机械设计课程设计(展开式二级圆柱齿轮减速器)说明书

1、1 .设计任务书32 .传动方案的拟定及说明43 .电动机的选择54 .计算传动装置的运动和动力参数5五、各种转速、输入功率、输入转矩66 .传动件的设计计算87 .轴的结构设计和强度校核178 .滚动轴承的选择及计算279 .箱体内键联接的选择及校核计算29十.连轴器的选择29十一.箱体的结构设计31十二、减速器附件的选择32十三、润滑与密封3335十四、设计小结十五、参考文献3613计算项目及内容一、设计任务书：题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1 .总体布置简图：1 电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5一鼓轮;6联轴器2 .工作情况：连续单向运转，

2、工作时有轻微振动。3 .原始数据：输送带的牵引力F（kN）:2.1输送带滚筒的直径D（mm：450输送带速度V（m/s）:1.4带速允许偏差（%）:±5使用年限（年）：10（每年300个工作日）工作制度(班/日)：24 .设计内容：1) 电动机的选择与运动参数计算；2) 直齿轮传动设计计算；3) 轴的设计；4) 滚动轴承的选择；5) 键和联轴器的选择与校核；6) 装配图、零件图的绘制；7) 设计计算说明书的编写。5 .设计任务：1)减速器总装配图一张，要求有主、俯、侧三视图，比例1:1,图上有技术要求、技术参数、图号明细等；2)低速大齿轮、低速轴及高速轴零件图各一张；3)设计说明书一

3、份，包括传动计算、心得小结、弯矩图、扭矩图、参考资料；4)课程设计答辩：根据设计计算、绘图等方面的内容认真准备，叙述设计中的要点，回答提问。2)设计进度：1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明：由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。三、电动机的选择

4、：1 .电动机类型和结构的选择：因为本传动的工作状况是：连续单向运转，工作时有轻微振动。所以选 用常用的封闭式Y (IP44)系列的电动机。2 .电动机容量的选择：1) 工作机所需功率Pw查表3-1 ,查得带式输送机传动效率 4w=0.96Pw = FmV/1000"w =3.1kW(试中 Fw=2100N V=1.4m/s)2) 电动机的输出功率PPd = Pw/ 4由于“为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的总效率，由机械设计课程设计(以下未作说明皆为此书中查得)表 3-1查得：V带传动效率为0.96 ;滚动轴承效率为0.99 ;圆柱齿轮传动效率为0.97 ;Pw =- 3.

5、 1kw弹性联轴器0.9 ;"承M>11f轮父"链父"联轴器=0.86故.Pd = 3.6kW4=0.863 .电动机转速的选择:根据nd = (i1 i2in )nw ,初选为同步转速为1500r/min的电动4 .电动机型号的确定:根据电动机的额定功率Pm>Pd,由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。Pd = 3.6kWPm = 4kwnm = 1440r / min四、计算传动装置的运动和动力参数：1 .计算总传动比i:由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传

6、动装置应有的总传动比i:nw = 59. 41r / min由于nw=1.4父60M1000/QMD)=59.41r/min,故计算得到总传动比：i=24.24i 总=24. 242 .合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式3 .分配传动比：根据传动比范围，取带传动的传动比为2减速器的传动比为：24.242=12. 12令：ii为高速级,i2为低速级i1 = J.3i因为，i =12.12,所以 ii =3.97, i 2 =3.05此时速度偏差为0.5% <5% ,所以可行i =12.12i 1 =3

7、.97=3.05五、各轴转速、输入功率、输入转矩：将传动装置各轴由高速到低速依次定为电动机轴、高速轴I、中间轴II、低速轴III.其传动效率依次分别为“。1、,2、“23、“34。1.各轴的转速n1 = 1440r / min高速轴的转速n1=%=1440r/mini带n2 = 362. 7r / minn3 = 118. 8r / minn4 = 59. 41r / min中间轴的转速1=小=362.7r/mini1低速轴的转速n3=生=118.8r/mini2滚筒轴的转速nw=n3=59.41r/min2.各轴的功率电动机的输入功率pm=4kw高速轴的输入功率Pi=中间轴的输入功率P2;低

8、速轴的输入功率P3=.滚筒轴的输入功率P4=pm01=3.96kwP112=3.80kwp223=3.65kwp334=3.50kw3.各轴的转矩电动机的输入转矩To=9550pm=26.5Nmn。高速轴的输入转矩Ti=9550p1=26.3Nmni中间轴的输入转矩T2=9550p2=100.1Nmn2低速轴的输入转矩T3=9550p3=293.4Nm%滚筒轴的输入转矩T4=9550p4=562.7Nmn4项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴IV转速（r/min7118.859.4功率（kW143.963.803.653.50转矩（Nn）26.526.31

9、00.1293.4562.7传动比113.973.052效率10.990.960.960.94pm=4kwp1=3.96kwp2=3.80kwp3=3.65kwp4=3.5kwT0=26.5NmT1=26.3NmT2=100.1NmT=293.4NmT4=562.7Nm六、传动件设计计算:直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。I-II轴高速传动啮合的两直齿轮(传动比3.97):选精度等级、材料及齿数：1)材料及热处理；小齿轮材料 40Cr,调质处 理。大齿轮45 钢，正火处理， 8级精度选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HB

10、s大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS2)精度等级选用8级精度；3)试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=80的；z1=20z2 =80按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式(109)试算，即d > 2.32KtTu+1ZEMumhL4)确定公式内的各计算数值：Kt =1.3ZH = 2.5： 二 1 dZE =189.81MPa2(1) 试选Kt=1.3；(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.5;(3) 由表10-7选取尺宽系数6d=1;1(4) 由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

11、MPa2；(5) 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim2=550Mpa;(6) 由式1013计算应力循环次数：N1=60nljLh=60X384X1X(2X8X10X300)=4.15M109N24. 151093. 97=1. 04 109由图1019查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.88;Khn2=0.92;(7)计算接触疲劳许用应力:取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(1012)得入1=0.88600=528MPa二h2=0.92550=506MPa入=min0H1，二h2l-506MPa5)计算过程:(D

12、试算小齿轮分度圆直径dud1t31.41.3131054.97Khn1=0.88Khn2=0.92S=1二H=506Mpad1t=42.21mm=2.323.97z189.8、2()=42.21mm522.5二d/160 1000(2)计算圆周速度:二42211440=3.18m/s601000(3)计算齿宽、模数及齿高等参数:v=3.18m/s齿宽b=dd1t=142.21=42.21模数m=5=2.11z1齿高h=2.25mt=2.252.11=4.75mm齿宽与齿比为.箕厚89(4)计算载荷系数K:已知载荷平稳，所以取Ka=1;根据v=2.93m/s,8级精度，由图108查得动载系数Kv

13、=1.1;对于直齿轮KHa=KFq=1；由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KHp=1.450由b=8.89,查图10-13得KFB=1.48,故：hK=KaKvKh0KHex=1m1.18父1父1.450=1.711(5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(1010a)得33年,11.711d尸d1t=42.21J=46.26mmKt11.3(6) 计算模数md146.26m=2.31mm按齿根弯曲强度设计：由式(1017)312Kxi一miMz2L'确定计算参数：1)由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限仃fe1=510MPa;大齿轮的弯曲疲

14、劳强度极限仃FE2=420MPa1)由图10-18取弯曲疲劳无命系数KFN1=0.88Kfn2=0.932)计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4,由式10-12得：bF1=KFN1mgFE1/S=320.57MPabF2=Kfn2xaFE2/S=297MPaK=1.711d1=46.263）查取齿型系数和应力校正系数由表105查得YFa1=2.80;YFa2=2.22由表105查得丫S幻=1.55;Ysa2=1.774）计算大、小齿轮的YaY亍并加以比较丫斗=0.13541丫；2丫2=0.01408Lf!分析：大齿轮的数值大。5）计算载荷系数K=KAKVKHpKHa=1x1.18黑1x1.

15、450=1.7116）设计计算、3,2m1.628m26.3m103vcm>J20.01549=1.4711父19晨1最终结果：m=1.47标准模数选择：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.47mm优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d1=46.261）小齿轮齿数d,一乙='=23.13,取z1=24m2）大齿轮齿数Z2=24X3.97=95.28,取z2=

16、96z1=24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，并且结构紧凑，避免了浪费z2 =96155.几何尺寸计算:1)计算中心距:乙z2ma=120mm22)计算大小齿轮的分度圆直径:d1=z1m = 24 2 = 48mmd2二 z2 m = 96 2 = 192mmd1 = 48mm d2 = 192mm a = 120mm计算齿轮宽度:B1B2二52mm二48mm根据b=ddi小齿轮齿宽相对大一点因此B=52mmB2=48mm3)结构设计: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

17、料硬度差为40HBS 8级 精度以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图II-III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比4.32）:1 .选精度等级、材料及齿数（与上面两对齿轮相同）:1）材料及热处理: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40HBs2）精度等级选用8级精度；1）试选小齿轮齿数4=24,则大齿轮齿数z2=i逐1=73.2,取z?=73z2=732 .按齿面接触强度设计:因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1

18、09）试算，即3 一dt > 2.32IKtTu+1iZej、小du1跖3）确定公式内的各计算数值(1)试选 Kt =1.3；(2)由图10-30选取区域系数ZH= 2.5;(3)由表10-7选取尺宽系数6d =1 ;(4)表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8Mpa(5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1 =600Mpa ; 大齿轮的接触疲劳强度极限仃 Hlim2 =550Mpa；(6)由式1013计算应力循环次数:N二60njLh=60X113.27X1X(2X8X10X300)=1.045父1081.0451088N2=0.343108

19、23.97由图1019查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.88;2=0.95;（7）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=1,由式（1012）得:K00Hl尸HN1H=0.88X600=528MPaSK%2=0.95X550=517MPaS分析：比较得出接触疲劳许用应力为517MPa4）计算过程:接触疲劳许用应力为517(1)试算小齿轮分度圆直径d1t岛)=2.323 21.3x141.4 x103 5.32 <189.8 )11432、506 J=66.25mm(2)计算圆周速度二 d 1t n260 1000=1.26m/s(3)计算齿宽b及模数mb=dd1t=166.2

20、5=66.25mmm=%=2.77乙齿高h=2.25mt=2.252.77=6.21mm齿宽与齿高比b=10.67h(4)计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取Ka=1;根据v=1.26m/s,8级精度，由图108查得动载系数=1.1;由于直齿轮KHa=KFc(=1；由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置Kh：=1.463.?由b/h=10.67,查图10-13得KfB=1.461;K=KAKVKh:Kh.=11.11.4631=1.61K=1.61(4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(1010a)得33,K1.514d1=d1t.=73.48=71.1411.Kt1

21、.4d1 =71.1416(5)计算模数mdi=77.98=2.96mmz1243.按齿根弯曲强度设计:由式(1017)32KTiYFaYsa6dz21FIm=2.961)确定计算参数(1)由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE1=510MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限c-FE2=420MPa(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87KFN2=0.91(3)计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4,由式10-12得l>F11=KFN10FE1/S=316.9MpaI-F21=Kfn2二FE2/S=273MPa(4)查取齿型系数和应力校正系数由表105查得YFa1

22、=2.650;YFa2=2.24由表105查得YSa1=1.580;YSa2=1.75(5)计算大、小齿轮的YaYSa并加以比较vFYFa1YSa12.651.58,FFa1Sa1=0.013221F：310.7Sa22.181.79247=0.01436分析：大齿轮的数值大。(6)计算载荷系数K=KAKVKH1KH：=11.11.4631=1.612)设计计算m>321.55141.4103124210.01580=2.00244最终结果：m=2.0024 .标准模数的选择：由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能

23、力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数2.002优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2.5mm按接触疲劳强度算的的分度圆直径的di=71.14mm小齿轮齿数z产"二28.46,取z2=98m人齿轮齿数z2=32X3.05=97.6,取z2=985 .几何尺寸计算：6 )计算中心距：(乙+z2ma=z2_2m=162.5mm2圆整为165mm2)计算大、小齿轮的分度圆直径：d1=z1m=80d2=z2m=245计算齿轮宽度：根据b=*dxd1则，b=80mm小齿轮齿范相对大一点因此取B1=84mm,B2=80mm;3)

24、结构设计：以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm而乂小于500mm故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看式齿轮零件图。z=98z2=98d1=80mmd2=245mma=165mmB2=80mmB1=84mm各齿轮的参数齿轮高速轴齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速轴齿轮4材料40Cr（调质）,硬度为280HBS45钢（调质）硬JO40HBs40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS齿数24963298模数22.5分度圆直径/mm4819280245齿范/mm50468480中心距/mm120165修正齿轮圆周速/m/s2.4040.632传动比3.973.05七、

25、轴的结构设计和强度校核：第一部分结构设计1 .初选轴的最小直径：选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。取Ao=112,r=3040MPa1轴d1>AoT；=15.69mrg考虑到联轴器、键槽的影响,取d1=18mm2 轴d2>Ao=24.51mrg取d2=2845钢，调质处理dmin=20mm3 轴ft>A0=35.08mm取d3=402 .初选轴承：1轴高速轴选轴承为62062轴中间轴选轴承为62073轴低速轴选轴承为6211各轴承参数见下表:轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor6206306216365619.511.56

26、207357217426525.515.262115510021649143.229.23 .确定轴上零件的位置和定位方式：1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。2轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位,高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位,两端使用深沟球轴承承载。3轴：采用锻造齿轮,齿轮左端用泡油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈,使用深沟球轴承承载，右端连接单排滚子链。（一）高速轴的结构设计:103236D1=20m

27、m - D2=25mmD3=30mmD4=36mmD5=48mmD6=36mmD7=30L1=34L2=54L3=32L4=100L5=52L6=10L7=321）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：a）由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为20mmb）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达1mm所以该段直径选为25。c）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有1mm的圆角，则轴承选用6206型，即该段直径定为30mmd）该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有1mm的圆角，经标准化，定为36mme）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm

28、所以该段直径选为46mmf）轴肩固定轴承，直径为36mmg）该段轴要安装轴承，直径定为30mm2）各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：h）该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm该段长度定为34mmi）该段取54mmj）该段安装轴承，参照工作要求长度至少16mm考虑间隙取该段为32mmk）该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为100mml）该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段52mmm）该段轴肩选定长度10mmn）该段与c段相同取32mmo）轴右端面与端盖的距离为22mm(二)中间轴的结构设计:D1=

29、35D2=42D3=46D4=35L1=38L2=82L3=46L4=461)拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：a) I段轴用于安装轴承6207,故取直径为35mmb) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有1mm勺圆角，经强度计算，直径定为42mmc) III段为轴肩，相比较比II段取直径为56mmd) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为42mme) V段安装轴承，与I段相同直径为35mm2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：a) I段轴承安装轴承和挡油环，轴承6207宽度B=17,该段长度选为38mmb) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为82mmc) III段为定位轴肩，

30、长度略小8mmd) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为46mme) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为46mm(三)低速轴的结构设计:1)拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径D1=55D2=66D3=78D4=66D5=55D6=53D7=45L1=43L2=78L3=8L4=55L5=44L6=38L7=56a) I段轴用于安装轴承6211,故取直径为55mmb) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有1.5mm的圆角，经强度计算，直径定为66mmc) III段为定位轴肩，取78mmd) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为66mme) V段安装轴承，与I段相同直径为55mmf)

31、 VI段直径53mmg) VII段直径与弹性注销选择有关，取LX3,直彳全为45mm2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度a) I段轴承安装轴承和挡油环，6211宽度B=21,该段长度选为43mmb) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为76mmc) III段为定位轴肩，长度略小8mmd) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为55mme) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为44mmf) VI长度为38mmg) VII长度与联轴器有关，取56mm轴承端盖的总宽度为30mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面的距

32、离为30mm故取Lu二60mm取齿轮距箱体内壁之间的距离a=10mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=6mm已知滚动轴承的宽度B=19mm则L1V=B+s+a+(80-78)=19+6+10+2=37mm至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按divj由课本P106表6-1查得平键截面bxh=18mm<11mm键槽用键槽铳刀加工，长为63mm同时为了保证与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为HZ；同样，带轮与轴的连接，选用平键为12mmx8mnrK60mm带轮n6与轴的配合为空。

33、滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，k6此处选轴的直径公差为ma第二部分强度校核I高速轴:对于角接触球轴承7206c从手册中可以查得a=14.2mm校核该轴和轴承:L1=82.8mm L2 =120.0mm L3 =30.8mm轴的最小直径：d1u18mm轴的抗弯截面系数:作用在齿轮上的力:W W.1d13 = 583.2mm32T1 =2 263。= 2922Nd118Fr1=Ft1tan：=2922tan20=1064N按弯扭合成应力校核轴的强度:FH2FV2Fhi30.8-Ft1=557N161.6FH2=Ft1-FH1=2365NMh=120.8Fhi=67NmFV130.81

34、61.6Fr1=203NF/2=I-=861NMV=120.8FV1=24.5Nm总弯矩：Mm=、M；M；2=71.3Nm扭矩：T1=26.3Nm45钢的强度极限为2p=275Mpa,又由于轴受的为脉动循环载荷,所以1a=0.6。Mm（：T1）2一二125MPa二二pW所以该轴是安全的，满足使用要求。II中间轴:对于深沟球轴承6207从手册中可以查得a=17mm校核该轴和轴承：L1=53mmL2=70mmL3=35mm轴的最小直径d2=30mm,33轴的抗弯截面系数：叫：,0.他=2700mm轴的强度满足要求作用在2、3齿轮上的圆周力:Ft22T22 141.4 103d2 -258= 109

35、6NFti2T2di32 141.4 10377.5=3649N径向力:Fr2=Ft2tg：=1096tg20=399NFr1=Ft1tg-3649tg20=1328N求垂直面的支反力：53 70 35-FJFrH史1328(3570>39935=79农F2V=F1-FV-Fr2=132879439913N计算垂直弯矩：MaVm:设=79453103:42N.m3MaVn=FVG+l2)-口=1794(5370132870k10=-4.7J.m求水平面的支承力：F1hFt2l3Ft1 (l2 l3)109635 3649105= 266Nl l ll1 l2 l353 70 35Eh=F

36、2F3-Fh=109636492668207N计算、绘制水平面弯矩图：MaHm=F1Hl=266812310=330N.mML广汽h«l2)M"2668(5370)36497010=73J.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑：嵋mlM2vmM点一44330=332.63mMa广而M2H广4.7+73=734m求危险截面当量弯矩:FH1FV1从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数方=0.6）轴的强度满足 要求Me=扁r(皿)2=,332.66+(06141.4(=343.3N.mMe=%(工)2-7306141.4)=112N.m计算危险截面处轴的直径

37、：aPm-m截面:M2(:T2)2W1127MPa-pW2=42MPa："pJn-n截面:所以该轴是安全的，满足使用要求。III低速轴对于深沟球轴承6211,从手册中可以查得a=20.9mm校核该轴和轴承：L1=49mm,L2=107mm轴的最小直径：d3=55mm,33轴的抗弯截面系数：w：91d1=9112.5mm作用在齿轮上的力：22T30586800,F33=2=3503Nd3335Ft3tan=3503tan20=127N按弯扭合成应力校核轴的强度:= 41MPa -p49Fhi3=1100N156Fh2=Ft3-Fhi二240NMH=107rH1=117.NmL49LFv

38、iFr3=400.5N156F2=F；3F/i=874.NMV=1071=42.9Jm总弯矩：Mm=jM2+MV=125.3Nm心.键扭矩：T=586.8Nm45钢的强度极限为仃p=275MPa,又由于轴受的为脉动循环载荷，所以二二0.6°轴的强度满足要求所以该轴是安全的，满足使用要求。八、滚动轴承的选择及校核计算：I高速轴：轴承6206的校核，即轴承寿命校核:Lh=%fC）；轴承寿命可由式60nP进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取ft=1,fp=1.1,取名=3八一3一基本额定动负荷为C-23x10NFr1=辰+F1H=J2

39、032+5572=592.8NFr2=辰齐22r=J86T：2365'=2516.8NLh="(f)%=M(-23M103)3=3.0M105则60n2pfp60父14401"2516.8,该轴承的寿命满足使用10年要求。II中间轴：轴承6207的校核，即轴承寿命校核：106ftC£Lh()轴承寿命可由式60nP进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取ft=1,fp=1.1,取6=3一一一一3基本额定动负荷为C-36.810NFr1=相+F1H=力942+26882=2803NFr2=Jf2t+F22H=

40、4352+20772=2081NLh=辿(f)*M(&吗3=1.件105贝U60n2PfP60父256.71.俨2803,该轴承的寿命满足使用10年要求。III低速轴：轴承6211的校核，即轴承寿命校核：L=明与轴承寿命可由式h60nP进行校核，轴承只承受径向载荷的作该轴承的寿命满足使用10年要求。该轴承的寿命满足使用10年要求。用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取ft=1取w=3一3一基本额定动负荷为C-42.8X10NFr1=JF1V+F1H=J400.52+11002=1170.6NFr2=Jf1+F2H=,874.5+2403=2557N,1C6/Cf、

41、k1061X42.81C3.ccd.aLh=(一)=父()=0.9810则60rbPfp60M59.41.12557该轴承的寿命满足使用10年要求。九、箱体内键联接的选择及校核计算：1 .传递转矩已知；2 .键的工作长度l=L-bb为键的宽度；3 .键的工作高度k=0.5hh为键的高度；32T父10<Tp=<<!p4 .普通平键的强度条件为PkldP;5 .fp=1.1,该轴承的寿命满足使用10年要求。代号直径(mm工作长度(mrm工作局度(mrm转矩（Nm极限应力(MPa高速轴无键安装中间12X8X36（圆头）70644.5141.462轴14X9X70（圆头）46564.

42、5141.424.4低速轴20X12X60（圆头）66565.5586.868.4由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，仃p=110MPa,所以上述键皆安全。所以许用挤压应力为键的连接强度足够十、联轴器的选择:由于刚性联轴器价格便宜、构造简单、可传递较大转矩、对中性较好所以优先考虑选用它。1 .高速轴用联轴器的设计计算:由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为Ka=1.5,计算转矩为Tca=KAT1=1.526.3=39.5Nm所以考虑选用弹T生柱销联轴器(GB5014-2003,其主要参数如下:材料HT200公称转矩Tn=250N.m轴孔直径d1=20mm,d2=20mm轴孔长L

43、=50mm,L1=38mm装配尺寸A=45mm半联轴器厚b=28mm(1P167表17-1)2 .连接链轮联轴器的设计计算：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为Ka=1.5,计算转矩为Tca-KaT3-1.5586.8-880.2Nm所以选用弹性销柱联轴器LX3(GB5014-2003,其主要参数如下：材料HT200公称转矩Tn=1250Nm轴孔直径d1=d2=30mm(1P167 表 17-1 )(1P175 表 17-5)(GB5014-2003)轴孔长L=60mm,L1=60mm半联轴器厚b=36mm(1P175表17-5)(GB5014-2003、箱体的结构设计：箱体

44、结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。1 .减速器箱体为铸造箱体，材料HT20Q2 .箱体结构为剖分时，剖分面为水平向，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装与拆卸。3 .剖分时箱体的结构尺寸选择：(1)箱座壁厚=0.025a+3>=8mma为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=206.25,8=8.16>=8满足要求，取壁厚=10mm(2) 箱盖壁厚61=(0.80.85),61>=8mm,则81=8.5mm(3) 地脚螺栓直径df=0.036a+12=19.4，选择M2Q(4)地脚螺栓数目：由于a=206<250,所以n=4;(5

45、)根据表5-2得：名称符号尺寸确定箱座凸缘厚度b1.5615mm箱盖凸缘厚度b11.56112.75mm箱座底凸缘厚度b22.5d25mm轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM16箱盖与箱座连接螺栓直径d20.50.6dfM12连接螺栓d2的间距L150200160mm轴承蓬螺旬直径d30.40.5dfM10视孔盖螺钉直径d40.30.4dfM8定位销直径d0.70.8d29mmd、d1、d2至外箱壁距离G查表5-3262218mmdf、2至凸缘边缘距离C2查表5-32416mm轴承旁凸台半径Ric22416mm凸台高度h图7-2>50mm外箱壁至轴承座端面距离Lic1+c2+(58)mm

46、大齿轮顶圆与内箱壁跑离d>=615mm齿轮端面与内箱壁跑离2>=61220mm箱盖肋厚0.85617.5mm箱盖肋厚m20.85a8.5mm轴承盖外径D2图6-27D2=D0+2.5d3mm轴承旁连接螺栓跑离s图7-2凸台外径十二、减速器附件的选择：1 .通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18X1.52 .油面指示器：选用游标尺M163 .起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳。4 .放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M16<1.5。1 .齿轮的润滑：根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型：由于低速级周向速度小于12m/s,采用浸油润滑，II级大齿轮

47、浸油高度hf约为0.7个齿高但不少于10mm该大齿轮齿高hf=2.5<10mm所以II级大齿轮浸油高度取hf=11mmIII级大齿轮浸油高度hs大于一个齿高小于1/6半径(3.12556.7mn),由于III级大齿轮和二级大齿轮的半径差为39mm所以大齿轮的浸油深度选为hs=50mm大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为30-50mm所以选取白油池深度ho为80mm2 .滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为0.99小于2m/s,所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。3 .润滑油的选择：齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。轴承润滑脂，选用通用锂基润滑脂ZL-1,普遍应用在各种机