第2个回答 2009-12-28
看看这份，改一下数据就行了，行不？
一、计算总传动比及分配各级的传动比
已知齿轮传动比i齿=2，输入功率Pd=2kw，主动轴转速nm=1000r/min
分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） 因为i齿=i总/i带=i总/3=2
所以 i总=6kw
二、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1000/3=333.33(r/min)
nII=nI/i齿=333.33/2=166.67(r/min)
滚筒nw=nII=333.33/2=166.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2×0.96=1.92KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=1.92×0.99×0.97=1.84KW
3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2/1000=19.10N/m
TI=9.55p2入/n1 =9550x1.92/333.33=55.01N/m
TII =9.55p2入/n2=9550x1.84/166.67=105.43N/m
三、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=2
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=2×20=40 取z2=40
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×1.92/333.33=58309N/mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×333.33×10×300×18=1.08x109
N2=N/i=1.08x109 /2=5.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σbb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×40mm=100mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+100)/2=75mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×333.33×50/60×1000=0.87m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
四、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(1.84/166.67）1/3=26.18mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=30mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55x106x1.84/166.67=111756N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2x111756/100N=2235N
径向力：Fr=Fttan200=2235xtan200=813N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=30mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=35mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=40mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=45mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=40mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=47,故轴环直径d5=47mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=30mm 长度取L1=50mm
II段:d2=35mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为40mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=40mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直径d5=47mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=105.43N/m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2x105.43/195=1.08N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Tr=Ftxtana=1.08xtan200=0.393N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm
(7)校核危险截面C的强度
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、 选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。
2、 查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,
3、 查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa，[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C 查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2/333.33)1/3mm=21.44mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=23mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2/333.33=60739N
齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×60739/50N=1214N
径向力：Fr=Fttan200=1214×tan200=442N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=100mm
②求转矩：已知T=55.01N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×55.01/100=1.10N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=1.10×0.36379=0.40N
⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.40/2=0.20N
FAZ=FBZ=Ft/2=1.10/2=0.550N
(2) 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAxL/2=0.20×100/2=10N/m
(3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=0.55×100/2=27.5N/m
(4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2=10+27.5=37.5N/m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.83237.5+(0.4×53.2655.01)2]1/2=59.50N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.50x1000/(0.1×303)=19.63Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
五 滚动轴承的选择及校核计算
一 从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm(50mm),外径D=85mm(80mm),宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3 根据手册得6209型的Cr=31500N 由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n=106(1×31500/1624)3/60X166.67=171336h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR
则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
六、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够
剪切强度： =36.60<120MPa=[ ] 因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器，选用游标尺M12
起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×75+1= 2.875 取z=6
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×75+1= 2.5 取z1=7
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×7=10.5 取b1=11
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×7=10.5 取b=11
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×7=17.5 取b2=18
(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036×75+12=14.7(取16）
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×16= 12（取13）
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55×16=8.8（取9）
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×16=6.4（取7）
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×16=4.8（取5）
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.