零件CAD课程设计

课程 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 零件CAD课程设计 说明书及样本图 装备制造系 班级： 数控C042班 姓名： 张 越 学号： 1号 组号： 1组 日期： 2007年6月29日 指导教师： 张光 零件CAD课程设计说明书 一、设计题目…………….……………………………………. .第1页 二、概述…………………………………………………………第2页 三、电动机的选择……………………………………….……. .第3页 四、计算总传动比及分配各级的传动比……………….……. .第4页 五、运动参数及动力参数计算………………………….……. .第5页 六、传动零件的设计计算………………………………….…...第6页 七、轴的设计计算…………………………………………........第12页 八、滚动轴承的选择及校核计算………………………......…..第20页 九、键联接的选择及校核计算………..……………………… 第22页 十、润滑的选择………………………..……………………… 第25页 十一、联轴器的选择..……………..…...…..…..…..………… 第27页 十二、轴承盖的选择…………..…....…..…....…..………..…. 第27页 十三、减速器箱体和附件设计..……..........…..….................…第28页 十四、设计心得…………………………….…….…….…….…第34页 1、​ 设计题目： 一级圆柱齿轮减速器（CAD） 1.运动简图： 图中标注是：（1）电动机；（2）V带（三角带）传动；（3）减速器（4，4’，4”）联轴器；（5）卷筒（运输平皮带）。 2. 工作条件： 工作时间两班制（也可设定三班制），卷筒可连续转动，单向传动，载荷平稳，空载起动（一般情况），使用期限（5~10年），每年工作243天（两班制）。 3. 原始数据 输送带（牵引力）F=2500N 滚筒直径D=200mm 输送带带速v=1m/s 二、概述： 1.​ 机械设计基础课程设计的目的 （1）​ 培养我们综合运用所学的机械设计课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。 （2）​  学习机械设计的一般 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 和简单机械传动装置的设计步骤。 （3）​ 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 和规范。 2.​ 机械设计基础课程设计的内容 （1）​ 拟定和分析传动装置的 设计方案 关于薪酬设计方案通用技术作品设计方案停车场设计方案多媒体教室设计方案农贸市场设计方案 。 （2）​ 选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数。 （3）​ 进行传动件的设计计算，结构设计，校核轴、轴承、连轴器、键等零部件的强度，选择润滑和密封方式。 （4）​ 绘制减速器装配图。 （5）​ 绘制零件工作图。 （6）​ 编写设计计算说明书，准备答辩。 3.​ 课程设计的进行方式 课程设计是在教师指导下进行的。设计从分析任务书开始，经过必要地计算和结构设计，最后用设计计算说明书和图纸 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 达设计结果。 由于减速器装配图的设计和绘制过程比较复杂，它不是通过一次计算、一次绘制既可完成的，往往需要经过多次绘图、计算、修改。为此，应先进行装配草图的设计和绘制，然后再完成装配图。设计分阶段进行，每一阶段的设计经过认真检查无误后，方可进行下一阶段的设计。完成规定的全部设计任务后，方可参加设计答辩。 4．课程设计的要求 （1） 理论联系实际，力求设计合理，同时鼓励创新。 （2） 认真阅读教材中与课程有关的内容，认真查阅有关资料。 （3） 正确运用课程设计指导书，按步骤进行设计和计算，不要急于求成；按时完成全部设计任务。 三、电动机的选择： 1．选择电动机的类型： 按电动机的特性及工作条件选择。若无特殊要求一般选择Y系三相异步电动机，其优点是可直接接在三相交流电路中，结构简单，价格便宜，维护方便。 2．选择电动机的容量： 电动机的容量选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。容量选择过大，则电动机的价格高，传动能力又不能充分利用，而且由于电动机经常在轻载下运转，基效率和功率数都较低从而造成能源的浪费。 对于长期运行、载荷比较稳定的机械，通常按照电动机的额定功率选择，而不校核电动机的发热和起动转矩，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Ped应略大于工作机所需的电动机功率Pd即 Ped≥Pd 3．电动机输出功率： Pw=Fv/1000=2500×1/1000=2.5kw 4．电动机至输送带的总功率： η总=η1×η2×η3……η 根据表2—1查得 η1=0.95（三角胶带传动） η2=0.99（弹性连轴器） η3=0.99（滚动轴承） η4=0.97（8级精度的一般齿轮传动） η5=0.98（开式平型带传动） η总=η1×η23×η33×η4×η5 =0.95×0.993×0.993×0.97×0.98 =0.85 5．电动机所需的工作功率： Pd=Pw/η总=2.5/0.85=2.9kw 6. 电动机额定功率： Ped为3kw 7.确定电动机转速： 电动机输出轴转速： nw=60×1000V/πD =60×1000×1/3.14×200 =95.54r/min 表2—2查得 三角胶带传动的传动范围i`1=2～4 闭式直齿圆柱齿轮传动的传动范围i`2=3～4 总传动比范围为i`=（2～4）（3～4） =6～16 故电动机转速的可选范围为nd= i`·nw =（6～16）×95.54 =573.24～1528.64 r/min 所以nd=960 r/min（满载时转数） 8、确定电动机型号： 查附表3，选定电动机型号为Y132S—6 四、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比： i总=nd/nw=960/95.54=10.05 2、分配各级传动比： ∵三角带传动比〈齿轮传动比 ∴三角带传动的传动比i带=2.6 根据表2—2查得 ∴齿轮传动比为i齿轮= i总/i带=3.87 五、运动参数及动力参数计算 0轴：电机轴 P0= Pd=2.94kw n0=960 r/min To=9550×P0/n0=9550×2.94/960=29.25N·m 1轴：三角带传入轴 P1=Pdη1=2.94×0.99=2.9106kw n1= n0=960 r/min T1=9550×P1/n1=9550×2.9106/960=28.95N·m 2轴：三角带输出轴 P2=Pdη1η2=2.9106×0.95=2.76kw n2= n0/ i带=960/2.6=369.23 r/min T2=9550×P2/n2=9550×2.76/369.23=71.39N·m 3轴：减速器高速轴 P3=Pdη1η2η3η4=2.94×0.99×0.95×0.99×0.99=2.71kw n3= n2=369.23 r/min T3=9550×P3/n3=9550×2.71/369.23=70.09N·m 4轴：减速器低速轴 P4=Pdη1η2η3η4η5η6=2.94×0.99×0.95×0.99×0.99×0.97×0.99=2.6kw n4= n0/ i带i齿轮=960/2.6 ×3.87=95.41r/min T4=9550×P4/n4=9550×2.6/95.41=260.25N·m 5轴：滚筒轴 P4=Pdη1η2η3η4η5η6η7η8=2.94×0.99×0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99=2.55kw n5= n4=95.41r/min T5=9550×P5/n5=9550×2.55/95.41=255.24N·m 序号/内容 功率P（kw） 转速 n （r/min） 转矩 T （N·m） 传动比 i 效率 η 0 2.94 960 29.25 1 1 1 2.91 960 28.95 1 0.99 2 2.76 369.23 71.39 2.6 0.95 3 2.71 369.23 70.09 2.6 0.98 4 2.6 95.41 260.25 3.87 0.96 5 2.55 95.41 255.24 1 0.98 六、（一）传动零件的设计计算 1.带轮传动的设计计算 解：（1）确定计算功率PC，选择V型带。由于载荷平稳，工作时间两班制。 所以由书表11—7查得k=1.3，故计算功率为 PC=kP=1.3×3=3.9kw 由于PC=3.9kw，n1=960 r/min。由书表11—8得，确定带的型号为A型号。 2.确定带轮的基准直径d1和d2 由书表11—8，根据d1〉dmin的要求，取d1=100mm。 ∵d2= d1 n1/ n2=100×960/369.23=260mm 3.验算带速 V=πd1n1/60×1000=3.14 ×100×960/60×1000=5.024 m/s ∴带速V在5～25 m/s范围内，故合适。 4．计算中心距a，带长Ld 初定中心距为 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)得 0.7(100+260)≤a0≤2(100+260) 252mm≤a0≤720mm 取a0=500mm 初定带长为L0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1) 2/4a0 =2×500+3.14（100+260）/2+ （260-100）2/4×500 =1578mm 由书表11—1取Ld=1600mm 中心距a≈a0+Ld-L0/2=500+1600-1578/2 =510mm 中心距变化范围为amin=a-0.015Ld=510-0.015×1600 =486mm amax=a+0.03Ld=510+0.03×1600 =558mm 5.验算小带轮包角 小带轮包角可按下列公式得 α1=1800-（d2-d1）/a×57.30=1800-（260-100）/510×57.30 =162.10 ∵α1=162.10〉1200 ∴小带轮包角α1合适。 6.确定V带的根数Z 根据书表11—4查得，单根普通V带所能传递的功率P0=0.96kw 根据书表11—5查得，单根普通V带功率增量为△P0=0.11kw 根据书表11—6查得，包角修正系数为Ka=0.95 根据书表11—1查得，带长修正系数为KL=0.99 Z=PC/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.96+0.11) ×0.95×0.99 =3.88 取Z=4 7．计算初压力F0 由书表11—2查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =500×3.9/4×5.024×(2.5/0.96-1)+0.1×5.0242 =160.65N 8.计算轴上的力Fy Fy=2ZF0sinα1/2=2×4×160.65sin167.6/2 =1233.792N 9.带轮的材料选用 小带轮的材料为铸铁（AT150）因为直径采用实心式带轮。大带轮的材料为HT150，因为直径d2=260mm。采用腹板式带轮。 10.普通V带轮的轮槽尺寸 ∵V带为A型号，查书表11—3查得 ∴bd=11mm hamin=2.75mm e=15±0.3mm fmin=9mm hfmin=8.7mm δmin=6mm φ=34° 根据《机械设计手册》 235页 查得 轮宽 B=（Z-1）e+2f=（4-1）×15+2×9 =63mm 11．带轮的安装与维护 安装时，两轮的轴线应平行，否则带间磨损严重，一般应使小轮包角α1≥120°。要先将中心距缩小，带套在带轮上再慢慢拉紧，不要硬撬，带装好后，带的张紧程度是大拇指能按下12mm为宜，在使用过程中对带传递应进行定期检查，发现有疲劳破坏现象时，应及时将V带更换，用安全防护罩将带传动罩起来，即保证人身安全，又防止酸碱等腐蚀腰带，而发生意外。 （二）圆柱齿轮的设计 以知：电动机驱动载荷平稳，齿轮相对于支撑面对称布置，卷筒可连续转，单向传动。空载起动，工作时间两班制。单向运动传递功率P1=2.71kw，主动轮转速n1=369.23 r/min，齿数比u=3.87 解：1.选择齿轮材料、热处理方式 该直齿圆柱齿轮无特殊要求，可选用一般齿轮材料，根据书表13—1和表13—2查得，并考虑HBW1=HBW1+（30～50）的要求，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度取230HBW。大齿轮选用45钢，正火处理齿面，硬度取190HBW。 2.确定精度等级 减速器为一般齿轮传动，常用的是6～9级精度。 3．确定许用应力 由书图13—11c，图13—14c分别查得 σHlim1=570Mpa σHlim2=530Mpa σbblim1=190Mpa σbblim2=175Mpa 由书表13—5查得SH=1.1和SF=1.4 [σH]1=σHlim1/SH=570/1.1=518.18Mpa [σH]2=σHlim2/SH=530/1.1=481.8Mpa [σbb]1=σbblim1/SF=190/1.4=135.71 Mpa [σbb]2=σbblim2/SF=175/1.4=125 Mpa 因齿面硬度小于350HBW，属于软齿面，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。齿面按弯曲疲劳强度进行校核。 4. 按齿面接触疲劳强度设计 计算中心距 a≥ (u+1)[（335/σH) 2ΨakT/ u]1/3 （1）取[σH] = [σH]2=481.8 Mpa （2）小齿轮转矩T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×2.71/369. 23=70093.17 N·mm （3）取齿宽系数Ψa=0.4 u=3.87 （4）由于原动机为电动机，载荷平稳支撑为对称布置。 查书表13—4。选k=1 将上述数据代入，得初算中心距 a0≥ (3.87+1) ×[（335/481.8) 2×1×70093.17/0.4×3.87]1/3=136mm 5．确定基本参数计算齿轮的主要尺寸 （1）选择齿数 取Z1=23，则Z2=i·Z1=3.87×23=89 （2）确定模数 m=2 a0/ （Z1+ Z2)=2×136/（23+89）=2.43mm 由书表5—2取m=2.5mm （3）确定中心距 a=m（Z1+ Z2) =2.5×（23+89）/2=140mm 根据《机械设计手册》805页圆柱齿轮减速器标准中心 取a=150mm （4）确定齿宽 b2=Ψa a=0.4×150=60mm 为了补偿两轮轴向尺寸的误差，使小轮宽度略大于大轮（5～10）mm，故取b2=60mm，b1=66mm （5）分度圆直径： d1=mZ1=2.5×23=57.5mm d2=mZ2=2.5×89mm=222.5mm ∵d2〉200mm ∴从动齿轮设计为腹板式 压力角α=20° 齿顶高ha1=ha*m=1×2.5=2.5mm 齿根高hf=（ha*+ c*）m=（1+0.25）×2.5=3.125mm 全齿高h=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm 齿顶高直径da1= d1+2 ha=62.5mm da2 = d2+2 ha=227.5mm 齿根高直径df1= d1-2 hf=51.25mm df2 = d2-2 hf=216.25mm 基圆直径d b 1= d1 cosα=57.5×cos20°=54.69mm d b 2= d2 cosα=222.5×cos20°=211.61mm 齿距 P=πm=3.14×2.5=7.85mm 齿厚 s=πm/2=3.925mm 齿槽宽s=e=3.925mm 基圆齿距与法向齿距 Pb= Pn=Pcosα=7.85×cos20°7.47mm （6）验算齿根弯曲疲劳强度 取Z1=23，Z2=89由书图13—13查得 YF1=2.71和Y F2=2.35代入得 σbb1=2kT1 YF1/bm2Z1=40.04Mpa ∵σbb1=40.04 Mpa〈 [σbb] 1=135.71 Mpa ∴ 安全 σbb2=σbb1 Y F2/ YF1=34.72Mpa ∵σbb2=34.72 Mpa〈 [σbb] 2=125 Mpa ∴ 安全 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 （7）验算圆周速度 v=πd1n1/（60×1000）=1.11 m/s 由书表13—3查得 确定公差为9级精度 由书表13—10查得v〈2.5 采用油润滑 运动黏度v=220m2/s 根据《机械设计手册》 表8—119 434页 因为主动轴齿轮采用实心式齿轮 所以 L=（1.2～1.5）D1=60mm 因为从动轴齿轮采用腹板式齿轮 所以D1= 1.6D1=88mm L=（1.2～1.5）D=66mm δ=4m=10mm c=0.2B=18mm D2= df2-2δ=203.75mm D0=0.5（D1+D2）=145.88mm d0=0.25（D2-D1）=28.94mm n=0.5m=1.25mm 设定腹板6个孔 七、轴的设计计算 （一）从动轴的设计计算 已知：P4=2.6kw，从动齿轮转速96.41 r/min。 分度圆直径d2=222.5mm，单向传动，载荷平稳，工作时间两班制。 （1）选择轴的材料，确定许用应力 查书表16—2得选用45钢，正火处理，硬度在170～217HBW，抗拉强度σb=600Mpa 查书表16—4得许用弯曲应力[σ-1bb]=55Mpa （2）按扭转强度计算最小直径 d≥C(P/n)1/3 由书表16—3，C=118～107取C=115 d2≥34.49mm 考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不用将轴径增大。 根据弹性套柱销连轴器TL6内孔直径取d2=35mm，查附表2—10。选弹性套柱销联轴器（GB4324—1984） （3）轴的结构设计 （a）确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器，齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合H7/r6实现周向固定。查5—3表，为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。 （b）确定轴各段直径和长度 根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确定。而装有密封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。 查表5—1 ①外伸轴直径d1=35mm ②联轴器定位肩高度a=3mm，圆角半径R=2，直径d2=41mm ③为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径d3〉d2。且查表5—1查得，轴颈的直径d3=47mm。 因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表面，所以两直径略有差值。即轴颈直径d3=45mm。 因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。选择轴承型号60209 宽度系列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号09。 ④安装齿轮，采用标准系列值，取d4=55mm。 ⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。查《机械设计手册》 771页8—355 查 得，a=（0.07～0.1）d4，a=5.5 d5= d4+2a=66mm ⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致d6=45mm。 （c）确定各段轴的长度 因为选用弹性套柱销联轴器（GB4323—1984）。主动端 Z型轴孔，C型键槽dz=35mm，L=60mm，A=45mm。TL6型号。对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度。 ∴l1=58mm 为保证齿轮固定可靠，而且齿轮端面与箱体之间不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体壁间应留有一定间隙，为使轴承含在箱体内取两者之间间距为15.79mm。选择凸缘式轴承盖，密封圈B=（6～14）mm，取B=6mm。根据《机械设计手册》表6—92 1493页。轴承盖b1=12mm，L`=16mm。 ∴l2=43.79mm 查《机械设计手册》 986页 轴承宽度b=19mm，r=2，套筒设定为8mm。 ∴l3=41mm 安装齿轮的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度，因为轮毂宽度L=66mm，所以跟齿轮联接的轴段l4=64mm。 轴环宽度l5=b=1.4a=7.7mm 根据《机械设计手册》 表8—355查得 轴径l6=21mm 为防止传动件润滑油飞溅到轴承内，轴承面向箱体内壁侧应加挡油环l=（10～15）mm， 设定挡油环长度为12mm。 ∴l6=33mm （二）主动轴的设计计算 已知：P3=2.71kw，主动齿轮转速369.23 r/min。 分度圆直径d1=57.5mm，单向传动，载荷平稳，工作时间两班制 （1）选择轴的材料，确定许用应力 查书表16—2得选用45钢，调质处理，硬度在217～255HBW，抗拉强度σb=650Mpa 查书表16—4得许用弯曲应力[σ-1bb]=60Mpa （2）按扭转强度计算最小直径 d≥C(P/n)1/3 由书表16—3，C=118～107取C=118 d2≥23.93mm 考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不用将轴径增大。 根据弹性套柱销连轴器TL4内孔直径取d1=24mm，查附表2—10。选弹性套柱销联轴器（GB4324—1984） （3）轴的结构设计 （a）确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器，齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合H7/r6实现周向固定。查5—3表，为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。 （b）确定轴各段直径和长度 根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确定。而装有密封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。 查表5—1 ①外伸轴直径d1=24mm ②联轴器定位肩高度a=2.5mm，圆角半径R=1.5，直径d2=29mm ③为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径d3〉d2。且查表5—1查得，轴颈的直径d3=24mm。 因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表面，所以两直径略有差值。即轴颈直径d3=35mm。 因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。选择轴承型号60207 宽度系列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号07。 ④安装齿轮，采用标准系列值，取d4=40mm。 ⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。查《机械设计手册》 771页8—355 查 得，a=（0.07～0.1）d4，a=4.5 d5= d4+2a=54mm ⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致d6=35mm。 （c）确定各段轴的长度 因为选用弹性套柱销联轴器（GB4323—1984）。主动端 Z型轴孔，C型键槽dz=24mm，L=52mm，A=35mm。TL4型号。对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度。 ∴l1=50mm 为保证齿轮固定可靠，而且齿轮端面与箱体之间不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体壁间应留有一定间隙，为使轴承含在箱体内取两者之间间距为18.69mm。选择凸缘式轴承盖，密封圈B=（6～14）mm，取B=6mm。根据《机械设计手册》表6—92 1493页。轴承盖b1=12mm，L`=20mm。 ∴l2=50.69mm 查《机械设计手册》 986页 轴承宽度b=17mm，r=2，套筒设定为8mm。 ∴l3=39mm 安装齿轮的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度，因为轮毂宽度L=66mm，所以跟齿轮联接的轴段l4=64mm。 轴环宽度l5=b=1.4a=6.3mm 根据《机械设计手册》 表8—355查得 轴径l6=19mm 为防止传动件润滑油飞溅到轴承内，轴承面向箱体内壁侧应加挡油环l=（10～15）mm， 设定挡油环长度为12mm。 ∴l6=31mm （三）从动轴校核轴受力图 圆周力：Ft=2T/ d2=339.33N 径向力：Fr= Ft·tanα=760.1N 作用在右端带轮上的力F=2500N，方向向下。 K=136mm L=56.2mm 解（1）画出轴的空间受力图 （2）根据水平受力图求水平面支反力，并画出水平弯矩图。 F1H=F2H=Ft/2=1169.67N 截面a处弯距为 MaH=F1HL/2=32.87N·m （3）根据垂直面受力图求垂直面支反力，并画出垂直 面弯距图。 F1V=Fr L/2L=380.05 N·m F2V= Fr- F1V=380.05 N·m ∴F1V= F2V 垂直面弯距 Mav=F2VL/2=10.68N·m （4）求F力在支点所产生的反力，并画出其弯距图 F1F=Fr K/L=6049.82N·m F2F= F- F1F=8549.82N·m F力产生的弯距 MaF=FK=340N·m 在轴的a—a截面，F力产生的弯距为 MaF=F 1FL/2=170N·m （5）求合成弯距，并画出合成弯距图 按F力作用的最不利的情况考虑，把MaF与（Mav2+ MaH2）1/2直接相加，得 Ma=（Mav2+ MaH2）1/2+MaF=204.56 N·m 画出转距图 T=260.25 N·m 由图可见，a—a截面最危险，求当量弯距。 Me=[Ma2+ （2T）]21/2 由于轴的转距变化规律不清楚，所以按脉动变化转距计算。 α=[σ-1bb] / [σ0bb] 根据《机械设计手册》表8—346 762页 [σ-1bb]=60Mpa [σ0bb]=100Mpa ∴α=[σ-1bb] / [σ0bb]=0.6 Me=[Ma2+(αT)2]1/2=257.35 N·m （6）计算危险截面的直径 轴的材料选用45钢调质处理，已查得[σ-1bb]=60Mpa d≥(Me/0.1[σ-1bb])1/3=35mm 说明：因截面a处有一键槽，应将直径增大3%，但因为轴传递的功率小。所以不增加。 结构设计图中此处直径为55mm，故强度足够。 八、滚动轴承的选择及校核计算 1.从动轴滚动轴承的设计 a 选择轴承类型：由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深沟球轴承。 D=85mm b 选择轴承型号，根据轴径d=45mm，选择轴承型号60209型滚动轴承。 c 验算 T=9550p/n=260.25 N·m Ft=2T/d2=2339.33 N·m Fr=Ft·tanα=760.1N 已知：轴承的使用期限（5～10年），每年工作243天（两班制）。 ∴Lh=19440h ∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力 ∴当量动载荷P=x Fr 根据书表 18—8查得x=1 ∴P=760.1N 根据《机械设计手册》 986页 Cr=2560KN C0=1810KN 根据书表18—5查得 当轴承的工作温度100°C ft=1 根据书表18—6查得 载荷性质：为冲击，平稳。 fp=1.2 ∵轴承为深沟球轴承 ∴轴承的寿命指数ε=3 ∴Cr′= fp·p/ ft（60n/106·Lh′）1/ε =4387.3N ∵4.3873KN〈Cr ∴轴承型号60209型滚动轴承满足要求。 2.主动轴滚动轴承的设计 a 选择轴承类型：由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深沟球轴承。 D=72mm b 选择轴承型号，根据轴径d=35mm，选择轴承型号60207型滚动轴承。 c 验算 T=9550p/n=70.09 N·m Ft=2T/d2=2437.91 N·m Fr=Ft·tanα=792.12N 已知：轴承的使用期限（5～10年），每年工作243天（两班制）。 ∴Lh=19440h ∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力 ∴当量动载荷P=x Fr 根据书表 18—8查得x=1 ∴P=792.12N 根据《机械设计手册》 986页 Cr=2010KN C0=1390KN 根据书表18—5查得 当轴承的工作温度100°C ft=1 根据书表18—6查得 载荷性质：为冲击，平稳。 fp=1.2 ∵轴承为深沟球轴承 ∴轴承的寿命指数ε=3 ∴Cr′= fp·p/ ft（60n/106·Lh′）1/ε =7176.6N ∵7.1766KN〈Cr ∴轴承型号60207型滚动轴承满足要求。 九、键联接的选择及校核计算 从动轴与齿轮配合处的键 已知：d=55mm n=95.41r/min 载荷平稳，单向传动。 （1）​ 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。 根据轴径d=55mm 由《机械设计手册》表4—99 4—100 849页查得 选用A型平键，尺寸为b=16mm 说明：查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm 故取L=56mm h=10mm （2）​ 验算键联接挤压强度 A型键 工作长度l=L-b=40mm 查书表15—3查得许用应力挤压应力 [σF]=125～150Mpa σP=4000T/hld=47.32Mpa〈[σF] ∴合格 （3）​ 相配键槽设计 由《机械设计手册》表4—99查得 槽深t=6 毂槽深t1=4.4 尺寸偏差 宽度 轴 N9 -0.04 毂 JS±0.02 深度 轴 t0 0 毂 t1 0 ∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10 ∴取轮毂装入侧的轴段端5mm （4）​ 从动轴联轴器相配键槽的设计 已知：d2=35mm n=95.41 r/min 载荷平稳，单向传动。 a 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。 根据轴径d=35mm 由《机械设计手册》表4—99 849页查得 选用A型平键，尺寸为 b=10mm h=8mm 说明：查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm 故取L=50mm 槽深t=5 偏差 宽度 N9 -0.04 深度 t0 0 ∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 5～10mm ∴取轮毂装入侧的轴段端3mm。 主动轴与齿轮配合处的键 已知：d=40mm n=369.23r/min 载荷平稳，单向传动。 （1）​ 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。 根据轴径d=40mm 由《机械设计手册》表4—99 4—100 849页查得 选用A型平键，尺寸为b=12mm 说明：查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm 故取L=56mm h=8mm （2）​ 验算键联接挤压强度 A型键 工作长度l=L-b=44mm 查书表15—3查得许用应力挤压应力 [σF]=125～150Mpa σP=4000T/hld=19.91Mpa〈[σF] ∴合格 （3）​ 相配键槽设计 由《机械设计手册》表4—99查得 槽深t=5 毂槽深t1=3.3 尺寸偏差 宽度 轴 N9 -0.04 毂 JS±0.02 深度 轴 t0 0 毂 t1 0 ∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10 ∴取轮毂装入侧的轴段端5mm （4）​ 主动轴联轴器相配键槽的设计 已知：d1=24mm n=369.23r/min 载荷平稳，单向传动。 a 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。 根据轴径d=24mm 由《机械设计手册》表4—99 849页查得 选用A型平键，尺寸为 b=8mm h=7mm 说明：查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm 故取L=40mm 槽深t=4mm 偏差 宽度 N9 -0.04 深度 t0 0 ∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 5～10mm ∴取轮毂装入侧的轴段端3mm。 十、润滑的选择 1.齿轮的圆周速度v=1.11m/s〈12m/s 采用池浴润滑，为了减少搅拌损失和避免润池温度过高，大齿轮侵入油池中的深度为1个全齿高，但不小于10mm。但为避免传动零件转动时将沉积在油底的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于30～50mm。根据书表4—14查得，齿轮传动润滑油粘度为220cSt。 2.轴承的润滑 ∵ d1n1=0.13×105 mm·r/min〈（1.5～2）×105 mm·r/min d2n2=0.043×105 mm·r/min〈（1.5～2）×105 mm·r/min ∴ 采用脂润滑，润滑脂填充量不得超过轴承空隙的1/3～1/2，过多会引起轴承发热。 3.轴承密封的选择：密封是为了防止灰尘，水份等侵入轴承，并且防止润滑剂流入。 根据密封类型的特点：选用毡圈密封，轴颈圆周速度v〈5m/s合适。毡圈材料为毛毡，安装前用热矿物油浸渍。 主动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。d0=29mm， 毛毡尺寸 d= d0-1=28mm D= d0+（14～20）=45mm B=6mm 槽的尺寸 d1= d0+（1～2）=30mm D1=D+（1～2）=46mm B1=B+（0.5～1.5）=5mm 从动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。d0=41mm， 毛毡尺寸 d= d0-1=40mm D= d0+（14～20）=55mm B=6mm 槽的尺寸 d1= d0+（1～2）=42mm D1=D+（1～2）=56mm B1=B+（0.5～1.5）=5mm 十一、联轴器的选择 根据其特点，补偿两轴相对偏移、减振、缓冲、绝缘性能，重量较轻，承载能力大，工作温度〈100°C。由附表2—10选择弹性套柱销联轴器。 主动轴联轴器型号为TL4型。 从动轴联轴器型号为TL6型。 十二、轴承盖的选择 选用可穿透端盖结构，故选用凸缘式轴承盖。 主动轴 D=72mm，根据《机械设计手册》表4—230 986页 轴承外径，根据表4—2查得，d3=9mm端盖上螺钉数目为4。 d0= d3+1=10mm D0= D+2.5 d3=94.5mm D2= D0+2.5 d3=117mm e=1.2 d3=10.8mm e1≥e=10.8 D4= D-（10～15）=60mm L=0.15D=10.8mm 选用可穿透端盖结构，故选用凸缘式轴承盖。 从动轴 D=85mm，根据《机械设计手册》表4—230 986页 轴承外径，根据表4—2查得，d3=10mm端盖上螺钉数目为4。 d0= d3+1=11mm D0= D+2.5 d3=110mm D2= D0+2.5 d3=135mm e=1.2 d3=12mm e1≥e=12 D4= D-（10～15）=70mm L=0.15D=10.8mm 十三、减速器箱体和附件设计 （1）​ 减速器箱体： 1.​ 箱座壁厚δ=0.025a+1=3.6mm ∵一级齿轮减速器δ≥8mm ∴箱体壁厚取δ1=8mm 2.​ 箱盖壁厚δ1=0.2a+1=2.175mm ∵一级齿轮减速器δ1≥8mm ∴箱体壁厚取δ1=8mm 3.​ 箱盖凸缘厚度b1=1.5δ1=12mm 4.​ 箱座凸缘厚度b=1.5δ=12mm 5.​ 箱座凸缘厚度b=1.5δ=12mm 6.​ 地脚螺钉直径 df=0.036a+12=18 7.​ 地脚螺钉数目 ∵a=150mm〈250mm ∴ n=4 8.​ 轴承旁连接螺栓直径d1=0.75 df=M14 9.​ 盖与座连接螺栓直径d2=（0.5～0.6）df=M9 10.​ 连接螺栓d2的距离 l=125～200 11.​ 轴承端盖螺钉直径d3=M10 12.​ 检查孔盖螺钉直径d4=（0.3～0.4）df=7.2 根据表4—4 取d4=M8 13.​ 定位销直径 d=（0.7～0.8）d2=7.2mm 14.​ 箱座加强肋厚度 m=0.85δ=6.8mm 15.​ 箱盖加强肋厚度 m1=0.85δ1=6.8mm 16.​ 轴承盖螺钉分布圆直径 主动轴D=72mm 根据《机械设计手册》表8—401查得 轴承盖螺钉分布圆直径D1=95mm 轴承座凸缘端面直径D2=115mm 从动轴D=85mm 根据《机械设计手册》表8—401查得 轴承盖螺钉分布圆直径D1=110mm 轴承座凸缘端面直径D2=130mm 17.​ 地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 df=18mm 根据《机械设计手册》表8—398查得 到外箱壁距离C1′=25 到凸缘边距离C2′=22 D0′=45 18.​ 轴承座旁连接螺栓孔凸缘的配置尺寸 d1=14mm 根据《机械设计手册》表8—397查得 到外箱壁距离C1=22 到凸缘边距离C2=18 D0=30 r=4 19.​ 盖与座连接螺栓孔凸缘的配置尺寸 d2=9mm 根据《机械设计手册》表8—397查得 到外箱壁距离C1=15 到凸缘边距离C2=13 D0=20 r=3 20.​ 箱座铸造壁相交部分的尺寸δ=8mm 根据《机械设计手册》表8—399查得 X=3 Y=15 R=5 21.​ 箱盖铸造壁相交部分的尺寸δ1=8mm 根据《机械设计手册》表8—399查得 X=3 Y=15 R=5 22.箱体内壁和齿顶的间隙 △〉1.2δ=9.6mm 故取△=10mm 23.箱体内壁与齿轮端面的间隙△1≈10～15 取△1=12mm 24.底座深度Hd=0.5d+（30～50）=156mm 25.底座高度H=Hd+δ+（5～10）=171mm 26.外箱盖至轴承座端面距离 l1= C1 +C2+（5～10）=46mm 27.轴承座连接螺栓间的距离 说明：因尽量靠近，以与端盖螺栓互不干涉为准。 主动轴 S= D1+（2～2.5）d1=70 从动轴 S2= D2+（2～2.5）d1=80 但因为距离太近 取S=124 （二）附件设计： 1.挡油环设计 采用脂润滑时，为防止箱体内润滑油飞溅到轴承内，稀释润滑脂而变质，同时防止油脂泄入箱内轴承面向箱体内壁一侧应加挡油环。 挡油板做成齿状，主动轴，挡油环厚度为6.9mm，挡油环与轴承间隔为3.9mm，置于轴承内侧。 从动轴，挡油环厚度为7.2mm，挡油环与轴承间隔为5mm，置于轴承内侧。 2.视孔盖 为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油。在箱体的适当位置设置观察孔，视孔盖用螺钉固定在箱盖上。 根据表4—4查得 取A=115mm B=90mm A1=75 B1=50mm A2=95mm B2=70mm h=3mm R=10mm 螺钉d=M8 L=15 4个 3.通气器 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱体内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分合面、轴伸密封处或其他缝隙渗漏，在箱体顶部装通电器。 选择通气器类型为简单式通气器。 根据表4—5查得 取d=M10×1 D=13mm D1=11.5mm S=10mm L=16mm l=8mm a=2mm d1=3mm 4.油标 为检查减速器内油池面的高度及油的颜色是否正常，经常保持油池内有适量的能使用的油，一般在箱体便于、油面较稳定的部分，安装油标。选择油标类型为油标尺。 根据表4—7查得，d=M12 d1=4mm d2=12mm d3=6mm h=28mm a=10mm b=6mm C=4mm D=20mm D1=16mm 5.油塞 为在换油时便于排污油和清洗剂，应在箱底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时用油塞将放油孔堵住。 根据表4—10查得，外六角螺塞的尺寸为 d=M12×1.25 d1=10.2 D=22 e=15 S=13 L=24 h=12 b=3 b1=2 c=1.0 6.定位销 为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装圆锥定位销。因为采用多销定位，相对于箱体应为非对称布置，以免配错位。 圆锥销的结构尺寸 dmin=9.94mm l=60mm dmax=10mm a≈1.2mm r1≈d1=9.94mm r2≈a/2+d+（0.021）2/8a=10.54mm 公称直径d=10mm，长度l=60mm， 材料35钢，热处理硬度28～38HRC， 表面氧化处理A型圆锥销。 7.启盖螺钉 为加强密封效果，通常装配时在箱体剖分面以上有水玻璃或密封胶，然而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖连接凸缘的适当位置，加工出1～2个螺孔，旋入启盖螺钉，将上箱盖顶起。 8.起吊装置 当减速器重量超过25kg时，为了便于拆卸和搬运，在箱体上应设置起吊装置。它常由箱盖上的吊孔和箱座上的吊钩构成。 吊钩在箱座上铸出。根据表4—12查得。 K=C1+ C2=40mm H≈32mm h≈0.5H=16mm r≈0.25K=10mm b≈（1.8～2.5）δ=20mm 9.套筒 防止轴上零件的轴向定位移动，使零件准确而可靠地处在规定的位置，以保证机器的正常工作。 主动轴的套筒直径为47mm，宽为8mm 从动轴的套筒直径为59mm，宽为4.9 10.回油沟的形状及尺寸 a=5 b=8 c=5 齿轮零件图 从动轴零件图 装配图 设 计 心 得 经过两周的机械设计实习，使我学习并掌握了更多的机械设计中的知识，通过这次实习我也能把上课所学到的理论知识联系到实际的机械设计中去，从而更加巩固了上课时学习的内容和提高了机械设计的水平，了解了设计时需要的内容和设计步骤，及其设计出的零件组成。 这次实习是进行一级圆柱齿轮减速器设计，首先是对电动机的选择，再计算出各带的传递功率、转速和转距。然后进行传动零件的设计计算，从而对V带轮和V带各部分进行正确的选择，再对圆柱齿轮进行设计，计算出圆柱齿轮各个尺寸，从而设计出合理的圆柱齿轮。再进行齿轮轴的设计，计算出齿轮轴上的各径向和轴向尺寸。再对滚动轴承进行选择，选择出只受径向力的深沟球轴承和对轴承进行校核。再进行对键的联接的设计和校核计算，选择保证正常工作的键。最后进行润滑的选择、联轴器的选择和轴承盖的选择。然后再对减速器箱体和附件进行设计尺寸。 最后对设计完的一级圆柱齿轮减速器的各零件部分用CAD绘画出装配图和零件图，用此来检查自己设计出的各零件尺寸是否正确、组装是否合理、是否满足设计要求。 这次实习使我能更加了解了机械设计的知识，使我巩固理论知识，提高实际问题的思考分析能力，进一步提高了我独立解决问题的能力。也使我进一步认识一级圆柱齿轮减速器的内部结构，掌握各部分的计算和进行正确的选择；进一步加强了我独立工作能力的培养、巩固专业知识、锻炼了专业技能。 在此要谢谢指导老师老师的悉心教导和装备制造系按排的实习，这次更加提高自我的知识和发现自身存在的不足，来使我们的知识能更丰富，能为国家做出自己的贡献。