哈工大机械设计课程设计四篇

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2、篇目录一、传动装置的总体设计一、传动装置的总体设计.3 2(一)设计题目.31.设计数据及要求：.32.传动装置简图：.3（二）选择电动机.31.选择电动机的类型.32.选择电动机的容量.33.确定电动机转速.4（三）计算传动装置的总传动比.51.总传动比.5i2.分配传动比.5（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数.51.各轴的转速.52.各轴的输入功率.53.各轴的输出转矩.5二、传动零件的设计计算二、传动零件的设计计算.6（一）高速齿轮传动.61.选择材料、热处理方式及精度等级.62.初步计算传动主要尺寸.63.计算传动尺寸.8（二）低速速齿轮传动（二级传动）.101.选择材料、热处理方

3、式及精度等级.102.初步计算传动主要尺寸.103.计算传动尺寸.12（三）验证两个大齿轮润滑的合理性.15（四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。.151.各轴的转速.152.各轴的输入功率.153.各轴的输出转矩.16三三. .轴的设计计算轴的设计计算.16(一)高速轴(轴)的设计计算.161.轴的基本参数-轴：.162.选择轴的材料.173.初算轴径.174.轴承部件的结构设计.175.轴上键校核设计.196.轴的强度校核.197.校核轴承寿命.22(二)中间轴(轴)的设计计算.231.轴的基本参数-轴：.232.选择轴的材料.233.初算轴径.234.轴承部件的结构设计.245

4、.轴上键校核.25 36.轴的受力分析.257.校核轴承寿命.29(三)输出轴(轴)的设计计算.301.轴的基本参数-轴：.302.选择轴的材料.303.初算轴径.304.轴承部件的结构设计.316.轴的强度校核.327.校核轴承寿命.35(四)整体结构的的最初设计.361.轴承的选择.362.轴承润滑方式及密封方式.373.确定轴承端盖的结构形式.374.确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸.37四四. .设计参考文献设计参考文献: :.38一、传动装置的总体设计(一)设计题目课程设计题目：带式运输机传送装置1.设计数据及要求： 4设计的原始数据要求：F=1900N；d=250mm；v=0

5、.9m/s机器年产量：大批量； 机器工作环境：有尘；机器载荷特性：平稳；机器最短工作年限：5 年 2 班。2.传动装置简图： （二）选择电动机1.选择电动机的类型根据参考文献2，按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为：1900 0.91.7110001000wFvPkWkW从电动机到工作机传送带间的总效率为：2421234 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。联轴1234、器选用弹性联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为 8 级精度齿轮，由参考文献2表 9.1 取。则：12340.990.9

6、90.970.96、2420.990.990.970.960.85 5所以电动机所需要的工作功率为：1.712.010.85wdPkWPkW3.确定电动机转速按参考文献2表 9.2 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为：840i60 100060 1000 0.969 / min250wvnrd所以电动机转速的可选范围为：(840) 69(5502750) / mindwni nr符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转

7、速为 1000r/min 的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率：。eddPP根据电动机类型、容量和转速，由参考文献2表 15.1 以及有关手册选定电动机型号为 Y112M-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y112M-62.29402.02.0由参考文献2表 15.2 查得电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号HABCDEFGDGKY112M-6112190140702860872412-bb1b2hAABBHAL1-2451901152655018015400电动机的外形尺寸图如下：（三）计算传动装置的总传动比1.

8、总传动比为：i94013.669mwnin 62分配传动比：ii i考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：ii=1. 41.41.4 13.64.36ii=13.63.124.36iii=（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴940 / minmnnr 轴940215.6/ min4.36nnri= 轴215.669.1 / min69/ min3.12nnrri 卷筒轴69/ minwmnnr 2.各轴的输入功率轴2.01 0.991.99dPPkW= 轴230.99 0.971.91PkW =P=1. 99轴230.99 0.971.83PkW P =1. 91卷

9、筒轴210.99 0.991.79PkW 卷P =1. 833.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为dT6642.019.55 109.55 102.04 10940 / minddmPkWTN mmnr所以： 轴442.04 100.992.02 10TTN mmN mmd= = 轴44232.02 100.99 0.97 4.3610TN mmN mm =Ti =8. 46轴4523100.99 0.97 3.1210TiN mmN mm T =8. 46=2. 53卷筒轴5521100.99 0.992.48 10TN mmN mm 卷T =2. 53= 将上述计算结果汇总于下表得:轴名功

10、率 kW转矩 T/(Nmm)转速 n/(r/min)传动比 i效率 7电机轴2.0142.04 1094010.99轴1.9942.02 109404.360.96轴1.9148.46 10215.6轴1.8352.53 10693.120.96卷筒轴1.7952.48 106910.97二、传动零件的设计计算（一）高速齿轮传动1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到此考虑到高速级齿轮传动传递功率约 2.2kW，且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮均选用 40Cr，热处理方式为调质-表面淬火，由参考文献1表6.2 得到齿面硬度为，选用 8 级精度。4855HRC2.初步计算传动主要尺寸因为大、小

11、齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由参考文献1式（6.25） ，即 213212costFSndFK TY YY Ymz式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩442.04 100.992.02 10TTN mmN mmd= = 2) 初选,（后面予以说明计算校验，最小根切齿数）则17z= minz=15.57，考虑中心距及减速器的结构尺寸问题，选取21117 4.3674.12zzi，则。270z 170/174.12i 3)初选。K1.3t4)初选螺旋角，由参考文献1式 6.1 得端面重合度:13= 。 81211111.883.2

12、cos1.883.2cos1317701.65zz则查参考文献1图 6.22 查得重合度系数0.72Y5) 硬齿面非对称布置，按参考文献1表 6.6取d0.30.6d0.66)由参考文献1式(6.2)，轴面重合度：d10.318z tan0.318 0.6 17tan130.749由参考文献1图 6.28 查得：螺旋角系数：0.91Y7) FSYY齿形系数和应力修正系数当量齿数：11332233z1718.38coscos 13z7075.68coscos 13vvzz。由参考文献1图 6.20 查得：122.88,2.24FFYY由参考文献1图 6.21 查得：（均由线性插值法得到）121.

13、54,1.78SSYY8) 许用弯曲应力可由参考文献1式 6.29，即算得。 FlimYNFFS由参考文献1图 6.29h 查得接触疲劳极限应力lim1lim2360FFMPa由参考文献1表 6.7 查得安全系数1.25FS 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：911981216060 940 1.0 5 2 250 81.128 101.128 102.738 104.12hNn aLNNi 由参考文献1图 6.32 查得寿命系数121.0NNYY故需用弯曲应力 1Flim11Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 9 2Flim22Y1.0 3602881.25NFFMPaMP

14、aS 111Y Y2.88 1.540.0154288FSFMPaMPa 222Y Y2.24 1.780.0138288FSFMPaMPa所以 111Y YY Y0.0154FSFSFFMPa则，初算模数：1nm 21312142322cos2 1.3 2.02 100.72 0.91 cos 130.01540.6 171.43mmtFSndFK TY YY Ymz。3.计算传动尺寸（1)计算载荷系数 K由参考文献1表 6.3 查得使用系数（平稳）1.00AK 111 1 11.43 17 9401.23/60 100060 1000cos60 1000 cos13tnd nm z nvm

15、 s由参考文献1表 6.7 查得动载系数1.08vK 由参考文献1图 6.12 查得齿向载荷分布系数1.09K由参考文献1表 6.4 查得齿间得齿间载荷分布系数1.4K则1.648AvKK K K K（2)对进行修正，并圆整为标准模数1nm3311.6481.43mm=1.55mm1.3nntKmmK由参考文献1表 6.1 圆整后取2.0mmnm 10（3)计算传动尺寸中心距：12()2.5 (1770)89.292cos2cos13nm zzamm由参考文献2表 9.4 圆整为90amm则修整螺旋角1112()2.0 (1770)coscos14.83514 50 622 90nm zza、

16、所以112.0 17d35.172coscos14.835nm zmmmm222.0 70d144.828coscos14.835nm zmmmmb1b=d0.6 35.17221.103mm按参考文献2表 9.4 圆整为 b=22mm取 211b =b=25,(510)(2732),30mm bbmmbmm取(4)校核最小不根切齿数：由，求得nttan=tancosn=20t=20.6314*22min=2 hcos/sin2 1.0 cos14.835 /sin 20.631415.57zant则 ，则可知不会发生根切现象1minz z(5)校核齿面接触疲劳强度由参考文献1式(6.20)，

17、即 12121=HEHHKT uZ Z Z Zbdu式中各参数：1）K=1.648、412.02 10TN mm22bmm135.172d 2)齿数比14.12ui3)查参考文献1表 6.5 得材料弹性系数189.8EZMPa4) 查参考文献1图 6.15 得节点区域系数2.44HZ 115) 查参考文献1图 6.16 得重合度系数0.82Z6) 查参考文献1图 6.26 得螺旋角系数0.988Z7) 查参考文献1式（6.26） ，许用接触应力由算得 lim 1HNHHZS基础疲劳接触疲劳极限应力，由参考文献1图lim 1lim 21200HHMPa6.29g 查得由参考文献1图 6.30 查

18、得寿命系数111.0NNZZ由参考文献1表 6.7 查得安全系数，故1.0HS lim 1lim 2121.0 120012001.0HHNNHHHZZMPaMPaSS则 1214221=2 1.648 2.02 10 4.12 1189.9 2.44 0.82 0.98822 35.1724.12654.53HEHHKT uZ Z Z ZbduMPa即满足齿面接触疲劳强度。(6)计算齿轮传动其他尺寸高速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距 a小35.1723017大2.0149.828227014.83590mm（二）低速速齿轮传动（二级传动）1选择材料、热处理方式及精度

19、等级考虑低速级齿轮传动传递功率约 1.9kW，且该齿轮传动为闭式传动。大、小齿轮仍是选用 40Cr，表面淬火，由参考文献1表 6.2 得到齿面硬度为，选用 8 级精度。4855HRC2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由参考文献1式（6.25） ，即 12 213232costFSndFK TY YY Ymz式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩4423.100.99 0.97 4.12.10TN mmN mm =Ti =202=7992) 初选（后面予以说明计算校验，最小根切齿数） ，则17z3= m

20、inz=14.93,则可选取，则。431/17 13.6/(70/17)56.15mzzii456z 256/173.29i 则知：1 24.12 3.2913.55miii，满足传动比要求。1 2)/(13.6 13.55)/13.60.37/(mmmiii iii3)初选。K1.3t4)初选螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:15= 。3411111.883.2cos1.883.2cos1517561.64zz则由参考文献1图 6.22 查得重合度系数0.72Y5) 硬齿面非对称布置，按参考文献1表 6.6dd0.30.6=0.6，取6)由参考文献1式(6.2)，轴面重合度：d30.318

21、z tan0.318 0.6 17tan150.869由参考文献1图 6.28 查得：螺旋角系数：0.89Y7) FSYY齿形系数和应力修正系数当量齿数：31334233z1718.86coscos 15z5662.14coscos 15vvzz。由参考文献1图 6.20 查得：342.85,2.28FFYY 13由参考文献1图 6.21 查得：（均由线性插值法得到）341.54,1.75SSYY8) 许用弯曲应力可由参考文献1式 6.29，即算得。 FlimYNFFS由参考文献1图 8.29h 查得接触疲劳极限应力lim3lim4360FFMPa由参考文献1表 8.7 查得安全系数1.25F

22、S 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：833873426060 228 1.0 5 2 250 82.736 102.736 108.316 103.29hNn aLNNi 由参考文献1图 8.32 查得寿命系数341.0NNYY故需用弯曲应力 3Flim33Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 4Flim44Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 333Y Y2.85 1.540.0152288FSFMPaMPa 444Y Y2.28 1.750.0139288FSFMPaMPa所以 333Y YY Y0.0152FSFSFFMPa则初算模数：3nm 223323

23、42322cos2 1.3 7.99 100.72 0.89 cos 150.01520.6 172.22mmtFsndFK T Y YY Ymz。3.计算传动尺寸（1)计算载荷系数 K 14由参考文献1表 6.3 查得使用系数（平稳）1.00AK 331 332.22 17 2280.466/60 100060 1000cos60 1000 cos15tnd nm z nvm s由参考文献1图 6.7 查得动载系数1.06vK 由参考文献1图 6.12 查得齿向载荷分布系数1.09K由参考文献1表 6.4 查得齿间载荷分布系数1.4K则1.62AvKK K K K（2)对进行修正，并圆整为标

24、准模数3nm3331.312.37mm=2.38mm1.3nntKmmK由参考文献1表 6.1 圆整后取3.0mmnm （3)计算传动尺寸中心距：34()3.0 (1756)113.362cos2cos15nm zzamm由参考文献2表 9.4 圆整为 115amm则修整螺旋角1134()3.0 (1756)coscos17.82417 49 2622 115nm zza、所以333.0 17d53.571coscos17.824nm zmmmm443.0 56d176.470coscos17.824nm zmmmmb3b=d0.6 53.57132.14mmmm按参考文献2表 9.4 圆整为

25、32bmm取 211b =b=32,(510)(3742),40mm bbmmbmm取(4)校核最小不根切齿数： 15由，求得nttan=tancosn=20t=20.922*22min=2 hcos/sin2 1.0 cos17.824 /sin 20.92214.93zant则 ，则可知不会发生根切现象。min3z z(5)校核齿面接触疲劳强度由参考文献1式 6.20，即 22H321=HEHKT uZ Z Z Zbdu式中各参数：1）K=1.62、427.99 10TN mm32bmm153.571dmm2)齿数比23.29ui3)查参考文献1表 6.5 得材料弹性系数189.8EZMP

26、a4) 查参考文献1图 6.15 得节点区域系数2.40HZ 5) 查参考文献1图 6.16 得重合度系数0.76Z6) 查参考文献1图 6.26 得螺旋角系数0.979Z7) 查参考文献1式（6.26） ，许用接触应力由算得 limHNHHZS基础疲劳接触疲劳极限应力由参考文献1图 6.29glim 1lim 21200HHMPa查得由参考文献1图 6.30 查得寿命系数111.0NNZZ由参考文献1表 6.7 查得安全系数，故1.0HS lim 1lim 21.0 120012001.0HHNNHHHZZMPaMPaSS则 2234221=2 1.63 7.99 10 3.29 1189.

27、9 2.40 0.76 0.97932 53.5713.29650.14HEHHKT uZ Z Z ZbduMPa即满足齿面接触疲劳强度。 16(6)计算齿轮传动其他尺寸低速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距 a小53.5714017大3.0176.470325617.824115（三）验证两个大齿轮润滑的合理性两个大齿轮直径分别为：，。浸油深度不能2d144.828mm4d176.470mm过深也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于10mm，最高油面比最低油面高出，同时保证传动件浸油深度最多不(1015)mm超过齿轮半径的。如下图所示，11()4

28、311() 88.24(22.0629.41)43mmmm88.24-62.41=25.83mm，故轴承寿命充裕。hLhL(二)中间轴(轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：940228.16/ min4.12nnri= 44232.02 100.99 0.97 4.1210TN mmN mm =Ti = 7. 99计算得作用在齿轮 2 上的力：24221022 7.991103.38144.828tTFNd22tantan201103.38415.44coscos14.835nrtaFFN22tan1103.38 tan14.835 =292.25NatFF计算得作用在齿轮 3 上的力：24

29、33122 7.992982.96503.571tTFNd33tantan202982.961140.45coscos17.824nrtaFFN33tan2982.96 tan17.824 =959.10NatFF2.选择轴的材料考虑结构尺寸以及可能出现的特殊要求（3 号小齿轮，有可能1=53.571mmd需要使用齿轮轴，而齿轮所选材料为 40Cr，故轴的材料可能用到 40Cr） ，第二级轴是速度较高同时传递更大力矩，选用 40Cr 材料，热处理方式为表面淬火，以获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算： 25233min2P1.91C9719.70n228.16dmm考虑到轴上键槽

30、适当增加轴直径，。mind19.70 1.0520.68mm式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值，合金钢 40Cr 的值为考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=97。10697P2轴传递的功率（单位 kW） 。n轴的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 1 开始设计。(2)轴段 1初选角接触球轴承 7206C,查得 d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取轴段 1 的直径为。130mmd(3)轴段 2 与轴

31、段 4由参考文献1图 9.8 中的公式计算得，轴段 1 和轴段 5 的轴肩应为，取轴肩，则算得1(0.070.1)(0.070.1) 30(2.13.0)dmmh2.5hmm直径为。235mmd考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为 53.571mm，其中键的尺寸为：bh=108mm，则 e=53.571/2-17.5-3.3=5,99mm，故 a-a 1.31.5,S S S剖面安全。7.校核轴承寿命由参考文献2表 12.3 查得 7206C 轴承的。017800,12800rCN CN（1） 计算轴承的轴向力轴承 I、II 内部轴向力分别为3330.40.40.4 1623.

32、01649.20SrRFFFNN4440.40.40.4 509.03203.61SrRFFFNN轴承如果面对面安装：，则34(649.20666.85)1316.05SSFANNF34649.20,1316.05aaFN FN轴承如果背对背安装：43(203.61 666.85)870.46SSFANNF34870.46,203.61aaFN FN比较两种安装情况受力大小，选择背对背安装更合理。比较两轴承的受力，因，故只需校核轴承 3。4343rraaFFFF及（2） 计算当量动载荷 31由，由参考文献1表 10.13 查得。30/870.46/128000.068aFC 0.56e 因为，

33、故轴承寿命充裕。hLhL (三)输出轴(轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：228.1669.35 / min3.29nnri 4523100.99 0.97 3.2910TiN mmN mm T =7. 99= 2. 52则经过计算可得作用在齿轮上的力：35441022 2.522856.98176.470tTFNd44tantan202856.981092.28coscos17.824nrtaFFN44tan2856.98 tan17.824 =918.60NatFF2.选择轴的材料考虑使用 45 号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用 40Cr，热处理方式

34、为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：333min3PC9728.89n69.35dmm1. 83 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。mind28.89 1.0530.32mm式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值， 32合金钢 40Cr 的值为，考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=97。10697P3轴 III 传递的功率（单位 kW） 。n轴 III 的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴

35、端 7 开始设计。(2)轴段 7 及联轴器轴段 7 的直径，需要考虑到上述所求的及轴段 1 上安装联轴mind30.32mm器，因此与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查参考文献1表 12.1 可取：K=1.5，则计算转矩：。35T1.52.52)10378(eK TmN其中型号为 LT7 的弹性套柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，则定制直径为 32mm 的联轴器， 型号记作 LT7 3265 GB/T 4323-2002。则。7d32mm(3)轴段 6考虑联轴器的轴向固定，轴肩考虑唇形密封圈的内径系列，7(0.070.1)(0.070.

36、1) 32(2.243.2)dmmh取轴肩为 3mm，轴段 6 直径。638mmd(4)轴段 5 和轴段 1轴段 5 与轴段 1 要安装轴承，选轴承类型为角接触球轴承。轴段 5 需要考虑轴承内径及安装，查参考文献2表 12.2 角接触球轴承，取 7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mm。同一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段 5 和轴段 1 的直径为：。5140mmdd(5)轴段 2 和轴段 4由参考文献1图 9.8 中的公式计算得，轴段 5 与轴段 1 的轴肩应为。取轴肩 h=3.0mm,则初算可1(0.070.1)(0.070.1) 40(2.84.0)dmmh得直径为

37、 46mm，2446mmdd(6)轴段 3轴段 4 的轴肩也为。轴4(0.070.1)(0.070.1) 46(3.224.6)dmmh 33肩取 4mm,则直径为=54mm。3d(7)轴段长度确定轴段 3 与轴 2 一样，轴段 2 长度略短于齿轮 4 的轮毂宽度，齿310lmm轮 4 的轮毂宽度为 56mm，则，轴段 1 长度等于轴承宽度、挡油板宽254lmm度以及齿轮 4 轮毂长度与轴段 2 长度差值之和，1(18872)35lmmmm 轴段 5 长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和，轴段 45(18 15)33lmmmm长度根据前两根轴确定为，轴段 6 长度等于轴承端盖总长度与联轴器436l

38、mm端面到箱体轴承端盖的距离，轴段 7 长度略短于联轴器6(3420)54lmmmm长度，联轴器长度为 65mm，则取。764lmm5.轴上键校核输出轴轴段 7 与轴段 2 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用 45 号钢，查参考文献1表 4.1可得：，取。由参考文献1式 4.1 需满足 125150pMPa 130pMPa挤压强度条件： 2ppTdkl(1) 轴段 2 与大齿轮连接处的键其中轴段 2 的直径 46mm，可取键的尺寸 bh=149mm。则可解得: 5322 2.52 1018.73130 46 9/ 2pT

39、lmmdk查表得最短键长为 36mm。此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4 号齿轮，其齿宽为 32mm，轮毂宽度取56mm。 ，取键长为 50mm。(2) 轴段 7 与联轴器连接处的键其中轴段 7 的直径 32mm，可取键的尺寸 bh=108mm。则可解得: 5322 2.52 1030.29130 32 8/ 2pTlmmdk查表取键长为 56mm。6.轴的强度校核(1)画轴的受力简图 34输出轴的受力:35441022 2.522856.98176.470tTFNd44tantan202856.981092.28coscos17.824nrtaFFN44tan2856.98 tan17.824

40、 =918.60NatFF(2)计算支反力水平面上:4244532645/ 21092.28 98918.60 176.470/ 21253.97()52981092.28 1253.97161.69()raHHrHF LF dFNLLFFFN 垂直平面上:25432645982856.981866.56()52982856.98 1866.56990.42()VtVtVLFFNLLFFFN轴承 5 的总支承反力22225551253.971866.562248.66()RHVFFFN轴承 6 的总支承反力2222666( 161.69)990.431003.54()RHVFFFN(3)计算弯

41、矩在水平面上：a-a 剖面左侧，531253.97 5265206.44()aHHMFLN mm 35a-a 剖面右侧：62161.69 9815845.62()aHHMFLN mm 在垂直面上：531866.56 5297061.12()aVaVVMMF LN mm合成弯矩：a-a 剖面左侧: 222265206.4497061.12116930.50()aaHaVMMMN mma-a 剖面右侧：2222( 15845.62)97061.1298346.05()aaHaVMMMN mm(4)计算转矩4523100.99 0.97 3.2910TiN mmN mm T =7. 99= 2. 5

42、2(5)校核轴的强度画出弯矩转矩图，如下图所示，分析得：a-a 剖面右侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故 a-a 剖面右侧为危险剖面。 3622333()14 5.5 (465.5)0.10.1 468360.78()22 46bt dtWdmmd抗扭剖面模量22333()14 5.5 (465.5)0.20.2 4618094.38()22 46Tbt dtWdmmd弯曲应力：116930.5013.99()8360.7813.99()0babmMMPaWMPa扭剪应力25200013.92()18094.386.96()2TTTamTMPaWMPa由参考文献1表 9.3 可以

43、查得；材料11=750,350,200bMPaMPaMPa的等效系数。0.20.3,0.30.10.150.15 取，取由参考文献1表 9.10 查得。K1.95,K1.80由参考文献1表 9.12 查得绝对尺寸系数。0.70,0.76由参考文献1表 9.9 查得轴磨削加工时的表面质量系数。0.91安全系数1122223508.171.9513.990.3 00.91 0.7020010.441.806.960.15 6.960.91 0.768.17 10.446.438.1710.44amamSKSKS SSSS由参考文献1表 9.13 查得许用安全系数，故 a-a 剖面安 1.31.5,

44、 SSS全。7.校核轴承寿命由参考文献2表 12.3，查得 7208C 轴承的。026800,20500rCN CN 37（4） 计算轴承的轴向力轴承 I、II 内部轴向力分别为5556660.40.40.4 2248.66899.46()0.40.40.4 1003.54401.42()SrRSrRFFFNFFFN轴承如果背对背安装：，则56(899.46918.60)1818.06SSFANNF56899.46,1818.06aaFN FN轴承如果面对面安装：61(401.42918.60)1320.02SSFANNF561320.02,401.42aaFN FN比较两种安装情况受力大小，

45、选择面对面安装更合理。比较两轴承的受力，因，故只需校核轴承 5。6565rraaFFFF及（5） 计算当量动载荷由，由参考文献1表 10.13 查得。501320.020.06420500aFC0.44e 因为，所以查表插值可得：。551320.020.590.4420500arFeF0.44,1.29XY当量动载荷为550.44 2248.66 1.29 1320.022692.24()rrrPXFYFN（6） 校核轴承寿命轴承在以下工作，由参考文献1表 10.10 查得。载荷平稳，由参100 C1Tf 考文献1表 10.11 查得。1.01.5,1.2ppff取轴承 I 的寿命为66331

46、0101.0 26800L()()137189.73( )6060 69.35 1.2 2692.24Trhprf Chnf P已知减速器使用 5 年两班，则预期寿命为8 1 250 5 220000hLhh ，故轴承寿命充裕。hLhL(四)整体结构的的最初设计1.轴承的选择根据之前轴的结构计算设计， 可知三个轴选择的轴承分别为： 38轴承型号D/mmD/mmB/mm输入轴7205C255215中间轴7206C306216输出轴7208C4080182.轴承润滑方式及密封方式齿轮 1 线速度与齿轮 2 的线速度相等，即：，1121.732/ (60 100/2/0)vvm sm snd但是考虑

47、此处线速度并不是很大，而且减速器的尺寸比较大，有六个轴承，综合考虑采用脂润滑，需要挡油环。 工作环境有尘，密封方式采用唇形密封方式。3.确定轴承端盖的结构形式为方便固定轴承、实现较好的密封性能以及调整轴承间隙并承受轴向力的作用，初步选用凸缘式轴承端盖。4确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选如下表：名称符号尺寸 mm机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度1b12机座底凸缘厚度p20地脚螺栓直径fd16地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓直径1d12机盖与机座连接螺栓直径2d10连接螺

48、栓的间距2dl80轴承端盖螺钉直径3d6窥视孔盖螺钉直径4d6定位销直径d8、至外机壁距fd1d2d离1c22、18、16、至凸缘边缘距离fd2d2c16、14轴承旁凸台半径1Rc2凸台高度h34外机壁至轴承座端面距离1l40内机壁至轴承座端面距离2l48大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离215机盖、机座肋厚、1mm、18m 398m 轴承端盖外径2D82/92/110轴承端盖凸缘厚度e10四.设计参考文献:【1】.机械设计高等教育出版社 宋宝玉 王黎钦 主编【2】.机械设计课程设计 哈尔滨工业大学出版社 王连明 宋宝玉 主编【3】.简明机械设计课程设计图册 高等教育出版社 宋宝

49、玉 主编【4】.机械精度设计基础 科学出版社 孙玉芹 袁夫彩 主编第二篇目录目录 哈工大哈工大 机械设计课程设计机械设计课程设计设计题目说明设计题目说明 1计算说明计算说明 2一、电动机的选择及运动参数的计算 21、选择电动机 22、计算传动比 23、计算各级运动参数 24、汇总表格 3二、齿轮的传动设计计算 41、高速轴啮合齿轮计算 42、低速轴啮合齿轮计算 5三、轴的设计计算及校核 61、确定基本轴径 72、各轴段直径及长度数据 83、校核输出轴 8四、轴承的选择及寿命校核10 40 1、选择轴承 112、校核轴承寿命 11五、键的选择及强度校核11六、联轴器的选择11七、润滑方式和密封方

50、式选择12八、减速器箱体设计12九、附件设计12参考文献参考文献 14设计题目说明设计题目说明设计题目：二级齿轮减速器原始数据：传送带拉力 F=1500; 传送带速度 V=1.5m/s; 驱动滚筒直径 d=240mm;说明：（1）机器大批量生产；（2）工作环境多尘；（3）平稳载荷；（4）最短工作年限 5 年二班制。方案分析：减速器横向尺寸较小，结构紧凑，重量轻，节约材料，两大齿轮直径相差不大，浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大，高级齿轮的承载能力不能充分利用，中间轴承润滑困难，仅能有一个输入和输出端，限制了传动装置的灵活性。传送装置简图： 41计算说明计算说明一、电动机的选择及运

51、动参数的计算1、 电动机的选择1）工作机的使用功率 PwF=1500N,v=1.5m/s,。2）计算所需电动机的功率 Pd齿式联轴器效率，8 级精度圆柱直齿轮效率，深沟球轴承效率。 42因载荷平稳额定功率只需略大于 Pd 即可，查表得取 3Kw。3）选择电动机的转速工作转速为单级圆柱直齿轮传动比范围是 34两级圆柱直齿轮传动比范围是 840则电动机转速范围为取 n=1500r/min查表选择电动机型号为 Y100L2-4满载转速为 1420r/min,额定功率为 3Kw。2、计算传动比电动机满载转速为 1420r/min,分配传动比,， 。取,3、计算各级运动和动力参数1）计算各轴转速2）计算

52、各轴功率1 轴：2 轴：3 轴：卷筒轴：3）计算各轴的输入转矩电动机输出轴的转矩故 1 轴： 43 2 轴： 3 轴： 卷筒轴：4、 汇总表格轴功率/Kw转矩/N.mm转速/r/min传动比/i效率/电机轴2.63142010.9912.6014203.940.9622.503603.020.9632.40119卷筒2.3511910.98二、齿轮的传动设计计算1、高速轴啮合齿轮计算1）考虑此减速器及现场安装的限制，故大小齿轮选用软齿面渐开线直齿齿轮。大齿轮材料采用 45 钢正火，硬度为 190HBW小齿轮材料采用 45 钢调质，硬度为 236HBW， 44，取，3）确定。取， ，取取，k=1

53、u=95/24=3.96。4）小齿轮的转矩则5）模数 m=1.69mm，取 m=2mm中心距 a=0.5m()=119mm圆整 a=120mm，令，则 u=齿宽 b=48mm，取，校核：齿根弯曲疲劳强度，查得齿形系数， ，齿形系数与许用应力的比值为因为较大，故只校核齿轮 2故设计合理6） 齿轮参数齿顶圆直径， 齿根圆直径，2、 低速轴啮合齿轮计算 451）确定。取， ，取取，k=1u=66/22=3。2） 小齿轮的转矩则3）模数 m=2.94mm，取 m=3mm中心距 a=0.5m()=132mmu=齿宽 b=66mm，取，校核：齿根弯曲疲劳强度，查得齿形系数， ，齿形系数与许用应力的比值为因

54、为较大，故只校核齿轮 2故设计合理4） 齿轮参数齿顶圆直径， 齿根圆直径，三、轴的设计计算及校核1、 确定基本轴径，取 c=1001 轴： 46由于有键槽，故取 d=25mm2 轴：取 d=30mm3 轴：取 d=32mm2、 各轴段直径及长度数据由于小齿轮 1 分度圆与选择的轴径相差较小，采用轴齿轮。1 轴：位置轴径/mm长度/mm联轴器2560油封处2860轴承3013轴肩3698齿轮处5255轴肩3620轴承30132 轴：位置轴径/mm长度/mm轴承3027小齿轮 23674轴肩3812大齿轮 13549轴承30323 轴：位置轴径/mm长度/mm 47轴承4032大齿轮 24568轴

55、肩4910空轴段4669轴承4015油封处3855联轴器32803、 校核输出轴（1）（2） 确定轴的跨距:（3） 校核强度水平方向F1=F2=237.37NM=F157.5=28842N.mm弯矩图： 48竖直方向F1=F2=652.19NM=F157.5=79241.33N.mm弯矩图合成弯矩图：做转矩 T 图： 49计算当量弯矩则齿轮处轴承 2 处则图：可知，危险截面为齿轮处或者最右端，45 钢材料，=55MPa齿轮处：最右端：故轴的强度足够。四、轴承的选择及寿命校核1、 选择轴承1 轴和 2 轴的轴承内径为 30mm 选择 6006 深沟球轴承 503 轴的轴承内径为 40mm 选择

56、6008 深沟球轴承2、 校核轴承寿命计算当量动载荷因为，故 P=故只校轴承 1 即可五年二班制为16,取 20齿轮顶圆与内箱壁的距离 10齿轮端面与内箱壁间的距离 10箱盖，箱座肋厚 8九、附件设计1、通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。选用通气器尺寸 M181.52、窥视孔和窥视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。尺寸为。连接螺钉 4M620。 523、油标尺为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面

57、较稳定的部位。 选用油标尺尺寸 M6。4、油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其封住。选用油塞尺寸 M101.55、定位销保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。选用 GB117-86 A6406、启盖螺钉在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取 M101.57、起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩参 考 文献1 宋宝玉 王瑜 张锋主编.机械

58、设计基础（M）.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2003 年.2 张锋 王瑜主编.机械设计基础设计实践指导书（M）.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2003 年. 53第三篇机械设计课程设计机械设计课程设计原始资料原始资料一、设计题目一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图二、运动简图 54 图图 11电动机 2V 带 3齿轮减速器 4联轴器 5滚筒 6输送带 三、工作条件三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限 5 年(每年按 300天计算),输送带的速度容许误差为 5%.四、原始数据四、原始数据滚筒直径 D（mm）：320运输带速度 V（m/s）：0

59、.75滚筒轴转矩 T（Nm）：900五、设计工作量五、设计工作量1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六、设计说明书内容六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算 554. V 带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核 10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求七、设计要求1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计.

60、 一一. . 电动机的选择电动机的选择一、电动机输入功率一、电动机输入功率wP6060 0.75 244.785 /min22 3.14 0.32wvnrRn 900 44.7854.21995509550wwTnPkw二、电动机输出功率二、电动机输出功率dP其中总效率为32320.960.990.970.990.960.833v带轴承齿轮联轴滚筒4.2195.0830.833wdPPkw查表可得 Y132S-4 符合要求,故选用它。 Y132S-4(同步转速，4 极)的相关参数1440minr 表表 1 56额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量5.5kw1440minr220