机械设计课程设计盘磨机传动装置的设计

1、第一章课程设计任务书年级专业过控101学生姓名学号题目名称盘磨机传动装置的设计设计时间第17周19周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点化工楼一、课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、已知技术参数和条件2.1技术参数：主轴的转速：42rpm锥齿轮传动比：23电机功率：5kW电机转速：1440rpm2.2工作条件：每日两班制工作，工作年限为 10年，传动不逆转，有轻微振动， 主轴转速的允许误差为土 5%1 电动机；2、4联轴器；3圆柱斜齿

2、轮减速器；5开式圆锥齿轮传动；6主轴；7盘磨三、任务和要求3.1编写设计计算说明书 1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合规范格式且用A4纸打印；3.2绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图1号图1张；绘制零件工作图3号图2张（齿轮和轴）；标题栏符合机械制图国家标准；3.3图纸装订、说明书装订并装袋；注：1 此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效; 2 此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1机械设计教材4.2机械设计课程设计指导书4.3减速器图册4.4机械设计课程设计图册4.5机械设计手册4.6 其他相关

3、书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）：七I、主管教学主任意见主管主任（签字）：八、备注学生（签字）：指导教师（签字）：计算及说明结果第一章传动方案的整体设计2.1传动装置总体设计方案：2.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。选择锥齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。2.2电动机的选择根据已

4、知任务书给定的技术参数，由给定的电动机功率为5KW电动机转速为1440r/min,查表17-7选取电动机型号为丫132S-4,满载转速nm -1440 r/min，同步转速 1500r/min。2.3确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比2.3.1总传动比由选疋的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw=42,可得传动装置总传动比为 ia = nm/ nw = 1440/42 = 34.29。2.3.2分配传动装置传动比锥齿轮传动比：i3=3减速器传动比：i =ia/ i3 =34.29/3=11.43高速级传动比：i1= (1.3-1.4) i=丿1.35勺1.43=3.93低速级传动比：

5、i2 =i'/i1 =11.43/3.93 = 2.92.4计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴转速 n (r/min )n o=nm=144O r/min高速轴1的转速:n 1= nm= 1440 r/min中间轴 2 的转速：n2=ni/ii =1440/3.93 =366.4r/min低速轴 3 的转速：n3=n2/i2 =366.4/2.9 =126.3r/min主轴 6 的转速：n6 二 n3/i3 =126.3/3 =42.1r/min2.4.2各轴的输入功率P(KW)Po=Fm=5kw高速轴1的输入功率：P 1=Po n c=5X 0.99=4.95kw中间轴 2

6、的输入功率：P2=P1 n 1 n g=4.95 X 0.98x 0.98=4.75kw低速轴 3 的输入功率:P 3=P2 n 2 n g=4.75 X 0.98X 0.98=4.57kw 主轴 6 的输入功率：P 4=F3 n gn g n d=4.57 x 0.98x 0.99x 0.97=4.30kwPm为电动机的额定功率；n c为联轴器的效率；n g为一对轴承的效率；n 1高速级齿轮传动的效率；n 2为低速级齿轮传动的效率；n d为锥齿轮传动的效率。 2.4.3各轴输入转矩T(N?m)T°=9550P/n 0=3.316 x N m高速轴 1 的输入转矩=9550P/n1=

7、 (9550x 4.95) /1440=3.283 x 104N m中间轴 2 的输入转矩 T2=9550P/n2= (9550x 4.75 ) /366.4=1.238 x 105N m低速轴 3 的输入转矩 T3=9550P/n3= (9550x 4.57) /126.3=3.4556 x 105N- m主轴 6 的输入转矩 T4=9550P/n4= (9550x 4.30 ) /42.1=9.7542 x 105N m第三章传动零件的设计计算3.1高速级斜齿轮的设计和计算3.1.1选精度等级，材料及齿数(1) 齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高， 小齿轮用40Cr,大齿

8、轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小 齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为 280HBS大齿轮硬度为240HBS(2) 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。(3) 虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 =24,则=24x 3.93=94.32， 取=94。(4) 选取螺旋角。初选螺旋角为3 =14°3.1.2按齿面接触强度设计2ktT1 ZhZe u _1 试算由设计公式d铁_ 3 gd二 H ,U1）试选载荷系数Kt= .6。1（1）确定公式内的各计算数值2）计算小齿轮传递的转矩。5595.5x10 p1 95.104.954T1-=3.283 10 N mm1440

9、n13）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数j114）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2。5）由图10-21d按齿面强度查地小、大齿轮的接触疲劳强度极限c HHm1 =600Mpa（T Hlm2=550Mpa6）由式10-13计算应力循环次数。N=60nj L h=60X 1440X 1 X（2X 8X 365X 10） =5.05 X 109N=N/i 2=5.05 X 109/3.93=1.28 X 1097）由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn=0.90,Khn2=0.95。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 0.01，安全系数S=1由 式10-12得：c

10、h 1= c Hlim1 Khn1S=600X 0.90/1 Mpa=540 Mpac h 2= c Hlim2 Khn/S=550 X 0.95/1 Mpa=522.5Mpa9）由图10-30选取区域系数Zh=2.433。10）由图 10-26 查得 g a1=°.78, 名 a2=°.82，贝U11）许用接触力:2计算；a =；a1；a2 =0.780.82=1.6540 522.5 MPa =531.25MPa21) 试算 d1r-312 K tT1 ( Z H Z E 2 =39.629mmd厂U2) 圆周速度 V=恵 d1t nJ 60 1000 i=2.988m

11、/s(3) 齿宽 b = dd1t =39.629mm模数 mnt =d1tc°s ： /z39.629cos 14 /24=1.6023mmh =2.25mnt =2.25 汇 1.623mm = 3.605mmb/h =39.629/3.605=10.993(4) 计算纵向重合度名目=0.318© d Z1tan B = 0.318 汉 1 x 24 汉 tan 14 =1.903(5) 计算载荷系数K根据V=2.988m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数 31.12。KHa =KFa T.4；由表10-2查得使用系数 KA=1.25;由表10-4查得7级精度，小

12、齿轮相对支承非对称布置时，、H =1.417。查图10-13得KF 1=1.34;故载荷系数：K 二KaKvKiKh'1.25 1.12 1.4 1.412.78(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得11/3d广d1t K /Kt 3 =39.6292.78/1.6= 47.643mm(7) 计算模数mnm d 1 cos : /乙=47.643cos14 /24 = 1.9261mm3.1.3按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为 mn >2KY：CoS2 YFaYsa(1) 确定公式内的各计算数值1) 计算载荷系数KK=KAKVKFa

13、KF =1.25 X 1.12 X 匸4 X 1.34=2.632) 根据纵向重合度；.=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y ：=0.883）计算当量齿数z“ 'oSH26.27z2 一 94.102.90z cos : cos 144）查取齿形系数由表 10-5 查得 丫Fa1=2.592，丫Fa2=2.178Fa15）查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.596,YSa2 =1.7916）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c FE500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 匚FE2=380MPa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系 kfN1=°

14、;.86, Kfn2=0.89；8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得F 1 KfnQ fe1/S=0.86 X 500/1.4=307.14MPaF 二 Kfn2匚 FE2/s=0.89 x 380/1.4=241.57MPa9）计算大、小齿轮的YFaY Sa/L J并加以比较YFa1Ysa1/J F 1=2.592 X 1.596/307.14=0.01347MPa丫Fa2丫丿丨 f 2=2.178 X 1.791/241.57=0.01615MPa 大齿轮的数值大。（2）设计计算mn -21 242 1.6 COS 0611.8584mm2 2.63 3

15、2830 0.88 :对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于 m由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于 口“主要取决于弯曲强度所 决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取mn=2mm按接触强度算得的分度圆直径d1=47.643mm算出小齿轮齿数乙=d1 cos : / mn 二 24.88 ： 24 Z2 = 3.93 24 =94.32 ：二94（3）几何尺寸计算1）计算中心距_（Zl + Z2 卜 mn2 cos P24 9422cos14mm = 121.61mm将中心距圆整为122mm2）将圆整后的中心距修正螺

16、旋角R（Z1 +Z2 mn（24+942 一”戸=arccos = arccos=14.71232a2如22因值改变不多，故参数；a, K '：，Zh等不必修正。3）计算分度圆直径drZmn/cos： =21 2/cos14.7123 = 49.627mmd2 二 Z2mn/cos ' =94X2/cos14.7123=194.373mm4）计算齿轮宽度b = ddr =1 49.627 = 49.627mm圆整后取 B2=50mm,B=55mm5）结构设计齿顶高 ha = mn'h：n+xn ）=2 "1+02mm齿根高 hf 二 mn han CnXn 讥

17、 10.25-0 =2.5mm齿咼h " ha hf= 4.5mm齿顶圆直径：小齿轮 da =d+2ha =53.627 mm 大齿轮 da =198.373 mm齿根圆直径：小齿轮 d f =d-2 h f =44.627 mm 大齿轮 da = d-2 h f =190.373 mm 3.2低速级斜齿轮的设计和计算321选精度等级，材料及齿数。1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高， 小齿轮用40Cr,大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小 齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为 280HBS大齿轮硬度为240HBS2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失

18、效形式为占蚀。3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取z1=24,则z2 =24 2.9=69.6,取 z2 =70。4）选取螺旋角。初选螺旋角一：=14。3.2.2按齿面接触强度设计由设计公式,3d1t -3 4I2KTI ZhZeH2u -1试算u（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K=1.62）计算小齿轮传递的转矩。T295.5 105P>门295.5 105 * 4.75366.4= 1.2381 105N mm10）由图 10-26 查得；a1 =0.78, ；a2 = 0.87,则ala = ； a1 亠：a2 =0.87 0.78 =1.6511）许用接触力H【丄 H 2

19、570 533.5H 1 H =Mpa =551.75Mpa2 2（2）计算1）试算d2KTZ：ZE2U十160 .929 mmu2）圆周速度 Vhd1tn2/ （60 x 1000） =1.169 m/s3）齿宽b = dd1t = 60.929mmmnt =d1tcos : / 乙=60.929cos14/24 = 2.4633h = 2.25mnt = 2.25 2.4633mm = 5.5424mmb/h =10.9934）计算纵向重合度名目= 0.318© dztan 0 =0.318汉1 汉 24 汉tan14 =1.9035）计算载荷系数K根据V=1.169m/s,7级

20、精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08，心：.二Kf：. =1.4;由表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查地7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时,心 1=1.421 ;查图 10-13 得心円35;故载荷系数:K =KaKvKh：.Kh，25 1.08 1.4 1.421 =2.696）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得d1 =d1t K/KT 1/3 =60.9292.69/1.6 1/3 = 72.449mm7）计算模数mm d 1 cos : /乙=72.449 cos14/24 = 2.9291mm3.2.3按齿根弯曲强度设计由式10-5得

21、弯曲强度的设计公式为Y Fa Ysa. 2 -mn32KTi Ypos d Z" a（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限匚FEi=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限匚FE2 =380Mpa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.89,Kfn2=0.90；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：屛 1 =KfN1Q FE1/S=0.89x500j'1.4=317.86MpaF 2 = Kfn2；fE2 S =0.90 380 1.4 = 244.29Mpa4）计算载荷系数KK我KVK“Kf

22、b =1.25 X 1.08 X 1.4 X 1.35=2.555）根据纵向重合度；=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.886）计算当量齿数Zv1=Z13. =26.2770cos P一乙3=打67.87cos : cos 147）查取齿形系数由表 10-5 查得 丫尸酹=2.592;丫 Fa2=2.2278）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysa1=1.596;Ysa2=1.7639) 计算大、小齿轮的YFaYSa/»J并加以比较YFaYSa Af 1 =2.592 1.596 317.86 = 0.01301YFaYSa A-f 2 -2.227 1.7

23、63 244.29 =0.01607大齿轮的数值大。(2) 设计计算32 2.55 123810 0.88 COS14 20.01607 = 2.0681mmmn -1 241.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于 m由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于m主要取决于弯曲强度所决 定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取 m=2.5伽,按接触强度算得的分度 圆直径d1=72.449伽,算出小齿轮齿数乙=diCOsB/叶=2.572.449 cos1428.12 ：y 28 取 Z = 28Z2 =2.9 28 =8

24、1.2： 81，取 Z2 =81（3）几何尺寸计算1）计算中心距Z1 Z2 m 28 812.5-1 nmm = 140.4mm2cos ：2cos14将中心距圆整为141 mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角R<772 mn（28+81卜2.5P = arccos111 = arccos= 152a2汉141因值改变不多，故参数-,K ：1Zh等不必修正。3）计算分度圆直径dr =Zmn cos ： =28 2.5 cos15 = 72.469mmd2 =Z2mn cos ： =81 2.5 cos15 = 209.643mm4）计算齿轮宽度b = ddi =1 72.449 = 72.

25、449mm圆整后取B3=72，B2=77.5）结构设计齿顶咼 ha = mn han Xn = 2*5 1 0 = 25mm齿根高 hf 二 mn han 6一* .5 1 0.25 -0 =3.125mm齿咼 h = ha hf = 5.625mm齿顶圆直径小齿轮 da =d 2ha =77.449mm,大齿轮 da =d 2h214.693mm齿根圆直径小齿轮 df 二d 2hf = 66.219mm，大齿轮 d f =d -2hf =203.393mm第四章轴的设计计算4.1中间轴的设计计算4.1.1中间轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P= Pn =4.75KW, n= n “

26、=366.4r/min4.1.2确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质 处理。根据表15-3，取Ao=1120得'P/ 4 75d .=A03-=112><3= 26.31mmd min A0 t n； 366.44.1.3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：IIIIJ IVVVI（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）由于dmin =26.31 mm,轴上开有两键槽，增加后轴径 d=30 mm取安装轴承处（该轴直径最小处）轴径d=30 mm则di-n =dv-可=30 mm2）初步选择滚动轴承。选

27、单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d i- n =30 mm 选轴承型号 30206,其尺寸为 dx DXT=30 mm< 62 mm x 17.25mm考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm>3） 取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段n-川和W - v的直径dn-皿=dw - v =34mm两端齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽 度为50mm小齿轮的轮毂宽度为77mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此 轴段应略短于轮毂宽度，故分别取Ln-m =74mm,b- v=47mm两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度：h>0.07d n一m=0.07 x 34=2.38mm

28、 取 h=3mm;轴环处的直径:d m-iv =34+6=40 mm;轴环宽度:b > 1.4h=1.4 x 3=4.2mm取 Lm- v =5mm4）由于安装齿轮的轴段比轮毂宽度略短，所以Li - n =17.25+6+16+3=42.25 mmLv -灯=17.25+6+18.5+3=44.75 mm(3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。 按dn-皿和dm-V分别由表6-1 查得平键截面bx h=10 mrnK 8 mm,长度分别为63 mm和36 mm,同时为 了保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H 7;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配

29、合来保证的，此处选轴的直n6径尺寸公差为m6(4) 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2X45°。(5) 轴的校核经校核，该轴合格，故安全。4.2高速轴的设计计算4.2.1求高速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P=P=4.95kw, n=n 1=1440 r/mi n4.2.2初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质= 112 3.495F1440处理。根据表15-3，取A,=112.得= 16.90mm轴上有一键槽，则增加后得直径 d=20 mm高速轴的最小直径为安 装联轴器处轴的直径di-n,取di-n =20

30、mm4.2.3轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：III (V(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要求，I - n轴段左端需制出一轴 肩，故取n-川段的直径dn - m =24 mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径 取挡圈直径D=26 mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=38 mm为了保 证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取i- n段的长度应比Li略短一些，现取Li-n =36mm2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d n-庐24 mm选轴承型号

31、30205,其尺寸dx DX T=25 mnX 52 mnX 16.25 mm,故 dm-iv =dw-扯=25 mm.由于轴承右侧需装 甩油环，且轴承需离箱体内壁一段距离，考虑到箱体铸造误差，使轴承 距箱体内壁6 mm,则取Lm - v=Lv -灯=16.25 mm右端滚动轴承采用轴肩 进行轴向定位。取 dvv =30 mm.3) 由于高速轴上的小齿轮的尺寸较小，通常设计成齿轮轴。4) 轴承端盖的总宽度取为16 mm取端盖的外端面与联轴器端面间 的距离为30 mmj则Ln-m=46 mm5) 取轴上轴段V -切处为高速小齿轮，直径 dv=53.627mm已知 小齿轮的轮毂宽度为 55mm故取

32、Lv-可=55mm6) 取齿轮距箱体内壁的距离-w =a=19.5 mm。已知滚动轴承宽度 T=16.25mm低速级小齿轮轮毂长L=80mm又因为已知箱体两内壁之间的 距离为178.5，高速级小齿轮轮毂长L=55,则LIV V =178.5-16-55mm = 107.5mm(3) 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按di-n由表6-1查得平键截面bx h=6 mmX 6 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 22 mm,滚动轴承 与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6(4) 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为2X45°

33、。4.2.4州的校核(1) 输入轴上的功率R,转速m,转矩T14R=5KW n1=1440r/minT 1 =3.283 x 10 N. m(2) 确定轴及求作用在齿轮上的力1) 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1 =49.627 mm= 2T1_ 2 汉3.283 汇 10d14而Ft= 1323.070N49.627ta n：nta n20or= Ft-n =1323.070： =497.882Ncos ：cos14.7123oa = Fttan 1=1323.070 x tan 14.7123 ° =347.405Na圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如

34、图示：输入轴的载荷分析图如下：b)c)Tn4.3.3轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如下：lx vm vdiv m! =11-4157 = 37.04mmn1126.3dmin = A。3；d)L1Mr-rrrrrnTT.MV2TlTmiTrrnv-M2II1K4.3低速轴的设计计算4.3.1求低速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P=R =4.57 KW , n= n m=126.3r/min4.3.2初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质 处理。根据表15-3，取A)=112.得（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直

35、径和长度1）低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-n.为了使所选的轴直径d I - n与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tea =KaT =1.7 3.4556 1 05 =5.875 105N mm。按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 HL4型弹性套柱销 联轴器，其公称转矩为1250 N。半联轴器的孔径为40mm故取di - n =40mm联轴器长112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L仁84mm为了 保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取i- n段的长度应比L1略短一些，现取Li-n =80mm为了满足半联轴器的轴

36、向定位要求，I - n轴段左端需制出一轴肩,故取n -川段的直径dn-皿=48mm右 端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm2）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dn-皿=48mm选轴承型号 30210,其尺寸为 dx DX T=50mrH 95mM 21.75口口故 d iii v 二 dviiM =50mm。3） 取安装齿轮处的轴段W - %的直径-i =52mm齿轮的的左端与左端轴承之间采用甩油环和套筒定位。 已知齿轮毂的宽度为72mm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Lw-% =69 mm.齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>

37、; 0.07d=0.07 x 52=3.64,则轴环处dV_VI =60mm 轴环宽度 b> 1.4h=1.4 x4=5.6,取 LV-VI =10mm4）取齿轮距箱体内壁的距离Li-=a=25.5mm考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm已知滚动轴承宽度T=21.75mm,L>=L丄=21.75mm,已知箱体两内壁之间的距离为178.5，贝ULiv V =178.5-25.5-69-10 - 6 =68mm5）取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为30 mm端盖厚20 mm则 Ln -B =50.（3）轴上零件的周向定位齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得

38、平键截面bx h=16 mnX 10 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 63 mm,同时为了保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H 7 ;同样，联轴器与轴的连接，选用平键为12 mnX 8 mnX 70 mm>n6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为2X45°。4.3.4轴的校核(1) 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P2=4.75KWn2=366.4r/mi nT2=1.238 X 105N. m(2) 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d

39、2 =209.643 mm而 F t = 2丁2- =2 X 1.238 X 105/209.643= 1181.055 NdFcos ：cos15F a= Ftta n 亠1181.055 X tan15。=316.463N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示：(3) 首先根据结构图作出轴的计算简图，确定轴承的支点位置。 对于30210型圆锥滚子轴承,从手册中查取有a=21mm因此，做 为简支梁的轴的支承跨距L2 + L3 =115mm+60mm = 175mm，根据轴的计算简图做 出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以看 出截面C是轴的危险截面。L360Fn

40、h1 一3Ft =1181.055；：404.933N175L2 L3175FNH 2F NV12 -342.138NL2 L3L22L3F1181.°55 175 “6.122NFnv2 二 Fr -Fnv1 =445.033-342.138 =102.859NM h =1262.9 60 =75774N mmMV1 =Fnv丄2 =342.138 115 =39345.87N mm MV2 二FNV2L3 =12.8590 60=6171.54N mm M1 八 MH MV1 =85380.305N mmM 2 二 76024.91N mm现将计算出的危险截面C处的M、M和M列于

41、下表。载荷水平面H垂直面VW0.1 503前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得匚=60MPa二ca V 二此轴合理安全输出轴的载荷分析图如下：支反力FFNH1 =404.933N,FnH2 =776.123NFNV1 =342.138N,FnV2 =102.859N弯矩MMH =75774N mmM V1 = 39345.87 N mmM V2 = 6171.54N mm总弯矩M1 =85380.305N mmM 2 =76024.91N mm按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据m1(汀3 )285380.3052 (0.6 345.560)2 门 “8.538MP aFrL<b

42、)flnPTk叫c)d)e)Mv2Tnrmrr第五章键连接的选择和计算5.1高速轴上的键的设计与校核齿轮、联轴器、与轴的周向定位都是平键连接，由表 6-1查得联轴 器上的键尺寸为匕小4 =6 x 6X 25 mm联轴器采取过渡配合，但不允 许过盈，所以选择H7/k6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差 采用 m6(具有小过盈量，木锤装配)d=20 mm,T=32.83 N m,查表得L- )=100-1202T 10'2 32.83 10：57.596Mpa 式中 k=0.5h，l=L-b，kld3 19 20所以所选键符合强度要求。5.2中间轴上的键的设计与校核已知dn-皿=di

43、v-V =34 mm T2=123.81 N- m，参考教材，由式 6-1可校 核键的强度，由于 d=30-38 mm所以取b h=10 8 mm查表得 b 1=100-120取低速级键长为63 mm高速级键长为36 mm332T 10 = 2 123-81 10 =34.353Mpakld4 53 342T 1032 123.81 103= 70.028Mpakld4 26 34所以所选键:b h L=10 mm 8 mm 63 mmb h L=10 mm 8 mm 36 mm 符合强度条件。5.3低速轴上的键的设计与校核已知装齿轮处轴径d=52mm T=345.56N - m参考教材，由式

44、6-1 可校核键的强度，由于 d=50-58 mm所以取b h L=16 mm 10 mm 63 mm 查表得 L- )=100-1202T 103kld2 345.56 1035 47 52=56.556Mpa联轴器处轴径d=40mm T=345.56N m,由于d=3844mm所以取 b h L=12 mm 8 mm 70 mm2T 103kid2 345.56 10374.4744 58 40所以所选键符合强度要求。第六章滚动轴承的选择和计算6.1计算高速轴的轴承：由前面可以知道 n仁1500r/min两轴承径向反力：Fr=298.72N轴向力：Fa=0N初步计算当量动载荷P,根据p=

45、f p x f r y f a根据表 13-6， f =1.01.2，取 f p=1.2p根据表13-5，X=1所以 P=1.2 1 298.72=358.46N计算轴承30205的寿命：Lh=3_106_ 132000 60 1440 358.46=57.8 10h 48000故可以选用6.2计算中间轴的轴承:已知 n2=366.4r/min两轴承径向反力:轴向力均为0Fr2 =286.6NFr3=693.8NFaFr:e初步计算当量动载荷p,根据p= f p(x F r + Y F a)根据表 13-6， f p=1.01.2，取 fp=1.2根据表13-5，X=1所以 P=1.2 286

46、.6=343.92NP=1.2 693.8=832.56N计算轴承30206的寿命：Lh=106C =60n p310613200060 401114 832.56-165.5610 h > 48000故可以选用。6.3计算低速轴的轴承已知 n 3=126.3r/min两轴承径向反力：F r= 673.45N轴向力：为0FaFr:e初步计算当量动载荷P,根据P= f p(X F r十Y F a)根据表 13-6， f =1.01.2，取 f p=1.2。 X=1p所以 P=1.2 673.45=808.14N计算轴承30210的寿命：61060 150.7953| 17000808.14

47、6= 1.027 1Q h 48000故可以选用第七章联轴器的选择7.1类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器7.2载荷计算联轴器1公称转矩：T=9550 P =32.83N.mn查课本表14-1,选取Ka =1.5所以转矩Tca = KaT3 = 1.5 32.83 = 49.245N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计课程设计表17-4( GB/T4323-2002)选取LT5型弹性套柱销联轴器其公称转矩为125Nm联轴器2 公称转矩：T=9550=345.56N.mn查课本表14-1,选取Ka =1.5所以转矩 G =心丁3 =1.5x345.56 = 518.3

48、4N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计课程设计表 17-4( GB/T4323-2002)选取LT8型弹性套柱销联轴器其公称转矩为710Nm第八章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 巴配合is68.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度8.2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，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 V

49、8.3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=2机体外型简单，拔模方便.8.4. 对附件设计A窥视孔盖和窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内。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放油螺塞：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的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速

50、器油面及油面稳定之处。油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即 低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传 动件浸入深度确定。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而 溢出。D通气孔：减速器运转时，由于摩擦发热，机体内温度升咼，气压增大，导致润滑 油从缝隙向外渗漏，为便于排气，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器， 使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提咼机体有缝隙处的 密封性，通气器用带空螺钉制成。E启盖螺钉：为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时， 可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚

51、度，钉杆端部要做 成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴 承端盖上也可以安装取盖螺钉，便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环， 装上二个螺钉，便于调整。启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的 厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F定位销：为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘 的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。以提高定位精度，两销相距尽量 远些。如机体是对称的，销孔位置不应对称布置。G环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并 在机座上铸出吊钩。H调整垫片用于调整轴承间隙，有的起到调整传动零件轴向位置的作用。I密圭寸装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物 进入机体内。减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度0.025a + 3mm X 8mm10箱盖厚度d(0.80.85 ) S 8mm8箱盖凸缘厚度bib"5右 i12箱座凸缘厚度bb=1.5615箱座底凸缘厚度bb2 =2.5625地脚螺钉直径dfd f = 0.036a +12Mi8地脚螺钉数目na<250mm4轴承旁联结螺栓直径didi = °.75dfMi2盖与座联结螺栓直径d2d2 =