两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计详细说明书(合肥学院)

1、Hefei University课课程程设设计计COURSE PROJECT题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 材料成型及控制工程 学制： 四年 姓名： 胡永鹏 学号： 1206031001 导师： 王锡明 2011 年 1 月 6日目目录录第第 1 1 章章机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书.11.1.设计题目 .11.2.设计数据 .11.3.设计要求 .11.4.设计说明书的主要内容 .21.5.课程设计日程安排 .2第第 2 2 章章传传动动装装置置的的总总体体设设计计 .32.1.传动方案拟定 .32.2.电动机的选择 .32.3.计算总传动比及分配

2、各级的传动比.42.4.运动参数及动力参数计算.4第第 3 3 章章传传动动零零件件的的设设计计计计算算 .63.1.V 带传动设计 .63.2.高速级齿轮传动设计 .93.3.低速级齿轮传动设计 .133.4.齿轮结构设计 .18第第 4 4 章章轴轴的的设设计计计计算算 .214.1.轴的材料选择 .214.2.轴的结构设计 .214.3.轴的校核 .24第第 5 5 章章滚滚动动轴轴承承的的选选择择及及校校核核计计算算 .285.1.滚动轴承的选择 .285.2.滚动轴承校核 .28第第 6 6 章章键键联联接接的的选选择择及及计计算算 .306.1.键连接的选择 .306.2.键连接的

3、校核 .30第第 7 7 章章联联轴轴器器的的选选择择与与校校核核 .327.1.低速轴上联轴器的选择与校核.32第第 8 8 章章减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择.33第第 9 9 章章减减速速器器附附件件的的选选择择和和设设计计.34第第 1 10 0 章章减减速速器器箱箱体体设设计计 .35设设计计小小结结 .37参参考考文文献献 .38机械设计课程设计0第第 1 1 章章 机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书1 1. .1 1. .设设计计题题目目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5 年，

4、作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。图 1带式运输机1 1. .2 2. .设设计计数数据据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)30000.63001 1. .3 3. .设设计计要要求求1.减速器装配图 A0 一张2.零件图 2 张3.设计说明书一份约 60008000 字机械设计课程设计11 1. .4 4. .设设计计说说明明书书的的主主要要内内容容封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定 (简单说明并附传动简图 )电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计

5、计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结 (体会、优缺点、改进意见 )参考文献1 1. .5 5. .课课程程设设计计日日程程安安排排表 2 课程设计日程安排表1 1) )准备阶段1 天2 2) )传动装置总体设计阶段1 天3 3) )传动装置设计计算阶段3 天4 4) )减速器装配图设计阶段5 天5 5) )零件工作图绘制阶段2 天6 6) )设计计算说明书编写阶段1 天7 7) )设计总结和答辩1 天机械设计课程设计2第第 2 2 章章 传传动动装装置置的的总总体体设设计计2 2. .1 1. .传传动动方方案案拟拟定定如图 1 带式运输机简图所示，带式运输

6、机由电动机驱动，电动机 6 带动 V 带 1 工作，通过 V 带再带动减速器 2 运转最后将运动通过联轴器 3 传送到卷筒轴 5 上，带动运输带 4工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。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2 2.

7、 .2 2. .电电动动机机的的选选择择项 目计算及说明结 果1、电动机类型选择2、电动机功率计算3、电动机转速1 1、电电动动机机类类型型选选择择Y 系列三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V。2、电电动动机机所所需需功功率率计计算算由电动机至运输带的传动总效率为=0.794212345 （其中：V 带轮的传动效率 0.96；滚动轴12承的传动效率 0.98 ；齿轮的传动效率 0.97；34联轴器的传动效率 0.99； 滚筒的传动效率 0.96） 5故电动机所需的功率为：=2.28KWadFvP10003、电电动动机机转转速速Pd=2.28KWn=38.22r/min机械设计课程设计3

8、4、选择电动机型号 =38.22r/minDvn100060总传动比 i=2.813.36，故电动机转速可选范围为 =107.01510.57dni n 4、选选择择电电动动机机型型号号根据上面所述以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格级传动比等，应选电动机型号为Y100L2-4。同步转速为 1500r/min；满载转速 nm=1430r/min；额定功率为P=3.0KW。Y100L2-4满载转速为1430r/minP=3.0KW2 2. .3 3. .计计算算总总传传动动比比及及分分配配各各级级的的传传动动比比项 目计算及说明结 果1、总传动比计算2、传动比分配1 1、总总传传动动比

9、比计计算算= =1 14 43 30 0/ /3 38 8. .2 22 2= =3 37 7. .4 41 1nnima2 2、传传动动比比分分配配选取带轮传动比为；8 . 20i则减速器传动比为=13.36；0iiia根据指导书图 12 查得高速级齿轮传动比为；28. 41i则低速级齿轮传动比为=3.02。12iii 8 . 20i28. 41i02. 32i2 2. .4 4. .运运动动参参数数及及动动力力参参数数计计算算项 目计算及说明结 果1、转速计算1 1、各各轴轴转转速速计计算算轴=1430/2.8=510.57r/min；01innm机械设计课程设计42、功率计算3、转矩计算

10、轴=510.57/4.28=119.29r/min；112inn 轴=119.29/3.02=39.50r/min；223inn 卷筒轴=39.50r/min。34nn 2 2、各各轴轴功功率率计计算算 轴输入功率=2.19KW；1011ddPPP 轴输入功率=2.08KW；3211212PPP 轴输入功 率=1.98KW；3222323PPP 卷筒轴输入功率=1.92KW.4233434PPP3 3、各各轴轴转转矩矩计计算算 电动机输出转矩=;mddnPT9550mN 22.15 轴输入转矩=40.93；101iTTdmN 轴=166.52；321112112iTiTTmN 轴=478.05

11、; 322223223iTiTTmN 卷筒轴=463.81.4234TTmN 则得传动装置运动和动力参数如下表（注：输出功率和转矩分别等于各轴的输入功率和转矩乘轴承效率 0.98）表 3 传动装置运动和动力参数效率 P（KW）转矩 T(Nm)轴名输入输出输入输出转速 n(r/min)传动比i效率电动机轴2.2815.221430I 轴2.192.1440.9340.11510.572.800.96机械设计课程设计5II 轴2.082.04166.52163.19119.294.280.95III 轴 1.981.94 478.05468.4939.503.020.95卷 筒轴1.921.884

12、63.81454.5339.501.000.97机械设计课程设计6第第 3 3 章章 传传动动零零件件的的设设计计计计算算3 3. .1 1. .V V 带带传传动动设设计计项 目计算及说明结 果已知数据1、确定设计功率2、选择V 带型号3、确定V 带的基准直径和d1dd2d已已知知数数据据： 额定功率 P=3.0KW；转速 n=1430r/min；传动比 i0=2.801 1、确确定定设设计计功功率率dP设计功率表达式为：dPdAPK P式中：P所需传递的名义功率（ KW）,即为电机功率3.0KW;工作情况系数，按教材表选取=1.1。AKAK所以：=1.10 3.0=3.30KW。dAPK

13、P2 2、选选择择 V V 带带型型号号V 带的型号看根据设计功率和小带轮转速选取。根dP1n据教材图 7.11 普通 V 带选型图，可知应选取 A 带。3 3、确确定定 V V 带带的的基基准准直直径径和和d1dd2d一般取大于等于许用的最小带轮基准直径,所选d1dd mind带轮直径应圆整为带轮直径系列表。根据教材表 7.7 知：=100mmnimddd1故根据教材表 7.3 对小带轮直径圆整可取=100mm。d1d于是=280mm 12dddid故根据教材表 7.3 对大带轮直径圆整可取=280mm。d2d=1.1AK=3.30KWdPA 带=100mmd1d=280mmd2d机械设计课

14、程设计74、验算带的速度5、确定中心距和aV 带基准长度dL6、计算小轮包角7、确定V 带根数z其传动比误差5%，故可用。0i4 4、验验算算带带的的速速度度由可知，传递一定功率时，带速愈高，圆周力愈FP=1000小，所需带的根数愈少，设计时应使。max对于 C 型带=25m/s，根据带的公式可求得：max=7.49m/s25m/s10006011ndvd故符合要求。5 5、确确定定中中心心距距和和 V V 带带基基准准长长度度adL根据初步选取中心距:d1d20d1d20.7 dd2 dda（）（）0a76022667 . 02121ddddddadd 根据上述要求应取：=390mm0a 计

15、算 V 带基准长度： =1397.7mm 012210,422addddaLddddd由教材表 7.2 选 V 带基准长度=1400mm。dL则实际中心距为： =391.1620ddLLaa6 6、计计算算小小轮轮包包角角根据教材式 7.3 得到：=153.633 .5718012adddd7 7、确确定定 V V 带带根根数数 z z带的根数 z 愈多，其受力愈不均匀，故设计时应限制根数。一般 z2.5d =2.535=87.5mm，dd1300mm （其中 d 为电动机输出轴的直径） 大带轮 dd2 =280mm300mm。 因此大、小带轮均采用腹板式。NQ20.1138NQ30.1707

16、max均为腹板式3 3. .2 2. .高高速速级级齿齿轮轮传传动动设设计计项 目计算及说明结 果已知数据1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级已已知知数数据据 ：额定功率 P1=2.19KW；转速 n1=519.71r/min； 传动比 i1=4.28。1 1、选选择择齿齿轮轮材材料料、热热处处理理方方式式和和精精度度等等级级(1)、齿轮材料 :故此处大小齿轮均选择 45 钢，采用软齿面。45 钢软齿面机械设计课程设计102、初步确定主要参数3、齿根弯曲疲劳强度计算(2)、热处理方式：获得软齿面的热处理方法有正火和调质。由于小齿轮受力比大齿轮多，常采用调质的小齿轮与正火的大齿轮配对，故由教材

17、表 8.2 得：小齿轮采用调质处理，大齿轮采用正火处理。(3)、精度等级：此处大小齿轮选用 8 级精度。2 2、初初步步确确定定主主要要参参数数 (1)、小齿轮传递转矩=40951.81；11611055. 9nPTmmN (2)、小齿轮齿数 Z1=20,大齿轮齿数 Z2=86； (3)、传动比误差，故符合条件；%2%47. 0112iiii (4)、螺旋角 =12； (5)、齿宽系数，由教材 P144 表 8.6 查得；10. 1 (6)、端面重合度=1.65；cos112 . 388. 121zz (7)、轴面重合度=1.49。tan318. 01zd3、齿齿根根弯弯曲曲疲疲劳劳强强度度计

18、计算算 因为大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计： 321112HHEdttZZZZuuTKd式中各参数如下所示： (1)、=1.48KKKKKVA式中：使用系数 KA=1.00，由教材 P130 表 8.3 查得；小齿轮调质大齿轮正火8 级精度Z1=20Z2=8610. 1机械设计课程设计11动载系数 Kvt=1.40； 齿向载荷分布系数 K=1.11，由教材图 8.11 查得；齿间载荷分布系数 K=1.20，由教材表 8.4 查得。 (2)、小齿轮当量齿数=21.15，311coszzv大齿轮当量齿数=90.96。322coszzv (3)、小齿轮的齿形系数 YF1=2.6

19、6,由教材 P139 图 8.19 查得， 大齿轮的齿形系数 YF2=2.22,由教材 P139 图 8.19 查得。 (4)、小齿轮应力修正系数 YS1=1.55，由图 8.20 查得， 小齿轮应力修正系数 YS2=1.81，由图 8.20 查得。 (5)、重合度系数 Y=0.72，由教材 P140 图 8.21 查得。 (6)、螺旋角系数 Y=0.86，由教材 P143 图 8.26 查得。(7)、小齿轮的许用弯曲应力=176.0， FFNFSY1lim11大齿轮的许用弯曲应力=136.0。 FNFSY2lim22式中：小齿轮寿命系数 YN1=1.00，由图 8.30 查得， 大齿轮寿命系

20、数 YN2=1.00，由图 8.30 查得， 小齿轮应力循环次数=次haLnN116071029.61大齿轮应力循环次数=次，112iNN 71032.14机械设计课程设计124、齿轮参数计算5、齿面接触疲劳强度计算小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim1=220Mpa， 大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim2=170Mpa， 安全系数 SF=1.25，由 P147 表 8.7 查得。 则初步算得小、大齿轮的模数为：=2.19mm11coszdmn根据教材 P124 表 8.1 对其圆整为。mmmn5 . 2算得小齿轮运动速度为：=1.18m/s10006011ndVt 由教材 P131 图 8.7 查

21、得 KV=1.11， 对其进行修正，修正 分度圆直径=44.77mm,311tVtKKdd 4、齿齿轮轮参参数数计计算算 中心距 =135.5mmcos221zzman 圆整为 135amm 修整螺旋角=azzmn2arccos210 .11 =56.0mm12dbd所以：小齿轮分度圆直径=50.94mm；cos11zmdn 大齿轮分度圆直径=219.10mmm；cos22zmdn 小齿轮宽度 b2=56mm；大齿轮宽度 b1=63mm。5、齿齿面面接接触触疲疲劳劳强强度度计计算算mmmn5 . 2135amm0 .11d1=50.94mmd2=219.10mmb2=56mmb1=63mm机械

22、设计课程设计13 由式（8.20）：进行校 112112(1)HEHHKT iZ Z Z Zibd核式中各参数：(1)、K、T1、b、d1、i 值同前。(2)、由表 8.5 查得弹性系数。189.80EZMPa(3)、由图 8.14 查得节点区域系数。46. 2HZ(4)、由图 8.15 查得重合度系数。78. 0Z(5)、由图 8.24 查得螺旋角系数。99. 0Z(6)、许用接触应力=440.70MPa HNHSZlim 其中：由图 8.29 查得寿命系数,05. 11NZ；13. 12HZ由图 8.28 查得接触疲劳极限应力,； 5 .5981H 7 .4402H由表 8.7 查得安全系

23、数。1.00HS所以：=364.84MPa;uudbKTZZZZHEH122121 HH故满足齿面接触疲劳强度。 H=440.7Mpa HH合格机械设计课程设计143 3. .3 3. .低低速速级级齿齿轮轮传传动动设设计计项 目计算及说明结 果已知数据1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级2、初步确定主要参数已已知知数数据据 ：额定功率 P2=2.04KW；转速 n2=119.32r/min； 传动比 i2=3.02。1 1、选选择择齿齿轮轮材材料料、热热处处理理方方式式和和精精度度等等级级(1)、齿轮材料 :故此处大小齿轮均选择 45 钢，采用软齿面。(2)、热处理方式：获得软齿面的热处理

24、方法有正火和调质。由于小齿轮受力比大齿轮多，常采用调质的小齿轮与正火的大齿轮配对，故由教材表 8.2 得：小齿轮采用调质处理，大齿轮采用正火处理。(3)、精度等级：此处大小齿轮选用 8 级精度。2 2、初初步步确确定定主主要要参参数数 (1)、小齿轮传递转矩=163084.73；11631055. 9nPTmmN (2)、小齿轮齿数 Z3=25,大齿轮齿数 Z4=76； (3)、传动比误差，故符合条件；%2%66. 0222iiii (4)、螺旋角 =12； (5)、齿宽系数，由教材 P144 表 8.6 查得；10. 1d45 钢软齿面小齿轮调质大齿轮正火8 级精度Z1=25Z2=7610.

25、 1d机械设计课程设计153、齿根弯曲疲劳强度计算 (6)、端面重合度=1.67；cos112 . 388. 143zz (7)、轴面重合度=1.86。tan318. 02zd3、齿齿根根弯弯曲曲疲疲劳劳强强度度计计算算 因为大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计： 33312HHEdtZZZZuuTkd式中各参数如下所示： (1)、=1.88KKKKKVA式中：使用系数 KA=1.00，由教材 P130 表 8.3 查得；动载系数 Kvt=1.40； 齿向载荷分布系数 K=1.12，由教材图 8.11 查得；齿间载荷分布系数 K=1.20，由教材表 8.4 查得。 (2)、小齿

26、轮当量齿数=26.77，333coszzv大齿轮当量齿数=81.39。344coszzv (3)、小齿轮的齿形系数 YF3=2.60,由教材 P139 图 8.19 查得， 大齿轮的齿形系数 YF4=2.27,由教材 P139 图 8.19 查得。 (4)、小齿轮应力修正系数 YS3=1.58，由图 8.20 查得， 小齿轮应力修正系数 YS4=1.77，由图 8.20 查得。机械设计课程设计164、齿轮参数计算 (5)、重合度系数 Y=0.72，由教材 P140 图 8.21 查得。 (6)、螺旋角系数 Y=0.62，由教材 P143 图 8.26 查得。(7)、小齿轮的许用弯曲应力=176

27、MPa， FFNFSY3lim33大齿轮的许用弯曲应力=136MPa FNFSY4lim44式中：小齿轮寿命系数 YN3=1.00，由图 8.30 查得， 大齿轮寿命系数 YN4=1.00，由图 8.30 查得， 小齿轮应力循环次数=次haLnN236071032.14大齿轮应力循环次数=次，234iNN 71074. 4小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim3=220Mpa， 大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim4=170Mpa， 安全系数 SF=1.25，由 P147 表 8.7 查得。 则初步算得小、大齿轮的模数为：=2.63mm33coszdmn 根据教材 P124 表 8.1 对其圆整为。mm

28、mn0 . 3算得小齿轮运动速度为：=0.42m/s10006023ndVt 由教材 P131 图 8.7 查得 KV=1.04， 对其进行修正，修正 分度圆直径=67.15mm,333tVtKKdd mmmn0 . 3mma1552 .12机械设计课程设计175、齿面接触疲劳强度计算4、齿齿轮轮参参数数计计算算 中心距 =154.88mmcos243zzman 圆整为 mma155 修整螺旋角20.122arccos43azzmn =84.41mm34dbd所以：小齿轮分度圆直径=76.73mm；cos33zmdn 大齿轮分度圆直径=233.27mm；cos44zmdn 小齿轮宽度 b2=8

29、5mm；大齿轮宽度 b1=92mm。5、齿齿面面接接触触疲疲劳劳强强度度计计算算 由式（8.20）：进行校 222212(1)HEHHKT iZ Z Z Zi bd核式中各参数：(1)、K、T2、b、d3、i 值同前。(2)、由表 8.5 查得弹性系数。189.80EZMPa(3)、由图 8.14 查得节点区域系数。46. 2HZ(4)、由图 8.15 查得重合度系数。78. 0Z(5)、由图 8.24 查得螺旋角系数。99. 0Z(6)、许用接触应力=483.6MPa HHNHSZlim 其中：由图 8.29 查得寿命系数,14. 13NZd3=76.73mmD4=233.27mmb4=85

30、mmb3=92mm H=483.6Mpa机械设计课程设计18； 24. 14NZ由图 8.28 查得接触疲劳极限应力 ,；MPaH5701limMPaH3902lim由表 8.7 查得安全系数。1.00HS所以： =430.83uudbKTZZZZHEH122342 HH故满足齿面接触疲劳强度。 HH合格高速级和低速级各个齿轮参数整理如下：表 4 齿轮参数表格（除齿数未注尺寸； mm）名称小齿轮 1大齿轮 2小齿轮 3大齿轮 4模数2.52.533齿数20862576螺旋角11.011.0 12.20 12.20 分度圆直径50.94219.1076.73233.27齿宽63569285中心距

31、135155机械设计课程设计193 3. .4 4. .齿齿轮轮结结构构设设计计3 3. .4 4. .1 1 高高速速级级齿齿轮轮结结构构设设计计项 目计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大带结构设计1 1、小小齿齿轮轮结结构构设设计计端面模数=2.5/cos=2.55mmtm/cosnm11端面压力角=11cos20tanarctancostanarctannt34.20端面齿顶高系数=1 cos=0.982*cosatanhh11端面顶隙系数=0.25 cos=0.245*costncc11齿顶高=0.982 2.55=2.504mm*aatthhm齿根高=（0.982+0.245）2

32、.55=3.13mm*()fattthhcm全齿高=2.504 +3.13=5.634mmafhhh齿顶圆直径=50.94+2 2.504=55.95mm112aaddh齿根圆直径=50.94-23.13=44.68mm112ffddh由第 4 章轴的计算可知小齿轮处直径取=17mm，则小齿mind轮处的键选择为 8 717。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离=6.25mmhtddef221nm5 . 2所以 I 轴为齿轮轴，如图 3 所示。2 2、大大齿齿轮轮结结构构设设计计由于 da2=224.11mm200mm,故选择腹板式结构，如图 2 所2ad示。齿顶圆直径=233.27+2 2.

33、999=239.26mm222aaddh齿根圆直径=233.27-2 3.748=225.774mm222ffddh选齿轮轴腹板式结构mmda26.2392mmdf774.2252机械设计课程设计22第第 4 4 章章 轴轴的的设设计计计计算算4 4. .1 1. .轴轴的的材材料料选选择择项 目计算及说明结 果轴的材料根据工作条件，初选 、轴的材料为 45 号钢，均调质处理。4 4. .2 2. .轴轴的的结结构构设设计计项 目计算及说明结 果1、轴的结构设计1 1、轴轴的的结结构构设设计计（齿齿轮轮轴轴）(1)、初算轴径 =17.1mm3min1nPCd （由教材表 10.2 查得 C=1

34、06） 考虑到有一个键直径需加大5%，取整为。mmd181(2)、各轴段直径的确定图 3 输入轴简图如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5、6、7 段。：最小直径，安装带轮的外伸段取 18mm。11d：轴承端盖处直径为 25mm。12d：所以轴径取 30mm。13d：过渡台阶段为 37mm 。14d：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。15dmmd181=18mm11d=25mm12d=30mm13d=37mm14d机械设计课程设计232、轴的结构设计d:过渡台阶处，取 37mm。16：滚动轴承处，同样取轴径为 30mm。17d(3)、各轴段长度确定：由安装的带轮确定，带轮轮毂宽度常取11

35、l(1.52)ld故取 36mm。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取 40mm。12l：由轴承及挡油环确定，取 20mm。13l：过渡轴段由装配关系，箱体结构等确定，取 39mm。14l：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为 23mm。15l：过渡轴段取为 5mm。16l：由轴承及挡油环确定，取 20mm。17l2 2、轴轴的的结结构构设设计计（齿齿轮轮轴轴 ）(1)、初算轴径 332min4.0210536.21mm97.98PdCn （由教材表 10.2 查得 C=105）考虑到有一个键直径需加大 5%，则取整为。240mmd (2)、各轴段直径的确定图 4 中间轴简图如上图所示，从左到

36、右一次为第 1、2、3、4、5 段。：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。 21dd=37mm16=30mm17d=50mm11l=63mm12l=29mm13l=61mm14l=34mm15l=8mm16l=29mm17l240mmd 机械设计课程设计243、轴的结构设计：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。22d：轴肩处取为 54mm。23d：高速级大齿轮轴段取 45mm。24d：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。25d(3)、各轴段长度确定：由轴承，挡油盘及套筒确定取 38mm。21l：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为 34mm。22l：轴段过渡处取 11mm。23l：

37、由高速级大齿轮毂孔宽度确定，比其小 2，取为24l24mm。：由轴承，挡油盘、套筒及结构确定，取 44mm。25l3 3、轴轴的的结结构构设设计计(1)、初算轴径 3333.829749.56mm28.65PdCn （由教材表 10.2 查得 C=97） 考虑到有二个键直径需加大10%，取整为。355mmd (2)、各轴段直径的确定图 5 输出轴简图如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5、6、7 段。：最小轴径处连接联轴器决定，取为55mm。31d=40mm21d=54mm23d=45mm24d=40mm25d=38mm21l=34mm22l=11mm23l=24mm24l=44mm

38、25l355mmd =55mm31d机械设计课程设计25：轴承端盖处轴段取 60mm。32d：安装轴承处取轴径为 65mm。33d：过渡台阶段取 76mm。34d：齿轮轴肩处取 82mm。35d：低速级大齿轮处取 70mm。36d：轴承端盖处轴段取 60mm。37d(3)、各轴段长度确定：由联轴器确定，取 110mm。31l：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取 60mm。32l：由轴承、挡油环确定，取 35mm。33l：过渡台阶段取 44mm。34l：齿轮轴肩处取为 8mm。35l：比低速级大齿轮轮毂宽度小 2，取为 38mm。36l：由轴承，挡油环、套筒及装配关系确定取48mm。37l

39、=60mm32d=65mm33d=76mm34d=82mm35d=70mm36d=60mm37d=110mm31l=60mm32l=35mm33l=44mm34l=8mm35l=38mm36l=48mm37l4 4. .3 3. .轴轴的的校校核核项 目计算及说明结 果已知数据1、轴的受力分析已已知知数数据据： 以低速轴为例进行校核， T=1273.56Nm。1 1、轴轴的的受受力力分分析析 (1)、计算支撑反力齿轮圆周力： 322 12735609715.53262.17tTFNd 齿轮轴向力：tan9715.53 tan12.452144.99atFFN 9715.53tFN2144.99

40、aFN机械设计课程设计26 齿轮径向力：9715.53tantan203621.32coscos12.45tnFFraN 根据作图求得跨距为：1142.62, 273.18, 332.11Lmm Lmm Lmm图 6 轴的受力分析在水平面上：3123/ 23621.32 32.112144.99 262.17/273.1832.113774.88raHFLFdRLLN 213621.323774.88153.56NHrHRFR 由式可知的方向与假设方向相反。2HR在垂直平面上：12/ 29715.53/ 24857.77NVVtRRF3621.32FrN1142.62Lmm273.18Lmm3

41、32.11Lmm13774.88HRN2153.56NHR124857.77NVVRR机械设计课程设计272、计算弯矩3、校核轴的强度轴承 1 的总支承反力22221113774.884857.776152.04NHVRRR轴承 2 的总支承反力2222222( 153.56)(4857.77)4860.20NHVRRR2 2、计计算算弯弯矩矩在水平面上剖面左侧 aa123774.88 73.18276245.72aHHMRLN mm剖面右侧aa 23153.56 32.114930.81NaHHMRLmm在垂直平面上124857.77 34.45167350.18NaVVMRLmm合成弯矩剖

42、面左侧aa2222276245.72167350.18322982.16NaaHaVMMMmm剖面右侧aa22224930.81167350.18167422.81aaHaVMMMNmm3 3、校校核核轴轴的的强强度度剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应aa力集中，故剖面的左侧为危险面。由附表10.1 得:aa抗弯剖面模量23233()0.1220 7.5 (707.5)0.1 7030114.732 70bt dtWddmm抗扭剖面模量16152.04NR 24860.20NR 276.25aHMN m4.93NaHMm167.35NaVMm322.98NaMm167.42aMN

43、m330114.73Wmm机械设计课程设计2823T233()0.2220 7.5 (707.5)0.2 7064417.732 70bt dtWddmm弯曲应力 322982.1610.7330114.73bMMPaW10.73abMPa0m扭剪应力 127356019.7764417.73TTTMPaW / 29.89amTMPa对于调质处理的 40Gr 钢，由表 10.1 查得:11750,350,200bMPaMPaMPa:0.2,0.1查得材料的等效系数键槽引起的应力集中系数，由附表10.4 查得: 。1.58,1.785KK绝对尺寸系数，由附图 10.1 查得: 。0.68,0.5

44、6轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2 查得: 0.91所以求得安全系数 :135012.781.5810.730.1 00.91 0.68amSK 12005.321.78510.730.1 00.91 0.56amSK 222212.73 5.324.9112.735.32S SSSS查表 10.5 得许用安全系数,显然，故 1.31.5S SS剖面安全。aaT364417.73Wmm10.73abMPa0m19.77TMPa=9.89amMPa4.91S 1.31.5S SS合格。机械设计课程设计29第第 5 5 章章 滚滚动动轴轴承承的的选选择择及及校校核核计计算算5 5. .1

45、1. .滚滚动动轴轴承承的的选选择择轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示：表 4 滚动轴承选择位置轴径类型型号轴35mm角接触型滚动轴承7207AC轴40mm角接触型滚动轴承7208AC轴65mm角接触型滚动轴承7213AC5 5. .2 2. .滚滚动动轴轴承承校校核核项 目计算及说明结 果已知数据1、计算轴承轴向力已已知知数数据据： 以低速轴轴承为例， 由机械设计手册查 7213AC轴承的。069800,55200CNCN动载荷静载荷1 1、计计算算轴轴承承轴轴向向力力图 7 轴承布置及受力图 由机械设计第五版表 11.13 查得 7213AC 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 I

46、、II 的内部轴向力为：1110.70.70.7 6152.044306.43rSFRN2220.70.70.7 4860.203402.14rSFRN以及的方向如图 6 所示。与同向。1S2S2SA+=3402.14+2144.99=5547.13N,2SA故+，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构可2SA1S69800CN055200CN机械设计课程设计302、计算当量载荷3、校核轴承寿命知轴承 I 将保持平衡，故两轴承的轴向力为：=5547.13N,=3402.12N。12+AaFS22aFS比较两轴承的受力：因,故只需校核轴承 I。2a1a21FFFFrr及2 2、计计算算当当量量载载

47、荷荷由,查表 11.12 得。105547.13 552000.10aFC 0.68e 113402.14 6152.040.9020.68Fa Fre由机械设计第五版表 11.12 得 X=0.41,Y=0.87当量动载荷120.41 6152.040.87 4682.206594.11rrPXFYFN3 3、校校核核轴轴承承寿寿命命轴承在 100 摄氏度以下工作，查机械设计第五版表11.9得.由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设计第五1Tf 版表 11.10 得。1.5Pf 故轴承 I 的寿命663310101 6980020000()()204431.576060 28.651.5

48、6594.11ThPf CLhhnf P预期寿命20000hLh显然，故满足要求。hhLL15547.13NaF 23402.12NaF6594.11PN204431.57hLh20000hLhhhLL合格机械设计课程设计31第第 6 6 章章 键键联联接接的的选选择择及及计计算算6 6. .1 1. .键键连连接接的的选选择择本设计中采用了普通 A 型平键和普通 B 型平键连接，材料均为 45 钢，具体选择如下表所示：表 5 各轴键连接选择表位置轴径型号数量轴25mmA 型键8 7 45 1轴45mmB 型键14 9 20 155mmA 型键16 10 1001轴70mmB 型键20 12

49、3216 6. .2 2. .键键连连接接的的校校核核项 目计算及说明结 果1、轴上键的校核2、轴上键的校核1 1、轴轴上上键键的的校校核核 带轮处的键连接压力为： 44 9673059.7625 7 (458)pTMPadhl 键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表6.1 知，显然，,故强度足够。120 150pMPa Pp2 2、轴轴上上键键的的校校核核 齿轮处的键连接压力为： 44 391730128.971.51.5 45 9 20pTMPadhl ，,故强度足够。120 150pMPa PpPp合格Pp合格机械设计课程设计323、轴上键的校核3 3、轴轴上上键键的的校校核核(1)、联轴

50、器处的键连接压力为： 44 1273560110.2755 10 (100 16)pTMPadhl，显然，,故强度足够。120 150pMPa Pp (2)、齿轮处的键连接压力为： 44 1273560126.351.51.5 70 12 32pTMPadhl ，,故强度足够。120 150pMPa PpPp合格Pp合格机械设计课程设计33第第 7 7 章章 联联轴轴器器的的选选择择与与校校核核7 7. .1 1. .低低速速轴轴上上联联轴轴器器的的选选择择与与校校核核轴段直径为 55mm,可选为 LX4 型弹性柱销联轴器。选择 J 型轴孔， A 型键，联轴器主动端的代号为 LX4 联轴器 J

51、A55 112GB/T5014-2003。其公称转速为 2500Nm，许用转速为 3870r/min，轴孔长度为 112mm，故符合要求，可以使用。机械设计课程设计34第第 8 8 章章 减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择1、润润滑滑方方式式的的选选择择齿轮采用油润滑，滚动轴承采用脂润滑 。 由于减速器是一般机床的齿轮变速箱，根据机械设计手册表7.11 查得润滑油可采用代号为 L-AN22 的全损耗系统用油 GB 443-1989。根据机械设计手册表 7.12 查得润滑脂可用代号为 L-XACMGA2 的合成锂基润滑脂 GB/T492-1989。2 2、密密封封类类型型的

52、的选选择择减速器的密封方式采用毡圈油密封。机械设计课程设计35第第 9 9 章章 减减速速器器附附件件的的选选择择和和设设计计1 1窥窥视视孔孔和和视视孔孔盖盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况等，并可用该孔向箱内注入润滑油，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 M8 紧固。其结构设计如装配图中所示。2 2. . 油油螺螺塞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。 其结构设计如装配图中所示。3.油油

53、标标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . 其结构设计如装配图中所示。4.通通气气孔孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. 其结构设计如装配图中所示。5 吊吊钩钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。6 6起起盖盖螺螺钉钉减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开，为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。其结构设计如装配图中所示。7 7. .定定位位销销为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位。其结构设计如装配图中所示。机械设计课程设计36第第 1 10 0 章章 减减速速器器箱箱体体设设计计减速器的箱体采用铸造（ HT150）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为H7 r6长方形，增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为 3050mm