两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明

1、两级斜齿圆柱齿轮减速器目录第1章机械设计课程设计任务书21.1. 设计题目21.2. 设计要求21.3. 设计说明书的主要内容21.4. 课程设计日程安排3第2章传动装置的总体设计42.1. 传动方案拟定42.2. 电动机的选择42.3. 计算总传动比及分配各级的传动比52.4. 运动参数及动力参数计算5第3章传动零件的设计计算错误！未定义书签.第4章轴的设计计算错误！未定义书签.第5章滚动轴承的选择及校核计算错误！未定义书签.第6章键联接的选择及计算错误！未定义书签.第7章连轴器的选择与计算错误！未定义书签.设计小结错误！未定义书签.参考文献错误！未定义书签.第1章机械设计课程设计任务书1.

2、1. 设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器,图示如示.连续单向运转,载荷平稳,两班制工作,使用寿命为5年,作业场尘土飞扬,运输带速度允许误差为土5%结构紧凑.图1带式运输机1.2. 设计数据表1设计数据运输带工作拉力F(N)运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)62500.453001.3. 设计要求1 .设计要求到达齿轮传动的中央距要圆整(0,5结尾)且两级齿轮传动的中央距和小于320mm安装在减速器上的大带轮不碰地面,减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干预,运输带速度允许误差为土5%2 .减速器装配图A0(A1)一张3 .零件图24张.4 .设计说明书一份约600080

3、00字.5 .图纸与设计说明书电子与纸质各一份1.4. 设计说明书的主要内容封面标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期目录包括页次设计任务书传动方案的分析与拟定简单说明并附传动简图电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结体会、优缺点、改良意见参考文献1.5. 课程设计日程安排表2课程设计日程安排表1)准备阶段1天2)传动装置总体设计阶段1天3传动装置设计计算阶段3天4)减速器装配图设计阶段5天5)零件工作图绘制阶段2天6)设计计算说明书编写阶段1天7)设计总结和辩论1天第二章传动装置的总体设计

4、2.1传动方案拟定如图1带式运输机简图所示,带式运输机由电动机驱动,电动机6带动V带1工作,通过V带再带动减速器2运转最后将运动通过联轴器3传送到卷筒轴5上,带动运输带4工作.带传动承载水平较低,但传动平稳,缓冲吸振水平强,故布置在高速级.斜齿轮传动比拟平稳,故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器,其结构简单,但齿轮的位置不对称.高速级齿轮布置在远离转矩输入端,可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形局部的相互抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象.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,中间轴较长、刚度差,中间

5、轴承润滑较困难.1.6. 电动机的选择(1)选择电动机的类型和结构形式根据工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机.(2)选择电动机容量工作机所需功率：Pd=-Fv=3.56kW式中,带式输送机的效率n=0.791000其中刈为电动机至滚筒主轴传动装置的总效率,包括V带传动、两对斜齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率,值计算如下：42=12345经查机械设计手册表1-5知V带传动效率=0.96,滚子轴承传动效率七=0.98,一般齿轮传动效率=0.97,弹性联轴器效率n4=0.99,卷筒效率、=0.96因此=0.960.9840.9720.99=0.79(3)选择电动机的

6、转速先计算工作机主轴转速,也就是滚筒的转速601000v.nw=28.65r/min二D根据机械设计手册表14-2确定传动比范围,取V带传动比i=24,二级圆柱齿轮传动比i2=840,总传动比i的范围为i总=(2X8)(4X40)=16160电动机的转速范围应为nd=5=(16160)x28.65r/min=458.3664583.66r/min符合这一范围的电动机的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min四种,由标准查出两种适用的电动机型号,因此有两种传动比方案,如表11所列.方案电动机型号额定功率Pm/kW电动机转速/e,-1/r-min同步1

7、Y112M-44150014401.7.计算总传动比及分配各级的传动比(1)总传动比i总=吧=1440r/min=50.26n28.65(2)分配各级传动比i总=i0i为使带传动的尺寸不致过大,满足V带传动比小于齿轮传动比,初取i°=2.8,那么减速器传动比为(3).i总一|=17.95i01.8.运动参数及动力参数计算分配减速器的各级传动比：ii=0.15i+2.1=4.79所以i2=3.75I轴n1nm=514.29r/mini0II轴n2=-nL=107.4r/mini1田轴n3=曳=28.57r/mini2卷筒轴nw=n3=28.57r/min各轴的转速(1)(2)各轴的输入

8、功率I轴Pi=Pd1=3.42kWII轴P2=Pi23=3.25kW23田轴P3=P232=3.09kW卷筒轴P4=P324=3.00kWI-III轴的输出功率分别为输入功率乘轴承功率0.98,那么P=0.98Pi=3.35kWF2=0.98P2=3.19kW_,P3=0.98P3=3.03kW(3)各轴的输入转矩1111vl3iii0i2电动轴输出转矩Td=9550以=23.61N-mnmI轴Ti=Tdi01=64.79NmII轴T2=Tiii,.=295.0iN-m23田轴T3=T2i2,q=i05i.64N-m23卷筒轴输入功率T4=T324=i020.3N-mI-III轴的输出转矩分别

9、为输入转矩乘轴承功率0.98,那么T1=0.98Ti=63.49N-mT2=0.98T2=289.11N-mT3=0.98T3=1030.61N-m第三章传动零件的设计计算3.1 V带传动设计带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果电动机型号为Y112M-4,额定功率为P=4kW,转速n=1440r/min,传动比i=2.8,两班制工作.解题步骤及结果见表21表21V带传动设计计算工程计算及说明计算结果1.确定设计功率Pc根据工作情况,查教材图7.6得工况系数Ka=1.1已知：P=3.56Kw,Pd=3.916kw2.选择V带型号根据Pd=3.916kw和n=1440r/min,查教材7.11

10、选A型三角带A型3.计算传动比ii=2.8i1=2.84.确定小带轮直径d1经查教材表7.7取d1=100mm要大于或等于最小直径,并符合直径系列d1=100mm5.验算V带速度vMiniv=7.54m/s60x1000在规定的v<25m/s范围内,合理v=7.54m/s6.确定大带轮直径d2大市轮直径d2=id1=280mm经查教材表7.3,取d2=280mm其传动比误差小于5%,故可用.d2=280mm7.初选中心距%a0=(0.72)(d1+d2)d1=100mm,d2=280mm266<a0W760mm取a0=300mma°=300mm8.初选长度L0_,、2L0

11、=2a0+(d1+d2)+-24a.=1223.9mmL0a:1223.9mm9.选择V带所需基准长度Ld经查教材表7.2的数据,取Ld=1250mmLd=1250mm10.实际中心距a-d-L0aa°十=313.05mm2a=313.05mm11.验算小带轮包角0or0d2d1匚7o00a1=180-x57.3=147.05a经计算,小带轮包角必取值合理0«1=147.0512.计算单根V带基本额定功率B经查教材表7-3,取得A型V带的P0=1.3kWP1=1.3kW13.额定功率的增量-3经查教材表7-4,7-5得Kb=0.7725父10,Ki=1.14故1、P0=Kb

12、%(1)=0.14kWKiR=0.14kW14.计算V带根数Z根据%=147.05,Ld=1250mm,查教材表7-8,7-2分别得包角系数Ka=0.91,长度系数KL=0.93PdZ=3.2(Po+AB/oKl取Z=4根Z=4根15.计算单本V带的初拉力F0500Pd,2.5八+2Fo=(-1)+mvZvK«=125.43N经查教材表7.1每米长度质量m=0.10kg/mFo=125.43N16.确定带对轴的压力QQ=2ZF0Sin-=913.83N2Q=913.83N3.2 高速级齿轮传动设计传递功率P1'=3.35kW,小齿轮转速n=514.29r/min,i2=u=4

13、.79,由电动机驱动,两班制工作,使用寿命5年.计算结果及步骤如下:计算工程计算和说明(1)选择材料及热处理查教材表8.2,小齿轮选用45钢,调质,HBW1=217-255,取HBW1=250,大齿轮选用45钢,调质,HBW2=217255,取HBW2=220.选8级精度(GB1009588).精度等级齿数选小齿轮齿数乙=21,大齿轮齿数Z2=uz=100.64,圆整取z=101初选螺旋角P初选螺旋角P=12：(2)按齿间接触疲劳强度设计确定计算参数查参考文献5中式8-18知设计公式：叫uV卜卜J小齿轮传递转矩T1由式T1=9.55父106且得：T1=62237.35Nmmn1查教材表8.5得

14、：ZE=189.81MPa齿轮材料弹性系数ZE齿宽系数中d齿数比u节点区域系数ZH查教材表8.6,取中d=1查教材图8.14:ZH=2.47%*=1.88-3.21Jcos口端卸重合度Eg螺旋角系数ZpJ1乙Z2立=1.65教材图8.15得螺旋角系数Zp=0.99轴向重合度邓名p=0.318jz1tgp=1.30重合度系数ZZ初选载荷系数Kt接触应力循环次数N口ri接触疲劳强度寿命系数Zn取小乂土系数SHmin接触疲劳极限CTHlim许用接触应力<1h试计算小齿轮分度圆直径dti计算圆周速度v使用系数Ka动载系数Kv齿间载荷分配系数Ka齿向载荷分配系数Kp修正小齿轮分度圆直径di查教材图

15、8.15取Z©=0.77Kt=1.4Nh=60nlaLh=61.71x107N拄=NH/i1=12.83X107由教材图8.29:Zn1=1.08,Zn2=1.15由教材表8.7：SHmin=1由教材图8.28得接触接触疲劳极限仃Hiim1=590MPa仃Hiim2=560MPa由:教材图8.28:一,Him1ZN1LCCC仃h1=-615.60MPaSJinRim2ZN2仃h2=11=644.00MPaSJ£min所以应取较小由Th1值代入计算333i2KtT1u*1ZEZHZgZpdt1-3u】=41.91mmndt1nl/cv-1.13m/s60M1000查教材图8.

16、7得：Ka=1.00查教材图8.7得：Kv=1.11由教材图8.11:Ka=1.20Kp=1.11修正a=dt13'Kv/Kvt=40.84mm确定齿轮参数及主要尺寸法面卞髡数mn中央距a确定螺旋角一：分度圆直径d1、d2mnd1cos:1.92mm,Z1取标准值mn=2.0mma=9n,1?2-,123.88mm2cos:圆整为c=125mm由于d1mnZiZ2arccos2a=12.58B值与初选值相差较小,故无需修正心乙二43.03mmcos-d2mnz2n2'=206.97mmcos:b2=dd1=47.34mm确定齿宽b1、b2圆整后取b2=47mm,b1=55mm(

17、3)校核弯曲疲劳强度bd1mn斜齿轮当量齿Zv齿形系数YFa1、YFa2应力修正系数YSa1、YSa2重合度系数Y由乙=21,Z2=101,P=12.58°,可得Zv1Zv2Z13cosZ23cos查查教材图查查教材图:=22.59:=108.648.19,8.20,YFa1=2.68,YFa2=2.24Ysa1=1.57,Ysa2=1.78查教材图8.2得：丫名=0.70螺旋角系数Y：弯曲疲劳强度极限查教材图8.26得：Yp=0.91仃Fliml,仃Flim2甯曲应力循环次数nf弯曲疲劳强度寿命系数Yn弯曲疲劳强度平安系数SFmin计算许用弯曲应力查教材图8.28得：aFlim1=

18、220MPaOFlim2=230MPa由查教材图8.30得：Yni=1,Yn2=1由查教材表8.7,SFmin=1.25L1仃Flim1YN1A-7nggF1=176MPaSFminL1FFlimYN2AaA队KF2=184MPaSFmin2KT1仃F1YFa1YSa1YlP-bd1mn122.62MPavk"合格仃F2=仃F1丫12峰2=116.19MPavk】F2合格YFaYSa1满足齿根弯曲疲劳强度3.3 低速级齿轮传动设计传递功率p2=3.25kW,小齿轮转速1=107.3lr/min,i3=u'=3.75,由电动机驱动,两班制工作,使用寿命5年.计算结果及步骤如下：

19、计算项11计算和说明(1)选择材料及热处理精度等级齿数初选螺旋角P'材料均选40Cr外表调质+淬火,硬度均选50HRC.选8级精度(GB1009588).选小齿轮齿数z3=18,大齿轮齿数z4=uz3=67.42,圆整取z4=67初选螺旋角P'=12二(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩t2齿宽系数6d端卸重合度%重合度系数YP轴向重合度6P螺旋角系数Yp初选载荷系数Kvt、【/日.11.也力312KT1YYYFYScos2PmnGdZ；t4由式T2=9.55父106得：叫T2=289324.32Nmm,查教材表8.16取d=0.5l一一r1.1"口

20、%=1.88-3.2!+cosP=1.62.Iz3z4刈查教材图8.21取重合度系数丫名=0.71名P=0.318Gdz3tgp=0.61YP=0.94初取Kvt=1.2T甲人【女齿形系娄X攵Z3Zv1-319.23cosPZv2-含钎71.59cosP修正系数查教材图8.19取：YFi=2.85YF2=2.3查教材图8.20取：YS=1.53YF2=2.3接触应力循环次数N7riN坤=60n2aLh=12.88父107接触疲劳强度寿命系数N坤=N竹/i=3.46x107YnYn3=1,Yn4=1取小安土亦数SHmin接触疲劳极限CTHlimSHmin=1.25灯Hiim3=330MPa仃Hi

21、im4=330MPa:许用接触应力<1h,e、Mim3ZN3-一.H3=1=264MPSJmin仃H4=Him4ZN4=264MPaSJmin计算圆周速度vnMnZ3n2八v=0=0.42m/s60乂1000cosP使用系数Ka查教材表8.3取,使用系数Ka=1动载系数kv查教材图8.7取动载系数Kv=1.1齿间载荷分配系数Ka查教材表8.4KKa=1.4齿向载荷分配系数Kp查教材图8.11取Kp=1.08确定载荷系数kK=K/VKaKp=1.66小齿轮模数mni：2KT1Y¥/fYscos2B小寸gZ12kLf10mm大齿轮模数j2KFYYNfYscos2P功2TGdZ；bL

22、=3.97mm修正小齿轮分度圆直径d'1=d't13,K'/K't=74.11mmdi确定齿轮参数及主要尺寸模数m、修正模数中央距a确定螺旋角P分度圆直径d1、d2确定齿宽b1、b2(3)校核弯曲疲劳强度K、T、b、d值同前齿轮比齿轮材料弹性系数ZE节点区域系数ZH螺旋角系数Zp重合度系数Zz巾3n一mn=k=4.1mmt60x1000cosPmn=mnt'Kv/Kvt=3.98mm查教材取mn=4mmmn(Z3+Z4)oa=1=173.8mm2cosP圆整为c=175mmmn(Z3Z4a=arccosn*3=13.732ad1=mnz3=74.12mm

23、cosPmnZ4d2=275.88mmcosPb=小dd=37.06mm圆整后取b2=37mm,b1=45mm12KT1(u+1)-ri0H-ZEZhZ?pj2*"Lbd1uu=i=3.746查教材表8.5得：ZE=189.8<MPa查教材图8.14:ZH=2.47查教材图8.42取：Zp=0.99查教材图8.15取：Zs=0.78接触应力循环次数Nri接触疲劳极限二Hlim寿命系数ZN,ZN12平安系数SH许用接触应力二H=884.57MPaHN；1=60nlaLh=61.7141077N竹=Nh/u=12.876X10由教材图8.28得接触接触疲劳极限:Hlim1=1150

24、MPa二Hlim2=1150MPa查教材图8.29得ZNi=ZN2=1查教材表8.7BSh=1.0由:教材图8.28:lim1ZN1cthi=-m1150MPaS；,minlim2ZN2:-h2=1150MPaSmin%=ZeZhZZ2K:1；u1,bd12u所以满足齿面接触疲劳强度.第四章轴的设计计算4.1轴的材料选择工程计算及说明结果轴的材料根据工作条件,初选I轴、H、田轴为45钢,均调质处理.4.2轴的结构设计计算及说明1、I轴的结构设计(齿轮轴)(1)初算轴径dmin(由教材表10.2查得0=110)考虑到有一个键直径需加大5%,取整为d1=22mm(2)各段轴直径确实定从左到右依次取

25、为L1、L2、L3、L4、L4、L5.L1段为该轴的最小直径段,并且与V带连接,取直径为25mmL2段与L5段相同,都为滚动轴承段,直径为30mmL3段为一光轴,确定直径为28mmL4段为齿轮轴段,由2d<da可取齿轮轴段的直径为47.03mm与L5段形成轴肩.L5段为该轴的滚动轴承段,查表取直径为30mm(3)各段轴的长度确定L2、L5段都为滚动轴承段,取L2=46mm,L5=38mmL4段长度为53mm齿轮宽度为55mmL1段与V带宽度相等,取45mm结果d1=22mmdu=25mmd12=30mmd13=28mmd14=47.03mmd15=30mm111=45mml12=46mm

26、l13=28mm114=53mmI15=28mmL3段长度确定由结构确定,取为28mm2、II轴的结构设计(齿轮轴)(1)初算轴径(由教材表10.2查得0=110)考虑到有一个键直径需加大5%,那么取整为d2=36mm.(2)各轴段直径确定如下图,从左到右依次取为L1、L2、L3、L4、L5.L1段直径最小,为安装滚动轴承段,d1=40mmL2:高速级大齿轮轴段,取d2=43mmL3;根据齿轮的轴向定位要求取为大段d3=50mm形成一定的轴肩.L4:低速级小齿轮段,取为d4=82.12mm直径与高速级大齿轮轴段相等.L5:与轴段L1相同,都为安装滚动轴承段,取d=40mm(3)各轴段长度确实定

27、L1:由滚动轴承,挡油盘及装配关系取为40mmL2:由高速级大齿轮轴段长度为45mm与大齿轮齿宽相等.L3:由定位关系,取长度为10mmL4:由低速级小齿轮轴段长度为43mmmL5:由滚动轴承,挡油盘及装配关系取为40mmd2=36mmd21=40mmd22=43mmd23=50mmd24=82.12mmd25=40mmI21=40mmI22=45mmI23=10mml24=43mm错误！未找到引用源.=40mm3、in轴的结构设计(1)初算轴径dmin=C3=52.36mm(由教材表10.2查得0=110)d3=55mm考虑键槽影响,取整为d3=55mm.(2)各轴段直径确实定L1:安装联轴

28、器,为使轴与联轴器吻合.故同时选取联轴器型号,查表,取ka=1.5,Tc=KamT=1.5父1030000=1545000Nmm.由于计算转矩小于联轴器公称转矩条件,查取机械表,选用LX4型公称转矩为2500N.m故适合,故d取直径为55mmL2:密封处轴段,根据联轴器定位要求及密封圈(采用毡圈密封)取直径为65mmL3、L7为该轴的滚动轴承段,查表取直径为70mmL4段为一光轴,直径取为75mmL5段根据结构要求,直径取为82mmL6段为低速大齿轮轴段,取直径为72mm与L7段形成轴肩.(3)各段轴长度确实定L3、L7段由滚动轴承,挡油盘及装配器关系确定,长度取为46mmL6段长度由低速级大

29、齿轮的轮毂宽度确定,取为35mmL5段长度根据结构设计取为10mmL4段由装配关系,箱体结构等确止,长度为44mmL2段由滚动轴承,挡油盘及装配器关系确定,取为47mmL1段由联轴器的毂孔宽确定取为82mmd31=55mmd32=65mmd33=70mmd34=75mmd35=82mmd36=72mmd37=70mm1i=82mml32=47mml33=46mmL34=44mml36=10mml37=46mm4.3轴的校核项目计算及说明结果已知数据数据：以低速轴为例进行校核,T=945.83Nm.1、轴的受力分析(1)、计算支撑反力Ft=7017.8NFy=2625.2N齿轮圆周力:齿轮轴向力

30、:齿轮径向力:Ft=Fa2T3=7017.8Nd2Fttan=7017.8tan20o=2625.2Ncos13.35FtanB=622.9N根据作图求得跨距为:L1=121.3mmL2=101.7mmL3=33.7mmFa=622.9NL1=121.3mmL2=101.7mmL3=33.7mmR1h=814.4N2、计算弯矩在水平向上：2625.2X33.7+622.9X35二814.4N_101.7+33.7''FR2=2625.2-814.4=1810.8NR2由式可知R2H的方向与假设方向相同.在垂直平面上：二衣2r=W'2=7017.8/2=3508.9N轴承

31、1的总支承反力%=Jk1+曙=3602.2N轴承2的总支承反力4=木也+叼=3948.6N2、计算弯矩在水平向上a-a剖面左侧V由二瑞丹4=814.4x101.7=82824.48N.mma-a剖面右侧阳二&,4二1810.8x33.7=61023.96N.mm在垂直平面上必应,=£-4=3508.9x101.7=356855.13N.mm合成弯矩a-a剖面左侧R2h=1810.8NR1v=R2V=3508.9NR1=3602.2NR2=3948.6N3、校核轴的强度%=366340.7N.mma-a剖面右侧凡二小£+"5=362035.23N.mm3、校

32、核轴的强度a-a剖面的左侧,因与矩大,后转矩,还后键槽引起的应力集中,故aa剖面的左侧为危险面.由附表10.1得：2W=0.1d3bt(d4)2d2320M7.5父(70-7.5)23=0.1父70-=30114.73mm2M70抗扭剖面模量2WT=0.2d3_bt(d_t)2d_、2320M7.5父(70-7.5)23=0.270<-=64417.73mm2M70M、一.S二=弯曲应力甲36634Q7,cc=12.16MPa30114.73bLC=12.16MPa仃m=0T一,rr-扭剪应力=945830=14.68MPa64417.73q=q二%,2=7.34MPa对于调质处理的45

33、钢,由表10.1查得：Mah=82824.48N.mmMah'=61023.96N.mmMav=356855.13N.mmMa=366340.7N.mmMa'=362035.23N.mm弓二650MPa,b-i=300MPa,Q=155MPa查得材料的等效系数：中仃=0.2甘七=0.1键槽引起的应力集中系数,由附表10.4查得：K-1.58,C=1.7850绝对尺寸系数,由附图10.1查得：=0.68,%=0.56.轴磨削加工时的外表质量系数由附图10.2查得：P=0.91所以求得平安系数：S-4300=74.63MPa158+0.2m7.340.91父0.68s-J1之久15

34、5:36.56MPa=1.785-+0.1父7.340.91父0.56$二$田用+S；_g-=5.89V36.56x36.56+74.63父74.63查表10.5得许用平安系数S】=1.31.5,显然SaS】,故a-a剖面平安.W=30_3114.73mmWr=64_3417.73mm口L%=126MPaOm=0Z-T=14.68MPaq=G=7.34MPaS=5.89s=1.31.5SAS合格.第五章滚动轴承的选择及校核计算5.1滚动轴承的选择轴承均采用角接触型滚动轴承,具体选择如下表所示：表4滚动轴承选择位置轴径型号I轴30mm角接触球型滚动轴承7206CII轴40mm角接触球型滚动轴承7

35、208C田轴70mm角接触球型滚动轴承7214C1.1.滚动轴承校核工程计算及说明结果数据数据：以低速轴轴承为例,由机械设计手册查7214c轴承的C=70.2kN,C0r=60.0kN.C=70.2kN1、计算轴承轴向力1、计算轴承轴向力C0r=60.0kN图7轴承布置及受力图1.低速轴传动轴承的设计初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用选用单列角接触球轴(1)求输出轴上的功率P3,转速n3,转矩丁3P3=2.84KW,n3=28.64r/minT3=945.83N.m.求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径为d2=269.55mm工2T3而Ft3-7017.8Nd2F=.F

36、ttan二ncos:=7017.8tan20ocos13.35o=2625.2NFa=Ftan=622.9N低速轴选取的轴承：型号为6014型角接触球轴承轴承的内部轴向力分别为:C=70.2kN,C0r=60.0,Fa=622.9N2、计算当量载荷S1=0.4Fr1=0.4R1=0.43602.2=1440.88NS2/N=0.4Fr2=0.4R2=0.43948.6=1579.44NSi及S2的方向如下图.由圆周力可判断Si与Fa同向,那么(Si+Fa)=1440.8+622.9=2603.7N3、校核轴承寿显然,S+Fa>S2,因此轴有右移趋势,但由轴承部件的结构图分析可知轴承D将使

37、轴保持平衡,故两轴承的轴向力分别为：Fa1=S1Fa=2603.7NFa2=S2=1579.44N比拟两轴承的受力,因R2>Ri及Fa2<Fa1,需对两个轴承进行校核.计算当量动载荷轴承1：变=26031=0.043,查表11.12得：e=0.43C0r6010Fa12603.7R13602.2=0.72ae,查表得：X=0.44,Y=1.30P1-XR1YFa1-0.443602.21.302603.7-4969.8N轴承2:Fa2C°r157944,1579.44=0.02,查表11.12得：e=0.4060103Fa2R21579.44=0.4>e,查表得：X

38、=0.44,Y=1.403948.6径向当量动载荷P2=XR2YFa2=0.443948.61.401579.44-4059.2N(3)、校核轴承寿命轴承在100P,查11.9表得fT=1；查表11.10得fp=1.5承1的寿命P1=4969.8NP2=4059.2NLh1=485955.6hLh2=891850.3hLh=20000hLh1>Lh'Lh2>Lh'合格Lh106fTCL60n.fpP轴承2的寿命Lh1063fg60n1fpP1066028.641066028.6411x70200VI=485955.6h<1.5x4969.8j11x70200、

39、I=891850.3h<1.5父4059.2J减速器使用5年,两班工作制,那么预期寿命Lh=20000显然Lh»Lh,故轴承寿命很充裕.第六章键联接的选择及计算1.2. 键连接的选择本设计中采用了普通A型平键和普通B型平键连接,材料均为45钢,具体选择如下表所示：表5各轴键连接选择表位置轴径型号数量I轴21mmA型键6x6x501II轴40mmA型键12x8x502田轴55mmA型键16x10x80174mmA型键20x12x5611.3. 键连接的校核工程计算及说明结果1、I轴上1、I轴上键的校核键的校核带轮处的键连接压力为：一一2.103_2父56.21父103一Op-,p

40、kld6M50M21键、轴、联轴器的材料都%p=120150MPa,显然,0<.2riviaLdpJ,是钢,查教材表6.1Op,故强度足够.知0rp<合格尸.12、II轴上2、II轴上键的校核键的校核齿轮处的键连接压力为：_3.32TM102261.841065.46MPa<外Op-一一pkld4M50M40巴N3、田轴上键的校核ap=120150MPa,qp<KP,故强度足够.3、田轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力为：_332TM102x945.83x10匚1bp53.74MPa引bpkld8x80x55op=120150MPa,显然,仃P<tip,故强

41、度足够.(2)、齿轮处的键连接压力为：2TM1032M926.91父103人“1%-一一44.73MPa<与pkld10M56M74p,p=120150MPa,仃P父仃",故强度足够.合格a<bp合格%<凡合格第2章联轴器的选择与校核2.1.低速轴上联轴器的选择与校核轴段直径为55mm,可选为LX4型弹性柱销联轴器.选择J型轴孔,A型键,联轴器主动端的代号为LX4联轴器JA55M112GB/T5014-2003其公称转速为2500Nm,许用转速为3870r/min,轴孔长度为84mm,故符合要求,可以使用.第3章减速器箱体设计减速器的箱体采用铸造HT150制成,采用

42、剖分式结构.为了保证齿轮啮合精度,大端盖分机体采用H7/r6配合.为了保证机体有足够的刚度,在机体外加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度.为了防止油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为3050mm.为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度.机体结构应有良好的工艺性,外型简单,拔模方便.其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下：表6减速器箱体的结构设计尺寸结果未注单位：mm设计小结之前我对?机械设计根底?这门课的熟悉是很浅薄的,实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少,而且就算上课的时候再认真听课,光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题,必须要靠自己学习.我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方,但由于时间的原因,是不可能一一纠正过来的了.尽管设计中存