福建农林大学机械设计课程设计说明书二级圆柱圆锥齿轮减速器).doc

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1、目录1传动简图的拟定12电动机的选择23传动比的分配24传动参数的计算35圆锥齿轮传动的设计计算36圆柱齿轮传动的设计计算67轴的设计计算118键连接的选择和计算209滚动轴承的设计和计算2110联轴器的选择2211箱体的设计22设计总结2526参考文献1传动简图的拟定1.1技术参数：碾轮上的阻力矩为2800N碾轮轴的转速n=40 r / min ,允许有土 5%的偏差。Pw =11.73kwn =0.764Pd =15.353kw n=1500r/mi n电动机型号：Y112M 4i 总=36.75i1 =3.2i2=3.75i3 =3.06n1 =1470r/mi n n 2 =459.3

2、7r/mi n n 3=122.5r/mi nn 4 =40r/m inP1=15.25kWP2=14.3kWP3=13.9kWP4=13.06kW1.2工作条件：混沙机由交流电动机带动，单班制工作，工作时经常满载、有轻微振动，工 作年限为五年。（设计时）。1.3拟定传动方案传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为齿轮传动。方案简图如图。2电动机的选择2.1电动机的类型：三相交流异步电动机（丫系列）2.2功率的确定2.2.1工作机所需功率Pw （kw）:Pw=Tn/9550=2800*40/9550= 11.73kw2.2.2电动机至工作机的总效率n：5

3、n = 1 X 1 x 2 X 3 X 4 X 55=0.993X 0.993 X 0.98 X 0.94 X 0.97 X 0.94=0.764电动机型号额定功率(kw)满载转速(r/mi n)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y180M-418.514702.02.2选取B35安装方式T1 =99.07 N mT2=297.28N mT3=1083.63N mT4=3118.075N -m z1 =35z2=107滴油润滑m =3 mm*=104.53 mm d2 =321 mm z1 =24Z1 =91m=3.0Z1 =30z2=113a=214.5mmB =16.39。d1=90mm

4、(1为联轴器的效率，2为轴承的效率，3为圆锥齿轮传动的效率，4为圆 柱齿轮的传动效率，5为开式圆锥齿轮传动的效率)2.2.3 所需电动机的功率Pd (kw):Pd = Pw/ n =11.73Kw/0.764=15.353kw2.4确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动 比和机构尺寸减小，其中Pm=4kN,符合要求，但传动机构电动机容易制造且 体积小。由此选择电动机型号：丫180M 4电动机额定功率Pm=18.5kN,满载转速叭心=1470r/min3传动比的分配总传动比：i总=nm/n 出=1470/40=36.75设高速轮的传动比为低速轮的传动比为i

5、2,开式圆锥齿轮传动比为is， 减速器的传动比为i减,开式圆锥齿轮传动的传动比推荐3-4，选ia=3.06， i减=总/ ia=12,选 h=3.22=3.75d2=339,mm贝U i =i1 i2 i3=3.2 x 3.75 x 3.06=36.72B2 =95mmi = (i - i总)/ i总=0B1 =100mm符合要求。d12=30mm4传动参数的计算d23 =35 mm4.1 各轴的转速n(r/min)轴全长343mm高速轴I的转速：n1 = nm =1470 r/mi nl45=105mm中间轴 U 的转速：n2 = n 1/ h=1470/3.2=459.37 r/min轴总

6、长：296mm低速轴川的转速：n3= n2/ i2=490/3.75=122.5r/mind12=60 mm碾轮轴W的转速：n4 = n3/ i3 =140/3.06=40 r/mind34 =70mm4.2 各轴的输入功率P (kw)1 x 1 x 25 x 3 x 4 x 5d67 =86mm高速轴I的输入功率：只=常1=15.35*0.993=15.25kwI56 =12mm中间轴 U 的输入功率：F2=p1* n 2* 3 =15.25*0.94=14.3kw轴总长：477mm低速轴川的输入功率：F3=p2* n 2* 4=14.3*0.97=13.9kw碾轮轴 W 的输入功率：F4=

7、p* 5* n 2=13.9*0.94=13.06kw4.3 各轴的输入转矩T(N m)高速轴I的输入转矩：T1 9550 / n199.07N m中间轴U的输入转矩： T2 9550 P2 / n2297.28N m低速轴川的输入转矩：T3 9550F3/ n3 1083.63N m碾轮轴W的输入转矩：T4 9550 P4 / n4 3118.075N m 5圆锥齿轮传动的设计计算5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数5.1.1选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制 GB/T12369 1990齿形角20，顶隙系数c* 0.2，齿顶高系数ha* 1，螺旋角m 0o，轴夹 角 90，不变位，齿

8、高用顶隙收缩齿。5.1.2根据课本表10-1，材料选择，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240HBS5.1.3根据课本表10-8，选择7级精度。5.1.4 传动比 u=z2/ z1=3节锥角，29018.4371.57不产生根切的最小齿数：Zmin 2ha* cos 1/sin2 =16.22选 Zy =35， z2=uz1=35*3=105 选取 =1075.2 按齿面接触疲劳强度设计公式：d1t2.92 3hr1 0.5 r2u5.2.1试选载何系数Kt =25.2.2计算小齿轮传递的扭矩T1 =95.5 X 105R/ n14=9.9

9、 X 10 N - mm5.2.3选取齿宽系数R =0.35.2.4由课本表10-6查得材料弹性影响系数Ze1/2188MPa525由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2 550MPa 。5.2.6计算应力循环次数N2 N1 /u 2.76 1085.2.7由图10-19查得接触疲劳寿命系数628计算接触疲劳许用应力5.2.9试算小齿轮的分度圆直径2Zedit 3代入 H中的较小值得2 =88.663 mm H R 10.5 R u5.2.10计算圆周速度v=dm1 d1t 1 0.5 R 88.663 (1 0.5 0

10、.3)75.364 mm(3.14159 X 75.364 X 1470) / (60X 1000) 5.801m/s5.2.11计算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表10-2得Ka=1.25由图10-8查得动载系数KV=1.15。由表10-3查得齿间载荷分配系数Kh =K f =1.1。依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-19得轴承系数K v =1.23由公式Kh =Kf =1.5 Kh be=1.383接触强度载荷系数K =KaKvKh Kh =1.25 X 1.23 X 1 X 1.383=2.135212按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1 d1t3 K/Kt

11、=88.663 X 3 2.13/1.3 =104.525 mmm= d1/ z1=104.525/35=2.99mm取标准值m = 3 mm。5.2.13计算齿轮的相关参数d1=mz1 =3X 35=105 mmd2 =mz2=3X 107=321 mm1 arcta n1/u 18.43 =18 6472=90 - 1 =71 53135.3 校核齿根弯曲疲劳强度5.3.1确定弯曲强度载荷系数 K=KaKv Kf Kf =2.135.3.2计算当量齿数zv1 = z1 /cos 1 =35/cos 18.1 =36.8Zv2 = Z2 /cos 2=107/cos71.9 =344.45.

12、3.3 查表 10-5 得 YFa1=2.62, Ysa1=1.59, YFa2=2.11, Ysa2=1.895.3.4计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K fn 1 =0.9Kfn2=0.97取安全系数Sf=1.7由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FNi=500MpafN2 =380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力5.3.5校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式满足弯曲强度要求，所选参数合适。6圆柱齿轮传动的设计计算6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.1.1选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。6.1.2根据课本表10-1，选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度

13、280HBS 大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS。7.1.3根据课本表10-8，混沙机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精 度。6.1.4 试选小齿轮齿数 z, =26,则 z2=uz,=i2 z, =24*3.75 宀91初选螺旋角B =14。6.2 按齿面接触疲劳强度设计公式：dit 密2旳（1）Hdu6.2.1试选载何系数Kt =1.3622 计算小齿轮传递的转矩 T =95.5 X 105 P2/ n2=2.98 X 105N mm6.2.3由表10-7选取齿宽系数d=116.2.4由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=188MPa至，由图10-30查的区 域系数Zh

14、=2.5。6.2.5 由图 10-26 查的0.78020.885 贝U 21.726.2.5 需用接触应力hH 1H 2558 522.5 540.25Mpa2 26.2.5由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 =600Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 =600Mpa6.2.6计算应力循环次数8N160n2 jLh=60X 459.375 X 1 X( 8X 250X 5) =2.76 X 10N2=N1/u=2.76 X 108/3.75=0.73 X 1086.2.8由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1 0.93 , KHN2 0.95。6.

15、2.9计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1取失效概率1%h 1-HNJHhm1 =0.96 X600=576MPaSh 2HN2 Hlim2 =0.98 X 600=588MPa2S6210试算试算小齿轮的分度圆直径，带入h中的较小值得 I ZhZe 2K (1)d1t 3 - =79.08mmHdu6.2.11计算圆周速度m/s=1.902m/sd1t n2=3.14 79.08 459.37560一100060一10006.2.12计算齿宽bb d d1t =1 x 79.082mm=79.08mm6.2.13计算齿宽与齿高之比bh模数 mt d1tCOS =79.08*cos14 /24

16、=3.20mmZ1齿高 h 2.25mnt =2.25 x 3.2=7.2mmb =79.08/7.2=10.99h6.2.14 计算纵向重合度0.318 dz1tan0.318*1* 26*tan2.066.2.14计算载荷系数根据v=1.902m/s，由图10-8查得动载荷系数KV=1.05 ;直齿轮，由标10-3查的Kh = Kf =1.4由表10-2查得使用系数Ka=1.25由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,Kh =1.40。由b =10.99，Kh =1.40查图10-13得 心=1.35;故载荷系数 hK=KaKvKh Kf =1X 1.09 X 1.4

17、 X 1.35=2.3796.2.15按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1 d1t2 379= 79.082 $右吨亦6.2.16计算模数md1COS =88.791 X cos14。/24=3.14mm乙6.3按齿根弯曲强度设计公式为 mn 322KT1Y COSYFaYsa2 d Z16.3.1由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 450MPa，大齿轮弯曲疲劳强度FE2450MPa据纵向重合度2.06，从图10-28查的螺旋角影响系数Y 0.886.3.2计算当量齿数和齿形系数当量齿数6.3.3计算弯曲疲劳许用应力由图10-20C查的小齿轮弯曲疲劳强度fei 550Mpa

18、小齿轮弯曲疲劳强度fe2 600Mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFni=0.90, KfN2=0.97取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则f i仏=1. =0.91 x 500/1.4=325 MpaSf 2 仏=2 =0.95 x 380/1.4=257.86 Mpa2S6.3.4计算载荷系数KK =Ka Kv Kf Kf =1X 1.1 x 1.4 x 1.35=2.3796.3.5查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.65 , YFa2=2.236.3.6查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSai=1.58 , Ysai=1.766.3.7计算大、小齿轮的丫FaYsa

19、并加以比较F丫Fa1丫Sai=2.65 X 1.58/289.29=0.0145YFa2丫Sa2 =2.23 X 1.76/311.79=0.0126F 2大齿轮的数值大。6.3.8设计计算3 2 1.3 2.98 105 0.686V1 2420.01452.374mm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，取m=3.0，已可满足弯曲强度，但为同时满足接触疲 劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=111mm来计算应有的 齿数。于是由d1cosZ1 =mn88.791 cos14329.59730大齿轮齿数:z2=30X 3.75=112.5

20、，即取 z2=113这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。6.4 几何尺寸计算641计算中心距Z! Z2 mn38 1333一匚a=214.5mm2cos2 cos14圆整 a=265mm6.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角因B值改变不多，故参数、K、Zh等不必修正6.4.3计算分度圆直径和齿轮宽度d1 = z1 mn/ cos =30X 3/cos14.55=90mmd2=z2m/cos =113X 3/cos14.55=339mmb=d d1=1 x 90mm=90mm取 B2 =95mmB1=100mm7轴的设计计算7.1输

21、入轴设计7.1.1求输入轴上的功率5、转速n1和转矩T15=15.246kWn1 =1470r/min=99.07 N m7.1.2求作用在齿轮上的力已知咼速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dm1 d1 1 0.5 R 102 (1 0.5 0.3)86.7mm mmFrFttancos 12491tan20cos16.38869.9NFaFttansin 12491tan20sin 16.38255.6N7.1.3 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表 15-3，取 A0115，得因轴上有两个键槽，故直径增大10% 15%取d12=35 mm左右。输

22、入 轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12，为了使所选的轴直径d12与联 轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKa，查课本表14-1，由于转矩变化较大，故取Ka 1.3，则Tca KaT 1.3 108130140569N mm 140.569N m，因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y200L 4,由指导书表12-4查得，电动机的轴伸直径 D= 48 mm。查指导书表8-5，选LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 250N m，半联轴器长度L1112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm7.1.4 拟定轴上零件的装配方

23、案7.1.5 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d23=35 mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈 直径D=40 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=84mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2轴段的长度应比L略短一些，现取l12 82mm。7.1.6初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=35 mm，由指导书表6-7，初步 选取03系列，30308轴承其尺寸为d D T B 40 90 25.25 23， 故d34 d56 40mm，而为了利于固疋l34 23mm。由

24、指导书表15-1 查得 d45 50mm。7.1.7取安装齿轮处的轴段6-7的直径d67 35mm ；齿轮的左端与套筒之间 米用套筒疋位。已知齿轮轮毂的宽度为 50mm应使套筒端面可靠地 压紧轴承，&由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组 成，故G 75mm。为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于 轴承宽度，故取l56 23mm。7.1.8 轴承端盖的总宽度为30mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加 润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l 30 mm，故取 I23 50mm7.1.9 l45 90mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。7.1.10 轴上零

25、件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，按d12 =30mm,查得平键截面b h 10 8mm,长 70mm轴与锥齿轮之间的平键按d67 55mm，由课本表6-1查得平键截面 b h 16 10mm，长为42mm键槽均用键槽铣刀加工。为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴 器与轴配合为H7/k6，齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6 ;滚动轴承 与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m67.1.11确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，全部倒角为2 45。根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图，确

26、定轴的危险截面。计算轴危险截面处的M H、Mv及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩TT3=108000N mm联轴器附加径向载荷Fc计算Fc作用下的受力分析如图f由受力平衡的Frc12237.2 NFrc2 797.1N作弯矩图Mc,如图g所示M总 M Mc,如图h综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处M=206778N/mm,T=108000N/mm7.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应 力 ! 60MPa，因此c

27、a !，故安全。7.2 中间轴设计7.2.1 求输入轴上的功率P2、转速门2和转矩T2p2=14.3kWn2 =459.37r/minT2 =297.28N - m7.2.2 求作用在齿轮上的力已知小圆柱直齿轮的分度圆半径 d1 =90 mm厂2T2 2 370800Ft1 = 7490.9Na 90已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径dm2 d2t 1 0.5 R 339 (10.5 0.33)288.15mmFr2 Ft2 tan cos 12443.8 tan20 cos69.17316.3 N7.2.3 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表 1

28、5-3，取 Ao 114，得中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%-15%故dmin 40mm724拟定轴上零件的装配方案如图7.2.5 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥 滚子轴承，参照工作要求并根据d12=d56 40mm，由指导书表6-7中 初步选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308,其尺寸为 d D T 40 90 25.25，所以d12 = d56 =40mm这对轴承均采用套筒进 行轴向定位，由表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套 筒外直径55mm内直径50mm7.2.6 取安装圆锥齿轮的轴

29、段d23 50mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套 筒定位，已知锥齿轮轮毂长L 60mm，为了使套筒端面可靠地压紧端 面，此轴段应略短于轮毂长，故取123 58mm，齿轮的右端采用轴肩定 位，轴环处的直径为d34 60mm。7.2.7 已知圆柱直齿轮齿宽B1=106mm为了使套筒端面可靠地压紧端面， 此 轴段应略短于轮毂长，故取l45=105mm7.2.8 箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称则：取轴肩I34 14mml56 64mm, |12 55mm7.2.9 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 d23由课本表6-1查得平键截面b h 14

30、 9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 51mm 同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7 ；圆柱齿轮的周向定m6位采用平键连接，按d45由课本表6-1查得平键截面b h 16 10mm，键槽用 键槽铣刀加工，长为97mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选 择齿轮轮毂与轴的配合为 巴；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保m6证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。7.2.10确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2 45。根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和 扭矩图，确定轴的危险危险截面。知:载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总

31、弯矩扭矩TT2 =370800N- mm计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的 M H、MV及M的值列于下表靠近联轴器的轴承支点处M =531046N mm,T=370800N m7.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应 力 ! 60MPa，因此ca,，故安全。7.3 输出轴的设计7.3.1 求输入轴上的功率5、转速和转矩TiP3=13.901kWn3=122.5r/minT3 =1088.64N m7.3.2 求作用在齿轮上的力已知大圆柱直齿轮的分度圆

32、半径d2=339mml 2T3 2 1360000Ft = 7619Nd2339lFt tanFr = 7619ta n202773.3Ncos7.3.3 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本 表 15-3，取 A。112，得中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%-15%故dmin 60mm7.3.4 拟定轴上零件的装配方案如图。7.3.5 由图可得d12为整个轴直径最小处选d12=60 mm。为了满足齿轮的轴向定位，取d23 65mm。根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑取l12104mm , l23 55m

33、m。7.3.6初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚 子轴承，参照工作要求并根据d12=d78 70mm，由指导书表6-7中初 步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314,其尺寸为d D T 70 150 38，所以d34 = d78=70mm这对轴承均采用套筒 进行轴向定位，由表6-7查得30214型轴承的定位轴肩高度，因此取 d45 82mm。去安装支持圆柱齿轮处直径 d56 86mm。7.3.7已知圆柱直齿轮齿宽B2=96mm为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取|67=93mm7.3.8由于输出轴在箱体内部长为 235mm轴承3

34、0214宽为38mm可以得 出l34 36mm， l45 94mm， 178 83mm。至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。7.3.9 轴上的周向定位圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d67由课本表6-1查得平键截面b h 25 14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 88mm同时H 7为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；m6链轮的周向定位采用平键连接，按 d12由课本表6-1查得平键截面b h 18 11mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 92mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7 ；滚动轴承与轴的周m6向定位是由过渡配合来保证的，此处

35、选轴的尺寸公差为k6。7.3.10 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2 45 。7.3.11 求轴上的载荷根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和 扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的Mh、 Mv及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩TT3=1360000N mm联轴器附加径向载荷Fc计算Fc作用下的受力分析如图（5）Frc1 137386N由受力平衡的Frc2 4672.6N作弯矩图Mc，如上图所示M总 M Mc，如上图所示综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处M=1214.

36、4N/m,T=1360N/m7.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应 力 ! 60MPa，因此ca !，故安全。8 键连接的选择和计算8.1 输入轴与联轴器的链接轴径d12 30mm，选取的平键界面为b h 10 8mm，长L=70mm由指导书表4-1得，键在轴的深度t=4.0mm,轮毂深度t13.3mm圆角半径r=0.2mm 查课本表6-2得，键的许用应力 p 110MPa。有k=0.5h，l =L-b32T 10 d l k2 10886330

37、 60 430.24Mpa满足强度要求8.2 输入轴与小圆锥齿轮的链接轴径d67 35mm，选取的平键界面为b h 10 8mm，长L=42mm由指导书表4-1得，键在轴的深度t=4.0mm,轮毂深度b 3.3mm圆角半径r=0.2mmo查课本表6-2得，键的许用应力 p 110MPa。有k=0.5h，l=L-b348.29Mpa满足强度要求2T_10 -2_108000d l k 35 32 48.3 中间轴与大圆锥齿轮的链接轴径d23 50mm，选取的平键界面为b h 14 9mm,长L=51mm由指 导书4-1得，键在轴的深度t=5.5mm,轮毂深度t1 3.8mm圆角半径r=0.3mm

38、o 查课本表6-2得，键的许用应力 p 110MPa。有k=0.5h , l=L-b 。32T 10d l k2 29728050 37 4.571.42Mpa满足强度要求8.4 中间轴与小圆柱齿轮的链接16 10mm,长 L=97mm 由指轴径d45 55mm，选取的平键界面为b h导书表4-1得，键在轴的深度t=6.0mm,轮毂深度t14.3mm圆角半径r=0.3mmo查课本表6-2得，键的许用应力110MPa o 有 k=0.5h , l=L-b 。32T 102 370800p 35.02Mpap d l k55 77 5满足强度要求。8.5 输出轴与大圆柱齿轮的链接轴径d67 82m

39、m，选取的平键界面为b25 14mm，长 L=88mm 由指110MPa o 有 k=0.5h , l=L-b o导书表4-1得，键在轴的深度t=9.0mm,轮毂深度t1 5.4mm圆角半径 r=0.4mm查课本表6-2得，键的许用应力p 满足强度要求。2T 1032 1360000p 2HHT 2T36T7 75.21Mpa8.6 输出轴与滚子链轮的链接轴径d1260mm,选取的平键界面为b h 18 11mm，长L=92mm由指导书表4-1得，键在轴的深度t=7.0mm,轮毂深度t14.4mm圆角半径r=0.4mm 查课本表6-2得，键的许用应力 p 110MPa。有k=0.5h , l=

40、L-b 2T 1032 1360000d l k 60 74 5.5102.1Mpa满足强度要求9滚动轴承的设计和计算9.1 输入轴上的轴承计算 （30308圆锥轴承）9.1.1由已知可得：m =1470r/min ，Fr1 1662N , Fr2 4295 N , Fa 300N C0r 108KN Cr 90.8KNe=0.35, Y=1.79.1.2求两轴承的轴向力Fd1Fr1 /（2Y）1662/(2 1.7)N488.8N9.1.39.1.49.29.2.1Fd2 Fr2/(2Y)4295/(2 1.7)N1263N , Fa1 Fd2 Fa 1518.6NFa2 Fd2 1263N

41、求轴承当量动载荷R和P2F?11518.60.91$Fr11662由指导书表6-7查的p验算轴的寿命L 106 Ch 60n P故可以选用。0.4Fr1106型 0.2914600h中间轴上的轴承计算（30308圆锥轴承）由已知可得：n2 =432r/min ，Fr1i 22.F：1 F；14698NFr2 ；FNv2FNh2 5295N，Fa831.1NCo 108KN, c 90.8KN , e=0.35, 丫=1.79.2.2求两轴承的轴向力 9.2.3求轴承当量动载荷R和P2Fa1 0.29 e由指导书表6-7查的R Fr14394.3N ,9.2.4验算轴的寿命故可以选用9.3输出轴

42、上的轴承计算（30314圆锥轴承）3390N ,9.3.1 由已知可得：n3=140r/min，FMF：C0272KN ，C 218KN，e=0.35，Y=1.79.3.2求两轴承的径向力和轴向力9.3.3求轴承当量动载荷P吕 48911.72 e且 4891 1 4Fr12820.75Fr23390由指导书表6-7查的9.2.4验算轴的寿命故可以选用。10联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号，选 LT6型弹性套柱销联轴器。其公称转矩 为250N m，许用转速为3600 r/min。11箱体的设计11.1箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件， 并

43、保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复 杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工 艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各 部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。11.2箱体的材料及制造方法选用HT20Q砂型铸造设计总结虽然这次课程设计只有短短的三周，但是使我体会到了很多。明白了一 张比较完美的装配图是要付出多少努力，加强了我的动手、思考和解决问题 的能力，使我对机械设计有了更深刻的认识。同时由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有 考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。通过这次的实践，能使我在以后的设计 中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设 备。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需