmm2则轴的计算应力为6. McaMca518673acaca=caW0.1D30.1683键的设计与校核(1) 键的设计b=20mmh=1

39、2mmli=28mm轴与齿轮采用平键联接，键的材料选用45号刚,调质处理。选用A型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸bKh=20K12,键槽深7.5mm毂槽深4.9mm取大齿轮键长Li=48mm其工作长度为li=Li-b。取小齿轮键长L2=80mm其工作长度l2=L2-b(2) 键的强度校核查表3-2得!P=100Nmm2许用挤压应力Jp1pdhl6812287. 挤压强度条件4T245270004T24527000p2dhl681260轴承寿命校核预期寿命：L'h=103008=24000h轴承寿命可由公式Lh=爬亍进行校核，其60n.P中p=fp(xR+yA),由于轴承主要承受径向载

40、荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得九=1,查表10-6得fp=1.1。查设计手册，深沟球轴承6211,得pC=43200N；=3水平支反力Rh=5221N垂直支反力Rv=1900.1N合成支反力R=JrH+r3=52212+1900.12当量动载荷P=1.1R=1.15631.263轴承寿命为二=卫一'空匹60F62、5631.2)12=60mmLP1=100Nmm2；p1=92.3Nmm2了p2=43.1Nmm2满足强度条件Lh=24000hR=5556NP=6111.6NLh=46450h寿命满足要求故寿命满足要求。7.3III轴的设计计算计算项目及说明结果1. 计算作用在

41、齿轮上的力转矩T3由前面计算得输出轴上齿轮分度圆直径d圆周力Ft=2T3d=21567600360直齿轮螺旋角为0故：径向力Fr=Fttan：n=8708.9tan20轴向力Fa=。2. 初步估算轴的直径P3d_A3n3计算轴的最小直径并加大5%Z考虑两个T3=1567600Nmmd=360mmFt=8708.9NFr=3169.8NFa=0选取轴的材料为45钢，调质处理键槽的影响。查表8-6取A=1108.59则dmin-1.051103.52.3dmin-63.3mm3. 轴的结构设计(1)确定轴上零件的装配方案通过分析比较，拟定装配示意图7-5图7-5右轴承从轴的右端装入，靠套筒定位，左

42、轴承从左端装入，靠轴肩定位。齿轮从右端装入，右侧端面靠套筒定位，左侧端面靠轴肩定位。齿轮和轴、轴和联轴器均采用普通平键联接。采用深沟球轴承。(3) 确定各轴段的直径和长度 I-II段用来安装联轴器，根据T3和m及表14-5选择联轴器YL12,J型。轮毂长L=107mm为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取li=104mm。l1=104mmd1=70mml2=70mmd2=78mm为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩，取I-II段的直径d1=70mm。 II-III段用于安装轴承端盖，为了拆装及润滑方便，取12=70mmd2=78mm III

43、-IV段为便于装拆轴承，d3>d2,且符合标准轴承内径。查表13-3，暂选深沟球轴承型号为6217,其尺寸为dKDB=85mm150mm28mm轴承的润滑方式选择dn3=852.3=4445.5<180000,l3=31mmD=85mml6=90mmd6=95mm选择脂润滑。左端采取轴肩定位，取l3=31mmd3=85mm VI-VII段为安装齿轮用，齿轮宽度为B=93mm该段轴长应略短于轮毂宽度，故取l6=90mmck=95mml5=15mmd5=105mml7=48mmD=85mml4=70mmD4=95mmRh=2949.2NRh2=5759.7NRvi=1073.4NRv2

44、=2096.4NMh=429098NmmMv=156180Nmm V-VI段为定位齿轮的轴肩，取l5=15mmd5=105mm VII-VIII为安装轴承用，为保证与中间轴小齿轮准确啮合，贝UCD=74.5mmg轴应超出轴承2-3mm故取l7=48mmd7=85mm 为保证两轴承准确装入箱体轴承孔，取IV-V段长度为14=53mmd4=95mm确定轴承及齿轮作用力位置先确定轴承支点位置，查6217轴承，其支点尺寸a=14mm轴承的支撑点到齿轮载荷作用点的距离，Li=BC=145.5mmL2=CD=74.5mm4. 绘制轴的弯矩图和扭矩图(1)求轴承支反力H水平面Rhi=2949.2N,RH2=

45、5759.7NV垂直面Ri=1073.4N,R2=2096.4N(3)求齿宽中点弯矩及右端轴承支撑点弯矩齿宽中点弯矩H水平面Mh=429098NmmV垂直面Mv=156180Nmm 合成弯矩齿宽中点处M=456637Nmm扭矩T=1567600Nmm弯矩图、扭矩图见图7-65. 按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩Mca=Jm2+(aT2，折合系数口=0.6则齿宽中点处当量弯矩19.2Mca=丫4566372+(0.61567600)当量弯矩图见图7-2轴的材料为45号钢，调质处理。由表8-2查得Qb=640NFmm2，由表8-7查得材料的许用弯曲应力氐=60N/mm2则轴的计算应力为齿宽中点处

46、41=虹=生=些竺W0.1d60.E56. 键的设计与校核(1)键的设计轴与齿轮、联轴器均采用平键联接，键的材料选用45号刚，调质处理。联轴器处选用C型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸b1>h1=20K12,键长L1=100mm其工作长度为11=L-b/2，键槽深7.5mm毂槽深4.9mm齿轮处选用A型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸bh2=214，键长L=80mm其工作M=456637NmmMca=1045548Nmm号_lb=60N/mm2da=12.2Nmm2满足强度条件b=20mmh=12mml1=90mmb2=25mmh2=14mm挤压强度条件.-4T3_41567600-p1

47、-d1h1l1一701290.-4T3_41567600-p1-d2卜22一951455l2=55mmLP1=100Nmm22cp1=82.9Nmm二p2=85.7Nmm2满足强度条件Lh=24000h长度为l2=L-b2，键槽深9mm毂槽深5.4mm(2)键的强度校核查表3-2得7. 许用挤压应力l-p】=100Nmm2轴承寿命校核预期寿命：Lh=103008=24000h轴承寿命可由公式Lh=坦0。进行校核，其60nP中P=fp(xR+yA),由于轴承主要承受径向载荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得ft=l,查表10-6得fp=1.1。查设计手册，深沟球轴承6217,得C=8320

48、0N；=3水平支反力Rh1=2949.2N,RH2=5759.7N垂直支反力Rv1=1073.4N,FU=2096.4N合成支反力R1="戚1=.2949.225759.72R2=RHLR22=1073.422096.42当量动载荷P=1.1R=1.13183.7轴承寿命为Lh1061x83200'3I60乂52.317118)R1=6471NR2=2355NP=7118NLh=508912h寿命满足要求水平壁力水平湾垢a宣斐力垂直弯券合成鸯r甄您当弯«减速器的结构及附件设计8.1箱体的设计计算减速器的箱体采用铸造（HT20Q制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量

49、，大端盖分机体采用里配合。i61. 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6.3。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10mm圆角半径为R=3mm机体外型简单，拔模方便。1. 8.2减速器箱体附件设计观察孔及观察孔盖观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查表15-8选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为150勺20和190160。2. 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。3. 通气器通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。在机盖顶部的窥视孔改上