两级斜齿圆柱齿轮减速器.pdf

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1、 机械设计课程设计 设计计算说明书 设计题目 两级斜齿圆柱齿轮减速器（）机电 系 机械 专业 10 级 2 班 学生姓名 完成日期 2013.7.17 指导教师（签字）第 页 共 页 机械设计课程任务书 设计人 院（系）机电动力与信息工程系 专业（班级）学号 设计题目 两级斜齿圆柱齿轮减速器 题号 55 原始数据：一、设计一个用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器 1、总体布置简图：第 页 共 页 2、工作条件：输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动，滚筒效率为 0.96，输送带工作速度允许误差为 5%；每年按 300个工作日计算，两班制工作，使用期限为10 年，大修期 4 年，在专门工

2、厂小批量生产。3、原始数据：运输机卷筒拉力（N）运 输 带速度（m/s）卷筒直径（mm）带 速 允许 偏 差（%）使 用 年限（年）工 作 制度（班/日）2060 1.2 350 5 10 2 4、设计内容：（1）、电动机的选择与参数计算（2）、齿轮传动设计计算（3）、轴的设计（4）、滚动轴承的选择（5）、键和联轴器的选择与校核（6）、装配图、零件图的绘制（7）、设计计算说明书的编写 5、设计任务：每个学生应完成：（1）减速器总装配工作图 1 张（A0 或 A1 图纸）;（2）零件工作图 25张（传动零件如低速轴，低速齿轮，箱体等，根据设计方法由教师决定。A2 或 A3 图纸）。（3）设计说明

3、书 1 份（约 60008000字）。完成时间 2013 年 7 月 16 日 签字 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 一、电动机的选择及运动参数的算计（一）电动机的选择 1确定皮带运输机所需的功率wP 2060 1.22.57510001000 0.96wwFvPKW 2.确定传动装置的效率 初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动齿轮为闭式软齿面斜齿圆柱齿轮，因其速度不高，选用7 级精度(GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下：弹性柱销联轴器：10.9925 滚子轴承：20.98 闭式圆柱齿轮（7 级）：30.98 凸缘联

4、轴器（刚性）：40.97 4412340.99250.980.980.970.8702 3.电动机的输出功率 2.5752.960.8702wdPPKW 4.选择电动机 因为皮带运输机运输机传动载荷稳定，取过载系数1.05k 1.052.963.11dPkPKW 根据机械设计课程设计（第四版），查表8-184，取型号为Y132M1-6 的电动机，则所选电动机：电动机额定功率P=4.0 KW 电动机满载转速n=960 r/min 根据机座号132M，查续表8-187 得 电动机伸出端直径D=38 mm 电动机伸出端轴安装长度E=80 mm Y132M1-6 电动机主要参数如下：(二)总传动比计算

5、及传动比分配 1.总传动比计算 电动机额定功率P 4.0KW 电动机满载转速n 960r/min 电动机伸出端直径D 38mm 电动机伸出端轴安装长度E 80mm 电动机质量m 73kg 0.8702 Y132M2-6 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 驱动滚筒转速wn 6000060000 1.265.5min3.14 350wvnrD 总传动比i 96014.6665.5wnin 2.传动比的分配 圆柱齿轮传动的传动比为3 6，对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，高速级传动比与低速级传动比分配：121.3 1.6ii 121214.663.83.

6、86i iii（三）传动装置运动参数的计算 1.各轴转速的计算 电动机转轴速度 0960minnr 高速轴 10960minnnr 中间轴 121960252.63min3.8nnri 低速轴和工作轴 232252.6366.48min3.86wnnnri 2.各轴输入功率的确定 取电动机的额定功率作为设计功率，则弹性联轴器传递的功率为：014 0.99253.97PPKW 高速轴 13.97pPKW 中间轴 21233.970.980.983.81PPKW 低速轴 32233.81 0.980.983.66PPKW 工作轴 3243.660.980.973.48wpPKW 3.各轴输入转矩的

7、计算 高速轴 1113.979550955039.49960PTN mn 中间轴 2223.8195509550144.03252.63PTN mn 低速轴 3333.6695509550525.7766.48PTN mn 电动机轴输出转矩 0049550955039.79960dPTN mn 工作轴输出转矩 3.4895509550499.9166.48wwwPTN mn 将以上算得的运动和动力参数列表如下：1960minnr 2252.63minnr 366.48 minnr 13.97PKW 23.81PKW 33.66PKW 33.48pKW 139.49TN m 2144.03TN

8、m 3525.77TN m 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 轴名 参数 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 工作轴 转速n(r/min)960 960 252.63 66.48 66.48 功率P(KW)4 3.97 3.81 3.66 3 48 转矩T(N m)39.79 39.49 144 03 525.77 499.91 传动比 1 3.8 3.86 1 效率 0.9925 0.96 0.96 0.95 二、齿轮传动设计（一）高速级齿轮计算(参考书：机械设计第八版)1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）运输机为一般工作器，速度不高，故选用7 级精度（GB

9、10095-88）2）材料选择。由表10-1 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，两者材料硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数124z,大齿轮齿数 23.82491.2z 取 291z 4）选取螺旋角 初选螺旋角14 2.按齿面接触强度设计 设计计算公式 213121tHEtdHK TZ Zudu（1）确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 1.6tK 2）由图10-30 选取区域系数 2.433HZ 3)由图10-26 查得 1=0.78 2=0.88，则 12=+=0.78+0.88=1.66 4）计算小齿轮传递的转矩 5

10、5411195.5 1095.5 103.973.949 10960PTN mmn 5）由表10-7 选取齿宽系数 1d 6）由表10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa 7)由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa 8）由式10-13 计算应力循环次数 9116060 960 12 8 300 102.7648 10hNn jL 9922.7648 100.728 103.8N 9）由图10-19 取接触疲劳寿命系数10.88HNK;20.93HNK 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说

11、明 主 要 结 果 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数1S，由式10-12 得 1lim110.88 600528HNHHKMPaMPaS 2lim220.93 550511.5HNHHKMPaMPaS 11）许用接触应力 12+528+511.5=519.7522HHHMPaMPa(2)计算 1）试算小齿轮分度圆直径1td 213121tHEtdHK TZ Zudu 2432 1.6 3.949 104.82.433 189.842.341 1.663.8519.75mmmm 2）计算圆周速度 113.1442.34 9602.1360 100060 1000td nvm

12、sm s 3)计算尺宽b及模数ntm 11 42.3442.34dtbdmmmm 11cos42.34cos141.7124tntdmmmmmz 2.252.25 1.713.85thmmmmm 42.34113.85bh 4)计算纵向重合度 10.318tan0.318 1 24 tan141.903dz 5）计算载荷系数K 已知使用系数1AK，根据2.13/vm s,7 级精度，由图10-8 查得动载荷系数1.04VK；由表10-4 查得HK的值与直齿轮的相同，故1.4HK 由图10-13 查得1.32FK 由表10-3 查得1.1HFKK 故载荷系数 1 1.04 1.4 1.11.60

13、16AVHHKK K KK 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 33111.601642.3442.351.6ttKddmmmmK 7）.计算模数nm 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 11cos42.35 cos141.7124ndmmmmmz 3.按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）213212cosFaSandFKTYY YmZ（1）确定计算参数 1)由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa；大齿轮的弯曲强度极限2380FEMPa 2）由图10-18 取弯曲疲劳寿命系数10.9FNK，20.92FNK 3

14、）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数1.4S,由式10-12 得 1110.9 500321.431.4FNFEFKMPaMPaS 2220.95 380257.861.4FNFEFKMPaMPaS 4）计算载荷系数 1 1.04 1.32 1.11.51AVFFKK K KK 5）根据纵向重合度1.903，从图10-28 查得螺旋角影响系数0.88Y 6)计算当量齿数 11332426.27coscos 14vzz 22338491.96coscos 14vzz 7)查取齿形系数 由表10-5 查得 12.592FaY；22.181FaY 8）查取应力校正系数 由表10-5 查得 11

15、.596SaY；21.79SaY 9)计算大、小齿轮的FaSaFY Y并加以比较 1112.592 1.5960.01138321.43FaSaFYY 2222.181 1.790.01514257.86FaSaFYY 大齿轮的数值大（2）设计计算 2421332212 1.6016 3.949 100.88cos142cos0.015141.1841 241.66FaSandFKTYY YmmmmmZ 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2nmmm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接

16、触 疲 劳 强 度，需 按 接 触 疲 劳 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径142.35dmm,取164dmm来计算应有的齿数。于是有 11cos62cos14302ndzm 21 13.8 30114zi z 4.几何尺寸计算（1）计算中心距 12301142148.42cos2 cos14nzzmamm 将中心距圆整为 150amm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 1230 1142arccosarccos16.322 150nzzma 因值改变不多，故参数a、K、HZ等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 1130 262.5coscos16.3nz mdmm 22114223

17、8coscos16.3nz mdmm（4）计算齿轮宽度 11 62.562.5dbdmmmm 圆正后取262B；167Bmm（5）计算大、小齿轮的齿根圆、齿顶圆直径 小齿轮 齿顶圆直径 *11122()62.52 2(10)66.5aanannddhdm hXmmmm 齿根圆直径 *11122()62.52 2(10.250)57.5ffnannnddhdm hCXmmmm 大齿轮 齿顶圆直径 *22222()2382 2(10)242aanannddhdm hXmmmm 齿根圆直径 *22222()2382 2(10.250)233ffnannnddhdm hCXmmmm 2nmmm 130

18、z2114z 150amm 16.3 162.5dmm 2238dmm 167Bmm262Bmm 166.5admm 157.5fdmm 2242admm 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 （二）低速级齿轮计算(参考书：机械设计第八版)1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）运输机为一般工作器，速度不高，故选用7 级精度（GB 10095-88）2）材料选择。由表10-1 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，两者材料硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数324z,大齿轮齿数43.862492.64z，

19、取492z 4）选取螺旋角。初选螺旋角14 2.按齿面接触强度设计 设计计算公式 233321tHEtdHK TZ Zudu（1）确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 1.6tK 2）由图10-30 选取区域系数 2.433HZ 3)由图10-26 查得 3=0.78 4=0.84，则 34=+=0.78+0.84=1.62 4）计算小齿轮传递的转矩 42323.819550955014.403 10252.63PTN mmn 5）由表10-7 选取齿宽系数 1d 6）由表10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa 7)由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

20、lim3600HMPa；大齿轮的接触疲劳强度极限lim4550HMPa 8）由式10-13 计算应力循环次数 8336060 66.48 12 8 300 101.915 10hNn jL 8841.915 100.496 103.86N 9）由图10-19 取接触疲劳寿命系数30.95HNK;40.92HNK 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数1S，由式10-12 得 3lim330.95 600570HNHHKMPaMPaS 4lim440.92 550506HNHHKMPaMPaS 11）许用接触应力 34+570+506=53822HHHMPaMPa(2)计算 1）试

21、算小齿轮分度圆直径3td 2233fdmm 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 3330.89 500317.861.4FNFEFKMPaMPaS 4440.92 380249.711.4FNFEFKMPaMPaS 4）计算载荷系数 1 1.05 1.35 1.11.56AVFFKK K KK 5）根据纵向重合度1.903，从图10-28 查得螺旋角影响系数0.88Y 6)计算当量齿数 33332426.27coscos 14vzz 443392100.7coscos 14vzz 7)查取齿形系数 由表10-5 查得 32.592FaY；42.244FaY 8）查取应力

22、校正系数 由表10-5 查得 31.596SaY；41.748SaY 9)计算大、小齿轮的FaSaFY Y并加以比较 3332.592 1.5960.0130146317.86FaSaFYY 4442.244 1.7480.015708249.71FaSaFYY 大齿轮的数值大（2）设计计算 2423332232 1.56 14.403 100.88cos142cos0.0157081.8441 241.62FaSandFKTYY YmmmmmZ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取齿轮模数3nmmm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强

23、度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径，取377.3dmm来计算应有的齿数。于是有 33cos77.3cos14253ndzmmm 则 4233.862596zi z 4.几何尺寸计算（1）计算中心距 3425963187.062cos2 cos14nzzmamm 将中心距圆整为187amm 3nmmm 325z 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 3425963arccosarccos13.9322 187nzzma 因值改变不多，故参数a、K、HZ等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 3325 377coscos13.93nz

24、mdmm 4496 3296.7coscos13.93nz mdmm（4）计算齿轮宽度 31 7777dbdmmmm 圆正后取477Bmm；382Bmm（5）计算大、小齿轮的齿根圆、齿顶圆直径 小齿轮 齿顶圆直径 *33322()772 3(10)83aanannddhdm hXmmmm 齿根圆直径 *33322()772 3(10.250)69.5ffnannnddhdm hCXmmmm 大齿轮 齿顶圆直径 *44422()296.72 3(10)302.7aanannddhdm hXmmmm 齿根圆直径 *44122()296.72 3(10.250)289.2ffnannnddhdm h

25、CXmmmm 综上，齿轮传动的参数如下：参数及尺寸 名称 传动 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 齿数z 30 114 25 96 模数m 2 2 3 3 分度圆直径/mm 62.5 238 77 296.7 齿顶圆直径/mm 66.5 242 83 302.7 齿根圆直径/mm 57.5 233 69.5 289.2 齿宽/mm 67 62 82 77 中心距/mm 150 187 螺旋角 16.3 13.93 496z 187amm 13.93 377dmm4296.7dmm 382Bmm 477Bmm 383admm 369.5fdmm 4302.7admm 4289.2f

26、dmm 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 三、轴的设计 1.高速轴 1)列出轴上的功率、转速 1103.97960minPKWnnr 2）轴的材料选择与最小直径的确定 由表15-3 选用45 钢，调质处理。取A0=112，则 133min013.9711217.98960PdAmmn 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的1-2 处，如图1 所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为Y132M1-6，其轴径D=018.0002.038mm，所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm 的联轴器。由表14-1，考虑到转矩变化较小

27、，所以取AK=1.5，则 联轴器的计算转矩为 11.5 36.2154.315caATKTN m 所以，查标准GB/T 5014-2003，选LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630 000Nmm。半联轴器长L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度1L=60mm。3）轴的结构设计（如下图所示）图 1 高速轴 半联轴器的孔径0.0180.00238D，所以取1 230dmm，1 2160lLmm 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2 段需制出一轴肩，定位高度1 20.07 0.1hd，故取2-3 段直径2 338dmm，由箱体结构、轴承端盖、装配关系取2 350lmm 因 轴 承 受 径

28、 向 力、轴 向 力 的 作 用，所 以 用 圆 锥 滚 子 轴 承。根 据2 338dmm取轴承30308，其尺寸为409023dD Tmmmmmm，故3 47 840ddmm；3 47 823llmm 为了使左右轴承的轴向定位，3-4 和7-8 段需制出一轴肩，定位高度3 40.07 0.1hd 故4 56 744ddmm；取齿距箱体内壁之距离12amm；高速小齿轮与低速小齿轮相距12cmm；轴承安装位置与箱体内壁相距8smm，小轮轮齿宽度为167Bmm，则 4 53114lcBasmm 6 720lmm 5 667lmm 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 键槽尺

29、寸设计：根据机械设计第八版P106 表 6-1 可知 选用普通平键，键 10 8 50 半联轴器与轴配合为76Hk，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为6n 2.中间轴 1）列出轴上的功率、转速 223.81252.63minPKWnr 2）轴的材料选择与最小直径的确定 由表15-3 选用45 钢，调质处理。取0120A，则 233min023.8112029.6252.63PdAmmn 3）轴的结构设计(如下图所示)图 2 中间轴 因轴承受径向力轴向力的作用，所以用圆锥滚子轴承，取轴承30308，其尺寸为409023dD Tmmmmmm，故1 27 840ddmm 1 27 823llmm 中

30、间 轴 高 速 大 齿 轮262Bmm，取2 345dmm，3 450dmm，3 42458lBmm；为使大小齿轮齿宽中线重合，齿距箱体内壁之距离14.5amm；高速大齿轮与低速小齿轮相距14.5cmm；轴承安装位置与箱体内壁相距8smm，低速级小齿轮安装位置距箱体内壁12emm；小轮轮齿宽度为167Bmm，382Bmm则 5 63478lBmm 4 514.5lmm 为 了 使 轴上齿 轮 定位，2-3 和4-5 段需制 出 一 轴肩，定 位高度0.07 0.1hd故4 560dmm 5 648dmm 6 745dmm 6 724lmm 键槽尺寸设计：根据机械设计第八版P106 表6-1 可

31、知 选两个普通平键，键 14 9 48 键 14 9 68 齿轮与轴配合为76Hn，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为6n 3.低速轴 1）列出轴上的功率、转速 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 333.58102.67minPKWnr 2）轴的材料选择与最小直径的确定 由表15-3 选用45 钢，调质处理。取0126A，则 333min035.0312646.1102.67PdAmmn 联轴器的计算转矩为 31.5467.87701.81caATKTN m 所以，查标准GB/T 5843-2003，选GYH6 型凸缘联轴器，其公称转矩为900000Nmm。半联轴器长8

32、4Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长度160Lmm。3）轴的结构设计 半联轴器的孔径0.0180.00250D，所以取1 250dmm，1 2160lLmm 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2 段需制出一轴肩，定位高度1 20.07 0.1hd，故取2-3 段直径2 357dmm，由箱体结构、轴承端盖、装配关系取2 350lmm 因 轴 承 受 径 向 力、轴 向 力 的 作 用，所 以 用 圆 锥 滚 子 轴 承。根 据2 357dmm取轴承30312，其尺寸为6012031dD Tmmmmmm，故3 48 960ddmm，3 48 931llmm 为了使轴承的轴向右侧定位，3-4，8-9

33、 段需制出一轴肩，定位高度0.07 0.1hd 故4 564dmm 4-526.5lmm；7 870dmm 4-586.5lmm取齿距箱体内壁之距离14.5amm；低速大齿轮与高速大齿轮相距17cmm；轴承安装位置与箱体内壁相距8smm，大轮轮齿宽度为477Bmm，则为了使齿轮正确啮合和轴承满足正确的安装条件取 7 870dmm 7 886.5lmm 5 668dmm 5 64473lBmm 6 778dmm 6 715lmm 键槽尺寸设计：根据机械设计第八版P106 表6-1 可知 联轴器选用普通平键，键 16 10 50 齿轮选用普通平键，键20 12 63 齿轮与轴配合为76Hn；半联轴

34、器与轴配合为76Hk，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为6n 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 四轴的强度校核 1.高速轴的强度校核（1）绘制轴空间受力图（2）作水平面H 和垂直面V 内的受力图，并计算支座反力 计算轴的载荷 311122 39.49 10126462.5tTFNNd 11tan1264tan20479coscos16.3tnrFFNN 11tan1264tan16.3370atFFNN 计算跨度 1121.5Lmm 2159Lmm 365Lmm H 面 0AM 111323479 650.5 370 62.52191224arHBF dF LFNLL

35、0 xF1479191288HDrHBFFFN V 面 3123165 12643672241264367897tVBVDtVBL FFNLLFFFN（3）计算H 面及V 面内的弯矩，并作弯矩图 H 面 0HAHBHDMMM 3288 6518720HCHDMFLN mm 11187200.5 370 62.5302832aHCHCF dMMN mm V 面 0VAVBVDMMM 2367 15958353VCVBMF LN mm 计算合成弯矩并作图 0ABDMMM 2222187205835361282CHCVCMMMN mm 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 22

36、22302835835365743CHCVCMMMN mm（4）计算T并作图 扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数0.6 10.6 39.49 100023694TN mm 高速轴（5）计算当量弯矩 23694eAMTN mm 2222369423694eBBMMTN mm 2222657432369469882eCCMMTN mm（6）校核轴的强度 在高速轴最小直径A 处：根据机械设计第八版 表15-1 知 160MPa且单键槽的抗弯截面模量0.1Wd 得：3312369415.8300.10.1 60eAAMdmmmm 所以高速轴在A 处的强度足够。在高速轴受到的最大当量弯矩C 处：33

37、16988222.757.50.10.1 60eCCMdmmmm 所以高速轴在C 处的强度足够。由于在轴径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知高速轴强度足够。第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 2.中间轴的强度校核（1）绘制轴空间受力图（2）作水平面H 和垂直面V 内的受力图，并计算支座反力 计算轴的载荷 211264ttFFN 21479rrFFN 21370aaFFN 3334422 525.77 103544296.7ttTFFNNd 434tan3544tan201329coscos13.93tnrrFFFNN 33tan3544tan13.93879atF

38、FNN 计算跨度 165Lmm 286.5Lmm 372.5Lmm H 面 0AM 223333223123()22aarrHAF dF dF LFLLFLLL 132972.50.5 3702380.5 879 77479 1591366586.572.5N 0 xF321329479136714HDrrHAFFFFN V 面 2233312323()1264 1593544 72.520442241264354420442764ttVAVDttVAFLLF LFNLLLFFFFN（3）计算H 面及V 面内的弯矩，并作弯矩图 H 面 0HAHDMM 1136658840HBHAMF LN m

39、m 2288400.5 370238351902aHBHBF dMMN mm 371472.551765HCHDMFLN mm 33517650.5 879 77856072aHCHCF dMMN mm V 面 0VAVDMM 1204465132860VBVAMF LN mm 3276472.5200390VCVDMF LN mm 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 计算合成弯矩并作图 中间轴 0ADMM 22228840132860133154BHBVBMMMN mm 222235190132860137441BHBVBMMMN mm 222285607200390

40、217910CHCVCMMMN mm 222251765200390206968CHCVCMMMN mm （4）计算T并作图 扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数0.6 20.6 144 100086400TN mm（5）计算当量弯矩 2228640086400eAAMMTN mm 222213744186400162342eBBMMTN mm 222221791086400234414eCCMMTN mm（6）校核轴的强度 在中间轴最小直径A 处：根据机械设计第八版 表15-1 知 160MPa且单键槽的抗弯截面模量0.1Wd 得：第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果

41、 3318640024.3400.10.1 60eAAMdmmmm 所以中间轴在A 处的强度足够。在中间轴受到的最大当量弯矩C 处：33123441433.9480.10.1 60eCCMdmmmm 所以中间轴在C 处的强度足够。由于在轴径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知中间轴强度足够。3.低速轴的强度校核（1）绘制轴空间受力图（2）作水平面H 和垂直面V 内的受力图，并计算支座反力 计算轴的载荷 433544ttFFN 431329rrFFN 43879aaFFN 计算跨度 1125.5Lmm 276.5Lmm 3155.5Lmm H 面 0AM 4443231329 155.50.

42、5 879 296.72145376.5 155.5arHBF dF LFNLL 0 xF413291453124HDrHBFFFN V 面 34234879 155.558923235445892955tVBVDtVBL FFNLLFFFN（3）计算H 面及V 面内的弯矩，并作弯矩图 H 面 0HAHBHDMMM 21453 76.5111155HCHBMFLN mm 441111550.5 1329296.73083122aHCHCF dMMN mm V 面 0VAVBVDMMM 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 258976.545059VCVBMF LN mm

43、 计算合成弯矩并作图 低速轴 0ABDMMM 222211115545059119940CHCVCMMMN mm 222230831245059311587CHCVCMMMN mm（4）计算T并作图 扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数0.6 30.6 525.77 1000315462TN mm（5）计算当量弯矩 315462eAMTN mm 2222311587315462443399eCCMMTN mm（6）校核轴的强度 在低速轴最小直径A 处：根据机械设计第八版 表15-1 知 160MPa且单键槽的抗弯截面模量0.1Wd 得：33131546237.5500.10.1 60eAAM

44、dmmmm 所以低速轴在A 处的强度足够。在低速轴受到的最大当量弯矩C 处：第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 33144339942680.10.1 60eCCMdmmmm 所以低速轴在C 处的强度足够。由于在轴径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知低速轴强度足够。五、滚动轴承校核 根据轴的结构设计，由于该轴有受轴向载荷的作用，且受载不大，并考虑到两轴承间的距离不大，考虑到箱体上加工两轴承孔的同轴度，考虑到轴承的价格和轴承购买容易性，选用圆锥滚子轴承 高速轴处两轴承的型号均为30308，中间轴型号为30308，低速轴型号为 30312；其基本参数为:基本额定动载荷

45、40000rCN,载荷系数1.2pf,指数13 根据机械设计第八版 P320 13-9a 知 载荷 2222111.2444.651221.681560prpHBVBPf FfFFNN 2222221.290714922095prpHDVDPf FfFFNN 取载荷较大者 16631010400008033616 300 10480006060 14402095hCLhhhnP 轴承校核合格 六、箱体设计 1）减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分而透过轴心。下面对箱体进行具体设计：1.确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先要确定合理的箱体壁厚，根据经验公式：40.15

46、Tmm（T为低速轴转矩，N m）可取8mm 为了保证结合而连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计的更厚些。2合理设计肋板 在轴承座孔与箱底结合面处设置加强肋，减小了侧壁的弯曲变形。3.合理选择材料 因为铸铁易切削，抗压性能好，并且有一定的吸振性，且减速器受载不大，所以箱体可用灰铸铁制造。2）减速器附件的结构设计 1.检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑情况，接触斑点及齿侧间隙，还 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 可用来注入润滑油，检查孔要开在便于观察传动件啮合区位置，其尺寸大小应便于检查操作，视孔盖用铸

47、铁制成，它与箱体之间加密封垫。2.放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于方容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹沟，以便于油污汇集和排放，放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加密封油圈密封。3.油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定处 4.通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏，奖通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。5.起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器，减速器箱盖上没有吊孔，箱座凸缘下面设有吊环，组成起吊装置。6.起盖螺钉 为了

48、便于起盖，在箱盖凸缘上装设两个起盖螺钉，拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。7.定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。减速器箱体结构尺寸 名称 符号 计算公式 结果 箱座厚度 0.02538a 8 箱盖厚度 1 10.0238a 8 箱盖凸缘厚度 1b 111.5b 12 箱座凸缘厚度 b 1.5b 12 箱座底凸缘厚度 2b 22.5b 20 地脚螺钉直径 fd 0.03612fda M24 地脚螺钉数目 n 查手册 6 轴承旁连接螺栓直径 1d 10.72fdd M16 盖与座连接螺栓直径 2d 2(0.5 0.6)fdd M18 轴承端盖螺

49、钉直径 3d 3(0.4 0.5)fdd M8 第 页 共 页 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 视孔盖螺钉直径 4d 4(0.3 0.4)fdd 8 定位销直径 d 2(0.7 0.8)dd 8 12fd d d至外箱壁距离 1C 查手册 34 22 18 2fdd至凸缘边缘距离 2C 查手册 28 16 外箱壁至轴承端面距离 1l 112(5 10)lCC 50 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 11.2 10 齿轮端面与内箱壁距离 2 2 12 端盖、箱座肋厚 1m m 110.85m0.85m 10 8.5 轴承端盖外径 2D 23(5 5.5)DDd 92 112 190 轴承旁

50、连接螺栓距离 S 2SD 92 112 190 七、键强度校核 键的材料是钢，由表6-2 查得许拥挤压应力100 120pMPa，取平均值110pMPa，同一根轴上的键传递转矩相同，只须校核短键强度。1）、高速轴键 键10 8 50b hL ,键的工作长度50 1040lLbmmmm，配合处轴直径30dmm。由6-1 可得 40004000 39.4916.530 40 8ppTMPaMPadlh 所以，键连接强度足够 2）、中间轴键 键14 9 48b hL ，键的工作长度48 1434lLbmmmm，配合处轴直径50dmm。由6-1 可得 40004000 14437.650 34 9pp