机械课程设计-展开式二级减速器设计说明书

1、机械设计课程设计机械设计基础课程名称： 机械设计基础 设计课题： 二级展开式圆柱齿轮减速器 专 业： 材料成型及控制工程 指导教师： 张旦闻 班 级： B100304 姓 名： 武鑫鑫（B10030414） 2013 年 6 月 28 日洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 1 - 目录目录前前言言 .3第一章第一章 设计任务书设计任务书 .41.1 设计题目.41.2 设计参数.41.3 传动方案分析.4第二章第二章 电动机类型和结构形式选择电动机类型和结构形式选择 .52.1 类型选择.52.2 功率选择.52.3 转速确定 .5第三章第三章 计算传动装置的运动参数计算传动装置的运动参数

2、 .63.1 传动装置的总传动比及其分配.63.2 各轴转速的确定.63.3 各轴功率的确定.63.4 各轴转矩.7第四章第四章 V V 带的设计带的设计.74.1 选择 V 带型号 .74.2 确定带轮 .74.3 确定带长和中心距 .84.4 验算包角.84.5 确定 V 带根数.84.6 确定拉力和压力.94.7 带轮的结构设计.9第五章第五章 传动件设计（齿轮）传动件设计（齿轮） .95.1 高速级齿轮传动设计（斜齿轮）.95.1.1 齿轮精度及材料选择 .95.1.2 确定许用应力 .95.1.3 按齿轮强度计算.105.1.4 验算齿面强度 .115.2 低速级齿轮(直齿轮).11

3、5.2.1 齿轮精度材料选择.115.2.2 确定许用应力.125.2.3 按齿面强度计算.125.2.4 验算齿面强度.13第六章第六章 轴的设计轴的设计 .136.1 高速轴的设计.136.1.1 轴的材料及结构设计 .136.1.2 轴的受力分析及校核 .15洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 2 -6.1.3 轴承寿命校核.186.2 中间轴的设计 .186.2.1 轴的材料及结构设计.186.2.2 轴的受力分析及校核.196.2.3 轴承寿命校核.216.3 低速轴的设计.226.3.1 轴的材料的确定 .226.3.2 初选联轴器和轴承 .226.3.3 轴的结构设计.23第

4、七章第七章 键连接设计及校核键连接设计及校核 .247.1 高速轴连接设计及校核 .247.2 中间轴连接设计及校核 .247.3 低速轴连接及校核.25第八章第八章 箱体及其附件的结构设计箱体及其附件的结构设计 .258.1 箱体的结构设计 .258.2 附件的结构设计 .26设计总结设计总结 .28参考文献参考文献 .29洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 3 -前言前言机械设计课程设计是机械设计基础中一项重要的综合性与实践性过程，是培养学生动手 能力的重要方法，通过课程设计可以让我们综合运用机械设计课程和其他相关课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓展所学的知识。通

5、过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关资料，进行全面的机械设计基本技能的训练。 本次课程设计的题目选择通用机械的传动装置减速器。设计内容包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图零件图的设计；编写设计计算说明书等。 通过这些设计及计算让我们将课堂中所学的知识与实践充分的结合起来，并学会查阅各种资料及相关的机械工具书。 在课程设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规范，尽量采用标准件。另外 在设计中应吸收和应用先进的设计手段，运用计算机辅助设计，优化设计方案，提高设计质量。然而由于涉及但本人的水平有限及各种因素，在设计过程定会存在某些不合理的

6、设计规范，出现一些错误。王老师能够批评指正。洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 4 -设计内容计算及说明结 果第一章、第一章、设计任设计任务书务书1.1、设计题目：带式运输机两级斜齿圆柱齿轮减速器、设计题目：带式运输机两级斜齿圆柱齿轮减速器1.2、设计参数及要求：、设计参数及要求： 1 1） 、设计参数：、设计参数：运输带工作拉力: F = 1200 N 运输带工作速度: V = 1.2 m/s卷筒直径 : D = 400 mm 2 2）、工工作作条条件件 ： 连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘； 运输带速度允许误差土5； 两班制工作， 3 年大修，使用期 10 年。 (卷筒支

7、承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F 中已考虑 ) 。 3 3）、加加工工条条件件 : : 生产 20 台，中等规模机械厂，可加工 78 级。1.3、传动方案的分析、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。

8、洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 5 -设计内容计算及说明结 果 第二第二章、电章、电动机类动机类型和结型和结构形式构形式的选择的选择2.12.1、类型选择、类型选择电动机的类型根据动力源、场所和工作条件、,选用具有防止灰尘、铁屑或其他杂物入侵作用的全封闭自扇冷龙式三相异步电动机 Y 系列。2.22.2、功率选择、功率选择(1)设电动机机工作功率 P查2表得， =0.96带42=0.99=0.97=0.96=0.99= 轴承齿轮滚筒联轴器总带轴承齿轮联轴器滚筒代入数据得：42=0.96 0.990.970.96 0.99=0.825总总电动机工作功率为：1200 1.2=10001000

9、 0.825FVPkW总式中，代入上式得：1200FN400mmV 1.745PkW因为电动机的额定功率应略大于或等于其工作功率，查表得 Y 系列电动机的技术参数知，确定电动机的功率为 2.2kW。2.32.3、转速的确定、转速的确定 60 1000=min=57.32minVnrDnr筒筒查表得，皮带的传动比为；二级圆柱齿轮的传动124i 比范围为。则，2840i 12. .nn n n筒=0.825总1.745PkW电动机的型号1126YM 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 6 -代入数据求得：917.129171.2minnr查阅设计手册知，符合电动机转速及确定的额定功率的电动机由

10、三种，。考虑到电动机的价格及902, 100 1 4, 1126YLYLYM经济实用性，选用型号的电动机。其主要性能如下：1126YM 电动机型号额定功率满载转速额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩1126YM 2.2kW940r/min2.02.0第三章、第三章、计算传计算传动装置动装置的运动的运动参数参数3.13.1、传动装置的总传动比及其分配、传动装置的总传动比及其分配根据电动机的满载转速和滚筒转速，可算出传动装置总传动比为：,取，又因16.40niin筒，则12=3. .iii i i带带，且有为：121212(1.31.5) ,1.42.77,1.98iiiiii此处取, 解得：二级圆柱

11、齿轮减速器分配到各级传动比为：高速级的传动比为：低速级的传动比为12.77i 21.98i 3.23.2、各轴的转速的确定、各轴的转速的确定将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴、2 轴、3 轴，则：1121123212960min320min3960min113.11min.3 2.77960min58.35min. .3 2.77 1.98nnrrinnnrrii innnrrii i i带带带3.33.3、各轴功率的确定、各轴功率的确定16.4i 12.77i 21.98i 各轴转速 123320 / min113.11 / min58.35 / minnrnrnr各轴功率洛阳理工学

12、院 机械设计基础课程设计 - 7 -122222323234.=1.745 0.961.68.=1.745 0.96 0.99 0.971.59.=1.745 0.96 0.970.991.53.=1.745 0.96 0.970.991.50PPkWkWPPkWkWPPkWkWPPkWkW带带齿轮轴承带齿轮轴承带齿轮轴承联轴器3.43.4、各轴的转矩、各轴的转矩输出转矩：2.29550955022.35940PTN mN mn 121132243=22.35 3 0.9664.37=64.37 2.77 0.99 0.97169.46=169.46 1.98 0.970.99322.20=3

13、22.20 0.990.99315.79TT iN mN mTT iN mN mTT iN mN mTTN mN m 带带轴承齿轮轴承齿轮轴承联轴器机构参数项 目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)940320113.1158.35功率（kW）2.21.681.591.53转矩（Nm）22.3564.37169.46322.2012341.681.591.531.50PkWPkWPkWPkW各轴的转矩123422.3564.37169.46322.20315.79TN mTN mTN mTN mTN m第四章、第四章、V V 带的带的4.14.1、选择、选择 V V 带型号带型号查表得

14、,由式得:1.2AK cAPKP1.2 1.7452.09cPkWkW则由，查阅得：选用 A 型 V 带，2.094,940mincPkW nr4.24.2、确定带轮的基准直径，并验算带速、确定带轮的基准直径，并验算带速查表得，小带轮的直径推荐范围：，180100dmm2.09cPkW选取 A 型 V 带 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 8 -设计设计则取，且，则190dmm2111=nddd in带（1- ）（1- )，查表取。290 3 (1 0.02)264dmmmm 2265dmm带速13.14 90 9404.4360 100060 1000dnVm sm s4.34.3、确

15、定带长和中心距、确定带长和中心距查阅资料得：中心距，则此120120.7()2()ddadd处取值0121.5 ()1.5 (26590)532.50addmmmm且有下式22100120200()2)24(26590)2532.5090)24 532.501637.01ddLaddaLmmLmm（265查表得取带长，实际中心距：1800dLmm002dLLaa所以，则取01800 1637532.502amm614amm4.44.4、验算小带轮包角、验算小带轮包角1a21112659018057.318057.3614163.67120ddaaa有以上验算可知，包角合适。4.54.5、求、求

16、 V V 带根数带根数 Z Z查表得，由 000(+)ccLPPZPPP K K。可知，且传动比：1940min,90nrdmm00.77PkW2265dmm4.43Vm s1800dLmm614amm1163.67a 3.00i 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 9 -00. 3)02. 01 (90265)1 (12ddi查表得，由查表知，kWP11. 0067.1631,1,95. 0LKK则,圆整后取504. 2195. 0)77. 011. 0(09. 2Z3Z4.64.6、确定初拉力、确定初拉力和带对轴上的压力和带对轴上的压力0FQF查表取205 . 2500qVKKZVPF

17、C0.1qkg m则NNF47.18043. 41 . 095. 095. 05 . 243. 43049. 250020且NSinaSinZFFQ84.1071267.16347.1803222104.74.7、带轮的结构设计、带轮的结构设计查表知，当带轮基准直径（为轴的直径）ddd)35 . 2(d时，可采用实心式结构；当时，采用腹板式结构；mmdd300当时，采用轮复式结构。根据设计数据，大小带轮mmdd300均采用腹板式结构。3Z0180.47FN1071.84QFN带轮采用腹板式结构第五章、第五章、传动件传动件设计设计（齿轮）（齿轮） 5.15.1、高速级齿轮传动设计（斜齿轮）、高速

18、级齿轮传动设计（斜齿轮）5.1.15.1.1、齿轮的精度及材料选择、齿轮的精度及材料选择由于本设计为二级展开式圆柱齿轮传动运输机机构，考虑到齿轮的传动稳定性，高速级齿轮的设计采用斜齿轮。该机构为一般机器，运转速度不高，查阅机械设计手册，选用 8 级精度。 小齿轮材料为 40Cr（调质） ，取齿面硬度 280HBS，接触疲劳极限，取,弯曲疲劳极lim1650750HMPalim1600HMPa限；11560620,500FEFEMPaMPa取齿轮精度为 8 级小齿轮为40Cr（调质处理）硬度 280HBSlim1600HMPa洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 10 - 大齿轮材料为 45

19、钢（调质处理） ，取齿面硬度 240HBS，接触疲劳极限，弯曲疲劳强度极限lim2550HMPa；二者材料硬度差为 40HBS；因为减速器要求MPaFE4502结构紧凑，故采用硬齿面组合。5.1.25.1.2、确定许用应力、确定许用应力查表得，取1.25,1;2.5,189.8FHHESSZZ110.70.7 5002801.25FEFFMPaMPaS220.70.7 4502521.25FEFFMPaMPaSlim116006001HHHMPaMPaSlim116006001HHHMPaMPaS5.1.35.1.3、按齿轮弯曲强度计算、按齿轮弯曲强度计算因为齿轮精度等级为 8 级精度；取载荷

20、系数 K=1.3。齿宽系数：由于齿轮选取的为硬齿面，且为非对称布置，又由于过大增大了齿宽和轴向尺寸，增加了0.61.2dd载荷的分布不均匀性，故取。0.6d初选螺旋角：一般制造精度的斜齿轮螺旋角常用值为，当精度较高或对振动、噪声有特殊要求的齿轮，815取或更大值，故在本设计中取。102015齿数：在硬齿面的传动中，由于齿根弯曲度较弱，需适当减少齿数，以保证有较大的模数 m，推荐,则取,17z 119z 所以2112.77 1953zz i1500FEMPa大齿轮为 45 钢（调质处理）硬度 240HBSlim2550HMPaMPaFE450212280252FFMPaMPa12600550HH

21、MPaMPaK=1.3 0.6d 15119z 253z 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 11 -齿形系数：1222195321.08 ,58.811515VVZZcoscos查表得，12122.88,2.35;1.57,1.71FaFasasaYYYY则 1112211212.88 1.570.016148572802.35 1.710.015946252FaSaFFaSaFaSaFFYYYYYY所以应对小齿轮进行弯曲强度计算：法向模数 代入数据求得：3212FSaFadYYzKTm代入数据得，33222 1.3 64.37 100.0161 cos 150.6 19m，查表圆整后取

22、2.26m 3m 中心距：12()3 (1953)111.812cos2 cos15m zzammmm确定螺旋角：12()3 (1953)coscos15.3622 187m zzarara齿轮分度圆直径：113 1959.11coscos15.36mzdmmmm齿宽： ，0.6 59.1135.47dbdmmmm取2140,45bmm bmm5.1.45.1.4、验算齿面的接触强度、验算齿面的接触强度1213221189.8 2.5cos15.361.3 2 64.37 103.7760 59.112.77HEHKTuZ Z Zbdu 1221.0858.81VVZZ3m 111.81amm

23、15.36159.11dmm2140,45bmmbmm洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 12 -则,故安全。1465.95600HHMPaMPa齿轮的圆周速度：1 159.11 3200.9960 100060000d nVm sm s 对照表选 8 级制造精度合适。5.25.2、低速级齿轮（直齿轮）、低速级齿轮（直齿轮）5.2.15.2.1、齿轮的精度材料选择、齿轮的精度材料选择由于本设计为二级展开式圆柱齿轮传动运输机机构，考虑到齿轮的传动稳定性，且低速级齿轮转速较小，采用直齿轮。该机构为一般机器，运转速度不高，查阅机械设计手册，选用8 级精度。小齿轮材料为 40Cr（调质） ，取齿面

24、硬度 280HBS，接触疲劳极限，取,弯曲疲劳极lim1650750HMPalim1600HMPa限；11560620,500FEFEMPaMPa取 大齿轮材料为 45 钢（调质处理） ，取齿面硬度 240HBS，接触疲劳极限，弯曲疲劳强度极限lim2550HMPa；二者材料硬度差为 40HBS；因为减速器要求MPaFE4502结构紧凑，故采用硬齿面组合。 初选小齿轮的齿数为，则大齿轮齿数125z ，查表得，22125 1.9849.5ziz250z 5.2.25.2.2、确定许用应力、确定许用应力查表得，取1.25,1;2.5,189.8FHHESSZZ115004001.25FEFFMPa

25、MPaS465.95HMP 0.99Vm s选用 8 级精度小齿轮 40Cr齿面硬度 280HBSlim1600HMPa1500FEMPa大齿轮为 45 钢（调质处理）硬度 240HBSlim2550HMPaMPaFE4502125z 250z 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 13 - 224503601.25FEFFMPaMPaSlim116006001HHHMPaMPaSlim225505501HHHMPaMPaS5.2.35.2.3、按齿面接触强度计算、按齿面接触强度计算取载荷系数;齿宽系数1.3K 0.8d齿轮分度圆直径为: 32112HHEdZZuuKTd代入数据得：3231

26、2 1.3 169.46 102.98189.8 2.5()118.450.60.98550dmmmm实际传动比；模数,圆整后50225i 1118.454.73825dmZ取。齿宽， 5m 10.6 118.4571.07dbdmmmm取 。则分度圆直径1272,77bmm bmm中心11225 25125,5 50250dmzmmmm dmzmmmm 距12125250187.522ddammmm5.2.45.2.4、验算齿轮弯曲强度、验算齿轮弯曲强度齿形系数：12122.95,2.77;1.56,1.58FaFasasaYYYY3111122122 1.3 169.46 102.95 1

27、.5645.0672 525FaSaFKTYYMPabm z则11400FFMPa1212400360600550FFHHMPaMPaMPaMPa1.3K 0.8d5m 1272,77bmmbmm12125250dmmdmm187.5amm12122.95,2.77;1.56,1.58FaFasasaYYYY139.11FMPa洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 14 -2221112.77 1.5845.0642.852.95 1.56FaSaFFFaSaYYMPaMPaYY则22360FFMPa齿轮的圆周速度： 123.14 125 113.110.7360 100060000d nV

28、m sm s242.85FMPa0.73Vm s设计内容计算及说明结 果第六章第六章轴的设轴的设计计6.16.1、高速轴的设计、高速轴的设计6.1.16.1.1、轴的材料及结构设计、轴的材料及结构设计选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表 14-2，取常数，由公式(14-2)，轴的最小直径满足：116C；33min1.6811620.16320PdCmmmmn且根据经验公式，高速输入轴的轴径可按与其相连的电d动机的直径 D 估算，,则查表得(0.81.2)dD，又因为此轴需要安装带轮，则需28,22.433.6Dmm dmm配合带轮的孔径。选取带轮的材料为

29、HT150 或 HT200，则轮毂宽,轮缘宽0(1.52)LD，并(1)2 ,(190.4,10,)Bzefemm fmm z为带轮的宽度与小带轮的数据相同，所以。61Bmm段： 考虑到该段轴安装带轮需要开设键槽，则此段轴的轴径需在增加 5%，所以，min(1 5%)20.16 (1 5%)21.168ddmmmm圆整后取整数为。长度。22dmm43Lmm段：-45 钢调质处理61Bmm22dmm43Lmm洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 15 -为满足带轮的的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴-肩，故取段的直径；轴承端盖的总宽度为-25dmm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） ，根据

30、轴承的装30mm拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与带轮的距离为 10mm。故取。34Lmm段V此段要安装轴承，因此首先选取轴承型号，考虑到轴主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表 16-2 选用深沟球轴承。又根据设计尺寸，由2表 18-2 选用30IIIIVdmm轴承型号为 6306，其。并且为了防止箱体30,19dmm Bmm内的稀油进入轴承内需在轴承与箱体间安装密封圈，根据密封圈的尺寸要求，轴承的综合考虑取。33IIIIVLmm段:为满足轴承的轴向定位要求，及其

31、与轴的配合，取VV。35,87.5IV VIV Vdmm Lmm段：有前面计算的齿轮分度圆直径知，齿轮的分度圆VVI直径较小，故此段的齿轮采用齿轮轴，。45,45V VIV VIdmm Lmm段：由右端轴承轴向固定定位需求，取直径VIVIIVIVII，长度；35VI VIIdmm7.5VI VIILmm段：此处安装轴承VIIVIII。30,33VII VIIIIIIIVVII VIIIIIIVddmm LLmm轴的结构及尺寸：25dmm34Lmm选用 6306 深沟球轴承30IIIIVdmm33IIIIVLmm35,87.5IV VIV VdmmLmm45V VIdmm45V VILmm35V

32、I VIIdmm7.5VI VIILmm30VII VIIIdmm33VII VIIILmm洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 16 -6.1.26.1.2、轴的受力分析及校核、轴的受力分析及校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴的支点位置，对于轴承 6306，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 266.5mm。轴上齿轮的圆周力：，31122 64.37 102258.5657tTFNNd径向力：tan2258.60 tan20822.06rtFFNN作用在轴 1 带轮上的外力： 1071.8QFFN求垂直面的支反力：2112146.582

33、2.06637.21146.542.5rVl FFNNll21822.06637.21184.85VrVFFFN求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：322184.85 146.5 10.27.08avvMF lN mN m311637.21 42.5 10.27.08avvMF lN mN m求水平面的支承力：由得1122()HtFllFl2112146.52258.61750.7142.5 146.5HtlFFNNll212258.60 1750.71507.85HtHFFFN求并绘制水平面弯矩图：3111750.71 42.5 10.74.41aHHMF lN mN m322507.85 146

34、.5 10.74.40aHHMF lN mN m求 F 在支点产生的反力：1637.21VFN2184.85VFN27.08avMN m27.08avMN m11750.71HFN2507.85HFN74.41aHMN74.40aHMN m1490.55FFN21562.39FFN292.71FMN洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 17 - 311286.5 1071.84490.5542.5 146.5Fl FFNNll21490.55 1071.841562.39FFFFFN求并绘制 F 力产生的弯矩图：3231071.84 86.5 1092.71FMFlN311490.55 42

35、.5 1020.85aFFMF lNF 在 a 处产生的弯矩：311490.55 42.5 1020.85aFFMF lN求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。aFM22avaHMM222220.8527.0874.71100.32aaFaVaHMMMMN m222220.8527.0874.40100.03aaFaVaHMMMMN m求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）0.6 2222()100.32(0.6 64.37)107.50aeMMTN m 计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本 225 页表 14-1 得，#45650

36、BMPa查课本 231 页表 14-3 得许用弯曲应力，则：160bMPa3331107.50 1026.170.10.1 60ebMdmm因为，所以该轴是安全的。4526.17V VIdmmdmm由以上计算所得的数据画出各不同力的图示分析轴的受力分析图如下20.85aFMN100.32aMN m100.03aMN m107.50eMN m洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 18 - 6.1.36.1.3、轴承寿命校核、轴承寿命校核因为采用的是深沟球轴承 6306 型号，查表得基本额定动载荷，轴承寿命可由式进行校核，由27.0CkN610()60thPCfLhn Pf于轴承主要承受径向载荷

37、的作用，所以，查课本 259 页1.2pf 表 16-9，10 取温度系数载荷系数，取寿命指数1,tf 1.2pf 。按最不利考虑，则有： 3 22221111637.211750.71490.552353.62rvHFFFFFN22222222184.85507.851562.392102.84rvHFFFFFN12353.62rFN22102.84rFN45 钢调质处理洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 19 -则 ，根据6633110101 27.0 10()()7.26060 3201.2 2102.84thPCfLhnf P年设计要求知，所选该轴承符合要求。6.26.2、中间轴的

38、设计、中间轴的设计6.2.16.2.1、轴的材料及结构设计、轴的材料及结构设计选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表 14-2，取常数，由1公式(14-2)，轴的最小直径满足：116C；3332min21.5911628113.11PPdCCmmnn考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表16-2 选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取，min30dmmd由2表 18-2 选用轴承型号为 6206，其，mmd30。mmB161、拟定轴的结构方案

39、如图：2、各轴段直径与长度的确定1)、根据所选轴承的直径，取中间轴最小直径mmd30；综合壁厚及箱体尺寸等因素，现取mmdd30-；58.5Lmm2)、为满足齿轮的轴向定位要求，轴段右端及轴-段左端要求制出一轴肩，并且这两段轴要安装齿轮，需要开键槽，因此轴径应在原有的设计基础上，增加 5%，用来弥补开键槽带来的应力不足，故取，同时为了保证mmdd36-齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合轴承型号 6206mmdd30-58.5Lmmmmdd36-52Lmm45Lmm10Lmm洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 20 -选 H7/n6。根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，

40、分别取，；52Lmm45Lmm3)、为满足齿轮的轴向定位要求，取。根据齿mmd43轮间间隙推荐值，取；10Lmm至此已初步确定各轴段的直径与长度。6.2.26.2.2、轴的受力分析及校核、轴的受力分析及校核作用在大（表示为 2）小齿轮（表示为 3）上的圆周力轴上齿轮的圆周力：，323222 169.46 102711.365 25tTFNNd322422 169.46 102131.573 53tTFNNd径向力：33tan2711.36 tan20986.65rtFFNN22tan2131.57tan20775.82rtFFNN求垂直面的支反力2233 311231()775.82 (58.

41、576.5)986.85 76.558.576.555156.50rrVVFllF lFlllFN2312986.85 156.5775.82367.53VrVrFFFFN计算垂直弯矩：311156.5 55 108.61aVmVMF lN m31122 2()156.5 (5558.5)775.82 58.51027.62aVnVraVnMFllF lMN m 求水平面的支承力： 32711.36tFN22131.57tFN3986.65rFN2775.82rFN1156.50VFN2367.53VFN8.61aVmMN m27.62aVnMN m 12606.22HFN22236.71HF

42、N143.34aHmMN m95.25aHnMN m 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 21 -3 322311231()2711.36 76.52131.57 (76.558.5)5558.576.52606.22ttHHF lFllFlllFN22312131.572711.362606.222236.71HttHFFFFN计算、绘制水平面弯矩图：3112606.22 55 10143.34aHmHMF lN m33 2212()2711.36 58.52236.71 (5558.5)1095.25aHntHMF lFllN m 求合成弯矩图，按最不利情况考虑：22228.61143

43、.34143.59amavmaHmMMM2222( 27.62)( 95.25)99.17anavnaHnMMMN m 求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）0.6 22222()99.17(0.6 169.46)142.03enanMMTN m emM22222()143.59(0.6 16.946)143.95 .amMTN m 计算危险截面处轴的直径： n-n 截面: 3331142.03 1028.710.10.1 60enbMdmm m-m 截面: 3331143.95 1028.840.10.1 60embMdmm与前面所取得轴径比

44、较，所取得轴是安全的。轴的受力分析图如下图所示143.59amMN m99.17anMN m142.03enMN m143.95emMN m洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 22 -6.2.36.2.3、轴承寿命校核：、轴承寿命校核：查表得，,轴承寿命可由式319.5 10CN进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，610()60thPCfLhn Pf所以，查课本 259 页表 16-9，10 取温度系数 载荷rPF1,tf 系数取寿命1.1,pf 指数。32222111156.52606.222610.91rvHFFFN2222222367.532236.712266.70rvHFF

45、FN12610.91rFN22266.70rFN45 号钢调质处理洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 23 -则，轴承使6633210101 19.5 10()()10.36060 681.2 2266.70thPCfLhnPf年用寿命在 3 年范围内，因此该轴承符合要求。6.36.3、低速轴的设计、低速轴的设计6.3.16.3.1、轴的材料、轴的材料选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表 14-2，取常数，由1式(14-2)，轴的最小直径满足：116C ；3333min31.5311634.4658.35PPdCCmmnn此轴的最小直径即安装在联轴器处

46、轴的最小直径，mind d为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，所以需要 d同时选取联轴器的型号。6.3.26.3.2、初选联轴器及轴承、初选联轴器及轴承查1表 17-1，取, ,则计算转矩：5 . 1AK；31.5 315.79473.69CATK TN m按照及电动机轴尺寸等限制条件，查3表 13-1，选nCTT 用 HL3 型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴mNTn 630器的孔径，故取低速轴的最小直径mmd4230。min-35dmmd考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低

47、等因素，根据1表16-2 选用深沟球轴承。又根据设计尺寸，由2mmd42表 18-2 选用轴承型号为 6209，其，。mmd45mmB196.3.36.3.3、轴的结构设计、轴的结构设计轴的结构如下图所示HL3 型弹性柱销联轴器轴承型号为 6209mmd35-mmL80mmd42mmL40-45dmm洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 24 -1、各轴段直径与长度的确定1)、由所选半联轴器的孔径，取低速轴最小mmd4230直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度为，mmd35-mmL82段的长度应比略短一些，现取；-LmmL802)、为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端要求制-出一轴肩，故取段的

48、直径；轴承端盖的总宽-mmd42度为 30mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） ，根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 10mm。故取。mmL403)、根据所选轴承直径尺寸确定，取mmdd45-，；mmL29-55Lmm4)、为满足轴承的轴向定位要求，取，综合中mmd50间轴设计取；55.5Lmm5)、为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径，mmd60长度；mmL106)、根据齿轮几何尺寸，段直径，长度-50dmm取；至此已初步确定各轴段的直径与长度。56.5Lmm45dmmmmL29-55Lmmmmd5055.5Lmmmmd60mmL1050dmm56.

49、5Lmm洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 25 -第七章第七章键连接键连接设计校设计校核核7.17.1、高速轴连接设计及校核、高速轴连接设计及校核1、选择键连接的类型和尺寸高速轴与带轮的周向定位采用圆头普通平键(A 型)联接。按，查得平键的截面尺寸，由该-22dmm6bmm6hmm轴段长度取。36Lmm2、校核键联接的强度由1式(10-26)有平键连接的挤压强度条件：； ppdhlT41)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，查得许用挤压应力，取；MPap120100MPap1102)键的工作长度，则由上式得：36630lLbmm；3144 64.37 1065.0211022 6

50、30ppTMPaMPadhl 故所选的平键满足强度要求。键的尺寸及型号为：键6636GB/T 1095-2003。b h l 7.27.2、中间轴连接设计及校核、中间轴连接设计及校核1、选择键连接的类型和尺寸高速轴与齿轮的周向定位采用圆头普通平键(A 型)联接。按，查得平键的截面尺寸，mmdd36-10bmm，由各轴段长度取；8hmm1245,40Lmm Lmm。45Lmm2、校核键联接的强度由1式(10-26)有平键连接的挤压强度条件：； ppdhlT41)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，查得许用挤压应力，取；MPap120100MPap1102)键的工作长度 11145 1035

51、lLbmm， ，则由上式得：22240 1030lLbmm；321144 169.46 1067.2411036 8 35ppTMPaMPadhl MPap110pp键66b h l 36GB/T 1095-20031pp洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 26 -322244 169.46 1078.4511036 8 30ppTMPaMPadhl 故所选的平键满足强度要求。键的尺寸及型号分别为：键10845GB/T 1095-b h l 2003。键10840GB/T 1095-2003b h l 7.37.3、低速轴连接设计及校核、低速轴连接设计及校核1、选择键连接的类型和尺寸高速轴

52、与联轴器的周向定位采用圆头普通平键(A 型)联接。按，查得平键的截面尺寸，由-35dmm10bmm8hmm该轴段长度取。70Lmm2、校核键联接的强度由1式(10-26)有平键连接的挤压强度条件：； ppdhlT41)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，查得许用挤压应力，取；MPap120100MPap1102)键的工作长度，则由上式得：70 1060lLbmm；3144 322.20 1076.7111035 8 60ppTMPaMPadhl 故所选的平键满足强度要求。键的尺寸及型号为：键10870GB/T 1095-2003。b h l 2pp键108b h l 45GB/T 109

53、5-2003pp键108b h l 70GB/T 1095-2003设计内容计算及说明结 果第八章、第八章、箱体及箱体及其附件其附件设计设计8.18.1 箱体的结构设计箱体的结构设计1、确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2、合理设计肋板；洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 27 -在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3、合理选择材料；因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。4、减