机械专业课程设计正文

TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章 传动方案的拟定 2\o"CurrentDocument"原始数据 2传动方案的确定 2\o"CurrentDocument"第2章 电动机的选择及运动参数的计算 3\o"CurrentDocument"电动机的选择 3计算传动装置的总传动及其分配 5计算传动装置的运动和动力参数 6\o"CurrentDocument"第3章 带轮设计计算 7\o"CurrentDocument"3.1 V带设计计算 7\o"CurrentDocument"第4章 箱内传动件设计 10\o"CurrentDocument"高速齿轮传动设计 10\o"CurrentDocument"低速齿轮传动设计 14第5章 装配草图前期准备 20轴径初算及轴承初选 21\o"CurrentDocument"轴承与联轴器的选择 21\o"CurrentDocument"减速器箱体的设计 22\o"CurrentDocument"减速器的润滑选择 23\o"CurrentDocument"减速器的密封 23\o"CurrentDocument"第6章 轴的结构设计 23\o"CurrentDocument"确定轴的径向尺寸 23\o"CurrentDocument"确定轴的轴向尺寸 24\o"CurrentDocument"确定轴上键槽的位置和尺寸 25\o"CurrentDocument"第7章 轴、轴承、键的校核计算 26\o"CurrentDocument"确定轴上力作用点及支点跨距 26\o"CurrentDocument"轴的强度校核 26轴承寿命校核计算 28键联接强度校核计算 31第8章 减速器的附件 32\o"CurrentDocument"视孔盖和窥视孔 32\o"CurrentDocument"放油孔和螺塞 33\o"CurrentDocument"油标 33\o"CurrentDocument"通气器 33\o"CurrentDocument"定位销 33\o"CurrentDocument"起盖螺栓 33\o"CurrentDocument"第9章 拆装和调整的说明 33第10章减速箱体的附件说明 34主要计算与说明结果第1章传动方案的拟定原始数据（1）运输机工作轴转矩T=800N.m（2）运输带工作速度v=0.7m-s-i（3）卷筒直径D=300mmh-

sm2400h（4）带传动的效率h-

sm2400h（5）工作寿命h=10x8x300=2400h（6）工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，运输带速度允许误差为士5%。（7）传动方案简图图1-1传动方案简图图1-1传动方案简图方案分析本设计中原动机为电动机，工作机为带式传动机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为两级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是展开式两级斜齿轮传动。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第2章电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择

（matlab程序见附录1）选择电动机的类型由第一章的工作要求和工作条件选用丫系列三相异步电动机。选择电动机的容量Tn工作机的有效功率为P=-——匹9550nw其中，T——工作机阻力矩（N•m）nw——工作机效率，带式传动机nw=0.96n 工作机转速（r/min）由参考文献1表12-8可知：n：V带轮传动效率0.95n:滚动轴承效率0.98n：7级精度齿轮传动效率0.98n：弹性联轴器效率0.99所以从电动机到工作机传送带间的总效率为n=nn4n2n=0.8331n=

a

0.834.6676n=

a

0.834.6676kwn=

w44.56/min所以电动机所需工作功率为D_PP——w=4.6676kwdna则电动机的额定功率Ped^Pd，查书可得Ped=5.5kw确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为：1000x60v1000x60x0,7n= = =44.56r/min按参考文献1表2-2和表2-2推荐的传动比合理范围，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i'=2〜4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i'=8〜40，1 2则总传动比合理范围为i'=16〜160，电动机转速的可选范围为：en=in=(8~40)x44.56r.'min=356.48~1782.4r=356.48~1782.4rmin符合这一范围的同步转速有750r/min、1000rjmin、1500rjmin二种。二种电机技术数据见表2-1。表2-1 三种电机技术数据电 机Y132S-4方案电动机型号额定功率/kw电机转速(r/min)电机重量价格同步满载1Y132S-45.515001440轻低2Y132M2-65.51000960中中3Y160M2-85.5750720重高综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。即选用表2-1中电机Y132S-4型号。其主要性能和参数如下表2-2：表2-2 Y132-4型号电机中心高H外型尺寸LX(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXG132475X345X315216X1401238X8010X332.2计算传动装置的总传动及其分配总传动比由选定的电动机满载转速〃山和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为；J_14401=—nr= =32.31an44.56分配传动装置传动比冷考文献1第一章第四节可知，••1a=iDX1 式中lD，1分别为带传动和减速器的传动比。令l],12分别表示高速级与低速级传动比，则有1；=^(1.3~1.5)12l,l>31，,12>ID

2<i<4编写matlab程序（见附录2）计算出所有满足条件的传动比分配方案表2-3。表2-3传动比分配方案i=2.4；=4.34i2=3.10方案iDiii212.54.25393.038522.44.34163.101132.34.4353.167842.24.53473.23952.14.64143.3153624.7563.3971为使V带传动外廓尺寸不致过大，同时也使齿轮的分度圆直径相差不致过大，初选方案2，即i。=2.4,i1=4.34,i2=3.10。2.3计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速nn=-miiDnn=—iiiinn=-tt-111i2各轴的输入输出功率P=P”I d1P二肛”II I23p=p””p=p””卷筒 III242.3.3各轴的输入转矩及输出功率PT=9550-iT,P,n分别表示第i轴的输入转矩、输入功率及转速。输出功率即为T乘以轴承效率iii i0.98。编写matlab程序(见附录3)计算以上各运动和动力参数，计算结果见表2-4,供以后设计计算使用。表2-4运动和动力参数轴名功率P(kw)转矩T(N-m)转速(r/min)传动比(i)效率m)输入输出输入输出电机轴4.667614402.400.95轴4.43424.345570.57869.1666004.340.96轴4.25694.1717294.06288.18138.253.100.96轴4.08664.0048875.11857.6144.5961.000.97卷筒轴3.9643.8847848.86831.8844.596第3章带轮设计计算V带设计计算确定计算功率查参考文献2Pi56表8-7或参考文献5的6-n页表6L13得：工作情况系数口1.1

所以设计功率P—KxP=1.1x5.5=6.05kw,Pd为传递的额定功率,既电机的额定功率.P二

ca6.05P二

ca6.05kw根据P=6.05,K人=1.1,查参考文献1p57表8-11选用V带型:A型带・选取带轮基准直径dd1d2带速v二二d上，又5m/s<v<30m/s，所以编写matlab程序(见附录4)，将60x1000所有可选方案算出，见表3-1。表3-1所有速度满足的方案方案vdd1dd215.65497518026.03198020036.40888522446.78589022457.16289525067.539810025077.992210628088.444611228099.4248125315109.95261323551110.5561403551211.311504001312.0641604001413.5721804501515.082005001616.8892245601718.852506301821.1122807101923.75315800据参考文献5的6-9页可知，为提高V带寿命，宜选取较大的带轮直径，但不可过大，所以初选方案8，即v=8.4m/s,d=112mm,d=280mmd1 d2确定V带的中心距a和基准长度Ld由于0.7(dd1+dd2)<a0<2md1+dd2),所以274<a0<784初步选取中心距：a0=500mm，所以带长L1=2a+—(d+d)+®d2.”=1693mm.查参考文献1P表8-2选取基准长d02d1 d2 4a 1460度L』=1600mm得实际中心距

L—L i1600—1693=454mma=454mma=a+—d=454mma=454mmTOC\o"1-5"\h\z0 2 2则有a.=a—0.015L,min d则有a=a+0.03Lmax d所以中心距的变化范围为430mm〜502mm验算小带轮包角a1，57.3。a=180。—d—dx =159。>90。，包角合适。d2 4a确定v带根数z根据d=112mm和n=1440r/min，查课p^本表8-4a插值法得P0=1.60kw，根据传动比i0=2.4,q=1440r/min，查参考文献1p54表8-4b，用插值法得AP0=0.17，查参考文献1p55表8-5并由内插值法得Ka=0.945查参考文献1p46表8-2，并由内插值法得KL=0.99于是P=(P0+")•KaKL=1.66kw由P154公式8-22得Zj= ca=3.65(P+AP)xKK故选Z=4根带。计算单根V带初拉力最小值a)0min查参考文献1P49表8-3可得q=0.1kg/m，故：单根普通V带张紧后的初拉力为(F) =500⑵5—Ka)Pca+qV2=169N0min Kzv应使带实际初拉力F0>(FO\计算作用在轴上的压轴力Fp压轴力的最小值为159° 一一(F)=2z(F)sin-+=2x4x175.49xsin—=1331Npmin 0 2 2传动比误差校核带轮的实际传动比i=与2=777=25实d112d12.5—2.4 一则误差”二一二4.2%<5%2.4所以实际传动比在误差范围内。3.1.9带轮结构设计因为电机型号为Y132S-4,由表1-2可知轴伸直径D=38mm,轴伸长度为80mm,所以小带轮轴孔直径d0=38mm,榖长应小于80mm。查参考文献5的6-26页表6.1-25得小带轮结构为实心轮。查参考文献5的6-24页可获得带轮宽度为B=(z-1)e+2f=(4—1)*15+2*10=65mm暂定大带轮的轴孔直径为38mm，同理可查得其相应参数。将所有数据列于表3-2。表3-2带轮的设计参数小带轮大带轮轮宽(mm)直径(mm)轮结构孔径(mm)直径(mm)轮结构孔径(mm)112实心轮38280六孔板轮3865注：3.1.3至3.1.7matlab程序见附录5第4章箱内传动件设计高速齿轮传动设计由于齿轮设计流程统一，设计出的两大齿轮的分度圆直径之差又要求小于20mm,故为避免大量计算，编写了matlab程序以减少计算量，程序见附录6。设计流程如下。选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角：

（1）按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择。查参考文献1。91表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数q=21（20<q<40），则大齿轮齿数z2=（R=4.34x21=92。（5）选螺旋角为14°（8。〜20。）。设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。按齿面接触疲劳强度设计，即dt>2KTu土1ZZ、 1• (EH)2dt>①£U[O]（1）确定公式内的各计算数值1〉.试选载荷系数1〉.试选载荷系数Kt=1.6r ' 22>.由计算公式Z=cosa: (见参考文献7)得区域系数Hnsina•cospnZr=2.43373>.由参考文献1尸217图10-26得==0.74，%=0°82贝U£=£+£=1.56a% a24>.小齿轮传递的转矩T=7.058x104N•mm5>.按软齿面齿轮非对称安装，由参考文献1q05表10-7选取齿宽系数①d=1。16>,由参考文献1P表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8Mpa2。201 E=550MPa7>.由参考文献1P209图=550MPa°H11ml=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限OHlim28>,计算应力循环次数N=60nljLh=60x600x1x(1x8x300x10)=8.64x108N=N=1.99x1082ii9〉.由参考文献与图1。-19取接触疲劳寿命系数七0.99；鼠;I10>.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1Ko[o]=—HN1Hliml=0.99x600MPa=594MPahiSK K K O ―一…… /c…八[o]=_hn2_hiim2=1.1x550MPa=605MPaH2S贝心[oH]=599.5MPa(2).设计计算1>.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入各参数的值。d>•d>•仁1(-Z^)2—47.29mmu[o]2>.计算圆周速度丫。冗dnv= h^—=1.49m/s60x10003>.齿宽b及模数mntb=。dd1=1.0x47.29=47.29mmdcosPm——u =2.185ntZ1h—2.25m—4.9162mmb/h=9.61914>.计算纵向重合度电£―0.318。ztanP=1.665P d15〉.计算载荷系数K已知使用系数与，25；根据v=L499ms、7级精度查参考文献1P94图10-8得动载系数KV=1.06；查参考文献1P197图10-4插值得KhP=L4186，

查参考文献1/98表10-13插值得KF^=1.3684。查参考文献1P表10-3查得Kh=K=1.2195 Ha fa则载荷系数K=KKVKH再a=2.25566>.按实际载荷校核所算得的分度圆直径d1tnK=47.29义K2256mmtnK=47.29义K2256mm=53.0245mm1.67>.计算模数mm=dcosp/q=2.454.1.3按齿根弯曲强度设计由公式一2KTYcos4.1.3按齿根弯曲强度设计由公式一2KTYcos2piB0z2£d1aFaaa(1).确定公式内的各参数值1.计算载荷系数K=KKKK=2.1758 £ £2>.根据纵向重合度「FP=1.665，查参考文献1P217查参考文献1P217图10-28得螺旋角影响系数Y=0.876。3>,计算当量齿数:Z]=q/cos3p=22.988Z2=z2/cos3p=100.7114>.查取齿形系数Y 4>.查取齿形系数Y 、Y 和应力修正系数Y、YFa1 Fa2Sa1 Sa2由参考文献由参考文献1。0表10-5插值法得Ya1Ya1=2.76Ya1=1.56YF2=2.20Ya2=1.785〉.由参考文献1黑图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限°=500MPaFE1大齿轮的弯曲疲劳强度极限°=380MPaFE26>.由参考文献1P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92,KN2=0.98；7>..计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数-4,由勺式10-12得应力修正系数KKKG[°]=_fn1_fe1=328.57MPaF1S[°]=Kfn2_fe2=266MPaF2SYY8>.计算大、小齿轮的-[FLj并加以比较;F=0.013=0.015La14a1

=0.013=0.0154a2{a2

[°F]2大齿轮的值大。（2）.设计计算:m>1.69对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数，取m=2.0mm,已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=53.024mm来计算应有的齿数。于是由z于是由z-dcosp/m=26则Z2=1134.1.4几何尺寸计算(1)(z+z)m计算中心距a-f—2-^-1444.1.4几何尺寸计算(1)(z+z)m计算中心距a-f—2-^-144mm2C0SP(2)按圆整后的中心距修整螺旋角：(z+z)m 1(QQ匕a”p-arccos_1 2 --15。8362a144mm(4)因P值改变较多，故参数^屋Kp，zH需要修整计算大小齿轮的分度圆直径：d-zm/cosP-53.871d-zm/cosP-234.130计算齿轮宽度b=。dd1=54mm圆整后取B-60mm，B?=55mmp-15。8'36”d-53.871d2=234.130B-60mmi4-55mm2kTv土1t1zztnH4.1.5结构设计后续绘图才可以进行完整的齿轮结构设计4.2低速齿轮传动设计所选定齿轮类型，精度等级和材料与高速级齿轮相同。初选小齿轮齿数为z1-25，则大齿轮齿数，Z2=78，初选螺旋角按齿面接触强度设计:(1)确定公式内各计算数值1)试选：£=11)试选：£=1.6；2)选zH=2.4337；3)由图10-26查得Sa1-0.82,Sa2=0.803)4）小齿轮的传递转矩T=3.59X1055）由表10-7选取齿宽系数①/16）许用接触应力:N=60njL=60x114.63x1x(1x8x300x10)=1.65x1082h=N1/3.10=6.42x1077)HN\由图10-19取接触疲劳寿命系数K =1.09,K=7)HN\HN28)计算接触疲劳许用应力8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1「 1Ko则[o]=_N1_um!=654Mpa则H1s「rKO[o]=n2.-2=647MpaH2S则[。H]=651.5MPa(2)计算1)则小齿轮的分度圆直径为d1t=71.3819mm2)(2)计算1)则小齿轮的分度圆直径为d1t=71.3819mm2)计算圆周速度：九dn ,v= 1t_^=0.5167m/s60x10003)计算齿宽b及模数mntb=①dd1t=1x71.38=71.38mmmntdJ0s0=2.77,h=2.25m=7.06mm,b/h二93。=10.z nt 7.531114）计算纵向重合度自。：,=0.318Qqtan0=1.985）已知使用系数ka二L25根据V=0.5167,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.06由表10-4查得k=1.424；由图10-13查得：kr=L35印 FP由表10-3查得：kfi.=kF0二1.1故载荷系数：k=k/VkHakHp=2.26426）按实际的载荷系数校正所谓的分度圆直径:=80.1402=80.1402mm7）计算模数m：ndcosbm—_j =3.104nz1按齿根弯曲强度设计:2kTYcos22kTYcos21B 1〃F⑴确定计算参数:1）计算载荷系数:KK=KKKK=2.1958AvFAvFaFB2）根据计算重合度eB=1.98，从图10-28查得螺旋角影响系数：Yp=0.883）计算当量齿数:zzzz―z1 —27.367V1COS3Bzz―z2 —85.385V2 COS3B4）查取齿形系数。由表10-5查得：4）查取齿形系数。由表10-5查得：YFa=2.625）由表10-5查取应力校正系数Y=2.22Fa2Y=1.59Y=1.77Sa1Sa2由参考文献1,图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限° =500MPa齿轮的弯曲强度极限° =380MPaFE1 FE2

由参考文献1图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.99，Kfn2=L06）计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4,应力修正系数为[o]二鼠『fe1=0.99x500/1.4=353.57MPaF1S[o]_KFN2OFE2_1.0x380/1.4_271.43MPaF2S7）计算大小齿轮的%；并加以比较。FYY=0.01178，F1显然，大齿轮的数值大。（2）设计计算:m>2.05对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数m〃大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m「25mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=80.14mm,来计算应有的齿数，于是有：Z1d1cosp_31，mn则：几何尺寸计算:1)计算中心矩a=J+z2)mn=1642cosp.=14。32'9''2）按圆整后的中心矩修正p=arccosG+.=14。32'9''2a164mm因P值改变不多，故参数£a，Kp，zH164mm3）计算大小齿轮的分度圆直径

d=&mn=80.063mm,d=Z2mm=247.936mm1cosP 2cosP4）计算齿轮宽度b=①d=80.063mm圆整后取B=85mm,B=80mm4.2.5结构设计后续绘图才可以进行完整的齿轮结构设计4.3传动比误差校核4.3.1高速级的传动比误差校核113 4346-434i=——=4.346，则误差n= 义100%=0.14%<5%实26 4.34满足要求。4.3.1低速级的传动比误差校核96 1一、， 310-3098i=-6=3.098，则误差n=- —义100%=0.104%<5%实31 4.34满足要求。运用matlab编程（程序见见附录7）计算各齿轮参数，结果见表4-1.表4-1四个斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸P=14。32'9”d=80.063mm1d=247.936mm2B=85mm1B=80mm名称符号尺寸十卜算值一级传动二级，传动小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮螺旋角P15。8'32”15。8'32”14。32'9”14。32'9”基圆柱螺旋角Pb0.248020.248020.238090.23809法面模数mn222.52.5端面模数mt2.07192.07192.58272.5827法面压力角an0.349070.349070.349070.34907端面压力角at0.360580.360580.359650.35965法面齿距pn6.28326.28327.8547.854端面齿距Pt6.50926.50928.11378.1137

法面基圆齿距Phbn5.90435.90437.38037.3803法面齿顶高系数h*an1111法面顶隙系数c*n0.250.250.250.25分度圆直径d53.871234.1380.063247.94基圆直径db50.406219.0774.94232.07齿顶高ha222.52.5齿根高hf2.52.53.1253.125齿顶圆直径da57.871238.1385.063252.94齿根圆直径df48.871229.1373.813241.69法面齿厚sn3.14163.14163.9273.927端面齿厚st3.25463.25464.05684.0568当量齿数zV28.908125.6434.178105.84注：除螺旋角外，其他角度均为弧度制。第5章装配草图前期准备5.1轴径初算及轴承初选P按扭转强度初算，其式为dC3-式中 P——轴所传递的功率(kw)；n——轴的转速(r/min)；C——由轴的许用切应力所确定的系数。45钢为118〜107,40Cr为107〜98。当有一个键槽时，直径增大3%〜5%,有两个键槽时，直径加大7%。所以三个轴的最小直径分别为:d>107x3'^x1.05=21.87<38（大带轮孔径）i36004.26d>118x313825x1.07=39.58d3>118x理x1.0744.60=51.75轴承与联轴器的选择轴7208AC7209AC7211AC.轴7208AC7209AC7211AC.考虑到各轴都既承受径向力又承受轴向力，选择向心推力轴承。考虑到减速器使用时间并不是太长，所以选用角接触球轴承。由以上各轴的轴径最小值可选出三个轴的轴承分别为7208AC,7209AC,7211AC.连轴器的选择只有轴III才有联轴器，取d3=55mm.联轴器的计算转矩Tca=kJ3，查参考文献1―表14-1，取晨二L3，则：T二KT二1137.643N・mcaA3按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献1，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N.m。弹性联轴器的孔径dr55mm，，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L[=84mm。减速器箱体的设计减速器箱体的选择减速器箱体是用以支撑和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件。考虑到铸造箱易获得合理和复杂的结构形状，刚度好，易进行切削加工，所以选用铸造箱体。同时为便于拆分与安装，箱体选择剖分式。减速器箱体尺寸计算由参考文献1的22页可获得铸铁减速器箱体的结构尺寸，编写matlab程序（程序见附录8）计算结果见表5-1.表5-1铸铁减速器箱体结构尺寸名称符号尺寸箱座壁厚58

箱盖壁厚518箱座凸缘厚度mb12箱盖凸缘厚度bi12箱座底凸缘厚度b220地脚螺栓直径df20地脚螺栓数目n4轴承旁联接螺栓直径di15箱座与箱盖联接螺栓直径d210联接螺栓d2的间距l180轴承端盖螺钉直径d310视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df、d1、d2至外箱壁距离c126df、d2至凸缘边缘距离c224轴承旁凸台半径Ri24外箱壁至轴承座端面距离l158大齿轮顶圆与内机壁距离Ai8齿轮端面与内机壁距离A28箱盖肋厚mi6.8箱座肋厚m6.8由表5-1内容与表4-1齿轮个参数即可绘制出箱体的大致轮廓如可获得箱体内壁宽度为164mm减速器的润滑选择传动件的润滑选择两大齿轮的速度分别为

加d138.25义兀*234.13—八,v= = =1.69m/si60x1000 60000nnd 44.6x兀x248八「0,v= = =0.58m/s260X1000 60000由上可知齿轮圆周速度并不快，都小于12m/s,所以选择浸油润滑。考虑到该装置用于小型设备查参考文献4的1060页选用L-AN15润滑油。查参考文献1的24页表4-3可知，两大齿轮浸油深度均为10mm。5.4.2滚动轴承的润滑因为两浸油齿轮2均小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。查参考文献4的1066页选用ZG-4号润滑脂。所以在绘制装配草图时应空出8mm左右的封油盘的空间。5.5减速器的密封伸出轴端密封由于轴承采用脂润滑且接触面速度不超过5m/s，采用毡圈密封。毡圈及梯形槽结构尺寸可由参考文献1的142页表16-9查出。轴承盖的结构和尺寸凸缘式轴承端盖调整轴承间隙方便，密封性能好，应用广泛，所以采用凸缘式轴承盖。其结构尺寸见参考文献1的39页。第6章轴的结构设计确定轴的径向尺寸有配合或安装标准件处的直径图6-1轴III结构设计以轴轴III为例，轴上有轴、孔配合要求的直径，如图6-1中安装齿轮和联轴器处的直径4和di应采用优先系数的值，这样方便制造。安装轴承等标准件时，应与标准件的标准尺寸一致，如图6-1中d6。轴肩高度和圆角半径轴肩高度及宽度的大小可查《机械设计》书364页获得，如图6-1中轴肩高度h二(0.07〜0.1)义d=5mm圆角半径与倒角的尺寸可查参考文献1的89页表12-13。安装轴承处的尺寸，如图6-1中d2可由轴承标准处查取，即d”的大小。确定轴的轴向尺寸由轴上安装零件确定的轴段长度图6-1中的IJ3就分别由安装在其上的联轴器和齿轮确定。由相关零件确定得出轴段长度图6-1中，l就与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及其轴向位置、轴承盖的厚度及伸2出轴承盖外部的长度有关。l=8+26+24+5+25=88214与安装在其上的轴承以及封油盘有关。同理，可得到轴I与轴II的结构设计图，见图6-2与图6-3.・一二 /二_：♦/图6-2轴I的结构设计6.3确定轴上键槽的位置和尺寸命名轴I上的键槽为键1，轴II上的键为键2,轴III上的安装齿轮的键为键3,安装联轴器的键为键4。根据各轴径d查《设计手册》表14-24可得其结构尺寸，再根据其安装处的轴长在键长系列里选择键长。则可得表6-1。表6-1键的结构尺寸键号宽乂高乂长键110x8x56键214x9x40键320x12x63键416x10x100键槽的位置应距传动件装入一侧1~3mm.。当轴沿键长方向有多个键槽时，为便于一次装夹加工，各键槽应布置在同一母线上。如轴径径向尺寸相差较小，各键槽断面可按直径较小的轴段取同一尺寸，以减少键槽加工时的换刀次数。第7章轴、轴承、键的校核计算确定轴上力作用点及支点跨距当采用角接球轴承时，轴承支点取在距轴承端面距离为a处，a值可由轴承标准中查出。传动件的力作用点可取在轮缘宽度的中部。带轮、齿轮和轴承位置确定之后，即可从装配图上确定轴上受力点和支点的位置。见图7-1.轴的强度校核计算对一般机器的轴，只需用当量的弯矩法校核轴的强度。轴上运动参数的确定轴的输入功率P、转速n，转矩T皆可由表2-1查出。

7.2.2轴上零件引入力的计算齿轮作用力的计算标准斜齿圆柱齿轮受力_2T tana - -切向力：F=—1径向力：F=F 了轴向力：F=F-tanptd rtcosp rt1所以可得各齿轮受力如下齿轮1F=巴”业:2620Nt 53.871^ tana c八 tan20。F=F -rr=2620x =988NrtcosP cos15836"F=F•tanp=2620xtan(15o8'36'')=709NM二4二709X53.871-19097N・mma2 2齿轮2F=2X294.06X103:2512Nt 243.13tan20。F=Fx =947Nrtcos15o8'36''F=F・tan(1与8'36")=679NM二4二679X234」3二79487N・mma2 2齿轮3厂 2x294.06x103F= =7346Nt 80.063l rc” tan20。 cr/cF=7346x =2762Nr cos14o32'9''F=7346xtan(1432'9")=1905NM=4=1905x80063=76260N・mma2 2齿轮4

F=2x875」lxl03=7059Nt 247.936F=7059x,an20一=2645Nr cos14。32'9”F=7059xtan(1432'9")=1830NM=F=1830X缔936=226861N・mma2 27.2.2.2带轮压轴力的计算Fr=2Z(F0)sin%，(F)=1.5(FJ.式中，Fr为带轮总的压轴力，Z为带的根数，(F0)min为最小带的初拉力所以，大带轮Fr-1997N，则x,y方向的压轴力为F=Fsin30。=999NFr2=Frcos30。=1792N7.2.3轴的刚度校核7.2.3.1轴I的强度校核采用当量弯矩法做其受力分析图、弯矩图如图7-1其中，FA=1300N,F=2620N,FB=2319N,FR1=999NFA=—328N,F=988N,FB=3045N,FR?=1729N,M=19097N•mmAir：'.-'i11r+F<1FMrh.：<..1111111111111.. lllllll 1-1r1.yrEy图7-1轴I的受力分析及弯矩图由图可知轴I的危险截面在第二个轴承处，其弯矩为M=233680N.mm轴的弯扭合成强度条件为oca2-<[o]-1其中a=0.58(参见参考文献4的624页)W=+X0.1d3=6400mm332所以o1=37MPa<70MPa(40Cr)ca1该轴满足强度要求7.2.3.2轴II的强度校核采用当量弯矩法做其受力分析图、弯矩图如图7-2其中，F=4212N,F=2512N,F=7346N,F=5646NAxBxF=662N,F=947N,F=2762N,F=3047NAyByM=79487N•mm,M=76260N•mm由图可知轴II的危险截面在第二个齿轮处，其最大弯矩为M=338737N.mmI-11:2AT1 FXFixI111111111111111.rfx 1111/山」，LT出]]」山」=r\-- 111111TitTTTttk..〈M2+(aT)2轴的弯扭合成强度条件为o=-一二 V[o]ca |/y -1其中a=0.58(参见参考文献4的624页)巾兀d3bt(d-1)2兀x56314x5.5(56-5.5)2W= —— —= —=15488mm332 2d32 2x56所以o2=22MPa<70MPa(40Cr)cal该轴满足强度要求7.2.3.3轴III的强度校核采用当量弯矩法做其受力分析图、弯矩图如图7-3其中，Fx=4971N,F=7059N,FB=2088NF=2056N,F=2654N,F=598NM=226861N•mmIlli皿〕〕〕□加〕皿^rnffTWTTTrrrrELr^w其中a=0.58（参见参考文献4的624页）=32281mm3W=322d322x713=10.08MPa<600MPa(45钢)7.3轴承寿命校核计算各轴承型号及尺寸见表7-1(M2+(aT)2V巴］ FHTTTI兀d3bt(d-1)2兀x71316x6(71-6)2图7-3轴in的受力分析及弯矩图由图可知轴II的危险截面在齿轮处，其最大弯矩为M=324518N.mm轴的弯扭合成强度条件为Ocaca1该轴满足强度要求所以。轴号型号尺寸(dXDXB)mm3I7208AC40x80x18II7209AC45x85x19m7211AC55x100x21表7-1所选轴承型号及尺寸由前面计算可知，轴ni受力最大，所以只要低速轴的轴承校核满足，则其他轴承校核都满足要求。图7-4轴承的受力分析查机械设计手册得Cr=40.5kN,Cor=38.5kN（1）求两轴承受到的径向载荷f和Fr1 r2（2）F=7059N;F=2654N;F=1830NFx157.35—FxdF=」 a2=1008Nriv 157.35+64.35F=F—F=2654-1008=1646N157.35F=F=5010Nr1h157.35+64.35bF2H=F—F1H=2049NF1=JF12+F12=5110NF=、；;F2+F2=2628Nr21r2V r2H⑵求两轴承的计算轴向力J和Fa2^F- —对于角接触轴承70000AC系列，轴承派生轴向力F=—r-=0.68F,e=0.68d2Y rFd1=0.68F1=3474NFd2=0.68F1=1787NF1=F+Fd2=3066NF2=Fd2=1787N查表13-6得fp=1.0⑶求轴承当量动载荷P1和夕2因为F1=3066=0.53<e=0.68F1 5110屋=1787=0.67<e=0.68F2 2628对轴承1 X1=1,Y1=0对轴承2X2=1,彳=0P1=f(X1F1+Y1F1)=5110NP=f(X2F2+YF2)=2628N(4)验算轴承寿命因为p>,所以按1的受力大小验算r 106/C、 106 40510,L=——(―)£= X( )3=186182hh60nP60x44.60 51101又减速器工作总时间h=10x8x300=24000h

因为L>纥，故所选轴承满足年限要求7.4键联接强度校核计算普通平键联接的强度条件为2Tx103r,o= <[o]p kld p式中：T——传递的转矩，N.m；k键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，h为键的高度，mm；键的工作长度，mm；d 轴的直径，mm；[o]——许用挤压应力，MPa。查书106页表6-2可获得值。P4个键的各尺寸参数见表6-1。则通过计算可获得4个键的校核结果，见表7-2。表7-2各键校核结果键号宽x高x长o(MPa)[o](MPa)p是否通过校核键110x8x5616.58100是键214x9x4058.34100是键320x12x6365.21100是键416x10x10063.64100是第8第8章8.1视孔盖和窥视孔减速器的附件在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能将手伸入进行操作，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，盖板用钢板制成，视孔盖用轧制刚板制成，它和箱体之间应加纸质密封垫片，以防止漏油。放油孔和螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞（螺塞选用M14义L5）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。油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处，如低速轴附近。常见的油标有油尺、圆形油标、长形油标等。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。油尺螺纹连接处采用M12。通气器由于减速器运转时，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（选用M12义L25），以便达到体内为压力平衡.。从而避免了减速器的润滑油的漏出。定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，并尽量远些，以提高定位精度。定位销的位置还应考虑到钻、饺孔的方便，且不应妨碍邻近联接螺栓的装拆。.起盖螺栓为了防止漏油，在箱体与箱座接合面处常涂有密封胶或水玻璃，接合面被粘住不易分开。为了便于开启箱盖，可在箱盖凸缘上装设1-2个起盖螺栓。拆卸箱盖时，可先凝动此螺栓顶起箱盖，启盖螺栓上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。第9章拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。

第10章减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。设计总结体会：几乎一个月的早6:30起，晚10:30归的设计生活着实让我累得够呛，身体都快吃不消了。虽然总是慢于进度，到现在还是熬夜写设计书。可是对每一步骤都精益求精的，力求最精的设计过程让我收获很多。在这段时间里，复习了《机械设计》，《机械原理》，《材料力学》……对以前所学知识有了更深的认识。同时对机械设计的整个流程有了了解，认识了什么是机械设计。本来想要再加上计算机辅助设计的，可是过程冗长繁杂，只能进行部分。但是这些程序对数据检验及错误改正起到很大作用。怎么说呢，本以为是次痛苦的旅程，可是走了下来，却很珍惜这段时光。设计的优点：说不上有什么优点，只是每一步都实实在在按部就班的设计的，每一项都是满足要求的。我想亮点可能就是加入了计算机辅助设计的部分。设计的缺点：本来没觉得有什么太大的缺点，可是画图时才觉得尺寸太大了，整个箱体的尺寸有点大。再就是选用的材料可能都太好了，有些地方浪费。参考文献.机械设计课程设计.陆玉主编.机械工业出版社（2007.07）.机械设计.濮良贵主编.高等教育出版社（2006.05）.机械原理.孙桓主编.高等教育出版社（2006.05）.新编机械设计手册.蔡春源主编.辽宁科学技术出版社（1993.07）.机械设计手册.闻邦椿主编.机械工业出版社（2010.09）.材料力学.范钦珊主编.清华大学出版社（2008.07）.齿轮节点啮合系数的精确算法.孟兆明第一作者.《机械工程师》（1991.02）附录%电动机的选择disp('请输入工作轴转矩T,工作速度v,卷筒直径D')T=input('T=');v=input('v=');D=input('D=');n二(1000*60*v)/(pi*D)disp(请确定工作机效率nw的值，带式运输机nw=0.96,卷扬机nw=0.97')nw=input('nw=');pw=(T*n)/(9550*nw)disp(请确定总效率na的值，见参考文献1的第11页公式及第86页表12-8')disp(' ')disp('计算总效率na时应注意的几个问题：')disp(' ')disp('1、所取传动副效率中是否包括其支撑轴承的效率，如已包括，则不再计入该对轴承的效率。*轴承效率均指一对轴承而言。*')pause(3)disp('2、同类型的几对传动副、轴承或联轴器，要分别计入各自的效率。’)pause(3)disp('3、蜗杆传动啮合效率与蜗杆参数、材料等因数有关，设计时可先初估蜗杆头数，初选其效率值，待蜗杆传动参数确定后再精确地计算效率，并校核传动功率。’)pause(3)disp('4、资料推荐的效率一般有一个范围，可根据传动副、轴承和联轴器等的工作条件、精度等要求选取具体值。’)disp(' ')disp(' ')pause(5)disp('亲……，计算na时一定要谨慎哦！把选择计算的过程记录下来让老师审一遍再把其值写在下面继续后面的计算')na=input('na=');pd=pw/nadisp('查参考文献1的第193页表19-1，选取ped的值')disp(选用时，注意电动机的实际输入功率pedNpd')ped=input('ped=')disp('请查《机械设计》第7页表2-1,确定传动机构的传动比范围，将其最小值和最大值输入')x1(1)=input('min1=');x1(2)=input('max1=');disp(请查《机械设计》第8页表2-2,确定减速器的传动比范围，将其最小值和最大值输入')x2(1)=input('min2=');x2(2)=input('max2=');disp('总传动比合理范围ia1为:')ia1=x1.*x2disp('故电动机转速可选范围nd1为:')nd1=ia1*nzs=[750100015003000];dj=[]；fork=1:4ifzs（k）>=nd1（1）&zs（k）<=nd1（2）dj=[dj,zs（k）];endenddisp（'则符合nd这一范围的电机转速dj如下：’）djdisp（'请查参考文献1的第193页表19-1,确定电动机的型号'）disp（'请进入下一步，进行传动比的分配'）%带传动与两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比的分配disp（请输入满载转速nm'）nm=input（'nm二'）；disp（'请输入工作机转速n'）n=input（'n='）;disp（传动装置的总传动比ia为：’）ia=nm/nb=[];forid=4:-0.1:2i=ia/id;i1=sqrt（1.4*i）;i2=i/i1;ifi1>=3&i1<=5&i2>=3&i2<=5b=[b;[idi1i2]];endenddisp（'可选的传动比方案如下：idi1i2'）b%传动装置运动和动力参数的计算disp（'请输入电机满载转速nm'）nm=input（'nm='）;disp（'请输入所需电机功率pd'）pd=input（'pd='）;disp（则电动机输出转矩td为：’）td=9550*pd/nmdisp（'请输入轴数a及各轴之间的传动比数组b[]'）a=input（'a='）;b=input（'b[]='）;disp（'请确定各级传动效率并输入数组c:'）c=input（'c[]='）;zs(1)=nm/b(1);p(1)=pd*c(1);t(1)=9550*p(1)/zs(1);fori=2:azs(i)=zs(i-1)/b(i);p(i)=p(i-1)*c(i);t(i)=9550*p(i)/zs(i);enddisp('各轴转速zs如下：,)zsdisp(各轴输入功率p如下：’)pdisp(各轴输入转矩t如下：’)tdisp('请输入轴承效率nz')nz=input('nz=');fori=1:apc(i)=p(i)*nz;tc(i)=t(i)*nz;enddisp(各轴输出功率pc如下：’)pcdisp(各轴输出转矩tc如下：’)tcp=p';t=t';zs=zs';pc=pc';tc=tc';disp('最终所得表zb为:')zb(:,1)=p;zb(:,2)=pc;zb(:,3)=t;zb(:,4)=tc;zb(:,5)=zs;zb%V带传动设计计算（A型带）之算v,dd1,dd2的选围disp（'查《手册》6-11页表6.1-13,得工作情况系数ka'）ka=input（'ka='）;disp（输入传递功率ped'）ped=input（'ped='）;disp（'则设计功率pca为：’）pca=ka*peddisp（'输入小带轮转速n1,即为电机的转速nm:'）n1=input（'n1='）;disp（请输入传动比i1:'）i1=input（'i1='）disp('由n1和pca查《手册》6-10页图6.1-3，得出带的类型')disp('下面都是按A型V带计算的，若是其他带型，请在程序里把j改成相应的标准直径系列')j=[7580859095100106112125132140150160180200224250280315355400450500560630710800];a=size(j,2);v1=[];dd1=[];dd2=[];fori=1:av=(pi*j(i)*n1)/(60*1000);ifv>=5&v<=30d2=i1*j(i);forc=1:aifj(c)>=d2v1=[v1,v];dd1=[dd1,j(i)];dd2=[dd2,j(c)];breakendendendendv1=v1';dd1=dd1';dd2=dd2';disp('则可选的带速度v、小带轮基准直径dd1、大带轮基准直径dd2的组合zh如下：’)zh(:,1)=v1;zh(:,2)=dd1;zh(:,3)=dd2;zh%带传动设计计算(A型带)之中心距，带轮包角，带的根数计算等disp(请分别输入小、大带轮基准直径dd1,dd2')d1=input('dd1=');d2=input('dd2=');disp(请确定设计功率pca')pca=input('pca=');disp('请输入带轮速度v')v=input('v=');k=(d1+d2);a0min=0.7*ka0max=2*kdisp('请在以上范围内选取初定中心距a0')a0=input('a0=');ld0=2*a0+(pi/2)*k+kA2/(4*a0)disp('请查书146页表8-2确定基准长度ld')ld=input('ld=');disp('中心距及中心距变化范围为：,)a=a0+(ld-ld0)/2amin=a-0.015*ldamax=a+0.03*lda1=180-(d2-d1)*57.3/aifa1<=90disp('请重新选择a')enddisp('请查书152页表8-4a确定p0,书153页表8-4b确定zp,书155页表8-5确定ka,书146页表8-2确定kl')p0=input('p0=');zp=input('zp=');ka=input('ka=');kl=input('kl=');pr=(p0+zp)*ka*kldisp('v带的根数z为')z=pca/prz1=floor(z)+1q=0.1;disp('带的最小初拉力')f0min=500*((2.5-ka)*pca)/(ka*z*v)+q*vA2disp('实际初拉力f0>=f0min')fp=2*z1*f0min*sin(a1*pi/(2*180))disp('请查电机的外形尺寸，确定其轴伸直径及轴伸长度，校验小带轮的孔径及直径是否合理)%一对啮合齿轮的设计disp('请确定齿轮类型、精度等级(选电机时已确定)、材料及齿数')disp('请输入轴的输入功率p')p=input('p=');disp('请输入轴的转速n')n=input('n=');disp('请输入轴的输入转矩t')t=input('t=');disp('请输入齿轮的传动比i1')i1=input('i1=');disp('请输入你所确定的小齿轮齿数z1')z1=input('z1=');disp('则大齿轮齿数z2为')z20=z1*i1;z2=floor(z20)+1disp('请输入你所选取的螺旋角b')b=input('b=')*pi/180;kt=1.6;an=20*pi/180;zh=cos(an)*sqrt(2/(sin(an)*cos(b)))*((cos(b))A2+(tan(an))A2)A(0.75)disp('请查书215页图10-26获取端面重合度ea')ea=input('ea=');disp(请查书205页表10-7确定齿宽系数od')od=input('od=');disp(请查书201页确定弹性影响因素ze')ze=input('ze=');disp('查书209页图10-21确定小、大齿轮的接触疲劳强度极限phlim1,phlim2')p1=input('phlim1=');p2=input('phlim2=');disp(请输入工作班制bz')bz=input('bz=');disp(请输入工作年限y')y=input('y=');lh=bz*8*300*y;n1=60*n*lhn2=n1/i1disp(请查书207页图10-19，确定小、大齿轮的接触疲劳寿命khn1,khn2')khn1=input('khn1=');khn2=input('khn2=');gh1=khn1*p1gh2=khn2*p2gh=(gh1+gh2)/2disp('小齿轮分度圆d1e为')d1e=(2*kt*t*1000/(od*ea)*(i1+1)/i1*(zh*ze/gh)A2)A(1/3)v=pi*d1e*n/(60*1000)disp('齿宽B为')B=od*d1edisp('所算模数m1为')m1=d1e*cos(b)/z1