二级展开式圆柱直齿轮减速器设计

机械设计基础课程设计二级圆柱齿轮减速器目录TOC\o"1-5"\h\z一、带式运输机的设计任务书 1二、传动方案的确定 2三、电动机的确定 3四、传动比的分配及各轴转速与扭矩 ''3五、齿轮的设计 4六、轴的设计计算 9七、轴的校核 '15八、键的校核 '24九、轴的转配草图 ''25按轴的扭转强度校核由图知危险截面为b-b截面，则有、M2+(aT]〜，…人「]a= =31.45MP<laJca W查45号调质处理钢的LL60MPa，故此截面安全中间轴的精度校核截面2的左侧抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1x403=6400mm3抗扭截面系数：W=0.2d3=0.2x403=12800mm3t截面2的左侧的弯矩为M=314579.11x48.5+76=200751.14N•mm截面上的弯曲应力为ab截面上的弯曲应力为ab200751.146400MPa=31.37MPaT328000一一截面上的扭转切应力T= = MPa=25-63MPaTW12800T轴的材料为45钢，调制处理，由《机械设计》15-1查得TOC\o"1-5"\h\za=640MPa,a=275MPa,T-155MPa，截面上由于轴肩而形成的理论B —1 —1应力集中系数查表3-2得，a-2.06,a-1.66a t又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为：q-0.82,q=0.85a t故有效集中应力系数为：K-1+q(a—1)=1+0.82x(2.06—1)=1.87a aaK-1+q(a—1)=1+0.85xG.66—1)=1.57T TT由《机械设计》图3-23-3知尺寸系数和扭转尺寸系数分别为：TOC\o"1-5"\h\zs-0.67,8-0.82轴表面按磨削加工，由《机械设计》图3-4得表面质量系a t数为p-p=0.92，轴未经表面强化处理则p-1则综合系数为aT q187+——1=2.880.670.92187+——1=2.880.670.92―a+ —18Paa设计过程计算结果

K 1 1—K 1 1—T-+ - 18 PT T—+ —1=2.00由图3-1,3-2得碳钢的特性系数为0.820.92O

1

Ko+①o

OaOmO

1

Ko+①o

OaOm2752.88x31.37+0.1x0=3.05O 1 =5.90KT+①TSca=2.71Sca=2.71>1.5,故此截面安全截面面2的右侧抗弯截面系数为:W=0.1d3=0.1x473=10382.3mm3抗扭截面系数为:W抗扭截面系数为:W=0.2d3=0.2x403=20764.6mm3tM200751.14弯曲应力为o=M200751.14弯曲应力为o=一10382.3MPa=19.34MPa抗弯截面系数为：TT328000MPa=15.79MPaK过盈配合处的K过盈配合处的一8O=3.16,K=2.53，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系8

T数为P数为P=P=0.92，

OT贝惨合系数为K,二4+小一1二3.25O O2.62所以截面2的右侧的安全系数为2.62所以截面2的右侧的安全系数为275Ko+①o3.25x19.34+0.1x0=4.38O 一O 一 1 =7.35，SKT+①TTaTmcaSS2+S2O T=3.76>1.5，故截面安全设计过程计算结果低速轴的校核作用在齿轮上的作用力为口 2T 2x3.28x105F=—2= =6560N14 d3 100F=Ftana=6560tan200=2387Nr4 14F=2139.74N,F=778.59Ny 1xF=1608.41N,f=4420.26NX 1yMX=12223916N•mmM=335939.76N•mmM=357488.37N•mm弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示设计过程计算结果轴的弯扭合成校核由图分析知危险截面为d-d截面，则有oca,-M2+（UT）2=、 =13.78MPa<0J查45号调质处理钢的L]=60MPa，故此截面安全由于截面2存在轴肩有应力集中则有oca\：M2+（UT9上 =18.56MPa<W查45号钢调制处理^]=60MPa则，此截面安全。轴承的寿命校核高速轴中的轴承为：6206型深沟球轴承基本额定动载荷C=11.5KN，两个r轴承的受力分别为F=819x50+221=185.29N1rF=819X171+221=633.71N，因为轴承为深沟球滚子轴承，故取x=1,2ry=0又因为2轴承的径向力大，则只需校核2轴承寿命，轴承的当量动载荷为p=X•F+YF=633.71N轴承额定寿命为L=10660££=68221h，设计过程计算结果轴承预期寿命为L=9600h<682121h,故此轴承满足要求中间轴的轴承寿命校核：6208型深沟球轴承，基本额定动载荷为C=29.5kNr各轴承所受径向力分别为F=3889.72N，F=42。28N，由于此轴承无轴1r 2r向力则取x=1，y=0f=1.1，因为2轴的力大，则只需校核2轴，2轴的当量p动载荷为p=f(X•F+YF)=4862.286N，则轴承的额定寿命为ap r a106(C丫 L= =17515.39h>9600轴承的预期寿命，故此轴承合格h60吐p)低速轴的寿命校核：6215型深沟球轴承，基本额定动载荷为C=660Nr各轴承所受径向力分别为F=778-59N，F、=4420.26N，由于1r 2r此轴承无轴向力则取x=1，y=0f=1.1，因为2轴的力大，则只需校核2轴，p2轴的当量动载荷为p=f(X•F+YF)=4862.286N，则轴承的额定寿命1066010660s=548460.63h>9600轴承的预期寿命，故此轴承合格八、键的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计第八版》表6-2查得许用挤压应力0]=100-120MPa，取其平均值为110MPa，p高速轴的与联轴器配合的键的2T2义2T2义71x103:94.67MPa<0],pkld 0.5x6x20x25，此键安全高速轴中与齿轮配合的2T 22T 2x71x103pkld 0.5x8x50x34=20.88MPa<0]此键安全中间轴与大齿轮配合的2T 22T 2x304x103pkld 0.5x9x50x47=57.49MPa<0]此键安全设计过程计算结果中间轴与小齿轮配合的键的强度为：2T 2x304x103 力八会小L]°一77〃一八＜C 31.94MPa"6,此键安全pkld0.5x9x90x47 p低速轴与联轴器配合的键的强度为：2T 2x1250x103