资源描述
1. 设计目的(3)2. 设计方案(3)3. 传动装置的总体设计(4)3.1电机选择(4)3.2传动装置的总传动比及分配(5)3.3传动装置各轴的运动机动力参数(6)4. 传动件的设计(7)4.1 V带的设计(7)4.2齿轮的设计(9)5. 轴及轴上零件的设计(10)5.1高速轴及轴上零件的设计、校核(10)5.2中速轴及轴上零件的设计、校核(17)5.3低速轴及轴上零件的设计、校核(24)6. 箱体结构的设计(29)7. 润滑设计(30)8. 密封类型的设计(31)9. 其他附件的设计(31)10. 参考文献(32)11. 实验心得(33)1 ）工作条件要求减速器沿输送带运动方向具有最小尺寸，单向运转，有轻微振动，两班制工作，使用期限10年。2）原始数据已知条件题号E1E2E3E4E5E6输送带拉力F （N ）130013001400170017001800输送带速度v（ m/s）0.680.80.750.850.750.8滚筒直径D（mm）3003603503803403653）设计工作量（1）设计说明书（2）减速器装配图（3）减速器零件图、设计方案:三、传动装置的总体设计3.1电动机的选择设计内容计算及说明结果1、选择电动1按工作要求和工作条件选用 丫系列三相鼠机的类笼型异步电动机，其机构为全封闭自扇冷式型结构，电压为380V2、选择电动 机的容工作机的有效功率为：量F二T/(D/2)=4750FW = 4.275KWFV4750 x0.9Pw =4.275KW1000 1000从电机到工作机输送带间的总效率为：n_ nn4 n2 nn瓦=12 *3 4 式中，H 1*2 4一分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒和带的传动效率，由机械课程设计表可知叫=0.99，n2=0.98，n 3 =0.96，n 4 =0.96，n5=0.96七=0.776口艺=0.99汉 0.984 汉 0.962 汉 0.96汉 0.96=0.776所以电动机所需的工作功率为：Pd =5.5KWp_pw =4_ = 5.5KW七 0.7763、确定电动机的转速按表推荐的传动比合理范围，二级圆柱 齿轮减速器传动比ig=860,而工作机卷轴 筒的转速为：nw =53r/m in60 灯 000v60 幻 000 7.9“.nw 二二53r /minnd兀 320所以电动机的可选范围为：厲=氏几=（860工（24卜5生（84712720/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量和价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定使用同步转速为1500r/min的电动机根据电动机的类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机的型号为Y100L1-4，其主要性能如下表所示电动机额定满载转型号功率速起动转矩最大转矩/kw/(r/mi n)额定转矩额定转矩Y100L1-42.214202.22.23.2计算传动装置的总传动比i ；并分配传动比设计内容计算及说明结果1、总传动比nm1420“ ”i 送=26 .79n w53丄=26.792、分配传ir = i汇i汇i i送|p |皿动比考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，取G =皿i I =2 ,故:i I =2応=JG-2 = J26.79 + 2 =3.66応-3.66i 皿=： = 3.66i 曲=3.663.3计算传动装置各轴的运动和动力参数设计内容计算及说明结果1、各轴的I 轴 门丫 =匹=M20 =710 r / minil 2n=710 r/min转数n 轴n v = = -710 = 193.99 r / mini3.66n虹= 193.99 r/minin轴n it 193.99 j-o川轴 n祈=53 r/min53.66n皿=53 r / min卷筒轴 n =n皿=53 r/minn = 53 r / min2、各轴的I轴输出功率Pl=Pd n1 “5 =5.5汉0.98汉0.96 = 5.1744 kwp(=5.1744 kwn轴P)i = Pj 2 3 =5.17440.96 = 4.8681kw卩广 4.8681 kw川轴PM = PW 巧 珥=486810.98096=4.5799kwP)i= 4.5799 kw卷筒轴P=P 2 叫=4.579莎0.98汉0.99 =4.4434 kw卩卷=4.4434 kw3、各轴的Td =9.55 汉 106 皿= 9.55汇 106 汇nm1420Td = 37.0N *m输出转矩= 3.70 汉 104 n mm故I轴K=9.55106 P9.552 (d1+d2)d1=90mm d2=180mm v = 6.7m/s189 540取 ao=300基准长度2H d2 )L0 = 2a0 + (di 十 d2 )十=934 mm24ao查表得Ld=1000m实际中心距aa 痒 ao +_= 333 mm2考虑到传动的安装、调整和V带张紧的需要，中心距的变动范围为：221mm257mm小包角 =18057.3 = 168a%120即满足条件V带根数查表得 Ke=0.98 ki=1.06p0=0.3kw p=0.03kwz PcPc4.7025Z _ h 厂(p。Pkxk _(0.3 + 0.03F0.98.06=137114查表8-3得Y带的单位长度质量q=0.023kg/m, 所以：初拉力500FC 2.52“Fq=-1 +qv2 =55.82 N ZV叫丿作用在带轮轴上的压力FqFq =2zF0sin =674.6 Nq 2L0 =934mmLd=1000mm a =333mm1 =1680Z=6F0=55.82NFq =674.6 N4.2减速器内传动部件的设计4.2齿轮设计设计内容计算及说明结果1、选择材 料、热处（1）选用直齿齿轮（2）大小齿轮均为锻钢，小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS45钢小齿轮调质处理理方法及公差等级大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为220HBS。大齿轮调质处理8级精度（3）选用的精度等级为8级因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进仃计算，其设计公式为：月kTiu 1fzhZe、2u時】丿1）选择材料及确定许用应力小齿轮45钢，硬度为250HBS,。h lim= 600Mpa ， fe =450Mpa大齿轮45钢，硬度为220HBSHlim= 600Mpa ， fe =450Mpa取 Sf=1.25 Sh=1.1Zh=2.5 Ze=189.82、计算传】七=：fe450= 360Mpa动的主Sf1.25要尺寸皿=600 = 545.5 MpaSh1.12）按齿面接触强度设计齿轮按8级精度取载荷系数K=1.5，齿宽系数光)=0.8小齿轮传递转矩T1 =2.35804N mm,2kT, u+1Zze 2u=44.2mmI Bh1丿齿数取 Zi=20,则 Z2=4.06*20=81Z1=20故实际传动比i=81/20=4.05Z2=81模数d 44.2m - - 2.21 mm乙20齿宽b = da =0.8 44.21=35.36 mm取 b2=45mm bi =40mm按表4-1取m=2.5，实际的* = z m=20 2.5 = 50 mmd2 = z m=81 2.5 =202.5 mm中心距dr +d2a =50 202.52= 126.25mmb2=45mmb1=40mmm=2.5d1 = 50 mmd2 = 202.5 mma = 126.25mm2、计算传动的主要尺寸3）验算齿轮弯曲强度：T =9.01 104N mmT - 34.47 104 N mm查图得齿形系数YFa1=2.36YFa2=2.28Ysa1 = 1.68Ysa2=1.772KT1YFa1Ysa1 2 汉1.5 汉 9.01 汉104 汉 2.36 汉 1.68 CJ F122bmz145 2.5 50= 762Mpa ： 36CMpa2口丫尸玄2“2bm2z22 1.5 3447 104 2.28 1.7740x2.52025=82.38Mpa ： 360Mpa故是安全的4）齿轮的圆周速度d1n160 1000二 50 7106 104= 1.875 m/sv = 1.875m/s对照11-2可知选用8级精度是合适的五、轴及轴上零件的设计计算5.1高速轴的设计与计算设计内容计算及说明结果1、已知条 件高速轴传递的功率pi= 1.753kw，转速 ni=710r/min，小齿轮分度圆直径 di=50mm, 齿轮宽度bi=45 mm2、选择轴的 材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无 特殊要求，故选用常用的材料 45钢，调制 处理45钢，调制处理3、初算轴径 才由教材表14-2查得C=118107,考虑到轴 端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110,则:dmin = 110汉計=14.8mm也 710轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该 增大5%,轴端最细处的直径：d114.8mm+14.8*0.05mm=15.5 mmdmin=15.5mm4、结构设计轴的结构如图所示1）带轮及轴段I的设计：dmin=15.5mm电动机小轮的轴径为28mm,故大轮应不小于 28mm取 d=28mmV带与轴配合长度L=70mm为了保证轴承 挡圈只压在V带轮上不压在轴的端面上， 故轴段I的长度略短取L|=68di=28mmLi=68mm2）轴段II的设计：II段用于安装轴承端盖，轴承端盖的 e=7.2mm （由减速器及轴的结构设计而定）。 根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润 滑油的要求，取端盖与II段右端的距离为 20mm。故取Lii=34，因其右端面需制出一 轴肩故取dii=32mm。3）轴承与轴段III和轴段VI的设计： 考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴 段III安装轴承，其直径应即便于轴承安装， 又符合轴承内径系列，现暂取轴承为30207 ，由此查表得 d=35mm,外径D=72mm，宽 度 B=17mm,T=18.25mm,故 dm=30mm Liii=17+17=34mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则 dvi=30mm.5）齿轮及轴段IV的设计： 该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于diV，可初定dv=40mm齿轮的 分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度 b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面， 该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Lv=43mm.4）轴段IV的设计：齿轮左端采用轴间定位，定位轴间的高度：h=（0.060.1）ck=1.963.2=3mmdii=32mmLii=34mmdiii=35mmLiii=34mmdiV=40mmLiV=43mmdv=44mmLv=10mm轴间直径 div=44mm,Liv=A 1=10mm6）轴段VI的设计：d vi=30mm,L=17mmdvi=35mmLvi=17mm5、键连接轴上零件的周向定位：小齿轮做成齿轮轴的形式带轮与轴之间的定位均采用 A型平键连接。 查表得：V带选用的键尺寸为b*h*l=6*6*64A型平键连接V 带 b*h*l=6*6*646倒角如图所示，轴的两端倒角C1.5，其余图示。两端倒角C1.5其余图示7、轴的受 力分析画轴的受力分析图，轴的受力分析分析图如 图所示：F1viluhj.d已知：作用在齿轮上的圆周力2Ti径向力2 2358 10l9432NF 严43.2N50FF tan 二 943.2 tan20 343.3N法相力丄=943.2 =1003.7Ncos ： cos 20齿轮的分度圆直径d=50mm作用在轴左端的外力F=744.2 N1）求垂直面的支撑反力：F L - F dr 2 a 2 343.2 4435-10037 2588.7一111.3NF2V-Fiv =343.3- -111.3i=454.6N2）水平面的支撑反力：邛千？=471劭3） F在支撑点产生的反力:Fa = 1003.7NFiv = -111.3NF2v 二 454.6NFih = F2H = 471.6NFif744.2 110.588.7= 927.1NF2F = F F1f =744.2 927.1 =1671.3N外力F作用方向与带传动的布置有关，在具 体位置尚未确定前，可按最不利的情况考 虑，见（7）的计算4）绘垂直面的弯矩图：M av = F2V = 454.6 疋 44.35 = 20.1N M2LMav=F1v111.3 44.35 = -4.9N.M25) 绘水平面的弯矩图：M ah = F1H = 236 汉 44.35 = 10.5N.M 26) F产生的弯矩图：M2F =F K =744.2 110.5 =82.2N.Ma-a截面F力产生的弯矩为：MAF =F1F =927.1 44.35 =41.1N.M 27）求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把M af与,M AV M AH直接相加Ma= . M Av mAh +Maf=、20.12 20.92+41.仁 70.1 N.mMa= ,M Av M Ah +Maf= 4.92 20.92+41.仁62.57 N.m8）求轴传递的转矩：T = 2.358 104 N.mm9）求危险截面的当量转矩如图所示，a-a截面最危险，其当量转矩 为：M e = VMa +（T 2如认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取 折合系数a=0.6,带入上式可得：环二 927.1NF2F 二 1671.3NMav = 20.1 N MM av - -4.9N .MM ah = 10.5N.MM2F =82.2N.MM af = 41.1N.MMA=70.1N.mMA=62.57N.mT =23.58N.mMe = Jm： +0T 2 =j70.12 +(0.6x23.582= 71.51N.m10)计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用45钢，调质处理，由表14-1 查得 S B=650Mp,由表 14-3 查得S-ib=60Mpa,则：八丨Me3考虑到键槽对轴的故：d=22.8*1.05=24m满足条件71.5W0322 8 mm0.仆 60消弱，将d值加大5%，m50= 1.2504mm3抗扭截面系数为：wnd3 bt(d t 2 n 503 6沢6(506Wt =162d162疋50= 2.5D04mm3弯曲应力为：,M b 70.1 心036b 一4 5.608MpaW 1.2510扭切应力为：T1 2.358 心04 4 0.94MpaW2.5 汉 104按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转 动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合 系数a=0.6则当量应力为：=品；+40 2 =；5.6082 十4(0.6汉 0.94)2= 5.721Mpa由表查得 45钢调质处理抗拉强度极限久=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力S -ib=60Mpa, S -ib,强度满足要求。9、键连接 强度的校 核V带处键连接的挤压应力为：4弋4T4x2.358x106p 一- 6.14Mpap dhl40心64取轴、键的材料都是钢，查表得S p=6090Mpa,pFd1即：Fa仁 Fae+Fd2=1024.6NFa2=Fd2=522.3N(2) 计算当量动载荷PFa11024.6 ,小-一 1.1 eFr1927.1即P =xFr +yFa = 0.4 乂 103.4+1.6314 = 543.76(3) 校核轴承寿命查表得：fT=1.0 fp=1.1z z / 10L106 i fTc 106，Z1.54.2103h 60n Jpp 一60710( 1.1X54376 丿=7.8Lh即满足使用寿命要求满足使用寿命要求5.2中轴的设计与计算设计内容计算及说明结果1、已知条 件中间齿轮的功率为1.649kw，转速 n2=174.88r/mi n,大齿轮的分度圆直径 d1=202.5m m大齿轮的分度圆直径d2=50mm2、选择轴 的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸 无特殊要求，故选用常用的材料 45钢，调质 处理材料45钢 调质处理3、初选轴 径由教材表14-2查得C=118107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：心=23.6 mmdmin 阻=110汽售譬=22.5mm 、52V 174.88轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%,轴端最细处的直径：d122.5*1.05mm=23.6 mmd =dv=30mm L =32mm Lv=32mmdu =40mmLi =38mm dm =46mmLiii =55mm dv =40mmLv =43mm(1) 轴段I和轴段V的设计：考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周 向力和，故选用圆锥滚子轴承，轴段I和轴段 VI安装轴承，其直径应便于安装，有复合轴 承内径系列，现暂取轴承30206查 表得：d=30mm,夕卜径 D=62mm,宽 度 B=16mm,T=17.25mm故取 di=dv=30mm Li=32mm Lv=32mm(2) 大齿轮及轴段II的设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装， dv应略小于du，可初定du =40mm齿轮的分 度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度 b1=40,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面， 该 处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Lii =38mm.(3) 轴段III的设计： 考虑到高低速轴的配合及大小齿轮的定位取 dm =46mm L =32+17+6=55mm(4)小齿轮及轴段IV设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dIv，可初定dIv=40mm齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面， 该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Lv=43mm.5、键连接轴上零件的周向定位：齿轮，带轮与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：大齿均选用的键尺寸为 b*h*l=10*8*38 小齿均选用的键尺寸为 b*h*l=10*8*43A型 平键连接 大齿均b*h*l=10*8*38小齿均b*h*l=10*8*406倒角两端倒角为：1.2*45 0其余见图两端倒角为：1.2*45 07、轴的受已知：作用在齿轮上的力分析大齿轮:大齿轮:圆周力l2T22x9.01 灯04 cc“F= 890NT 4202.5Fy=890N径向力Fr = 324 NFr = FTta n 0 = 890汉 tan 20 = 324N法相力F 一890Fa =947.1Ncos。cos 20小齿轮：小齿轮：圆周力F _2T2 _290仆 104_3604n耳=3604NrT oouh-i v d250径向力Fr = 1131.7NFr =F/a n = 3604a n200 =1131.7N法相力F= 604 = 3835.3Ncos。 cos 20Fa =3835.3N(1)画轴的受力分析图，轴的受力分析图如下图 所示：F1H451 N求支撑反力: 水平面上：F1HFr心“心片合沁=4刑L1 L2 L3F2H =FrFr2-F1H =324 1131.7-451 =1004.7N=1004.7 N-2546.7 N垂直面上：F 2 L3 - F 1 l_2 L3Fjv :L1 L2 L3=890汇46-36.497.5 + 46）_ 25467N187F1 -5260.7 N2585.6N5355.8 NF2V = F 2 - F.1 - F1v=3604-890-（-2546） = 5260.7 N轴承1的总反力为：I f二 19.6N.mR = F1H2 F1V2 = ,4512 _25462 =2585.6N/ / MaHF2 = YF2H2 +FJ “1004.72 +5260.72 =5355.8NMaH =115.5N.mMbH = 46.2 N .mIMaH =115.5N.mMaV =111N.mMbV =242 N .ma- a剖面左侧：Ma=112.7N ma- a剖面右侧：Ma = 160.2N mb-b剖面左侧：Mb=246.4 N mb - b剖面右侧：Mb 二 268.2 N m(3)画弯矩图： 在水平面上： a-a剖面左侧为：MaH = Fih L = 451 43.5 =19.6N.ma-a剖面右侧为：Ma二 MaH Fa2d2 =19.6 10 947.1 101.252= 115.5N.mb-b剖面右侧为：MbH 二 F2H L3 =10047 46 =46.2N.mb-b剖面左侧为：MaH =MaH +Fa3 空= 19.6N.m+3835.3汇 252-115.5N.m垂直面上：MaV =-F1V=2546.7 43.6 =111N.mM bV - F2V L3 =5260.7 46 = 242N .m合成弯矩图：a-a剖面左侧：Ma 二 MaH2 MaV2 二 19.62 1112F12.7N ma -a剖面右侧:M a = . M ；h2 MaV2 二.：115.52 1112=160.2N mb -b剖面左侧：I22M bM bH Mbv 46.2242= 246.4N mb-b剖面右侧：M b hM bH2 M bV2 八 115.522422= 268.2N m8、校核轴 的强度因b-b右侧弯矩大，同时有转矩。故 b-b左侧 为其危险剖面其弯矩系数：3232w ndbt(d t ) 50 6x6(50 6)W =322d322 x 503= 12500mm3232W ndbt(d t ) n 4066(406)-162d322 汉40=25000mm3弯曲应力：、Mb 2.682 056b =21.456 MpaW12500扭切应力：4T290.1X0“t 3.064MpaW25000按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动 的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 a=0.6,贝U当量应力为：轴的强度满足要 求Q = J2 +4012=21.4562 +4江(0.63.0642= 22Mpa由表查得45钢调质处理抗拉强度极限 =640Mpa，贝U由表查得轴的许用弯曲应力S -1b=60Mpa, e S -1b,强度满足要求。9、校核键 连接强度齿轮处键连接的挤压应力为：、4T 47.01 勺04%_56Mpap dhl40 汉 7 汉 23取轴、键的材料都是钢，查表得S p=6090Mpa,心pFd1即：Fa仁 Fae+Fd2=4532.45NFa2=Fd2=1644.25N 计算当量动载荷P1和P2Fai4532.45 1 7_ e=1.75 a eFR12585.6Fa2 1644.25厂二=0.3125 ceFR25261.6即R =xFr1 + yFa1 =0.4汉2585.6 + 1.6江4532.45= 8286.16N_、(3)F2 =Fr2 =5261.6N校核轴承寿命因P2P1故只需校核轴承1查表得：fT=1.0 fp=1.1z z / 10L106 i fTc 106彳0汉43.3勺03 込h_60n pP一60汉174.8811.1汉828616 丿= 1.7VLh即满足使用寿命要求轴承寿命满足要求5.3低速轴的设计与计算设计内容计算及说明1、已知条 中间齿轮的功率为 1.551kw ,转速 件n3=43r/min,齿轮的分度圆直径 d1=202.5mm2、选择轴 的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸材料45钢 无特殊要求，故选用常用的材料 45钢，调质 调质处理 处理3、初选轴 径由教材表14-2查得C=118107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110,则：4、结构设 计ip21.551dmin 9 上2- -110 3 - 20.89mm汕2174.88轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增 大5%,轴端最细处的直径：d120.89*1.05mm=21.9mm低速轴轴的结构如图所示：dmin = 21.9mm(1)联轴器及轴段VI的设计：dVI=30mm Lvi=58mm轴段VI安装联轴器此段设计应与联轴器 的选择同步选择，为补偿联轴器所连接两轴的 安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器查 表得ka=1.3,则计算转矩Tc =ka T3 =1.3 1.04 104= 1.35 104查表得：LX2型联轴器满足要求，工称转矩 Tn=560n.m,需用转速 n=4300r/min,轴孔范围 2035由于d21.9，取dVI=30mm。轴孔长度 60mm，J型轴孔，A型键，为了保证轴段挡圈 只在半联轴器上，故Lvi略短，取LVI=58mm(2)轴承及轴段1和轴段IV的设计： 考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力 和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段1和di=diV=35mmIV安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又Li=17mm符合轴承内径系列，现暂取轴承为 30207 ，由此查表得 d=35mm,外径D=72mm,宽度B=17mm,T=18.25mm,故di=div=35mmLi=17mmLiv=17+17=34mmLiV=34mm(3)齿轮及轴段III的设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dmdiii =40mm应略小于dii，可初定dm =40mm齿轮的分度圆 直径比较小，采用实心式，齿轮宽度 b仁30, 为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径Liii =38mm的长度应比齿轮宽度略短，取 Liii =28mm. 轴段II的设计：dii =42mm h=(0.07-0.1)d=2.8-4 取 dii =42mm,L=10mmL=10mm轴段V的设计：轴承端盖的总长度为 30 (由减速器及轴承端 盖结构设计而定)。根据轴承端盖便于拆装，LV=60mm取轴承端面与联轴器的距离L=30mm故LV=60mm ,d=33mmdV=33mm5、键连接轴上零件的周向定位：A型平键连接齿轮，联轴器与轴之间的定位均采用A型齿轮平键连接。查表得：b*h*l=12*12*42齿轮选用的键尺寸为 b*h*l=12*12*42联轴器b*h*l=12*12*54联轴器选用键尺寸为 b*h*l=12*12*546倒角两端倒角为：1.2*45其余见图两端倒角为：1.2*45 07、轴的受 力分析已知：作用在齿轮上的齿轮：齿轮：圆周力di径向力(2)求支撑反力: 水平面上：法相力F.Fa cos：.3402.2 =3620.5N cos 20F =2= 2 3.447 10l34022N202.5Fr =F tan 234022 tan200 238.3N T(2)画轴的受力分析图，轴的受力分析图如下图 所示：F.FrFaF 2H3402.2N1238.3N3620.5N-406.8NF 2HFr LFa 2L + L212383 45.5-362Q5 2584=-406.8NF1H =Fr -F2H 2383 406.8 J645N垂直面上:LiL23402.2 45.584= 1842.8NRv = F .2 _ F2v= 3402-1842.8 “559.1N轴承的总反力为：F2 fF2h2 F2v2 f；：I-406.8 2 1842.81887R fF1H2 F1V2 F16452 1559.12 =2266.5N(4)画弯矩图： 在水平面上： a-a剖面左侧为：MaH -F2h L| =406.8 38.5 =15.6N.ma-a剖面右侧为：M；h =F1H L2 =1645 45.5 = 74.8N.m垂直面上：MaV 二 F2V J =1842 38.5 = 71N.m合成弯矩图：a-a剖面左侧：Ma 二，MaH2 MaV2 二 15.6271?= 72.7N ma - a剖面右侧：I22；22MaMaH MaV 二 74.8 - 71Rh =1645NF2v =1842.8NF1v= 1559.1 NF 1887.2 NF1 = 2266.5 NNMaH =15.6N.mIM aH = 74.8N.mM av = 71 N .ma- a剖面左侧：Ma =72.7 N ma- a剖面右侧：Ma=103.1N m= 103.1N m8、校核轴 的强度因b-b左侧弯矩大，同时有转矩。故 b-b左侧 为其危险剖面其弯矩系数：3232w ndbt(d t ) 506x6(50 6)W =322d322 x 503= 12500mm3232W ndbt(d t ) 5066(506)-162d162疋50=25000mm3弯曲应力：、Mb 1.03056b = 8.248 MpaW12500扭切应力：4T234.47X0 mt =13.8MpaW25000按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动 的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 a=0.6,贝U当量应力为：Q=J2+40t $ =8.2482 +4汇(0.6X13.8)2= 23.57 Mpa由表查得45钢调质处理抗拉强度极限b =640Mpa，贝U由表查得轴的许用弯曲应力S -1b=60Mpa, &e S -1b,强度满足要求。轴的强度满足要 求9、校核键 连接强度齿轮处键连接的挤压应力为：4.4T4 汉34.47 00“彷p 一- 53.44 Mpap dhl5012 汉 424=4T 434.47 勺0心p 44.2Mpapdhl502江54取轴、键的材料都是钢，查表得S p=6090Mpa,心pFd1即：Fa仁 Fae+Fd2=4210.5NFa2=Fd2=590N(4)计算当量动载荷PFa14210.5 , 亠二= 1.86 aeFr1 2266.5即R =xFr1 +yFa1 =0.4x2266.5 + 1.6x3620.5= 6123.4(3)校核轴承寿命查表得：fT=1.0 fp=1.1 10 ,106ifTc 106 1.0X54.2X103 込h6 On ifppj 一60431.12321.4 丿=4.04I05S =10 沁 365I8 = 6.57Lh即满足使用寿命要求轴承寿命满足要求11、联轴器的选择轴段VI安装联轴器此段设计应与联轴器的选 择同步选择，为补偿联轴器所连接两轴的安装 误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器查表得 ka=1.3，则计算转矩4Tc =ka T3 =1.3.04汉10=1.3504查表得：LX2型联轴器满足要求LX2型联轴器六、箱体结构的设计两级同轴式圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸如下表:名称公式数值（mm）箱座壁厚S =0.025a+3 88箱盖壁厚S i=0.02a+3 88箱体凸缘厚度箱座b=1.5 S12箱盖bi=1.5 S12箱座底b2=2.5 S20加强肋厚箱座0.85 S7箱盖0.85 S7地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20n=4轴承旁连接螺栓直径di=0.72 d fM16箱盖和箱座连接螺栓直径d2=0.6 d fM10轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3 =0.4-0.5 d fM8n=6中间轴M8低速轴M8轴承盖外径D2高速轴D=D+5d112中间轴102低速轴112观察孔盖螺钉直径d4=0.4 d fM8df、di、d2至箱外壁距离dfC26di18d216df、 di、 d2至凸缘边缘的距离dfC224di16d214大齿轮齿顶圆与内壁距离 i 1.2 S10齿轮端面与内壁距离 2 S10外壁至轴承座端面的距离I 1=C2+C+（5 10）=39定位销直径d7连接螺栓d2的间距I150轴承旁凸台半径R16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定轴承端盖凸缘厚度e10轴承旁连接螺栓距离s起d2高速轴112低速轴102中间轴112七、润滑设计齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承 采用油润滑。八、密封类型的选择1. 轴伸出端的密圭封轴伸出端的密圭寸选择毛毡圈式密圭寸。2. 箱体结合面的密封：箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封：(1) 轴承箱体内侧采用挡油环密封。(2) 轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。九、其他附件的设计：1 、观察孔及观察孔盖的选择与设计：观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑 油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与 箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查表6表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为140 120和110 90。2、油面指示装置设计： 油面指示装置采用油标指示。3 、通气器的选择：通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表6表15-6选M36 2型通气 帽。4 、放油孔及螺塞的设计：放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成 匚5外倾斜面，在 排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表 表 15-7选M20 1.5型外六角螺塞。5 、起吊环的设计：为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。&起盖螺钉的选择：为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。7 、定位销选择：为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱 体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接 螺栓直径的0.8倍。十、参考文献：杨可桢、程光蕴、李仲生.机械设计基础.北京：高等教育出版社.2006.5王连明、宋宝玉.机械设计课程设计.哈尔滨工业大学出版社.2010.1濮良贵.机械设计.北京：高等教育出版社.2006.5一、实验心得：前沿 两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相 对于轴承的位置不对称， 因此要求轴有较大的刚度。 高速级齿轮布置 在远离转矩输入端， 这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯 矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消， 以减缓沿齿宽载荷分布 不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴 式圆柱齿轮减速 : 特点及应用： 减速器横向尺寸较小， 两对齿轮浸 入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚 度差，使载荷沿齿宽分布不均匀， 高速级齿轮的承载能力难于充分利 用。从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速 卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以 , 因为这样可以减少能量的损 耗.
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