机械设计课程设计说明书6

1、仲恺农业工程学院机电工程学院仲恺农业工程学院机电工程学院机械设计机械设计课程设计课程设计说明书说明书班级班级: :机械机械 082082 班班学号学号: :姓名姓名: :指导老师指导老师: :仲恺农业工程学院仲恺农业工程学院20102010 年年 1212 月月 2323 日日目录目录一、任务书一、任务书 .3设计任务.3已知条件.3设计要求.3二、总体方案设计二、总体方案设计 .3三、电机的选择三、电机的选择 .41、选择电动机的类型和结构形式.42、确定电动机的转速.43、确定电动机功率.44根据以上步骤选择电动机.4四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。四、计算总传动比并分

2、配各级传动比，计算装置动力参数。 .51、计算总传动比.52、分配各级传动比.53、计算传动比装置的运动及动力参数.5(1)各轴的转速.5(2)各轴的输入功率.5(3)各轴输入转矩.6五、齿轮设计五、齿轮设计 .6（一）高速级齿轮传动的设计.61、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数.62、按齿面接触疲劳强度设计.73、按齿根弯曲疲劳强度设计.84、计算几何尺寸.9(二)低速级齿轮传动的设计.101、选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。.102、按齿面接触疲劳强度计算.103、按齿根弯曲疲劳强度设计.124、几何尺寸计算.13六、六、轴的设计轴的设计(轴的校核以轴的校核以 i、ii

3、轴为例轴为例).14(一)输入轴（i 轴)的设计.14（二）输出轴（轴）的设计 .17iii（三）中间轴（ii 轴）的设计.19七、轴承的校核（以七、轴承的校核（以 i 轴和轴和 ii 轴上的轴承为例）轴上的轴承为例）.23（一）输入轴滚动轴承计算.23（二）中间轴滚动轴承计算.24八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算 .25（一）输入轴键计算.25（二）中间轴键计算.25（三）输出轴键计算.26九、联轴器的选择九、联轴器的选择 .26十、箱体结构的设计十、箱体结构的设计 .271、 机体的刚度.272、机体内零件的润滑，密封散热.273.、 机体结构的工艺性.274、 对附件

4、设计.27十一、润滑与密封十一、润滑与密封 .29十二、减速器附件的选择十二、减速器附件的选择 .29十三、设计小结十三、设计小结 .29十四、参考文献十四、参考文献 .30一、任务书一、任务书设计任务设计任务题目 6：设计一个带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器，如图 1。已知条件已知条件 1 运输带工作拉力 f=2.35kn； 2.运输带工作速率 v=1.5m/s(运输带速度允许误差为)；%53滚筒直径 d=240mm；4单板工作日，连续单向运转，载荷较平稳；环境最高温度 35；小批量生产。设计要求设计要求1.减速器装配图一张(a1)。2.cad 绘制轴、齿轮零件图各一张(a3)。3.设

5、计说明书一份。二、总体方案设计二、总体方案设计1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：可以实现垂直轴传动，并且宽度尺寸比较小，适合布置在较窄的通道中，但加工锥齿轮比圆柱齿轮困难，成本也相对较高。3. 确定传动方案：如图 1，实际由指导教师给定。 传动装置的总效率8248.096.098.098.097.099.042卷筒4轴承圆柱齿轮圆锥齿轮2联轴器以上各效率根据机械设计手册可查得。三、电机的选择三、电机的选择1、选择电动机的类型和结构形式选择电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流） 、工作条件、工作时间的长短、及载荷的性质、大小、启动性能和

6、过载情况等条件来选择。工业上一般采用三相交流电机。y 系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广。它适用于无特殊要求的机械，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。根据题目的要求，选择 y 系列的电动机。2、确定电动机的转速、确定电动机的转速滚筒的工作转速为: =119.42r/minmin/2405.1100060100060rdvng由于圆锥齿轮转动比：23；圆柱齿轮传动比:35.所以总传动比范围是：i=2335，即 615。于是电动机转速范围：=（615）119.42r/min =716.521791.3r/min。n根据上式选同步转速为 150

7、0 转的电动机。3、确定电动机、确定电动机功率功率工作机所需的输入功率为：kwfvpw525.310005.1100035.21000则电动机所需功率： ppwd8248.096.098.098.097.099.042卷筒4轴承圆柱齿轮圆锥齿轮2联轴器把上式带入式，得：;kwpd273.48248.0525.34根据以上步骤选择电动机根据以上步骤选择电动机根据电动机的类型、同步转速和所需功率选择电动机。所选电动机如下： 型号：y132s4；额定功率；满载转速：;中心高：h=132mm；kwpe5.5min/r1440满n 外伸轴径：d=38;外伸轴长度： e=80mm。四、计算总传动比并分配各

8、级传动比四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。，计算装置动力参数。1、计算总传动比、计算总传动比传动装置的总传动比 i,根据电动机的满载转速和工作机所需转速按式： i= 计算.nmnwnnwm则：。05.1242.1191440i2、分配各级传动比分配各级传动比根据传动比分配原则：1、一般应使链传动的传动比小于齿轮传动的传动比。2、圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于大齿轮加工，高速级锥齿轮传动比 =0.25 ，且使。1ii1i 于是高速级传动比：，取 3；01.305.1225.01i低速级传动比：，取 4。003.401.305.122i3、计算传动比装置的运动及动力参数、计算传动

9、比装置的运动及动力参数(1)各轴的转速电动机 n满=1440r/min；轴： =1440r/minn0满/in轴： n2=1440/3=480r/min ；11/in轴： n3/=480/4=120r/min2n2i轴： n4= n3*i3=120r/min以上各式中，、n2、n3、n4分别为 1、2、3、4 轴的转速，即从电动机到工作机按次序排列的n1、2、3、4 轴； 取=1；。0i13i(2)各轴的输入功率电动机功率=4.273kwdp=4.273 0.99=4.23kw联轴器1dpp=4.23 0.98 0.97=4.02kw圆锥齿轮轴承12pp=4.02 0.98 0.98=3.86

10、kw圆柱齿轮轴承23pp=3.86 0.98 0.99=3.74kw联轴器轴承34pp(3)各轴输入转矩电动机输出转矩 0nm3.281440273.49550td轴：nmnpt05.281440/23.495509550111轴：nmnpt98.79480/02.495509550222轴：nmnpt19.307120/86.395509550333轴：nmnpt64.297120/74.395509550444将运动和动力参数的计算结果汇总成下表（一）轴名参数电动机轴1 轴2 轴3 轴工作机轴转速)min/(1rn14401440480120120功率 p/kw4.274.234.023.

11、863.74转矩 t/（nm）28.328.0579.98307.19297.64传动比i1341效率0.990.950.960.99表一：运动和动力参数的计算结果汇总五、齿轮设计五、齿轮设计（一）高速级齿轮（一）高速级齿轮传动的设计传动的设计已知小齿轮输入功率为 4.23kw、大齿轮输入功率为 4.02、小齿轮转速为 1440r/min、大齿轮转速为 480 r/min，齿数比为 3。（设工作寿命 10 年，每年工作 300 天） ，单班制。 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 7 级精度。3）材料选择 由

12、机械设计教材表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度相差 40hbs。4）试选小齿轮齿数 =20，则1z213 2060zuz 为齿数比。u 2、按齿面接触疲劳强度设计计算公式： 。1td32122.92(1 0.5)efrrzktu（1） 、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数=1.81tk2）小齿轮传递的转矩=28.05kn.mm1t3）取齿宽系数0.35r4）查图 10-21（d）齿面硬度,得小齿轮的接触疲劳强度极限650mpa 大齿轮的接触疲劳极限hlim1550mpa hlim25）

13、查表 10-6 选取弹性影响系数=189.8 ez12mpa6）由教材公式 10-13 计算应力值环数 n =60n j =6014401（830010）=2.07310 h11hl9 n =604801（830010）=0.6910 h297)查教材 10-19 图得：k=0.9 ； k=0.95。128)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 s=1,应用公式（10-12）得: =0.9650=585 h1skhhn1lim1mpa =0.95550=522.5h2skhhn2lim2mpa（2）设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得h 1tdmm52.2833

14、5.05.0135.028058.15.5228.18992.23222）计算圆周速度 v 2.15m/s100060v11ndt3）计算载荷系数 查表 10-2，得ka=1，根据 v=2.15m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数=1.1vk 查图表（表 10-3）的注 1） ，得齿间载荷分布系数=1hfkk 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表 10-9 得=1.25，则齿向载荷分布系数hbek=1.5x1.25=1.875；fhkk 得载荷系数 =2.062avhhkk k kk4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 3ttkddkmm84.298.1062.25

15、2.2835）计算模数 m mm492.12084.29zd11m3、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式： m3122214(1 0.5)1fasafrry yktzu（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 =2.062avffkk k kk2）计算当量齿数 =21.08（其中=）11v1coszz121ddarccoto44.18 =189.68（其中）22v2coszz56.7190123）由教材表 10-5 查得齿形系数 758.21fy128.22fy 应力校正系数 561.11sy855.12sy4) 由教材图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限af

16、emp5201afemp40025) 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 k=0.83 k=0.851fn2fn6) 计算弯曲疲劳许用应力参考教材 p206 取弯曲疲劳安全系数，得1.4s =f1afefnmpsk28.3084 . 152083. 011 =f2afffnmpsk86.2424 . 140085. 0227) 计算大小齿轮的,并加以比较fsafafy 0139.028.308561.1758.2111fsafafy 0162.086.242855.1128.2222fsafafy 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2）设计计算 244.112035.05.

17、0135.00162.028050062.2432223m 取 m=1.5。 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 1.492 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 1.244，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按 gb/t1357-1987 圆整为标准模数,取 m=1.5。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =29.84来计算应有的齿数. 计算齿数 z =19.89， 取 z =20 ，那么：1mm15.184.29d1m1z =320=60。2 4、计算几何尺寸（1） d =30 1205

18、.11mz（2） d =902605.12mz（3） =121ddarccoto44.18（4） 56.719012（5） mm08.67213d21dr2121（6） =23.47 圆整取mm ，小齿轮圆整后再加宽 5mm,=29mmrrb 24b21b图（二）：小锥齿轮基本尺寸图(二二)低速级齿轮传动的设计低速级齿轮传动的设计已知输入功率为 4.02kw、小齿轮转速为=480r/min、齿数比为 4。 （设工作寿命 10 年，每年工作 300 天） ，单2n班制。 1、选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 （1）选定低速级齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；运输机为一般工作机器，速度不高，故选用

19、 7 级精度。（gb10095-88） 。 （2）材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度相差 40hbs。（3)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数；根据教材 p214，初选螺旋角。22z388z4z34142、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算2131)(12hehdttzzuutkd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数=1.6tk2）查教材图表（图 10-30）选取区域系数=2.44hz3）查教材表 10-6 选取弹性影响系数=189.8 ez12mpa4）查

20、教材图表（图 10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6451a2a12aaa5）由教材公式 10-13 计算应力值环数n3=60n2j =604801（830010）=6.910 hhl8 n4=60n j =601201（830010）=1.7210 h3hl86）查教材 10-19 图得：k=0.92 k=0.94347）查取齿轮的接触疲劳强度极限650mpa 550mpa hlim3hlim48）由教材表 10-7 查得齿宽系数=1d小齿轮传递的转矩：nmnpt98.79480/02.4955095502229）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 s=1,应用

21、公式（10-12）得: =0.92650=598 h3skhhn3lim3mpa =0.94550=517 h4skhhn4lim4mpa 许用接触应力为 mpahhh5.5572/)(43 （2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径3td2233)(12hehdttzzuutkd =mm20.51)5.5578.18944.2(45645.11799806.12232）计算圆周速度1.286m/s100060v23ndt3）计算齿宽 b 及模数ntmb=1.5567=51.20mmdtd3 =ntmmmzdt258.22214cos20.51cos334) 计算齿宽与高之比hb 齿高 h=

22、=2.252.258=5.08ntm25. 2mm = =10.08hb08.520.515) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318x1x22tan=1.744d1z143cos6) 计算载荷系数 k 系数=1，根据 v=1.286m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数=1.08akvk 查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数=1.2hfkk 由教材图表(表 10-4）查得=1.418kh3 查教材图表（图 10-13）得=1.32kf3 所以载荷系数 =11.11.21.2=1.584avhhkk k kk7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d =3ttk

23、ddkmm02.516.1584.120.5138) 计算模数nm =nm25.22214cos02.51cos3zd3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式:nm)(cos232223fsfadyyzykt（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 =1.74avffkk k kk2）根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图 10-28）查得螺旋影响系数=0.88y3）计算当量齿数 =24.08 , =96.333v3zzcos34v4zz4）查取齿形系数 查教材图表（表 10-5）=2.647 ， =2.187yf3yf45）查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5）=1.58

24、1 ，=1.786ys3ys46）查教材图（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520mpa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限3fe=400mpa 。4fe7）查教材图（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数 k=0.85 ,k=0.88 3fn4fn8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式得fnfefks =， =f371.3154.152085.033skfefnf443.2514.140088.044skfefn9）计算小、大齿轮的，并加以比较 fsfy y ， 大齿轮的数值大.0133.071.315581.1647.2333fsfyy0155.043.25178

25、6.1187.2444fsfyy故选用之.（2）设计计算1）计算模数 633.1645.12210155.014cos88.07998074.12223nm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数 m ，由于nn齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按 gb/t1357-1987 圆整为标准模数,取 m =2，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的n分度圆直径 d =61.4来计算应有的齿数.3mm2）计算齿数 z =24.75 取 z =25 ，那么 z =425=1

26、00 。1nm14cos02.51124、几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=128.83cos2)(43nmzz14cos22)10025(mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos006.1483.1282210025arccos221)()m(n 因值改变不多,故参数,等不必修正.khz（3）计算小、大齿轮的分度圆直径 d =51.53006.14cos225cos3nmzmm d =206.24006.14cos2100cos4nmzmm（4）计算齿轮宽度 b=mmmmd5.515.5111 取 ，小齿轮加宽 5，则524b573b（5）根据机械设计第七版 10-8 节计算各

27、参数尺寸为： 2.201；齿根圆直径2.210；齿顶圆直径2.206分度圆直径：ddd4fa （6）结构设计 设计时取小齿轮（齿轮 3）齿顶圆直径为 56mm ，采用实心结构；大齿轮（齿轮 4）齿顶圆直径为 210.2mm 采用腹板式结构其零件图如下：图（三）:大圆柱斜齿轮工作图六、六、 轴的设计轴的设计(轴的校核以轴的校核以 i、ii 轴为例轴为例)(一一)输入轴（输入轴（i 轴轴)的设计的设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩ipnt =4.23kw ，=1440r/min，=1pnt1nm05.28 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 mm75.24)35.0*

28、5.01(30）5.01（ddr11m 则ndftmt67.226675.24280502112 n64.782ft.tan20fr1cos n96.260sinft.tan20f1圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 tfrfaf 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质） ，根据机械设计（第八版） 表 15-3，取，得mm0112a 03.16144023.4112n pad33110min输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联12d12d轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版） 表 14

29、-1，由于转矩变化很小，故取tktaca，则 =1.3x28.05=36.465n.m1.3ak tktaca 查机械设计课程设计表 13-2，选 yl7 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 160n.m，而电动机轴的直径为38mm 所以联轴器的孔径不能太小。取=38mm，半联轴器长度 l0/2=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为12d60mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图四）图（四）：拟定轴上零件的装配方案示意图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12 段轴右端需制出一轴肩，故取 23 段的直径。左端用轴端挡mm43d23圈定位

30、，12 段长度应适当小于 l 所以取=58mm12l2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表 12-4 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴mm43d23承 30309，其尺寸为 45mm100mm27.25mm 所以；=27.25mmt d dmm45d4334l这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表 12-4 查得 30309 型轴承的定位轴肩高度，因此取；，故取。mm54damm54d452ballmm108l453）取安装齿轮处的轴段 67 的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56

31、 段应略短于轴承宽度，故取mm40d67=2.7mm，56lmm45d564）轴承端盖的总宽度为 22mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=52mm。30lmm23l5）锥齿轮轮毂宽度为 50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。mm61l67（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版） 表 6-1mm40d67查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保mmmmhb812证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为67nh与轴的配合为；滚动轴承与轴的周

32、向定位是由过渡配合来保证的，此mmmmmmlhb4581267kh处选轴的尺寸公差为 k5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按 r1.6-r2 适当选取。2 45 5、根据以上数值求轴上的载荷（30309 型的轴承 a=21.5mm。所以俩轴承间支点距离为 111.5mm 右轴承与齿轮间的距离为 56.25mm。 ） （见图四）输入载荷图如下：载荷水平面 h垂直面 vnfnh78.6521nfnv72.2181支反力 fnfnh19822nfnv45.6582弯矩 mmmnmh.7.71342 mmnmv.6.714471mmnmv.5.77862总弯矩=100968

33、.01n.mm2258.714477.71342m扭矩 t =28.05n.mt图（五）：输入载荷图 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为0.6= 20.18mpa322381.0)6.028050(01.10096822)(xwtimca前已选定轴的材料为 45 钢（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得，故安全。1160,campa（二）输出轴（二）输出轴（轴）的设计轴）的设计iii1、求输出轴上的功率、转速和转矩iiipniiit =3.86 kw =120r/mi

34、n =307.19n.m3p3n3t 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 mmmzd2.2064 而ndtft53.29792.20630719022 n66.1117ft.tan20frcos n88.742ft.tanf 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质） ，根据机械设计（第八版） 表 15-3，取，得0112a mm61.3512086.3112npad333 30min输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联12d12d轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版） 表

35、14-1，由于转矩变化很小，故取tktaca，则查机械设计课程设计表 14-4 选 lx3 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 1250n.m。1.3ak 半联轴器的孔径 d=40mm，所以取40mm，半联轴器长度 l=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为1d84mm。4、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案（见图七） 图（六）、输出轴轴上零件的装配示意图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1 段轴左端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径47mm，1 段右端用轴端挡2d圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上

36、而不压在轴的端面上，l故 1 段的长度应比 l 略短些，现取l1=82mm.2） 轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故l2=50mm.30lmm3） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据47mm，由机械设计课程设计表 13-1 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承2d30310，其尺寸为，d7=d3=50mm，因而可以取l3=29.5mm。右端轴5011029.25dd tmmmmmm承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表 13-1 查得

37、 30310 型轴承的定位轴肩高度，因mm60d a此取d4=60mm, 取86mm。4l4） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 62mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l6=60mm 齿轮的轮毂直径取为 56mm 所以d6=56mm。5） 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为d5=64mm。轴环宽度0.07hd4hmm，取l5=8mm。1.4bh6） 齿轮距箱体内比的距离为 a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为 c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=8mm。可求得57.25mm7l （3）轴上的

38、周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d6 由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择1610b hmmmm齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配67nh12870mmmmmm合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m5。67kh（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按 r1.6-r2 适当选取。2 45（三）中间轴（三）中间轴（ii 轴）的设计轴）的设计 1、求输入轴上的功率 p、转速 n 和转矩 t =4.0

39、2kw,n2=480r/min ,=79.98n.m2p2t 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 mmmzd5.513 ndtft00.31065.517998022121 n10.1165.tan2011frcosft n41.774.tan11ffta 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径： 25.74)35.05.01(90)5.01(22rddm ndtftm34.215425.747998022222 n02.248costan34.21542costan56.7120fr0022ft n85.743sintan34.21542sintan56.7120fa0022ft圆周

40、力、，径向力、及轴向力、的方向如图七所示：1tf2tf1rf2rf1af2af 图七、中间轴受载荷图 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40cr（调质） ，根据机械设计（第八版） 表 15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径0110a mm34.2248002.4110npad332 20min和12d56d 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图八） 图八、中间轴上零件的装配示意图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课

41、程设计表 13.1 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列mmdd34.226521圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为，。 307220.75dd tmmmmmm125630ddmm这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表 13.1 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径 37mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长234535ddmm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用42lmm2338lmm轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。0.07hd4hmm3443dmm3）

42、已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取573b=54。l544）齿轮距箱体内壁的距离为 a=16mm，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为 c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=8mm。则取1253.75lmm 3420lmm5646.75lmm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面23d，键槽用键槽铣刀加工，长为 32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿108b hmmmm轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版） 表 6-1 查得

43、76hm45d平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，108b hmmmm故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为76hmk6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按 r1.6-r2 适当选取2 45 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得 30310 型的轴承支点距离 a=15.3mm。所以轴承跨距分别为 l1=55.45mm，l2=74.5mm。l3=60.95mm 做出弯矩和扭矩图（见图八） 。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩

44、和扭矩值如下： 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为0.6=45.62322030.01.0)6.098.79(86.171222)(xwtmca前已选定轴的材料为（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得，故40rc1170,campa安全。七、轴承的校核（以七、轴承的校核（以 i 轴和轴和 ii 轴上的轴承为例）轴上的轴承为例）（一）输入轴滚动轴承计算（一）输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309，其尺寸为ddt=45mm10027.5，轴向力 =2

45、60.96n， ，y=1.7，x=0.4f0.35e 则， =688.44n，=2088.51nfr1fr2则 nffrd48.2027.1211 nffrd26.6147.1222则载荷水平面 h垂直面 vnfnh34.19081nfnv10.501支反力 fnfnh58.259402nfnv69.11032弯矩 mmmnmh.1064801mmnmh.1581502 mmnmv.28961mmnmv.308662mmnmv.406963mmnmv.672804总弯矩=171866n.mm2267280158150m扭矩 t =79.98n.mmt载荷水平面 h垂直面 vnfnh78.652

46、1nfnv72.2181支反力 fnfnh19822nfnv45.6582nnfffffdaada26.61422.8752221则，effra27.144.68822.87511effra294.051.208826.61422则 n 25.176322.8757.144.6884.0111yfxfparr n51.208822fprr则 10101010663106696.551.208810800014406060hnpclrrh故合格。（二）中间轴滚动轴承计算（二）中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306。轴向力， ，y=1.9

47、，x=0.4nfffaaa56.3085.74341.774210.31e 则 =1909.00n，=2596.48n fr1fr2则 nffrd37.5029.1211 nffrd28.6839.1222则 nnfffffadada93.53237.5021211则 ，effra26.000.190937.50211effra205.048.259693.53222 载荷水平面 h垂直面 vnfnh34.19081nfnv10.501支反力 fnfnh58.259402nfnv69.11032则 nfprr00.190911 n16.205193.5329.148.25964.0222yfx

48、fparr则hhnpclrrh10101010663106653.216.2051590004806060故合格。八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算（一）输入轴键计算（一）输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键mmmmmmlhb45812mm331245l与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk485.05.0 mpampadkltp11018.1138334100005.28210002 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与mmmmmmlhb45812mm331245l轮毂键槽的接触高

49、度。则键联接的强度为：mmhk485 . 05 . 0 mpampadkltp11018.1138334100005.28210002 故也合格。（二）中间轴键计算（二）中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键10832b h lmmmmmm 32 1022lmm槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk485 . 05 . 0 mpampadkltp11093.5135224100098.79210002 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与mmmmmmlhb45810mm351045l轮毂键槽的接触高度。则

50、键联接的强度为：mmhk485 . 05 . 0 mpampadkltp11064.3235354100098.79210002 故合格。（三）输出轴键计算（三）输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮mmmmmmlhb7081270 1258lmm毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk485 . 05 . 0 mpampadkltp11020.6640584100019.307210002 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与mmmmmmlhb50101650 1634lmm轮毂键槽的接触高度。则键联接的强

51、度为：mmhk5105 . 05 . 0 mpampadkltp11053.6456345100019.307210002 故合格。九、联轴器的选择九、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。（一）输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需12d12d同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很tktaca小，故取，则 =1.3x28.05=36.465n.m。1.3ak tktaca查机械设计课程设计表 13-2，选 yl7 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 160n.m，而电动机轴的直径为38mm 所以联轴器

52、的孔径不能太小。（二）输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需12d12d同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩。tktaca查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计课程设计表 14-1.3ak 4 选 lx3 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 1250n.m。十、箱体结构的设计十、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.67ish1、 机体的刚度机体的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2、机体内零件的润滑，密封散热、机体内零件的润滑，密封散

53、热因其传动件速度小于 12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 h 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6.3。 3.、 机体结构的工艺性机体结构的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 r=3。机体外型简单，拔模方便.4、 对附件设计对附件设计a 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 m6 紧固b 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部