二级展开式直齿圆柱齿轮减速器设计及仿真【三维Creo模型】【含4张CAD图纸】【含cad图纸+文档全套资料】

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目： 设计带式输送机中的传动装置 专业年级： 学 号： 学生姓名： 指导教师： 机械设计课程设计任务书 学生姓名： 学号： 专业： 任务起止时间： 设计题目：设计带式输送机中的传动装置 传动方案如图1所示： 1轴 图1 带式输送机减速装置方案 二、原始数据 滚筒直径d /mm 800 传送带运行速度v /(m/s) 1.8 运输带上牵引力F /N 2200 每日工作时数T /h 24 传动工作年限 5 单向连续平稳转动，常温空载启动。 三、设计任务： 1.减速器装配图1张（A0图纸） 2.低速轴零件图1张（A3图纸） 3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸） 4.设计说明书1份 在三周内完成并通过答辩 参考资料：《机械设计》 《机械设计基础》 《课程设计指导书》 《机械设计手册》 《工程力学》 《机械制图》 指导教师签字： 2017年 12月 17 日 目录 一、电机的选择 1 二、传动装置的运动和动力参数计算 2 三、V带传动设计 4 四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮） 6 五、轴的结构设计计算 18 六、轴的强度校核 24 七、校核轴承寿命 33 八、键连接的选择和计算 34 九、箱体的设计 35 十、心得体会 36 一、电机的选择 1.1 选择电机的类型和结构形式： 依工作条件的要求，选择三相异步电机： 封闭式结构 U=380 V Y型 1.2 电机容量的选择 工作机所需的功率PW=Fv /1000= 3.96 kW V带效率h1： 0.96 滚动轴承效率（一对）h2： 0.99 闭式齿轮传动效率（一对）h3: 0.97 联轴器效率h4： 0.99 工作机（滚筒）效率h5(hw)： 0.96 传输总效率h= h1×h24×h32 × h4 ×h5 = 0.825 则，电动机所需的输出功率Pd=Pw/h= 4.8 kW 1.3 电机转速确定 卷筒轴的工作转速= 42.97 r/min V带传动比的合理范围为2~4，两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为8~40，则总传动比的合理范围为=16~160，故电动机转速的可选范围为：= 688 ~ 6875 r/min 在此范围的电机的同步转速有： 750 1000 1500 3000 r/min 依课程设计指导书表18-1：Y系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999）选择电动机 型 号： Y132S-4 额定功率Ped： 5.5kw 同步转速n： 1500 满载转速nm： 1440 二、传动装置的运动和动力参数计算 总传动比： 33.51 2.1 分配传动比及计算各轴转速 取V带传动的传动比i0= 4 则减速器传动比i=i/i0= 8.38 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 3.43 则低速级传动比 8.38 2.2 传动装置的运动和动力参数计算 0轴（电动机轴） 4.8 kW 1440 r/min 31.83 N×m 1轴（高速轴） 4.608 kW 360 r/min 122.24 N×m 2轴（中间轴） 4.43 kW 104.96 r/min 403.07 N×m 3轴（低速轴） 4.25 kW 43.02 r/min 943.46 N×m 4轴（滚筒轴） 4.17 kW 43.02 r/min 925.70 N×m 以上功率和转矩为各轴的输入值，1~3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。各轴运动和动力参数如下表： 表2-1 各轴运动和动力参数 轴名 功率P/kW 转矩T/N×m 转速 n/(r/min) 传动比i 效率h 输入 输出 输入 输出 0轴 4.8 31.83 1440 1 1 1轴 4.608 4.562 122.24 121 360 4 0.96 2轴 4.43 4.39 403.07 398.97 104.96 3.43 0.96 3轴 4.25 4.21 943.46 934 43.02 2.44 0.96 4轴 4.17 4.13 925.70 916.4 43.02 1 0.98 三、V带传动设计 3.1 确定计算功率 根据已知条件结合教材《 机械设计 》由表 8-8 得到工作情况系数KA= 1.3 ，故Pca=KA×Pd= 6.24 kW。 3.2 选择普通V带型号 已知Pca，nm，结合教材《 机械设计 》由图 8-11 确定所使用的V带为 A 型。 3.3 确定带轮基准直径并验算带速 (1) 结合教材《 机械设计 》由表 8-9 ，初选小带轮直径dd1= 100 mm。 (2) 验算带速： 7.54 m/s，满足5m/s120°合格。 3.6 计算V带根数Z 由nm，dd1结合教材《 机械设计 》查表 8-4 得P0= 1.32 kW。 由nm，i0， A 型带，查表 8-5 得DP0= 0.17 kW。 已知a1查表 8-6 得Ka= 0.93 ，已知Ld查表 8-2得KL= 1.09 则V带根数 4.03 ，取z= 4 。 3.7 计算压轴力 由教材《 机械设计 》表 8-3 ，可知 A 型带单位长度质量q= 0.105 kg/m。 单根V带的初拉力最小值： = 180.61 N。 压轴力的最小值： = 1417.31 N。 四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮） 4.1 高速级齿轮传动设计 4.1.1选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数 1.按照图1中所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°。 2.带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度。 3.材料选择：由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。 4.选小齿轮齿数z1=34，大齿轮齿数z2=i1z1=3.3234=116.62，取z2=117。 4.1.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-11）计算小齿轮分度圆直径，即 （1）确定公式中的各参数值 1）试选KHt=1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。 3）由表10-7选取齿宽系数。 4）由图10-20查得区域系数ZH=2.5。 5）由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 6）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。 7）计算接触疲劳许用应力。 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=600MPa、=550MPa。 由式（10-15）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=1.02，KHN2=1.1。 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 （2）试算小齿轮分度圆直径 =57.19mm 2.调整小齿轮分度圆直径 （1）计算实际载荷系数前的数据准备。 1）圆周速度v。 2）齿宽b。 （2）计算实际载荷系数KH。 1）由表10-2查得使用系数KA=1.00。 2）根据v=1.08m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04。 3）齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2。 4）由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.421。 由此，得到实际载荷系数 （3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 4.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1.由式（10-7）试算模数，即 （1）确定公式中的各参数值 1）试选KFt=1.3。 2）由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数。 3）计算。 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.16，YFa2=2.05。 由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.46，Ysa2=1.68。 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为=500MPa、=380MPa。 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.98。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 （2）试算模数 =1.411mm 2.调整齿轮模数 （1）计算实际载荷系数前的数据准备。 1）圆周速度v。 2)齿宽b。 3)宽高比b/h。 b/h=47.974/3.174=15.11 （2）计算实际载荷系数KF。 1)根据v=0.904m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03。 2)由，，查表10-3得齿间载荷分配系数=1.0。 3)由表10-4用插值法查得=1.419，结合b/h=15.11查图10-13，得=1.3。 则载荷系数为 (3)由式(10-13)，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 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疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.425mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=63.39mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=63.39/2=31.695。 取z1=32，则大齿轮齿数，取z2=109，z1与z2互为质数。 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，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.1.4几何尺寸计算 1.计算分度圆直径 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 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，一般将小齿轮略为加宽(5~10)mm，即 取b1=70mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=64mm。 4.1.5圆整中心距后的强度校核 1.齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式（10-10）中的各参数。KH=1.77， ，，d1=64mm，i1=3.43，ZH=2.5，ZE=189.8MPa1/2，。将它们代入式（10-10），得到 齿面接触疲劳强度满足要求。 2.齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。KF=1.339, ，YFa1=2.16，YSa1=1.46，YFa2=2.05，YSa2=1.76，，，m=2mm，z1=32。将它们代入式（10-6），得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 4.1.7主要设计结论 齿数z1=32、z2=1079，模数m=2mm，压力角=20°，中心距a=141mm，齿宽b1=70mm、b2=64mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 4.2 低速级齿轮传动设计 4.2.1选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数 1.按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动， 压力角取为20°。 2.带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度。 3.材料选择：由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。 4.选小齿轮齿数z1=34，大齿轮齿数z2=i2z1=2.4434=82.96，取z2=83。 4.2.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即 （1）确定公式中的各参数值 1）试选KHt=1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。 3）由表10-7选取齿宽系数。 4）由图10-20查得区域系数ZH=2.5。 5）由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 6）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。 7）计算接触疲劳许用应力。 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=600MPa、=550MPa。 由式（10-15）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=1.06，KHN2=1.13。 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 （2）试算小齿轮分度圆直径 =87.10mm 2.调整小齿轮分度圆直径 （1）计算实际载荷系数前的数据准备。 1）圆周速度v。 2）齿宽b。 （2）计算实际载荷系数KH。 1）由表10-2查得使用系数KA=1。 2）根据v=0.479m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02。 3）齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数=1.1。 4）由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.428。 由此，得到实际载荷系数 （3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1.由式（10-7）试算模数，即 （1）确定公式中的各参数值 1）试选KFt=1.3。 2）由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数。 3）计算。 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.46，YFa2=2.26。 由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.65，Ysa2=1.78。 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为=500MPa、=380MPa。 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.88。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 （2）试算模数 =2.192mm 2.调整齿轮模数 （1）计算实际载荷系数前的数据准备。 1）圆周速度v。 2)齿宽b。 3)宽高比b/h。 b/h=74.528/4.932=15.11 （2）计算实际载荷系数KF。 1)根据v=0.33m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02。 2)由，，查表10-3得齿间载荷分配系数=1.0。 3)由表10-4用插值法查得=1.423，结合b/h=15.11查图10-13，得=1.45。 则载荷系数为 (3)由式(10-13)，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 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疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.33mm并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=93.3mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=93.3/3=31.1。 取z1=31，则大齿轮齿数，取z2=79，z1与z2互为质数。 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，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.2.4几何尺寸计算 1.计算分度圆直径 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 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，一般将小齿轮略为加宽(5~10)mm，即 取b1=100mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=96mm。 4.2.5圆整中心距后的强度校核 1.齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式（10-10）中的各参数。KH=1.602， ，，d1=96mm，i2=2.44，ZH=2.5，ZE=189.8MPa1/2，。将它们代入式（10-10），得到 齿面接触疲劳强度满足要求。 2.齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。KF=1.566， ，YFa1=2.46，YSa1=1.65，YFa2=2.26，YSa2=1.78，，，m=2.5mm，z1=32。将它们代入式（10-6），得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 4.2.7主要设计结论 齿数z1=32、z2=79，模数m=3mm，压力角=20°，中心距a=166.5mm，齿宽b1=100mm、b2=96mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 4.3 传动齿轮的主要参数 表4-3 传动齿轮的主要参数 高速级 低速级 齿数 z 32 109 32 79 中心距a /mm 141 166.5 模数 m /mm 2 3 齿宽b /mm 70 64 100 96 分度圆直径d/mm 64 218 96 237 齿顶高ha /mm 2 2 3 3 齿根高hf /mm 2.5 2.5 3.75 3.75 齿高h /mm 5 5 6.75 6.75 齿顶圆直径da /mm 68 222 102 243 齿根圆直径df /mm 79 213 88.5 229.5 五、轴的结构设计计算 5.1 高速轴的计算（1轴） 根据表 15-1 得，高速轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ，许用弯曲应力[σ-1b]= 60 MPa。 初估轴径 初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 120 12034.608/360 =28.1 mm 考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 0.843 mm，圆整后暂取d1= 30 mm。 轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图： 图2 高速轴径向尺寸图 表5-1 高速轴径向尺寸确定 轴段直径d /mm 确定方法 说明 d1= 30 初估轴径并圆整 d2= 37 d2= d1+（3~4）C1 定位轴间，C1=2.0 d3= 40 查指导书取标准件轴承 根据尺寸要求选取6208轴承 d4= 46 d4= d3+（3~4）C1 定位轴间，参考轴承安装尺寸 d5= 68 齿顶圆直径 da=68mm d6= 46 同d4 d7= 40 查指导书取标准件轴承 根据尺寸要求选取6208轴承 轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下（结构草图,标注轴段长度及支撑点距离，表格内用充分的文字说明支撑计算结果）： 图3 高速轴轴向尺寸图 经验值的计算与选取： 轴承端盖至箱外传动件间的距离L¢= 20mm 箱座壁厚d= 8mm 联接螺栓至外箱壁的距离C1= 20mm ；至凸缘边距离C2= 18mm 轴承座宽度L=C1+C2+d+(5~10)= 52mm 齿轮至机体内壁的距离D2= 10mm 大齿轮齿轮端面的距离D3= 10mm 轴承内侧至箱体内壁的距离D4= 12mm r（指导书38页图5-12） 表5-2 高速轴轴向尺寸确定 轴段长度L /mm 确定方法 说明 L1= 46.8 L=（1.5~ 2）d1 L2= 49.6 L’+e+L-B-D4 e =1.2d3=9.6mm d3:螺钉直径 L3= 20 轴承宽B+D 6208轴承B=18mm D取2mm L4= 127 满足整体尺寸要求 L5= 70 高速级小齿轮齿厚b1 L6= 20 满足齿轮端面与箱座内壁距离 L7= 18 轴承宽B 6208轴承B=18mm l1= 64 齿轮及轴承安装位置确定 l2= 169 齿轮及轴承安装位置确定 l3= 84 带轮及轴承安装位置确定 5.2 中间轴的计算（2轴） 根据表 15-1 得，中间轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ，许用弯曲应力[σ-1b]= 60 MPa。 初估轴径 初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 115 11534.43104.96 =40.04 mm 轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图： 图4 中间轴径向尺寸图 表5-3 中间轴径向尺寸确定 轴段直径d /mm 确定方法 说明 d1= 45 参考初估轴径，选取轴承6209 轴承内径为45mm d2= 48 d2= d1+（1~3） 过渡轴肩 d3= 54 d3= d2+（3~4）C1 定位轴间，C1=2.0 d4= 48 同d2 d5= 45 6209轴承内径45mm 轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下（结构草图,标注轴段长度及支撑点距离，表格内用充分的文字说明支撑计算结果）： 图5 中间轴轴向尺寸图 经验值的计算与选取： 轮毂宽度与轴段长度之差D= 2 （指导书38页图5-10） 齿轮至机体内壁的距离D2= 10 大齿轮齿轮端面的距离D3= 10 轴承内侧至箱体内壁的距离D4= 12（指导书38页图5-12） 表5-4中间轴轴向尺寸确定 轴段长度L /mm 确定方法 说明 L1=42 B+D2+D4+2-(b3-b4)/2 轴承宽B=19mm L2=98 b3-D b3=100mm L3=8 D3-(b3-b4)/2 轴肩 L4=62 b2-D b2=64mm L5=42 B+D2+D4+(b1-b2)/2 齿轮安装位置 l1=64.5 L1+L2-B/2- b3/2 齿轮及轴承安装位置确定 l2=90 b2/2+D3+ b4/2 齿轮相对位置确定 l3=82.5 D2+D4++B/2+ b3/2 齿轮及轴承安装位置确定 5.3 低速轴的计算（3轴） 根据表 15-1 得，低速轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ，许用弯曲应力[σ-1b]= 60 MPa。 初估轴径 初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 110 50.85 mm 考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 1.5255 mm，圆整后暂取d1= 53 mm。 轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图： 图6 低速轴径向尺寸图 表5-5 低速轴径向尺寸确定 轴段直径d /mm 确定方法 说明 d1=55 参考初估轴径，选取联轴器 HL4 d2=63 d2= d1+（3~4）C1 C1=2.5 d3=65 选取6213轴承 轴承内径=65mm d4=74 轴承安装尺寸 查表得6213轴承安装尺寸 d5=82 d5= d6+（3~4）C1 定位轴肩，C1=2.5 d6=68 d6= d7+（1~3） 过渡轴肩 d7=65 同d3 6213轴承 表5-6 所选用联轴器的主要参数 型号 公称转矩Tn /N×m 许用转速n /mm 轴孔直径d /mm 轴孔长度L /mm 轴孔长度L1 /mm HL4 1250 2800 55 112 84 D D1 D2 b A 195 16 轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下： 图7 低速轴轴向尺寸图 经验值的计算与选取： 轴承端盖至箱外传动件间的距离L¢= 20mm 箱座壁厚d= 8mm 联接螺栓至外箱壁的距离C1= 20mm ；至凸缘边距离C2= 18mm 轴承座宽度L=C1+C2+d+(5~10)= 52mm 齿轮至机体内壁的距离D2= 10mm 大齿轮齿轮端面的距离D3= 10mm 轴承内侧至箱体内壁的距离D4= 12mm （指导书38页图5-12） 表5-7 低速轴轴向尺寸确定 轴段长度L /mm 确定方法 说明 L1=110 由联轴器毂长确定,略短 选用HL4型联轴器 L2=46.6 e=1.2×8 L3=38.8 B+D4 B=23mm L4=70 满足整体尺寸要求 L5=11.2 1.4h 根据《机械设计手册》 L6=94 比齿轮轮毂宽度小1~2mm L7=49 齿轮及轴承安装位置确定 l1=113 联轴器与轴承相对位置确定 l2=156.5 齿轮及轴承安装位置确定 l3=90 齿轮及轴承安装位置确定 六、轴的强度校核 6.1 高速轴校核 轴的受力分析如下图： 图8 高速轴受力分析 齿轮的受力 3820 N； 1390.4 N 水平面内轴承约束力 列方程： 解得： FNH1=2770.7N FNH2=1049.3N 图9 高速轴水平面轴承约束力 竖直面内轴承约束力 列方程： 解得： FNV1=1008.5N FNV2=381.9N 图10 高速轴竖直面轴承约束力 弯矩图和扭矩图 水平面内弯矩图 图11 高速轴水平面内弯矩图 竖直面内弯矩图 图12 高速轴竖直面内弯矩图 扭矩图 图13 高速轴扭矩图 合成弯矩（考虑最不利的情况下） 带轮的压轴力FP在支点产生的反力 图14 高速轴压轴力作用反力 列方程： 解得： FNV1=1928.3N FNV2=511N 解得： =119056N·mm MaFp= 解得： MaFp=32702N·mm 弯矩图 图15 高速轴压轴力产生弯矩 合成弯矩 2.21×105 N×mm （注意单位换算） 按第三强度理论校核 18.6 MPa < 满足强度要求。 6.2 中间轴校核 轴的受力分析如下图： 图16 中间轴受力分析 齿轮的受力 大齿轮 3698 N； 1346 N 小齿轮 8397.3 N； 3056.4 N 水平面内轴承约束力 列方程： 解得： FNH1=5320N FNH2=6527.6N 图17 中间轴水平面轴承约束力 竖直面内轴承约束力 列方程： 解得： FNV1=173.6N FNV2=1626.9N 图18 中间轴竖直面轴承约束力 弯矩图和扭矩图 水平面内弯矩图 解得： MaH1=3.54×105N·mm MaH2=5.39×105N·mm 图19 中间轴水平面内弯矩图 竖直面内弯矩图 解得： MaV1=1.115×104N·mm MaV2=1.34×105N·mm 图20 中间轴竖直面内弯矩图 扭矩图 图21 中间轴扭矩图 最危险截面的合成弯矩 555407 N×mm （注意单位换算） 按第三强度理论校核 54.8 MPa < 满足强度要求。 6.3 低速轴校核 轴的受力分析如下图： 图22 低速轴受力分析 齿轮的受力 7962 N； 2898 N 水平面内轴承约束力 列方程： 解得： FNH1=2907N FNH2=5055N 图23 低速轴水平面轴承约束力 竖直面内轴承约束力 列方程： 解得： FNV1=1058.1N FNV2=1840N 图24 低速轴竖直面轴承约束力 弯矩图和扭矩图 水平面内弯矩图 解得： MaH=4.55×105N·mm 图25 低速轴水平面内弯矩图 竖直面内弯矩图 解得： MaV=1.66×105N·mm 图26 低速轴竖直面内弯矩图 扭矩图 图27 低速轴竖直面内弯矩图 最危险截面的合成弯矩 4.84×105 N×mm （注意单位换算） 按第三强度理论校核 18.4 MPa < 满足强度要求。 七、校核轴承寿命 表7-1 所选用的轴承主要参数 轴名称 轴承代号 d / mm D / mm B /mm Cr / kN 高速轴 6208 40 80 18 29.5 中间轴 6209 45 85 19 31.5 低速轴 6213 65 120 23 57.2 轴承设计要求寿命 365*24*5=43800 h 7.1 高速轴 根据轴的受力情况可知，高速轴上所受径向力大的轴承作用在轴段 7 ， 2948.5 N。 46366 h ＞ 满足要求。 7.2 中间轴 根据轴的受力情况可知，中间轴上所受径向力大的轴承作用在轴段 1 ， 6727 N。 48297 h ＞ 满足要求。 7.3 低速轴 根据轴的受力情况可知，低速轴上所受径向力大的轴承作用在轴段 7 ， 5379 N。 466083 h ＞ 满足要求。 八、键连接的选择和计算 本设计减速器共需键：5 个。 表8-1 键的主要参数 轴名 安装直径 d / mm 类型 h / mm b /mm 轮毂长度 / mm 键长L /mm 高速轴 30 A 7 8 46.8 40 中间轴 48 A 9 14 98 80 48 A 9 14 62 45 低速轴 55 A 10 16 110 100 68 A 12 20 94 70 九、箱体的设计 表9-1 铸铁减速器箱体的主要结构尺寸（mm） 名称 符号 尺寸 机座壁厚 d 8 机盖壁厚 d1 8 机座凸缘厚度 b 12 机盖凸缘厚度 b1 12 机座底凸缘厚度 b2 20 地脚螺钉直径 df 18 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 d1 14 盖与座联接螺栓直径 d2 10 连接螺栓d2的间距 l 160 轴承端盖螺钉直径 d3 8 窥视孔盖螺钉直径 d4 6 定位销直径 d 8 df, d1, d2至外机壁距离 C1 24，20，16 df, d2至凸缘边缘距离 C2 18，14 轴承旁凸台半径 R1 18 凸台高度 h 45 外机壁与轴承座端面距离 l1 50 大齿轮端面圆与内机壁距离 D1 10 齿轮端面与内机壁距离 D2 10 机盖，机座筋厚 m1,m 7，7 轴承端盖外径 D2 120，125，170 轴承旁联接螺栓距离 s 180 十、心得体会 漫长而短暂的课程设计即将结束,通过这三个周的课程设计，我学到了非常多。这三个周是非常充实的,时间虽然不长,却让我充分了解了设计的一般过程,将多门课程学到的知识通过这次实践很好的串联在一起。在这个过程中,我也遇到很多难题,感谢各位指导老师和同学给我耐心的解答。 在这次的设计过程中,我也出了一些错误和设计缺陷,充分认识到设计的过程是充满艰难险阻的,每个步骤都不能马虎大意。我会用这次课程设计中学到的知识和经验,对待以后的每一个机械专业上的问题。而且通过这次的课程设计,我清楚的认识到自己知识面的狭窄,这也激励这我要加倍学习各方面知识,为以后的设计打下坚实的基础。 总 成 绩： 指导教师签字： 2018 年 1月 3 日 36