机械设计课程设计-双级圆柱齿轮减速器

下载可编辑计 算 及 说 明 结果一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统 ，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据输送带有效拉力 F=4100N输送带工作速度 v=0.7m/s（允许误差±5%）输送带滚筒直径 d=300mm减速器设计寿命为 10年(设每年工作250天，每天工作16小时)3、工作条件两班制工作，空载起动，载荷有轻微震动 ，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V 的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示 ：.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果带式输送机由电动机驱动 ，电动机1通过带传动 2将动力传输到减速器中通过联轴 4输出到鼓轮 5上的输送带 6三、电动机的选择1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率Pw= FV = 4000 0.8=4.2kw1000 1000设：η4w———— 输送机滚筒轴 （5轴）效率至输送带间的传动效率 ；η4w=输送机滚筒轴 （ηcy=0.96）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99 ）；η01————η01=联轴器效率 （ηc=0.99）；（p19，查表3-1）η12————η12= 闭式圆柱齿轮传动效率 （ηg=0.97）×一对滚动轴承效率η=0.99；bη23————η12= 闭式圆柱齿轮传动效率 （ηg=0.97）×一对滚动轴承效率（η=0.99）；bη34———— 联轴器效率 （ηc=0.99）×一对滚动轴承效率 （ηb=0.99 ）；则：η总=η01×η12×η23×η34×η4w=0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96=0.8504.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果PwPr= =4.939kw总Pw=4.2kw取电动机额定功率 Pm=5.5kw2、电动机转速的选择η总=0.8504输送机滚筒轴的工作转速nω=60000v=600000.8=54.60r/mind3.14280由于整个传动系统采用二级减速 ，因此总传动比不易过大 ，所以选择同步转速 ns=750r/min 的电动机为宜。Pr=4.939kw3、电动机型号的确定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作 ，工作机所需电动机功Pm=5.5kw率Pr=4.939kw 等，选用Y型系列三相异步电动机 ，卧式封闭结构，型号为Y160M2—8，其主要数据如下 ：电动机额定功率 Pm=5.5kw电动机满载转速 nm=720r/min电动机轴伸直径 D=42mm （p24，查表3-3）电动机轴伸长度 E=110mm电动机中心高 H=160mm四、传动比的分配ns=750r/min带式输送机传动系统的总传动比i=nm= 720=13.1954.60由系统方案知.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果i01=1；i34=1取高速传动比i12=1.3i=1.313.19=4.14i13.19低速传动比i23===3.194.14i12传动系统各传动比分别为：Y160M2—8i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=9550 P0=9550×3.76=62.89N·mn0 7501轴（减速器高速轴）：n1= n0=750=750r/mini01 1p1=p0η01=4.94×0.99=4.89kwT1=T0i01η01=62.89×1×0.99=62.26N ·m轴（减速器中间轴）：i=13.19n2=n1=750=173.89r/mini124.14P2=p1η12=4.89×0.9603=4.70kwT2=T1i12η12=62.26×4.14×0.9603=247.52N ·m.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明3轴（减速器低速轴）：n3= n2=173.89=54.60r/mini23 3.19p3=p2η23=4.70×0.9603=4.51kwT=Ti η=247.52×3.19×0.9603=758.24N ·m3 223 23轴（滚筒轴）n4=n3=54.60=54.60r/mini341p4=p3η34=4.51×0.9801=4.42kwT4=T3i34η34=758.24×1×0.9801=743.15N·m上述计算结果和传动比效率汇总如下：电动机两级圆柱齿轮减速器工作机轴号0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)720720173.8954.6054.60功率P(kW)4.944.894.704.514.42转矩T(N·m)62.8962.26247.52758.24743.15两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.143.1910．990.96030.960传动效率η0.98013六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法小齿轮选用 45钢，调质处理 HBS=230~250

结果i12=4.14i23=3.19n0=750r/minp0=3.76kwT0=49.91N ·M.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果大齿轮选用 45钢，调质处理 HBS=190~210 n1=750r/min（2）确定许用弯曲应力 ：①弯曲疲劳极限应力 p1=3.73kw由图13-9c 小齿轮σFlim1=250MPa大齿轮σFlim2=220MPaT1=49.41N·m②寿命系数应力循环次数NF1=60jHn1t=8.64×108NF2=60jHn2t=2.09×108由图13-10YN1=0.9YN2=0.93③应力修正系数由标准规定，Yst=2n2=173.89r/mi④最小安全系数n由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25⑤许用弯曲应力由试（13-8）P2=3.58kwFlim1YN1YST2500.92MPaF1SFlim3601.25T2=196.47N·m[σF2]=327.36MPa[σF1]>[σF2],[σF]=[σF2]=327.36MPa（3）许用接触应力计算由机械设计图 13—13（以下所用依据均为机械设计课本中的图n3=54.60r/min表）得：两齿轮接触疲劳极限应力为p3=3.44kw小齿轮σ=580MPaHlim1.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果大齿轮σHlim2=550MPaT3=600.93N·m应力循环次数NH1=60×1×720×5×250×16=8.64×108NH2=60jHn1t=60×1×173.89×250×5×16=2.09×108由图13—14得ZN1=0.92ZN2=0.96由表13—4得最小安全系数失效概率低于1/100,SHmin=1则需用接触应力为：n4=54.60r/min[σH1]=Hlim1ZN1=5800.92=533.6MPaSHlim11Hlim2ZN25280.96p4=3.27kw[σH2]===528MPaSHlim21[σH1]>[σH2],[σH]=[σH2]=528MPaT4=571.12N·m（4）按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数 设齿轮按 8级精度制造由表13—2，取K=1.2②齿宽系数 齿轮相对于轴承非对称布置由表13—6，软齿面取φd=0.9由式13—15，φa=2d=20.9=0.35u 1 4.14 1③弹性系数由表13—5，ZE=189.8④节点区域系数初设螺旋角β=12° 由图13—12 ，ZH=2.46.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果⑤重合度系数取Z1=22 ，Z2=iZ1=22×4.14=91.08 ，取Z2=91i=u= 91=4.1363（误差0.1%<5%，在5%允许范围内）22端面重合度由式13—19a1.883.211cosZ1Z2HBS=230~2501.883.211cos2291=1.66HBS=190~210Y122tan1.491得：εβ=1.49α=1.66,Y由式13—24，Zζ1==

=0.7761.66⑥螺旋角系数由式13—25，ZβNF1==0.9898.64×108⑦设计中心距NF2=由式13—13，500KTZEZHZZ2.09×108）a≥（u±1）×3au（[H]YN1=0.9=(4.14+1)×35001.249.41189.82.460.780.9892YN2=0.930.35（528）4.18=101.19mmmn≥2cosYst=2=2101.19cos12911.751z1z222.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果取mn=2mm重求中心距a=mn(z1z2)=2(2291)=115.52mm2cos2cos12圆整中心距，取a=118mm调整ββ=cos-1mn(z1z2)]=cos-1[2(2291)[2]=16.738°2a118（5）确定齿轮参数与尺寸齿数：z1=22，z2=91 ；模数：mn=2mmZ1914.136确定实际齿数比：u22Z2分度圆直径：d1=mnz1=222cos=45.950mmcos16.738d2=mnz2=291=190.052mmcoscos16.738确定齿宽：b=b2=aφa=118×0.35=41.3mm 取b=b2=45mmb1=b2+5=45+5=50mm（6）验算齿轮弯曲强度由表13—4、式13—8得FlimYN1YST2500.92/1.25360MPaF1SFlim

SFlim=1.25[σF1]=360MPa[σF2]=327.36MPaNH1=8×108NH2=2.09×108ZN1=0.92ZN2=0.96.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果同理可得：[σF2]=327.36MPaSHmin=1①当量齿数z1=22=25.05(按25查表)zv1=cos316.738cos3z2[σH1]=93=103.36（按150查表）zv2=cos316.738cos3=533.6MPa②齿形系数YFa和修正系数YSa由表13—3，YFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.14YSa2=1.83[σH2]③重合度系数Y由式13—19=528MPaεa1.883.211cos=1.62Z1Z20.750.713Y0.25[σH]a④螺旋角系数=528MPa查图13—17，取YβK=1.2=0.88⑤校核弯曲强度φd=0.92000KTYFa1YYσF1=bd1mn20001.249.412.62φa=0.35=0.7130.884545.9502=59.88MPa<[σF1]同理，σF2=64.803MPa<[σF2]ZE=189.8两齿轮弯曲强度足够.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算(1)确定第二级齿轮相关系数ZH=2.46根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数 ：n2=n1/i1=720/4.136=174.08r/mini2=i/i1=13.088/4.136=3.188r/min Z1=22n3=174.08/3.188=54.60r/min Z2=91（2）选择齿轮材料及热处理方法小齿轮选用 45钢，调质处理 HBS=230~250大齿轮选用 45钢，调质处理 HBS=190~2103）确定许用弯曲应力：弯曲疲劳极限应力由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa大齿轮σ =220MPaFlim2②寿命系数 应力循环次数NF1=60×1×174.08×5×250×16=2.08×108Z=0.776εNF2=0.65×108由图13-10YN1=0.93YN2=0.94 Zβ=0.989③应力修正系数 Yst=2.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果④最小安全系数由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25⑤许用弯曲应力由试（13-8）Flim1YN1YST2500.932MPaF1SFlim3721.25[σF2]=330.8MPa（4）许用接触应力计算由机械设计图 13—13（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得：两齿轮接触疲劳极限应力为 :小齿轮σHlim1=580MP 大齿轮σHlim2=550MPa应力循环次数NH1=60×174.08×250×5×16=2.08×108mn=2mmNH2=60×1×54.60×5×250×16=0.65×108由图13—14得 ZN1=0.94 ZN2=0.96由表13— 4得 最小安全系数 SHmin=1则需用接触应力为 ：[σH1]=Hlim1ZN1=5800.94=545.2MPaSHlim11[σH2]=Hlim2ZN2=5500.96=528MPaSHlim21.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果[σH1]<[σH2]·[σH]=[σH2]=528MPa（5）按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数a=118mm由表13—2，取K=1.2②齿宽系数由表13—6，软齿面取φd=0.9β=16.738°由式13—15，φa=2d=20.9=0.43u13.191③弹性系数由表13—5，ZE=189.8④节点区域系数初设螺旋角β=12°由图13—12，ZH=2.46⑤重合度系数取Z1=28 ，Z2=iZ1=28×3.188=89.26 ，取Z2=8989i=u==3.178（误差小于5%）28端面重合度,由式（13-19）a1.883.211cos=1.69Z1Z2122tan121.49110.769由式13—24:Z1.69αβε=1.69ε=1.49⑥螺旋角系数.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果由式13—25，Z=coscos12=0.989β⑦设计中心距d1=45.950mm由式13—13，a≥（u±1）3500KT（ZEZHZZ）au[H]d2=190.052m=(3.188+1)35001.2192.856189.82.460.7690.9892（528）0.433.178m=141.16mmmn≥2cos=2.35取mn=2.5mmz1z2b=45mm重求中心距mn(z1z2)b1=50mm2.5(2889)a==2=149.5mm2coscos12圆整中心距，取a=150mm调整ββ=cos-1mn(z1z2)]=cos-12.5(2889)[[=12.838°2a2150（6）确定齿轮参数与尺寸[σF1]齿数：z1=28，z2=89；=360MPa模数：mn=2.5mm[σF2]Z2893.178=327.36MPa实际齿数比：u28Z1确定分度圆直径 ：.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果d1=mnz1=2.528coscos12.838mnz22.528d2=cos12.838cos

=71.794mm=228.205mmYFa1=2.62确定齿宽：YSa1=1.59b=b2=aφa=150×0.43=64.5mm取b=b2=65mmYFa2=2.14b1=b2+5=65+5=70mmYSa2=1.83（7）验算齿轮弯曲强度由表13—4、式13—8得[σF1]=372MPa[σF2]=330.8MPaY=0.713ε⑥当量齿数z1=28（按30查表）zv1==30.20cos3cos312.838z2=89（按100查表）zv2=cos3=96.02cos312.838⑦ 齿形系数 YFa和修正系数 YSa由表13—3 ，YFa1=2.53 YSa1=1.636YFa2=2.18 YSa2=1.79⑧ 重合度系数 Yε由式13—19，Yε=0.607a1.883.211cosZ1Z2Yβ=0.88.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明1.883.211cos12.838=1.6862889Y0.250.750.6951.686⑨ 螺旋角系数查图13—17 ，取Yβ=0.89⑩ 校核弯曲强度σF1=2000KTYFa1YYbd1mn=20001.2196.4682.520.6950.896571.7942.5=62.999MPa<[σF1]同理计算得：σF2<[σF2]两齿轮弯曲强度足够以上计算结果汇总如下 ：高速级 低速级小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮传动比4.1363.178模2mm2.5mm螺旋角13.059°12.838°中心距118mm150mm齿数22912889

结果σF1=59.88MPa<[σF1]HBS=230~250HBS=190~210.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果齿宽 45 50 65 70228.205m分度圆45.95mm190.052mm71.794mmm精度8级七、减速器轴及轴承装置的设计1、轴的设计NF1=考虑相邻齿轮沿轴向方向不发生干涉，计入两小齿轮轴向之2.08×108间的距离 S=10；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向方向不发生干涉 ，计入尺寸k，取k=10；为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内 ，计入尺寸c，当轴承采用油润滑时取 c=5；处取轴承宽度在 n=15~30mm

NF2=0.65×108YN1=0.93三根轴的支撑跨距分别为：YN2=0.94L1=2（c+k）+bh1+s+bl1+n1Yst=2=2×（5+10）+50+10+65+20=175L2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2SFlim=1.25=2×（5+10）+50+10+65+22=177[σF1]L3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3=372MPa=2×（5+10）+50+10+65+22=177[σF2]（1）高速轴（1轴）的设计=330.8MPa高速轴的功率、转速与转矩转矩T转速(r/min) 功率(kw)N·m).专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果720 3.7253 49.4119①选择轴的材料及热处理轴上小齿轮直径不大 ，采用齿轮轴结构 ，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致 ，选用45号钢调质②轴的强度要求lAB=l1=180mmlAC=n1+c+k+ bh1=50mm2 2lBC=lAB-lAC=130NmmFt12000T1200049411.9=d1=45.95=2150.7NFr1=Ft1tann=2127.69×tan20=803.6Ncoscos13.059Fa1=Ft1tanβ=2127.69×tan13.059=498.86N求水平面内的支撑反力，求水平面内的弯矩如下:MAHFr50Fad/2FBH180=803.6×50+498.86 ×45.95÷2＋FBH×180=0FBH 286.9NFAH 516.7NMCH右=FAH×50+Fa×d÷2=37296.3N ·mm求垂直面内的支撑反力 ，求垂直面内的弯矩如下 ：MA Ft 50 FBV 180

σHlim1=580MPaσHlim2=550MPaNH1=2.08×108NH2=0.65×108ZN1=0.94ZN2=0.96SHmin=1[σH1]=535.2MPa[σ]H2528MPa[σH]=528MPa.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果0=2150.7 ×50＋FBV×180FBV 597.4N解得：FAV 1553.3NMCV=1553.3×50=77665N ·mmK=1.2计算合成弯矩：MC右37296.3277665286156Nmm转矩：T=49411.9N·mmφd=0.9合成弯矩和转矩求MCeq:MCeq=MC右T291114.3Nmmφa=0.43各方向的力弯矩转矩合成弯矩图如下：ZE=189.8ZH=2.46Z1=28Z2=89以上计算结果汇总如下 ：.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果载荷水平面H垂直面VFAH=516.7NFAV=1553.3N支反力FBH=286.9NFBV=597.4N弯矩MC右=37296.3N·mmMCV=77665N·mm总弯矩MC右=86156N·mm转矩T=49411.9N·mm总弯矩MCeq=91114.3N·mm③轴的初步计算计算危险截面直径，因为此轴是转轴，故[σ]=[σ1]查表[σ1]=60MPa，3d≥10MC1091114.3=24.8mm30.1[1]60④轴的结构设计根据轴上零件的布置 、安装和定位的需要 ，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联轴器选用 TL6，各轴短直径长度如下图：（2）中间轴（2轴）的设计

εα=1.69εβ=1.49Zε=0.769Zβ=0.989.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果选择轴的材料及热处理 ：选用45钢，调质轴的受力分析如下图所示 :a=150mmβ=12.838°具体计算结果如下表 ：载 荷 水平面H 垂直面V.专业.整理.下载可编辑计算及说明FAH=399.6NFAV=3382.4N支反力FBH=1639.6NFBV=4241.3NMC右=27019.3N·mmMCv=172502.4N·mm弯矩MD右=100079N·mmMDV=258721.4N·mm总支反力RA=3405.922NRB=4547.19NMCMAX=174605.6N·mm总弯矩MDMAX=277403.3N·mm转矩T=196468N·mmMCeqMCceq=210672.7MDceq=301410.8③轴的初步计算d≥M2(T)2MDceq=36.9mm30.1[]0.1考虑到危险截面上有键槽所以轴径增大4%，d≥38.4mm所以在安装大齿轮的轴段处轴的最小直径为 38.4mm④轴的结构设计根据轴上零件的布置 、安装和定位的需要 ，初定各轴段的直径及长

结果mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mm度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统b=b2=65mm筹考虑，各轴短直径长度如下图所示b1=70mm.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果（3）低速轴（3）轴的设计①选择轴的材料及热处理：选用45号钢调质处理②轴的受力分析：求水平方向的力:MAHFr121Fad182FBH20=2043×121－1247.3×228.205÷2－FBH×YFa1=2.52182YSa1=1.625FBH573.6NYFa2=2.18解得：FAH1466.7NYSa2=1.79MC左=FAH×121=177470.7N·mmMC右=FAH×121-Fa×d/2=35150.6求竖直方向的力和转矩：MAVFt121FBV1820FBV3638.6N解得：1834.4NFAVMCV=FAV×121=221962.4求组合弯矩：M左CM2C左M2CV177470.72221962.422841886Nmm求转矩：T=600927.1N·mm.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果求MCeq:Y=0.695εMCeq左M2左T2c284188.62 (0.6 600927.1)2 459090.38N·mm具体弯矩 力矩图如下：σF1=62.999MPa<[σF1]σF2<[σF2]③具体计算结果如下表 ：载 荷 水平面H 垂直面VFAH=1466.7N FAV=1834.4N支反力FBH=576.3N FBV=3638.6N.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果弯矩MC左=284188.6N·mm总支反力RA=2348.66NRB=3683.956N转矩T=600927.1N·mm总弯矩MCeq=459090.38N·mm③轴的初步计算M2(T)2=43.7mmd≥3]0.1[考虑到此段轴上有键槽，所以直径增大4%，截面直径dC≥42.4mm即：在安装此齿轮的轴段处轴的最小直径不小于 42.4mm④轴的结构设计根据轴上零件的布置 、安装和定位的需要 ，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联结此轴的联轴器选用的型号为 TL7。各轴短直径长度如下图所示:八、滚动轴承的选择.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果低速轴（3轴）上滚动轴承的选择 :按承载较大的滚动轴承选择其型号 。因支撑跨距不大 ，故采用两端固定式轴承组合方式 。轴承类型选为角接触球轴承 ，轴承预期寿命取为Lh=30000h由前面计算结果知 ：轴承所收径向力 Fr=2043N ，轴承工作转速n=54.5955r/min 。初选角接触球轴承 ；7310c 手册，基本额定动载荷 B=27 基本额定动载荷 ：Cr=53500N ，基本额定静载荷 ：C0r=47200N, 由工作条件有轻微震动所以 fp=1.2 温度系数为 ft=1,根据上面计算所得结果有RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N滚动轴承的选择及其校核计算 ：有工作条件知 ：载荷平稳，选取 fP=1.2,常温工作，选取 ft=1，ε=31、计算出的作用在蜗轮轴上的外力及支反力 。由低速轴的校核中可得出蜗轮轴承R12348.66NR23683.96NFa=1247.3Nn=54.5955r/min2、计算轴承的当量动载荷a 正确标出内部 S1、S2的方向.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果计算两轴承的轴向载荷A1、A2R、A分别为轴承的径向载荷及轴向载荷 ，所选轴承为角接触球轴承7310C，轴向外载荷为 Fa=Fx=1247.3N ，X、Y分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数。对于向心轴承，当时，可由A/Re由表查出X和Y数值；当A/Re时，轴向动载荷的影响可以忽略不记，根据所选的轴承代号查得Cor为47.2kN和Cr为53.5kN。FBH286.9NAFAH516.7N初选e=0.43，对应0.058C0rS1=e·R1=0.43×2348.66=1009.9NS2=e·R2=0.43×3683.96=1584.1Nc因Fx+S2>S1则：A2=S2=1584.1NA1=Fx+S2=2831.4NA12831.4与拭去的AFBV597.4NC0r0.05990.058误差较小1553.3N47200C0rFAV.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果A21584.10.034与拭去的A0.058误差较大C0r47200C0r反取e1、e2由表可知：利用线性插值法，A可利用（0.058,0.087），C0r（0.43,0.46）算出0.0870.0580.05990.058,得：e1，即0.43e10.430.46e1=0.43S1=e1·R1=1009.9N利用线性插值法，A可利用（0.029，0.058），C0rMceq=（0.40,0.430.0580.0290.0580.03891114.3N·mm）算出e2，即0.400.43，得：0.43e2e2=0.41S2=e2·R2=1510.4N得：Fx+S2>S1则：A2=S2=1510.4NA1=Fx+S2=2757.7N再验证A12757.70.058C0r47200A21510.40.033C0r47200这与假定e1、e2时对应的A12831.40.0599，C0r47200A21584.1C0r0.03447200.专业.整理.下载可编辑计算及说明结果已经很接近，既可作为试算的结果。c计算轴承的当量动载荷1)轴承1A12757.71.174e1=0.43，,则可知X1=,0.44，Y1=1.30。R12348.66即：P1=fP1111)=1.2×（0.44×2348.66+1.30×2757.7）·(XR+YA=5542.1N2）轴承2A2 1510.40.41 e2，可知X2=1，Y2=0，R2 3683.96即：P2=fP·R2=1.2×3683.96=4420.8N可得：P1>P2即可按P=P1=5542.1N 计算计算轴承寿命应用公式16667(ftC166671535003274624.24hLh)()nP54.55995542.1=45.77 年>5/年即可安全使用。7310c轴承：D=110mm ，d=50mm ，B=27mm根据相同的方法选定高速轴和中间轴上的轴承型号分别为 ：7307c轴承：D=80mm ，d=35mm ，B=21mm.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果7306c轴承：D=72mm ，d=30mm ，B=19mm九、键连接和联轴器的选择（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择由前面计算结果知 ：高速轴的工作转矩 T=49.4119N ·m，工作转速n=720r/min 。查表18—1，工作情况系数 ，取K=1.4。计算转矩 Tc=KT=1.4 ×49.4119=69.177N ·m查表附表 F-2查得： d≥24.8mm高速输入轴（与电动机相连的一边 ）选用 TL型弹性套柱销联轴器ZC4260GB4323—84，d=32mm，l=82mmTL5联轴器82JB32许用转矩[T]=250N·m，许用转速[n]=3800r/min。因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。低速轴联轴器选用TL7ZC4584GB4323—84JB40112许用转矩[T]=500N·m，许用转速[n]=3600r/min因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=32mm查表 15—16，初选 10×8GB1096—79：b=10mm ，h=8mm ，L=70mm4T 4 49411.9σp= = =12.868Mpa<[ σp]hld 8 32 60强度足够。（2）中间轴（2轴）上的键连接选择.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果小齿轮选 A型普通平键，d=42mm查表 15—16，初选 12×8GB1096—79：b=12mm ，h=8mm ，L=33mm4T 4 196468σp= = =70.875Mpa<[ σp]hld 8 33 42强度足够。大齿轮选 A型普通平键，d=42mm查表 15—16，初选 12×8GB1096—79：b=12mm ，h=8mm ， 45钢调质L=60mm4T 4 196468σp= = =49.117<[ σp]hld 8 50 40强度足够。（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器的选择由前面计算结果知：低速轴的工作转矩T=600.9271N·m，工作转n=54.5955r/min。查表18—1，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298N·m查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器4584GB5843—J1408486，d=40mm，l=84mm。许用转矩[T]=1250N·m，许用转速[n]=4000r/min。因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=40mm.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果查表 15—16，初选 10×8GB1096—79：b=10mm ，h=8mm ，L=84mmσp= 4T=4600.9271=0.1Mpa<[σp]hld 8 74 40强度足够。.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果d≥38.4mm.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果FBH 573.6NFAH 1466.7NFBV 3638.6NFAV 1834.4NMCe=.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果459090.38N ·mm.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果d≥43.7mm.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果Lh=30000hFr=2043N.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果n=54.595r/minB=27Cr=53500NC0r=47200N 。fp=1.2ft=1RA=2348.66NRB=3683.956NFa=1247.3N.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果初选e=0.43S1=1009.9NS2=1584.1NA2=1584.1NA1=2831.4N.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果e1=0.43S1=1009.9Ne2=0.41S2=1510.4N.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果高速轴选用 TL5型联轴器低速轴选用 TL7型联轴器.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果.专业.整理.下载可编辑计 算 及 说 明 结果十、减速器箱体的设计名称符号计算公式结果机座壁厚δδ=0.025a+1≥88mm机盖壁厚δδ1=0.02a+1≥88mm1机座凸缘壁厚bb=1.5δ12mm机盖凸缘壁厚b1b1=1.5δ112mm机座底凸缘壁厚pp=2.5δ20mm箱座上的肋厚mm≥0.85δ8mm地脚螺钉直径dφdφ=0.036a+10=11.47212mm地脚螺钉数目n双级66地螺栓直径dφM12M12.专业.整理.下载可编辑角螺栓通孔直径dφ’螺螺栓沉头座直径d0栓L1地角凸缘尺寸L2轴承旁连接螺栓直径d1螺栓直径d1轴螺栓通孔直径d1’承旁沉头座直径D0螺栓c1部分面凸缘尺寸c2上下箱连接螺栓直径d2螺栓直径d2上螺栓通孔直径d2’下沉头座直径D0箱螺c1栓部分面凸缘尺寸c2定位销孔直径d3’轴承旁连接螺栓距离S轴承旁凸台半径Rδ

15154040242422220.75dφ10M10M101111242418181414（0.5~0.6）dφ10M10M101111242418181414’6d3=(0.6~0.8)d2S≈D2160mmRδ≈c214由低速轴轴承外径 D2和Md1轴承旁凸台高度h螺栓扳手空间的要求确定47.5mm大齿轮顶圆与箱体内壁距离△1△1>δ10mm.专业.整理