1.前言2.传动装置的总体设计2.1比较和选择传动方案这次设计的机构要求连续单向运转，载荷平稳，室内工作环境恶劣（灰尘较大，环境最高温度350C）,还要求维修方便，故选用的是展开式二级圆柱齿轮减速器。
在这次课程设计过程中，为了更好地达到培养设计能力的要求，应养成独立思考，严肃认真，精益求精的好习惯。
还要综合考虑多种因素，要采取多种办法进行比较分析。
最重要的是，通过这次的课程设计，要学会机械设计的一半规律，树立正确的设计思想，还要学会用计算机绘图。
这次设计的机构要求连续单向运转，载荷平稳，室内工作环境恶劣（灰尘较大，环境最高温度350C）,还要求维修方便，故选用的是展开式二级圆柱齿轮减速器。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。
结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
结构如下：η= 12P(12.12式）38400式）12.12(12.12式）3840012.12式）38400d1所对应的c1和c2d2所对应的c1和c2轴承旁凸台半径R1凸台高度h外箱壁至轴承座端面距离l1铸造过渡尺寸x、y大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ1 齿轮端面与内箱壁距离Δ2箱盖,箱座肋厚m1、m轴承端盖外径D2轴承旁联接螺栓距离S5.轴的校核计算5.1低速轴校核计算计算齿轮受力齿轮直径 d齿轮受力转矩圆周力径向力受力图C1=26，c2=24C1=18,c2=1624mm根据低速轴承外径确定以便扳手操作60mmX=3,y=1515mm10mmm1=6.8，m=8.5D21=130mm，D22=160mm,D23=190mmS1=160mm,S2=190mmd=348mm31015480.T N mm=334221015480315tTFd⨯==33tan2058360.36r tF F=︒=⨯d=348mm31015480.T N mm=3tF5836N=3rF=2124N计算支承反力水平面反力水平面(xy)受力图垂直面反力垂直面(xz)受力图水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图轴受转矩许用应力许用应力值应力校正系数当量转矩31168'259rRFF⨯=2124168259⨯=3291'259rRFF⨯=212491259⨯=311685836168''259259tRFF⨯⨯==231''''58363786R t RF F F=-=-'191137891x RM F=⨯=⨯''191378591y RM F=⨯=⨯2222125398344435x yM M M=+=+低速轴材料选用45钢调质,650,360B SMPa MPaσσ==T=T3用插入法由表16.3,查得[][]MPaMPa bb5.102,6001==-σσ应力校正系数[][]6.05.102601≈==-bbσσα0.61015480Tα=⨯1'R F1378N=2'R F746N=1''R F3786N=2''RF2050N=125398xM N mm=⋅344435yM N mm=⋅366552M N mm=⋅609288T N mmα=⋅当量转矩图当量弯矩当量弯矩图校核轴径齿根圆直径轴径安全系数校核计算对称循环疲劳极限脉动循环疲劳极限等效系数在齿轮Ⅳ中间处()22221'366552609288M M Tα=+=+在靠近输出端轴颈中间处()22222'366495609288M M Tα=+=+42()3482 1.253f ad d h c m=-+=-⨯⨯[]1331'6202160.10.160bMdασ-==⨯[]2331'6202130.10.160bMdβσ-==⨯经检验轴所用尺寸合格。
以截面Ⅳ为例进行安全系数校核。
轴材料选用45钢，MPa650B=σ，MPa360S=σ。
10.440.44650b Bσσ-==⨯10.300.30650Bτσ-==⨯011.7286 1.7b bσσ-==⨯011.6 1.6195ττ-==⨯1022286486486b bbσσσψσ--⨯-==1022195312312τττψτ--⨯-==1'620216M N mm=⋅2'620213M N mm=⋅fd340.5mm=46.93340.5d mmα=<46.9355d mmβ=<1286bMPaσ-=1195MPaτ-=486bMPaσ=312MPaτ=0.18σψ=0.25τψ=扭转安全系数复合安全系数6.轴承的验算 6.1高速轴轴承验算 寿命计算受力图左边轴承径向力右边轴承径向力冲击载荷系数当量动载荷基本额定寿命静载荷计算00,X Y当量静载荷111951.528.040.258.040.920.74N a m k s k τσττττψτβε-⨯==+⨯+⨯⨯22227.309.777.309.77([] 1.3 1.5)s s s s s s στστ⨯==++≥经检验轴所用尺寸合格。
221565199r F =+ 2221569554r F =+查表18..8得2.1f d =,取1=X ，0=Y111 1.21559d r P f X F ==⨯⨯ 222 1.211664P fdX Fr ==⨯⨯查«机械设计手册»第64页表6-1，得r=7000r/min,40.840800Cr KN N ==， 02424000r C KN ==N 。
因21P P >，只计算右边轴承6633102101040800()()606014601996.8Cr L h n P ==⨯⨯故高速级轴承满足寿命要求。
查b 表18.12和a0110110599,0.6599359.4r r r r P F N P X F N ====⨯= 022********,0.51664832r r r r P F N P X F N ====⨯=取最大值9.77s τ=5.85 1.5[]s s =>1599r F N =21664r F N =2.1f d =1670.8P N =21996.8P N =5100.97108h L h h t =⨯>=年5.06.000==Y X010********r r P NP N==安全系数S0计算额定静载荷许用转速验算载荷系数f1静载荷分布系数许用转速N6.2中速轴轴承验算寿命计算受力图左边轴承径向力右边轴承径向力冲击载荷系数当量动载荷基本额定寿命正常使用深沟球轴承，查表18.14，得20=S020*******r rC S P'==⨯（01rP＜02rP，只算轴承Ⅱ）由11670.80.01640800rPC==,查图18.19，得11 1.0f=由221996.80.04940800rPC==，查图18.19，得12 1.0f=2211==raraFFFF查b图18.20111210221220117000117000N f f NN f f N==⨯⨯==⨯⨯经检验该轴承合格。
2217801417rF=+22221653937rF=+查表18..8得2.1f d=,取1=X，0=Y111 1.211617d rP f X F==⨯⨯222 1.214493P fdX Fr==⨯⨯查«机械设计手册»第64页表6-1，得r=6000r/min,61.861800Cr KN N==，03838000rC KN==N。
因21P P>，只计算右边轴20=S0203328r rC N C'=<11 1.0f=12 1.0f=112221==ff17000/minN r=27000/minN r=1460/minr均大于工作转速11617rF N=24493rF N=2.1f d=11940.4P N=25391.6P N=静载荷计算00,X Y当量静载荷安全系数S 0计算额定静载荷许用转速验算 载荷系数f 1静载荷分布系数许用转速N6.3低速轴轴承验算 寿命计算受力图 左边轴承径向力 右边轴承径向力承6633102101061800()()6060280.765391.6Cr L h n P ==⨯⨯故中速级轴承满足寿命要求。
查b 表18.12和a01101101617,0.61617970.2r r r r P F N P X F N====⨯=022********,0.544932246.5r r r r P F N P X F N ====⨯=取最大值 正常使用深沟球轴承，查表18.14，得20=S 020*******r r C S P '==⨯ （01r P ＜02r P ，只算轴承Ⅱ） 由111940.40.03161800r P C ==,查图18.19，得11 1.0f = 由225391.60.08761800r P C ==，查图18.19，得120.98f = 002211==r a r a F F F F 查b 图18.2011121022122011600010.986000N f f N N f f N ==⨯⨯==⨯⨯经检验该轴承合格。
2217463786r F =+22237862050r F =+5100.89108h L h h t =⨯>=年5.06.000==Y X010*********r r P NP N==20=S0208986r r C N C '=<11 1.0f = 120.98f =112221==f f16000/min N r =25880/min N r =280.76/minr 均大于工作转速13858r F N =24305r F N =。