机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器说明书.pdf

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1、计算及说明结果第一章设计任务书1-1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F 中考虑）。3、使用期限：十年，大修期三年。4、生产批量：10 台。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工78 级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。7、运输带速度允许误差：土5%8、原始数据：输送带的工作拉力 F=2600N 输送带的工作速度 v=1.1sm输送带的卷筒直径 d=200mm 第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案

2、如下图所示043 皮带轮12电动机联轴器计算及说明结果2-1 电动机的选择1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率kwpvPw86.210001.126001000设：轴对滚动轴承效率。轴=0.9901为齿式联轴器的效率。01=0.99 齿为 7 级齿轮传动的效率。齿=0.98 筒输送机滚筒效率。筒=0.96 估算传动系统的总效率：86.096.098.099.099.024224201筒齿轴工作机所需的电动机攻率为：kwppwr33.386.086.2Y 系列三相异步电动机技术数据中应满足：。rmpp,因此综合应选电动机额定功率kwpm42、电动机的转速选择根据已知条件由计算

3、得知输送机滚筒的工作转速min1.10514.32001.110006060rDvnw方案比较方案号型号额定功率KW 同步转速r/min 满载转速r/min 1 Y112M 2 4.0KW 3000 2890 2 Y112M 4 4.0KW 1500 1440 3 Y132M1 6 4.0KW 1000 960 4 Y160M1 8 4.0KW 750 720 kwPw86.286.0kwpr33.3min1.105rnw计算及说明结果综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第 3 种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下表：方案号型号额

4、定功率KW 同步转速r/min 满载转速r/min 堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩3 Y132M1 6 4.0KW 1000 960 2.0 2.0 主要外形和安装尺寸见下表：2-2 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：13.91.105960wmnni65.23.1/13.93.1/2ii45.365.213.923iii传动系统各传动比为：1,45.3,65.2,143201iiii2-3 传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0 轴电动机轴min9600rnkwp33.30mNnpT?13.3396033.3955095500001 轴减速器中间

5、轴min9600101rinnkwpp297.399.033.3010113.9i65.22i45.33i计算及说明结果mNiTT?8.3299.0113.330101012 轴减速器中间轴min3.27845.3960312rinnkwpp2.397.0297.31212mNiTT?5.10697.097.045.38.32123123 轴减速器低速轴min02.10565.23.278223rinnkwpp104.397.02.32323mNiTT?8.27397.065.25.106232234 轴工作机min02.10534rnnkwpp04.39801.0104.33434mNiTT

6、?4.2689801.018.27334434轴号电动机减速器工作机0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速 r/min 960 960 278.3 105.02 105.02 功率 kw 333 3.297 3.2 3.104 3.04 转矩 N?m 33.13 32.8 106.5 273.8 268.4 联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比1 3.45 2.65 1 传动效率0.99 0.97 0.97 0.9801 第三章高速级齿轮设计已知条件为PI=3.297kW，小齿轮转速n1=960r/min，传动比i1=3.45 由电动机驱动，工作寿命10 年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。各参

7、数如左图所示计算及说明结果一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用直齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7 级精度（GB10095-88）3)材料选择：由机械设计第八版课本表10-1 可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.4524=82.8 取 Z2=83。3-1 按齿面强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即：d1t 2.32KTI?du1u（ZEH）231）确定公式的各计算数值（1）试选 Kt=1.3（

8、2）计 算 小齿 轮 传 递 的转 矩：T1=95.5 105PInI=95.5 105 3.297960N mm=3.28 104 Nmm 1）由表 10-7 选取齿宽系数?d=1。2）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。3）由图 10-21d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600M Pa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550M Pa。4）计算齿轮应力循环次数：N1=60nIjLh=60 960 1（1 8 365 10）=1.68192109N2=N1i1=1.681921093.45=4.88 1087）由图 10-19 取接触疲劳

9、强度寿命系数KHN1=0.88；KHN2=0.91 8）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得：NmmT411028.3H1=KHN1lim1S=0.88 600M Pa=528M Pa计算及说明结果H2=KHN2lim2S=0.91 550M Pa=500.5MPa2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。d1t2.32KT1?du 1u（ZEH）23=2.321.33.28 10414.463.46(189.8500.5)23mm 46.21mm 2）计算圆周速度 v。v=d1tN160 1000=3.14 46.21 96060

10、1000m/s=2.32m/s 3)计算齿宽 b。b=?dd1t=1 46.21mm=46.21mm 4)计算齿宽与齿高之比bh。模数mt=d1tz1=46.2124mm=1.93mm 齿高 h=2.25mt=2.25 1.93mm=4.34mm bh=46.214.34=10.65 5)计算载荷系数。根据 v=2.32m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV=1.20；直齿轮，KH=KF=1；由表 10-2 查得使用系数KA=1；由表 10-4 用插值法的 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417。由bh=10.65，KH=1.417 查图 10-13 得KF=1

11、.35；故载荷系数 K=KAKVKH KH=1 1.201 1.417=1.7004 6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1tKKt3=46.211.70041.33mm=50.4mm mmdt21.461smv32.2mmmt93.17004.1Kmmd4.501计算及说明结果7)计算模数 m。m=d1z1=50.424mm=2.1mm 3-2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m 2KTI?dz12(YFaYSaF)31)确定公式的各计算数值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳

12、强度极限FE2=380 MPa；2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85 5001.4M Pa=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.87 3801.4M Pa=236.14MPa4）计算载荷系数K=K=KAKVKFKF=1 1.20 1 1.35=1.62 5）查取齿形系数。由表10-5 查得YFa1=2.65，YFa2=2.206。6）查取应力校正系数。由表10-5 查得YSa1=1.58，YSa2=1.745。7）计算大、小齿轮的YF

13、aYSaF并加以比较。YFa1YSa1F1=2.651.58303.57=0.0138 YFa2YSa2F2=2.2061.745236.14=0.0163 因此，大齿轮的数值大。)设计计算m2 1.62 3.28 1041 2420.01633mm=1.44mm m=2.1mm K=1.62 计算及说明结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数1.44mm，并就近圆整为标准模数1.5，按接触强度算得的

14、分度圆直径d1=50.40mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=50.401.5=33.6 34 大齿轮齿数z2=3.45 34=117.3，取z2=118这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=34 1.5mm=51mm d2=z2m=118 1.5mm=177mm（2）计算中心距 a=d1+d22=51+1772mm=114mm（3）计算齿轮宽度 b=?dd1=1 51mm=51mm 取B2=51mm，B1=56mm。第四章低速级齿轮传动设计已知 条 件 为输 入 功率 P2=3.

15、2kW，小齿 轮转 速n2=278.3r/min，传动 比i=2.65 由电动机驱动，工作寿命10 年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）传动方案为直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（GB10095-88）.3）材料选择。由教材机械设计第八版，表10-1 选择小齿轮材料为40Gr（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。Z1=34 Z2=118 mmd511mmd1772114amm mmB561mmB512计算及说明结果4）选小齿轮齿数z=24，

16、z=2.65 24=63.6，取z2=64。4-1 按齿面强度设计设计公式为：d2t2.32KTII?du1u（ZEH）231)确定公式的各计算数值1）试选载荷系数：Kt=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩：T2=95.5105P2n2=95.5 1053.2278.3 Nmm=1.098105 Nmm 2）由表 10-7 选取齿宽系数?d=1。3）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。4）由图 10-21d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600M Pa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4=550M Pa。5）计算齿轮应力循环次数：N3=60n2j

17、Lh=60 278.3 1（1 8 365 10）=4.876108N4=N1i2=4.876 1082.65=1.84 1087）由图 10-19 取接触疲劳强度寿命系数KHN3=0.91；KHN4=0.921 8）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得：H3=KHN3lim3S=0.9 1 600M Pa=546M PaH4=KHN4lim4S=0.92 1 550M Pa=506.55MPa2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d2t，代入 H中较小的值。NmT5210098.1计算及说明结果d2t2.32KtT2?du1u(ZEH)23=2.321.

18、3 1.098 10513.652.65(189.8506.55)23mm 70.11mm 2)计算圆周速度 v。v=d2tn260 1000=3.14 70.11 278.360 1000m/s=1.02m/s 3)计算齿宽 b。b=?dd2t=1 70.11mm=70.11mm 4)计算齿宽与齿高之比bh。模数mt=d2tz3=70.1124mm=2.92mm 齿高 h=2.25mt=2.25 2.92mm=6.57mm bh=70.116.57=10.671 5)计算载荷系数。根据 v=1.02m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV=1.1；直齿轮，KH=KF=1；由表 1

19、0-2 查得使用系数KA=1；由表 10-4 用插值法的 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.420。由bh=10.671，KH=1.420 查图 10-13 得KF=1.38；故载荷系数 K=KAKVKH KH=1 1.1 1 1.420=1.562 6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d2=d2tKKt3=70.111.5621.33mm74.4mm 7)计算模数 m。m=d2z3=74.424mm=3.1mm mmdt11.702smv02.1mmmt92.2H=6.57mm 562.1Kmmd4.742mmm1.3计算及说明结果4-2 按齿根弯

20、曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m 2KT2?dz32(YFaYSaF)31）确定公式的各计算数值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380 MPa；2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.87，KFN4=0.89；3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F3=KFN3FE3S=0.87 5001.4M Pa=310.70MPaF4=KFN4FE4S=0.89 3801.4M Pa=241.57MPa4）计算载荷系数K=K=KAKVKFKF=1 1.1 1

21、1.38=1.518 5）查取齿形系数。由表10-5 查得YFa3=2.65，YFa4=2.256。6）查取应力校正系数。由表10-5 查得YSa3=1.58，YSa4=1.738。7）计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较。YFa3YSa3F3=2.65 1.58310.70=0.0135YFa4YSa4F4=2.256 1.738241.57=0.0162因此，大齿轮的数值大。2)设计计算m 21.518 1.098 1051 2420.01623mm=2.11mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的

22、承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数3mm，按接触强度算得的分度圆直径d2=70.11mm 518.1K计算及说明结果算出小齿轮齿数z3=d2m=70.113=23.37 24 大齿轮齿数z4=2.65 24=63.6，取z4=64这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3=z3m=24 3mm=72mm d4=z4m=64 3mm=192mm （1）计算中心距 a=d3+d42=72+1922mm=132mm（3）计算

23、齿轮宽度 b=?dd3=1 72mm=72mm 取B4=72mm，B3=77mm。第五章各轴设计方案5-1高速轴的的结构设计1)、求轴上的功率KWp297.31转速min/r9601n转矩min/N8.321T2)、计算作用在齿轮上的力：转矩：11611055.9nPT圆周力：NdTFt3.128610518.322231径向力：NFFtr17.46836397.03.128620tan3）、初步估算轴的直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS 查表取 A0=112 根据公式mmmmAd9.16960297.330计算轴的最小直径，并加大 3%以考虑键槽的影响。2

24、43Z644Zmmd723mmd1924mma132mmB773mmB724计算及说明结果4）、.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-1。1 2 3 4 5 6 7 图 3-2-1 输入轴轴段主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为1TKTAca，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取3.1AK，则：mNTKTAca64.428.323.11。根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为 TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径mmd201，因 此选 取轴 段 的 直 径 为mmd201。半 联

25、轴 器轮 毂总 长度mmL52，（J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为mmL381。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段 1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为120dmm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短32mm，轴段总长为mmL36。轴段 2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：mmd232。对于轴承端盖的宽度有e=1.2 6=7.2mm，取轴承端盖的宽度为41mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l2=71mm。轴段 3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6305 深沟球轴承

26、。宽度mmB17。所以轴段直径应为轴承圈直径mmd252；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。计算及说明结果轴段 4：取齿轮距箱体壁的距离a=11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体壁一定距离s,取s=10mm，已知滚动轴承宽度为B=17mm 第一个小齿轮轮毂宽度为77mm，在轴承左侧有一挡油盘，取其长度为30mm，则此段轴的长L4=77+10+11+10-6-30=72mmL3=B+s+a+(56-52)=42mm取其直径为d4=32mm轴段 5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07?，故 h 0.07 28=1.96，h=4mm，则轴环处直径d5=34mm。轴环宽

27、度b 1.4h，取L5=8mm。轴段 6：为安装齿轮部分mmd284，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为56mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度mmL524。轴段 7：为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为25mm，长度为 47mm。5-2 中间轴的结构设计1）、求 2 轴上的功率KWp2.32转速min/r3.2782n转矩min/N5.1062T2）、计算作用在齿轮上的力：转矩：22621055.9nPT圆周力：NdTFt4.1203101775.1062232径向力：NFFtr43836397.04.120320tan计算及说明结果3）、初

28、步估算轴的直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS 查表取 A0=112 根据公式mmmmAd3.253.2782.330计算轴的最小直径，并加大 3%以考虑键槽的影响，轴结构如图3-2-2 所示。1 2 3 4 5 图 3-2-2 中间轴4）、.轴的结构设计：（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。：该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。轴段 1 为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6306 深沟球轴承。宽度mmB17。所以轴段直径应为轴承圈直径mmd302；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段 2：为安装齿轮部分mmd362，齿轮的左

29、端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度mmL482。轴 段3:齿 轮 的 右 端 采 用 轴 肩 定 位，轴 肩 高 度 h 0.07?，故 h 0.07 35.5=2.485，取 h=4mm，则 轴 环 处 直 径 d3=43mm。轴 环 宽 度 b 1.4h，取L3=12mm。轴段 4：为安装齿轮部分mmd364，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为77mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度mmL734。轴段为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承圈

30、直径mmd305；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度mmL455计算及说明结果5-3 低速轴的结构设计1）、求轴上的功率KWp104.33转速min/r02.1053n转矩min/N8.2733T2）、计算作用在齿轮上的力：转矩：33631055.9nPT圆周力：NdTFt9.4591101928.2732233径向力：NFFtr3.167136397.09.459120tan3）、初步估算轴的直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS 查表取 A0=112 根据公式mmmmAd63.3402.105104.330min计算轴的最小直径，并加大 3%以考虑键槽的

31、影响。4）、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-3。7 6 54 3 2 1 图 3-2-3 输出轴选择联轴器。联轴器的计算转矩为3TKTAca，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取3.1AK，则：mNTKTAca94.3558.2733.13。计算及说明结果根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为 HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径mmd401，因此选取轴段的直径为mmd406。半联轴器轮毂总长度mmL112，（J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为mmL841。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承

32、型号为6309 深沟球轴承。宽度mmB25。所以轴段直径应为轴承圈直径mmd451；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm，则轴段的长度为mmL551轴段 2：为安装齿轮部分mmd504，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为72mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度mmL694。轴 段 ：齿 轮 的 左 端 采 用 轴 肩 定 位，轴 肩 高 度 h 0.07?，故 h 0.07 50=3.56，取 h=4mm，则轴环处直径d3=58mm。轴环宽度b1.4h，取L3=10mm。轴段 4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定

33、的高度其直径确定为：mmd502。长度为综合计算后得到的mmL504段:为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承圈直径mmd455；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为mmL505轴段：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：mmd436。轴承端盖的宽度为35.4mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l6=65.4mm。轴段:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为mmd407。为保证定位要求，半联轴器左端用一套筒定位，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短32mm，轴段总长为mmL827。第六章轴的强度校核6-1 高速轴的校核根据

34、轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力1d51mm计算及说明结果而：圆周力NdTFt3.128610518.3222311径向力NFFtr17.46820tan3.1286tan在垂直面上：F=0，FR=FNV1+FNV2020457,02NVrFFM解得：FNV1=417.41N FNV2=161.85NmmNMv37.237925741.417在水平面上：020457,0,0221NHtNHNHtFFMFFFF解得FNH1=1130.2N FNH2=360NmmNMH2.54001572.1130危险截面在安装齿轮处d=25m

35、m3332150322514.332mmdWmmNMMMVH694212379274.653682222MPaMPaWTMca6070.341212所以轴安全。弯矩图如图3-2-4 计算及说明结果6-2中间轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在大齿轮上的力圆周力NdTFt4.1203101775.106223121径向力NFFtr43820tan4.1203tan1作用在小齿轮上的力圆周力NdTFt33.295810725.106223122径向力NFFtr7.107620tan33.2958tan2在垂直面上：F=0，FR1+

36、FR2=FNV1+FNV2=438+1076.7=1514.7N020613558,0221NVrrFFFM解得：FNV1=862.46N FNV2=1034.75NmmNMV68.500225846.8621mmNMH82.96735879.1661mmNMMMVH5.5094921211在水平面上013520658,0,02212211tHtNHtNHtFFFMFFFFF计算及说明结果解得：FNH1=166.79N FNH2=1979.68NmmNMv25.734677175.10342mmNMH28.1405577168.19792mmNMMMVH45.15859922222331.03

37、2ddWMPaMPaMpaWTMca6073.215.351.01379806.05.5094913222221MPaMPaMpaWTMca6099.395.351.01379806.045.15859913222222所以轴安全。6-3 低速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力1d227.5mm而圆周力NdTFt1.2852101928.27322313径向力NFFtr103720tan1.2852tan在垂直面上：F=0，Fr=FNV1+FNV20212138,02NVrFFM解得：FNV1=450.08N FN

38、V2=839.35NmmNMv04.6211113808.450在水平面上：0212138,0,0221NHtNHNHtFFMFFFF解得FNH1=1236.6N FNH2=2306.08NmmNMH8.1706501386.1236危险截面在安装齿轮处d=50mm计算及说明结果331250032mmdWmmNMMMVH8.18160104.621118.1706502222MPaMPaMpaWTMca6019.24125004029806.08.181601122232所以轴安全。弯矩图如图3-2-6计算及说明结果第七章滚动轴承选择和寿命计算1）.高速轴上轴承采用6305 型深沟球轴承，主要

39、承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.径 d=25mm 外径 D=62mm 宽度 B=17mm校核轴轴承是否满足工作要求1）求轴承径向支反力1rF、2rF（a）垂直平面支反力1vF、2vFNFV41.4171NFV85.1612（b）水平面支反力1HF、2HFNFH82.11461NFH68.4442（c）合成支反力1rF、2rFNFFFHVr42.122082.114641.4172221211NFFFHVr22.47368.44485.1612222222（5）计算轴承的当量载荷1rP、2rP查表 13-5 有：0,111YX取1.1Pf得：NNFfFYFXfPrpar

40、Pr46.134242.12201.1)(111111计算及说明结果查表 13-5 有：0,122YX，取1.1Pf，得：NFfPrPr542.5202221rrPP因此轴承 1 危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承3，查表 13-7 取温度系数tf 1 ，计算轴承工作寿命：6310()60rhCLnPh95.36513)46.134217200(960601036满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：6305 2）.中间轴上轴承采用6306 型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.径 d=30mm 外

41、径 D=72mm 宽度 B=19mm校核轴轴承是否满足工作要求（1）求轴承径向支反力1rF、2rF（a）垂直平面支反力1vF、2vFNFV46.8621NFV75.10342计算及说明结果（b）水平面支反力1HF、2HFNFH79.1661NFH68.19792（c）合成支反力1rF、2rFNFFFHVr44.87879.16646.8622221211NFFFHVr79.223368.197975.10342222222（5）计算轴承的当量载荷1rP、2rP查表 13-5 有：0,111YX取1.1Pf得：NFfFYFXfPrparPr28.96644.8781.1)(111111查表 13

42、-5 有：0,122YX，取1.1Pf，得：NFfPrPr169.24572212rrPP因此轴承 2 危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承3，查表 13-7取温度系数tf 1 ，计算轴承工作寿命：2）低速轴上轴承采用 6309 型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.径 d=45mm 外径 D=100mm 宽度 B=25mm校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图如图3-3-3。计算及说明结果（2）求轴承径向支反力1rF、2rF（a）垂直平面支反力1vF、2vFNFV08.4501NFV35.839

43、2（b）水平面支反力1HF、2HFNFH6.12361NFH08.23062（c）合成支反力1rF、2rFNFFFHVr96.13156.123608.4502221211NFFFHVr08.245408.230635.8392222222（5）计算轴承的当量载荷1rP、2rP查表 13-5 有：0,111YX取1.1Pf得：NFfFYFXfPrparPr56.144796.13151.1)(111111查表 13-5 有：0,122YX，取1.1Pf，得：计算及说明结果NFfPrPr49.26992212rrPP因此轴承 2 危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大

44、的轴承计算，对于球轴承3，查表 13-7 取温度系数tf 1 ，计算轴承工作寿命：6310()60rhCLnPh08.665224)49.269940800(5.86601036满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：6309 第八章键连接选择和校核8-1 高速轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径mmdmmd28;2021,查表 13-20 得（联轴器）键 1：6611hb（小齿轮）键 2：7822hb2键的校核键长度小于轮毂长度mmmm105且键长不宜超过d8.16.1，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长；键1：mmL321；键 2：mmL402查表 6-2

45、得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：MPaP120100，则：键 1：1.4226203108.3221023111311PPMpaMPadlKT计算及说明结果键 2：9.2028325.3108.3221023222312PPMpaMPadlKT所以所选用的平键强度足够取键标记为：键 1：632 GB1096-79 键 2：840 GB1096-79 8-2 中间轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径mmdmmd36;3621,查表 13-20 得（大齿轮）键 1：81011hb（小齿轮）键 2：81022hb2键的校核键长度小于轮毂长度mmmm105且键长不宜

46、超过d8.16.1，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。键1：mmL401；键 2：mmL632查表 6-2 得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：MPaP120100，则：键 1：31.4936304105.10621023111321PPMpaMPadlKT键 2：91.2736534105.10621023222312PPMpaMPadlKT所以所选用的平键强度足够取键标记为：键 1：1040 GB1096-79 键 2：1063 GB1096-79计算及说明结果8-3 低速轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径mmdmmd40;5021,查表 13-

47、20 得：（大齿轮）键 1：91411hb（联轴器）键 2：81222hb2键的校核键长度小于轮毂长度mmmm105且键长不宜超过d8.16.1，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。键 1：mmL631；键 2：mmL702查表 6-2 得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：MPaP120100，则：键 1：7.4950495.4108.27321023111331PPMpaMPadlKT键 2：5940584108.27321023222332PPMpaMPadlKT所以所选用的平键强度足够取键标记为：键 1：1463 GB1096-79 键 2：1270 GB1096-79

48、第九章联轴器的选择和计算高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩为1TKTAca，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取3.1AK，则：mNTKTAca64.428.323.11。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径mmd201。半联轴器轮毂总长度mmL52，（J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为mmL381。计算及说明结果低速轴上选择联轴器,联轴器的计算转矩为3TKTAca，则：mNTKTAca94.3558.2733.13。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径mmd401。半联轴器轮毂总长度mmL112，（J 型轴孔），与轴

49、配合的轮毂孔长度为mmL841。第十章润滑和密封形式的选择10-1传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度smv12，并且传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体选用SH0357-92中的 50 号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。2滚动轴承的润滑轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的2131，采用稠度较小润滑脂。二、减速器密封为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。1.轴外伸端密封毛毡圈油封。2.轴承靠箱体侧的密封挡油环3.箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要指在箱体剖分面

50、、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于150 200mm。计算及说明结果第十一章箱体及附件的结构设计和选择箱座壁厚：20.02538amm，而，0.025151.25+3=6.78所以，取=10mm。箱盖壁厚：120.02538amm，所以，取mm10。箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：b=12mm,b1=12mm,b2=20mm.箱座、箱盖的加强肋厚：5.885.01m。地脚螺钉的直径：fd=20