一级圆锥齿轮减速器说明书

PAGE第13页共40页机械设计课程设计说明书一、传动方案拟定……………．………………．2二、电动机的选择……….…….２三、计算总传动比及安排各级的传动比……………….…….４四、运动参数及动力参数计算…………。……．5五、传动零件的设计计算…………………。…。6六、轴的设计计算…………．．。。。12七、滚动轴承的选择及校核计算…………。…19八、键联接的选择及计算………。.……………2２九、减速器的润滑…………….24十、箱体尺寸…………………．.24计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动工作条件：传动不行逆，载荷平稳.启动载荷为名义载荷的1。2５倍，传动比误差为±０.7５%原始数据：输出轴功率Ｐｗ＝3。6kw输出轴转速n＝１２0r/min计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组:设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动工作条件:传动不行逆，载荷平稳.启动载荷为名义载荷的１。2５倍,传动比误差为±0．7５％原始数据:输出轴功率Ｐｗ＝３.6kw输出轴转速n=1２0r/min二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1）传动装置的总功率：η总=η带×η２轴承×η齿轮＝0．９6×0。9８2×0．96=0.8８51（2）电机所需的工作功率:P工作=Pw/η总=3/0。8851=３。39KW3、确定电动机转速:已知:n=1２0r/ｍｉn按推举的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围I’ａ=2～３。取V带传动比I'1＝２~４,则总传动比理时范围为I'a＝4～1２。故电动机转速的可选范围为n’ｄ=Ｉ'ａ×ｎ筒=（4～1２）×1２０=400～１２0０r/ｍin符合这一范围的同步转速有７5０和10００r／ｍin.依据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选ｎ＝9６0r/miｎ

。4、确定电动机型号依据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Ｙ1３2Ｍ1—６。中心高H外形尺寸L×（AＣ/2+AD）HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸Ｄ×E装键部位寸F×G1１２40０×3０5×2６5１9０×1401２２8×6０８×24三、计算总传动比及安排各级的传动比1、总传动比：i总＝ｎ电动/n=９６０/１20=8２、安排各级传动比据指导书，取齿轮ｉ齿轮=3(单级减速器i＝２~３合理)∵i总＝i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=8／3=2.6四、运动参数及动力参数计算计算各轴转速（r/ｍiｎ）ｎI＝nＩ/ｉ带＝960/2．６=36９（ｒ/ｍｉn）n=2\*ＲOMAＮIＩ=n=2＼＊ROMANII／ｉ齿轮=369/2．６=1４2（r/ｍiｎ)=２＼*ROMＡNII轴即为工作机构的转速ｎ=2＼＊ＲOMANII=n计算各轴的功率(ＫW）Ｐ＝1\*ROＭAＮI＝Ｐ工作×η带=3。３９×０.96=３．2５４4ＫWP=2＼*ＲＯMＡＮII=P=1\*ROＭAＮI×η轴承×η齿轮=3.２５44×0.9８×0.９６=３.06ＫＷ计算各轴扭矩（N·m)T=1\*ＲOＭAＮI=9５50×Ｐ=１\＊ROMANＩ/n＝1\＊ＲOMANI＝95５0×３．2544/３00＝1０3。6N·ｍＴ=2\*ROＭＡNII=955０×Ｐ＝２\*ROMANＩI／n=2＼＊ＲOMANIＩ=９５５0×3．06/１00=292.２３N·mm五、传动零件的设计计算皮带轮传动的设计计算选择一般Ｖ带截型由课本P1５0表9.21得:kA=1．1PＣ=KAＰ＝1。1×４=４。4KW由课本Ｐ149图9。13得：选用A型V带确定带轮基准直径,并验算带速由课本图9．１３得，推举的小带轮基准直径为80~100mm则取dｄ1=100ｍｍ〉dmin=75ｄd２=ｉ·dd1=3.2×100=320mm由课本P134表9。3，取dd2＝315mm实际从动轮转速ｎ２｀＝ｎ１dｄ1/ｄd2=9６０×100/３15=3０４.８r/miｎ转速误差为：ｎ2—n１`／ｎ2＝304.8-300／３０0＝0．01６＜+０.５％（允许值)带速V：Ｖ＝πdd1ｎ1/6０×10０0=π×１０0×960/6０×1000=５.02m／s在５～25m/s范围内，带速合适。确定带长和中心矩依据课本P1５1式(9。18）得７（dd1+dd2)≤a0≤２（dd1+ｄd2)7（１0０＋315）≤a０≤2×（100＋3１5）由课本P151式(9．19)得：所以有:２９０.5mｍ≤ａ０≤830mm按结构设计初定ａ0=５０0L0=２a０＋１。５7(dd1＋dd2)＋（ｄd２—dd1）2／4a０＝２×５０0+1.57（10０＋３15）＋(315—10０)２/４×５0０=16７4.6６ｍm依据课本Ｐ135表（9.４）取Ｌd=1６0０mm依据课本P1５1式（9．2０）得:a≈a0＋Lｄ-Ｌ0/2=5０0+(1600—1674.66)／2=5００－3７.33=462．67mm（4)验算小带轮包角α１=１8０0—dd２-dｄ1/a×5７．30=１8０0－（３１5-100/462.67）×５7。30=1５3．370>１20０(适用）(5）确定带的根数依据课本P144表（9。９)Ｐ0=0。９５ＫＷ依据课本P15１式（9。２2）△P0＝０.1２KW依据课本P１48表(９。12）Kα＝０.９6依据课本P136表（９.4）ＫL=0．99由课本P１51式（9.22)得Z=ＰC／P'=ＰC/（Ｐ0+△Ｐ０)ＫαKL＝４．４/（0．9５+０。12）×０.9６×0.99=4。3（6)计算轴上压力由课本Ｐ14０表9．6查得q＝0．1kｇ／m，单根Ｖ带的初拉力：F0＝50０PC/ＺV(2．5/Kα－１)＋qＶ2=[500×4。４/５×5。02×(2。５/0。9６—１）+0．1×５.0２２]Ｎ＝1４2。76N则作用在轴承的压力FQ,由课本Ｐ15２式(９．２4）＝２×5×1４2。7６sｉn1５3。3７/2=1384．75N选用5根Ａ-160０GＢ/T1１54４—１９９7V带中心距a＝46２．６７带轮直径dd１=1０0mmｄd２＝3１5mｍ轴上压力ＦＱ=1384．75N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采纳软齿面。小齿轮选用４5钢调质，齿面硬度为22０～250ＨＢS.大齿轮选用４５钢，正火,齿面硬度170~２10HBS;依据课本P２３3表1１。20选７级精度。齿面精糙度Rａ≤1。6~3.2μm(２）按齿面接触疲惫强度设计由d1≥[KT１／φRu［4.９8ZＥ/(1－０．5φR）(σH)］2]1／3由式(６-15)确定有关参数如下:传动比i齿=３取小齿轮齿数Z1＝２８。则大齿轮齿数:Z2＝iZ1=３×28=８4实际传动比I0＝84/28=3传动比误差:i-ｉ０／I=３—３/3=０％<0。75%可用齿数比:u=i０=３由课本P2３3表１1．19取φr=０.3（3)转矩Ｔ1T1=9。５5×106×P／n1=9.５5×106×３.3／３0０=１．１×１05N·mm(4）载荷系数k由课本Ｐ２11表11.１0取k=1.1(5)许用接触应力[σH］［σH]=σＨlｉｍZNＴ/ＳＨ由课本Ｐ208图１1.25查得:σHlimZ１＝５60MpａσHlimZ２＝５３０Mpａ由课本P１３3式6—52计算应力循环次数ＮLNＬ1=60ｎjLn=60×300×1×（１0×５2×40)＝３.744×108NＬ2＝NＬ１／ｉ＝３。７４４×10８／3=1。248×10８.由课本P２10图11。２８查得接触疲惫的寿命系数:ZNT１=1．1ZＮＴ2=1.13通用齿轮和一般工业齿轮，按一般牢靠度要求选取平安系数SH=1．0［σＨ]1＝σHｌiｍ１ZNＴ１／SH=５60×1.1/1。0Ｍpa=61６Ｍpa[σH］２=σHlｉm２ＺNT2/ＳH=530×１。１3/１．0Mｐa=５9８．9Ｍpａ故得:由d1≥［ＫT1/φRu［4。98ZE/(１-0。5φR）(σH）]2]１/３d１=77．２模数：m=d１/Ｚ１=７7.2／28=2。７6mm依据课本表１１.3取标准模数:m=２．５mm（6）校核齿根弯曲疲惫强度依据课本P2１４(11．25)式σF＝(２kT1/bｍ2Ｚ1)YＦａYSａ≤［σＦ］确定有关参数和系数分度圆直径：d1＝mZ1=2.5×２8ｍｍ=70ｍmd2＝ｍZ２=２。5×８4mm=2１0ｍｍ锥距R＝（d12+ｄ22）1／2=2２1．4齿宽:ｂ=Ｒ/3=７３.８取ｂ=７4mm(7)齿形系数ＹFa和应力修正系数YＳａ依据齿数Z1=2８,Z2=84由表11．1２相得YFa1＝2。5８YSａ1=1．61YFa２=2。2５YSa2=1.77(８)许用弯曲应力［σF]依据课本Ｐ２08（11.1６）式:［σＦ］=σＦlimＹNT／ＳＦ由课本图11．26查得:σＦlim１＝２1０ＭpａσFliｍ2=190Mｐa由图11．27查得:YNT1＝ＹNＴ2=1按一般牢靠度选取平安系数ＳF=1．３计算两轮的许用弯曲应力［σＦ]1=σFlｉｍ1ＹNＴ1/SＦ=2１0×１／1.3Mpa=1６2Mpa[σF]2=σFliｍ2ＹNT2/ＳＦ=１９０×１/１.3Mpa=14６Ｍpa将求得的各参数代入式σＦ1＝4kT1YＦYS/φR（1—0。5φＲ)２Ｚ2m3（ｕ２+1)１/2=4×１.1×1。1×105×2。５8×1．６1/0．３（1－０．５×0．3）2２8２×2。５3×（2７＋1)１/２Ｍpa=121．43Mpａ<［σF］1σF2＝4ｋT1YFYS／φR（１-0.５φR）2Ｚ2m3（u2+１）1／2=4×1。１×1.１×１０5×２。25×1.７7/０.３（１—0。5×0。3）２×８42×2．53×(27+１）１／２Mpa=116。４2Mpa〈[σF]2故轮齿齿根弯曲疲惫强度足够(9)计算齿轮的圆周速度VＶ＝πｄ1n１/６0×1000=3．14×7７.2×3０0／６0×10０0＝１。2１m／ｓ二、电动机选择1.电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简洁,工作牢靠，价格低廉,维护便利,具有适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。２.电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：Ｐd＝PW/ηa（kw）式(2)：PＷ＝FV/１０00(ＫＷ）因此Ｐd＝ＦV/(1００0η）（KW）由电动机至运输带的传动总效率为：η总＝η１×η２×η３×η4×η×η×η式中：η1、η2、η３、η4、η５、η、η分别为联轴器、轴承、齿轮传动、轴承、链传动、轴承和链传动的传动效率。取η1=０.9９,η２=０．9９,η３=0．９5，η４＝０．99。η＝０．９6，η=0。9９η=0。96。则：η总=0.99×0。99×0．95×０．99×0。９6×０．９９×0.99=0．867所以:电机所需的工作功率：Pw=FV/1000η总=（25０0×１。45）／（１０0０×０．86７)=４．1８（kw）3．确定电动机转速由公式V=得：n=链轮工作转速为：ｎ=r/mｉｎ=1３5。93７5r/min而链传动比ｉ＝2，依据机械设计手册P表1-８推举的传动比合理范围,取齿轮传动比一级减速器传动比范围ｉ3。则总传动比理论最大值为：Ｉ＝６。故电动机转速的可选范为ndｉ×i＝6１35．９３7５ｒ/miｎ=815．６25r／min则符合这一范围的同步转速且额定功率大于4.18Kw的只有：Y160Ｍ２－8.额定功率:Ｐd＝5。5Kw满载转速：nｄ=72０r/miｎ电动机主要外形和安装尺寸:中心高H外形尺寸L×（AC/2+AＤ）×HD底角安装尺寸Ａ×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸Ｄ×E装键部位尺寸Ｆ×GD１32５２0×3４5×31521６×17812２8×８01０×41三、确定传动装置的总传动比和安排级传动比：由选定的电动机满载转速nｄ和工作机主动轴转速nｗ1．可得传动装置总传动比为:i===5。3总传动比等于各传动比的乘积安排传动装置传动比i=i×i（式中i×ｉ分别为减速器和链传动的传动比)2。安排各级传动装置传动比：已知链传动传动比i=2由于：i＝i×i所以:i=i/ｉ=５。３／2=2．6５由文献［1]P84页的表0—4、表０-９及表４－4、4－5进行选材和热处理。由表４－6确定精度等级，设计后由表4-7校定或由表5—3查出。3．确定齿数Z及校核(1）选Z。软齿面应尽量选大些。（2)Z＝ｉZ。且Z为整数。（3）计算U＝(4)＝５％四、按接触强度计算d１1。计算公式２.计算T1T1=9５5０0Pｄ—－－－Kｗnｄ—－--－r／minη1=0．993．计算KＫ＝KAKVK（1）由表４-8选用系数KA（2)选动载荷系数ＫＶ记为KＶt(3）取值。一般取＝０。3=（4)由土4—45查出齿向载荷分布系数Ｋ（5)计算Ｋ=KAＫVK取KV＝KＶt故Ｋt=KＡKVK4。弹性系数ZE由表４-9查得５．节点系数ZＨ由表4－４８查得6．许用应力［］Ｈ＝ZNＺW(１)由图4—58查得（２）由已知条件计算N1=60n1＊r＊ｔｎＮ2=N1/Ｕ式中：ｎ—-－－啮和次数ｎ1-——－—r／ｍｉnｔn—-－-每天工作小时N—--—-年3００天/年小时／天(３）由图4-５９查得寿命系数ZＮ1ZN2(4）由表4—1１查得平安系数ＳH(5)由图查得工作硬化系数Zｗ(6)计算［］H1＝ZＮZW［]H2=ＺNＺＷ(7）计算d1d1试选Kt＝Kｖt五、校核d1由于试选的Kv可能与实际不符合。(1）模数ｍ=取标准值。可转变Z1而达到选用适当的ｍ的目的，但u有变则需重新计算d1。(2）按几何关系计算d1ｄ１＝mZ１dm1=d1(１—0。５）(3)圆周速度Vｍ(平均直径dm）Ｖm=计算由查图4-43得Kv(4）校核ｄ１d１＝ｄ１与ｄ１t相差太大，则需重新选Ｋｖt,再计算d1t六、校核齿根弯曲强度(１）计算公式（2)当量齿数计算Zv=a.b．c．由当量齿数Zv查图4－55得齿形系数YＦa１，YFa２查图4－5６得齿根应力修正系数Yｓa1,Ｙｓa２。d。确定［]F=ＹHYx查图4－61得和查图４—62得YN1，ＹN2查图4－63得尺寸系数Yｘ查图4-11得平安系数SＦ计算比较，的大小，取较大值校核弯曲强度七、几何尺寸计算1.分度圆直径dｄ1＝mZ1d２=mZ22．节锥=ａrctaｎ=90—３。节锥距RR＝=4。齿宽b=R5．周节P=m6。齿顶高haha＝m７.齿根高hｆｈf＝１。２ｍ８．齿顶间隙ｃ=0。2m9．齿顶圆直径＝m（Z+2)=m（Ｚ＋2）10．齿根圆直径=m(Z－2。４）=ｍ（Ｚ－2。4)八、受力分析Ｆt１＝—Ｆt2=Fr１=—Fa2=Ft1*ｔaｎFa１＝-Fｒ２＝Ｆｔ1＊tan九、动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴.以及ｉ0，i１，．...．.为相邻两轴间的传动比．PⅠ，ＰⅡ,..．。．.为各轴的输入功率（KＷ）TⅠ，ＴⅡ，..．.．.为各轴的输入转矩(N·m)ｎⅠ，nⅡ，．．．．。.为各轴的输入转速(r/mｉn）可按电动机轴至工作运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数1.运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数:Ⅰ轴:nⅠ=nm／i0＝７20/1＝72０r/minⅡ轴:nⅡ=nⅠ/i１=72０／2．6５=２7０。7ｒ／min（2）计算各轴的功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η1=５.5×０.99=５。44５（Kw)Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η2×η3=５。44５×0.99×0.95=4.8６5(KW)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为:Td＝955０·Pｄ/nm=9550×5。5/720=７2．95N·mⅠ轴：ＴⅠ=Td·ｉ0·η1＝72.95×１×0。9９=72。２2Ｎ·ｍⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i1·η2·η3=７2．22×2。65×0.9９×０．９５=18０N·ｍ计算各轴的输出功率:由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故:Ｐ’Ⅰ=PⅠ×η轴承＝5.445×0.99=5。１21KWＰ’Ⅱ＝PⅡ×η轴承＝4。8６5×0.99=４。816Kｗ计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=ＴⅠ×η轴承=72.22×0。99=71．5０N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=１80×0.９９＝1７8．２0Ｎ·m小齿轮为４5钢，调质217ＨＢS～2５5HＢS。取２４0ＨBＳ。大齿轮为45钢正火１63HBS～217HBＳ.取2００HＢＳ。8级精度Z选20Z=２。6520=53Ｕ=２。6５=0〈5%T1=９５500０0５．５0．９９／７2０＝７2２2１.9N*ｍmKA=1．０KＶt=1。1=0。3=0。500K=１．03Kｔ＝１．1３3ZE=１8９．８ZH=2。5＝57０ＭPａ=460MＰaＮ1＝1。27N２=4．76tn＝2９２0０ZN１=1ZＮ2=１SH=1Zw＝1［］H1=570ＭPａ[］Ｈ２=４６0ＭＰad1tｍ＝4。39５取ｍ=4。5d1=９0mmdｍ1=76.５mmＶm=2。88ｍ／s=０。５７6Kv＝1.0ｄ1＝85.１4ｍm故d１与ｄ１ｔ相差不大，符合要求。=０。93６=２0.６7=0。3５3＝69．３3＝21．37＝150。１４ＹＦa1=2.63ＹFa2=2.１6Ysa１＝1。56Ysａ2＝１。89=２3０MPa＝190MPａＹＮ1＝ＹＮ２＝１Yx=１ＳＦ=1=2３０MＰa=190MPa＜故取大齿轮计算合格d1＝90mmd2=238．５mｍ=２0。6７4＝6９．３２6Ｒ=１27.4６mmb=38．２3８ｍm取b=4０mmP=１4。１3mｍha=4。５mmｈｆ=５.４mmｃ＝0．９mm=９１.９mｍ=２41．7mm＝79．9mm＝234。7mmFｔ1=Ft2=ＦtＦt＝１8８8．１5NＦr1=－Fa２=6４3.25ＮFａ１=—Fｒ２=24２。59ＮnⅠ＝720ｒ/ｍinnⅡ=２７0.7ｒ／minPⅠ＝5．4４5KwPⅡ=４．865KWwTd＝7２.9５N·mTⅠ＝72。22Ｎ·mTⅡ=180N·mP'Ⅰ＝5.1２1KwP’Ⅱ＝4.816KｗT'Ⅰ＝７1。50Ｎ·ｍＴ’Ⅱ=17８.2０Ｎ·m综合以上数据,得表如下:轴名效率Ｐ（KＷ）转矩T(N·m）转速nr/miｎ传动比ｉ效率η输入输出输入输出电动机轴5．57２.9５７２0１０.99Ⅰ轴５．4455。12172。２２7１。５０７202．650。９5Ⅱ轴4。86５4。816１80．０0178。２０270。7七轴的设计1.齿轮轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）（2）按扭转强度估算轴的直径选用４5＃调质，硬度２１7~25５HＢS轴的输入功率为PⅠ=５。４４５Kｗ转速为nⅠ＝７2。95r/ｍin依据课本P205(1３—2)式,并查表１３-２，取c=１１7d≥(３）确定轴各段直径和长度eｑ＼o＼ac（○，1）从大带轮开头右起第一段,由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加５%，取D1＝Φ２8mm，又带轮的宽度b＝40ｍm则第一段长度L１=４０ｍmｅｑ\ｏ\ａc(○，2）右起其次段直径取D2=Φ3６mm依据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为30ｍm，则取其次段的长度L2=４０mｍeｑ＼o\ac（○,3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承,则轴承承受径向力和轴向力为零，选用3020９型轴承，其尺寸为45×85×１9，那么该段的直径为Ｄ3=Φ45ｍm，长度为L3=2０mmeｑ＼ｏ＼ａc(○，4）右起第四段,为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D４＝Φ５０mm，长度取L4=80mmeq\ｏ\aｃ(○,５）右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为Ｄ5＝Φ45mｍ,长度为L5=２０mmｅq＼ｏ\ac(○,6)右起第六段，为联轴器接入轴，由于电机Y16０Ｍ2－8的轴的直径为d2＝Φ42mm,故选择齿式联轴器GICL3型,选d１=Φ4２mｍ。即D6=Φ４2mm。长度取Ｌ6=100mm.(４）求齿轮上作用力的大小、方向eq\o＼aｃ(○,１)小齿轮分度圆直径：d1＝9０mmeｑ\o＼ａｃ（○,2）作用在齿轮上的转矩为：T１=84.97N·meq\ｏ\ａc（○，3）求圆周力：FtＦt=188８.15Neｑ\o\aｃ(○,4）求径向力FrFr=Fｔ·tanα=１8８８．１５×tan２0０＝６4３.25NＦｔ，Ｆr的方向如下图所示（５)轴长支反力依据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA==９44。08NRＢ==2８32.2３Ｎ垂直面的支反力：RA’==3２１。６7NRB’＝=９64.８8Ｎ（6）画弯矩图右起第四段剖面处的弯矩：水平面的弯矩：M水平=RA×0。08=37。7６Ｎm垂直面的弯矩：M垂直＝RA'×0。０8=1２。87Nｍ合成弯矩:(7)画转矩图：Ｔ=Ft×d1/2=8４。59Nm（8)画当量弯矩图由于是单向回转，转矩为脉动循环，α=0．６可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：(９)推断危险截面并验算强度ｅq＼o\ac(○,1）右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大,所以该剖面为危险截面.已知M当＝93.87Nm，由课本表１３-１有：［σ—1］=６０Mpａ则:σｅ＝M当／Ｗ=Ｍ当/（0。1·D4３）=93.87×1０00/（０．1×45３)=10．30ＭＰａ＜[σ-1］eq＼ｏ\ａc(○,2)右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面：σe=MD/W＝MD/(0.1·D１3）=５０．75×1000/(0.1×２８３）=３3.12Nｍ＜［σ—１］所以确定的尺寸是平安的。受力图如下：D1=Φ28ｍｍL1=4０ｍmD2=Φ36mmL2＝4０mmD３=Φ45ｍmL3＝20mｍＤ４=Φ50ｍmL４=８0mｍD５=Φ4５mmL５＝２０mmＤ6＝Φ４2ｍmL６=１00mmFt＝18８8。１5NmＦr=６43。25NmＲA=9４4．08NＲB=2832.２3NRＡ'=３21。６7NRB’=964．88ＮM水平=37.７６ＮmM垂直＝1２．87ＮmM合＝３９。89ＮmT=８４.５9Ｎｍα＝0.6M当＝９3．８7Ｎｍ[σ-1]=６０MpaMD=50.7５Nｍ输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式（如图）（2)按扭转强度估算轴的直径选用4５＃调质，硬度21７～2５5HBS轴的输入功率为PⅡ=4。865Ｋw转速为nⅡ=2７0.７r/ｍin依据课本P2０5(１3-2)式，并查表1３—2，取c=117ｄ≥取ｄ＝４０mm(３）确定轴各段直径和长度eq＼ｏ\ac(○,1）从右端开头右起第一段，安装滚动轴承。故Ｄ1=Φ4５mm,Ｌ1=19ｍm.ｅｑ＼ｏ\ａｃ(○，２）右起其次段为滚动轴承的轴肩,其直径应小于滚动轴承内圈的外径。取Ｄ2=Φ5０ｍm，L２=36mmeq\ｏ＼aｃ(○,３)右起第三段为圆锥齿轮的轴肩,其直径应大于圆锥齿轮的轴孔孔径，取D３=Φ60mm，长度依据箱体的简略参数设计得到，在此取L3=80ｍm。ｅｑ＼o\ac（○，４）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为２38.５ｍm,则第四段的直径取Φ５０ｍm,齿轮宽为ｂ=40ｍｍ,为了保证定位的牢靠性，取轴段长度为L4=38ｍm.eq\o\ac（○,5)右起第五段，考虑齿轮的轴向定位需要安装套筒取Ｄ5＝Φ４8mm,长度取L５=2０mm.eq\ｏ\ac（○,６)右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ45mm,长度L6＝２0mｍ７右起第七段为链轮的轴肩,取D7=Φ42mm,Ｌ3=70mｍ（4)求齿轮上作用力的大小、方向ｅｑ\o＼ac(○,１)大齿轮分度圆直径：d1＝23８。５mmｅq\o\ac(○,2)作用在齿轮上的转矩为：T1＝7１。50Ｎ·meｑ＼ｏ＼ａc（○,3）求圆周力:FtFｔ＝2Ｔ1／d2＝2×７1．5/０．2385=５99．5８Ｎeq\ｏ\aｃ(○,4）求径向力ＦrＦr=Ｆt·tanα＝5９9．５8×tan2０0=2１8．23NFt，Fｒ的方向如下图所示(5)轴长支反力依据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。水平面的支反力：RA＝Fｔ×１０0／１20=1573.4６N,ＲB=Ft×20/12０=３1４。69N垂直面的支反力:RA'＝Fr×10０/1２０=207．9９NＲＢ'=Ｆr×20／1２０＝４1.60N（6）画弯矩图右起第四段剖面处的弯矩:水平面的弯矩：M水平=RA×0。02＝３１．47Nm垂直面的弯矩：M垂直＝ＲA’×０。02＝4．16Nm合成弯矩:（7)画转矩图:Ｔ=Ft×ｄ２/2＝7１.５０Nｍ（8）画当量弯矩图由于是单向回转，转矩为脉动循环,α＝０。６可得右起第四段剖面处的当量弯矩:（9)推断危险截面并验算强度ｅq\o＼ac(○，1）右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面为危险截面。已知M当=5３．３７Ｎｍ，由课本表１３－1有:[σ-1]＝60Mpａ则：σe=M当/Ｗ=M当/(0．1·D4３）＝５3．３7×10０0／（0.1×383）=９.7３MＰa<［σ—１]eq\o＼ａｃ(○，2）右起第七段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：σe=M7/W=Ｍ7／(0．1·D7３）=４2。9×１０00／(０。１×４2３)=5。79ＭPa〈[σ－１]所以确定的尺寸是平安的.以上计算所需的图如下:d=4０mmD１＝Φ４5mmL1=１９ｍｍD2=Φ50ｍmＬ２＝36mｍＤ３＝Φ6０ｍｍＬ3=80mmＤ4＝Φ5０mｍL4=3８mｍD５=Φ４8ｍmＬ5=20mmD6=Φ４5ｍｍL６=20mｍD7=Φ42ｍmL7=7０mmFt＝59９.５8NＦr=21８.２3NRA＝157３。46ＮＲＢ=31４.69NＲＡ’=2０7。９9NＲB’=41.60NM水平=３１。4７ＮmM垂直=4。１6NmM合＝31.7４ＮmT=７1。５0Ｎmα=0．6M当=53。3７Nｍ［σ-1］=6０ＭpaＭ7=4２．９Ｎm绘制轴的工艺图（见图纸)八。箱体结构设计窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板,以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油,注油前用螺塞赌注.（3）油标油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量.油标有各种结构类型,有的已定为国家标准件。（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热,使机体内温度上升,气压增大,导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能.(５)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶,联结后结合较紧,不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉,在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖.在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。（６)定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销,孔位置尽量远些.如机体结构是对的,销孔位置不应该对称布置.(7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙.有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用.（８）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。（9）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内.密封件多为标准件,其密封效果相差很大，应依据简略情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（ｍm）机座壁厚δ8机盖壁厚δ１５机座凸缘厚度b１5机盖凸缘厚度b１５机座底凸缘厚度b２１５地脚螺钉直径dｆ１5轴承旁联结螺栓直径d1８机盖与机座联接螺栓直径d２6轴承端盖螺钉直径ｄ３８窥视孔盖螺钉直径d４6定位销直径d８轴承旁凸台半径Ｒ116凸台高度ｈ据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l16０,44大齿轮顶圆与内机壁距离△112齿轮端面与内机壁距离△２１０机盖、机座肋厚m1，m27，7轴承端盖外径D２130轴承端盖凸缘厚度t8轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近,以Ｍd1和Md２互不干涉为准，一般s＝Ｄ２九。键联接设计1．输入轴与大带轮联接采纳平键联接此段轴径ｄ1＝28ｍｍ,Ｌ１=40mm查手册得，选用Ａ型平键，得：A键8×７GB1０9６—79L=Ｌ1-b＝40－８=32ｍmＴ=72．22Ｎ·ｍh＝7mm依据课本P２43（10-５）式得σp=4·Ｔ/(d·h·Ｌ）=4×７2．２２×1００0/（28×7×32）=４6。06Ｍpａ〈[σR]=11０Ｍｐａ2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=5０ｍmＬ3=38mmＴⅡ＝18０Ｎm查手册P５1选用A型平键键1４×9GB１0９6-79l＝L３—b=38－１4＝24mmh＝９mmσ