Charles2016
范文一：机械设计课程设计-二级直齿圆锥齿轮减速器（含全套图纸）
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计算说明书
机械工程分院机械设计专业
需图纸 联系 695132052
00212班33号
设计者:
指导教师:
2003年7月 值得下载
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沈阳工业学院
目 录
一? 设计任务书????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2 二? 电机的选择计算
1. 择电机的转速?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2
2. 工作机的有效功率???????????????????????????????????????????????????????????????????????????2
3. 选择电动机的型号???????????????????????????????????????????????????????????????????????????3 三? 运动和动力参数的计算
1. 分配传动比????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3
2. 各轴的转速????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3
各轴的功率????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????4 3.
4. 各轴的转矩?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????4 四? 传动零件的设计计算
1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算?????????????????????????????????????????????????4
2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算?????????????????????????????????????????????????6 五? 轴的设计计算
4. 减速器高速轴I的设计?????????????????????????????????????????????????????????????????????9
5. 减速器低速轴II的设计??????????????????????????????????????????????????????????????????11
3. 减速器低速轴III的设计??????????????????????????????????????????????????????????????????14 六? 滚动轴承的选择与寿命计算
1.减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算?????????????????????????????????????????16
2.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算????????????????????????????????????????17
3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算?????????????????????????????????????18 七? 键联接的选择和验算
1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接??????????????????????????????????????????????????????????19
2. 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接????????????????????????????????????????????????????19
3. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接??????????????????????????????????????????????????20 八? 润滑油的选择与热平衡计算
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1. 减速器的热平衡计算?????????????????????????????????????????????????????????????????????????21
2. 润滑油的选择?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????22
????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????23 九? 参考文献
1.
计算内容 计算结果
一对圆锥滚子轴承的效率 η3= 0.98
一对球轴承的效率 η4= 0.99
闭式直齿圆锥齿传动效率η5= 0.95
η=0.808 闭式直齿圆柱齿传动效率η6= 0.97
Pr=3 kw b. 总效率η=η1η2 2η3 3η4η5η6=0.96×0.992 ×
0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.808
c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw
3. 选择电动机的型号
查参考文献[1]表4-12.2 得 表1.1
方案号 电机 额定 同步 满载 总传
选用三相异步电类型 功率 转速 转速 动比
动机Y132S-6
1 Y100L23 1500 1420 22.294 p=3 kw
-4 n=960r/min
2 Y132S-3 1000 960 15.072
6
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小
i=15.072 且质量价格也比较合理，所以选择Y132S-6型电动机。
i12=3.762 三，动和动力参数的计算
i23=4 6. 分配传动比
(1) 总传动比i=15.072
(2) 各级传动比:直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，
n0=960r/min 直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4
n1=960r/min (3) 实际总传动比i实=i12i34=3.762×4=15.048,
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n2=303.67r/min ?Δi=0.021，0.05，故传动比满足要求满足要求。
n3=63.829r/min 7. 各轴的转速(各轴的标号均已在图1.1中标出)
n4=63.829r/min n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，
n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min
8. 各轴的功率
3.
计算内容 计算结果
p0= 3 kw p0=pr=3 kw， p1= p0η2=2.970kw, p2= p1η4η3=2.965
p1= 2.970 kw kw, p3= p2η5η3=2.628 kw, p4=p3η2η3=2.550 kw
p2= 2.965 kw 4. 各轴的转矩，由式:T=9.55Pi/ni 可得:
p3=2.628 kw T0=29.844 N?m, T1=29.545 N?m, T2=86.955 N?m,
p4=2.550 kw T3=393.197 N?m, T4=381.527 N?m
四，传动零件的设计计算
1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 0=29.844 N?m Ta(选材: T1=29.545 N?m 小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255， T2=86.955 N?m
T3=393.197NζHP1=580 Mpa，ζFmin1 =220 Mpa
大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217， ?m
T=381.527N?m ζHP2=560 Mpa，ζFmin2 =210 Mpa
b. 由参考文献[2](以下简称[2])式(5—33)，计算应力循
环次数N: ζHP1=580
9 Mpa， N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10
8 ζFmin1=220 N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×10
Mpa 查图5—17得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式(5—29)得
ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， ζHP2=560
Mpa， ?[ζH]1=ζHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6
Mpa， ζFmin2=210
Mpa [ζH]2=ζHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×
0.92=577 Mpa
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?[ζH]1> [ζH]2，?计算取[ζH]= [ζH]2=533.6 Mpa
c(按齿面接触强度设计小齿轮大端模数(由于小齿轮更容易失
[ζ效故按小齿轮设计):
取齿数 Z1=21，则Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79 H]=533.6Mpa
?实际传动比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1，
o o o o ?δ2=72.2965=7216 35，δ1=17.7035=1742 12，则
o 小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035
o 圆锥齿轮参数 =23，zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.79
Z1=21
Z2=79
o δ1=1742 12
o δ2 =7216 35
4.
计算内容 计算结果
由[2]图5-14，5-15得
YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81
o o ZH=?2/cosα×sinα=?2/cos20×sin20=2.5
2 由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt?Z=1.1， εt
由[2] 取K=1.4
又? T1=28.381 N?m ，u= 3.762，фR=0.3
圆锥齿轮参数 由[2]式5-56计算小齿轮大端模数:
m=3 ? 2 m??4KT1YFaYsa/{фRZ[ζF](1-0.5фR)2 ?u2 1d1=63?
+1} d2=237? 将各值代得 m?1.498 da1= 68.715? 由[2]表5-9取 m=3 ? da2=238.827?
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d(齿轮参数计算: df1=56.142? 大端分度圆直径 d1=mz1=3×21=63?，d2=mz2=3×79=237df2=231.808? ? R=122.615? 齿顶圆直径 da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715v=3.165m/s ?， b= 36.78?
o Δ1=10? da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965=238.827?
o Δ2=14? 齿根圆直径df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035
=56.142? c=10?
o L1=12.4? df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965=231.808?
齿轮锥距 R=?d1+ d2/2=122.615?， L2=39?
大端圆周速度 v=?d1n1/60000=3.14×63×
960/60000=3.165m/s，
齿宽b=RфR =0.3×122.615=36.78?
由[2]表5-6，选齿轮精度为8级
由[1]表4.10-2得Δ1=(0.1,0.2)R
=(0.1,0.2)305.500=30.05,60.1?
取Δ1=10?，Δ2=14?,c=10?
轮宽 L1=(0.1,0.2)d1=(0.1,0.2)93=12.4?
L2=(0.1,0.2)d2=(0.1,0.2)×291=39?
e(验算齿面接触疲劳强度: 按[2]式5-53
2 ζH= ZHZE?2KT1?u+1/[bd u(1-0.5фR)2 ]，代 1
入各值得
5.
计算内容 计算结果
ζH=470.899，[ζH] =533.6 Mpa
? 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强[ζH]=533.6 Mpa
度高，故齿轮满足接触强度条件
f(齿轮弯曲疲劳强度校核:按[2]式5-55
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由[2]图5-19得YN1=YN2=1.0，
由[2]式 5-32及m=2，5?，得YX1=YX2=1.0
取YST=2.0，SFmin=1.4，由[2]式5-31计算许用弯曲应力:
[ζF1]= ζFmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×
2.0/1.4=314.29 Mpa
[ζF2]= ζFmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×[ζF]=300 Mpa
2.0/1.4=300 Mpa
?[ζF1]，[ζF2]， ?[ζF]=[ζF2]=300 Mpa
由[2]式5-24计算齿跟弯曲应力:
ζF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1(1-0.5фR)]=2×1.4×80070
×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 ，300
Mpa
ζF2=ζF1 YFa2Ysa2/(YFa1Ysa1)=181.59×1.81×2.23/
(2.8×1.55)=178.28，300Mpa
?两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度 ζHP1=580 Mpa 2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 ζFmin1=220
Mpa a(选材:
小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255， ζHP2=560 Mpa
ζHP1=580 Mpa，ζFmin1=220 Mpa ζFmin2=210
Mpa 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217，
ζHP2=560 Mpa，ζFmin2=210 Mpa
b. 由参考文献[2](以下简称[2])式(5—33)，计算应力循环次数N:
9 N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10，
8 N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10
查图5—17得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式(5—29)得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， [ζH]1=ζHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×
0.92=560.28 MPa
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6.
计算内容 计算结果
[ζH]2=ζHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×
0.92=597.63 MPa [ζH]=560.28
Mpa ?[ζH]1> [ζH]2，?计算取[ζH]= [ζH]2=560.28 Mpa
c. 按齿面接触强度计算中心距(由于小齿轮更容易失效故按
小齿轮设计):
?u=i34=4，фa=0.4，
ZH=?2/cosα?sinα=?2/cos200 ?sin200 =2.5
2 且由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt?Z=1.1 εt
? [2]式5-18计算中心距:
a?(1+u)?KT1 (ZE ZHZε/[ζH])2 /(2uφa)=5
×?1.1×86955×2.5×189.8/(2×4×0.4×
560.28)=147.61?
由[1]表4.2-10 圆整 取 a=160? 圆柱齿轮参数 d(齿轮参数设计: m=2?
m=(0.007,0.02)a=180(0.007,0.02)=1.26,3.6? Z1=32
查[2]表5-7取 m=2? Z2=128
齿数Z1=2a/m(1+u)=2×160/2(1+4)=32 d1=64 ?
Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128 d2=256?
则实际传动比 i=149/31=4 da1=8?
分度圆直径 d1=mz1=2×32=64 ?，d2=mz2=2×128=256da2=260? ? db1 =60.14?
齿顶圆直径 da1= d1+2m=68?，da2=d2+2m=260? db2 =240.56?
齿基圆直径 db1= d1cosα=64×cos20o =60.14? df1=59?
db2= d2cosα=256×cos20o =240.56? df2= 251?
齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59? v=1.113 m/s
df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251? a=160? 值得下载
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b=64? 圆周速度 v=?d1n2/60×103
=3.14×256×63.829/60×103 =1.113 m/s，
中心距 a=(d1+d2)/2=160?
齿宽 b=aΦa =0.4×160=64?
由[2]表5-6，选齿轮精度为8级
7.
计算内容 计算结果
e. 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由[2]表5-3，取KA=1.0;由[2]
图5-4(d)，按8级精度和VZ/100=?
dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03;由[2]表5-3得
Ka=1.2;由[2]图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13;
? K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397
o 又?ɑa1=arccosdb1/da1=arccos(60.14/68)=28.0268 o =281 36;
o ɑa2 = arccosdb2/da2=arccos(2240.56/260)=22.0061 o =220 17
?重合度 εa=[z(tanɑa1-tanɑ)+ z(tanɑa1-tan
o o ɑ)]/2?=[32(tan28.0268-tan20)+128(tan22.0061
-tan20)]=1.773
即Zε=?(4-εa)/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5
? ζH =ZHZEZε?2KT1(u+1)/bd2 1u=2.5×189.8×
0.862?2×1.397×83510×5.8065/(72×622 ×
5.024)=240.63，[ζH ]=560.28 Mpa
? 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强
度高，故齿轮满足接触强度条件
f(齿轮弯曲疲劳强度校核:
按Z1=32，Z2=128，由[2]图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18;
由[2]图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84
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由[2]式5-23计算
Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673
由[2]图5-19得YN1=YN2=1.0，
F1]= 314.29 [ζ由[2]式 5-32切m=2，5?，得YX1=YX2=1.0
Mpa 取YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式5-31计算许用弯曲应力: [ζF1]= ζFmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×[ζF2]= 300
2.0/1.4=314.29 Mpa Mpa [ζF2]= ζFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300
Mpa
8.
计算内容 计算结果
?[ζF1]，[ζF2]， ?[ζF]=[ζF2]=300 Mpa
由[2]式5-24计算齿跟弯曲应力: F]=300 Mpa [ζ
ζF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×
1.65×0.673/(2×64×64)=71.233 ，300 Mpa
ζF2=ζF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/
(2.56×1.65)=67.644，300 Mpa
?两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度
五， 轴的设计计算
9. 减速器高速轴I的设计
a. 选择材料:由于传递中小功率，转速不太高，故选用
45优质碳素结构钢，调质处理， ζB=637 Mpa，
按 [2]表8-3查得 ζB=637 Mpa， [ζb]-1=59 Mpa [ζb]-1=59 Mpa
b. 由扭矩初算轴伸直径:按参考文献[2] 有 d?A?p/n
?n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.11~0.16
?d1?16~23? 取d1=20? d1=20?
c. 考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴
器，因为电机的轴伸直径为dD=38?，查[1]表4.7-1选选用柱销联轴取联轴器规格HL3(Y38×82，Y30×60)，根据轴上零器
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件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图1.2a所示 HL3(Y38×82，
d. 该轴受力计算简图如图1.2b ， 齿轮1受力: Y30×60)
(1)圆周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/(64×10-3 )
=915.52 N， Ft1=915.52 N
Fr1=317.44 N (2)径向力Fr1= Ft1?tanα?cosδ1
=915.52×tan200 ?cos17.70350 Fa1=101.33 N
=317.44 N，
(3)轴向力Fa1= Ft1?tanα?sinδ1
=915.52×tan200 ?sin17.70350 Rcy= 1595.97N =101.33 N， RBY=-680.45
N e. 求垂直面内的支撑反力:
?ΣMB=0，?Rcy= Ft1(L2+L3)/L2=915.52(74+55)
/74=1595.97.97 N
?ΣY=0，?RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45
N，
9.
计算内容 计算结果
1 ?垂直面内D点弯矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY(L2+L3)dy
Mdy=0 =1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N??=3.662 N?m
1 f. 水平面内的支撑反力: M= 3.662 dy
N?m?ΣMB=0，?RCz=[Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2]/L2 =[317.44
(74+55)-680.45×64]/74=419.07 N，
?ΣZ=0，?RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N， RCz=419.07 N
RBz= -101.63N 1 ?水平面内D点弯矩MDz=0，M= RCzL3+ DzMDz=0
RBz(L3+L2)= 419.07×55-101.63×129=-7.095N?m 1 M= Dz2 2 g. 合成弯矩:MD=?M+ M= 0 N?m， DzDy
1 1212-7.095N?m M=?M+ M=7.98 N?m D DyDz
h. 作轴的扭矩图如图1.2c所示， MD=0 N?m， 值得下载
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1 计算扭矩:T=T1 =29.545N?m M=7.98 D I. 校核高速轴I:根据参考文献[3]第三强度理论进行校核: N?m
由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，
1 1 T= 29.545N?m ?MD ,M ，?取M= M=7.98 N?m， D D
M= 7.98 N?m 又?抗弯截面系数:w=?d3 min /32=3.14×203
-63 /32=1.045×10m
2 2 2 2 -6 ?ζ=?M+T/ w=?7.98+29.545/1.045×10
=39.132?[ζb]-1= 59 Mpa
故该轴满足强度要求。
2. 减速器低速轴II的设计
a. 选择材料:因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小(齿跟圆
直径db1=62?)需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和
热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理 ζb=637 Mpa，
按 [2]表8-3查得 ζb=637 Mpa， [ζb]-1=59 Mpa [ζb]-1=59 Mpa
b. 该轴结构如图1.3a，受力计算简图如图1.3b
齿轮2受力(与齿轮1大小相等方向相反):
Ft2=915.52N Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，
齿轮3受力: Fr2=317.44 N
Fa2= 101.33 N
10.
计算内容 计算结果 (1)圆周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/(64×10-3 )t3=2693.87N F
=2693.87N F r3=980.49 N
(2)径向力Fr3= Ft2?tanα=2693.87×tan200 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力: RAy=1919.26 N ?ΣMB=0，?RAy= [Ft2(L2+L3)+ Ft3L3]/(L1+L2+L3)RBY=1690.13 N
=[915.52(70+63)+2693.87×
63]/183=1919.26 N
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?ΣY=0，?MCy=41.26
N?m RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26
=1690.13 N 1 M Cy?垂直面内C点弯矩:
=41.26N?m MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N?m，
1 M= RBY(L2+L3)- Ft3L2 Cy
=1690.13×133-2693.87×70= 41.26 N?m， MDy= 92.96
N?m D点弯矩:MDy= RBY L3=1690.13×63= 92.96N?m，
1 1 M= Ray(L1+L2)- Ft2 L2 M= 92.96 DyDy
=1919.26×120-915.52×70=92.96 N?m N?m
d. 水平面内的支撑反力:
?ΣMB=0，?RAz=[Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2]/
(L1+L2+L3) =[317.44×133，980.49×RAz=750.70 N
RBz=547.23N 63-101.33×238.827/2]/128=750.70 N
?ΣZ=0，?RBz= Fr2+ Fr3- RAz
=317.44+980.49-750.70=547.23N，
?水平面内C点弯矩:
MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N?m， MCz=23.65
N?m M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2
=547.23×133 - 980.49×70=-10.55N?m， M1
D 点弯矩:MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N?m， Cz=-10.55N?m
M1 Dz= RAz(L1+L2)-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120
-101.33×164.9/2-317.44×70= 29.92N?m MDz=30.10
N?m 2 2 e. 合成弯矩:MC=?M+ M= 47.56N?m CzCyM1
Dz=29.92N?m 1 1212M=?M+ M=42.59 N?m CCyCy
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MC=47.56N?m
1 M=42.59 N?m C
11.
计算内容 计算结果
MD=97.71 N?m2 2 12121 MD=?M+ M=97.71 N?m，M=?M+ M= DzDyD DyDz1 M=97.66N?m D
97.66N?m T =86.955N?m
f. 作轴的扭矩图如图1.3c所，计算扭矩:
T=T2=86.955N?m
g. 校核低速轴II强度，由参考文献[3]第三强度理论进行校核:
1. 由图1.3可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，
1 1 ?MD ,M ，?取M= M=97.71 N?m， D D
?抗弯截面系数:w=?d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×
M= 47.56 N?m 10-6 m3
?ζ=?M2 +T2 / w=?97.712 +86.9552
/2.65×10-3
=44.27?[ζb]-1=59 Mpa
(2).由于C点轴径较小故也应进行校核:
1 1 ?MC ,M ，?取M= M=47.56 N?m， CC
?抗扭截面系数:w=?d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×
10-6 m3 ζB=637 Mpa
?ζ=?M2 +T2 / w=?47.562 +86.9552 [ζb]-1=59
Mpa /2.65×10-6
=35.14?[ζb]-1= 59 Mpa
故该轴满足强度要求 Ft4=2693.87N 3. 减速器低速轴III的设计 Fr4=980.49 N a. 选择材料:由于传递中小功率，转速不太高，故选用45
RBY=1157.52 N 优质碳素结构钢，调质处理，按[2]表8-3查得 ζB=637
Mpa， [ζb]-1=59 Mpa Rcy=1536.35 N 值得下载
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b. 该轴受力计算简图如图1.2b
MDy=84.50 齿轮4受力(与齿轮1大小相等方向相反):
N?m 圆周力Ft4=2693.87N，径向力Fr4=980.49 N
1 c. 求垂直面内的支撑反力: M=84.50 Dy
N?m ?ΣMC=0，?RBY= Ft4L1/( L1+L2)=2693.87×71/(125+71)=1157.52 N
?ΣY=0，?Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35
N，
?垂直面内D点弯矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50
1 N?m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N?m Dy
d. 水平面内的支撑反力:
12.
计算内容 计算结果
?ΣMC=0，?RBz=Fr4 L1/( L1+L2)=980.49×70/196 Bz=421.31N R=421.31N RCz=559.18N
?ΣZ=0，?RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，
?水平面内D点弯矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 MDz=30.75
N?m 1 N?m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N?m Dz
1 M=30.76 Dz
2 2 e. 合成弯矩:MD=?M+ M= 90.20 N?m， DzDyN?m
1 1212 M=?M+ M=89.92 N?m D DyDzMD=90.20 N?m
1 f. 作轴的扭矩图如图1.2c所，计算扭矩: M=89.92 D
T=T3=393.197N?m N?m
g. 校核低速轴III:根据参考文献[3]第三强度理论校核:
由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， ?T= 393.197N?m
1 M= 90.20 N?m MD ,M ，?取M= MD =90.20 N?m， D
又?抗弯截面系数:w=?d3 min/32=3.14×423 /32
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=7.27×10-6 m3
?ζ=?M2 +T2 / w=?90.20 2 +393.1972
/7.27×10-6
=55.73?[ζb]-1= 59 Mpa
故该轴满足强度要求。
六，滚动轴承的选择与寿命计算
1. 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算 选用圆锥滚子轴a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外承30208
载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40?，由[1]表4.6-3(GB/T297-94)
选用型号为30208，其主要参数为:d=40?，D=80?，
Cr=59800 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800
查[2]表9-6当A/R?е时，X=1，Y=0;
当A/R,е时，X=0.4，Y=1.6
b. 计算轴承D的受力(图1.5)，
RB=271.70 N 2 2 (1)支反力RB=? R+ R=?36.252 +269.272 BYBzRC=1236.46 N
2 2 =271.70 N，RC=? R+ R=?1184.792 cyCz
+353.692 =1236.46 N
(2)附加轴向力(对滚子轴承 S=Fr/2Y)
13.
计算内容 计算结果 ?SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N， SB=90.57 N
SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N SC=412.15 N c. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 N A=101.33 N F
AB=310.82 N d. 各轴承的实际轴向力 AB=max(SB，FA -SC)
AC=412.15 N = FA -SC =310.82 N，AC=(SC，FA +SB)= SC =412.15 N e. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查[2]表9-7 值得下载
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fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5
? AB/RB=310.82/271.70=1.144,е=0.37 ，
取X=0.4，Y=1.6，
?PB= fdfm(X RB +YAB)=1.8×(0.4×271.7+1.6×PB=1090.79 N
310.82)=1090.79 N PC=2225.63N ?AC/ RC =412.15/1236.46=0.33,е=0.37 ，取X=1，Y=0，
?PC= fdfm(X RC +YAC)=1.2×1.5×1×1236.46
= 2225.63N
f. 计算轴承寿命 又PB ,PC，故按PC计算，查[2]表9-4
得ft=1.0
?L10h=106 (ftC/P)/60n1=106 (59800/2225.63)
10/3 /(60×960)=0.12×106 h，按每年250个
工作日，每日一班制工作，即L1=60.26,L=11年
故该轴承满足寿命要求。 2. 减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算 选用圆锥滚子轴a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外承30207
载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=35?，由[1]表4.6-3(GB/T297-94)
选用型号为30207，其主要参数为:d=35?，D=72?，
Cr=51500 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200
查[2]表9-6当A/R?е时，X=1，Y=0;
当A/R,е时，X=0.4，Y=1.6 RB=1995.75 N b. 计算轴承D的受力(图1.6)
2 2 1. 支反力RB=?R+R=?1919.262 +547.232 BYBz
=1995.75 N
14.
计算内容 计算结果
RA=922.23 N 2 2 RA=? R + R =?750.702 +353.692 AyAz
=922.23 N SB=623.67 N 值得下载
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2. 附加轴向力(对滚子轴承 S=Fr/2Y) SA=288.20 N
?SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N， A= 101.33 N F
SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N AB=623.67 N
AA=522.34 N c. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 N
d. 各轴承的实际轴向力 AB=max(SB，FA +SA)= SB
=623.67 N，AA=(SA，FA-SB)= FA-SB =522.34 N
e. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查[2]表9-7
fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5
? AB/RB=623.67/1995.75=0.312,е=0.37，取X=1，Y=0 PB=3592.35 N
PA=2168.34N ?PB= fd fm(X RB +YAB)=1.2×1.5×
1995.75=3592.35 N ?AA/ RA =522.34/922.23=0.566,е=0.37，取X=0.4， Y=1.6
?PA= fd fm(X RA +YAA)
=1.8×(0.4×922.23+1.6×522.34)=2168.34N f. 计算轴承寿命
又PB ,PA，故按PB计算，查[2]表9-4 得ft=1.0
?L10h=106 (ftC/P)/60n2=106 (51500/3592.35)
选用深沟球轴承10/3 /(60×303.673)=0.1833×106 h，按每年
6211 250个工作日，每日一班制工作，即L1=91.65,L=11年
故该轴承满足寿命要求。 (GB/T276-94)
3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算
a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，
初取d=55?，由[1]表4.6-3选用型号为6211，其主要参RB=1231.81 N 数为:d=55?，D=100?，Cr=33500 N，Cr0=25000 RC=1634.95 N b. 计算轴承D的受力(图1.5) FA=0 N
2 2 支反力RB=? R+ R=?1157.522 +421.312 BYBz
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2 2 =1231.81 N，RC=? R+ R=?1536.352 +559.182 cyCz
=1634.95 N
c. 轴向外载荷 FA=0 N
15.
计算内容 计算结果
d. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查[2]表9-7
fd =1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5
?PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N
?PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91N PB=2256.5 N e. 计算轴承寿命 PC= 2942.91N
又PB ,PC，故按PC计算，查[2]表9-4 得ft=1.0
?L10h=106 (ftC/P)/60n3=106 (33500 /2942.91)
10/3 /(60×63.829)=27.41×106 h，按每年250
个工作日，每日一班制工作，即L1=399.45,L=11年故该轴
承满足寿命要求。
七，键联接的选择和验算
1.联轴器与高速轴轴伸的键联接 L=50?
采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=30d=30? ?，查[1]表4.5-1得 b×h=8×7，因半联轴器长为60?，h=7? 故取键长L=50? ， L1 =42? 即d=30?，h=7?，L1 =L-b=42?，T1=28.38 N?m， T1=28.38 N?m
由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa
?ζP=4T/dhL1 =4×29.844/(30×7×42)
=12.87,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
2(小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接
采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=20L=42? ?，查[1]表4.5-1得 b×h=6×6，因小圆锥齿轮宽为55d=20? 值得下载
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?，故取键长L=42? h=6? 即d=20?，h=6?，L1 =L-b=36?，T1=29.844N?m， L1 = 36? 由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa T1=29.844N?m
?ζP=4T/dhL1 =4×29.844/(20×6×36)
=27.63,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
3( 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接
16.
计算内容 计算结果 采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=50?，L=44? 查[1]表4.5-1得 b×h=14×9，因大圆锥齿轮宽为50?，故d=50? 取键长L=44? h=9? 即d=50?，h=9?，L1 =L-b=30?，T2=86.955 N?m， L1 =30? 由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa T2=86.955 N?m
?ζP=4T/dhL1 =4×86.955/(50×9×30)
=25.76,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
4. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接
采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=60L=54? ?，查[1]表4.5-1得 b×h=18×11，因大圆柱齿轮宽为64d=60? ?，故取键长L=54? ，即d=60?，h=11?，L1 =L-b=36h=11? ?，T3=393.197 N?m， L1 =36?
由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa T3=393.197 N?m
?ζP=4T/dhL1 =4×393.197 /(60×11×36)
=66.19,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
5. 低速轴III与输出联轴器的键联接
采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=42
?，查[1]表4.5-1得 b×h=12×8，因半联轴器长为84?，L=72? 值得下载
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故取键长L=72? ，即d=42?，h=8?，L1 =L-b=60d=42?
h=8? ?，T4=381.527 N?m，
由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa L1 =60? ?ζP=4T/dhL1 =4×381.527 /(42×8×60) T4=381.527 N?m
=75.70,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
八，联轴器的选择
1. 输入端联轴器的选择
根据工作情况的要求，决定高速轴与电动机轴之间选用
17.
计算内容 计算结果
弹性柱销联轴器。
按参考文献[3]，计算转矩为
Tc=KAT，由载荷平稳，冲击较小查[2]表6-6有 KA=1.15， Tc=34.32 N?m
又?T=29.844 N?m
?Tc=1.15×29.844=34.32 N?m
根据Tc=34.32 N?m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于
许用最高转速及电动机轴伸直径d0=38 mm，高速轴轴伸
直径d=30 mm，查[1]表4.7-1 选用联轴器HL4
型(Y38×82， 选用HL3型其公称转矩Tpmax=630 N?m许用最高转
30×60)速n=5000r/min，轴孔直径范围d=30~48 mm孔长L1=82
GB5014-85 mm，L2=60mm，满足联接要求。
标记为:联轴器HL4型(Y38×82，30×60)GB5014-85
2. 输出端联轴器的选择
根据工作情况的要求，决定低速轴与卷筒轴之间也选用
柱弹性销联轴器。
按参考文献[3]，计算转矩为
Tc=KAT，由载荷不均匀，冲击较小查[2]表6-6有 Tc=97.83 N?m
KA=1.2，
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又?T=81.527 N?m
?Tc=1.2×81.527 =97.83 N?m
根据Tc=97.83 N?m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于
选用联轴器HL4许用最高转速及输出轴轴伸直径d0=42 mm，卷筒轴轴伸
直径d=56 mm，查[1]表4.7-1 型(Y42×84，
56×112)选用HL4型其公称转矩Tpmax=1250 N?m许用最高转
GB5014-85 速n=4000r/min，轴孔直径范围d=40~56 mm孔长L1=112
mm，L2=84mm，满足联接要求。
标记为:联轴器HL4型(Y42×84，56×112)GB5014-85
八， 润滑油的选择与热平衡计算
1. 减速器的热平衡计算
一般情况下，连续工作时减速器的齿轮传动由摩擦损耗的
18.
计算内容 计算结果
功率为 Pf=P(1-η)kw，
且减速器传动的总效率η=η1η3 3η4η5η6=0.96×
0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.824
则由[2]可知产生的热流量为 H1=1000P0(1-η)
=1000×3×0.176=528 W
以自然冷却方式，能丛箱体外壁散逸到周围空气中的热流
量为 {箱体散热系数取Kd=16W/(???)，且经计算
箱体散热总面积为A=1.06?} 所以，由[2]6-21有
t?t0+1000P0(1-η)/(KdA)=20+528/(16×1.06)
=51.13?
2. 润滑油的选择
由于是中低速一般闭式齿轮传动且齿面应力小于500 Mpa 又?v=1.113,5 m/s，箱体温度t=51.13,55?
按[2]表5-12得 所需润滑油黏度为680，
?由黏度680，查[1]表4.8-1得
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选用代号为680的抗氧防锈工业齿轮油(SY1172-1980)
19.
计算内容 计算结果
参考文献:
[1] 巩云鹏、田万禄等主编. 机械设计课程设计 .
沈阳:东北大学出版社 2000
[2] 孙志礼，冷兴聚，魏严刚等主编. 机械设计.
沈阳:东北大学出版社 2000
[3] 刘鸿文主编. 材料力学. 北京:高等教育出版社1991 [4] 哈尔滨工业大学理论力学教研组编. 理论力学.
北京:高等教育出版社 1997
[5] 大连理工大学工程画教研室编. 机械制图.
北京:高等教育出版社 1993
[6] 孙 桓，陈作模主编. 机械原理.
北京:高等教育出版社 2000
[7] 高泽远，王 金主编. 机械设计基础课程设计. 值得下载
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沈阳:东北工学院出版社 1987
[8] 喻子建，张磊、邵伟平、喻子建主编. 机械设计习题与解题
分析.
沈阳:东北大学出版社 2000
[9] 张 玉，刘 平主编. 几何量公差与测量技术 .
沈阳:东北大学出版社 1999
[10] 成大先 主编.机械设计手册(减(变)速器.电机与电器)
化学工业出版社
20.
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范文二：机械设计课程设计-二级直齿圆锥齿轮减速器设计（全套图纸）
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设算设明设
机械工程分院机械设设设设全套CAD设设～加QQ 695132052
班号0021233
设设者,
指设设,教
年月20037
沈工设院阳学
设得下设
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目 设
????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????一? 设设任设设2二? 设机的设设设算
?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????设设机的设速1. 2
???????????????????????????????????????????????????????????????????????????工作机的有效功率2. 2
???????????????????????????????????????????????????????????????????????????设设设设机的型号3. 3三? 设和设力的设算运参数
????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????1.分配设设比3
????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2.各设的设速3
????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3.各设的功率4
?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????4各设的设矩. 4四? 设设零件的设设设算
?????????????????????????????????????????????????设式直设设设设设设设设的设设设算1. 4
?????????????????????????????????????????????????设式直设设设柱设设设设的设设设算2. 6五? 设的设设设算
?????????????????????????????????????????????????????????????????????4.减速器高速设的设设I9
?????????????????????????????????????????????????????????????????? 5.减速器低速设的设设II11
??????????????????????????????????????????????????????????????????减速器低速设的设设3. III14六? 设设设承的设设命设算与寿
?????????????????????????????????????????减速器高速设设设设承的设设命设算与寿1.I16
????????????????????????????????????????减速器低速设设设设承的设设命设算与寿2.II17
?????????????????????????????????????减速器低速设设设设承的设设命设算与寿3. III18七? 设设接的设设和设算
??????????????????????????????????????????????????????????设设器高速设设伸的设设接与1. 19
????????????????????????????????????????????????????大设设设设低速设与的的设设接2. II19
??????????????????????????????????????????????????3.大设柱设设低速设与的的设设接III20八? 设滑油的设设设平衡设算与
?????????????????????????????????????????????????????????????????????????减速器的设平衡设算1. 21设得下设
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?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????设滑油的设设2. 22
????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????九? 考文参献 23
1.
设算容内设算设果
一设设设设子设承的效率 η3= 0.98
一设球设承的效率 η= 0.994
设式直设设设设设设效率η= 0.955
η=0.808设式直设设柱设设设效率η= 0.976
3 Pr=kw设效率η=ηη 2ηηηη=0.96×0.99b. 123 34562
×0.98×0.99×0.95×0.97=0.8083
所需设设机的设出功率 η=2.4/0.808=3c. Pr=Pw/kw
设设设设机的型 号3.
设考文参献表得 表[1]4-12.2 1.1
方案号设机设定同步设设设设
设型功率设速设速设比设用三相步设设机异
Y132S-6
1Y100L23150014222.294p=3 kw
-40
n=960r/min 2Y132S-3100096015.072
6
根据以上设可行同步设速设机设比可设～方案两设设比小且设量价2
格也比设合理～所以设设型设设机。Y132S-6
～设和设力的设算参数3i=15.072
分配设设比6.i12=3.762
;,设设设比1i=15.072i23=4
;,2各设设设比,直设设设设设设设设比 ～i12=3.762
直设设设柱设设设设比 i23=4
;,3设设设设设比设i=i12i34=3.762×4=15.048,n0=960r/min
?Δ～故设设比设足要求设足要求。i=0.021,0.05n1=960r/min
各设的设速;各设的设均已在设号中设出,7.1.1n2=303.67r/min
～～n0=960r/minn1=n0=960r/minn2=n1/ 设得下设
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～i12=303.673r/minn3= n2/ n3=63.829r/min
～i34=63.829r/minn4=n3=63.829r/minn4=63.829r/min
各设的功率8.
3.
设算容内设算设果p0=pr=3 kw～ p1= p0η2=2.970kw, p2= p1η4η3=2.965 p0= 3 kw kw, p3= p2η5η3=2.628 kw, p4=p3η2η3=2.550 kw p1= 2.970 kw4. 各设的设矩～由式,可得,T=9.55P/n ii2.965 p2= kw
N?mN?m T=29.844, T=29.545 , T=86.955012p3=2.628 kwN?m, p4=2.550 kw
N?mN?mT=393.197, T=381.527 34
四～设设零件的设设设算 T=29.8440设式直设设设设设设设设的设设设算1. N?m ,设材,aT=29.545 1小设设材料设用号设～设设设理～～45HB=217~255N?m
σ=580～σ =220 Mp MpHP1Fmin1aa T=86.9552大设设材料设用号设～正火设理～～45HB=162~217N?m
σ=560～σ=210 Mp MpHP2Fmin2 aaNT=393.1973b. 由考文参献[2];以下设称[2],式;533—,～设算设力循设次?m
数N,N?T=381.527N=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10 1m
N=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×102
设设517—得 Z=1.0～Z=1.12～由式;529—,得 N1N2σ=580 HP1
Z=Z=1.0～取X1X2～Mpa
S=1.0～Z=1.0～Z=0.92～HminWLVRσ=220 Fmin1?[σH]1=σZZZZ/S=580×0.92HP1LVRWX1N1HminMpa
=533.6～ Mpaσ=560 HP2
[σH]2=σZZZZ/S HP2N2X2WLVRHmin～Mpa
=560×1.12×0.92=577 Mpaσ=210 Fmin2?[σ]1> [σ]～?设算取[σ]= [σ]=533.6 MpaHH2HH2
设得下设
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,按设面接强度设设小设设大端模;由于小设设更容易失效故按触数cMpa
小设设设设,,
取设 数Z1=21～设Z2=Z1～取Z2=79 i12=3.762×32=79?设设设设比u=Z2/Z1=7921～且δ2δ1～/=3.762u=tan=cot
[σ]533.6Mp?δ2=72.2965=7216 35～δ1=17.7035=1742 12～设小设设设设=H的量设当数zm1=z1/cosδ1 a=21/cos17.7035=23～z=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.m2
79
设设设设参数
Z1=21
Z2=79
δ1=1742 12
δ2 =7216 35
4.
设算容内设算设果设得下设
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代做模具、机械等设设的设程设设、设设设设～且设有大量设成的机械、模并
具设设设设～都是答设后全套的设设～有设设、设明设和英文设～有需翻
要的可设系我设。QQ,943048723
手机,13585344458
此套设设设供下设的同考～设设,学参
由[2]设5-14～5-15得
Y=2.8～Y=1.55～Y=2.23～Y=1.81FasaFa2sa2
设设设设参数ZH=?2/cosα×sinα=?2/cos20×sin20=2.5
m=3 ?由[2]表11-5有 Z=189.8～取Kt?Z=1.1～ E
d1=63?由[2] 取K=1.4
d2=237?又? T1=28.381 N?m ～u= 3.762～ф=0.3R
da1= 68.715? 由[2]式5-56设算小设设大端模, 数
da2=238.827?m??4KTYY/{фZσ,2 ?u2 ;1-0.5ф[]1FasaRFR
df1=56.142?+1}
df2=231.808?将各设代得 m?1.498
R=122.615?由[2]表5-9取 m=3 ?
v=3.165m/sd,设设设算,参数
b= 36.78?大端分度设直 径d1=mz1=3×21=63
Δ1=10??～d2=mz2=3×79=237?
Δ2=14?设设设直 径da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715?～
c=10?da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965=238.827?
L1=12.4?设根设直径df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035
L2=39?=56.142?
df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965=231.808?
设设设距 R=?d1+ d2/2=122.615?～
大端设周速度
v=?d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s～设设b=RфR =0.3×122.615=36.78?
由[2]表5-6～设设设精度设8设
由[1]表4.10-2得Δ1=;0.1,0.2,R设得下设
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5.
设算容内设算设果
σH=470.899设[σH] =533.6 Mpa
[σ]=533.6H Mpa ? 小设设设足接疲设强度～且大设设比小设设接强度高～触触
故设设设足接强度件触条
f,设设曲疲设强度校核,按弯[2]式5-55
由[2]设5-19得Y=Y=1.0～N1N2
由[2]式 5-32及m=2设5?～得Y=Y=1.0X1X2
取～～由式设算设用曲设力,弯YST=2.0SFmin=1.4[2]5-31
σF1 σYY[]=Y/ SFmin Fmin1Fa1sa1ST
=220×2.0/1.4=314.29 Mpa
σ[]=300 MpaFσF2 σYY/[]=Y SFmin Fmin2Fa2sa2ST
=210×2.0/1.4=300 Mpa
?σσ～ ?σσ[],[][]=[]=300 MpaF1F2FF2
由式设算设曲设力,跟弯[2]5-24
σF1=2KTYY/[bmd;1-1Fa1sa111
0.5ф,]=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.93R
5×62=181.59 ,300 Mpa
σF2=σ YY/F1Fa2sa2
;YY=181.59×1.81×2.23/Fa1sa1,
σ=580 HP1;2.8×1.55,=178.28设300Mpa
Mpa?设设设足设曲疲设强度两跟弯
σF=220 min1设式直设设设柱设设设设的设设设算2.
Mpa,设材,a
σ=560 HP2小设设材料设用号设～设设设理～～45HB=217~255
Mpaσ=580～σ=220 Mpa MpaHP1Fmin1
σ=210 Fmin2大设设材料设用号设～正火设理～～45HB=162~217
Mpaσ=560～σ=210 Mpa MpaHP2Fmin2
b. 由考文参献[2];以下设称[2],式;533—,～设算设力循设设得下设
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次数N,
N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10～
N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10
设设517—得 Z=1.05～Z=1.16～由式;529—,得 N1N2
Z=Z=1.0～取X1X2
S=1.0～ZW=1.0～Z=0.92～HminLVR
[σH]1=σZZZZ/S=580×1.05×HP1LVRWX1N1Hmin
0.92=560.28MP a
6.
设算容内设算设果[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×
[σ]=560.28 0.92=597.63 MPaH
?[σ]> [σ]～?设算取[σ]= [σ]=560.28 H1H2HH2MpaMpa
c. 按设面接强度设算中心距;由于小设设更容易失效故按小设设触
设设,,
?u=i=4～ф=0.4～34a
Z=?2/cosα?sinα=?2/cos200 ?sin200 =2.5H
且由[2]表11-5有 Z=189.8～取Kt?Z=1.1 E
? [2]式5-18设算中心距,
ε/a?;1+u,?KT ;Z ZZ[σ],2 /1EHH
;2uφ,=5×?1.1×86955×2.5×189.8/a
;2×4×0.4×560.28,=147.61?
由[1]表4.2-10 设整 取 a=160?设柱设设参数d,设设设设,参数m=2?
m=;0.007,0.02,a=180;0.007,0.02,=1.26,3.6?Z1=32
设[2]表5-7取 m=2?Z2=128
设数Z1=2a/m;1+u,=2×160/2;1+4,=32d1=64 ?
Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128d2=256?
设设设设设比 i=149/31=4
设得下设
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分度设直 径d1=mz1=2×32=64 da1=8?
?～d2=mz2=2×128=256?da2=260?设设设直 径da1= d1+2m=68?～da2=d2+2m=260?db1 =60.14?设基设直 径db1= d1cosα=64×cos20o =60.14?db2 =240.56?
db2= d2cosα=256×cos20o =240.56?df1=59?设根设直 径df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59?df2= 251?
df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251?v=1.113 m/s设周速度 v=?d1n2/60×10 a=160?3
=3.14×256×/60×103 =1.113 m/s～b=64?63.829
中心距 a=;d1+d2,/2=160?
设设 b=aΦa =0.4×160=64?
由[2]表5-6～设设设精度设8设
7.
设算容内设算设果
e. 设算设面接疲设强度触
按设机设设～设荷平设～由[2]表5-3～取KA=1.0～由[2]设5-4;d,～按8设精度和
VZ/100=?dn/60000/100=0.30144～得Kv=1.03～由[2]表5-3得Ka=1.2～由[2]设5-7和b/d1=72/60=1.2～得KB=1.13～
? K=KKKK=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397 vaAB
又
?a1=arccosdɑ/d=arccos;60.14/68,=28.0268=281 b1a1
36～
ɑa2 =
arccosd/d=arccos;2240.56/260,=22.0061=220 17b2a2
?重合度 ε=[z;tanɑ-tanɑ,+ z;tanɑ-aa1a1
tanɑ,]/2?=[32;tan28.0268-tan20,+128;tan22.0061-
tan20,]=1.773
设得下设
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ε即Z=?;4-ε,/3=0.862～且 a
Z=189.8～Z=2.5EH
ε? σH =ZZZ?2KT1;u+1,/bdHE2
1u=2.5×189.8×0.862?2×1.397×83510×5.8065
/;72×622 ×5.024,=240.63设[σ]=560.28 H
Mpa
? 小设设设足接疲设强度～且大设设比小设设接强度高～故触触
设设设足接强度件触条
f,设设曲疲设强度校核,弯
按Z1=32～Z2=128～由[2]设5-14得
σ[]= 314.29 YFa1=2.56～YFa2=2.18～由[2]设5-15得F1
Y=1.65～Y=1.84Mpasa1sa2
由[2]式5-23设算 σF2[]= 300
Y=0.25+0.75/ε=02.5+0.75/1.773=0.673Mpaa
由[2]设5-19得Y=Y=1.0～N1N2
由[2]式 5-32切m=2设5?～得Y=Y=1.0X1X2
取～～由式设算设用曲设力,弯YST=2.0Sfmin=1.4[2]5-31
σF1 σFmin1YFa1Ysa1[]=YST/ Sfmin
=220×2.0/1.4=314.29 Mpa
σF2 σFmin2YFa2Ysa2/[]=YSTSfmin=210×2.0/1.4=300
Mpa
8.
设算容内设算设果
?[σF1],[σF2]～ ?[σF]=[σF2]=300 Mpa
σ[=300 MpaF]由式设算设曲设力,跟弯[2]5-24
σ=2KT1YY/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1YF1Fa1sa1
.65×0.673/;2×64×64,=71.233 ,300 Mpaσ=σYY/YY=71.233×1.84×2.18/F2F1Fa2sa2Fa1sa1
;2.56×1.65,=67.644设300 Mpa
设得下设
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?设设设足设曲疲设强度两跟弯
五～ 设的设设设算
减速器高速设的设设9.I
设设材料,由于设设中小功率～设速不太高～故设用设设碳a. 45
素设设构～设设设理～σB=637～ Mpa
按 [2]表8-3设得 σB=637～ σb]-1=59σb]-1=59 Mpa[ Mpa[ Mpa
由矩初算设伸直,按考文扭径参献有 b. [2] d?A?p/n
?～～且n0=960r/minp1=2.97 kwA=0.11~0.16
?? 取??d1?16~23d1=20d1=20
考设设设机伸设用设设器设接。考设用柱设设设器～因设设机的与并c. I
设伸直设径?～设表设取设设器设格设用柱设设设器dD=38[1]4.7-1
;～,～根据设上零件布置～装拆;HL3Y38×82Y30×60HL3Y38×82
和定位需要设设各段尺寸如设所示～,1.2aY30×60
设设受力设算设设如设～ 设设受力,d.1.2b 1
;,设周力;,1F=2T1/d=2×29.545/64×10-3 F=915.52 Nt1m1t1
～=317.44 N=915.52 NFr1
αδ;,向力径F=101.33 N2F= F?tan?cos1a1r1t1
=915.52×tan200 ?cos17.70350
=317.44 N～
αδ;3,设向力F=R= F?tan?sin 1595.97Na11cyt1
=915.52×tan200 ?sin17.70350 680.45R=- NBY=101.33 N～
e. 求垂直面的支内撑反力,
?ΣMB=0～?R= cy
;,;,FL2+L3/L2=915.5274+55/74=1t1
595.97.97 N
?Σ～?-R=915.52-1595.97680.45 Y=0R=- =FcyBYt1
～N
设得下设
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9.
设算容内设算设果?垂直面内D点弯矩Mdy=0～M= Rcy L3+ RBY;L2+L3,=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N??Mdy=0=3.662 N?m
M=3.662 N?m水平面的支内撑反力,f.
?ΣMB=0～?R=[F(L3+L2)-Fd/2]/L2 Czr1a1m1
R=419.07 NCz;,680.45～=[317.4474+55-×64]/74=419.07 N
R= -101.63NBz?Σ～?～Z=0R= F- R =317.44-419.07=-101.63NBzr1Cz
M=0Dz?水平面内点弯矩～DM=0M= RL3+ DzCz
M= -7.095N?mR(L3+L2)= 419.07×55-101.63×129=-7.095N?mBz
～ MD=0 N?mg.合成矩,弯～ MD=?M+ M= 0 N?m
M=7.98 N?m1212 M=?M+ M=7.98 N?mDyDz
作设的矩设如设扭所示～h.1.2c
T= 29.545N?m设算矩,扭T=T1 =29.545N?m
M= 7.98 N?m校核高速设,根据考文参献第三强度理设设行校核,I. I[3]
由设可知～点弯矩最大～故先设算设的强度～ 1.2DD
?,～?取M=～ MD M M=7.98 N?m
又?抗截弯数面系,w=?d /32=3.14×203 /3 min
-632=1.045×10m
?σ=?M+T/?7.98+29.545/ w=1.045×10
-σ]-1= 596=39.132?[ Mpab
故设设设足强度要求。
σb=637～ Mpa减速器低速设的设设2. II
σb]-1=59[ Mpaa.设设材料,因设直设设柱设设的小设直设小;设设直径跟径db1=62?,需制成设设设设～故设设的材料和设设理设设一构与即致～设45设设素设设碳构～设设设理
F=915.52Nt2按 [2]表8-3设得 σb=637～ σb]-1=59 Mpa[ Mpa
317.44 NF=r2设设设如设构～受力设算设设如设b.1.3a1.3b
F=101.33 N a2设设受力;设设与大小相等方向相反,,21
设得下设
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=101.33 N～～ 317.44 N～ FF=915.52NF= a2t2r2
设设3受力,
10.
设算容内设算设果
;1,设周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/;64×10-3 ,Ft3=2693.87N
=2693.87N =980.49 NF r3
α;,向力径=×tan200 2F= F?tan2693.87r3t2
=980.49 N
c. 求垂直面的支内撑反力,RAyN=1919.26 ?ΣMB=0～?RAy=;, [Ft2L2+L3+ Ft3L3]/NRBY=1690.13
;,;,L1+L2+L3=[915.5270+63+2693.87
N×63]/183=1919.26
?Σ～?-R=915.52+-Y=0RBY=F+F2693.87cyt2t3 M=41.26Cy
1919.26N?m
N=1690.13 NM =41.26?m?垂直面内点弯矩,C
R N～M = L1=1919.26×21.5=41.26?mAyCy
;, M= RBYL2+L3-FL t32 M= 92.96Dy
N～=1690.13×133-2693.87×70= 41.26 ?mN?m
点弯矩,N～DM= R L3=1690.13×63= 92.96?mDyBY NM=92.96?m
R;,-M=L1+L2 F L2ayt2
N=1919.26×120-915.52×70=92.96?m
水平面的支内撑反力,d. NR=750.70Az?ΣM=0～?R=[F(L3+L2)+FL-Fd/2]/BAzr2r33a2m2RBz=547.23N
;, ，L1+L2+L3=[317.44×133
980.49×63-
N101.33×238.827/2]/128=750.70
?Σ～?Z=0RBz= F+ F- R r2r3AzM=23.65 N?mCz
980.49～=317.44+-750.70=547.23NM=-1 Cz设得下设
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?水平面内点弯矩,C10.55N?m
～M= RL1=750.70×50=23.65 N?mCzAz
M= R (L3+L2)- FL2M=30.10 1 CzBzr3Dz
980.49～=547.23×133 - ×70=-10.55N?mN?m
点弯矩,～D M = R L3=547.23×63=30.10 N?mM1 DzBz
;,M1 Dz= RL1+L2-Fd/2- FDz=29.92N?m Aza2m2r2L2=750.70×120
317.44×70=-101.33×164.9/2- 29.92N?mM=47.56N?mC
合成矩,弯e. MM=42.59 N?m=?M+ M= 47.56N?mC
1212M=?M+ M=42.59 N?mCyCy
11.
设算容内设算设果1212MD=97.71 N?mMD=?M+ M=97.71 N?m～M=?M+ M= 97.66N?mDyDz
M=97.66N?m作设的矩设如设扭所～设算矩,扭f. 1.3c
T =86.955N?mT=T2=86.955N?m
校核低速设强度～由考文参献第三强度理设设行校核,g. II[3]
由设可知～点弯矩最大～故先设算设的强度～1.1.3DD
?,～?取M=～MD M M=97.71 N?m?抗截弯数面系,w=?d /32=3.14×30 /32=2.65×103 min3-
m63
?σ=?M +T/?+/ w=97.7186.9552 2 2 2
M= 47.56 N?m2.65×10-3
σ]-1=59 Mpa=44.27?[b
;,由于点设设小故也设设行校核, 径2.C
?,～?取M=～MC M M=47.56 N?m?抗截扭数面系,w=?d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10 -6m3
?σ=?M+T/?47.56+/ w=86.9552 2 2 2
=637σ MpaB2.65×10 -6
设得下设
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]-1= 59]-1=59σσ=35.14?[ Mpa Mpa[bb
故设设设足强度要求
减速器低速设的设设3. IIIF=2693.87Nt4设设材料,由于设设中小功率～设速不太高～故设用设设素设碳980.49 Na. 45F=r4
构设～设设设理～按[2]表8-3设得 σ=637～ σ]- Mpa[Bb
1=59 MpaRBY=1157.52 N
设设受力设算设设如设Rb. 1.2b =1536.35 Ncy设设受力;设设与大小相等方向相反,,41
N设周力～向力径980.49 N FMDy=84.50 =2693.87NF=?mt4r4
c. 求垂直面的支内撑反力,NM=84.50 ?m?ΣMC=0～?=; ,RBY FL1/L1+L2=2693.87×71/t4
;,125+71=1157.52 N
?Σ～?R- =- Y=0 RBY2693.871157.52 =Fcyt4
～=1536.35 N
?垂直面内点弯矩 RDMDy=L1=1536.35×55=84.50 cy
N～N?m M= RBY L2=1157.52×125=84.50 ?m
水平面的支内撑反力,d.
12.
设算容内设算设果?ΣMC=0～?RBz=Fr4 L1/; L1+L2,=980.49×70/196RBz=421.31N=421.31NR559.18NCz=?Σ～?980.49～Z=0R= F- R =-421.31=559.18NCzr4Bz
?水平面内点弯矩DM= R L1=559.18×71=30.75 M=30.75 N?mDzCzDz
～N?mM= RL=421.31×125=30.76 N?mM=30.76 N?mBz 2
e.合成矩,弯～MD=?M+ M= 90.20 N?m
1212 M=?MMD=90.20 N?m+ M=89.92 N?mDyDz
作设的矩设如设扭所～设算矩,扭f.1.2cM=89.92 N?m
T=T3=393.197N?m
校核低速设,根据考文参献第三强度理设校核,g. III[3]T= 393.197N?m
设得下设
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由设可知～点弯矩最大～故先设算设的强度～ M=1.2DD 90.20 N?m?,～?取M=～ MD M MD =90.20 N?m
又?抗截弯数面系,w=?d/32=3.14×42/323 min3
=7.27×10 m-63
?σ=?M+T/?+/ w=90.20 393.1972 2 2 2 7.27×10 -6
σb]-1= 59=55.73?[ Mpa
故设设设足强度要求。
六～设设设承的设设命设算与寿设用设设设子设承减速器高速设设设设承的设设命设算与寿1. I30208a.高速设的设承承受一定向设荷～同设设承受设向既径外设荷～设;,GB/T297-94
用设设设子设承～初取?～由表设用型设号d=40[1]4.6-3
～其主要设,参数?～?～30208d=40D=80C=59800 r
～е～～～N=0.37Y=1.6Y=0.9C=428000r0
设表当е设～X=1～Y=0～[2]9-6A/R?
当,е设～X=0.4～Y=1.6A/R
设算设承的受力;设,～ 271.70 Nb. D1.5RB=;,支反力269.27 =271.70 N1RB=? R+ R=?36.25 +RC=1236.462 2
N～ R+ RC=? R=?1184.79 +353.692 2
N=1236.46
;,附加设向力;设设子设承 , 2S=F/2Yr
13.
设算容内设算设果?SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N～SB=90.57 N
N NSC=RC /2Y=1236.46/3=412.15SC=412.15c. 设向外设荷 F=F=101.33 NF=101.33 NAa1A各设承的设设设向力 ;～F, Nd. AB=maxSB -SAB=310.82AC
F N～;～F, N= -S =310.82AC=S +SB= SAC=412.15AACCC
N=412.15
设得下设
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e.设算设承量设设 由于受设小设设当冲表～又设I[2]9-7 f=1.2d
受设小力矩～取f =1.5m
? 271.70=1.144,е～AB/RB=310.82/=0.37
取X=0.4～Y=1.6～
?P=f;X P=1090.79 N f RBBmBd
+Y,=1.8×;0.4×271.7+1.6×,=10P2225.63NAB310.82C=
90.79 N
?,е～取AC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 X=1～Y=0～
?P=f;X +Y,=1.2×1.5×1× f RCAC1236.46Cmd
= 2225.63N
f.设算设承命 又寿P ,PC～故按PC设算～设[2]表9-4 B
得f=1.0t
?L=106 ;fC/P,/60n1=1010ht6 ;/2225.63, /;60×960,=0.12×105980010/36 h～按每年个即工作日～每日一班制工作～设用设设设子设承250
L1=60.26,L=11年30207
故设设承设足命要求。寿;,GB/T297-94
减速器低速设设设设承的设设命设算与寿2. II
高速设的设承承受一定向设荷～同设设承受设向既径外设荷～设a.
用设设设子设承～初取?～由表设用型设号d=35[1]4.6-3
～其主要设,参数?～?～1995.75 N30207d=35D=72Cr=51500 RB=
～е～～～N=0.37Y=1.6Y0=0.9Cr0=37200
设表当е设～X=1～Y=0～[2]9-6A/R?
当,е设～X=0.4～Y=1.6A/R
设算设承的受力;设,b. D1.6
支反力2 =1995.75 N1. RB=?R+R=?1919.262 +547.23
14.
设算容内设算设果设得下设
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RA=? R + R =?750.702 +353.692 =922.23 NRA=922.23 N
附加设向力;设设子设承 , 2. S=Fr/2Y
?1995.75 N～ NSB=RB /2Y=/3.2=623.67SB=623.67
N NSA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20SA=288.20c. 设向外设荷 F=F=101.33 N= 101.33 NFAa2Ad.各设承的设设设向力 ;～F N, AB=maxSB +SA=SB AB=623.67A
N～;～F N,FA=623.67AA=SA-SB= -SB AA=522.34A
N=522.34
设算设承量设设 由于受设小设设当冲表～又设I受e. [2]9-7 f=1.2d
设小力矩～取f=1.5m
? 1995.75=0.312,е～取AB/RB=623.67/=0.37
X=1～Y=0 P=3592.35 NB
?PP= f;X =2168.34N f RBBmdA
+Y,=1.2×1.5×1995.75=3592.35 NAB
?,е～取AA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37
X=0.4～Y=1.6
?P= f;X +Y, f RAAAmAd
=1.8×;0.4×,=2168.34N922.23+1.6×522.34f.设算设承命 寿
又P,P～故按P设算～设[2]表9-4 得f=1.0B BtA
?L=106 ;fC/P,/60n2=106 10ht
;/3592.35, /设用深沟球设承5150010/3
;60×303.673,=0.1833×10 h～按每年个工25062116
作日～每日一班制工作～即L1=91.65,L=11年;,GB/T276-94
故设设承设足命要求。寿
减速器低速设设设设承的设设命设算与寿3. III
高速设的设承只承受一定向设荷～设用径沟深球设承～初取1231.81 Na. RB=
?～由表设用型设号～其主要设,参数 Nd=55[1]4.6-36211RC=1634.95
?～?～～F=0 Nd=55D=100Cr=33500 NCr0=25000A设得下设
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设算设承的受力;设,b. D1.5
支反力2 =1231.81 RB=? R+ R=?1157.522 +421.31
N～ R+ NRC=? R=?1536.352 +559.182 =1634.95
c. 设向外设荷 F=0 NA
15.
设算容内设算设果d. 设算设承量设设 由于受设小设设当冲[2]表9-7
=1.5～又设I受设小力矩～取ff=1.2m d
?P=f =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N f RBBmd
=2256.5 NPB?PC= f =1.2×1.5×1×= 2942.91N f RC1634.95md
PC= 2942.91Ne.设算设承命 寿
又P ,P～故按P设算～设[2]表9-4 得f=1.0BCCt
?L=106 ;fC/P,/60n=10 ;/33500 10ht36
2942.91, /;60×,=27.41×10 h～按63.82910/3 6
每年个即工作日～每日一班制工作～L1=399.45,250
L=11年故设设承设足命要求。寿
七～设设接的设设和设算
? L=50设设器高速设设伸的设设接与1.
?d=30 采用设设普通平设;～,～由GB1095-79 GB1096-79d=30
?h=7?～设表得 ～因半设设器设设?～故取设设[1]4.5-1b×h=8×760
?L1 =42? ～L=50
N?mT1=28.38 即?～?～?～N?m～d=30h=7L1 =L-b=42T1=28.38 由设微冲设～设 [2]表2-10得 σP]=100 [ Mpa
?σP=4T/dh=4×;,L1 29.844/30×7×42
,σP]=100=12.87[ Mpa
故此设设接强度足设。
,小设设设设高速设与的的设设接2I
? L=42 采用设设普通平设;～,～由GB1095-79 GB1096-79d=20
?d=20?～设表得 ～因小设设设设设设?～故取设设[1]4.5-1b×h=6×655
设得下设
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? ?L=42h=6即?～?～?～N?m～?d=20h=6L1 =L-b=36T1=29.844L1 = 36由设微冲设～设 [2]表2-10得 σP]=100 N?m[ MpaT1=29.844?σP=4T/dh=4×;,L1 29.844/20×6×36
,σP]=100=27.63[ Mpa
故此设设接强度足设。
,大设设设设低速设与的的设设接3II
16.
设算容内设算设果采用设设普通平设;GB1095-79 ～GB1096-79,～由d=50?～L=44?设[1]表4.5-1得 b×h=14×9～因大设设设设设设50?～故取设设L=44?d=50?
?h=9即?～?～?～ N?m～d=50h=9L1 =L-b=30T2=86.955
?L1 =30由设微冲设～设 [2]表2-10得 σP]=100 [ Mpa
T2=86.955?σP=4T/dh=4×;,L1 86.955/50×9×30
N?m,σP]=100=25.76[ Mpa
故此设设接强度足设。
大设柱设设低速设与的的设设接4.III
采用设设普通平设;～,～由GB1095-79 GB1096-79
?～设表得 ～因大设柱设设设设d=60[1]4.5-1b×h=18×1164
?L=54?～故取设设? ～即?～?～L=54d=60h=11L1 =L-b=36
?d=60?～ N?m～T3=393.197
?h=11由设微冲设～设 [2]表2-10得 σP]=100 [ Mpa
?L1 =36?σP=4T/dh=4× ;,L1 393.197/60×11×36
T3=393.197,σP]=100=66.19[ Mpa
N?m故此设设接强度足设。
低速设与设出设设器的设设接5. III
采用设设普通平设;～,～由GB1095-79 GB1096-79
?～设表得 ～因半设设器设设?～d=42[1]4.5-1b×h=12×884
故取设设? ～即?～?～L=72d=42h=8L1 =L-b=60设得下设
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?～ N?m～T=381.527 4
由设微冲设～设 [2]表2-10得 σP]=100 ?[ MpaL=72?σP=4T/dh=4× ;,?L1 381.527/42×8×60d=42
,σP]=100?=75.70[ Mpah=8故此设设接强度足设。?L1 =60
八～设设器的设设 T=381.5274设入端设设器的设设N?m1.
根据工作情况决与的要求～定高速设设设机设之设设用
17.
设算容内设算设果
设性柱设设设器。
按考文参献～设算设矩设[3]
～由设荷平设～设设小设冲表有 ～34.32 N?mTT=KAT[2]6-6KA=1.15c=c
又?T=29.844 N?m
?T=1.15×29.844=34.32 N?mc
根据小于～小T34.32 N?mTn =n0=960r/minc=pmax
于设用最高设速及设设机设伸直径～高速设设伸直径d38 mm0=
设用设设器型～设表HL4d=30 mm[1]4.7-1
;～设用型其公称设矩设用最高设速Y38×82HL3T630 N?mpmax=
,～设孔直径范设孔设30×60GB5014n=5000r/mind=30~48 mmL=82 1
～～设足设接要求。-85mmL=60mm2
设设设,设设器型;～,HL4Y38×8230×60GB5014-85设出端设设器的设设2.
根据工作情况决与的要求～定低速设卷筒设之设也设用柱设性设设设器。
按考文参献～设算设矩设[3]
～由设荷不均～设设小设匀冲表有 ～T97.83 N?mT=KAT[2]6-6KA=1.2c=c
又?T=81.527 N?m
?T=1.2×81.527 =97.83 N?mc
设得下设
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根据～小小于T97.83 N?mTn =n0=960r/minc=pmax
于设用最高设速及设出设设伸直径～卷筒设设伸直径d42 mm0=
～设表设用设设器型d=56 mm[1]4.7-1 HL4
设用型其公称设矩设用最高设速;～HL4T1250 N?mY42×8456×pmax=
～设孔直径范设孔设,n=4000r/mind=40~56 mmL=112 112GB5014-1
～～设足设接要求。mmL=84mm852
设设设,设设器型;～,HL4Y42×8456×112GB5014-85
八～ 设滑油的设设设平衡设算与
减速器的设平衡设算1.
一般情况减下～设设工作设速器的设设设设由摩擦设耗的
18.
设算容内设算设果
功率设 Pf=P;1-η,kw～
且速器设设的设效率减η=η1η3
3η4η5η6=0.96×0.983
×0.99×0.95×0.97=0.824设由可知设生的设流量设 ;η,[2]H1=1000P01-
=1000×3×0.176=528 W以自然冷却方式～能设箱外壁散逸到体气周设空中的设流量设 箱散体数设系取??)～且设设算箱散体设设{Kd=16W/(?
面设设A=1.06?} 所以～由[2]6-21有
;η,;,;,t?t0+1000P01-/KdA=20+528/16×1.06
?=51.13
设滑油的设设2.
由于是中低速一般设式设设设设且设面设力小于500 Mpa又?,～箱体温度,?v=1.1135 m/st=51.1355
按表得 所需设滑油度设黏～[2]5-12680
?由度黏～设表得680[1]4.8-1
设用代设号的抗防氧设工设设设油;,680SY1172-1980设得下设
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19.
设算容内设算设果
参献考文,
巩禄云设、田万等主设机械设设设程设设 [1] . .
沈,设阳学北大出版社 2000设志礼～冷设聚～魏设设等主设机械设设[2] . .
沈,设阳学北大出版社 2000刘设文主设材料力学北京,高等教育出版社[3] . . 1991哈设设工设大理设力设设学学教研理设力学[4] . .
北京,高等教育出版社 1997大设理工大工程学画教研室设机械制设[5] . .
北京,高等教育出版社 1993设 桓～设作模主设机械原理[6] . .
北京,高等教育出版社 2000高设设～王 金主设机械设设基设设程设设[7] . .
沈,设阳学北工院出版社 1987设得下设
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设子建～设磊、邵设平、设子建主设机械设设设设与解设分析[8] . .
沈,设阳学北大出版社 2000
设 玉～ 平刘主设几与何量公差设量技设 [9] . .
沈,设阳学北大出版社 1999
成大先 主设机械设设手册减设速器设机设器与[10] .(().)
化学工设出版社
20.
设得下设
范文三：机械设计课程设计-二级直齿圆锥齿轮减速器设计（全套图纸）
计算说明书
机械工程分院机械设计专业
全套图纸，加153893706
00212班33号
设计者:
指导教师:
2003年7月
沈阳工业学院
目 录
一? 设计任务书????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2 二? 电机的选择计算
1. 择电机的转速?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2
2. 工作机的有效功率???????????????????????????????????????????????????????????????????????????2
3. 选择电动机的型号???????????????????????????????????????????????????????????????????????????3 三? 运动和动力参数的计算
1. 分配传动比????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3
2. 各轴的转速????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3
3. 各轴的功率????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????4
4. 各轴的转矩?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????4 四? 传动零件的设计计算
1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算?????????????????????????????????????????????????4
2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算?????????????????????????????????????????????????6 五? 轴的设计计算
4. 减速器高速轴I的设计?????????????????????????????????????????????????????????????????????9
5. 减速器低速轴II的设计??????????????????????????????????????????????????????????????????11
3. 减速器低速轴III的设计??????????????????????????????????????????????????????????????????14 六? 滚动轴承的选择与寿命计算
1.减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算?????????????????????????????????????????16
2.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算????????????????????????????????????????17
3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算?????????????????????????????????????18 七? 键联接的选择和验算
1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接??????????????????????????????????????????????????????????19
2. 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接????????????????????????????????????????????????????19
3. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接??????????????????????????????????????????????????20
八? 润滑油的选择与热平衡计算
1. 减速器的热平衡计算?????????????????????????????????????????????????????????????????????????21 2. 润滑油的选择?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????22 九? 参考文献????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????23
1.
计算内容 计算结果
一对圆锥滚子轴承的效率 η3= 0.98
一对球轴承的效率 η4= 0.99
闭式直齿圆锥齿传动效率η5= 0.95
闭式直齿圆柱齿传动效率η6= 0.97 η=0.808
3 2 3 2 Pr=3 kw b. 总效率η=η1ηηη4η5η6=0.96×0.99×0.98×23
0.99×0.95×0.97=0.808
c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw
3. 选择电动机的型号
查参考文献[1]表4-12.2 得 表1.1
方案号 电机 额定 同步 满载 总传
选用三相异步电类型 功率 转速 转速 动比
动机Y132S-6
1 Y100L23 1500 1420 22.294 p=3 kw
-4 n=960r/min
2 Y132S-3 1000 960 15.072
6
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小
i=15.072 且质量价格也比较合理，所以选择Y132S-6型电动机。
i12=3.762 三，动和动力参数的计算
i23=4 6. 分配传动比
(1) 总传动比i=15.072
(2) 各级传动比:直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，
n0=960r/min 直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4
n1=960r/min (3) 实际总传动比i实=i12i34=3.762×4=15.048,
n2=303.67r/min ?Δi=0.021，0.05，故传动比满足要求满足要求。
n3=63.829r/min 7. 各轴的转速(各轴的标号均已在图1.1中标出)
n4=63.829r/min n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3=
n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min
8. 各轴的功率
3.
计算内容 计算结果
0= 3 kw pp0=pr=3 kw， p1= p0η2=2.970kw, p2= p1η4η3=2.965 kw,
p1= 2.970 kw p3= p2η5η3=2.628 kw, p4=p3η2η3=2.550 kw
4. 各轴的转矩，由式:T=9.55Pi/ni 可得: p2= 2.965 kw T0=29.844 N?m, T1=29.545 N?m, T2=86.955 N?m, p3=2.628 kw T3=393.197 N?m, T4=381.527 N?m p4=2.550 kw
四，传动零件的设计计算
1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 T0=29.844 N?m a(选材: T1=29.545 N?m
T小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255， 2=86.955 N?m
ζHP1=580 Mpa，ζFmin1 =220 Mpa T3=393.197N?m 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217， T=381.527N?m
ζHP2=560 Mpa，ζFmin2 =210 Mpa b. 由参考文献[2](以下简称[2])式(5—33)，计算应力循ζHP1=580 Mpa，
环次数N: ζFmin1=220 Mpa
9 ζHP2=560 Mpa， N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10
2 8 ζFmin2=210 Mpa N2=N1/i=1.267×10/3=2.522×10
查图5—17得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式(5—29)得
ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，
?[ζH]1=ζHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa，
[ζH]2=ζHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 Mpa [ζH]=533.6Mpa
?[ζH]1> [ζH]2，?计算取[ζH]= [ζH]2=533.6 Mpa
c(按齿面接触强度设计小齿轮大端模数(由于小齿轮更容易失
效故按小齿轮设计):
圆锥齿轮参数 取齿数 Z1=21，则Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79
?实际传动比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1， Z1=21
o o o o Z2=79 ?δ2=72.2965=7216 35，δ1=17.7035=1742 12，则
o o 小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035δ1=1742 12
o o =23，zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.79 δ2 =7216 35
4.
计算内容 计算结果
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由[2]图5-14，5-15得
圆锥齿轮参数 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81
o o m=3 ? ZH=?2/cosα×sinα=?2/cos20×sin20=2.5
2 d1=63? 由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt?Z=1.1， εt
由[2] 取K=1.4 d2=237? 又? T1=28.381 N?m ，u= 3.762，фR=0.3 da1= 68.715?
由[2]式5-56计算小齿轮大端模数: da2=238.827?
2 2 2 m??4KT1YFaYsa/{фRZ[ζF](1-0.5фR)?u+1} df1=56.142? 1
将各值代得 m?1.498 df2=231.808? 由[2]表5-9取 m=3 ? R=122.615? d(齿轮参数计算: v=3.165m/s 大端分度圆直径 d1=mz1=3×21=63?，d2=mz2=3×79=237? b= 36.78? 齿顶圆直径 da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715?， Δ1=10?
o Δ2=14? da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965=238.827?
o c=10? 齿根圆直径df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035
=56.142? L1=12.4?
o L2=39? df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965=231.808?
齿轮锥距 R=?d1+ d2/2=122.615?，
大端圆周速度 v=?d1n1/60000=3.14×63×
960/60000=3.165m/s，
齿宽b=RфR =0.3×122.615=36.78?
由[2]表5-6，选齿轮精度为8级
由[1]表4.10-2得Δ1=(0.1,0.2)R
=(0.1,0.2)305.500=30.05,60.1?
取Δ1=10?，Δ2=14?,c=10?
轮宽 L1=(0.1,0.2)d1=(0.1,0.2)93=12.4?
L2=(0.1,0.2)d2=(0.1,0.2)×291=39?
e(验算齿面接触疲劳强度: 按[2]式5-53
2 2 ζH= ZHZE?2KT1?u+1/[bd u(1-0.5фR)]，代入各值得 1
5.
计算内容 计算结果
ζH=470.899，[ζH] =533.6 Mpa
[ζH]=533.6 Mpa ? 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强
度高，故齿轮满足接触强度条件
f(齿轮弯曲疲劳强度校核:按[2]式5-55
由[2]图5-19得YN1=YN2=1.0，
由[2]式 5-32及m=2，5?，得YX1=YX2=1.0
取YST=2.0，SFmin=1.4，由[2]式5-31计算许用弯曲应力:
[ζF1]= ζFmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa
[ζF2]= ζFmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 Mpa
?[ζF1]，[ζF2]， ?[ζF]=[ζF2]=300 Mpa [ζF]=300 Mpa
由[2]式5-24计算齿跟弯曲应力:
ζF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1(1-0.5фR)]=2×1.4×80070×2.8
×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 ，300 Mpa
ζF2=ζF1 YFa2Ysa2/(YFa1Ysa1)=181.59×1.81×2.23/(2.8×
1.55)=178.28，300Mpa
?两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度
2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算
a(选材:
小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255， ζHP1=580 Mpa ζHP1=580 Mpa，ζFmin1=220 Mpa ζFmin1=220 Mpa 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217， ζHP2=560 Mpa ζHP2=560 Mpa，ζFmin2=210 Mpa ζFmin2=210 Mpa
b. 由参考文献[2](以下简称[2])式(5—33)，计算应力
循环次数N:
9 N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10， N2=N1
8 /i23=1.267×10/3=2.522×10
查图5—17得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式(5—29)得
ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，
[ζH]1=ζHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPa
6.
计算内容 计算结果
[ζH]2=ζHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPa
[ζH]=560.28 Mpa ?[ζH]1> [ζH]2，?计算取[ζH]= [ζH]2=560.28 Mpa
c. 按齿面接触强度计算中心距(由于小齿轮更容易失效故按
小齿轮设计):
?u=i34=4，фa=0.4，
0 0 ZH=?2/cosα?sinα=?2/cos20?sin20=2.5
2 且由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt?Z=1.1 εt
? [2]式5-18计算中心距:
2 a?(1+u)?KT1 (ZE ZHZε/[ζH])/(2uφa)=5×?1.1
×86955×2.5×189.8/(2×4×0.4×560.28)
=147.61?
由[1]表4.2-10 圆整 取 a=160?
d(齿轮参数设计: 圆柱齿轮参数 m=(0.007,0.02)a=180(0.007,0.02)=1.26,3.6? m=2?
查[2]表5-7取 m=2? Z1=32 齿数Z1=2a/m(1+u)=2×160/2(1+4)=32 Z2=128
Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128 d1=64 ? 则实际传动比 i=149/31=4 d2=256? 分度圆直径 d1=mz1=2×32=64 ?，d2=mz2=2×128=256? da1=8? 齿顶圆直径 da1= d1+2m=68?，da2=d2+2m=260? da2=260?
o 齿基圆直径 db1= d1cosα=64×cos20 =60.14? db1 =60.14?
o db2= d2cosα=256×cos20=240.56? db2 =240.56?
齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59? df1=59?
df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251? df2= 251?
3 v=1.113 m/s 圆周速度 v=?d1n2/60×10
3 =3.14×256×63.829/60×10=1.113 m/s， a=160?
中心距 a=(d1+d2)/2=160? b=64?
齿宽 b=aΦa =0.4×160=64?
由[2]表5-6，选齿轮精度为8级
7.
计算内容 计算结果
e. 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由[2]表5-3，取KA=1.0;由[2]
图5-4(d)，按8级精度和VZ/100=?
dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03;由[2]表5-3得Ka
=1.2;由[2]图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13;
? K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397
o o 又?ɑa1=arccosdb1/da1=arccos(60.14/68)=28.0268=28
1 36;
o o ɑa2 = arccosdb2/da2=arccos(2240.56/260)=22.0061=22
0 17
?重合度 εa=[z(tanɑa1-tanɑ)+ z(tanɑa1-tanɑ)]/2
o o ?=[32(tan28.0268-tan20)+128(tan22.0061
-tan20)]=1.773
即Zε=?(4-εa)/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5
2 ? ζH =ZHZEZε?2KT1(u+1)/bdu=2.5×189.8×0.8621
2 ?2×1.397×83510×5.8065/(72×62×5.024)
=240.63，[ζH ]=560.28 Mpa
? 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强
度高，故齿轮满足接触强度条件
f(齿轮弯曲疲劳强度校核:
按Z1=32，Z2=128，由[2]图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18;
由[2]图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84
由[2]式5-23计算
Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673
由[2]图5-19得YN1=YN2=1.0，
F1]= 314.29 Mpa [ζ由[2]式 5-32切m=2，5?，得YX1=YX2=1.0
取YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式5-31计算许用弯曲应力: [ζF2]= 300 Mpa [ζF1]= ζFmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa
[ζF2]= ζFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 Mpa
8.
计算内容 计算结果
?[ζF1]，[ζF2]， ?[ζF]=[ζF2]=300 Mpa
由[2]式5-24计算齿跟弯曲应力: F]=300 Mpa [ζ
ζF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×
0.673/(2×64×64)=71.233 ，300 Mpa
ζF2=ζF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/(2.56×1.65)
=67.644，300 Mpa
?两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度
五， 轴的设计计算
9. 减速器高速轴I的设计
a. 选择材料:由于传递中小功率，转速不太高，故选用
45优质碳素结构钢，调质处理， ζB=637 Mpa，
按 [2]表8-3查得 ζB=637 Mpa， [ζb]-1=59 Mpa [ζb]-1=59 Mpa
b. 由扭矩初算轴伸直径:按参考文献[2] 有 d?A?p/n
?n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.11~0.16
?d1?16~23? 取d1=20? d1=20?
c. 考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴
器，因为电机的轴伸直径为dD=38?，查[1]表4.7-1选选用柱销联轴取联轴器规格HL3(Y38×82，Y30×60)，根据轴上零器 件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图1.2a所示 HL3(Y38×82，d. 该轴受力计算简图如图1.2b ， 齿轮1受力: Y30×60)
-3 (1)圆周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/(64×10)=915.52 N，
Ft1=915.52 N (2)径向力Fr1= Ft1?tanα?cosδ1
0 0 =915.52×tan20?cos17.7035=317.44 N， Fr1=317.44 N
(3)轴向力Fa1= Ft1?tanα?sinδ1 Fa1=101.33 N
0 0 =915.52×tan20?sin17.7035=101.33 N，
e. 求垂直面内的支撑反力: ?ΣMB=0，?Rcy= Ft1(L2+L3)/L2=915.52(74+55)Rcy= 1595.97N
/74=1595.97.97 N RBY=-680.45 N ?ΣY=0，?RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，
9.
计算内容 计算结果
1 ?垂直面内D点弯矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY(L2+L3)dy
dy=0 M=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N??=3.662 N?m
1 f. 水平面内的支撑反力: M= 3.662 N?m dy
?ΣMB=0，?RCz=[Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2]/L2 =[317.44(74+55)
RCz=419.07 N -680.45×64]/74=419.07 N，
RBz= -101.63N ?ΣZ=0，?RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，
1 MDz=0 ?水平面内D点弯矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= Dz
1 419.07×55-101.63×129=-7.095N?m M= -7.095N?m Dz
2 2 Mg. 合成弯矩:MD=?M+ M= 0 N?m， D=0 N?m， DzDy
1 12121 M=?M+ M=7.98 N?m M=7.98 N?m D DyDzD
h. 作轴的扭矩图如图1.2c所示，
计算扭矩:T=T1 =29.545N?m T= 29.545N?m I. 校核高速轴I:根据参考文献[3]第三强度理论进行校核: M= 7.98 N?m
由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，
1 1 ?MD ,M ，?取M= M=7.98 N?m， D D
3 3 又?抗弯截面系数:w=?d /32=3.14×20/32=1.045× min
-63 10m
2 2 2 2 -6 ?ζ=?M+T/ w=?7.98+29.545/1.045×10
=39.132?[ζb]-1= 59 Mpa
故该轴满足强度要求。
2. 减速器低速轴II的设计 ζb=637 Mpa， a. 选择材料:因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小(齿跟圆[ζb]-1=59 Mpa
直径db1=62?)需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和
热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理
Ft2=915.52N 按 [2]表8-3查得 ζb=637 Mpa， [ζb]-1=59 Mpa
b. 该轴结构如图1.3a，受力计算简图如图1.3b Fr2=317.44 N 齿轮2受力(与齿轮1大小相等方向相反): Fa2= 101.33 N Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，
齿轮3受力:
10.
计算内容 计算结果
-3 t3=2693.87N F(1)圆周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/(64×10)=2693.87N
0 (2)径向力Fr3= Ft2?tanα=2693.87×tan20=980.49 N F=980.49 N r3c. 求垂直面内的支撑反力: ?ΣMB=0，?RAy= [Ft2(L2+L3)+ Ft3L3]/(L1+L2+L3)=[915.52
(70+63)+2693.87×63]/183=1919.26 N RAy=1919.26 N ?ΣY=0，?RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26 RBY=1690.13 N
=1690.13 N
?垂直面内C点弯矩:
MMCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N?m， Cy=41.26 N?m
1 1 M= RBY(L2+L3)- Ft3L2 M =41.26N?m CyCy
=1690.13×133-2693.87×70= 41.26 N?m，
D点弯矩:MDy= RBY L3=1690.13×63= 92.96N?m，
1 M= Ray(L1+L2)- Ft2 L2 MDy= 92.96 N?m Dy
1 =1919.26×120-915.52×70=92.96 N?m M= 92.96 N?m Dy
d. 水平面内的支撑反力:
?ΣMB=0，?RAz=[Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2]/(L1+L2+L3)
=[317.44×133，980.49×63-101.33×RAz=750.70 N
RBz=547.23N 238.827/2]/128=750.70 N
?ΣZ=0，?RBz= Fr2+ Fr3- RAz
=317.44+980.49-750.70=547.23N，
?水平面内C点弯矩:
MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N?m， MCz=23.65 N?m
1 1 M=-10.55N?m M= RBz (L3+L2)- Fr3L2 CzCz
=547.23×133 - 980.49×70=-10.55N?m，
D 点弯矩:MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N?m， MDz=30.10 N?m
1 1 M= RAz(L1+L2)-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120 M=29.92N?m DzDz
-101.33×164.9/2-317.44×70= 29.92N?m
2 2 e. 合成弯矩:MC=?M+ M= 47.56N?m MC=47.56N?m CzCy
1 12121 M=?M+ M=42.59 N?m M=42.59 N?m CCyCyC
11.
计算内容 计算结果
2 2 1 1212MD=?M+ M=97.71 N?m，M=?M+ M= 97.66N?m D=97.71 N?m **yD DyDz
1 f. 作轴的扭矩图如图1.3c所，计算扭矩: M=97.66N?m D T=T2=86.955N?m T =86.955N?m
g. 校核低速轴II强度，由参考文献[3]第三强度理论进行校核:
1. 由图1.3可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，
1 1 ?MD ,M ，?取M= M=97.71 N?m， D D
3 3 3 -6 ?抗弯截面系数:w=?d /32=3.14×30/32=2.65×10m min
2 2 2 2 -3 ?ζ=?M+T/ w=?97.71+86.955/2.65×10
=44.27?[ζb]-1=59 Mpa
(2).由于C点轴径较小故也应进行校核: M= 47.56 N?m
1 1 ?MC ,M ，?取M= M=47.56 N?m， CC
3 3 3 -6 ?抗扭截面系数:w=?d /32=3.14×30/32=2.65×10m min
2 2 2 2 -6 ?ζ=?M+T/ w=?47.56+86.955/2.65×10
=35.14?[ζb]-1= 59 Mpa
故该轴满足强度要求
3. 减速器低速轴III的设计
a. 选择材料:由于传递中小功率，转速不太高，故选用45ζB=637 Mpa 优质碳素结构钢，调质处理，按[2]表8-3查得 ζB=637 [ζb]-1=59 Mpa
Mpa， [ζb]-1=59 Mpa
Ft4=2693.87N b. 该轴受力计算简图如图1.2b
齿轮4受力(与齿轮1大小相等方向相反): Fr4=980.49 N
圆周力Ft4=2693.87N，径向力Fr4=980.49 N
RBY=1157.52 N c. 求垂直面内的支撑反力:
?ΣMC=0，?RBY= Ft4L1/( L1+L2)=2693.87×71/(125+71)Rcy=1536.35 N =1157.52 N
?ΣY=0，?Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N， MDy=84.50 N?m
1 ?垂直面内D点弯矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 M=84.50 N?m Dy
1 N?m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N?m Dy
d. 水平面内的支撑反力:
12.
计算内容 计算结果
Bz=421.31N R ?ΣMC=0，?RBz=Fr4 L1/( L1+L2)=980.49×70/196
=421.31N RCz=559.18N
?ΣZ=0，?RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，
?水平面内D点弯矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 MDz=30.75 N?m
1 1 N?m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N?m M=30.76 N?m DzDz
2 2 e. 合成弯矩:MD=?M+ M= 90.20 N?m， DzDy
1 1212 M=?M+ M=89.92 N?m MD=90.20 N?m D DyDz
1 f. 作轴的扭矩图如图1.2c所，计算扭矩: M=89.92 N?m D
T=T3=393.197N?m
g. 校核低速轴III:根据参考文献[3]第三强度理论校核: T= 393.197N?m
M= 90.20 N?m 由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， ?
1 MD ,M ，?取M= MD =90.20 N?m， D
3 3 又?抗弯截面系数:w=?d/32=3.14×42/32 min
3 -6 =7.27×10m
2 2 2 2 -6 ?ζ=?M+T/ w=?90.20 +393.197/7.27×10
=55.73?[ζb]-1= 59 Mpa
故该轴满足强度要求。
六，滚动轴承的选择与寿命计算
1. 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算 选用圆锥滚子轴a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外承30208 载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40?，由[1]表4.6-3(GB/T297-94)
选用型号为30208，其主要参数为:d=40?，D=80?，
Cr=59800 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800
查[2]表9-6当A/R?е时，X=1，Y=0;
当A/R,е时，X=0.4，Y=1.6
b. 计算轴承D的受力(图1.5)，
2 2 2 2 RB=271.70 N (1)支反力RB=? R+ R=?36.25 +269.27=271.70 BYBz
2 2 2 2 RC=1236.46 N N，RC=? R+ R=?1184.79+353.69=1236.46 N cyCz
(2)附加轴向力(对滚子轴承 S=Fr/2Y)
13.
计算内容 计算结果 ?SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N， B=90.57 N S
SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N SC=412.15 N c. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 N FA=101.33 N d. 各轴承的实际轴向力 AB=max(SB，FA -SC) AB=310.82 N = FA -SC =310.82 N，AC=(SC，FA +SB)= SC =412.15 N AC=412.15 N e. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查[2]表9-7 fd
=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 ? AB/RB=310.82/271.70=1.144,е=0.37 ，
取X=0.4，Y=1.6，
?PB= fdfm(X RB +YAB)=1.8×(0.4×271.7+1.6×
310.82)=1090.79 N PB=1090.79 N ?AC/ RC =412.15/1236.46=0.33,е=0.37 ，取X=1，Y=0， PC=2225.63N
?PC= fdfm(X RC +YAC)=1.2×1.5×1×1236.46
= 2225.63N f. 计算轴承寿命 又PB ,PC，故按PC计算，查[2]表9-4 得
ft=1.0
6 6 10/3 ?L10h=10(ftC/P)/60n1=10(59800/2225.63)/
6 (60×960)=0.12×10h，按每年250个工作日，每日
一班制工作，即L1=60.26,L=11年
故该轴承满足寿命要求。 2. 减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算 a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外选用圆锥滚子轴载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=35?，由[1]表4.6-3承30207 选用型号为30207，其主要参数为:d=35?，D=72?，(GB/T297-94) Cr=51500 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200
查[2]表9-6当A/R?е时，X=1，Y=0;
当A/R,е时，X=0.4，Y=1.6 b. 计算轴承D的受力(图1.6) RB=1995.75 N
2 2 2 2 1. 支反力RB=?R+R=?1919.26+547.23=1995.75 N BYBz
14.
计算内容 计算结果
2 2 2 2 RA=? R + R =?750.70+353.69=922.23 N A=922.23 N R AyAz
2. 附加轴向力(对滚子轴承 S=Fr/2Y)
?SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N， SB=623.67 N
SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N SA=288.20 N c. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 N FA= 101.33 N d. 各轴承的实际轴向力 AB=max(SB，FA +SA)= SB =623.67 AB=623.67 N
N，AA=(SA，FA-SB)= FA-SB =522.34 N AA=522.34 N e. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查[2]表9-7 fd
=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 ? AB/RB=623.67/1995.75=0.312,е=0.37，取X=1，Y=0
?PB= fd fm(X RB +YAB)=1.2×1.5×
1995.75=3592.35 N B=3592.35 N P?AA/ RA =522.34/922.23=0.566,е=0.37，取X=0.4，Y=1.6 PA=2168.34N
?P A= fd fm(X RA +YAA)
=1.8×(0.4×922.23+1.6×522.34)=2168.34N f. 计算轴承寿命
又PB ,PA，故按PB计算，查[2]表9-4 得ft=1.0
6 6 10/3 ?L10h=10(ftC/P)/60n2=10(51500/3592.35)/(60
6 ×303.673)=0.1833×10h，按每年250个工作日，每
日一班制工作，即L1=91.65,L=11年
故该轴承满足寿命要求。 3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算 选用深沟球轴承
6211 a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，
初取d=55?，由[1]表4.6-3选用型号为6211，其主要参(GB/T276-94)
数为:d=55?，D=100?，Cr=33500 N，Cr0=25000
b. 计算轴承D的受力(图1.5)
2 2 2 2 支反力RB=? R+ R=?1157.52 +421.31=1231.81 N，RB=1231.81 N BYBz
2 2 2 2 RC=? R+ R=?1536.35+559.18=1634.95 N RC=1634.95 N cyCz
c. 轴向外载荷 FA=0 N FA=0 N
15.
计算内容 计算结果
d. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查[2]表9-7
fd =1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5
?PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N ?PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91N PB=2256.5 N e. 计算轴承寿命 PC= 2942.91N
又PB ,PC，故按PC计算，查[2]表9-4 得ft=1.0
6 6 10/3 ?L10h=10(ftC/P)/60n3=10(33500 /2942.91)/
6 (60×63.829)=27.41×10h，按每年250个工作日，每日
一班制工作，即L1=399.45,L=11年故该轴承满足寿命要求。
七，键联接的选择和验算
1.联轴器与高速轴轴伸的键联接
采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=30L=50? ?，查[1]表4.5-1得 b×h=8×7，因半联轴器长为60?，d=30? 故取键长L=50? ， h=7?
1 1 即d=30?，h=7?，L=L-b=42?，T1=28.38 N?m， L=42? 由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa T1=28.38 N?m
?ζP=4T/dhL1 =4×29.844/(30×7×42)
=12.87,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
2(小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接
采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=20?，查[1]表4.5-1得 b×h=6×6，因小圆锥齿轮宽为55L=42? ?，故取键长L=42? d=20?
1 即d=20?，h=6?，L=L-b=36?，T1=29.844N?m， h=6?
1 由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa L= 36?
?ζP=4T/dhL1 =4×29.844/(20×6×36) T1=29.844N?m
=27.63,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
3( 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接
16.
计算内容 计算结果 采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=50?， L=44?查[1]表4.5-1得 b×h=14×9，因大圆锥齿轮宽为50?，故d=50? 取键长L=44? h=9?
1 1 即d=50?，h=9?，L=L-b=30?，T2=86.955 N?m， L=30? 由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa T2=86.955 N?m
?ζP=4T/dhL1 =4×86.955/(50×9×30)
=25.76,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
4. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接
采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=60L=54? ?，查[1]表4.5-1得 b×h=18×11，因大圆柱齿轮宽为64d=60?
1 =L-b=36h=11? ?，故取键长L=54? ，即d=60?，h=11?，L
1 ?，T3=393.197 N?m， L=36?
由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζTP]=100 Mpa 3=393.197 N?m
?ζP=4T/dhL1 =4×393.197 /(60×11×36)
=66.19,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
5. 低速轴III与输出联轴器的键联接
采用圆头普通平键(GB1095-79 ，GB1096-79)，由d=42?，查[1]表4.5-1得 b×h=12×8，因半联轴器长为84?，L=72?
1 故取键长L=72? ，即d=42?，h=8?，L=L-b=60?，d=42?
T4=381.527 N?m， h=8?
由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [ζP]=100 Mpa L1 =60? ?ζP=4T/dhL1 =4×381.527 /(42×8×60) T4=381.527 N?m
=75.70,[ζP]=100 Mpa
故此键联接强度足够。
八，联轴器的选择
1. 输入端联轴器的选择
根据工作情况的要求，决定高速轴与电动机轴之间选用
17.
计算内容 计算结果
弹性柱销联轴器。
按参考文献[3]，计算转矩为
Tc=KAT，由载荷平稳，冲击较小查[2]表6-6有 KA=1.15， Tc=34.32 N?m
又?T=29.844 N?m
?Tc=1.15×29.844=34.32 N?m
根据Tc=34.32 N?m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于许用
最高转速及电动机轴伸直径d0=38 mm，高速轴轴伸直径
d=30 mm，查[1]表4.7-1 选用联轴器HL4
型(Y38×82， 选用HL3型其公称转矩Tpmax=630 N?m许用最高转速
n=5000r/min，轴孔直径范围d=30~48 mm孔长L1=82 mm，30×60)
GB5014-85 L2=60mm，满足联接要求。
标记为:联轴器HL4型(Y38×82，30×60)GB5014-85
2. 输出端联轴器的选择
根据工作情况的要求，决定低速轴与卷筒轴之间也选用
柱弹性销联轴器。
按参考文献[3]，计算转矩为
Tc=KAT，由载荷不均匀，冲击较小查[2]表6-6有 KA=1.2， Tc=97.83 N?m
又?T=81.527 N?m
?Tc=1.2×81.527 =97.83 N?m
根据Tc=97.83 N?m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于许用
最高转速及输出轴轴伸直径d0=42 mm，卷筒轴轴伸直径
d=56 mm，查[1]表4.7-1 选用联轴器HL4
型(Y42×84，选用HL4型其公称转矩Tpmax=1250 N?m许用最高转速
n=4000r/min，轴孔直径范围d=40~56 mm孔长L1=112 56×112)
GB5014-85 mm，L2=84mm，满足联接要求。
标记为:联轴器HL4型(Y42×84，56×112)GB5014-85 八， 润滑油的选择与热平衡计算
1. 减速器的热平衡计算
一般情况下，连续工作时减速器的齿轮传动由摩擦损耗的
18.
计算内容 计算结果
功率为 Pf=P(1-η)kw，
3 3 且减速器传动的总效率η=η1ηη4η5η6=0.96×0.98 3
×0.99×0.95×0.97=0.824
则由[2]可知产生的热流量为 H1=1000P0(1-η)
=1000×3×0.176=528 W
以自然冷却方式，能丛箱体外壁散逸到周围空气中的热流
量为 {箱体散热系数取Kd=16W/(???)，且经计算箱
体散热总面积为A=1.06?} 所以，由[2]6-21有
t?t0+1000P0(1-η)/(KdA)=20+528/(16×1.06)
=51.13?
2. 润滑油的选择
由于是中低速一般闭式齿轮传动且齿面应力小于500 Mpa 又?v=1.113,5 m/s，箱体温度t=51.13,55?
按[2]表5-12得 所需润滑油黏度为680，
?由黏度680，查[1]表4.8-1得
选用代号为680的抗氧防锈工业齿轮油(SY1172-1980)
19.
计算内容 计算结果
参考文献:
[1] 巩云鹏、田万禄等主编. 机械设计课程设计 .
沈阳:东北大学出版社 2000
[2] 孙志礼，冷兴聚，魏严刚等主编. 机械设计.
沈阳:东北大学出版社 2000
[3] 刘鸿文主编. 材料力学. 北京:高等教育出版社1991 [4] 哈尔滨工业大学理论力学教研组编. 理论力学.
北京:高等教育出版社 1997
[5] 大连理工大学工程画教研室编. 机械制图.
北京:高等教育出版社 1993
[6] 孙 桓，陈作模主编. 机械原理.
北京:高等教育出版社 2000
[7] 高泽远，王 金主编. 机械设计基础课程设计.
沈阳:东北工学院出版社 1987
[8] 喻子建，张磊、邵伟平、喻子建主编. 机械设计习题与解题
分析.
沈阳:东北大学出版社 2000
[9] 张 玉，刘 平主编. 几何量公差与测量技术 .
沈阳:东北大学出版社 1999
[10] 成大先 主编.机械设计手册(减(变)速器.电机与电器)
化学工业出版社
20.
范文四：直齿圆锥齿轮传动
章授课班节课时 级 Topic,, 直齿圆锥齿轮传讲授 2 中专0101 名形动
称 式
教
学1. 了解直齿圆锥齿轮的正确啮合条件。
目2(会对直齿圆锥齿轮受力分析，判断各力的方向。
的
教
学了解直齿圆锥齿轮的正确啮合条件、受力分析、断各力的方向 重
点
教
学受力分析，判断各力的方向 难
点
辅
助课外模型 手作业
段
课
后 体
会
一、齿圆锥齿轮
直齿圆锥齿轮机构用于两相交轴之间的传动，两轴的夹角可由传动的要求0确定，在一机构中多采用,=90的直齿圆锥齿轮机构。
一对圆锥齿轮轮齿分布在两个截锥体上，且锥顶交于一点，其轮齿尺寸由大端面锥方向的小端逐渐变小。显然圆锥齿轮大端和小端的参数是不相同的。
了便于测量和估算机构的外形尺寸，规定以大端参数为标准，大端压力
0角,=20。
二、齿圆锥齿轮传动的几何尺寸
三(当量齿轮
以圆锥齿轮大端模数为标准模数，大端压力角为标准压力角，按照圆柱齿轮作图法画出扇形齿轮的齿廓，其齿廓与直齿圆锥齿轮大端齿廓近似相同，两扇形齿轮的齿数为两圆锥齿轮的实际齿数。若将扇形齿轮补足为完整的圆柱齿轮，这两个假想的圆柱齿轮就称为两锥齿轮的当量齿轮，当量齿轮的齿数称为当量齿数，用Z表示。 v
当量齿轮的半径:r=r,cos , v
当量齿数:Z=Z,cos , v
式中 ,――圆锥齿轮分度圆锥角
当量齿数Z是圆锥齿轮的重要参数，其意义在于，就大端齿形和大端承载能v
力而言，圆锥齿轮与同模数、同压力角、齿数为Z的圆柱齿轮相当。 v
1
用仿形法加工圆锥齿轮，按Z值选择刀号。 v
用范成法加工正常齿形的圆锥齿轮，不产生根切的最少齿数Z= Z cos minvmin,=17 , cos , 。
四、确啮合条件
一对直齿圆锥齿轮的正确啮合的条件为大端模数和压力角必须分别相等
m=m=m 12
,=,=, 12
五(直齿圆锥齿轮传动的受力分析
1.轮齿受力分析
一对直齿圆锥齿轮传动，假设轮齿间的作用力近似地作用于齿宽节线的中点处，如不考虑摩擦力的影响，其方向垂直指向工作齿面。为主动锥齿轮的受力情况，轮齿间的法向力，可分解为圆周力、轴向力和径向力
圆周力在Ft在主动轮上与啮合点圆周速度的方向相反;在从动轮上则与啮合点的圆周速度方向相同。
径向力的方向都垂直指向各自的齿轮轴线。
轴向力F的方向则总是由锥顶指向齿轮的大端。 x
2
范文五：链式输送机传动用的V带传动及直齿圆锥齿轮减速机机械设计课程设计
第一章
摘 要:
机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。
据具体任务，完成了输送系统的减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案的确定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，以及箱体的结构设计和一些辅助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识。初步掌握了机械设计一般过程，训练了绘图能力以及应用AutoCAD的能力。
一;设计题目:
设计一链式输送机传动用的V带传动及直齿圆
锥齿轮减速机。
第一章
摘 要:
机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。
据具体任务，完成了输送系统的减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案的确定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，以及箱体的结构设计和一些辅助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识。初步掌握了机械设计一般过程，训练了绘图能力以及应用AutoCAD的能力。
一;设计题目:
设计一链式输送机传动用的V带传动及直齿圆锥齿轮减速机。
运动简图:
工作要求和条件:1);链板式输送机在仓库、行李房或装配车间运送
成件物品。运送方向保持不变，工作载荷稳定;
2);工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。
F,1400N设计数据;输送机工作拉力;
v,0.8m/s 输送链速度;
d,115mm 输送链链轮直径 ;
二;设计过程及步骤:
1;选择电动机
2;计算总传动比和传动比分配
n3;计算各轴的功率、转速、扭矩; PT
4;带传动设计
5;齿轮传动设计
6;轴和轴类零件的结构设计和选择 7;滚动轴承、键和联轴器的校核
8;箱体结构和其他附件设计
9;绘制装配图和零件图
三;设计成果;
1);减速器装配图一张;
2);零件工作图两张:高速级主动轴、高速级主动齿轮。
3)设计说明书一份
第二章 2.1传动装置的运动和动力参数计算: 2.1.1选择电动机的类型
电动机的选择
(1)选择电动机的类型
按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机,封
闭式结构,电压380V。
(2)选择电动机的功率
P,d,(3)电动机所需的功率; ,
PdKW式中 —工作机要求的电动机输出功率，单位为;
—电动机至工作机之间传动装置的总效率; ,
r/min —工作机所需输入功率，单位为; P
Fv工作机的功率; P,1000
Fv1400，0.81.12KWP,== 10001000
P,d,电动机所需的功率 ,
1.12; Pd,,
4; ,,0.96，0.98，0.97，0.99,0.851.12Pd,,1.32KW; 0.85
Pd,1.5KW查表，选取电动机的额定功率 ;
(3)选择电动机的转速:
60，1000v
,Dn,133r/min传动链轮转速 =; ，，工作
，，，，，，I,2~4,3~6,6~24; ，，总
则电动机转速n可选范围为:
，，n,n，i,6~24，133,797~3188r/min ; ，，工作
r/min符合这范围的电动机同步转速有940、2840、1400、三种，
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应
情况，选取比较合适的方案，现选用型号为Y90S-4，满载转速为
r/min1440。
2.1.3 确定传动装置的传动比及其分配
减速器总传动比及其分配:
n1440i,,,10.8减速器总传动比; n133，，工作
式中—传动装置总传动比 i
n—r/min工作机的转速，单位 ，，工作
r/min—电动机的满载转速，单位 n
则v带传动的传动比; i,2.51
直齿圆锥齿轮传动比为; i,4.32
2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数 (1)各轴的转速:
r/nmin,1440电动机(轴1):;
n1440r/min轴2:n,,,576; 2i2.51
n1440r/min轴3:n,,,133; 3i,i2.5，4.312
r/minn,n,133轴4:; 43
(2)各轴的输入功率:
P,1.5KW轴1:;
KWP,Pd，,,1.5，0.96,1.44轴2:; ，，带
KW轴3:; P,Pd，,，,，,,1.5，0.97，0.96，0.98,1.37，，，，，，齿带轴
2KW轴4:; P,Pd，,，,，,，,,1.32轴，，，，，，，，带齿联轴器
(3)各轴的输入转矩
PiT,9550, N,m根据计算公式: ini
1.5N,m轴1:T,9550，,9.95; 11440
1.44N,m轴2:T,9550，,23.88 2576
1.37N,m轴3:T,9550，,98.37 3133
1.32N,mT,9550，,94.78轴4: 4133
上述计算结果汇见表3-1
传动装置运动和动力参数计算项目 II轴 III轴 IV轴 I轴
功率/KW 1.44 1.37 1.32 1.5
转速r/min1440 576 133 133
扭矩/N.m9.95 23.88 98.37 94.78
传动比 1 2.5 4.3 1
效率 0.96 0.97 0.98 0.99
表(3-1)
2.2:带传动设计计算
K,1.1Pc(1):确定计算功率: 查《机械设计》表7-7得 A
Pc,K,P,1.1，1.5,1.65KW 则; A
(2):选择v带的型号:
根据, 查图7-11可知位于Z型带区域，故Pc,1.65KW,n,1440r/min1
按Z型带进行计算。
(3)确定带轮的基准直径。由表7-8取则大带轮的直ddd,80mm1,21
,,0.02径为:(取) d2
n14401 ; d,，d(1-,),，80(1-0.02),196mm21n5762
(4)验算带速;
3.14，80，1440v,,6.02m/s ; 60，1000
5~25m/s所以带速在范围内，合适 (5)确定中心距,L和带的基准长度. 0d0?中心距要满足; ，，，，0.7，d，d,,,2d，d1212所以初步确定中心距为,,400mm,符合条件。 0
L?确定带的基准长度。可得: d
2 ，，，， L,2,，3.14d，d,2，d，d,4,d0012120
L,1280.98mm 带入数据可得; d0
,1400mmLL根据初定的,查表7-3，选取接近的基准长度 dd
,?确定实际的中心距:
L,L1400,1280.98，，，，dd0,,,，,400，,459.51mm 022
,(6)验算小带轮包角; 1
,196,80，，，，dd,,,,,,21, 合适。 ,180-57.3，,180,57.3，,165.5,120,459.51
K,,0.943(7)确定带的根数:查表7-6，取,查表7-4得,P,0.34z0查表7-3得,查表得则 ,P,0.03K,1.0101
PP1.65CC; z,,,,4.8，，，，,,,,,,PP，,PKK0.34，0.03，0.943，1.01000,1
z,5 取;
(8)确定v带的初拉力: F0
查表7-2可得,则 q,0.06kg/m
2.5,KP，，2aC; F,500，，qv,47.42N0Kzva
F: (9)计算作用在带轮轴上的压力Q
,,,,165.5,,1,,F,2zFsin,2，5，47.42，sin,470.41N ,,Q0,,22,,,,
2.3:齿轮传动设计计算
(1)选定齿轮材料、精度等级及齿数
?如设计任务书图所示，选择标准直齿圆锥齿轮传动。 ?选用7级精度(GB10095-88)、软齿面。 ?小齿轮材料选用40Cr(调质)，齿面硬度为241~286HBS;大齿轮
选用45钢(调质)，齿面硬度为229~286HBS， ?初步设计圆锥齿轮的轴交角为90?;
z,13因为若不发生根切时的小齿轮的最小齿数是则: 1
z,20选小齿轮齿数; 1
z1由齿轮传动比为可得: ,4.3i,4.32z2
大齿轮齿数。 z,i,z,20，4.3,8621
—小齿轮的齿数 z1
—大齿轮的齿数 z2
计算疲劳强度，并确定许用应力。
(2)按齿面接触疲劳强度设计;
根据计算公式:
3ZKT2Et12.92(d,)，t12,(,(10.5,),,RRH确定公式内的各计算数值
?试选载荷系数; K,1.2t
; ?小齿轮传递的转矩T,23.88N,M1
1,,?取齿宽系数; R3
?由课本表9-11查得材料的弹性影响系数; Z,189.8MpaE?按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限
,,540Mpa; Hlim2
?计算接触疲劳许用应力,,; ,H
S,1.0取失效概率为1%，安全系数,区域系数; Z,2.5H
N06K,K,1计算接触疲劳的寿命系数计算可得; HNHNN
K,,HNlim,,,,540Mpa; ,HSH
3KTZ2tE12.92(d,)，t12,(,(10.5,),,RRH7根据计算公式计算可得
d,56.38mm 1
d56.3818齿轮模数 m,,,2.82mmz201
(3)按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为
4KTYYFaSa1,，m3222[,](10.5)1,,,,，ZFRR1
1)确定公式内的各计算数值 ?由课本查得:小齿轮的弯曲疲劳强度极限; ,,500MpaFE1
大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 ,,380MpaFE2?由课本查得弯曲疲劳寿命系数;
; K,0.86FN1
; K,0.88FN2
?计算弯曲疲劳许用应力; ,,,F
S,1.4取弯曲疲劳安全系数，由课本查得;
K0.86，500,FN1FE1[],,,307.143MPa,F1S1.4
K0.88，380,FN2FE2[],,,238.857MPa,F2S1.4
K?计算载荷系数;
K,K,K,K,K AVFAF,
,1.00，1.12，1.00，1.875,2.1
?分锥量δ
,,Z1,,1,,,,tan,18.4 1,,Z2,,
,, ,,90,,,71.621
?当量齿数
20Z1, ,,,21.07Z1V,cos18.41
86Z2， ,,,269.6Z2V,coscos71.42
?取齿形系数由课本得 YFa
Y,2.65;Fa1
Y,2.30Fa2
?查取应力校系数由课本查得
Y,1.58;Sa1
; Y,1.74Sa2
YYFaSa?计算大、小齿轮的; ,,,F
2.65，1.58YYFa1Sa1,,0.01363,[]307.143F1小齿轮:
2.30，1.74YYFa2Sa2,,0.01675,[]238.857F1大齿轮:
(大齿轮的数值大。)
2)设计计算
344，2.1，3.146，10m,，0.01675,2.2822221/3(1,0.5，1/3)*24*2.610，1
对比计算结果，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，m的大小主要取决于弯曲强度的承载能力，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，可取由弯曲强度算得的模数2.282并就近圆整为标准值
m=3mm。
3ZKT2Et12.92(d,)，t12,(,(10.5,),,RRH校核齿面接触强度，由公式可得:
,符合条件 d,58.093mm1
?分度圆直径:; d,mz,3，20,60mm11
; d,mz,3，86,258mm22
112222，，? 外锥距，，R,，d，d,，60，258,133mm; 1222
11,? 数，则齿宽b,R,,133，,44.33mm; RR,,33? 齿宽中点分度圆直径: dm
1，，; ，，d,1,0.5d,1,0.5，，60,50mmm1R1,,,3，，
1，， ; ，，d,1,0.5d,1,0.5，，258,215mmm2R2,,,3，，? 齿顶高h: a
*，，h,h，xm,1,m,3mm; aa
h? 齿根高: f
**，，，，h,h，c,xm,1.2,xm,3.6mm; fa
? 齿顶圆直径:
，，d,d，2h,66mm; a11a
，，d,d，2h,264mm; a22a
? 中心距;
d，d，，12,,,165mm; 2
6、轴及轴类零件的结构设计与选择
1.选择轴的材料，确定外伸段直径;
C,112选用45号钢质处理，取， ,,,,35Mpa
p3d,c,根据轴径公式计算可得; n
d,11.35mm;考虑到键槽的影响，
11.35，1.05,11.92mm; ，，d,d,1，0.5,
d,15mm我们选择;
2.输入轴的结构设计;
(1)轴上零件的定位，固定和装配; (2)确定轴各段直径和长度
1段; 长度取 d,15mmL,60mm11
50mmb,h,6mm A型平键; 键长 2段; 长度取 d,20mmL,30mm22
3段; 长度取,用来和轴承过度配合，初选用d,25mmL,15mm33
30206型圆锥滚子轴承。
4段; 长度取 d,23mmL,42mm44
d,25mmL,26mm5段; 长度为用来和轴承过度配合，初选用55
30206型圆锥滚子轴承。
6段;齿轮部分;
输入轴上的受力分析;
对小圆锥齿轮受力分析;
2T2，23.881F,,,0.955KN t1d50m1
, F,F,tan20,sin18.4,0.110KNa1t1
, F,F,tan20,cos18.4,0.329KNr1t1
对输入轴进行受力分析得;
轴3段位置为危险截面’
这里只校核截面3 的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变
,,0.59应力，取折合系数
首先计算截面3的抗弯截面系数W
; M,13.286N,mM,49.41N,mhV
22M,M，M,51.17N,m则根据公式 Vh
计算抗弯截面系数:
3d,3c W,,2650.719mmc32
轴的计算应力;
22M，T，，,1,,20.755Mpa ,caWc
因为该轴材料为45号钢，调质处理查的许用应力为 ,,,,59Mpa
,,因此,,,，故轴的弯扭组合强度足够。 ca
(2)输出轴的设计计算;
C,112选用 45号钢调质处理，取,, T,30Mpa
p3d,c,如同输入轴设计一样，根据公式计算可得; nd,24.06mm
考虑到键槽的影响，将直径增大5%，则 d,d，1.05,25.27mm
d,26mm所以选最小直径
输出轴的结构设计。
轴上零件的定位，固定和装配 确定轴各段的直径和长度 1段; 长度取 ，与联轴器相连 d,26mmL,60mm11
50mmb,8mmh,7mmA型平键;键长 ,;
2段;长度取 d,32mmL,33mm22
L,38mm3段;,长度取,用来和轴承过度配合，初选用30207d,35mm3
型圆锥滚子轴承。
4段; ，,长度为定位。 d,40mmL,82mm445段; ,长度为,与大齿轮配合。 d,37mmL,42mm55
b,10mmh,8mm ， A 型平键;键长36mm ,6段;,长度为,和轴承进行过度配合，选择用30207d,35mmL,31mm66型圆锥滚子轴承。
轴强度校核:
大齿轮上的动力参数: P,1.37KW2
T,98.37N,m2
n,133r/min2
齿轮之间的力:
2T2，98.372F,,,0.92KN t2d215m2
,,,F,F,tan20,sin18.4,0.92，tan20，sin18.4,0.11KN a2t2
,,,F,F,tan20,cos18.4,0.92，tan20，cos18.4,0.32KN r2t2
危险截面6处的弯矩;
M,17.112N,mH
M,43.985N,mV
22M,M，M,47.17N,m VH
计算抗弯截面系数
3335,d,,6 4209.24W,,c3232
由于轴单向转动，扭矩可以认为按脉动循环变化，故取折合系数
,,0.59
轴的计算应力:
22M，T，，,1,,28.692Mpa ,caWc
前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查的[]=59Mpa,因为
故轴的弯扭组合强度足够。 轴承的选择;
输入轴选择，选择轴承30206 输出轴选择，选择轴承30207 键连接的选择及校核计算
(1)带轮与输入轴所用键的校核;
d,20mmL,60mm轴径,轴长
选用A型平键，通过查表得: L,50mm,b,6mm,h,6mm
轮毂的材料是铸铁，键和轴的材料是45号钢，选用较小的材料作为
计算，即:
,,,,50,60Mpabs
4T4，238881 ,,,,,,12.10Mpa,,bsbsdhl28，6，(50,3)
故满足要求。
(2)输出轴和齿轮连接采用的键校核:
d,37mmL,42mm轴径d=37mm. 轴长L=42mm 采用A型平键连接。通过查表得到;
L,36mm,b,10mm,h,8mm
轴和齿轮的材料都是45号钢，所以抗压需用应力是;
,,,,100,120Mpabs
4T4，238881 ,,,,,,12.10Mpa,,bsbsdhl28，6，(50,3)
故满足要求。
(3)输出轴和联轴器连接采用的键的校核
d,20mmL,60mm轴径 轴长;
采用A型平键连接，通过查表得到:
; L,50mm,b,8mm,h,7mm
轮毂的材料是铸铁，键和轴的材料是45号钢，选用较小的材料作为
及计算，即;
,,,,50,60Mpa; bs
4T4，983703,,,,,,43.64Mpa,, bsbsdhl28，7，(50,4)
故满足要求
联轴器的选择
减速器的输出轴与工作机之间用联轴器连接，由于轴的转速较低，传递转矩较大，综合考虑选用凸缘联轴器，联轴器上的扭矩为94.78N.M,选用型号为LT5
润滑及密封
齿轮的润滑;
采用浸油润滑，由于低速轴向速度为1.15m/s,为锥齿轮传动，浸油高度应该没过1/2齿宽，齿定距箱底至少30mm,这里为设计为45mm,选用CKC150润滑油
轴承的润滑;
由于浸油齿轮的圆周速度小于2m/s,齿轮不能有效的把油飞溅到箱壁上，因此选用脂润滑方式。脂润滑具有形成润滑强度高，不容易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长一段时间，也有利于传动装置的维护，选用ZL-2号通用锂基润滑脂(GB7324-1994) 端盖与轴间的密封;
轴承用轴承盖紧固，已知轴承用脂润滑，且轴的最高圆周速度不超过2m/s,属于低速范畴，因此这里可以使用毡圈油封。毡圈油封结构简单，摩擦较大，易损耗，应注意及时更换。
箱体及附件的结构设计
起吊装置:采用箱盖吊环螺钉，箱座吊耳。
通气器:由于在室内使用，选用通气器采用M12X1.25
油面指示器;选用油尺M12
放油螺塞，选用外六角油塞及垫片M16X1.5
名 称 尺 寸(mm)
箱 座 壁 厚 8
箱 盖 壁 厚 8
箱盖凸缘厚度 12
箱座凸缘厚度 12
箱座底凸缘厚度 20
地脚螺钉直径 12
地脚螺钉数目 4
小锥齿轮轴轴承旁 10
大锥齿轮轴轴承旁 10
盖与座连接螺栓直径 8
轴承端盖螺钉直径 M8
视孔盖螺钉直径 M6
定位销直径 6
凸台高度 39
大齿轮顶圆 10
箱盖，箱座肋厚 6.8
主动端轴承外径 62
被动端轴承外径 72
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