机械设计课程设计--二级圆柱斜齿轮减速器说明书

1、题目名称： 机械设计课程设计 姓 名： 伊伦 班 级： 伊伦工作室 学 号： 20120206 指导老师： 伊伦工作室 日 期： 2012年02月06日机械设计课程设计嘉兴学院机电工程学目 录一、 机械设计课程设计任务书1.1 机械设计课程设计的目的 31.2 机械设计课程设计的题目 31.3 机械设计课程设计的内容及要求 41.4 机械设计课程设计的时间安排 4二、 设计步骤2.1传动装置总体设计方案 42.2 电动机的选择 52.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 62.4 计算传动装置的运动和动力参数 62.5齿轮的设计 72.6传动轴的设计及校核 142.7滚动轴承的设计及校核 2

2、32.8键联接设计 252.9箱体结构的设计 262.10润滑密封设计 282.11联轴器设计 28三设计小结 29四参考资料 29嘉兴学院机电工程学院 - 2 -机械设计课程设计一、机械课程设计任务书1.1 机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是一次全面设计训练，是重要的综合性、实践性教育环节。其目的是：1. 综合运用机械设计和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题。2. 掌握机械设计的一般方法和步骤，培养学生具备简单机械和零部件的设计能力、培养学生正确设计思想、分析问题和解决工程实际问题的能力。3. 提高学生设计计算、绘图能力和运用技术标准，规范，图表、手册及相关资料的能力。1.2

3、机械设计课程设计的题目设计一用于用于胶带传输机卷筒（图1-2）的传动装置。图 1-1 胶带输送机工作装置原始条件：胶带传输机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修3年。该厂动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。输送带速度允许误差为±5%。原始数据： 送带工作拉力F=2500 N；输送带速度v=1.6 m/s；卷筒直径D=450 mm。嘉兴学院机电工程学院 - 3 -机械设计课程设计1.3 机械设计课程设计内容及要求机械设计课程设计内容包括：传动装置的总体设计；传动件（齿轮、轴等）的设计计算和标准件（轴承、链、联轴器等）的选择及校核；

4、装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。在机械设计课程设计中应完成的任务：工作分成两部分，一部分是方案分析和设计计算,另一部分是绘制图纸。1. 减速器装配工作图1张（A0或A1）；2. 零件工作图2张（齿轮、轴各1张，A2）；3. 设计计算说明书一份（A4）图纸先手工绘制草图，再用AutoCAD软件绘制计算机图纸。设计计算说明书按规范用计算机打印。1.4 机械设计课程设计的时间安排机械设计课程设计的时间为3周。具体安排如下：1传动装置总体设计（2天）2. 装配草图设计（4天、包含上机）3. 零件工作图设计(4天、包含上机)4. 编写设计计算说明书（3天、包含图纸和说明书打印）5. 答辩（2天）

5、以上天数不包含双休日。二、设计步骤2.1 传动装置总体设计方案根据工作工作条件、制造的经济性，选择齿轮减速器作为传动装置。同时考虑原动机转速较高，而工作要求转速又较低，因此传动比较大，故采用二级展开式圆柱齿轮减速器（图2-1）。此类减速器齿轮相对轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。嘉兴学院机电工程学院 - 4 -机械设计课程设计图 2-1传动装置简图2.2 选择电动机（1） 选择电动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。（2） 确定电动机功率工作装置所需功率Pw按式（2-2）计算Pw=Fwvw1000w KW式中，Fw=2500 N, vw=1.6 m/s

6、, 工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴承的效率取w=1（不考虑这里的误差）。代入上式得：Pw=Fwvw1000=25001.61000=4 KW 电动机的输出功率P0按式（2-1）计算：P0=Pw KW式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。由式（2-4），=grc；由表2-4，取滚动轴承效率r=0.995，8级精度齿轮传动（稀232232232油润滑）效率g=0.99，滑块联轴器效率c=0.995，则 =grc=0.990.995故 P0=Pw0.995=0.956 =40.956=4.185KW嘉兴学院机电工程学院 - 5 -机械设计课程设计 因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于P0即

7、可，按表8-169中Y系列电动机技术数据，（3） 确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为：nw=610vwD4选电动机的额定功率Pm为5.5KW。 =61041.63.14450=67.941 r/min按表2-1推荐的各传动机构传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围ig=35，则总传动比范围为ig=3355=925，可见电动机转速的可选范围为：n=i*nw=(925)67.94=161.416916.5928 5r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由表8-169选常用的同步转速为1440r/min的Y系列电动

8、机Y132S-4,其满载转速nm=1440r/min。电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可由表8-170、表8-172中查得，这里略。2.3 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（4） 传动装置总传动比 i=nmnw=144067.941=21.2(2) 分配传动装置各级传动比由1式2-5得，取高速级与低速级的传动比之比为1.3：1。 所以有i=1.3is*is故得：if=5.25； is=4.04 。2.4 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速由1式2-6得：轴：n=nmi0=1440=1440 r/min轴：n=ni=14405.25=274.3 r/min轴：n=ni=274

9、.34.04=67.89 r/min（2）各轴输入功率由1式2-7得：=P0C=4.1850.995=4.164 kw 轴：Prg=4.1640.9950.99=4.143 kw 轴：P=Prg=4.1430.9950.99=4.081 kw 轴：P=P工作轴：Pw=Prc=4.30810.990.995=4.02 kw嘉兴学院机电工程学院 - 6 -机械设计课程设计（3）各轴输入转矩由1式2-8得：/n=27.59Nm 轴：T=9550P轴：T=9550P/n=142.7Nm 轴：T=9550P/n=568.3Nm 工作轴：Tw=9550Pw/nw=559.86Nm 电动机输出转矩：T0=9

10、550P0/nm=27.75Nm 根据以上计算得有关参数如下表1.表2 减速器各轴有关参数2.5 齿轮的设计计算齿轮实用期限为10年（每年工作300天），两班制。 （一）高速级齿轮传动的设计计算 1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮2）根据表2有关数据，按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。3）材料选择。根据2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为200HBS4）取小齿轮齿数z1=18，故大齿轮齿数z2=z1i=94.5，取z2=95。 5）选取螺旋角

11、。初选螺旋角=14 2、按齿面接触强度设计由2设计计算公式10-9a进行计算，即3od1t=2KtT1du±1ZHZE2() Hu（1） 确定公式内的各个计算数值 1) 试选载荷系数kt=1.6。嘉兴学院机电工程学院- 7 -机械设计课程设计2) 计算小齿轮传递的转矩。由表2可知：T1=27.59Nm 3) 由表10-7选取尺宽系数d=1。14) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433。6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限的接触疲劳强度极限Hlim2Hlim1=750MPa；大齿轮=380MPa

12、 。7) 由图10-26查得1=0.76；2=0.86；则：=1+2=1.628）由式10-13计算应力循环次数。9N1=60n1jLh=60144012830010=4.147510 N2=60n2jLh=4.14751093.431=9.6810HN19）由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.90;KHN2=0.95。10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式10-12得 (2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入3H12=KHN1=KHN2Hlim1S=0.9750MPa=675MPa S=0.95380MPa=361MPa =518MPaHHlim2H=（H1+H22H

13、中较小的值。4d1t2KtT1du±1ZHZE2()=Hu321.62.7591011.626.255.25(2.433189.8518)2=37.189mm2）计算圆周速度。 v=d1n1601000=3.1437.1891440601000=2.725m/s3）计算齿宽bb及模数mnt。 b=dd1t=137.189=37.189mmomnt=d1tcosz1=37.189cos14/20=1.804mm h=2.25mnt=2.251.804=4.059mm b/h=37.189/4.059=9.162 4）计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318118tan145）

14、计算载荷系数K嘉兴学院机电工程学院- 8 -o=1.427机械设计课程设计使用系数KA=1,根据v=2.725m/s,7级精度, 由1图10-8得：动载系数KV=1.05,由2表10-4得KH=1.404 查2表10-13得: KF=1.26 查2表10-3 得: KH=KF=1.1. 故载荷系数:K=KAKVKHKH=11.051.4041.1=1.6226)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=d1t3k/kt=37.189×3.622.6=37.356mm7）计算模数mnmn=d1cosz1=37.356cos14/18=2.014mm（3） 按齿根

15、弯曲强度设计由2式10-173omn1）确定计算参数2KT1Ycos2dz12YFaYSaF计算载荷参数。K=KAKVKFKF=11.051.11.26=1.559根据纵向重合度 计算当量齿数。=1.427，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88zv1=z1cos zv2=z2cos3=19cos1433o=19.704o3=95cos14=103.995 查取齿形系数。由2表10-5查得：YFa1=2.80 YFa2=2.18 YSa1=1.55 YSa2=1.79 计算大小齿轮的YFaYSaF,并加以比较。=630MPa，=320MPa，由图由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲

16、劳强度极限10-18得，取KFN1FE1FE2=0.85,KFN2=0.88;取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。嘉兴学院机电工程学院 - 9 -机械设计课程设计F1F2=KFN1FE1S=0.85630/1.4MPa=382.500MPaS=0.88320/1.4MPa=201.143MPa=KFN2FE2YFa1YSa1F1=2.81.55382.500=0.01134YFa2YSa2F2=2.181.79201.143=0.01940大齿轮的数值大。 2）设计计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=321.55927.5910118240.88（cos14)o21.

17、620.01940=1.381mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2.0mm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d1=37.189mm来计算应有的齿数.于是由:z1=d1cosmn=37.189cos142o=18.042取z1=19，则z2=ifz1=5.2519=99.75，取z2=100。 （4）几何尺寸计算1）计算中心距。a=(z1+z2)mn2cos=(19+100)22cos14=122.643，将中心距圆整为123mm 。2）按圆整后的中心距修正螺

18、旋角=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(19+100)22123=14.652o因值改变不多，故参数,k,zh等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径z1mncosz2mncosd1=192cos14.6521002cos14.652oo=39.277mmd2=206.723mm4）计算齿轮宽度。b=dd=139.277=39.277mm 圆整后取B2=45mm；B1=50mm。5）结构设计。小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。嘉兴学院机电工程学院- 10 -机械设计课程设计（二）低速级齿轮传动的设计计算 1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数1）考虑此减速器的功率

19、及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮2）根据表2有关数据，按GB/T100951998，选择6级，齿根喷丸强化。3）材料选择。根据2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为200HBS4）取小齿轮齿数z3=24，故大齿轮齿数z4=z3i=96.96，取z4=97。 5）选取螺旋角。初选螺旋角=14 2、按齿面接触强度设计由2设计计算公式10-9a进行计算，即3od1t=2KtT1du±1ZHZE2() Hu（2） 确定公式内的各个计算数值 8) 试选载荷系数kt=1.6。9) 计算小齿轮传递的转矩。由表2可知：T=14

20、2.7N/m 10) 由表10-7选取尺宽系数d=1。1211) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433。13) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4Hlim3=750MPa；=380MPa 。14) 由图10-26差得3=0.78；4=0.78；则：=3+4=1.658）由式10-13计算应力循环次数。8N3=60n3jLh=7.9010 N4=60n4jLh=1.955109）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90;KHN48=0.95。10）计算接触疲劳许

21、用应力，取安全系数S=1，由式10-12得 (2) 计算嘉兴学院机电工程学院- 11 -H34=KHN3Hlim3S=0.9750MPa=675MPa S=0.95380MPa=361MPa=518MPaH=KHN4Hlim4H=（H3+H42机械设计课程设计1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入3H中较小的值。5d3t2KtTdu±1ZHZE2()=Hu21.61.4271011.655.044.04(2.433189.8518)2=64.927mm2）计算圆周速度。 v=d3n3601000=3.1464.927274.3601000=0.932m/s3）计算齿宽bb及模数mnt。

22、 b=dd3t=164.927=64.927mmomnt=d3tcosz3=64.927cos14/24=2.625mm h=2.25mnt=2.252.625=5.906mm b/h=64.927/5.906=10.99 4）计算纵向重合度=0.318dz3tan=0.318124tan145）计算载荷系数K使用系数KA=1,根据v=0.914m/s,7级精度, 由机械设计图10-8得：动载系数KV=1.05,由2表10-4得KH=1.40 查2表10-13得: KF=1.34 查2表10-3 得: KH=KF=1.1. 故载荷系数:K=KAo=1.903KVKHKH=11.031.401.

23、1=1.5866)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得：d3=d3t3k/kt=64.927×3.586.6=64.642mm7）计算模数mnmn=d3cosz3=64.642cos14/24=2.613mm （3） 按齿根弯曲强度设计由2式10-17omn1）确定计算参数2KT3Ycos2dz32YFaYSaF计算载荷参数。K=KAKVKFKF=11.031.11.34=1.518嘉兴学院机电工程学院 - 12 -机械设计课程设计根据纵向重合度 计算当量齿数。=1.903，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88zv1=z1cos zv2=z2co

24、s3=24cos14=99cos1433o=26.272 =108.3733o 查取齿形系数。由2表10-5查得：YFa1=2.65 YFa2=2.18 YSa1=1.58 YSa2=1.79 计算大小齿轮的YFaYSaF,并加以比较。=630MPa，=320MPa，由图10-18由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限得，取KFN1FE1FE2=0.85,KFN2=0.90;取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。F1F2=KFN1FE1S=0.85630/1.4MPa=382.500MPaS=0.90320/1.4MPa=205.714MPa=KFN2FE2YFa1YSa1F1=

25、2.5941.596382.5002.1571.81205.714=0.01082YFa2YSa2F2=0.01898大齿轮的数值大。 2）设计计算mn=2.012mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2.5mm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d3=64.927mm来计算应有的齿数.于是由:z3=d3cosmn=64.927cos142.5o=25.199取z3=26，则z4=ibz3=4.0426=105.04，取106。 （4）几何尺寸计算1）计算中心距。

26、嘉兴学院机电工程学院- 13 -机械设计课程设计a=(z3+z4)mn2cos=(26+106)2.52cos14=170.05，将中心距圆整为171mm 。2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z3+z4)mn2a=arccos(26+106)2.52171=15.223o因值改变不多，故参数,k,zh等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径z3mncosz4mncosd3=262.5cos15.2231062.5cos15.223oo=67.364mmd4=274.636mm4）计算齿轮宽度。b=dd=164.927=64.927mm圆整后取B4=65mm；B3=70mm。5）结

27、构设计。小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。 有关数据如表2：表2 齿轮的有关数据2.6 轴的设计及校核1）低速轴的设计（1） 求输出轴上的功率P3，转速n3和转矩T3 p3=4.04kw，n3=67.89r/min，T3=568130N·mm（2）求作用在齿轮上的力嘉兴学院机电工程学院- 14 -机械设计课程设计 F3FrFa=2T3d=2568130274.6360=4137.33N Fttan20cos15.223=1560.63N =Fttan=1125.87N（3）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据 表15-3，取A0=112，于是得=A0

28、=11=43.73mm dmin联轴器的计算转矩TcaTca=KAT3，取KA=1.3 =KAT3=1.3568.13=738.57N·m选用TL9型的弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1000N·m，半联轴器的孔径为50mm，半联轴器长度为112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。（4）轴的结构设计1）拟定轴的装配方案（如上图所示）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据联轴器的直径要求，取d1-2=50mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2=57mm轴段右端制作出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈

29、只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比毂孔长度略短一些，先取l1-2=82mm。- 15 - 嘉兴学院机电工程学院机械设计课程设计初步选择滚动轴承。因轴承同时受到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d2-3=57mm，由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7212，其尺寸为d×D×T=60×110×22mm，故d3-4=60mm。=65mm取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为78mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略

30、短于轮毂宽度，故取l7-8d5-6=73mm=47mm。取l3-4=24mm。齿轮的右端采用轴肩定位，故取，l5-6=8.5mm。=47mm根据轴承端盖的宽度取l2-3。根据右端轴承的轴向定位，取d3-4=24mm对照与中间轴的齿轮啮合位置，取l6-73）轴上零件的周向定位=76mm齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按d6-7由表6-1查得平键为20×12×56mm，同时为了保证在工作条件下键的强度，经过计算得，应取双键，1800对称布置，为使齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为半联轴器与轴的连接，选用平键为16×10×56m

31、m，半联轴器与轴的配合为H7r6H7k6，同样，。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k6.2）中间轴的设计（1）初步确定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A0dmin（2）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案嘉兴学院机电工程学院- 16 -=108，于是得=A0=10=33.078mm机械设计课程设计2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度据最小许用直径以及轴承的规格，取d1-2=40mmd5-6，故，=40mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、

32、标准精度级的单列角接触球轴承7208，其尺寸为d×D×T=40×80×18mm，l1-2=47mm，l5-6=40.5mm。=45mm，d4-5=45mm轴承的宽度为40mm，故可知齿轮宽度d2-3轮的轮毂长度为70mm，取l2-3=68mm，在2-3段，齿=56mm。在4-5段，齿轮的轮毂长度为56mm，取l4-5。3）轴上零件的周向定位轴上零件的周向定位采用平键连接，由表6-1查得该轴上的平键2-3为14×9×50mm，平键4-5为14×9×36mm，和与轴的配合为H7r6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来

33、保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸 倒角为2mm，倒圆半径均为5mm。 3)高速轴的设计（1）初步确定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A0dmin联轴器的计算转矩Tca Tca=A0=112，于是得=11=15.95mm=KAT3，取KA=1.3=KAT1=1.327.59=35.867N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，但同时需要满足另一半联轴器需嘉兴学院机电工程学院- 17 -机械设计课程设计 连接与电动机一端，故另一端孔径为20mm，所以选用TL4，其许用半联轴器孔径为20mm，故取d6-7=25mm，

34、半联轴器长度为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。（2）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据联轴器的直径要求，取d1-2=20mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，2-3=25mm轴段左端制作出一轴段，故取2-3段的直径d2-3。l2-3=47mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为36mm，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1-2段的长度应比毂孔长度略短一些，先取l1-2=36mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据d3-4=30mm，由轴承产品目录中初步选

35、取0组游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7206，其尺寸为d×D×T=30×62×16mm，故d3-4=30mm，d6-7=30mm，取l6-7=33.5mm。，l4-5=120.5mm。 选用齿轮轴，故齿轮处直径l5-6=54mm根据齿轮安装位子及尺寸，取d4-53）轴上零件的周向定位 =32.5mm联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按d1-2=20mm由表6-1查得平键为6×6×嘉兴学院机电工程学院 - 18 -机械设计课程设计 24mm，为使齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6，滚动轴承与轴的周向定位

36、是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸1处、7处倒角为2mm。4）高速轴承的校核（1）做轴的计算简图（力学模型）首先求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力，如图5-1a所示。然后求出各支承处的水平反力FNH垂直反力FNV。（2）做出弯矩图根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上H的弯矩M图和垂直面上的弯矩MV图；然后按下式计算总弯矩并做出M图。由表2可得：工作轴转矩T=27590Nm。由表3得 ,斜齿轮分度圆直径d=39.277mm。 根据T=Fh得 Ft=2Tr=2*27590又根据2page1

37、98（式10-14）得： 39.277=1400.31NFa=Fttan=1400.31tan20=366.11N Fr=Fttancos=1400.31tan20cos14.652=526.8N求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7206C型的角接触球轴承,a=14.2mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.L2+L3=134.3mm+34.3mm=168.6mmFNH1=L3L2+L3Ft=4348.1660.8175.6=1506NFrL3+FNV1=FaD2=140.8NL2+L32 =526.8-140.8

38、=386NFNVMH2=Fr-FNV =38259.38Nmm嘉兴学院机电工程学院 - 19 -机械设计课程设计MV1=FNV1L2=140.8134.3=18909.44NmmMV2=FNV2L3=38634.3=13239.8NmmM21=M2H+MV1=42677.24NmmM2=40485.46Nmm从动轴的载荷分析图:按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据M21+(T1)2.242+(0.627.590)2ca=W=426770.1332=101.88嘉兴学院机电工程学院 - 20 -机械设计课程设计 前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得-1=60MPaca -1 此轴合理安全

39、7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1d3=0.抗扭系数 wT33333=3593.7 =7187.41=0

40、.2d3=0.23截面的右侧的弯矩M为 M=M134.3-27134.3=34097.3Nmm截面上的扭矩T1为 T1=27590N截面上的弯曲应力bmm =MW=34.97.33593.7=9.5MPa截面上的扭转应力T=T1WT=275907187.4=3.84MPa轴的材料为45钢。调质处理。由课本P355表15-1查得：B=640MPa rd=-1=275MPa T-1=5850=155MPa 因 2.050=0.04 Dd=1.16经插入后得=2.0 T=1.31q=0.85-1)轴性系数为 q=0.82K=1+q(=1.82K=1+q（T-1）=1.26嘉兴学院机电工程学院 - 2

41、1 -机械设计课程设计 所以=0.67 =0.82=0.92综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 =0.10.2 取0.1=0.050.1 取0.05安全系数ScaS-1=K=10.34a+amS-1k=a+t48.34 mSSSca=10.11S=1.5 所以它是安全的 S2+S2截面右侧抗弯系数 W=0.1d3=0.34.53=4106.36抗扭系数 wT=0.2d3=0.234.53=8212.73截面左侧的弯矩M为 M=34097.3截面上的扭矩T1为 T1=27590截面上的弯曲应力 34097.3b=MW=4106.36=8.3截面上的扭转应力T1T=W=27590K

42、T8212.73=3.36K=+1-1=2.8 K=K+11.62-1=所以=0.67 =0.82 =0.92综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数=0.10.2 取0.1 =0.050.1 取0.05安全系数Sca嘉兴学院机电工程学院 - 22 -机械设计课程设计S=SKa-1+a=m=m11.83-1ka+t55.25S=1.5 所以它是安全的ScaSSS+S22=11.572.7 轴承的选择及校核1. 轴承的选择由于轴上安装的零件有斜齿轮，对轴有轴向的作用力，因此采用角接触球承支撑轴，再根据最小轴段的轴径查标准（GB/T297-1944）选取相应的轴承型号，见表3。表3 各轴

43、的轴承的选择2高速轴轴承的校核查标准GB/T297-1994可知角接触球轴承7206A的基本额定动载荷C=23 kN，基本额定静载荷C0=15 kN,轴向动载荷系数Y=1.5。Fr(Fd2)sdx(Fd1)Ft Fa124 51(a)FrFa嘉兴学院机电工程学院- 23 -机械设计课程设计Fr2H Fr1HFr2V Fr1V Ft(b) (c)图7-1 轴系3部件的受力情况(1) 计算轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系3部件受到的空间力系分解为铅垂面（图7-1b）和水平面（图7-1c）两个平面力系。 其中，图7-1c中的Ft为通过另加转矩而平移到指向轴。图7-1中各力的值已在轴的弯扭合成强

44、度校核中求出，具体如下 Ft=1400.31 N Fr2VFr=526.8 N =386.0 N Fa=366.11 N Fr1VFr1H=140.8 N =284.88N Fr2H=1115.43 N 则 Fr1=Fr2=Fr1VFr2V2+Fr1H+Fr2H2=140.82+284.8822=317.77 N 222386.0+1115.43=1180.33 N(3) 计算轴承当量动载荷P1和P2 Fac0r=366.1115000=0.024所以 e = 0.55 Y = 1.02因为 Fa1Fr1=366.11317.77=1.152<e查2表13-6取载荷系数fp=1。根据当量

45、动载荷计算公式P=fp(XFr+YFa)计算轴承的当量动载荷：嘉兴学院机电工程学院 - 24 -机械设计课程设计P1=fp(0.44Fr1+YFa1)=1(0.44317.77+1.02336.11)=482.65 N因为Fa2F=366.11r21180.33=0.31<e根据当量动载荷计算公式P2=Fr2=1180.33因此，取P=P2=1180.33 (4) 验算轴承寿命轴承预期寿命Lh=1030028=48000 h轴承的基本额定寿命 63L=10h60n C=106P6014000230001180.33=88083故所选轴承满足寿命要求。2.8 键的设计及校核（1）中间轴上键

46、的设计： 该处轴的直径d=45mm，查1表8-61得：键宽b=14mm；键高h=mm；取键长l1为50mm,取键长l1为36mm（2）低速轴上键的设计：装齿轮处轴的直径d=65mm，查1表8-61得：键宽b=18mm；键高h=11mm；取键长为56mm. 与联轴器处轴的直径d=50mm，查1表8-61得：键宽b=14mm；键高h=9mm；取键长为56mm.。(4) 高速轴上键的设计及校核：该处轴的直径d=20mm，查1表8-61得： 嘉兴学院机电工程学院 h>Lh- 25 -机械设计课程设计键宽b=6mm；键高h=6mm；取键长为24mm 所以可得：工作长度：L=24-6=18mm键与轴

47、的接触长度：k=0.5h=3mm 又由上述表2得，T=27.75Nm 故根据2page106校核公式：2T103p=2T10kld3 得： 3p=kld=227.751041820=51.39MPa<p=150MPa故该键符合要求。2.9 箱体结构的设计减速器的箱体选用灰铸铁HT200铸造制成，为了有利于多级齿轮传动的等油面浸油润滑箱体采用剖分式结构。1、考虑箱体要有足够的刚度在箱体上加加强肋，增强了轴承座刚度。有关数据见表5（下同）。2、考虑到箱体内零件的润滑，采用密封散热。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

48、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，采用密封油胶或水玻璃进行箱体的密封。3、箱体结构有良好的工艺性.箱体壁厚取10mm，箱盖壁厚取9.5mm，外圆角半径为R=5mm。箱体外型简单，拔模方便。4、箱体附件的设计（1）视孔盖和检查孔为了检查传动件啮合情况、润滑状态以及向箱体内注油，在箱体盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。盖板材料选用铸铁。盖板用铸铁制成，并用M6的螺钉紧固，有关数据见表5.（2）排油孔螺塞为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部油

49、池最低处设有排油孔，平时排油孔用螺塞及封油垫封住。排油孔螺塞材料选用Q235，封油垫材料选用石棉橡胶纸。排油孔螺塞的直径根据1可知，取箱座壁厚的2-3倍，故取d=20mm。（3）油标嘉兴学院机电工程学院 - 26 -机械设计课程设计 油标用来指示箱内油面的高度，在此选用杆式油标（游标尺）。杆式油标上有按最高和最低油面的确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，由其上的油痕判断油面高度是否适当。油标应安置在油面稳定及便于观察处。（4）通气器为沟通箱体内外的气流使箱体内的气体的气压不会因减速器运转时的温升而增大、从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。通气器结构应具防止灰尘进入箱体以及足够的通气能力。在此，选择钢制通气器，并焊接在钢制检查孔盖板上。（5）起盖螺钉箱盖、箱座装配时在剖分面上所涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，