二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书(编辑修改稿)

二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

2 108Z  低速级小齿轮： 1 89b 1 32Z 11 1196d mz mm ， 22324d mz mm ④ 验算轮齿弯曲强度：查课本第 167页表 119得： 3  4  计算：  1 312212 2 1 . 2 2 2 7 . 6 2 . 5 8 1 0 7 0 . 61 2 5 4 2 7FFFK T Y M p ab m Z        42 3 43 4 0 .7FF F FFY M p aY     安全。 ⑤ 轮的圆周速度： 11 3 2 3 6 8 0 .1 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnV m s       查课本第 162页表 112知选用 9级的的精度是合适的。 二、箱体设计 箱 体结构尺 寸 确定 如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座厚度   a 10 箱盖厚度 1  a 10 箱盖凸缘厚度 1b 11 b 15 箱座凸缘厚度 b b 15 箱座底凸缘厚度 2b  b 25 地脚螺钉直径 fd  ad f M20 12 地脚螺钉数目 n 查手册 4 轴承旁联结螺栓直径 1d fdd  M16 盖与座联结螺栓直径 2d 2d =（ ）fd M12 轴承端盖螺钉直径 3d 3d =（ ） fd 10 视孔盖螺钉直径 4d 4d =（ ） fd 8 定位销直径 d d =（ ） 2d 8 fd ， 1d ， 2d 至外箱壁的距离 1C 查手册表 11— 2 28 22 20 fd ， 2d 至凸缘边缘距离 2C 查手册表 11— 2 24 18 外箱壁至轴承端面距离 1l 1l =1C + 2C +（ 5 10） 52 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1  15 齿轮端面与 2 2  12 13 内箱壁距离 箱盖，箱座肋厚 mm,1  , 11  mm 9 9 轴承端盖外径 2D DD2 +（ 5 ）3d 132（ 1） 142（ 2） 152（ 3） 轴承旁联结螺栓距离 S 2DS 132（ 1） 142（ 2） 152（ 3） 三、 轴的设计 一、 高速轴设计 ： ①材料：选用 45 号钢调质 处理。 查课本第 230 页表 142取   35Mpa  C=113。 ②各轴段直径的确定：根据课本第 230 页式 142 得：1m i n133 2 .9 51 0 0 2 0 .3507Pd C m mn   又因为装小带轮的电动机轴径 38d ，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且  1 0. 8 1. 2 38d 所以查手册第 9 页表 116取 1 26d。 L1==45。 根据实验指导书 P41图 30确定轴的各部分轴向尺寸 : 2 1 2 ( 8 1 2 ) 1 0 2 2 2 0 1 0 6 24 1 0l c c         轴向尺寸： 设计轴向 尺寸时须考虑采用的定位元件，在此轴上，由于本减速器的润滑方 14 案为齿轮采用油润滑，轴承采用脂润滑，则必须设定挡油板，因此考虑采用挡油板对齿轮和轴承同时轴向定位。 装齿轮的轴段要较齿轮内缩 2mm,以便齿轮定位。 径向尺寸： 综合考虑带轮内径，轴承内径， 密封圈 内径等问题设计各轴段尺寸。 用于轴向定位的端面，由于承受轴向力，直径变化值要大些 ,取 6至 8mm。 为了便与装配和区别加工表面的轴段直径变化处，由于不 承受轴向力，其变化值可小些，一般取 2mm。 综合考虑以上原则，设计出的密封圈段直径为 55mm,轴承段直径为 35mm. 故初步选择轴承型号为 6207。 2 校核该轴和轴承： L1=55 L2=151 L3=93 作用在齿轮上的圆周力为： 3112 2 5 5 .6 1 0 19302 3 2 .5t TFNd    径向力为 193 0 20 702 .5rtF F tg tg N      作用在轴 1 带轮上的外力： 1061QF F N 求垂直面的支反力： 2112151 1 9 3 0 1 4 1 45 5 1 5 1tV lFFNll    21 1 9 3 0 1 4 1 4 5 1 6V t VF F F N     求垂直 面最大 弯矩，并绘制垂直弯矩图： 311 14 14 55 10 77 .8 .av vM F l N m     求水平面的支 反 力： 2112151 7 0 2 .5 2 1 9 75 5 1 5 1HrlF F Nll   N 15 21 702 .5 515 187 .5H r HF F F N    N 求 水平面最大弯矩， 并绘制水平面弯矩图： 311 51 5 55 10 28 .3 .aH HM F l N m     求 F 在支点 在两支撑点处 产生的反力： 1 2 3212() 1 0 6 1 ( 5 5 1 5 1 9 3 ) 15405 5 1 5 1F F l l lFNll      12 1 5 1 0 1 0 6 1 4 7 9FFF F F N     求并绘制 F 力产生的弯矩图： 323 1 0 6 1 9 3 1 0 9 8 .7FM F l N     39。 311 4 7 9 5 5 1 0 2 6 .3aF FM F l N     F 在 a 处产生的弯矩： 311 38 4. 3 73 10 27 .7aF FM F l Nm     求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 39。 aFM 与 22av aHMM 直接相加。 39。 2 2 2 22 6 .3 7 7 .8 2 8 .3 1 3 1 .3 .a a F a V a HM M M M N m       求危险截面当量弯矩： 从图可见， mm处截面最危险，其 当量弯矩为：（取折合系数  ） 2 2 2 2( ) 1 3 1 . 3 ( 0 . 6 5 5 . 6 ) 1 3 5 . 5 .aeM M T N m       计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择 45 调质，查课本 225 页表 141 得 650B MPa  ，查课本 231 页表 143得许用弯曲应力  1 60b MPa  ，则： 16   333 1 1 3 5 .5 1 0 2 6 .70 .1 0 .1 6 0e bMd m m     因为 mm d，所以该轴是安全的。 3 轴承寿命校核： 轴承寿命采用轴承寿命公 式 610 ()60 th PCfLhn Pf 进行校核，由于 各齿轮是直齿轮，故 轴承 承受的轴向载荷忽略 ，所以 rPF ，查课本 259 页表 169， 10 取1, ,tpff取 3 按最不利考虑，则有： 2 2 2 21 1 1 1 1 4 1 4 5 1 5 4 7 9 1 9 8 4r v H FF F F F N       2 2 2 22 2 2 2 5 1 6 1 8 7 .5 1 5 4 0 2 0 8 9r v H FF F F F N       则 6 6。