展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、机械设计课程设计题目题号：展开式二级圆柱齿轮减速器学 院：机械工程学院专业班级：机械 11-1学生：毅学 号：指导教师：朱茵2013 年 1 月 20 日目录一课程设计任务书3二设计要求3三设计步骤41. 传动装置总体设计方案 52. 电动机的选择 53. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 74. 传动装置的运动和动力参数计算 75. 设计V带和带轮 96. 齿轮的设计 127. 轴的设计计算 228. 滚动轴承的选择及寿命计算 289. 键联接的选择及校核计算 3010. 联轴器的选择 3111. 减速器箱体及附件 3212. 润滑密封设计 36.四设计小结 38.五参考资料 391 电动

2、机2 V带传动3 二级圆柱齿轮减速器4 联轴器5 带式运输机课程设计任务书展开式二级圆柱齿轮减速器的设计1. 设计题目用于带式运输机的展 开式二级圆柱齿轮减速 器。传动装置简图如右图 所示。(1) 带式运输机数据 见数据表格。(2) 工作条件单班制工作，空载启 动，单向、连续运转，工 作中有轻微振动。运输带 速度允许速度误差为土 5%(3) 使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年(4) 生产批量及加工条件小批量生产。2. 设计任务1) 选择电动机型号；2) 确定带传动的主要参数及尺寸;3) 设计减速器；4) 选择联轴器。3. 具体作业1) 减速器装配图一；2) 零件工作图二(大齿轮，输出轴)

3、3) 设计说明书一份。4. 数据表运输机工作轴转矩T/(N m)800850900950800850900800850900运输带工作速度v/(m/s)1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4运输带滚筒直径D/mm360370380390400410360370380390工作条件：(1)单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为士 5%(2) 使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。(3) 生产批量及加工条件1 电动机2 V带传动3 二级圆柱齿轮减速器4 联轴器5 带式运输机原始数据:运输机工作轴转矩T(N.m)800运输带

4、工作速度V(m/s)1.4卷筒直径(mr)400二. 设计要求(1) 选择电动机型号；(2) 确定带传动的主要参数及尺寸;(3) 设计减速器；(4) 选择联轴器。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 传动装置的运动和动力参数计算5. 设计V带和带轮1. 传动装置总体设计方案1) 传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成2) 齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。3）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级 传动装置简图：2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：Pw二Twnw/955

5、0二Tw*60*1000V/( nd*9550)=800*60*1000*1.4/(3.14*400*9550)=5.6 kw执行的曲柄转速为：nw=60X 1000v/ n d=66.9r/min效率围 :n 1：带传动：V 带0.95n 2：圆柱齿轮0.997 级n 3：滚动轴承 0.98n 4：联轴器 浮动联轴器 0.970.99, 取 0.99n w 滚筒： 0.99n =n 1*n 2*n 2*n 3*n 3*n 3*n 4*n w=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99=0.839Pd = Pw / n =5.6/0.839=6.67Kw又因

6、为额定转速Ped > Pd=6.67 Kw取 Ped=7.5kw常用传动比：V带：i1=24圆柱齿轮：i2=35圆锥齿轮：i3=23i=i1 x i2 x i2=24 x 35X 35=18100 取 i=1840N=NW i= (1840)x 57.83=10412313.2 r/min取 N=1500r/min选 Y132M-4电动机 Nm=1440r/min型号额定功率Ped满载转速nm启动转矩最大转矩中心高HY132M-7.5KW1440r/2.2.2.2132mm4min3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比 i=Nm/Nw=ivX i 减=i 0 x i 1 x i

7、 2i 0为带传动传动比；i 1为高速齿轮传动比；i 2为低速级齿轮传动比;总传动比 i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27取V带传动比i 0=3减速箱的传动比i减=i/ i 0= i ix i 2=7.09按浸油深度要求推荐高速级传动比：一般 i1= (1.11.2 ) i2，取 i仁 1.1 *i2。i1*i2=1.1 *i22i2=2.5 , H = 1.1*i2=2.754. 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速 （r/min）n0=nm=1440 r/minn I 二nm/i0=480minnH = n I /i1=174.55r/minn 皿=n H /i2=69.82

8、 r/min2）各轴输入功率（ kW）P0=Pd=6.67 kWPI 二POXn 1=6.67 x 0.95=6.34 kWP H = P IXn 2Xn 3=6.34 x 0.97 x 0.98=6.03kWP m = P HXn 2Xn 3=6.03x 0.99 x 0.98=5.85 kWPW = P mxn 3xn 4=5.85 x 0.98 x 0.99=5.68 kWn 1=n v=0.95, n 2=n 齿=0.99 ,n 3=n 滚=0.98 ,n 4=n 联=0.99 ；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即：Pw=P Wn w=5.68*0.99=5.62kW3）各轴输入扭

9、矩（ N.m）T0=9550x Pd/nm=44.24 N.mTI =9550x PI /n I =126.14 N.mTH =9550x PH /n H =329.91 N.mTH =9550 X PH/n 皿=800.16 N.mTW =9550X PW/n H =776.91 N.m运动和动力参数结果如下表编号理论转速(r/min)输入功率(kw)输入转矩(N mm)传动比效率电机轴14406.6744.2430.95高速轴4806.34126.142.750.97中间轴174.556.03329.912.50.97低速轴H69.825.85800.16滚筒轴57.835.62848.0

10、40.995. 设计V带和带轮电动机功率 P=6.67KV，转速n=1440r/min 传动比i0=31. 确定计算功率Pca由机械设计课本表8-7查工作情况系数KA=1.1Pea二KAK P=1.1 x 6.67KW=7.34KW2. 选择 V 带的带型根据Pea, Nm查图8-11，选A带确定带轮的基准直径 dd 和验算带速 V1) 初选小带轮的基准直径 dd1 由表 8-6 和表 8-8 ,取小带轮的基准 直径 dd1=160 mm2) 验算带速v,按式(8-13)验算带的速度V=nX n1Dd1/(60*1000)=3.14*160*1440/(60*1000)=12.06 m/s又

11、5 m/s <V<25 m/s 故带速合适3. 计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮的基准直 径 dd2dd2=i0*98%* d d1=3*160*98%=470.4 mm根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0 ' = d d2/dd1=3.1254. 确定V带的中心距a和基准长度Ld1) 0.7 (dd2+dd1)a0 2 (dd2+dd1)460mm a0 1320mm取 a0=500mm2) 由式( 8-22 )计算带所需的基准长度：Ld0=2a0+n /2 (dd2+ch) + (dd2+ch)x( dd2+dd1)/4a0=2 x

12、 500+3.14x660/2+340x 340/(4*500)=2094mm查表8-2，选Ld=2000mm带的修正系数 KL=1.033) 按式( 8-23 )计算实际中心距 a a=a0+(Ld-Ld0)/2=500+(2094-2000)/2=547mmamin=a-0.015Ld=517mmamax=a+0.03Ld=560mm所以中心距变化围 517560 mm5. 验算小带轮上的包角a 1a 仁 180° - (dd2-ddi)x 57.3 ° /a= 180 ° -(500-160) x 57.3 ° /538=144 ° 90

13、°满足要求7 计算带的根数1) 计算单根V带的额定功率PrN1=1440r/min ， dd1=160mm查表 8-4a 得， P0=2.73KW查表 8-4b 得， P0=0.17 KW查表 8-5 得， Ka=1.03查表 8-2 得， KL=0.961 于是Pr= (P0+A P0) *K a *KL= (2.73+0.17 ) *0.91*1.03=2.69 KW2) 计算V带的根数zz二Pca/Pr=7.34/2.69=2.73取Z=36.齿轮设计(一)高速级齿轮传动的设计计算输入功率PI =6,34 KW,小齿轮转速nl =480r/min 齿数比u=3.04 ,工作寿命

14、10年(每年工作300天)，一班制1. 选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料(1) 选用直齿圆柱齿轮；(2) 由于工作平稳，速度不高，选用 7级精度； 材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45(调质)，硬度为240HBS 大齿轮材料为45钢(正火)硬度为200HBS二者材料硬度差为40HBS选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73;5) 选取螺旋角。初选螺旋角B =152. 按齿面接触强度设计由计算公式(10-21 )进行计算，即2KtT1 u 1(d a UZHZEyH)1)确定公式的各计算数值：(1) 试选 Kt=1.6(2) 由图10-30，选

15、取区域系数 ZH =2.425(3) 由图 10-26，查的 £ a仁 0.765& a2=0.87£ a= e a1 + e a2=1.65(4) 计算小齿轮传递的转矩T仁 126000 N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数© d=1(6) 由表10-6，查的材料的弹性影响系数 Ze=189.8Mpa/2(7) 由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限6 Hlim仁570 Mpa，由图10-21c ,按齿面硬度查的大齿轮的接触疲 劳强度极限6 Hlim2=350Mpa(8) 计算应力循环次数N1=60njLh=60x 480X 1 X

16、( 1X 10X 300x 8) =6.912 x 108N2=N：Tu=2.5 x 108(9) 由图10-19，查的接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95 KHN2=0.92(10) 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(10-12),得6 H1=6 Hlim1 KHN1 /S=600X 0.95 = 570Mpa6 H2=6 Hlim2 KHN2 /S=350X 0.92=322Mpa6 H= ( 6 H1+ 6 H2)/2= (570+350)/2=460Mpa2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t > 32KtT1U 1(ZhZe)2 =69

17、.10mmy d a U H (2)计算圆周速度V=n d1t n1 / 60000= nX 69.10 X 480/60/ 1000=1.74ms(3) 计算齿宽b及模数mntB=© d d1t=1 X 69.10=69.10 mmmbt=d1t cos B/Z1= (69.10 X cos15 ° )/ 24=2.78 mmh=2.25 mnt=6.25mmb / h=11.05(4) 计算纵向重合度£ (3E 3 =0.318 © dZ1tan 3 =0.318 X 1X 24X tan 15 0=2.(5) 计算载荷系数KKA=1根据V=1.74

18、m/s,7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08;由表 10-4，查的 KH3 =1.420 ;由图 10-13，查得 KF3 =1.35;由表 10-3,查得 KHa =KFa =1.2K=KAKvKIH KH3 =1X 1.08 X 1.2 X 1.42=1.84(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10-10a )得d=d1t 3 K =69.1 X 3 1.96 =72.39mm KTV 1.6(7) mh=d1cosp /Z仁2.78 mm3. 按齿面接触强度设计由式10-17，得|2KtT1Y(cos )2浪mn 3VdZ12 a f1)确定计算参数1)

19、计算载荷系数K=Ka KvKFa KFB = 1 X 1.08 X 1.2 X 1.35 = 1.75(2) 根据纵向重合度=2.，由图10-28,得螺旋线影响系数YB=0.875( 3)计算当量齿数33Zv仁Z1/cos B =24/cos 15 ° =26.63Zv2=Z2/cos3 B =73/cos3 15 ° =75.26( 4)查表 10-5 取齿形系数，应力校正系数YFa1=2.60 Ysa1=1.595 YFa2=2.14 Ysa2=1.83(5) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6FE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极

20、限6 FE2=380 Mpa;(6) 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88KFN2=0.90(7) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.46 F1= KFN16 FE1S=0.88X 500/1.4=314.29 Mpa6 F2= KFN26 FE2S=0.90X 3801.4=244.3Mpa(9)计算YFa Ysa1/ 6 F并加以比较YFa 2Ysa1/ 6 F1=2.60 X 1.595/314.29=0.0132YFa 2Ysa2/ 6 F2=0.01601大齿轮的数值大2)设计计算mn2 1.75 17900 0.875 cos15 cos150.0

21、16001=2.35 mm1 24 24 1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，Rih大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 Rn=2.5mm已可以满足弯曲疲劳强 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d仁69.1mm来计算应有的齿数，于是由Z仁d1cosB/ Ri=69.1 x cos15° /2.5=26.70取 Z1=27Z2=uZ1=27X 3.04=82.08 取 Z2=82 此时u=Z2/Z仁82/27=3.04在误差围4. 几何尺寸计算1) 计算中心距a=(Z1+Z2) m/2cos p =(27+82) x 2.5 /2/c

22、os15° =141.06mm圆整为141 mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角pp =arccos(Z1+Z2) im/2a=arccos(27+82) x 2.5 /2/141=14.913) d仁Z1 mh/cos p =27x 2.5 /cos14.91 o=69.85 mmd2=Z2 Hih/cos p =82x 2.5 /cos14.91 o=212.14mm4) 计算齿轮宽度b= © d d1=1 x 69.85=69.85 mm 圆整后取B2=70 mm B仁75 mm(二)低速级齿轮传动的设计计算输入功率PH =6.03KW小齿轮转速n II =174.5

23、5 r/min 齿数比u=2.34 ,工作寿命10年(每年工作300天)，一班制1选定低速级齿轮的类型，精度等级，材料(1) 选用直齿圆柱齿轮；(2) 由于工作平稳，速度不高，选用 7级精度； 材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45(调质)，硬度为240HBS大齿轮材料为45钢(正火)硬度为200HBS二者材料硬度差为40HBS 选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数为Z2=24*2.34=55.16取 Z2=56;5) 选取螺旋角。初选螺旋角B =15°3. 按齿面接触强度设计由计算公式(10-21 )进行计算，即d1t >2KtT1 ud aZhZe 2（E）2) 确定公

24、式的各计算数值：(4) 试选 Kt=1.6(5) 由图10-30，选取区域系数 ZH =2.425(6) 由图 10-26，查的 £ a仁 0.79& a2=0.86e a= £ a1 + £ a2=1.65(4) 计算小齿轮传递的转矩T1=329914N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数© d=1(6) 由表10-6，查的材料的弹性影响系数 Ze=189.8Mp(7) 由图10-21d ,按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限6 Hlim仁600 Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲 劳强度极限6 Hlim2=350 Mp

25、a(8) 计算应力循环次数9N1=60njLh=60X 174.55 X 1X( 1 x 10X 300X 8) =0.25 X 10N2=NF u=0.11 X 108(9) 由图10-19，查的接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95 KHN2=0.98(10) 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(10-12),得6 H1=6 Hlim1 KHN1 /S=600X 0.95 = 570 Mpa6 H2=6 Hlim2 KHN2 /S=350X 0.98=343 Mpa6 H=( 6 H1+ 6 H2)/2= (570+343)/2=456.5 Mpa2) 计算(1) 试算

26、小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t > 32KtT1U 1(ZhZe)2 =97.61 mm d a U H(2) 计算圆周速度V=n d1t n1 / 60000= nX 97.61 X 174.55 /60/ 1000=0.89m/s(3) 计算齿宽b及模数mntB=© d d1t=1 x 97.61=97.61 mmmnt=d1t cos B/ Z1= (97.61 x cos15 °)/ 24=3.93 mmh=2.25 Rnt=8.84 mmb / h=11.04(4) 计算纵向重合度£ (3£ 3 =0.318 © dZI

27、tan 3 =0.318 x 1 x 24x tan 15 0 =2.(5) 计算载荷系数KKA=1根据V=0.89m/s,7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.04;由表 10-4，查的 KH3 =1.429 ;由图 10-13，查得 KF3 =1.425;由表 10-3,查得 KHa =KFa =1.2K=KAKvKIH KH3 =1 x 1.04 x 1.2 x 1.429=1.783(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10-10a )得d=d1t 3 K =97.61 x 3 1.783 =101.29mm' KTV 1.6 Rih=d1cosp /Z

28、1= 3.93mm3.按齿面接触强度设计由式10-17，得mn3 2KtT1Y(cos )2WaY dZ12 a f3)确定计算参数(2)计算载荷系数K=Ka *Kv*KF a *KF3 = 1 x 1.04 x 1.2 x 1.425 = 1.7784(2) 根据纵向重合度=2.556，由图10-28,得螺旋线影响系数Yp=0.875(3) 计算当量齿数33Zv仁Z1/cos p =24/cos 15 ° =26.6733Zv2=Z2/cos p =56/cos 15 ° =62.22(4) 查表10-5取齿形系数，应力校正系数YFa1=2.65 Ysa1=1.58 Y

29、Fa2=2.28 Ysa2=1.73(5) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6FE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限6FE2=380Mpa;(6) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.95 KFN2=0.96(7) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.46 F1= KFN1 6 FE1/S=0.95X 500/1.4=339.3 Mpa6 F2= KFN2 6 FE2/S=0.96X 380/1.4=260.57 Mpa(9)计算YFa Ysa1/ 6 F并加以比较YFa 2Ysa1/ 6 F1=2.65 X 1.58 /339.3

30、=0.01234YFa 2Ysa2/ 6 F2=0.015038大齿轮的数值大4) 设计计算mn 32KtTdX)2；=2.37mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，m大于由弯 曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.5mm已可以满足弯曲疲劳强 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=101.29mm来计算应有的齿数，于是由Z仁dlcosB/ mn=101.29 x C0S15° /2.5=39.1取 Z1=40Z2=uZ1=40x 2.34=93.6 取 Z2=95此时 u=Z2/Z1=95/40=2.375 在误差围4. 几何尺寸计

31、算2) 计算中心距a=(Z1+Z2) mb/2cos B =(95+40) x 2.5 /2/cos15° =174.87mm 圆整为 175mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角BB =arccos(Z1+Z2) mn/2a=arccos(40+95) x2.5/2/ 175=15.36 °3) d1=Z1 mn/cosB =40x2.5/cos15.36o=103.7 mmd2=Z2 mn/cosB=95x2.5/cos15.36o=246.29 mm4) 计算齿轮宽度b= © d d1=1 x 103.7=103.7mm圆整后取 B2=100 mm， B1=1

32、05 mm7. 轴的设计计算高速轴：1) 求输出轴上的功率 P=6.34kw，转速n=480r/min，转矩T=126.14N.m2) 作用在齿轮上的力2T已知高速级齿轮的分度圆直径为 d=72.39mm Ft二 =3485. 01N d戸 1315.46Fa= Ft *ta n 3 =1268.44 N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表153,取A 110dmin = Aoy =25.96mm又轴上有单个键槽，轴径增加百分之 5,取d=35 mm电动机轴的直径为38mm整体具有一定的协调性。4) 轴的结构设计(1) 端盖端面距离带轮端面

33、30 mm(2) 初步选取轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，0组游隙，7208AC型。(3) 取齿轮距箱体壁之距离a=10mm考虑到箱体的铸造误差，在确 定轴承位置时，应距箱体壁一段距离s,取s=25mm(4) 又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm(5) 齿轮的宽度为B=85mm且为齿轮轴；(6) 轴承壁轴的总长为L=(84+70+24+200+17)=395 mm(7) 为方便轴承的安装，轴承两端做成阶梯ilL.：(=304"l11 V u1r900中间轴：1）求输出轴上的功率 P=6.03kw,转速n=174.55 r/mi

34、n，转矩T=329.91N.m2）作用在齿轮上的力 中速级小齿轮：分度圆直径为101.29mm2TFt二=6514.1 NdFr= 2458.79Fa= Ft tan 3 =1789.25 N中速级大齿轮：因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以他们之间的力的大小相 等，即卩2TFt= = 3504.0 NdFr= 1322.9NFa= Ft *tan 3 =965.82 N3）初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2,表153,取Ad=110dmin = A03 'n =35.81 mm又轴上有1个键槽，轴径增加百分之五，取 d=50

35、mm4) 轴的结构设计(1)初步选取轴承轴承用7210AC型；(2) 又轴承为油润滑，添加挡油环；(3) 总长 L=262 mm(4) 为使套筒能够压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，取宽度为60mm(5) 齿轮轴向采用轴肩与轴环定位，轴肩高度4mm,取d=58mm11A00寸$J_SO0r1VV1145ICO1260262低速轴1) 求输出轴上的功率 P=5.85kw，转速n=69.82 r/min，转矩 2) 作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=246.29mm2TFt二 =6498.0 NdFr= 2452.89Fa= Ft tan 3 =1785.1N3) 初步确定轴的最小

36、直径初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理根据课本表153，取Ao 110|Pdmin = A4 丁 =48.18mm因为轴上有两个键槽，轴颈增加10%-15 %所以 dmin二(10%+1) *48.18=53.0mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号：齿式联轴器。4) 轴的结构设计(1) 为了半联轴器的轴向定位，轴段右端需要制出一轴肩，直径d=65mm.(2) 选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，7213AC型。(3) 采用轴套进行轴向定位。(4) 取安装齿轮处的轴段 d=67mm齿

37、轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。为了使轴套端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度， 取宽度为95mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高5mm取 d=77mm(5) 求轴上的载荷及校验对于7213AC型角接触球轴承，a=38.9mm,简支梁的轴的支承跨距如下L2=83.1mm，L3=119.1mmFt=F Nh+FnH2FnHiX L2=FnH2X |_3得，Fnh= 4176.71N , Fnh2=2920.78NMNh= FnhiX l2=347.08N mFr=F nvi+Fnv2Fnv1 X L2=Fnv2X L3 + MMa= Fax D/2=240.8得，Fnv= 1835.3N

38、 , Fnv2=653.6NM1=127.5N mMh=74.15N mm ,mH MfM=183.07N mM=131.36N m载荷水平垂直支反力FFnh= 1889.3NFnh2=1317.1NFnv1= 1835.3NFnv2=653.6N弯矩Mv1=27.5N.m总弯矩M仁 183.07 N.mM2=131.36 N.m扭矩TBTT1I TTTrr<mTrrniIlTFlIr6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度pTrrrnTTf 川 ITTM2+(?t )2 知= W183.072 (0.6 884.08)2 =7£9MPa0.1 0.0935.轴的载荷分析图选轴材料为

39、45钢，调质处理查表 15-1 得厂=60MPa知(T1此轴安全8. 滚动轴承设计减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm安装尺寸（mm径d外径D宽度Tda minDa maxra max高速7208A40801847731轴C中间7210A50902057831轴C低速7213A6512023721132轴C输出轴轴承计算角接触球轴承7213AC的a =25° ,其基本额定动载荷 C=85kN基本额定静载荷C0=74.5kNI预期寿命 Lh=3x 300X 8=7200 h1 )轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷FdFr1 (F2NH1 F2NV1) 316556N,Fr2,(

40、F2NH2 F2NV2) 1158.0N部轴向力：Fd1=0.68Fr1 =2152.58NFd2=0.68Fr2=787.44NFae=1885N因为 Fae+Fc2>Fd所以被“压紧”的轴承1 Fa1= Fae+ Fd2=2672.44N被“放松”的轴承2 Fa2=Fd2=787.44N2）当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用7213AC 由于有轻微震动，取fp 1.1,3Fai/Fn=0.84>e,查表 13-5 取 X=0.41,Y=0.87Pi=fp(XF n+Y：a1)=3985.19NFa2/Fr2=e,取 X=1,Y=0P2二fp(XFr2+Wa2)= 1158.0N

41、取 Ra>=3985.19N3）验算轴承寿命因为P1>P2,所以按轴承1的受力大小验算10660 n106(85 103)360 49.19 (3985.19)532.87 10 hL»L h所选轴承可满足寿命要求。9. 键联接设计1. 高速轴带轮的键联接根据d =35 mm,查机械课程设计手册，选用 A型，bx h=10x8,L=32 mm2. 中间轴齿轮的键联接根据d =54 mm,查机械课程设计手册，选用 A型，bx h=16x 10,L=50 mm3. 低速轴齿轮的键联接(1)选择类型及尺寸根据d =67 mm,查机械课程设计手册，选用 A型，bx h=20xl2

42、,L=70 mm(2)键的强度校核(1)键的工作长度I及键与轮毂键槽的接触高度kI = L -b= 70-20=50 mm k = 0.5h =6 mm(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取(T p=110MPaT 山3387.97 MPa& P_ 2T皿 102 884.08 10 N.mm(T P =kld6 50 67键安全合格4. 低速轴联轴器的键联接1选择类型及尺寸根据d =60mm查机械课程设计手册，选用C型，bx h=18x 11 L=70mm2键的强度校核 (1)键的工作长度I及键与轮毂键槽的接触高度kI = L b/2=61 mm k

43、 = 0.5*h =6 mm (2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取(T p=110MPaT=884.08 N.mer p =32T 皿 10kld2 884.08 1036 52 60103.04MPa& P键安全合格10. 联轴器选择1.类型选择.选取联轴器的型号：齿式联轴器11. 减速器箱体及附件1)箱体主要尺寸采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。 箱壁形状简 单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚55 =10mm箱盖壁厚5 15 仁 10mm箱体凸缘厚度b, bl, b2箱座

44、 b=1.5* 5 =15mm箱盖 b1 = 1.5* 5=15mm箱底座b2=2.5* 5=25mm肋厚m ml箱座 m=0.85* 5 =8mm箱盖 m=0.85* 5 =8mm地脚螺钉直径df0.036*a+12=21.08mm 取 M22地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径did1= 0.75*df=18 mm取M20箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.5 0.6)* df取M10轴承端盖螺钉直径d3d3= (0.4 0.5 ) *df取M8窥视孔盖螺钉直径d4d4=(0.3 0.4)*df取M10定位销直径dd= (0.7 0.8 ) *d2=10 mmdf、di、d2至箱壁外距离C1

45、df: C1= 30mmdi: 6= 30mmd2: C1= 30mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2df: C2=26mm di: C2=26mm d2: C2=26mm轴承旁凸台高度半径R1R仁 C2=26mm箱体外壁至轴承座端l il 1二C1+C2+（面的距离10）=66 mm大齿轮顶圆至箱体壁的距离 1> 1.2 S取 18 mm齿轮端面至箱体壁的距离 2>S取 15mm轴承端盖外径D2D2 D + （55.5） * d3120 （1 轴）140 （2 轴）176 （3 轴）轴承旁联结螺栓距离SS D2120 （1 轴）140 （2 轴）176 （3 轴）2) 主要附件a)

46、 窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小 以手能伸进箱体进行检查操作为宜 ；窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台 上，并应考虑密封b）通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器部制成 一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能 好的二次过滤通气器。通气器选 M22油面指示器用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示 最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以避 免有溢出油标尺座孔。油标尺选用M22c）放油孔和油塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选M22d）起吊装置减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊 耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。示意图：s -箱座吊耳e）定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因 此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布 置。取位销直径d 8mmf）起盖螺钉起盖螺钉螺纹有效长度应大于