课程设计之减速器的设计

目录 一、设计任务书.....................................................................................(3) 二、电动机的选择…………………………..………………….….…(6) 三、传动系统的运动和动力参数计算…………………………....…(7) 四、滚子链传动的设计算 ..................................................................(8) 五、齿轮设计计算..............................................................................(9) 六、轴的设计计算..............................................................................(10) 七、轴承的校核………………………………………..…..….........(28) 八、键的选择和计算……………………………….……….…....…(30) 九、箱体设计…………………..........................................................(33) 十、箱体附件的选择…………..........................................................(34) 十一、润滑和密封…………………………….….….........................(37) 十二、设计 总结 初级经济法重点总结下载党员个人总结TXt高中句型全总结.doc高中句型全总结.doc理论力学知识点总结pdf …..…………………………………………….........(38) 十三、参考资料.…………………….…………………………….…(39) 一.设计任务书 邵阳学院课程设计（论文）任务书 年级专业 08级机电二班 学生姓名 邓孝峰 学 号 0841127280 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目名称 带式输送机传动装置的设计 设计时间 17周~19周 课程名称 机械设计课程设计 课程编号 设计地点 教学楼八楼 课程设计（论文）目的 1.1 综合运用所学知识，进行设计实践(巩固、加深和扩展。 1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力(为以后的学习打基础。 1.3 进行工程师的基本技能训练(计算、绘图、运用资料。 已知技术参数和条件 2.1技术参数 运输带工作拉力F=2.5KN 运输带工作速度v=1.3m/s 传送带滚筒直径D=370mm 1-1 带式运输机的工作原理 2.2工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。带式输送机的传动效率为0.96。 任务和要求 3.1 绘制二级圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准； 3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）； 3.3 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合邵阳学院 规范 编程规范下载gsp规范下载钢格栅规范下载警徽规范下载建设厅规范下载 格式且用A4纸打印； 3.4．图纸装订、说明书装订并装袋； 注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效； 此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。 四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等） 4.1 《机械设计》教材 4.2 《机械设计课程设计指导书》 4.3 《减速器图册》 4.4 减速器实物； 4.5 《机械设计手册》 4.6 其他相关书籍 五、进度安排 序号 设计内容 天数 1 设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书） 1 2 传动装置的总体设计 2 3 各级传动的主体设计计算 2 4 减速器装配图的设计和绘制 7 5 零件工作图的绘制 1 6 编写设计说明书 2 7 总计 15 六、教研室审批意见 教研室主任（签字）： 年 月 日 七、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日 八、备注 指导教师（签字）： 学生（签字） 邵阳学院课程设计评阅表 学生姓名 邓 孝 峰 学 号 0841127280 系 机械与能源工程系 专业班级 08机电二班 题目名称 带式输送机的传动装置 课程名称 机械设计课程设计 一、学生 自我总结 工作自我总结范文仓库保管员个人总结初二上学期总结员工试用期总结报告党员转正自我申请 这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。 学生签名： 邓孝峰 2010年 12月 8 日 二、指导教师评定 评分项目 综合成绩 权 重 单项成绩 指导教师评语： 指导教师（签名）： 年 月 日 二.电动机的选择 因为本传动的工作状况是：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。所以选用Y系列三相异步电动机，同步转速1500r/min。 1.工作机所需功率Pw Pw=FV/(1000 w)= 3.3854KW 2.电动机至工作机的总效率 本设计中的 ——联轴器的传动效率（1个）， ——轴承的传动效率 （4对）， ——齿轮的传动效率（2对），本次设计中用8级传动效率(油润滑) 其中 =0.99 =0.99 =0.98（两对齿轮的效率取相等） =0.96 = EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 =0.87 3.所需电动机的功率Pd（KW） Pd=Pw/ =3.8219KW 4.电动机型号的确定 电动机型号 额定功率/KW 满载转速r/min 堵转转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 质量/Kg Y112M-4 4 1440 2.2 2.3 43 由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。 Pw=3.3854 =0.87 Pd=3.8219KW 三 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1.计算总传动比 由v=1.3m/s 求滚筒转速nw v= =1.3m/s 得 =67.1032r/min ＝ ＝ =21.4595 2.合理分配各传动比 a＝ × 式中 分别为链传动和减速器的传动比。为使链传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3，则减速器传动比为 ＝ ＝21.4595/2.3＝9.3302根据各原则，查图得高速级传动比为 ＝ =3.5，则 ＝ ＝2.7。 3.各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 （1）各轴转速n（r/min） 电动机转速nm=1440r/min 高速轴Ⅰ的转速 n1=nm=1440r/min 中间轴Ⅱ的转速 n2= n1/i1= 411.4286 r/min 低速轴Ⅲ的转速 n3=n2/i2=152.381 r/min 滚筒轴Ⅳ的转速 n4=n3=152.381 r/min （2）各轴的输入功率（kW） 电动机额定功率Pm= Pd=4 kW 高速轴Ⅰ的输入功率P1=Pm =3.96 kW 中间轴Ⅱ的输入功率P2= P1 = 3.8028 kW 低速轴Ⅲ的输入功率P3= P2 = 3.6518 kW 滚筒轴Ⅳ的输入功率P4= P3 = 3.5791 kW （3）各轴的输入转矩（N·m） 高速轴Ⅰ的输入转矩 T1=9550 P1/ n1= 26.2625 N·m 中间轴Ⅱ的输入转矩 T2=9550 P2/ n2= 88.2698 N·m 低速轴Ⅲ的输入转矩 T3=9550 P3/ n3= 228.8651N·m 滚筒轴Ⅳ的输入转矩 T4 =9550 P4/ n4= 224.3088N·m ＝21.4595 链传动比 ＝2.3 高速级传动比为 =3.5 低速级传动比 =2.7 传动参数数据表 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 滚筒轴 转速（r/min） 1440 1440 411.4286 152.381 152.381 功率（kW） 4 3.96 3.8028 3.6518 3.5791 转矩（N·m） 2.2 26.2625 88.2698 228.8651 224.3088 传动比 1 1 3.5 2.7 2.3 效率 1 0.99 0.99 0.99 0.96 四.滚子链传动设计计算 1.选择链轮齿数 =19，大齿轮的齿数为 =i =2.3×19 。 2.确定计算功率 由表9-6查得 =1.0，由图查得 =1.52，单排链，则计算功率 3.选择链条型号和节距 根据 及 = 152.381 r/min 查图9-11，可选20A-1。 查表9-1，链条节距为p=31.75mm。 4.计算节数和中心距 初选中心距 =（30~50）p=（30~50）×31.75mm=952.5~1587.5mm。取 =1000mm。相应的链长节数为 取链长节数 =110节。查表9-7得中心距计算系数 =0.24874，则链传动的最大中心距为 EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT 5.计算链速v，确定润滑方式 由 v=1.53m/s和链号20A-1，查图9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。 6.计算轴压力 有效圆周力为 链轮水平布置时的压轴力系数 ，则 五、齿轮设计计算 =19 =44 链条型号20A-1 链条节距 p=31.75mm =110 =0.24874 a=1240mm V=1.53m/s 用油池润滑 5-1高速齿轮的计算 选定齿轮类型、材料、精度等级及齿数 （1）按以上的传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ，选用直齿圆柱齿轮传动； （2）材料、热处理及精度等级 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度； （3）选小齿轮的齿数 ，大齿轮齿数 ，取 。 2.按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算值 试选载荷系数K=1.3。 计算小齿轮传递的转矩 T1=2.6263×104 N·mm 由表10-7选齿宽系数φd=1。 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE＝ 。 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 由式10－13计算应力循环次数 7) 由图10－19查得接触疲劳寿命系数 8) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1％，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 ，带入 中较小的值。 ≥ = =41.375mm 2）计算圆周速度v v= = = 3.35m/s 3）计算齿宽b 4）计算齿宽与齿高之比 。 模数 齿高 5）计算载荷系数 根据v=3.35m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数 ； 直齿轮， ; 由表10-2查得使用系数 ； 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， 由 ， 查图10-13的 故载荷系 数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 mm 7）计算模数m。 m= = mm=2.27mm 3.根据齿根弯曲强度设计 由式（10-5）的弯曲强度设计公式为 m≥ 确定公式内的各计算值 1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 2）由[1]10-18查得弯曲寿命系数 =0.85 =0.89 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 计算载荷系数K。 查取齿形系数。 由表10-5查得 6）查取应力校正系数 由表10-5查得 7）计算大、小齿轮的 并加以比较。 大齿轮的数值大。 设计计算 mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数1.52，并接近圆整为标准值 ,按接触强度算得的分度圆直径48.376,算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。 几何尺寸计算 计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 取 =41.375mm v= 3.35m/s b m=2.27mm EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT （4）由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 50 53 25 大齿轮 2 176 48 88 5-2低速齿的计算 1.选齿轮类型、材料、精度等级及齿数 （1）按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动； （2）选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS； （3）精度等级选用7级精度； （4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取 ； （5）选取螺旋角。初选螺旋角 。 2.按齿面接触强度设计 按式（10-21）试算，即 (1)确定公式内的各计算数值 1）试选 。 2）由图10-30选取区域系数 。 3）由图10-26查得 ， ，则 。 4）许用接触应力 取失效概率为1％，安全系数S＝1 (2)计算 1）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得 mm 2）计算圆周速度。 v= = =1.21m/s 3）计算齿宽b及模数 。 4）计算纵向重合度 。 5）计算载荷系数K。 已知使用系数 ，根据 ，7级精度，由图10-8 查得动载 系数 ；由表10-4查得 =1.42； 由图10-13查得 =1.227; 由表10-3查得 。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 mm 7)计算模数m。 = = mm=2.95mm 3.按齿根弯曲强度设计 ≥ （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数K 2）根据纵向重合度 =1.903，从图查得螺旋角影响系数 =0.88。 3）计算当量齿数。   4）查取齿形系数和应力校正系数。 由表10-5查得 5）计算大、小齿轮的 并加以比较。                   大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算。 （2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触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 =2mm，已可满足弯曲强度。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d =72.99 来计算应有的齿数.于是有 小齿轮齿数 z = =35.41 取z =35大齿轮齿数 z =2.7×35=94.5 取z =95。 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a= = =133.98 将中心距圆整为134 。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT 值改变不多,故参数 , , 等不必修正。 （3）计算大小分度圆直径 d = =72.15 d = =195.84 （4）计算齿轮宽度 圆整后取 。 v=1.21m/s =2.95mm EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 小齿轮齿数 z =35 大齿轮齿数 z =95 a=134mm = d =72.15 （5）由此设计有 齿轮 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 72.15 75 35 大齿轮 2 195.84 70 95 六.轴的设计 6-1高速轴的设计 1.高速轴的输入功率 ，转速 =1440r/min，转矩 =26.2625 2.求作用在齿轮上的力 已知高速轴上小齿轮的分度圆直径为 =50mm 而 圆周力 =1051N 径向力 1050.5×tan20 N=382N 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚， 调质处理。根据表15-3，选取 ，于是 =15.69mm 高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 I-II。为了使所 选的轴直径 I-II与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 ，查表14-1，考虑到转矩很小，故取 ,则 =1.3×26262.5N mm=34141N mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003, 选用LT4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为63000N.mm.半 联轴器的孔径 =20mm，故取 I-II=20mm，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 =38mm。 4.高速轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图6-1所示的装配方 图6-1。 图6-1 高速轴装配方案图 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径dII-III=22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 。半联轴器与与轴配合的毂孔长度 =38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比 略短一些，现取lI-II=36mm。 2） 初步选择滚动轴承。因轴承受有径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。轴承的润滑方式为脂润滑。参照工作要求并根据dII-III=22mm，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组、标准精度级的单系列深沟球轴承6005，其尺寸为d×D×B=25mm×47mm×12mm，故dIII-IV=dVI-VII=25mm，查表16-9，选取毡圈油封厚度为6mm，lIII-IV=lVI-VII= 18mm。 3）轴段V-VI右侧为非轴肩定位，取轴肩高h=1mm，则dV-VI=27mm。 4）轴承端盖的总宽度为46mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) 。根据轴承端盖的装拆,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 。轴段III-IV右侧轴肩为定位轴肩，由 ，取h=2.5mm，则dIv-V=30mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离a=10 ,两圆柱齿轮间的距离c=10 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度B=12 ,低速齿轮轮毂长L=75 ,则 lIV-V=[10+75++10+（8-6）]mm=97mm。 lV-VI=（53+10+8-6）mm=65mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 I-II=20mm 由表6-1查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，半联轴器与轴的配合为 ；同样，齿轮与轴的连接，选用平键为8mm×7mm×50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径公差为m6。 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2取轴端倒角为2×45 ，各轴肩处的圆角半径见装配方案图6-1。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构做出轴的计算简图。确定轴承的支点位置，对于6005型深沟球轴承，a=6mm。因此，作为简支梁的轴的支撑距 141.5mm+44.5mm=186mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 图6-2 高速轴的载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面处的 的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 =251N =800N =91N =291N 弯矩 =35517 =12877 N 总弯矩 M=37779 扭矩 T =26262.5N 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核和扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[ ]=60MPa。故<[ ],故安全。 高速轴的基本尺寸如图6-3。 图6-3高速轴 6-2中间轴的设计 中速轴的输入功率 ，转速 =88.2698r/min，转矩 2.求作用在齿轮上的力 已知中间速轴上大齿轮的分度圆直径为 =176mm，小齿轮的分度圆直径 =72.15mm 而作用在中间轴的斜齿轮的力 圆周力 =2447N 径向力 N=918N 轴向力 2447×tan14 N=610N 作用在中间轴的直齿轮的力 圆周力 =1003N 径向力 1003×tan20 N=365N 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚， 调质处理。根据表15-3，选取 ，于是 =23.5mm 4.中间轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图6-4所示的装配方案。 图6-4 中间轴装配方案图 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）、轴承的选择 选择轴承类型为角接触球轴承7205C,其尺寸为d×D×B=25mm×52mm×15mm，轴段1-2与轴段5-6分别安装角接触轴承7205C,故 =25mm， =25mm。 2）轴段2-3和4-5的设计 轴段2-3安装分度圆直径 =72.15mm的斜齿轮，左端为非定位轴肩，取肩高h=2mm，故 。 <75mm（斜齿轮的轮毂宽度），取 =70mm。轴段2-3右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1） =2.94mm~4.2mm，取h=3mm，故轴环的直径 =34mm。轴环宽度b=10mm（因为两圆柱齿轮间的距离c=10 ）故 。 轴段4-5安装分度圆直径 =176mm的直齿轮，此轴段应略小于直齿轮的轮毂长（直齿轮的轮毂长度为48mm）可取 。右端为非定位轴肩，取轴肩高度为2mm，则d =29mm。 3）轴段1-2和5-6的设计 已知角接触轴承宽度B=18 ,斜齿轮轮毂长75 ,直齿轮轮毂长为48mm，查表16-9，毡圈油封宽度为6mm，则 =（15+8+10+5）mm=38mm =（18+10+8+3）mm=36mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。 4）轴上零件的周向定位 斜齿轮与轴的周向定位都采用平键联接。由表6-1查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，直齿轮与轴的连接，选用平键为8mm×7mm×40mm，角接触球轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径公差为m6。 5）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2取轴端倒角为2×45 ，各轴肩处的圆角半径如装配方案图6-4。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。查手册，确定轴承的支点位置，对于角接触球轴承7205C，a=12.7mm。因此，作为简支梁的轴的支撑距 mm=173.6mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 图6-5 中间轴的载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面处的 的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 =1888N =1562N =705N =578N 弯矩 =109126 =69197 =40749N =30379N =25605N 总弯矩 =116486 =113275 =73782 扭矩 =88269.8N 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核和扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[ ]=60MPa。故<[ ],故安全。 中间轴的基本尺寸如图6-6。 图6-6 中间轴 6-3低速轴的设计 1.低速轴的输入功率 ，转速 =152.381r/min，转矩 =228.8651 2.求作用在齿轮上的力 已知低速轴上齿轮的分度圆直径为 = 195.84mm 而圆周力 =2337N 径向力 N=877N 轴向力 2337×tan14 N=583N 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚， 调质处理。根据表15-3，选取 ，于是 =32.29mm 低速轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图6-7所示的装配方案。 图6-7 装配方案图 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴6-7段是轴的外伸轴段与链轮连接，查《机械设计课程设计》表12-10知 =36mm， =(1.5 2.0) =(54 72)mm，取 =70mm，查表得轴段6-7的平键尺寸为10mm×8mm×63mm。 2）初步选择轴承。 取轴段5-6肩高为3mm，则d =42mm。因轴承受有径向力与轴向力的作用，故选用角接触球轴承，查手册其型号为7209C，其尺寸为d×D×B=45mm×85mm×19mm，故 ，查表16-9，选用毡圈油封的宽度为8mm， 。 3）轴段2-3的长度 小于低速轴上斜齿轮轮毂长度70mm，取 =67mm。取 =49mm，轴段2-3的平键查表机械设计手册知尺寸为14mm×9mm×63mm。右侧采用轴肩定位，取h=3.5mm，则 。 4）轴承端盖的总宽度为40mm(由减0速器及轴承端盖的结构设计而定) 。取右轴承端盖与轴端5-6右侧的距离 =30mm，则 。 5）由中间轴的设计知，箱体内壁的距离L=153mm。则 = 65mm 6）角接触球轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径公差为m6。参考表15-2取轴端倒角为2×45 ，各轴肩处的圆角半径见装配方案图6-7。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。查手册，确定轴承的支点位置，对于角接触球轴承7209C，a=18.2mm。因此，作为简支梁的轴的支撑距 （53.8+108.8）mm=162.6mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 图6-8 低速轴的载荷分布图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面处的 的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT 弯矩 =84143 =31581 N =14284 N 总弯矩 =89874 =85902 扭矩 =228865.1 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核和扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[ ]=60MPa。故<[ ],故安全。 精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 　　截面A,轴段2-3,B只受扭矩作用，虽然键槽及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,轴段2-3,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面2和3处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面B上的应力最大。截面2的应力集中的影响和截面3的相近，但截面不3受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），故截面B也不必校核。截面4和5显然不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面2左右两侧即可。 截面2左侧 抗弯截面系数W=0.1d =0.1×45 mm =9112.5mm 抗扭截面系数 =0.2d =0.2×45 mm =18225mm 截面2左侧弯矩M为 M=31581× =17786 截面2上的扭矩 为 =228.8651 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 ， 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表3-2查取。因 ， ，经插值后可查得 ， 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为　 　　　 由附图3-2得尺寸系数 ；由附图3-3得扭转尺寸系数 。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 0.92 轴未经表面强化处理，即 ，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为 于是，计算安全系数 值，按式（15-6）~（15-8）则得 故可知安全。 （3）截面2右侧 抗弯截面系数W=0.1d =0.1×49 mm =11764.9mm 抗扭截面系数 =0.2d =0.2×28 mm =23529.8mm 截面2右侧弯矩M为M=31581× =17786 截面2上的扭矩 为 =228.8651 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的 ，由附表3-8用插值法求出，并取 ，于是 得 =2.62 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 　 0.92 故的综合系数为 所以轴在截面IV右侧的安全系数为 故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。 低速轴的基本尺寸如图6-9。 图6-9 低速轴 轴承的校核 7-1高速轴上的轴承的校核 由高速轴的设计可知选择的两个轴承为深沟球轴承6005，其尺寸为d×D×B=25mm×47mm×12mm，基本额定静载荷 ，基本额定静载荷 ，现对其校核。两个轴承所受的载荷分别为 =251N =800N =91N =291N 由上可知可知轴承2所受的载荷远大于轴承1，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。 1.求比值 根据表13-5，X=1，Y=0。 初步计算当量动载荷P 根据式（13-8a） 按照表13-6， =1.0 1.2，取 =1.2 =1.2×382N=458.4N 验算6005轴承的寿命 轴承预期寿命 =10×300×16h=4.8 h 根据 =1.2×10 h>4.8 h 故所选6005轴承符合要求。 7-2中间轴上的轴承的校核 在中间轴的计算时所选的两角接触轴承型号均为7205C，其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 =1888N =1562N =705N =578N 由上可知轴承1所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2必满足要求。 1.求轴承1受到的径向载荷 2.计算轴承的轴向力 对于轴承7205C，按表13-7，轴承派生力 ，其中，e为表13-5的判断系数，其值由 的大小来确定，但 未知，故先初取e=0.4，因此可估算 =0.4×2015.33N=806.13N, 按式（13-11） 由表13-5进行差值计算，得 =0.47， =0.435。 =0.47×2015.33N=947.2N =（583+543.4）N=1126.4N = =0.11 两次计算的 值相差不大，因此确定 =0.47。 3.求轴承当量动载荷 ， 。由表13-15得径向载荷系数和轴向载荷系数为 ， 。因轴承运转时有轻微振动，按表13-6，取 。 4.验算轴承的寿命 =1.96 h> 故所选的7205角接触球轴承符合要求。 7-3 低速轴上的轴承的校核 根据要求对所选的在低速轴上的两角接触球轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选低速轴上的两角接触轴承型号均为7209C，其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 由上可知轴承1所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2必满足要求。 1.求轴承1受到的径向载荷 2.计算轴承的轴向力 对于轴承7209C，按表13-7，轴承派生力 ，其中，e为表13-5的判断系数，其值由 的大小来确定，但 未知，故先初取e=0.4，因此可估算 =0.4×1670.53N=668.21N, 按式（13-11） 由表13-5进行差值计算，得 =0.402， =0.38。 =0.401×1670.53N=671.55N =（583+313.73）N=896.73N = =0.031 两次计算的 值相差不大，因此确定 =0.402。 3.求轴承当量动载荷 由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为 ， 。因轴承运转时有轻微振动，按表13-6，取 。 4.验算轴承的寿命 =2.4×10 h> 故所选的7209角接触球轴承符合要求。 八、键的选择和计算 8-1高速轴上的键的选择及校核 对轴段I-II的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 选用圆头普通平键（A型）。由低速轴的设计知其尺寸为6mm×6mm×32mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 ，取 。 键的工作长度l=L-b=32mm-6mm=26mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×6=3mm。根据式（6-1）可得 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1069-1979 键6×6×32 。 8-2中间轴上的两个键的选择及校核 1.对轴段2-3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 联接类型为平键联接。选用圆头普通平键（A型）。由中间轴的设计知其尺寸为8mm×7mm×63mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 ，取 。 键的工作长度l=L-b=63mm-8mm=55mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×7=3.5mm。根据式（6-1）可得 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1069-1979 键8×7×63。 2.对轴段4-5的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 用A型普通平键连接。由低速轴的设计知平键尺寸为8mm×7mm×40mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 ， 。 键的工作长度l=L-b=40mm-8mm=32mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×7=3.5mm。根据式（6-1）可得 所以所选的键满足要求。 键的标记为：GB/T 1069-1979 键8×7×50 。 8-3低速轴上的两个键的选择及校核。 1、对轴段2-3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 联接类型为平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。由低速轴的设计知其尺寸为14mm×9mm×63mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 ，取 。 键的工作长度l=L-b=63mm-14mm=49mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×9=4.5mm。根据式（6-1）可得 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1069-1979 键16×10×63 。 2、对轴段6-7的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。由低速轴的设计知平键尺寸为10mm×8mm×63mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 ， 。 键的工作长度l=L-b=63mm-10mm=53mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×8=4mm。根据式（6-1）可得 所以所选的键满足要求。 键的标记为：GB/T 1069-1979 键10×8×63 箱体的结构设计 减速器铸造箱体的主要结构设计尺寸 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 10 箱盖壁厚 8 箱座、箱盖、箱底座凸缘厚度 ， 15,12, 25 箱座、箱盖上的肋板厚 , 8.5 7 轴承旁凸台的高度和半径 h由作图确定, 31 11 地 脚 螺 钉 直径 参考机械设计与课程设计表6-1 16 数目 同上 4 沉头座坑直径 同上 33 底座凸缘尺寸 同上 22 同上 20 联 接 螺 栓 轴承旁连接螺栓直径 12 箱座、箱盖联接螺栓直径 10 凸缘尺寸 18 16 16 14 定位销直径 7 轴承盖螺钉直径 10 视孔盖螺钉直径 6 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 10 齿轮端面与箱体内壁的距离 10 箱座高度 H 152 减速器附件的选择 1.视孔及视孔盖 图10-1 窥视孔和视孔盖 2.通气器 选 型号。外型安装图如下： 图10-2 通气器 D D1 L l a d1 30 25.4 28 15 4 6 3.游标 由条件可选M20型的。外型安装图如下： 图10-3 游标 查参考资料可知尺寸如下表： d d1 d2 d3 h a b c D D1 M16 6 20 8 42 15 10 6 32 26 4.放油孔及螺塞 放油孔应设在油池的最低处，平时用螺塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片.放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。螺塞和封油垫片的结构如图10-4。 图10-4 螺塞和封油垫片的结构 螺塞和封油垫片的尺寸见下表： d D0 L a D s d1 H l M14×1.5 22 22 3 19.6 17 15 2 12 5.启盖螺钉 启盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度。长度L=22mm。 6.定位销 图10-5 定位销 外型尺寸： 公称直径d c l 8 1.6 35 选A型。 定位销直径 ，取d=8mm。 十一、润滑和密封 1.齿轮的润滑 高速齿轮的圆周速度 ，应采用油池浸油润滑。浸油润滑的油池应保持一定的深度和储油量，大齿轮齿顶圆距油池底部不应小于30～50mm。高速级大齿轮浸油深度 约为0.7个齿高。低速级大齿轮浸油深度 约为1个齿高 （1/6 1/3）个齿轮半径。 齿轮润滑选用全损耗系统用油（GB 443-1989）,代号为L-AN150的润滑油。 2.滚动轴承的润滑 （1）中间轴轴承的润滑 在前面轴承的选择和校核中，已经选中间轴轴承为角接触轴承7205C，经计算中间轴浸油齿轮的圆周速度为1.82m/s小于2m/s。所以可采用润滑脂润滑。 （2）低速轴轴承的润滑 在前面轴承的选择和校核中，已经选低速轴承为角接触球轴承7209C，经计算低速轴浸油齿轮的圆周速度为1.55m/s，小于2m/s。所以可采用润滑脂润滑。 3.密封的选取 选择接触式密封中的毡圈密封，其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的，可补偿磨损后所产生的径向间隙，且便于更换毡圈。其特点是：结构简单，廉价，但磨损较快、寿命短，它主要用于轴承采用脂润滑，且密封轴的表面圆周速度较小的场合。 十二.设计总结 通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点： 1.能满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了3.5∶2.7的总传动比。 2.选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3.轴具有足够的强度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的强度，保证传动的稳定性。 4.箱体设计的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5.加工工艺性能好 设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 6.由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 十三.参考资料 [1]《机械设计》濮良贵，纪名刚主编，高等教育出版社，2006年5月第八版。 [2]《机械设计课程设计》李育锡主编，高等教育出版社，2008年6月第一版。 [3]《减速器设计实例精解》张春宜，刘敏编著，机械工业出版社，2010年1月第一版。 [4]《机械制图》裘文言，张组继，瞿元赏主编，高等教育出版社，2003年6月第一版； [5]《互换性与技术测量基础》，王伯平主编，机械工业出版社，2010年1月第三版。 [6]《机械原理》孙桓，陈作模，葛文杰主编，高等教育出版社，2006年5月第七版。 Ft=1051N Fr=382N LT4型弹性柱销联轴器 I-II=20mm dII-III=22mm 挡圈直径 lI-II=36mm dIII-IV=dVI-VII= 25mm 深沟球轴承6005 dIII-IV=dVI-VII=25mm lIII-IV=lVI-VII= 18mm dV-VI=27mm dIV-V=30mm lIV-V=97mm LV-VI=65mm 轴的直径公差为m6 a=6mm 186mm =2447N N=918N =610N =1003N =365N =23.5mm 择轴承类型为角接触轴承7205C =25mm =25mm =70mm =34mm =36mm =2337N N=877N =583N =32.29mm =36mm， =70mm d =42mm 角接触球轴承7209C =67mm =65mm =458.4N EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT =0.47 =0.435 EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT =0.402 d=8mm 1 _1234568145.unknown _1234568273.unknown _1234568401.unknown _1234568465.unknown _1234568529.unknown _1234568561.unknown _1234568577.unknown 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