祝冯火机械设计课程设计计算说明书.

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器学院：机电与汽车工程学院专业班级：2011级交通建设与装备 1班姓名：祝冯火学号：631124180121指导老师：罗天洪完成日期：2014年6月7日说明书内容第一部分：课程设计任务书（设计题目及要求） .1第二部分：传动装置总体设计.3一、 设计数据及要求 .3二、 设计方案 .3三、电动机的选择.3四、传动装置总传动比确定及各级传动比分配 .4第三部分：V带设计 .5第四部分：各级齿轮设计与计算.8一、高速级减速齿轮设计计算 .8二、低速级减速齿轮设计计算 .13三、检验校核并确定最终数据 .18第五部分：各级轴的设计与计算 .2

2、2一、高速轴的设计计算.22二、中间轴的设计计算 .26三、低速轴的设计计算.31第六部分：各级轴上键的强度校核 .35第七部分：联轴器的选择及减速器的润滑 .37第八部分：减速器机体结构尺寸及数据 .37一、 机体基本结构尺寸 .37二、其他附件设计 .37第九部分：其他参数总结 .39一、各轴上的参数.39二、V带相关参数.39三、高速级传动齿轮参数 .39四、低速级传动齿轮参数 .40第十部分：设计心得 .41参考文献.42第一部分 机械设计课程设计任务书一、设计题目设计一带式输送机的传动装置（一级圆柱直齿轮和一级圆柱斜齿轮减速器），传动示意图如下：1 电动机2 V带传动3 减速器 4

3、联轴器 5 鼓轮6 输送带已知条件：1） 鼓轮直径：D= 240 毫米；2） 鼓轮上的圆周力： F= 2740 牛顿；3） 输送带速度：V= 1.3米/秒；数据编号B1B1B2B2B3B3B4B4B5B5B6B6B7B7B8B8B9B9B10B10带工作拉力F （ N）18002850390049505100615072008250930010350带速度V（ m/s）1.51.61.51.51.41.41.51.31.41.2卷筒直径D （ mm）250260270240250240245240250300数据编号B10B10B12B12B13B13B14B14B15B15B16B16B17

4、B17B18B18B19B19B20B20带工作拉力F （ N）1160012620156401766019680217002572027402976031780带速度V（ m/s）1.51.61.51.51.41.41.51.31.41.2卷筒直径D （mm）250260270240250240245240250300数据编号B21B21B22B22B23B23B24B24B25B25B26B26B27B27B28B28B29B29B30B30带工作拉力F （ N）32610356303665038670416904571049730607507177078790带速度V （m/s）1.51

5、.61.51.51.41.41.51.31.41.2卷筒直径D （ mm）250260270240250240245240250300技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为 15年每年按300天计算，2_班制工作每班按8小时计算；2）工作机的载荷性质为平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；3）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于 传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差W土于5%。二、设计要求1）减速器装配图1张；2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；3）设计计算说

6、明书一份，按指导老师的要求书写；三、设计期限1）设计开始日期：年 月曰2）设计完成日期：2014年6月7日四、指导老师本设计由指导老师 罗天洪 指导。第二部分传动装置总体设计、设计数据及要求第8组数据：带的工作拉力 F=3KN ;带速v=1.3m/s；卷筒直径D=320mm、设计方案（已给定）1、外传动为V带传动；2、减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器;3、方案简图如下：三、电动机的选择（Y Y系列三相交流异步电动机）输送机有效功率 Pw二匕二3.56kW ；1000传动装置总效率二带齿-承 -联筒，查机械设计课程设计表9.1得：V带传动效率 带二0.96，7级精度圆柱齿轮啮 合效率齿二0.98

7、，滚动轴承效率承二0.98，联轴器传动效率 联二0.99，卷筒运输效率筒=0.96 ；贝二带齿 承 联筒二 0.96 0.982 0.984 0.99 0.96 = 0.808，电动机所需工作功率为 Pd = P = 3562二4.41kW，i1 =1.4i2，查表 9.2，取n 0.80860v60 1.3 1000运输机卷筒转速 n筒1000104r/min ,nDn x 240查机械设计课程设计表9.2得两级减速器传动比840,又因为带的传动比I带=2 4，所以从总传动比i =16160,电动机转速可选范围为 nd =i n =(16160) 104 = (166416640)r/min

8、。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、使用环境和减速器的传动比，决定选取同步转速3000r/min的电动机，查机械设计课程设计表15.1,选取丫132S1-2 型电动机，额定功率Ped =5.5kW ,启动转矩T额二2.0kN m ,最大转矩二2.2kN m , 满载转速 nm =2900r/min。四、传动装置总传动比确定及各级传动比分配1、总传动比i :卷筒转速n筒=104r/min，则有:i 匹 4 = 2900 =27.88n筒n筒1042、各级传动比分配：i日带i1 i2考虑到润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i带=3，则:i 1.4 1.4 27.88 =3.61： i带

9、，3i2 二=2788 =2.58 i带 i13 3.613、计算各轴动力参数电动机轴：功率P。二R =4.41kW转速 n0 二 2900r/min转矩 T0 =9.55 106 旦= 9.55 106=1.45 104N mmn02900高速轴： 功率P =丘汽带=4.4仆0.96 = 4.23kW转速忙等967r/min转矩=9.55 106 旦=9.55 106 4.2 =4.18 104N mm m967中间轴： 功率 P2 =R 汇“齿父口承=4.23x0.98x0.98 = 4.06kW转速 n2 =巴=967 二 268r/minh 3.61转矩T2 = 9.55 1 06 P

10、2 =9.55 106 4.06 =1.45 105N mm n2268低速轴：功率 R 二 R 齿 承二 4.06 0.98 0.98 =3.90kW转速 n3 =些二= 104r/ mini22.58转矩T3 = 9.55 106 巳=9.55 1 06 390 = 3.58 1 05N mm n3104卷筒轴：功率 巳二F3联 承=3.90 0.99 0.98 =3.78kW转速 n4 = n3 =104r/ min转矩T4 = 9.55 1 06-p4 =9.55 106 378 =3.47 105N mm n4104第三部分V带设计根据传动方案总体设计，拟设计外传动为普通 V带传动。

11、1、确定计算功率：比二KA Ped查机械设计表8-8，得工作情况系数KA =1.1 （注：以下所查数据无特殊说明, 均由机械设计一书查得），贝U：FlKA Fed =1.1 5.5 =6.05kW2、选择V带型号根据PCa、n。由图8-11选用A型V带3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v1)初选主动小带轮的基准直径 ddi。由表 8-7和8-9，取小带轮的基准直径dd1 =90mm。2) 验算带速v。按式(8-13)验算带的速度v 沁90 2900 “3.67m/s60 1000 60 1000因为5m/sv30m/s，故带速合适。3) 计算从动大带轮的基准直径。根据式(8-15a)，计算大

12、带轮的基准直径dd2 = i dd1 = 3 90 = 270mm根据表8-9，取标准值为dd2 = 280mm。同时，大带轮的转速为967r/min4、确定V带中心距a和基准长度Ld1) 初定中心距。由式(8-20)0.7(dd1 dd2)mm ma0 2(dd1 dd2)mm得 259 mm 乞 a0 乞 740 mm贝U 取 a0 = 500mm2) 由式(8-22)计算带所需的基准长度Ld0 :- 2a0g dd2)也24a0由表8-2选带的基准长度Ld = 1550mm。3) 按式(8-23)计算实际中心距a。a : a0 Ld Ld0 = 475.5mm2按式(8-24)则有：am

13、in 二a-0.015Ld = 452.25mm amax 二 a 0.03Ld 二 522mm5、验算小带轮上的包角57 3 由式 宀:180 _(dd2-dd1)，得： 157 120 。a6计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pr。由 dd1 =90mm 和 n0 =2900r/min，查表 8-4 得基本额定功率 F0 = 1.675kW。根据n0=2 9 0r0min i带二3和A型带，查表8-5得额定功率增量P0 =0.3525kW。查表8-6得包角修正系数K：. =0-94，查表8-2得带长修正系数KL =0.98，于是2)计算V带的根数z。F =(F)R) K KL =1

14、.868kWz 二 Fca6.05 二 3.24Pr1.868取z=4,即取4根A型V带。7、计算单根V带的初拉力F0由表8-3查得A型带的单位长度质量q = 0.105kg/m，所以F0 =500(2-5 K：)Pca q 2 = 50025 0946.05 0.105 13.672 = 111.43NK歼0.94 4 13.678、计算轴压力FPa1157Fp =2zF0sin 1 =2 4 111.43 sin873.54N229、确定带轮设计材料及尺寸(1)带轮设计材料采用铸铁。 选用A型普通V带4根，带基准长度1550mm。(3)小带轮基准直径dd1 =90mm，采用孔板式结构；大带

15、轮基准直径dd 280mm， 采用腹板式结构。(4)两轮中心距控制在a二453 522mm。(5)单根带初拉力F =111.43N ;轴压力FP =873.54N 。d1t第四部分各级齿轮设计与计算一、高速级减速齿轮设计与计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(大小齿轮均采用硬齿面渐开线齿轮)(1) 根据传动方案的总体设计，高速级选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为=20。(2)带式输送机为一般工作机器，参考表 10-6,选用7级精度。(3)材料选择。由表10-1,选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280 HBS, 大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度240 HBS。初选小齿轮齿数 乙

16、=24，大齿轮齿数z2二站=3.61 24 =86.64，取Z2 =87。2、按齿面接触疲劳强度设计(1)由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即3 2KH i11 .（ZHZEZ 2di1J1) 确定公式中各参数值 试选载荷系数KHt =1.3 小齿轮传递的转矩T| = 4.18 104N mm 由表10-7选取齿宽系数；冷。 由图10-20查得区域系数ZH =2.5。 由表10-5查得材料的弹性影响系数Z189.8MPa1 2。 由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z ；。:a1 = arccos cos： /(乙 2h；) =arccos24cos20 /(24 2 1) =

17、29.841:a2 = arccosz2 cos： /(z2 2h；) = arccos87cos20 /(87 2 1) = 23.281=Zj（tan：a1-tan： ） z2（tan：a2tan： ）/2二=1.719J4 3- 勺872 计算接触疲劳许用应力二H d1t -36 rh60 1000二 58.481 96760 1000=2.96m/s由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:H imi = 600MPa、匚丿 Hiim2 = 550MPa。由式(10-15)计算应力循环次数：N, =60mjLh =60 967 1 (2 8 300 15)=4.177 1

18、099N2 nNJh =1.157 10由图10-23查取接触疲劳寿命系数K HN 1 = 0.90，K HN 2 = 0.94 取安全系数S=1.5，由式（10-14）得仏亠！ = 0.90 600 = 360MPa亠1.5取二H1和二H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：二 H 二；H 2 = 344.67MPa2）试算小齿轮分度圆直径2KH h 1 (ZHZEZ 2di1 ( H)3 2 1.3 4.18 104 3.61 1 2.5 189.8 0.872 2 1_3.61（344.67）=58.481mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度

19、。齿宽b 。b = dd1t = 58.481mm2）计算实际载荷系数KH。 由表查10-2查得使用系数KA=1。 根据 2.96m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数K1.10二 H 2KHN 2 H lim 2S0.94 5501.5= 344.67 MPa齿轮圆周力mt -32KFtT1Y (YFaYSadZ：64Ft2Ti/dit =2 4.18 10 /58.48仁 1429.52NKAFt1/b=1 1429.52/58.481 N/mm = 24.44N/mm ：100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数K. .2。由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置

20、时, 得齿向载荷分布系数Ky =4212。由此，得到实际载荷系数KKAKVKH.K-1 1.10 1.2 1.4212=1.8763)由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径dd1t= 58.481 冷176 = 66.086mmV K 出 1.3及相应的模数mdjN =66.086/24 = 2.754mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 由式(10-7)试算模数，即1)确定公式中各参数值试选载荷系数K Ft =1.3 由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合系数Y. = 0.25 075 =0.25-0.686象备1.719 计算YF。由图 10-17 查得齿形系数 YFa1

21、=2.65、YFa2 =2.21。由图10-18查得应力修正系数Ysa1 =58、Ysa2 =1.78。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1 = 500MP a、二Fiim2 = 380MPa。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88、KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=2，由式(10-14)得二 FI心心问10.88 50=220MPa二 F 2KFN2；Fiim2 0.90 380 = 171MPaYFa 1Ysa1逍丄580190220YFa 2Ysa2二 F20.0230171因为大齿轮的上區升大于小齿轮的，所以取YFaYsa -二 F丫

22、Fa2丫sa2 =0.0230；-F 2mt3 2切丫； (YFaYsa ) dZ2()；F-2 1.3 418 忖 OS6 0.02301 2422）试算模数=1.439mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度。di = mtZ = 1.439 24mm = 34.536mm齿宽b。b 7di = 34.536mm宽高比b/h。h= (2h； c*)m =(2 1 0.25) 1.439 二 3.238mmb/h =10.672）计算实际载荷系数KF。d1n160 1000二 34.536 96760 1000=1.75m/s 根据疋-1.75m/s，7级精度，由图1

23、0-8查得动载系数KV =1.07 由M3 厝 iS4已=2/4 =2 4.18 10 /34.536 = 2420.66NKAFt1 /b =1 2420.66/34.536N/mm 二 70.09N/mm : 100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KF-. .2。由表10-4用插值法查得Kj，1.4158，结合b/h=10.67查图10-13得 K =1.34 o则载荷系数为KF =KAKVKF.K =1 1.07 1.2 1.34 = 1.72063)由式(10-13),可按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，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，

24、由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力, 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度 算得的模数1.580mm并圆整为标准值m = 2.0mm，按接触疲劳强度算得的分度圆 直径d 66.086mm，算出小齿轮齿数z, =d,/m = 66.086/2 =33.043取乙=34，则大齿轮齿数Z2二站=3.61 34 =122.74，取Z2=123，乙与z?互为 质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d, = zg = 34 2 = 68mm

25、 d2 =z2m =123 2 = 246mm计算中心距a高=(4 d2)/2=(68 246)/2 = 157mm(3) 计算齿轮宽度b =討=68mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿m =叫(骞亍)2轮略为加宽(510)mm，即bi = b (5 10)mm = 68 (5 10)mm = 73 78mm取 b 75mm , b 70mm。、低速级减速齿轮设计与计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案的总体设计，低速级选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角r=20。(2)带式输送机为一般工作机器，参考表 10-6,选用7级精度。(3)材料选择。由表

26、10-1,选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280 HBS, 大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度240 HBS。初选小齿轮齿数Z3 = 26，大齿轮齿数z4 二 i2z3 二 2.58 26 二 67.08，取 乙=68。(5)初选螺旋角7 =14，左旋。2、按齿面接触疲劳强度设计(1)由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即2) 确定公式中各参数值 试选载荷系数KHt =1.3。 小齿轮传递的转矩T2 = 1.45 105N mm 由表10-7选取齿宽系数d =1。 由图10-20查得区域系数ZH =2.433。 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1 2。

27、 由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z ,0:t 二 arctan(tan： n / cos :) = arctan(tan20 /cos14 ) = 20.562:& =arccosz3 cos n/(z3 2han cos :)d3t二 arccos26cos20.562 /(26 2 1 cos14 )二 29.394二 H】3K HN 3、H lim 3S0.92 6001.5= 368MPad3t齐 2KH“2 irM (ZHZENZ片2 -( 一 r 丿di2二 H2.58 1-X2.58二射 =arccosz4 cos_：” /(Z4 2han cos :)二 ar

28、ccos68cos20.562 /(68 2 1 cos14 )= 24.451:二 (tan：点 一 tan： J Z4(tan：射 一 tan： /2二=26(ta n 29.394 - ta n 20.562 ) 68(ta n 24.451 -ta n20.562 )/2 二 =1.640；-=dz3tan：/：=1 26 tan 14/二=2.063,4 -邙-邛)=0.649V 3电 由式(10-23)可得螺旋角系数Z . OZ 二 cos ：二.cos14 二 0.985 计算接触疲劳许用应力；H O由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为二 Him3 =600MP

29、a 、 1 Hiim4 = 550MPa O由式(10-15)计算应力循环次数：N3 =60n2jLh =60 268 1 (2 8 300 15)=1.158 109N4 二 N3/i2 =4.487 108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN3=.92 , KHN4=0.94取安全系数S=1.5，由式(10-14)得 b = KZm = 0.94 550 = 344.67MPa亠1.5取二H】3和二H 4中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：J 45。L6 L75、轴的受力分析及校核(1)画轴的受力简图空间:FNH1Ft1CFNH2垂直面:Fti = 2T| / di 转矩T:

30、(2)计算支座反力齿轮受力=2 4.18 104/68 = 1229.41NFr1 二 Ft1 tan： =1229.41.7 tan20 = 447.47N垂直面支反力L2L5L4FN水平面:FpFFNH2MV2MVM2 2TiM11F NH 173.35 F169.35 73.35 t1= 371.56NMt87446.190.1 403=13.66MPa : j由 Fp 95.9 Fr1 169.35 二 FNV2 (169.35 73.35)得FNV2 57.40N，则FNV1 = Fri -Fp -FNV2 =-1083.47N水平支反力FNH2 二 F - FNH1 = 857.8

31、5N弯矩计算M H 二 FNH 1 169.35 = 62923.69N mmMV1 =Fp 95.9 = 83772.49N mmM V2 = FNV2 73.35 = 48220.29N mmM1 =MV1 =83772.49N mmM2 = MH Mf2 = 79275.39N mm载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =371.56NFNV1 =-1083.47NFNH2 =857.85NFNV2 =657.40N弯矩MM H =62923.69N mmMV1 =83772.49N mm MV2 = 48220.29N mm总弯矩M1=83772.49N mm ； M2 =79275.

32、39N mm扭矩=4.18Fa2) =1.2 1080.78 J296.94N因为F2 : P，所以按轴承1的受力大小验算轴承寿命，即：106 Cr 1310663X103 13-(r) 3() 3 = 5939531h 72000h60n1 F160 967 1374.49所以轴承满足使用寿命要求。、中间轴的设计与计算1、选择轴的材料及热处理方式由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，则选择调质处理的 40Cr。2、初估轴径按扭矩初估轴的直径。查表15-3,取A0=100，由式(15-2)得设中间轴上有两个键槽，则 dmin =24.74 1.1 27.96mm。对于中间轴来说

33、，轴受扭段即为两齿轮中间段。但根据两齿轮的大小，并且中 间轴尺寸应比高速轴大。所以将中间轴轴段最小直径尺寸定在两端安装轴承处，则其受扭段的轴段直径必超过估算的最小直径，从而满足按扭转剪切计算的强度要 求。3、初选轴承根据传动方案总体设计，中间轴上装有斜齿轮，在与低速轴斜齿轮啮合过程中 会产生轴向力。为了能承受轴向力的作用，并且适应相对较高的转速和较高速轴更粗的直径，所以初选圆锥滚子轴承，型号为32309,其参数值有T = 38.25mm ,a : 25.6mm， d =45mm。则根据轴承的参数确定安装轴承的轴段直径为 45mm， 即为中间轴的最小轴径。4、结构设计(1)确定各轴段直径初估轴径

34、后，可按轴上零件的安装顺序，从右端(靠近高速级大齿轮 一端)开始确定直径。该轴轴段1安装轴承32308，取di =45mm dmin。因为轴承成对使用，所以轴段5直径为d5 =45mm。轴段2安装高速级大齿轮，取轴段 2的轴径d52mm。考虑到轴承的轴向定位，轴段4设计一段轴肩，取d4 =52mm。轴段3与低速级小齿轮配合，取d 60mm，考虑到低速级 小齿轮的分度圆直径d = 92.21mm，计算小齿轮齿顶圆直径da =d - 2mXn =9221 2 2 1 = 96.21mm ： 2ds，应将该轴段做成齿轮轴。由此可知，中间轴上只有安装高速级大齿轮开有键槽。(2)确定各轴段长度轴段1的长

35、度为轴承32309的宽度和套筒宽度之和，取套筒宽度为20mm，贝U L1 =38.25 20 = 58.25mm。轴段5的长度为轴承 32309宽度和挡油环的宽度之和，取挡油环宽度为3mm，则L5二38.25 *3 = 41.25mm。轴段2的长度根据高速级大齿轮宽度确定，所以取 L 68mm。轴段3的 长度根据低速级小齿轮宽度确定，所以取 L 100mm。考虑到与轴承定位 及与其他轴之间的关系，轴段4设计一段轴肩，长度取L4 =12mm。(3)轴上零件的周向定位为保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6,直齿轮采用A型普通平键连接，初选14刈56。(4)轴上倒角与圆角为保证32309轴承

36、内圈紧靠轴肩端面，根据轴承手册推荐，取轴 肩圆角半径为2mm，其他轴肩圆角半径为1.5m m。轴的左右端倒角均为2 455、轴的受力分析及校核(1)画轴的受力简图空间：水平面:垂直面:合成M转矩T:(2) 计算支座反力直齿轮受力Ft2 =Ft1 =1229.41N Fr2 二 Fr1 =447.47N斜齿轮受力Ft3=2T2/d3=2 1.45 105/92.21 =3145.00NFr3Ft3tan： ncos :3145 tan20cos12.566= 1172.78NFa3 = Ft3 tan ： =3145 tan 12.566 =701.03NFt2 水平面支反力由 FNH1 (77

37、.65 85 64.65) = Ft3 (85 64.65) Ft2 64.65得 FNH1 =2420.28N贝U FNH 2 二 Ft 3 Ft2 - FNHI = 1954.13N 垂直面支反力FNV2 (77.65 85 64.65) Fr2 (77.65 85) - Fr3 77.65 M a = 0Ma = Fa3 d3/2 =701.03 92.21/2 =32320.99N mm则 FNV2 二-61.75NFNV 1 = Fr3 - Fr2 - FNV2 = 787.06N 弯矩计算MH1 =FNH1 77.65= 187934.74N mmMH2 二 FNH2 64.65

38、= 126334.50N mmM V1 = _ FNV1 77.65 = 61115.21N mmMv2 二 Mv1 Ma 二-28794.22N mmMV3 - -FNV2 64.65 = 3992.14N mm总弯矩M1MH1+M：1 =197622.20N mmM2 = JMH1 + M；2 =190127.78N mmM3 =QMH2 十 MV3 =126397.56N mm载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =2420.28NFNV1 = 787.06NFNH2 954.18NFNV2 = 61.75N弯矩MM H1 =187934.74N mmMV1 = -61115.21N m

39、m ； MV2 = -28794.22N mmM H2 =126334.50N mmMV3 =3992.14N mm总弯矩M1 =197622.20N mm ; M2 =190127.78N mm ; M 126397：56N mm扭矩5T2 = 1.45 汇 10 N mm由图及表可知，最危险截面发生在斜齿轮齿轮截面处，取折合系数Mt= 2.75MPa ：；Fd1F r12Y2545.042 1.7-748.54NFa1Fr1Fa2575.03Fr21955.11= 0.294 ： e，查表 15-3 得 X2 =1，丫2 =0:-=0.6，计算出当量弯矩：L 22252Mt 二 M1 (T

40、J 197622.20(0.6 1.45 10 ) =215924.83N mm轴的材料为40Cr,调质处理，查表15-1得许用弯曲应力rj=：70MPa , 齿轮轴分度圆直径d =92.21mm。取w =0.1d3，贝U:215924.8330.1 92.21所以满足强度要求，合格&验算轴承寿命(1) 采用32309轴承，查机械设计课程设计表 12.4得：Cr =145KN(2)求轴承的径向力Fr1 二，F(H1 FNV 2420.282 787.062 = 2545.04N巳=、FNH2 FNI2 h954.132(-61.75)21955.11N求轴承的轴向力查表13-7，1Fd 士 ；

41、查机械设计课程设计表佗4得32309轴承的参数 e=0.35，丫=1.7。贝Fr21955.11Fd2咚575.03N2Y 2汉1.7v Fd2 - Fa3 =575.03 701.03 =1276.06N Fd1- Fa1 二 Fd2 Fa327606NV Fd1 Fa3 =748.54701.03 ： Fd2二 Fa2 二 Fd2 二 575.03N1276.06 =0.501 e,查表 15-3 得 X1 =0.40，Y1 =1.7;2545.0410660n2= 20875816 72000h查表13-6,取fd =1.2。则:R = fd(X!Fri +X2Fai)=1.2x (0.

42、4x2545.04+ 1.7x1276.06) = 3188.52NF2 二 fd(X2Fr2 飞Fa2) =1.2 1 2545.04 =3054.05N因为P2 : R，所以按轴承1的受力大小验算轴承寿命，即:10(145 10 )360 2683188.52所以轴承满足使用寿命要求。三、低速轴的设计与计算1、选择轴的材料及热处理方式由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，则选择调质处理的 40Cr。2、初估轴径按扭矩初估轴的直径。查表15-3,取A0=100，由式(15-2)得1 P3 90dm十岬訂10珂而=33.47mm设低速轴上有两个键槽，则dmin =33.47 1

43、.1 37.82mm 对于低速轴来说，最小轴径的轴段用来安装联轴器。为了使所选轴直径与联轴器相配合，贝U设计低速轴最小轴径的同时需选出联轴器。输出轴上的扭矩T3 =3.58 105N mm，查机械设计课程设计表 13.4,选用GYH5型刚性联轴器，其半联轴器孔径 d =40mm，长L=112mm，故取安装联轴 器轴段轴径为40mm。3、初选轴承根据传动方案总体设计，低速轴上装有斜齿轮，在与中间轴斜齿轮啮合过程中会产生轴向力。为了能承受轴向力的作用，并且适应相对较高的转速和较高速轴更 粗的直径，所以初选圆锥滚子轴承，型号为 30310,其参数值有 29.25mm， a :“ 23mm， d =5

44、0mm。则根据轴承的参数确定安装轴承的轴段直径为 50mm 。4、结构设计(1)确定各轴段直径 估轴径后，可按轴上零件的安装顺序，从右端(靠近安装联轴器一端)开始确定直径。该轴轴段1安装GYH5型联轴器，取d 40mm . dmin。轴段2与毛毡 圈配合，查机械设计课程设计表 14.4，选用直径为44mm的毡圈，取 轴段2的轴径d2 =45mm。轴段3安装30310型圆锥滚子轴承，贝峙由段 3 的直径取d3 =50mm。因为轴承成对使用，所以轴段 6直径为d 50mm。 轴段4考虑到轴承及齿轮的轴向定位，取d60mm。轴段5安装大齿轮， 取 d5 =55mm。(2)确定各轴段长度轴段1安装GY

45、H5联轴器，取Li=112mm。轴段2取L2=35mm。轴 段3安装轴承，该轴段的长度为L3=29.25mm。轴段5安装齿轮，则L5=93mm。轴段6安装轴承，该轴段的宽度为轴承宽度与套筒宽度之和， 取套筒宽度为20mm，即卩L6=29.25+20=49.25mm。轴段4不安装任何零件， 考虑到与其他轴的关系，取 L4 =100mm。(3)轴上零件的周向固定为保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合即 H7/r6;与轴承内圈配 合轴颈选用k6;与联轴器配合的轴段选用r6;联轴器与齿轮均采用A型普 通平键连接，分别初选12WX100和16X1080。(4)轴上倒角与圆角为保证30310轴承内圈紧靠

46、轴肩端面，根据轴承手册推荐，取轴 肩圆角半径为2.5mm，其他轴肩圆角半径为1.5mm。轴的左右端倒角均为 2X5 L5L4L3L2I5、轴的受力分析及校核(1)画轴的受力简图Fa4 d42701.03 241.792= 84751.02N mm 得 空间： 水平面: 垂直面: 合成M: 转矩T:(2)计算支座反力斜齿轮受力Ft4 = Ft3 = 3145.00N ； Fr4 = Fr3 = 1172.78N ； Fa4 二 Fa3 二 701.03N。 水平面支反力由 FNH1 (73.75 153.75) = Ft4 153.75得FNH I 二 2125.47N， FNH2 二兄 - F

47、NHI 二 1019.53N 垂直面支反力由 FNV2 (73.75 153.75) = Fr4 73.75 Ma 及FNV2 =752.72N， FNV1 二 &4 - FNV2 = 420.06N弯矩计算MH 二 FNH1 73.75 = 156753.41N mmMV1 = FNV1 73.75 = 30979.43N mmMV2 二 Mw Ma =115730.45N mmT3290007.260.1 553=17.43MPa 十 _j查表13-7,巴土 ；查机械设计课程设计表12.4得30310轴承Fn 2166.582Y 2 1.7= 637.23N总弯矩M1 = JMH M： T

48、56784.05N mmM2 MH MV2 =194846.53N mm载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =2125.47NFNV1=420.06NFNH2 =1019.53NFNV2 =752.72N弯矩MM H =156753.41N mmMV1 =30979.43N mm ； MV2 =115730.45N mm总弯矩M1 =156784.05N mm ; M 2 = 194846.53N mm扭矩T3 = 3.58 05 N mm由图表可知，最危险截面发生在齿轮截面处，取折合系数:=0.6，计算出当量弯矩：Mt = . M22 ( T3)2 = .194846.532(0.6 3.

49、58 105)2 = 290007.26N mm轴的材料为40Cr,调质处理，查表15-1得许用弯曲应力； =70MPa，齿轮轴端直径d =55mm。取w=0.1d3，贝归所以满足强度要求，合格。&验算轴承寿命(1)采用30310轴承，查机械设计课程设计表 12.4得：Cr =130KN (2)求轴承的径向力Fr1 =、FNH1 FNV 2125.472 420.06 2166.58NFr2 二.FNH2 FN/2 F 101 9.532 7 52.722 =1267.29N求轴承的轴向力参数 e=0.35，Y=1.7，贝U:- Fa2= Fd2 -372.73NFa1Fr11073.76 =

50、0.496 e，查表 15-3 得 X1 =0.40 , Y1 =1.7;2166.58Fa2Fr2372 73二-0.294 : e，查表 15-3 得 X2 =1，丫2 =0。1267.29查表13-6,取fd =1.2。则:P fd(X1Fr1 X2Fa11.2 (0.4 2166.58 1.7 1267.29) = 3625.23NF2 二 fd(X2Fr2 丫店曲)=1.2 1 1267.29 =1520.75N因为P2 : R，所以按轴承1的受力大小验算轴承寿命，即:Lh 二10660氐10(13 10 尸60 1043625.23二24369205 72000hFr21267.2

51、9Fd2兰372.73N2Y 2 1.7v Fd2 Fa3 =372.73 701.03 =1073.76N . Fdi- Fai =Fd2 Fa3 =107376NV Fd1 Fa3 =637.23 701.03 ： Fd2所以轴承满足使用寿命要求。第六部分各级轴上键的校核、高速轴上键的强度校核由高速轴的设计可知，高速轴上只有安装大带轮轴段开有键槽，且初选型号为8 780，即键宽 b=8mm，键高 h=7mm，键长 L=63mm，则4000T,hid4000T2hid4000 1459 42 55= 27.90MPa4000T30丨心4000 3588 78 40= 57.37MPa对于斜齿

52、轮，选用键的型号为16X10X80，即键宽 b2=16mm，键高 h2=10mm，键长L2=80mm，则键的工作长度为丨2 二 L2-b2 =80-16 = 64mm。由式(6-1)得:p24000T3h2i2d64000 35810 64 55=40.68MPa键的工作长度为丨二L _b =63 一8 =55mm。由式(6-1)得:4000 42.314.65MPa7 55 30查表6-2,许用挤压应力 上p=110MPa因为匚p 9X56,即键宽b=14mm，键高h=9mm，键长L=56mm ,则键的工作长度为丨二Lb =56 一 14 = 42mm。由式(6-1)得：查表6-2,许用挤压

53、应力；p=110MPa因为匚p ：；，所以该键符合强度要求。三、低速轴上键的强度校核由低速轴的设计可知，低速轴上开有两个键槽，分别开在安装斜齿轮和联轴器处， 且均采用A型普通平键连接，分别初选 12$ 90和16X1000。对于联轴器，选用键的型号为12X8X90，即键宽b1=12mm，键高h1=8mm，键长L1=90mm，则键的工作长度为h =90-12 =78mm。由式(6-1)得：查表6-2,许用挤压应力二p=110MPa因为匚p:二p , - p2p，所以该轴上两键均符合强度要求。第七部分 联轴器的选择及减速器的润滑根据上述低速轴的设计，确定各轴段直径的同时，依转矩选择了刚性GYH5型

54、联轴器，其基本参数有：公称转矩 T =500N m，许用转速n =8000r/min，轴孔直径 d=40mm，轴孔长度 L=112mm， D=120mm， Di=68mm。减速器的润滑设计应考虑两个部分： 一是齿轮润滑，二是滚动轴承润滑。对于齿轮 润滑，因为齿轮圆周速度小于12m/s，所以选择采用浸油润滑方式；对于滚动轴承润滑， 因润滑油中的传动啮合齿轮的圆周速度 v叮.52m/s，所以选择采用脂润滑方式。第八部分减速器机体结构尺寸及数据一、机体基本结构尺寸参考机械设计课程设计图4-6及表4-1，采用材料为HT200的铸造方箱式机体,设计计算二级展开式圆柱齿轮减速器机体结构尺寸及数据如下：代号名称数据代号名称数据6机座壁厚10d2机盖与机座连接螺栓M106 6机盖壁厚10d定位销8b机座分箱面凸缘厚15l连接螺栓d2的间距150高速轴6W8bi机盖分箱面凸缘厚15中间轴6W8P机座底凸缘底座厚25da轴承盖螺钉低速轴6W8df地脚螺栓M18d4检查孔盖螺钉6 W16n地脚螺栓数4d1轴承螺栓M14d1、d2至外机壁距离242016C2d2至凸缘距离221411外机壁至轴承座端面距离44m机座加强肋厚