180吨运梁车减速器设计说明书_大学毕业设计(编辑修改稿)

180吨运梁车减速器设计说明书_大学毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

11/ 1 1 7 1 1 6 / 3 0 5 7 0 1 0 0AtK F b N m m N m m     由此可知， 原假设合理： 齿间分布载荷系数  重新 设计后数据如下： 载荷系数 1 . 0 0 1 . 0 3 3 1 . 0 6 1 . 1 1 . 2 0 4AVK K K K K      校核 ： 公式如下： 江西农业大学毕业设计 15 612211 1 .2 0 4 1 .1 8 1 1 0 1 .3 4 8 12 6 8 .4 2 6 8 .4 1 2 .5 0 .8 93 0 1 3 8 1 .3 4 81 2 4 3 .0H E HKT uZ Z Zb d uM P a          51 2 4 3 . 0 1 4 4 7 . 5H HM P a M P a   结果 ： 齿轮的接触疲劳强度安全。 c)、 齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式  112F F a Sa FKT Y Y Ybd m  查表可知 ： 齿轮 5 复合齿形系数 Yfa5= 齿轮 5 应力 修 正系数 Ysa5= 齿轮 6 复合齿形系数 Yfa6= 齿轮 6 应力 修 正系数 Ysa6= 抗弯强度重合度系数 Yε = 抗弯强度螺旋角系数 Yβ = 抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ = 按式计算弯曲疲劳许用应力 F   limF N X STF FY Y YS  查取齿轮材料 弯曲疲劳 极限应力 lim 5 lim 6 385FF MPa 寿命系数 0. 02 0. 02665 83 10 3 10 5 10NY N            0. 02 0. 02666 83 10 3 10 8 10NY N            查表可知 尺寸系数 Yx= 实验齿轮的应力修正系数 YST= 弯曲疲劳强度安全系数一般取 SF= 江西农业大学毕业设计 16 弯曲疲劳许用应力 F   l i m5 3 8 5 0 . 9 2 4 0 . 9 9 2 . 0 5 6 3 . 41 . 2 5F N X S TF FY Y Y M P aS        l i m6 3 8 5 0 . 9 2 9 0 . 9 9 2 . 0 5 6 6 . 51 . 2 5F N X S TF FY Y Y M P aS      比较 ：  5552 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 0 7 5 85 6 3 . 4F a S aFYY   6663 . 5 8 1 . 6 3 0 . 0 1 0 3 05 6 6 . 5F a S aFYY  ∴    5 5 6 656Fa Sa Fa SaFFY Y Y Y 应按 大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。 校 核 :  6112 2 1 . 2 0 4 1 . 1 8 1 1 0 3 . 5 8 1 . 6 3 0 . 7 2 4 8 1 . 03 0 1 3 8 6F F a S a FKT Y Y Y M P ab d m           结 果 ：齿根弯曲疲劳强度校核满足要求 齿轮 4校核计算 由于齿轮 3 和齿轮 4 的转速与齿轮相相同， 且它们的材料和外形尺寸一样，但 它的输入功率和输入转矩 却 比齿轮 2 要小，而齿轮 2 已经满足齿面接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，所以 同理可以推出 齿轮 3和齿轮 4满足 设计 要求。 结果： 强度校核满足要求。 齿轮 主要几何 参数表 名 称 滑移齿轮 1 小齿轮 5 大 齿 轮 6 m法 向 模 数 6 6 法 向 压 力 角 20 20 *a齿 顶 高 系 数 h 1 1 *顶 隙 系 数 c 齿 数 Z 23 31 分 度 圆 直 径 d(mm) 138 186 ()mma齿 顶 圆 直 径 d 150 198 江西农业大学毕业设计 17 ()mmf齿 根 圆 直 径 d 123 171 齿 宽 b(mm) 30 30 六、 轴的 设计及校核 （一）、 轴材料 选择 由于 该减速器中各轴所 承受的 载荷都很大，传递的转矩较大，且又是在高速状况下工作，运行平稳，无很大的冲击，但安装齿轮的位置不对称，对材料的刚度有一定的要求，考虑到加工的难易程度和工厂现有的材料，选择 ，加工精度为 7级。 材料牌号 : 40Cr 热处理 : 调质 毛坯直径 /mm: ≤ 80 硬度（ HB） : 241～ 286 抗拉强度σ b: ≥ 750MPa 屈服点σ s: ≥ 550 MPa 弯曲疲劳极限σ 1: ≥ 350 MPa 扭转疲劳极限τ 1: ≥ 200 MPa 许用静应力 [σ +1]: ≥ 300 MPa 许用疲劳应力 [σ 1]: 194～ 233 Mpa （二）、 输入轴 Ⅰ 的设计计算 输入轴 Ⅰ 的 基本 技术参数 轴的转向方式：双向旋转 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速： n=功率 : P= 转矩： T=1255000N mm 齿轮直径 d=138mm 轴 上滑移齿轮和轴 的力分析 圆周力 62 2 10 18188138T Nd   tF 江西农业大学毕业设计 18 径向力 t a n 1 8 1 8 8 t a n 2 0 6 6 2 0rtF F N     轴向力 0aFN （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力） 初算 最小直径  3 369 . 5 5 1 0 4 5 . 60 . 2 T PPd C m mnn   江西农业大学毕业设计 19 α当量弯矩图转矩图合成弯矩图垂直面弯矩图垂直受力图水平面弯矩图水平受力图轴受力图 图 13 江西农业大学毕业设计 20 取 轴承 处（即 A， B点）的直径 d=50mm 取滑移部分（如危险截面 C、 D）花键分度圆直径 d= 轴的结构简图如图 13所示： A、 B 点在水平面的支承反力 9 4 .5 10948157B H tF F N   7240AH t BHF F F N   危险截面 C、 D 在水平面的弯矩 6 2 . 5 6 8 4 2 5 0CH B HM F N m m    13 .5 14 77 98D H B HM F N m m    A、 B 点在垂直面的支承反力 9 4 .5 4638157B V rF F N   3067AV r BVF F F N   危险截面 C、 D 在垂直面的弯矩 62 .5 28 98 75CV B VM F N m m    1 3 .5 6 2 6 1 3D V B VM F N m m    危险截面 C、 D 的合成弯矩 2 2 57 . 2 8 1 0C C H C VM M M N m m     2 2 51 . 5 7 1 0D D H D VM M M N m m     画轴转矩图 1255000T N mm 画当量弯矩图 0 . 6 1 2 5 5 0 0 0 7 5 3 0 0 0T N m m     校 核： C 点的 当量弯矩     239。 2225 5 57. 28 10 7. 53 10 10 .4 7 10CCM M TN m m        339。 5311 0 .4 7 1 0 5 5 .90 .1 0 .1 6 0CCbMd m m   D 点的 当量弯矩   239。 2 10DDM M T N mm      339。 531 10 60DDbMd m m   取 mm 50Dd mm 结 果 ： 轴的强度满足要求。 江西农业大学毕业设计 21 （三） 转向 轴 Ⅱ 设计计算 1 轴的转向方式：双向旋转 轴的工 作情况：无腐蚀条件 轴的转速： n=功率 : P= 转矩： T=1218000N mm 齿轮直径 d=138mm 轴的力分析 圆周力 62 2 10 17562138T Nd   tF 径向力 t a n 1 7 5 6 2 t a n 2 0 6 3 9 2rtF F N     轴向力 0aFN （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力） 法向力 17562 18683c o s 0 .9 4 0tn F    取 轴承 处（即 A， B 点）的直径 d=45mm 取导程 部分（如危险截面 C、 D）花键分度圆直径 d= A、 B 点在水平面的支承反力 94 .5 c os 20 12 6. 5 2905157nnBH FFFN  。 c o s 2 0 1 7 8 4A H n B HF F F F N     危险截面 C、 D 在水平面的弯矩 94 .5 16 85 88CH A HM F N m m    1 3 . 5 3 9 2 1 8D H B HM F N m m    A、 B 点在垂直面的支承反力 1 2 6 . 5 s in 2 0 5 1 4 9157B V nF F N   s i n 2 0 1 2 4 1A V n B VF F F N   危险截面 C、 D 在垂直面的弯矩 62 .5 32 18 12CV B VM F N m m    1 3 .5 6 9 5 1 2D V B VM F N m m    危险截面 C、 D 的合成弯矩 2 2 53 . 6 3 1 0C C H C VM M M N m m     2 2 50 . 7 8 1 0D D H D VM M M N m m     画轴转矩图 1218000T N mm 江西农业大学毕业设计 22 画当量弯矩图 0 . 6 1 2 1 8 0 0 0 7 3 0 8 0 0T N m m     校 核： C 点的 当量弯矩 显 然此轴的 C 点当量弯矩小于传动轴 Ⅰ 的 C 点当量弯矩 ,故不用作校核。