机械设计二级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、、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1 电动机2 V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运输带速度 V （m/s）：0.75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.

2、键、联轴器等的选择和校核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1.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 .电动机的选择、电动机输入功率Pw、电动机输出功率Pd其中总效率为232齿轮 联轴 滚筒 0.96 0.990.970.99 0.96 0.833Fd Pw 4219 5.083kw0.833查表可得丫132S-4符合要求，故选用它。Y132S-4（同步转速1440 r min，4极）的相关参数表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量5.fkw1

3、440 r/min2200N mm2300N mm68 kg二.主要参数的计算、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i总 匹 上匹 32.15nw 44.785查表可得V带传动单级传动比常用值24,圆柱齿轮传动单级传动比常用值为35,展开式二级圆柱齿轮减速器i11.31.5 i2。初分传动比为J带2.5, 1 4.243 i2 3.031nw60v2 Rn60 0.75 22 3.14 0.3244.785r/min9550900 44.78595504.219kw轴承、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I ,U，川轴，则ninmiV带14402.557

4、6r, minnm344.288min3.031R Pd oi Pdv带 5.5 0.96 5.28kwPnR ID R轴承齿轮 5.28 0.99 0.975.070kwRmRn nm轴承齿轮5.070 0.99 0.974.869kwTd95509550 旨nd144036.476 N mTdiV带 0i1各轴转速nn -1 -576 135.753 mini14.2432、各轴功率3、各轴转矩36.476 2.5 0.9687.542 N mTn TIi1 in 87.542 4.243 0.99 0.97356.695N mTm Tni2 nm 356.695 3.031 0.99 0

5、.971038.221 N m项目电机轴高速轴i中间轴n低速轴m转速(r/min)1440576135.75362.706功率(kw)5.55.285.0704.869转矩Mm36.47687.542356.6951038.221按式(8-15a)计算大带轮的基准直径dd2 G带 dd12.5 90 225mm根据教材表8-8，圆整得dd2224 mm(1)按计算式初定中心距a0500mm(0.7(dd1 dd2) a02(dd1dd2)Ld02a02(dd1dd2)2(dd 2 dd1)4a。2 430 (90 224)2(22490)4 430传动比2.54.2433.031效率0.960

6、.960.922三V带传动的设计计算、确定计算功率Pea查表可得工作情况系数kA 1.2故 Pea kA P 1.2 5.5 6.6kw、选择V带的带型根据Pea、n，由图可得选用A型带。、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查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径dd1 90mm2、验算带速v按计算式验算带的速度v9 1440 6.782ms60 1000 60 1000因为5 m/s v 30 m/s 故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径dd24、确定V带的中心距a和基准直径Ld(2)按计算式计算所需的基准长度=1364mm1 18057.3；）d d2d

7、d1a7、计算单根V带的初拉力的最小值F。minF0min5002.5 k 巳k Zvqv2 （500 2.5 0.956 6.6 0.1 6.782N 136J0.9566 6.782应使带的实际初拉力F0F0 min1614 N查表可选带的基准长度Ld 1400 mm(3)按计算式计算实际中心距a中心距的变化范围为 427 mm 出490 mm 。5、验算小带轮上的包角 i22490 57邑 163 ：120：4486、计算带的根数(1)计算单根V带的额定功率Pr 由 dd1 90mm和 n 1440n min 查表可得 P0 1.064kw 根据 n 1440 r, min，i 2.7

8、和 A 型带，查表可得 P 0.169kw、k 0.956、 kL 0.96。故 PrF0F0 k kL1.064 0.169 0.956 0.96 1.132kw（2）计算V带的根数Zca5.830故取V带根数为6根Pr1.132查表可得A型带的单位长度质量q 0.10kg m&计算压轴力Fp压轴力的最小值为1163FP min 2Z F0 minSin2 6 136 sina a。（4301400 1*448 mm22 0.820则有21.560查图10-30可选取区域系数ZH2.433 查表10-7可选取齿宽系数8.294 108N28.294 1084.24381.95 101.12四

9、 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算、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Zi 20，大齿轮齿数Z24.243 2085，取Z 85（5）选取螺旋角，初选螺旋角14；2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值 试选 kt 1.6，由图 10-26 i 0.740， 小齿轮传递转矩Tl 87.5

10、42N|m1查表10-6可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Hlim1600 MPa，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N160口 jLh 60 576 12 8 300 5查图可选取接触疲劳寿命系数kHN1 1.02，kHN2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dit2ZHZE1 H liml1.02 600 612MPakHN 2Hlim21.12 550 616MPa612 6162614MPad1t3_2 1.6 87.542 1000 5.24V

11、 1 1.560422.433 189.861450.07mm60 100050.07 57660 10001.509 m. smntd1t cos50.07 cos14：202.429mm50.075.4669.16故载荷系数k kAkV kH kH1 1.07 1.4 1.4192.126(2)计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽b及模数m”bdd1t1 50.0750.07 mmh 2.25iTht 2.25 2.429mm 5.466mm计算总相重合度0.318 dZ1 tan0.318 1 20 tan 14 1.586计算载荷系数k查表可得使用系

12、数kA 1，根据v 1.509ms，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1.419kF 1.350，kHkF 1.4按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得di 小牡丁 45.8142.1261.655.046 mmmnd1 cos乙55.046 cos14202.671mm3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即mn22kTY cosYFaYsa查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500 MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380 MPa。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN10.87，kFN20.9

13、0。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)计算模数mnd乙2(1)确定公式内的各计算数值、计算载荷系数k kAkvkF kF1 1.07 1.4 1.35 2.022根据纵向重合度 1.586，查图10-28可得螺旋角影响系数Y 0.88查图可选取区域系数ZH 2.433，30.795，40.875则有341.67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)计算得kFN1 FE1 0.87 500310.714MRF 1 S1.4akFN2 FE2 0.90 380F

14、2244.286MPa2 S1.4计算大、小齿轮的 上也并加以计算F 1310.714Ya 2YSa22.194 1.783 ,0 016F 2244.286al2.724 1.5690.014大齿轮的数值较大。(2)设计计算mn2 2.022 87.542 1000 0.88 cos214；V1 202 1.5860.0161.979mm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d1 cos 55.046 c

15、os14乙26.705mn2取乙 27，则 Z2 i1Z14.243 27 1154、几何尺寸计算(1) 计算中心距Z1 Z2 mn 271152a -146.347mm2cos2 cos14：将中心距圆整为a 147mm。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角arZ2 m-2a271152arccos14.9862 147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Z| mn27 2cos cos14.98655.901 mmd2115 2238.099 mmcos cos14.986(4)计算齿轮宽度b ddi 1 55.90155.901mm圆整后取 B1 5

16、5mm , B2 60mm。、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），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J 23 3.031 70.924 70（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ZHZEIH（1）确定公式内的各计算数值试选k

17、t1.6小齿轮传递转矩T2 356.69m 查表10-7可选取齿宽系数d 1查图10-26可选取区域系数ZH 2.433，30.765，40.870则有41.63541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H lim3600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4 550 MPad3tu 1u按计算式计算应力循环次数N3 60nJLh 60 135.753 12 8 300 51.955N481.955 103.0316.450 107查图可选取接触疲劳寿命系数kHN 31.12， kHN 41.18计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%

18、安全系数S 1,于是得kHN 3 H Iim3SkHN 4 H Iim4S1.12 600 672 MPa1.18 550 649 MPa6726492660.5 MPa(2)计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d3t2 1.6 3.567 105V 1 1.674.0313.0312.433 189.8660.576.848mm计算圆周速度60 100076.848 135.75360 10000.546m s计算齿宽b及模数mntbdd3t 1 76.848 76.848mmgtd3t cosZ376.848 cos14233.240mmh 2.25mnt2.25 3.24

19、07.29mmb；h76.8487.2910.54计算总相重合度0.318 dZ3 tan0.318 1 23 tan 14； 1.824d3cos83.804 cos143.535mm233、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 叫2kT2Y cos2YFaYsa,dZ32k kA&kF % 11.04 1.1 1.36 1.556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ZV3Z33cos233 r cos 1425.178ZV4乙3cos703 在 cos 14*76.628计算载荷系数k查表可得使用系数kA1，根据v 0.546 m s , 7级精度，查表可

20、得动载系数 kV 1.04, kH 1.425, kF 1.36 , kH kF 1.4故载荷系数 k kAkvkH kH 1 1.04 1.4 1.4242.075 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得3 - 3 -k2 075da d3t i 76.84883.804mm- kt1.6 计算模数mn(1)确定公式内的各计算数值计算载荷系数 查表可取齿形系数YFa3 2.616，YFa4 2.227。 查表可取应力校正系数YS3 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FE3500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE4 380MPa

21、。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN30.90，kFN4 0.93kFN3 FE30.90 500321.429MPa0.93 3801.4252.429/IRYa 3YSa32.616 1.591321.4290.013丫Fa4丫Sa42.227 1.763252.4290.0160.0162.572mma，2cos计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4，按计算式计算计算大、小齿轮的上星并加以计算F大齿轮的数值较大。(2)设计计算2 1.556 356.695 10000 0.88 cos214；V1 232 1.635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

22、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4、几何尺寸计算(1)计算中心距28 853算应有的齿数,于是有rd3 COSZ3mn83.804 cos14“27.1053取Z326，贝U 乙 込 3.03128 84.86885174.689mm2 cos14将中心距圆整为a 175mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角2Td12 8754251.7613398NFretacostan 20cos14 214133981275NZ3 Z4 mn 28853 arccosarccos14.4032a

23、2 175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d328 386.726 mmcos cos14.403乙mn85 3,d4- -263.274 mmcos cos14.403。(4) 计算齿轮宽度b dd31 86.72686.726 mm圆整后取 B3 90mm , B4 95mm -五轴的设计计算、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为dd!51.761mmFae Ftetan3398 tan 13.7- 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 Ao 1123- 3j p5 28d

24、min Ao ,111223.44mmY n_!V 576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dz-与带轮相配合，且对于直径d 100mm的轴有一个键槽时，应增大 5%-7%然后将轴径圆整。故取d- 口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L 90mm，为满足大带 轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取 d 32 m m,根据装配关系，定L 35mm（2）初选流动轴承 7307AC则其尺寸为d D B 35mm 80mm 21mm，故d 35mm d ，段挡油

25、环取其长为19.5mm,则L40.5mm。（3）段右边有一定位轴肩，故取d42mm，根据装配关系可定L100mm ，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取L L5mm, d44mm。（4）齿面和箱体内壁取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L42mm（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H 7b h L 10mm 8mm 80mm,大带轮与轴的配合为 ，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

26、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FoeFoeF Due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Fte通过另加转矩而平移到指向轴线F r2V151 50Fae 号 Fre 151 0F r2V2163NF r1VFre Fr2V1824NF reF F rere同理Fr2H 853NFriHFte Fr2H 3398 853 2545NFri , FrivFriH2.182425452 3131NFr221632 85322014N6、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于70000AC型轴承，

27、轴承的派生轴向力Fd 0.68 FF d10.68F r10.6831312129.08NF d20.68Fr20.68 20141369.52NFaeFd28461369.522215.2N Fd1故Fa12215.2N,Fa2Fd1 1369.52N7、求轴承的当量动载荷R和P2对于轴承1电 2215.20.70 0.68Fr1 3131对于轴承2良 1369.520.68Fr2 2014查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1X10.41，Y 0.87对于轴承2X2 1，丫20Rfp X1Fr1 Fa11 0.41 3131 0.87 2215.23210.934NF2 f

28、P X2Fr2 YFa21 1 2014 02014N&求该轴承应具有的额定载荷值因为P F2则有3,- 3. -60n1Lh60 576 2 8 300 5C R Q 诂6h3210.934 Q- - 24993.1N CrFtF NHiFs1故7307AC符合要求。9、弯矩图的计算水平面：FNHI 853N,FNH2 2545 N,则其各段的弯矩为:BC段:由弯矩平衡得 M-FNHIX 0 M 853x(0 x 151)CD段:由弯矩平衡得M FNHIX (X 151)0 M 2545X 513098(151 X 201.5)M H 853 151N*m 128803N|mm.铅垂面：FN

29、W 2163N,FNV21824N,FP 1614N,则其各段弯矩为:AB段：FP则 M FPX 0 M 1614 (0 X 104.5)则 M FpX FNVI(X 104.5)0 M549x 226034 (104.5 X 255.5)CD段:则 MFpx FNV (X 104.5) Fr(x 255.5) Ma 0M 1824X 567555 (255.5 X 306)做弯矩图如下BC段:FP变应力，取 0.6，轴的计算应力caB2% 2W16866320.6 87542 235.7MPa0.1 353前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得1 60MPa，因此算出的截面C处的MH、

30、MV及M的值列于下表表3载荷水平面H垂直面V支持力F r1H2545NF r1V1824NFF r2H853NF r2V2163N弯矩MMH128803N mmM V185765N mmM V2101523N mm总弯矩M1JMH2 MV12J128803285765154745N mmM2JMH2MV22(1288031015232164003N mm扭矩TT187542 N mm10、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。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环ca 1，故安全。11、键的选择和校核高速轴

31、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120150MP取其平均植，p135MPa键的工作长度I L b 80 5 75mm2键和轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.5 8 4mm血 2T 2 8.754 104挤人、千贝U p17.0MPap，故合适。kld 4 75 35所以选用：键 C 10mm 8mm 80mm GB/T 1096-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为

32、1.6，各轴肩处圆角半径为2。、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 1275NFae1 846N中速轴小齿轮上的三个力分别为Fte2 3944NFre2 1482NFae21013N2、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 A011233 ,dmin AD . P2 112 .07门 37.44mmV n21135.753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d 100mm的轴有一个键

33、槽时，应增大5%-7%然后将轴径圆整。故取d-口 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：d D B 40mm 68mm 15mm故d40mm.用挡油环定位轴承，故 L 21mm,段右边有一定位轴肩，故d48mm.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，贝U L 20mm.(2)低速级小齿轮轮毂为95 m m,即L IV 95mm.取两齿面的距离为8 mm， 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 vii

34、i21mm,Lvi vii 26.5mm。V VI段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55 mm，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。H 7其尺寸为b h L 16mm 10mm 40mm,齿轮与轴的配合为 ，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

35、上两个平面力系图一resFF rwrw图三!nnG7、求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2由齿轮中计算得，Fr# 1128N,Fr2v 1629NF.H 1118N,F2H 1664NFq,Frv2Fr1H21282162921588NFr2 Fr2v2Fr2H262921664?2329N对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd 0.68 FrFd10.68Fn0.68 952.8N952.8NFd 20.68Fr20.68 2329N1397.4 N算得FaeFd21564.4 N Fd1所以F&FaeFd21564.4NFa2Fd： 1397.4N&求轴承的当量动载荷P和P2对于轴承

36、1良5640.980.68FM1588水平面:FNH11664N,FNH21118N 0NI 1对于轴承 2Fa2 1397.40.6 0.68Fr22329查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1 Xi 0.41 , Y 0.87对于轴承2X21 , 丫20Rfp X1Fr1 YFa1 1 0.41 1588 0.87 1564.4 2012.108NF2 fP X2Fr2 Y2Fa21 1 2329 02329N9、求该轴承应具有的额定载荷值因为PF2则有故7208AC符合要求。10、弯矩图的计算AB段:FNH1X,即 M1664x (0 x 68.4)BC段:60；訂 53

37、91.454 I：6。127?830厂530602.810N CC P106-IHJt3rs丿则 MFNHX R3(X 68.4)0 M 2280 x 269770 (68.4 x 151.4)CD段:F NHF 11IF t3! !则 MFNHM Ft3(x 68.4) &(x 151.4)0M 1118X 784227(151.4 X 206.4)。铅垂面：FNW 1629N,FNV21128NAB段:r NVIM FNV X 0 M 1629X(0 X 68.4)BC段:MFNV1X Fr3(x 68.4)0M 147x 145296(68.4 x 151.4)CD段:I03F NViF

38、sMFNVXFE(X68.4) Fr2(x 151.4) Ma3 M a201128x 232819(151.4 x 206.4)1629x 0 x 68.4M 147x 145296 68.4 x 151.4232819 1128x 151.4 x 206.4做弯矩图如下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M H、MV及M的值列于下表表4载荷水平面H垂直面V支持力F r1H1118NF r1V1128NFF r2H1664NF r2V1629 N弯矩MMH270928.860 N mmM V1163419.598N mmM V286873.08

39、0 N mm总弯矩M1JMH2MV13J270928.86C2163419.598316399.134N mmM2MV22J270928.86(f 86873.0802284516.044N mm扭矩TT22.77327510 Nmm11、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0.1 483、MjT1 2ca W32.325MPa120150MP316399.13420.6 2.77327 105 2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

40、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、轴承和轮毂材料都为钢查表可得变应力，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160MPa， ca 1 ，Frtan anFtncos3944tan 200cos14.40301482N4.86953.5mm44.788取其平均植，p 135MPa键的工作长度I L b 40 16 24mm键和轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.5 10 5mm52T 2 3.56695 10 贝U P110MPaP，故合适。kld 4 25 52所以选用：键 1

41、6mm 10mm 40mm GB/T 1096-200313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45：，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Ft 玉 2 103822 N 3944N d4263.274Fa Ft tan3944 tan 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 A0112轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 dz.口，为了使所选的轴直径di*与联轴器的孔径相配合，且对于直径 d

42、 100mm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TcaKAT3，查表可得，考虑到转矩变化小，故取KA 1.3Tea KAT31.3 1038221N |mm 1349687N|mm其公称转矩为2.8 106N mm。半联轴器的孔径d1 60mm，长度L 142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mmd minA0P3 112n34、 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，1- U轴段右端需制出一轴肩，故U -川段的直径dn-皿72

43、 mm。 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d D B 75mm 115mm 20mm故dm IV dVII VIII 75mm.左边轴承安装处有挡油环，取其长度为 20mm则 LIU iv 40mm. 挡油环右侧用轴肩定位，故可取d|V 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b 1.4

44、h，取 LV VI 12mm。 由装配关系可确定LIV V 60mm. 计算得 L1145.5mm， L2132.5mm， L367mm。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b h 25mm 14mm，L=70mm，齿轮轮毂与轴的配合为旦匚。n6同样半联轴器与轴连接，采用键 b h L 18mm 11mm 100mm。半联轴器与轴的配合为 巴。滚动轴承与轴的周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 1013NT3 1038221

45、N|mmd4 263.274mm，&求两轴承所受的径向载荷FM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2283.589N749.923N图三Fre 146.8 Fae 虫 1482 146.8 1013 263.274Fr1V22 1740.605N146.8 54.8201.6F r2VFreFr1v1482 1740.605258.605146.8Fr1H146.8 54.8 te2871.921NF r2HFteFr1H39442871.9211072.079Fr1Fr1V2 Fr1H2,3029705.76 8247930.23 3358.219NFr2一&2

46、V2 &2H 266876.546 1149353.382 1102.828N 9、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7315AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd 0.68 FrFd10.68 Fr1 0.68 3358.219NFd2 0.68 Fr2 0.68 1102.828NFae Fd2 1762.923Fd1,故 Fa1Fae Fd2 5042.130NFa1 Fd12283.589N Fa2 Fd1 Fae 520.666N10、求轴承的当量动载荷R和P2Fa12283.589 /10.68，Fr3358.219r1a1F2520.6661120.8280.47。查表可得径向载荷

47、系数和轴向载荷系数分别为:对于轴承1 X11，对于轴承2X21，Y2因轴承运转载荷平稳,按表13-6，1.0 1.2 ，取则 P fp(X1F“ 丫几)1 13358.2193358.219 N。P2fP X2Fr2 Y2Fa211 1102.828 1102.828N。11、求该轴承应具有的额定载荷值106因为 R P2 则有 Lh 蛊(詁 60 44.788 3358.219(46800 )375700h预期寿命Lh 5 300 1624000h 故合格12、弯矩图的计算水平面:FNH 11072 N , FNH 22852 N .AB段：弯矩为0BC段:FsM FNH1xM 1072x(

48、0 x 132.5)CD段:M FNH1xF F NHiNHiFt(x 132.5)0M 2852x 568974 (132.5 x 199.5)M F NV1 x0 M 259x (0 x 132.5)1072x 0 x 132.52852x 568974(132.5 x 199.5)铅垂面：FNVI 259 N FNV2 1741NJ JAB段弯矩为0BC段:CD段:259x 0 x 132.5MV1731x 345335(132.5 x 199.5)M F NV1 xFr(x 132.5) MaM 1731x 345335 (132.5 x 199.5)做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和

49、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5前已选定轴的材料为M2（一T3）2ca安全。14、键的选择和校核45钢，调质处理，查表可得,60MPa，因此1840002 (0.6 1038221)20.1 903649539729008.911，故有表6-2查得许用挤压应力120“150MPa，取平均值 p 135MPak 0.5h0.5 14 7mm，2T 103kld2 1038.221 1037 45 9074MPa载荷水平面H垂直面V支持力Fr1H2871.921 NFr1V 1740.605NFFr2H 1072.079 NFr2V258

50、.605N弯矩M H 142040 N mmMV134318 N mmM V2 99031N mm总弯矩M1 JMH2 MV12 J1420402 ( 34318)2 161909N mmM2 JMH2 MV22 J1420402 990312 184000N mm扭矩TT31038221 N mm13、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

51、 14 mm。取键长L 70mm。键轴和毂的材料都是钢,键的工作长度I Lb 70 25 45mm，键与轮毂键槽的接触高度故选取键 A： 25mm 14mm 70mm GB/T 1096-20037、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45：，各轴肩处圆角半径为2六.箱体结构的设计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， 大端盖分机体采用巴配合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40m

52、m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633.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，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械 加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油， 放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部 的支承面，并加封油圈加以密封。C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