机械设计课设说明书(展开式二级减速箱)

3 4 4 5 5 6 1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 《机械设计》课程设计任务书66Fv4XX1XXw3过程分析过程分析根据一般带式输送机选用的电动机选择工作机所需有效功率为P＝F×V＝7000N×0.5m/sw电动机输出有效功率为PP'w查得型号Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下选用Y系列封闭式三相异步电动机P'选用式三相异步电动机过程分析4nnwmi总w链带i总=i链11w取2.5因一般i<i带总21,计算内容及说明计算结果计算内容及说明计算结果12=2计算内容及说明计算结果计算内容及说明计算结果5123功率（kw）传动比11高速轴I1中间轴II低速轴III计算内容及说明计算内容及说明1．确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择．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40HBS。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i1·Z1＝3.02×24=72.48,取Z2=73。+1(ZHZE)2dCH12计算结果6ttaHlim1(1)试选K=1.6t(2)由图10-30,选取区域系数Z=2.433H(3)由图10-26查得(3)由图10-26查得ε=0.78ε=0.87a1a2aa1a2(4)计算小齿轮传递的转矩(5)由表10-7选取齿宽系数Φ=1dd(6)由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=1/21/2EHlim29192Hlim2(8)由式10-13计算应力循环次数99/92(9)由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数K=0.95K=0.98HN2H2SH2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得xx(2)计算圆周速度7(3)计算齿宽b及模数mntZ1(4)计算纵向重合度εβββ(5)计算载荷系数K已知使用系数KA=1AA级精度，由图10-8查得动载荷系数K=1.1V由表10-4查得由表10-4查得Hβ由图10-13查得K=1.38FβHβFβ，由表10-3查得KHc=HcFcAVHcHβ(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得1ZZn由式10-16=tFcSc=tFcScβFF(1)计算载荷系数8AVFCFβ(2)根据纵向重合度εβ=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数(3)计算当量齿数V1V2V1V2(4)查取齿形系数由表10-5查得Fa1(6)由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ(7)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数(8)计算弯曲疲劳许用应力，由式10-12得SF1F1S(9)计算σ(9)计算σFFF2x9=1n=125.计算齿轮宽度12=22=dd2计算结果计算内容及说明计算结果1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择．小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮1123)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i1·Z1＝2.15×24=51.6，圆整由设计计算公式10-9a进行试算，即1)确定公式各计算数值tt（2）计算小齿轮传递的转矩T'5（3）由表10-7选取齿宽系数φd=1（4）由表10-6查得材料的弹性影响系EE（5）由图10-21d按齿面硬度查得Hlim1Hlim1σσHlim2(6)由式10-13计算应力循环次数N'88/82(7)由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数HNHN2HN1(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式10-12得KσH1KσH1SH2S2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中的较小值55(2)计算圆周速度vtn2(3)计算齿宽b8182HN1HN2H1H2d'(4)计算齿宽与齿高之比b/h模数m模数m=1t=1(5)计算载荷系数K级精度，由图10-8查得动载荷系数VVHcFcHcFcAHcFcA由表10-2查得使用系数KA=1HβHβFβHβbFβFβHβAVHcHβh载荷系数K=(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得(7)计算模数mFF0SaKFYYtFSF1)确定公式内的计算数值FN1(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数FN2(3)计算弯曲疲劳许用应力F1F2F2F1(4)计算载荷系数AVFcFβ(5)查取齿形系数(6)查取应力校正系数(6)计算σFF1FFF2F2FF1)计算分度圆直径12)计算中心距122计算结果计算结果114N.11.1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计1钢，调质处理。根据表15-3,取A=110（以下轴均取此值于是由式15-2初步估算轴的最小直径输出轴的直径显然是安装联轴器处轴的直径d.为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取411mm,半联轴器L＝52mm3．轴的结构设计22)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为满足半联轴器的轴向定位要求，221联轴器上而不压在轴的端面上，故联轴器上而不压在轴的端面上，故l的长度应该比L略短一点，现,初选型号2（2）初步选择滚动轴承参照工作要求并根据,初选型号2,轴段6-7的长度与轴承(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l=40mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段3-4的直径应根输入轴的结构布置2.2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计2根据表15-3,取A=110，于是由式15-2初步估算轴的最小直径3．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a基本额定动载荷a基本额定动载荷ar基本额定静载荷r6的长度应略大于轴承宽度相同,故取l=156261313552紧,轴段2的长度l应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽22l=48mm233(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,d应略大与d,可取44紧,轴段5的长度l应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽54433.3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计33333N323Nrtn轴的材料同上。由式15-2,初步估算轴的最小直径311)拟定轴的结构和尺寸（见下图）2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1r基本额定静载荷r51的深沟球轴承的定位轴肩直径d确定,即d=33317615FL=rOALFL=rOAL3N44(3)轴段2上安装低速级大齿轮，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，轴段24的长度的长度l应比齿轮毂长略短,取l=83mm，大齿轮右端用轴肩固定,由此334333输出轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算(1)计算支承反力在水平面上FxL3FxL3NL3N在垂直面上ΣM=0,FN1)水平面弯矩FLLVL2)垂直面弯矩在A处(3)合成弯矩图在A处FLLHLAMM2+M2VH5N.3A37．按弯扭合成应力校核轴的强度为危险截面根据式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应