二级减速器设计说明书

枣 庄 学 院 机械设计课程设计计算说明书 题 目 用于带式运输机的展开式 二级直齿圆柱齿轮减速器 院 别 机 电 工 程 学 院 专业班级 设 计 人 学 号 原始数据 (数据编号 A3 ) 指导教师 成 绩 目 录 一、传动装置的总体设计 ................................... 3 1.讨论传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ........................................ 3 2.选定电动机 .......................................... 4 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 .................. 6 4.传动装置的运动和动力参数 ............................ 6 二、传动零件的设计计算 ................................... 6 1.带传动的设计计算 .................................... 6 2.齿轮传动的计算 ...................................... 8 三、轴键及轴承的设计计算 ................................ 14 四、联轴器的选择 ........................................ 28 五、润滑方式的确定 ...................................... 28 六、减速器箱体设计和附件设计 ............................ 28 七、参考文献............................................. 30 2 一、传动装置的总体设计 1.讨论传动方案 1， 组成,传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2， 特点,齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。 3， 确定传动方案,考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 4， 工作条件,连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产,单班制工作,运输带速度允许误差为?5%。在中小型机械厂小批量生产。 5，已知条件,运输带卷筒直径380mm,运输带工作速度1.3m/s,运输机工作轴转矩900N.m 其传动方案如下, ? ? F ν ? ? ? ?,电动机 ?,V带传动 ?,二级直齿圆 柱齿轮减速器 ?,联轴器 ?,卷筒 ? ?,运输带 3 2.选定电动机 ,1， 选择电动机的类型和结构型式 根据经济性、使用要求、工作条件等选择,选Y系列三相 异步电动机。 (2)选择电动机的额定功率 查机械基础课程设计课本P97表9-15, ,,带传动效率,0.96 1 ,,每对轴承传动效率,0.99 2 ,,圆柱齿轮的传动效率,0.97 3 ,,联轴器的传动效率,0.99 4 ,—卷筒的传动效率,0.96 5 说明, ,,电机至工作机之间的传动装置的总效率, 总 42,,,=,...,.=0.825 ,3514总2 FV=(900×1.3)/190=6.16kw ,=7.46kw P,P/,P,工工电总1000 P查机械基础课程设计课本P202表17-1,=7.5kw 额定 ,3，确定电机转速,取V带传动比i=23, ,n =(1000×60×1.3)/(×380)=65.37r/min 卷筒 二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速 的可选范围是, nni=.=65.37(23)(840)=1045.97844.45r/,,电机总卷筒 min 符合这一范围的转速有,1500、3000 4 根据电动机所需功率和转速查机械基础课程设计课本第202页表17-1有3种适用的电动机型号,因此有3种传动比方案如 方案 电动机型号 额定功率 同步转速 额定转速 下, r/min r/min 1 Y132M-4 7.5KW 1500 1440 2 Y132S2-2 7.5KW 3000 2920 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、和带传动、减速器的传动比,可见第1种方案比较合适,因此选用电动机型号为Y132M-4,其主要参数如下, 额满载同步A D E F G H L AB 定转速 转速 功 率 kW 7.5 1440 1500 216 38 80 10 33 132 515 280 5 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 n i=/n=1440/65.37=22.03 满总卷筒 i 分配传动比,取=3,则×=22.03/3=7.34 ii带带总 ii,121.31.5，，ii12,1.3取经计算=3.21,=2.28 ii12 i带i1i2注,为带轮传动比,为高速级传动比,为低速级传动比。 4.传动装置的运动和动力参数: 计算各轴的转速、功率、转矩并列表备用。 ,1，各轴功率,输入功率， p工p,p,,,pp,p,,,, ，=7.46×0.96=7.16kw， 电121电带齿滚,总 p,p,,,,=7.16×0.96×0.99=6.81kw，=6.81×0.96×32齿滚0.99=6.46kw ,2，各轴转速 小带轮的转速为电机的满载转速。 nn满1n,n,1 =1440/3=480r/min=488/3.31=149.5r/min ，2ii带1 n2n,=149.5/2.28=65.5r/min 。 3i2 ,3，各轴转矩 T=9550×Pn=9550×7.16/480=142.5N.m 11/1 T=9550×P/n=9550×6.81/149.5=435N.m222 T=9550×P/n=9550×6.46/65.5=941.8N.m 333 二、传动零件的设计计算 1(带传动的设计计算 6 计算项目 计算内容 计算结果 1.确定计算功率 查课本P156表8-7得K=1.1,P=K.P AAca电 8.206kw n根据计算功率和小带轮转速 满2选择V带的带型 选择A型V带 3确定带轮的基准 dd1,d根据V带带型，确定小带轮基准直径，应使 。 (d)d1dmin直径并验算带速 d=125mm d1 nd验算带速，=()/(1000×60)=9.42m/s,符合要v,d11满 =375mm dd2 idd带d2d1求。大带轮基准直径=.，查课本p157表8-8. ,,adad初定中心距,0.7,+，2,+， dd00d1d1d2d2 a=725mm 0 L计算相应的带长,do4确定中心距a，L=2256mm do和V带基准长度2LaddaL,2+(+)/2+(-)/4,查表得 ,dd00ddod1d1d2d2L L=2200mm dd aLL实际中心距a,+,-，/2 0ddo a=697mm 中心距的变化范围为664—763mm。 0,=159 1 000,d,,180-(-)57.3/a120 dd11d2 5验算小带轮包角 r计算单根V带额定功率P,查课本P152表8-4 P=2.08kw r 00,得。P=1.9kw。表8-5,P=0.17kw。表8-66确定带的根数z ,L得K=0.95,表8-2得K=1.06,于是P=r z=4 ,,P+P，.K,.K 00L Pz=/P car 2 P(F)=500(2.5-K)/(K.z.v)+qv ,,0camin117计算单根V带的F=266.9N 0初拉力最小值由表8—3得A型带的单位长度质量 (F) 0min q=0.105kg/m。 7 8计算压轴力F p F=1784N p F=2zFsin(/2) ,p01 9主要设计结论 选用A型普通V带4根，带基准长度2200mm。带轮基准直径 ,325=125mm,mm,中心距控制在a=664~763mm,单根带初拉ddd2d2 力=142N F0 2.齿轮传动的计算 ,1，高速级传动比: 计算项目 计算内容 计算结果 1选定齿轮类型、 按所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 精度等级、材料 运输机为一般工作机器，速度不高，查表10—6，故用7级精 及齿数 度 材料选择。由课本P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调z=77 2 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。选小齿轮齿数iz=24，大齿轮齿数z=121 2按齿面接触强 ×z=77.04 1度设计 21/3,d[2(T/,)*(u，1)/u*(ZZZ/[,])]公式，选1tdEH,H1KtH 择载荷系数=1.3，T=142500N.mm,由课本P2061KHt ,d表10-7选齿宽系数=1，由表查得弹性系数 1/2ZE=189.8MPa,计算接触疲劳强度重合度系数, Z, ,1.711 ,, 4,,, ,,0.873 Z,3 8 查小齿轮接触疲劳强度极限=750MPa，大齿轮接触疲劳强度,Hlim1 K=1.636 3计算圆周速度 极限=550MPa， ,Hlim2v 计算应力循环系数: 8=60j=60*480*1*(8*300*10)=6.9 ，NnL1011h4计算齿宽b 8N1 ,,2.15，10N[,]2H,=772.5.M15计算载荷系数 Pa K由P208图10-23取接触疲劳寿命系数K=1.03，=1.1 HN2HN1=605MPa [,]H2 [,]d=61.07mm H计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式(10-12)得，= 1t1 KK/S=772.5Mpa =./S=605Mpa ,[,],HN2HN1Hlim1H2Hlim2 m=2.54mm [,]Hd计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 1t6按实际载荷系 数所得分度圆直 21/3,d [2KT.(,，1),(ZZZ,/[,])/(,.,)]1tHEHHdt1径 v=1.53m/s 7计算模数m b=61.07mm v= ,dn/(1000，60)1t1 8按齿根弯曲强 ,db=. d1t度设计 . K根据v=1.53m/s，7级精度由图10-8查得动载荷系数=1.05，直K=1.9 vH KK齿轮，由表10-3得==1，由表10-2查使用系数K=1，H,F,A KK表10-4查，插值法得=1.314 =1.35，故载荷系数H,F, KKKKK= ,69.305mmH,vH,AHd1 m=2.887mm 1/3dd=(K/K) 1t1HHt 9 m=/ dz11 21/3公式m,{[2KT(YY/[,])]/(,Z)},由图10-24c查得小FaSaFd11 齿轮弯曲疲劳极限=690MPa，大齿轮弯曲疲劳极限,FE19几何尺寸计算 =640MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.87，K,FN1FE2 =0.9，计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4，得KFN2 =/S =428Mpa =/S=411Mpa KK,,[,][,]FN1FN2FE1F1F2FE2 KKK载荷系数K=，KF,vF,AF =1.35 KF , ,1.05,1.1，,1.17由b/h,5.42,得KKKVF,F, 试选=1.35 KFt YY查齿形系数=2.65，=2.226 Fa1Fa2 YY查应力校正系数，=1.58，=1.764，计算大小齿轮的 Sa1Sa2 YY/[,]=428.7MPa [,]FaSaFF1 YYYY/=0.0097，/=0.0095.圆整为 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 值[,][,]=411.4MPa [,]Fa1Sa1Fa2Sa2F1F2F2 m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d=69.305mm，算出小齿1 轮齿数z=d/m z,34 111 ziz大齿轮齿数=× 211 z=109 2 dz计算分度圆直径=m， d,mz1122 d=68mm 1 dd计算中心距a=(+)/2 12 d=218mm 2 ,d计算齿宽 b=. d1a=143mm 10 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一B=68mm 般将小齿轮略为加宽(5—10)mm，即取=75mm, 而使大齿轮,1 =75mm ,1 的齿宽等于设计齿宽，即==68mm. bb2 =68mm b2 ,2，低速级传动比: 计算项目 计算内容 计算结果 11 1选定齿轮类型、按所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 精度等级、材料及 运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度 齿数 材料选择。由课本P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度=55 z4 为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬 zz度差为40HBS。选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=× zi3342 2按齿面接触强度 设计 21/3,d公式，选择载荷系[2KT.(,，1),(ZZZ,/[,])/(,.,)]3tHEHHdt1 数K=1.3，T=435000N.mm,由课本P206表10-7t2 ,1/2ZdE选齿宽系数=1，由表查得弹性系数=189.8MPa， ,1.711计算接触疲劳强度重合度系数, ,Z,, 4,,, ,,0.873Z,3 查小齿轮接触疲劳强度极限,=750MPa，大齿轮接触疲劳强度极限Hlim3 K=550MPa，由P207取接触疲劳寿命系数K=0.90，=0.95. ,HN3HN4Hlim4 [,]H计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式(10-12)得，= 3 [,]H=675MPa 3 dK,/S =K./S计算小齿轮分度圆直径，[,],HN33tHlim3HN4H4Hlim4 =522.5MPa [,]H4 [,] H代入中较小值 21/3,d[2KT.(,，1),(ZZZ,/[,])/(,.,)] 3tHEHHdt1 d=100.75mm 3t 3计算圆周速度v ,dn/(1000，60)v= 3t24计算齿宽b 12 v=0.789m/s ,db=. d3t5计算载荷系数 b=100.75mm K根据v=0.789m/s，7级精度由图10-8查得动载荷系数=1.05，直齿轮，v KK==1，由表10-2查使用系数=1，表10-4查，插值法得KH,F,A K=1.76 KKK=1.324 =1.27，故载荷系数K=KK KH,F,H,vH,A6按实际载荷系数 所得分度圆直径 7计算模数m 1/3dd=(K/K) 33tt d=111.5mm 3 8按齿根弯曲强度 dzm=/ 33设计 m=4.6mm 21/3,{[2KT(YY/[,])]/(,Z)}公式m,由图10-20c查得小齿轮弯FaSaFd23 ,曲疲劳极限=690MPa，大齿轮弯曲疲劳极限=640MPa。由图,FE3FE4 KK10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.9，计算弯曲疲劳许用FN3FN4 ,[,]KK应力，取安全系数S=1.4，得=/S =/S ,[,]=428.7MPa [,]FE3F3FN3FN4F4FE4F1 KKKYY载荷系数K=K，查齿形系数=2.65，=2.226 =411.4MPa [,]F,vF,Fa3Fa4AF2 YY查应力校正系数，=1.58，=1.764，计算大小齿轮的YY/[,], Sa3Sa4FaSaF YYYY[,]/=0.0097，/ =0.0954,取大值代入.圆整为标[,]Sa2Fa3Sa3Fa3F3F4 K=1.35 d准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=91.36mm，算出小齿3 zdzzi轮齿数=/m=36.5 大齿轮齿数=×=83.3 33342, m2.49mm 9几何尺寸计算 13 计算分度圆直径d=mz， z=36 d,mz33344 计算中心距a=(d+)/2 d=83 z344 ,d计算齿宽 b=. d3 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小d=90mm 3 齿轮略为加宽(5—10)mm，即取=95mm, 而使大齿轮的齿宽等于设,3 =207.5mm d4 计齿宽，即==90mm. bb4a=148.75mm b=90mm =95mm b3 =90mm b4 三、轴、键及轴承的设计计算 计算项目 计算内容 计算结果 14 材料,选用45号钢调质处理,C=106。 d=26.09mm min 1/3,装小带轮的电动机轴径d,38mm, dC(P/n),min11 又因为高速轴第一段轴径装配大带轮,且d1,36mm d1,，0.81.238d1,36所以查手册取mm。，， =60mm L1 L=1.75d-3 11 d2,40 mm因为大带轮要靠轴肩定位,且还要配 d2,40mm d2,40 合密封圈,所以查手册取mm,L=58mm。 2 L=58mm 2 dd32, 段装配轴承且,所以查手册62页表6-1d3 d3,45mm d3,45 取。选用6009轴承。 L=28mm 3 L=B++2=16+10+2=28mm ,33 d4,50d4,50 段主要是定位轴承,取mm。L根据箱体mm d44 内壁线确定后在确定。 装配齿轮段直径,判断是不是作成齿轮轴, d5 dd, f4 2.5etm,,,查手册51页表4-1得,tmm,3.3 112 得,e=5.9,6.25。 dd63,,45段装配轴承所以 mm L= L=28mm。 d663 dd63,,45 mm L= L=28mm 63 F,2T/d作用在齿轮上的圆周力为, t11 0F=4191.1N FF径向力为=tg20 ttr 15 F=667N 作用在轴1带轮上的外力,=1525.5N F pr ll =73mm,=211mm,=96mm l123 求垂直面的支反力, F=1133N F,lF/(l，l) 1V1V2r12 F=-F F=392N F 2V1V2Vr 求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图, =F Ml 2Vav22 =82.7Nm Mav2=lF M av111V M=82.7Nm 求水平面的支承力, av1 由得: FllFl()，, 1122Ht F,lF/(l，l) 1H2t12 F1H=3113.8N F,F,F3轴承寿命2Ht1H F2H=1077.3N 校核, 求并绘制水平面弯矩图, Fl1H1M=227.3Nm M= aH1aH1 Fl2H2M=227.3Nm M= aH2aH2 求F在支点产生的反力, ，lF=/,， F=554.2N F 3P1Fll1F23 =+F =2338.2N FFF P2F1F2F =171.3NM 求并绘制F力产生的弯矩图, 2F l M=F .m 3P2F '' =l F =40.4Nm MMaFaF11F M=40.4Nm F在a处产生的弯矩, aF 16 = MlF aF11F 求合成弯矩图, '22考虑最不利的情况,把M与直接MM， aFavaH M=282.2Nm 相加。 a '221/2MM=M+(+) =282.2Nm MM aaaFav1aH1 '221/2'M=+(+) MMM aFaaH2av2 求危险截面当量弯矩, 从图可见,m-m处截面最危险,其当量弯矩为, M=294.8Nm ,,0.6 ,取折合系数， , 221/2MM=[+()] ,T ,a1 计算危险截面处轴的直径, #因为材料选择调质,查,得许用,,650MPa454弯矩及轴 B ,,60MPa弯曲应力,则, ,,,的受力 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 d36.6mm ,1b 1/3,M[,]d[/(0.1)] 图 ,,1b 因为,所以该轴是安全的。 dddmmd,,,,50 54a 6Cf10, t轴承寿命可由式进行校核,由于,Lh()h60nPfP PF,轴承主要承受径向载荷的作用,所以,查r ,,3ff,,1,1.2,课本259页表16-9,10取取 tp F=3867.7N r1 按最不利考虑,则有, =3484.6N F r2221/2F1HFF= (+)+F 1Vr11F 17 221/2F2H=65199h L=(+)+ FFF h2Vr22F 6,f则=[10(C/(P))]/(60n) 因此所该轴Lf pht 承符合要求。 轴1 根据d=36mm,T=142.5N.m,确定V带轮选铸11 18 铁HT200,查表,由于在范围内,故d,363038 1 d轴段上采用键,, bh，108， 1 5键的设计采用A型普通键.键校核,L=1.75d-3=60综合 11 l,b,5060考虑取=50,查表表10-10,所选键,,与校核: 为, bhl，，，，:10850 材料,选用45号钢调质处理。查取C=106。 1/3,根据式得,C,p/，=37.8mm nd 22min 段要装配轴承,所以查手册第9页表1-16取 d1 d1,40,查手册62页表6-1选用6208轴承, 中间轴 ,,,,,2L=B+++=18+10+10+2=40mm。 23 ,31的设计: ,, dd21,d2,45d1,40装配低速级小齿轮,且取,mm d2 ,,,,L=93mm,因为要比齿轮孔长度少。 231各轴段直L21=40mm ,, d3,60d2,45径的确定 段主要是定位高速级大齿轮,所以取,mmd3 ,4L==10。 L=93mm32 d4,45d3,60装配高速级大齿轮,取 mmd4 L=62.5-2.5=60mm。 L43=10mm d4,45段要装配轴承,所以查手册第9页表1-16mmd5 d取=40mm,查手册62页表6-1选用6208轴承,L=60mm4 5 ,,,,,2dL=B+++3+=18+10+10+2=43。 =40mm 23,3,, 55 L=43mm 5 19 作用在2、3齿轮上的圆周力, ll=74mm,=117mm,=94mm l123 F=2T/d 2校核该 t222 F= 2T/d F=4414N 轴, t33t22 F=7161N 径向力, t3 0=Ftg20 F t2r2 0F=Ftg20 =1606N F r3t3r2 F=2606N 求垂直面的支反力: r3FlFl=[(+)-]/(++) lllF 1V3r33212r2 FFFF=+- =269.4N F 2Vr31V1Vr2 F=1269.4N 计算垂直弯矩, 2V FM= l 1Vavm1 FMM=-[(l+l)-l] =19.9Nm F 1Vavnavm122r2 M=136.4N 求水平面的支承力, avn FlFll =[+(l+)]/(l+l+) F m t33t2332121H FF=+- FF t2t32H1H =5629.8N F 计算、绘制水平面弯矩图, 1HM=l F=5945.2F aHm11H2H FMlll =-[F(+)+] N t3aHn1222H M=363.1Nm 求合成弯矩图,按最不利情况考虑, aHm 20 221/2=309.2Nm M=(+) MMM aHnamavmaHm 221/2=(+) MMM anavnaHn 求危险截面当量弯矩, M=363.6Nm 从图可见,m-m,n-n处截面最危险,其当量am M=337.9Nm 弯矩为,,取折合系数,,0.6， an 221/2,M=[M+()] T ,an2 '221/2,M,[M+()] T am2e 计算危险截面处轴的直径, 1/3,MM n-n截面:d[/(0.1[,])] =426.9N. ,,,1b m '1/3M, m-m截面:d[/(0.1[,])] ,,1b'M,447.5N.m e 由于,所以该轴是安全的。 ddmmd,,,445 2 6Cf10, t轴承寿命可由式进行校核,由于,Lh()h60nPf,d41.4mm P PF,轴承主要承受径向载荷的作用,所以,查 r ,,3ff,,1,1.1,表16-9,10取取 tp 3轴承寿命221/2F1HF= (+) F=4911.7N F1Vr1r1校核, 221/2F2HF=(+) F=5494N F2Vr2r2 6,fLf则=[10(C/P))]/(60n),因此所该 pht L=23400h 轴承符合要求。 h 21 4弯矩及轴 的受力分析 图 已知==45mm=435N.m由于ddTd,(44~50)2422 bh，，:149所以取 因为齿轮材料为45钢。查表10-10得 ,b,100120,L=93-18=75取键长为75mm. ,, 另一个取键长为48mm l所以所选键为: b×h×:14×9×75 b×h l×:14×9×48 22 5键的设计 因为轴主要承受转矩作用,所以按扭转强度计 与校核, 算,由式得, 1/3=C()考虑到该轴段上开有键p/nd331 槽,因此取 0/=48.3(1+5)=51.4mm查手册9页表d01 1-16圆整成标准值 ?为使联轴器轴向定位,在外伸端设置轴 肩,则第二段轴径。查手册85页表dmm,702 7-2,此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值,因 =52mm d从动轴1 此取。 dmm,702 的设计, ?设计轴段,为使轴承装拆方便,查手册d3 1确定各轴 62页,表6-1,取,采用挡油环给轴承定位。 段直径 DBd,,,130,25,84选轴承6215:。 ,,a d?设计轴段,考虑到挡油环轴向定位. 4 d?设计另一端轴颈,取ddmm,,75,轴承773 dmm,70 2 由挡油环定位,挡油环另一端靠齿轮齿根处 定位。 ddd,? 轮装拆方便,设计轴头,取,查667 d,75mm 3 dmm,80手册9页表1-16取。 6 d?设计轴环及宽度b 5 d=80mm 4 使齿轮轴向定位,故取 23 ddmm,,75取 dmm,100ddhmm,，,，，，，,2802(0.07803)97.273 556 bhmm,,，，，,1.41.4(0.07803)12 dmm,806 l有联轴器的尺寸决定. lLmm,,10711 ,mm其lB33,，,，,2338lmeL,，，，,550，，2 它各轴段长度由结构决定。 dmm,1005 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯 ll矩。=97.5mm,=204.5mm,=116mm l123 作用在齿轮上的圆周力, FT =2/ d t34 0F径向力,=tg20 F tr 2确定各轴求垂直面的支反力, llFF=/(+) =6898.8N Fl段长度 221Vtr1 FF=F- =2510N F 2V1Vrr F=1699N 计算垂直弯矩, 1V lMFF= =810N 3校核该av2V2V2 'FM =l =165.5Nm M轴, av1Vav1 '求水平面的支承力: =165.5Nm Mav llF=/(l+) F=4671N F 2t211H1H FF=-F =2227N F t2H1H2H M=455.4NM 计算、绘制水平面弯矩图。 aH 'Ml=F =455.4NM MaHaH11H 24 'l= F M2aH2H =1707N F 求F在支点产生的反力 1F l=Fl/(+) lF=6151N F 2311F2F=+F FF 2F1F =515.5N.m M 求F力产生的弯矩图: 2F =Fl =166.6N.m MM 3mF2F = MlF mF11F =166.6N.m M F在a处产生的弯矩, mF M= lF mF11F 求合成弯矩图。 22考虑最不利的情况,把M与直接MM， mFavaH M=600.6N.m 相加。 am 221/2MM=M+(+M) amavaHmF 求危险截面当量弯矩。 从图可见,m-m处截面最危险,其当量弯矩 ,,0.6 为,,取折合系数， M=785.2N.m ,221/2,MMT=[+()] ,am3 计算危险截面处轴的直径。 # 因为材料选择调质,查表14-1得45 ,,650MPa,表14-3得许用弯曲应力 B d=53.3mm ,,60MPa,则, ,, ,1b 1/3,M[,]d[/(0.1)] =50.7mm ,,1b 25 考虑到键槽的影响,d=1.05×50.7,因为 ,所以该轴是安全的。 dmmd,,80 5 6Cf10, t轴承寿命可由式进行校核,由,Lh() h60nPfP 于轴承主要承受径向载荷的作用,所以,PF,r ,,3取ff,,1,1.2,取 tp P=6157.8N 按最不利考虑,则有, 221/2=(F+)+ L=16569h PF,FF1Vhr1H1F 6,f则L=[10(Cf/(P))]/(60n), pht 该轴承寿命为年,所以轴上的轴承是适合要 求的。 4轴承寿命 校核, 5弯矩及轴 的受力分析 图: 26 6键的设计 与校核 因为d=47mm,装联轴器表10-9选键为1 ,b,100120bh，，:1811,表10-10得 ,, 因为L=107初选键长为100,所以所选键1 bhl，，，，:1811100为: d6,80bh，，:2214mm,装齿轮查表10-9选键为 ,b,100120表10-10得 ,, 因为=88mm初选键长为70mm,所以所选键L4 bhl为:××,22×14×70. 27 四.联轴器的选择, 计算联轴器所需的转矩, 查表17-1取 TKTCA,KA,1.5==1411.7N.m查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹TTKc3A 性柱销联轴器。 五(润滑方式的确定: 因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小 5(1.5~2)10./min，mmr于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度。 六、减速器箱体设计和附件设计 名称 符计算公式 结果 号 ,,,0.025a，3,8 箱座厚度 10 ,,,0.02a，3,8箱盖厚度 9 11 b b,1.5,箱盖凸缘厚12 111 度 b,1.5, b箱座凸缘厚15 度 b b,2.5,箱座底凸缘25 22 28 厚度 d d,0.036a，12ff地脚螺钉直M24 径 n 地脚螺钉数查手册 6 目 d,0.72d d1f轴承旁联结M12 1 螺栓直径 d=,0.5 0.6，d盖与座联结M10 22 d f螺栓直径 d dd=,0.40.5， 轴承端盖螺 3f3 钉直径 10 dd=,0.30.4， d视孔盖螺钉8 4f4 直径 d=,0.70.8， d定位销直径 8 d2 C d,d,d至查手册表11—2 34 1f12 外箱壁的距22 离 18 C d,d至凸缘查手册表11—2 28 2f2 边缘距离 16 l =C+C+,510， l外箱壁至轴50 1112 承端面距离 29 ,>1.2 ,,大齿轮顶圆15 11 与内箱壁距 离 ,> ,,齿轮端面与10 22 内箱壁距离 m,mm,0.85,,m,0.85,箱盖,箱座9 111 肋厚 8.5 D+,55.5，轴承端盖外D,D120,1轴， 22 d 径 125,2轴， 3 150,3轴， S S,D轴承旁联结120,1轴， 2 螺栓距离 125,2轴， 150,3轴， 七(参考文献 《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽,北京科技大学 罗圣国主编。 《机械设计课程设计指导书》,第二版，——罗圣国,李平林等主编。 《机械课程设计》,重庆大学出版社，——周元康等主编。 《机械设计基础》,第四版，课本——杨可桢 程光蕴 主编。 30 31