机械设计课程设计_减速机

机械设计课程设计

姓 名 学 号 专 业 学 院 指导老师

1

机械设计课程设计

目录

一． 设计任务书……………………………………………2 二. 传动装置总体设计…………………………………………… 3

三． 电动机的选择………………………………………………… 4 四． V带设计……………………………………………………… 6 五．带轮的设计…………………………………………………… 8 六．齿轮的设计及校核…………………………………………… 9 七．高速轴的设计校核…………………………………………… 14 八．低速轴的设计和校核………………………………………… 21 九 .轴承强度的校核……………………………………………… 29 十．键的选择和校核……………………………………………… 31 十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择………………………32 十二. 箱体的设置………………………………………………… 33 十三. 减速器附件的选择………………………………………… 35 十四.设计总结………………………………………………………37 十五。参考文献………………………………………………………38

2

一．任务设计书

题目A：设计用于带式运输机的传动装置 原始数据：

工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：十台。生产条件：中等规模机械厂，可加工7～8级齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（380/220）。运输带速度允许误差：±5%。设计工作量：1.减速器装配图一张（A3）2.零件图（1～3）3.设计说明书一份 个人设计数据：

运输带的工作拉力 T(N/m)___4800______ 运输机带速V（m/s） ____1.25_____ 卷筒直径D（mm） ___500______ 已给方案

三．选择电动机

1．传动装置的总效率： η=η1η2η2η3η4η5

式中：η1为V带的传动效率，取η1=0.96；

3

η2η2为两对滚动轴承的效率，取η2=0.99； η3为一对圆柱齿轮的效率，取η3=0.97; η为弹性柱销联轴器的效率，取η4=0.98； η5为运输滚筒的效率，取η5=0.96。

所以，传动装置的总效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86 电动机所需要的功率

P=FV/η=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW 2．卷筒的转速计算

nw=60*1000V/πD=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min

V带传动的传动比范围为i1[2,4];机械设计第八版142页

一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2∈[8，10 ]；机械设计第八版413页

总传动比的范围为[16，40]； 则电动机的转速范围为[763,1908]; 3．选择电动机的型号：

根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y160M-6型电动机。额定功率7.5KW，满载转速971（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 总传动比ib=n/nw=971/47.7=20.3

4

'

式中：n为电动机满载转速；

n为工作机轴转速。

w取V带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ib/3=10.03; 5．计算传动装置的运动和动力参数 6.计算各轴的转速。

Ⅰ轴：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min; Ⅱ轴：n2=ni/6.76=47.7; r/min 卷筒轴：n3=n2=47.7 r/min 7.计算各轴的功率

Ⅰ轴：P1=Pη1=6.970.96=6.5184(KW); Ⅱ轴P2=P1η2η3=6.51840.990.97=6.25(KW);

卷筒轴的输入功率：P3=P2ηη2=6.250.980.99=6.06(KW) 8．计算各轴的转矩

电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 N·m Ⅰ轴的转矩：T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N·m Ⅱ

轴

的

转

矩

：

T3=T2

i2*η2

η

3=195.36.760.990.97=1267.8N·m

第二部分 传动零件的计算

四.V型带零件设计

1.计算功率： PCAKAP1.37.59.75

1.3;机械设计第八版156页

5

kA--------工作情况系数，查表取值

p--------电动机的额定功率

2.选择带型 根据P9.75，n=971,可知选择B型；机械设计第八版157页

CA由表8－6和表8－8取主动轮基准直径

dd1140mm

则从动轮的直径为 d420d2

据表8－8，取db2450mm

3.验算带的速度

vddn1601000=

3.14140971601000=7.11m/s

机械设计第八版157页 7.11m/s 25m/s） V带的速度合适

4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩

根据0.7(dd1+dd2)ao=1000mm

5.计算带所需的基准长度：

Ld0=

2a0(dd1dd2)/2(dd2d2d1)/4a210003.14(450140)/2(450140)2/(41000)=2950.6mm

机械设计第八版158页

8－2选带的基准长度Ld=3150mm

6.计算实际中心距a

0=

6

由表

aa0(LdLdo)/2=1000(31502950.6)/2/2=1100mm

机械设计第八版158页

验算小带轮上的包角11

0180(d0d2dd1)57.3/a=163.90

90o

7.确定带的根数Z

pZ＝ 机械设计第八版158页

(pp)kkca00l由n971r/min，

dd1140mm,i3查表8－4a和表8－4b

得 p0=1.68，p0=0.31

查表8－5得：k0.955,查表8－2得：kl1.07，则 Z＝

p

(pp)kkca00l =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794 取Z=5根 8.计算预紧力

F0500pcaVZ(2.5k1)qv2机158页

查表8-3得q=0.18（kg/m） 则F05009.757.115(2.50.9551)0.187.112=230.8N

9.计算作用在轴上的压轴力

Fp2zF0sin(1/2)25230.8sin81.950=2285.2N 机械设计

第八版158页

五.带轮结构设计

7

带轮的材料采用铸铁 主动轮基准直径d准直径dd2d1140，故采用腹板式（或实心式），从动轮基

450，采用孔板式。

六．齿轮的设计

1．选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数； （1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；

(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；

(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。

(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为246.76=162.24，取

Z2=163

2按齿面接触强度进行设计 由设计公式进行计算，即

d1t2.323kTt1u1u(ZE2dH) 机械设计第八版203页

选用载荷系数Kt=1.3

计算小齿轮传递的转矩

T195.510P51/n195.5106.518/48012.968410N/mm1；机械设计第八版

154

由表10-7选定齿轮的齿宽系数d205页

由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=1.8MPa2

E 8

由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa

3.计算应力循环次数

N=60n1jLh=60323.61（2436510）=1.710；机械设计第

19八版206页

N99=2.52210/6.76=0.3710 2取接触疲劳寿命系数K207页

HN1=0.,

KHN2=0.5;机械设计第八版

4.计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，得

HK1KHN1lim1SHN2=534 =492.25

H2lim2S机械设计第八版205页 5.计算接触疲劳许用应力。 1)试算小齿轮分度圆的直径d1t，带入H中较小的值

4d131t2.323KTt1u1u(ZE2dH

)=2.3231.312.96841017.766.76(1.8492.25)2 =71mm

(1)计算圆周的速度VdV1tn1601000=

3.1471323.6601000=1.20mm/s

(2)计算齿宽b

9

bdd1t=171mm=71mm

(3)计算齿宽和齿高之比。 模数mdt1tz=2.95 mm

=2.252.95=6.63 mm

1齿高h2.25mbh70.36.58t=11

(4）计算载荷系数。

根据V=1.2mm/s;7级精度，可查得动载系数k八版194页 直齿轮

kHv=0.6；机械设计第

KkF=1;

A可得使用系数

=1;机械设计第八版193页

用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，

kH=1.423； 机械设计第八版196页

bh10.68，kH由

=1.423 可得KAF=1.36

=10.611.423=0.8538

故载荷系数KKKVKHKH 机械设计第八版192页

(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。

d1dK1t3K=713t0.85381.3=61.6mm

(6）计算模数m。

dmz1=

61.624=2.56；

16．按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的计算公式

10

m2KT312z1d(YYFaFSa)；机械设计第八版201页

（1）确定公式内各计算数值

1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限页

2）查表可得弯曲疲劳寿命系数K3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得

FN1FE2FE1=500Mpa;

=380 Mpa 机械设计第八版209

=0.86,

KFN2=0.87；

FK1KFN1FE1S= =

0.865001.40.873801.4=307.14 Mpa =236.14 Mpa

F2FN2FE2S计算载荷系数K

KKAKVKFKF= 10.611.36 =0.816

查取齿形系数。 查得

YFa1 2.65

YFa22.06

机械设计第八版200页 6)查取应力校正系数。 查表可得YSa1 = 1.58

YSa2=1.97

机械设计第八版200页

计算大，小齿轮的F并加以比较。

YYFaSa 11

YFFa1YSa1=

2.651.85307.14=0.0159 =0.0172

1YFFa2YSa2=

2.061.97236.142大齿轮的数值大。 （2）设计计算。

m320.81612.968410124240.0172 =1.84

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主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（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2，按接触强度计算得的分度圆直径

d1=71 mm，算出小齿轮数

dZ1

1m=

2712=31

大齿轮的齿数Z=6.7631=210

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费 4.几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径

dd1=z=Z1m=mm

22 m=420mm

(2)计算中心距

12

da1d22=242mm

（3）计算齿轮的宽度

bdd1 mm

七．轴的设计与校核

高速轴的计算。 （1）选择轴的材料

选取45钢，调制处理，参数如下: 硬度为HBS＝220 抗拉强度极限σB＝650MPa 屈服强度极限σs＝360MPa 弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa 剪切疲劳极限τ－1＝155MPa 许用弯应力[σ－1]=60MPa 二初步估算轴的最小直径

由前面的传动装置的参数可知

p1n1= 323.6 r/min;

AO=6.5184(KW)；查表可取=115；

机械设计第八版370页表15-3

pdminA3o1n11536.518323.6=31.26mm

1三．轴的机构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

如图（轴1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、

13

轴承、带轮。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d1，取d=32 mm，为

了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，，故Ⅰ段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 mm，现取lⅠ＝47mm。 带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度

hh0.07d1~0.1d1，取

=2.5 mm，则dⅢ=37 mm。

轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l=30 mm，故取l=50 mm.

2.初步选责滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴dⅢ=37 mm，故mm.所以

轴承的型号为6208，其尺寸为d40mm，D80mm,

dⅢ-ⅣB18=dⅢ-Ⅳ=40mm，lⅢ-Ⅳ=

lⅦ-Ⅷ=18mm

Ⅴ-Ⅵ3.取做成齿轮处的轴段Ⅴ–Ⅵ的直径d=45mm，lⅤ-Ⅵ=mm

取齿轮距箱体内壁间距离a＝10mm， 考虑到箱体的铸造误差， 4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，

14

取s＝4mm，则

lIVVs+a＝4mm＋10mm＝14mm =48mm

Ⅵ-ⅦdⅣ-Ⅴ同理l=s+a=14mm，dⅥ-Ⅶ=43 mm

至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径 （3）轴上零件的轴向定位

齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）

（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸

参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径

R=1.2mm

15

(四)计算过程

1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球 滚轴承的L=

La9mm，简支梁的轴的支承跨距：

lL=

llllⅦ-Ⅷ-2a=

23Ⅲ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ18+14++14+18-2 9=120mm

L1=47+50+9=106mm，L2=55 mm,

L3=65mm

2.作用在齿轮上的力

FT1195.3t2d=

22420=916.6N

tanFrFntcos333.6N FaFt916.6N

计算支反力

水平方向的ΣM=0，所以

FHN2.110Ft.550 ，FHN2=458.3N FNH1.110Ft.650, FNH1=541.6N

垂直方向的ΣM=0，有

FNV1.110Fr.650， FNV1=197N FNV2.110Fr.550,

FNV2=166.8N

计算弯矩 水平面的弯矩

MCHFNH2L458.3653=

=297.5Nmm

垂直面弯矩

16

MMCV1FFNV1L21975510840

Nmm

CV2NV2L3166.86510840Nmm合成弯矩

MC1=MC2MM2CHMM2CV1=31700Nmm =31700Nmm

=

2CH2CV2根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的MV、MH及M的值列于下表： 载荷 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

3.按弯扭合成应力校核轴的硬度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式15－5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力

caMc2水平面H 垂直面V FFM NH1541.6N 458.3N NmmFHV1197N 166.8N NH2FMHV2H=297.5V1MV210840Nmm M=31700Nmm 1M=31700Nmm 2T=195300Nmm (T)W2

17

=

31.7(0.6195.3)100023d323=13.51QMPa

已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60Mpa,因[][4.精确校核轴的疲劳强度

截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起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，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。 2)截面V左侧

抗弯截面系数：W＝0.1d3＝0.1×453＝9112.5mm3 抗扭截面系数：WT＝0.2d3＝0.2×453＝18225mm3 截面V左侧的弯矩为

M317005532551]，故安全。

13256.36

截面V上的扭矩为

T=195300

3 18

截面上的弯曲应力

bMW13256.369112.5=1.45Mpa

截面上的扭转切应力

TT=21.45Mpa W1T轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得B=0 MPa, MPa, 11=155

=275Mpa

/过盈配合处的kk/0.8k/的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取

/，k＝2.18

则k/0.8×2.18＝1.744

轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数故得综合系数值为：

k＝0.92

＝ ＝

kk111＝2.1810.9211＝2.267

k1＝1.7440.921＝1.831

又由课本§3－1及§3－2得炭钢得特性系数

＝0.1～0.2 ，取  ＝0.1 ＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05

所以轴在截面V左侧的安全系数为

SS1Ka1M2752.2671.451.8310.155=83.6

=7.68

Ka=

m1.83121.45/20.0521.45/2 19

ScaSSS2S283.67.6883.627.6827.652>>S=1.6

（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s＝1.6）

故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。

八．低速轴的计算

1.轴的材料选取

选取45钢，调制处理，参数如下: 硬度为HBS＝220 抗拉强度极限σB＝650MPa 屈服强度极限σs＝360MPa 弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa 剪切疲劳极限τ－1＝155MPa 许用弯应力[σ－1]=60MPa 2.初步估计轴的最小直径

轴上的转速n2 功率P由以上机械装置的运动和动力参数计算

2部分可知

n =47.7r/min；P=6.25kw 取A=115

22OpdminA3o21156.2547.7n58.4mm

2输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dIII.为了使所选的轴的直径dIII与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca

KAT2，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取

20

KA1.5.则

TcaKAT2＝1.51307.2=1906800Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴

器公称转矩的条件。查机械设计手册（软件版）R2.0，选HL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径dI联轴器与轴配合的毂孔长度L13.拟定轴的装配方案

107mm60mm，长度L＝142mm，半

。故取dIII＝60mm

4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 （1）选取dI=60mm,

lI＝107mm 。因I-II轴右端需要制出一个

定位轴肩，故取dIII＝70mm

（2）初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，，故选用深沟球轴承，参照工作

要求， 由轴知其工作要求并根据dⅡ–Ⅲ＝70mm，选取单列圆锥滚子轴承

33015型,由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数： 轴承直径：d＝75mm ； 轴承宽度：B＝31mm，D=115mm 所以，dIIIIVdVVI75mm

（3）右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取33215型轴承 的定位轴肩高度h=2mm,因此，取dVIVII

79mm

21

（4）取做成齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣⅤ＝85mm； 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为 mm,取lVVI62mm

（5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于 对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端 面间的距离l ＝30mm， 故取lIIIII＝50mm

（6）因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取lⅢ-Ⅳ=42mm.

lⅤ-Ⅵ=32 mm..

(7）轴上零件的周向定位。

齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择 过程见后面的键选择）。 （8）确定轴上的圆角和倒角尺寸

参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm

参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm 4.计算过程

22

1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。 故

L1＝157mm

L265mm

L355mm因此作为简支梁的支点跨距 计算支反力

L2＋L3＝65mm＋55mm＝120mm.

221307.21000作用在低速轴上的FtT2==6220N

420d2FrFttan=2263.8N

水平面方向 ΣMB＝0,

FNH4120Ft65＝0 故FNH4＝33694N

23

F=0,FNH3

FtFNH6220N3369N2851N

垂直面方向 ΣMB＝0，

FNV4120Fr650,

FrFNV故FNV441226N

ΣF＝0,FNV32263.8N1226N1037.8N2)计算弯距 水平面弯距

MCHFNH4L3=

336955=185295Nmm

垂直面弯矩

MMCV3FFNV3LL21037.86567457Nmm

CV4NV4312265567430Nmm合成弯矩

MC1=MMM2CHMM2CV3=197190Nmm =197190Nmm

C2=

2CH2CV4根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的MV、MH及M的值列于下表3：

24

载荷 支反水平面H FNH2851N3369垂直面V FNVFNV1037.8N1226N5.按

弯扭

合成应力校

34力 弯距M 总弯 MFNHH 34185295NmmMMcV3cV467457N.mm67430N.mmM1197190N.mm距 扭距T 轴的硬度

M2197190N.mm T＝1307.2 N·m 核

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式15－5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力

ca197Mc2(T)W2

)100022＝

(0.613070.1853 MPa＝13.166 MPa

已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60MPa，因ca<[σ－1]，故安全。 6.精确校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面

截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起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，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。

25

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右侧即可，因为IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。 2)截面IV右侧

抗弯截面系数：W＝0.1d3＝0.1×853＝61412.5mm3 抗扭截面系数：WT＝0.2d3＝0.2×853＝122825mm3 弯矩M及弯曲应力为: M＝197190×

b＝

6532MW＝

6530970.05561412.5＝100112 N·mm

MPa＝1.63MPa

截面上的扭矩T11307Nm截面上的扭转切力:

T＝

T1WT＝

1307000122825MPa＝10.6Mpa

过盈配合处的kk/0.8k//的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取

/，k＝2.20

则k/0.8×2.20＝1.76

轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数故得综合系数值为：

＝0.92

26

k＝ ＝

kk111＝2.2010.9210.921＝2.29

k1＝1.761＝1.85

又由课本§3－1及§3－2得炭钢得特性系数

＝0.1～0.2 ，取  ＝0.1 ＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05

所以轴在截面Ⅵ的右侧的安全系数为

SSKKS2a11m2552.291.0780.10140=103.30

＝26.32

am1.855.60/20.055.60/2ScaSS103.3026.32103.302S226.32225.505>S＝1.6

（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s＝1.6）

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。

九.轴承强度的校核

1.高速轴上的轴承校核

按照以上轴的结构设计，初步选用型号32007型的单列圆锥滚子轴承。

1）轴承的径向载荷 轴承D

RDR2DHR2DV1463.76532.8122

＝1557.716N 轴承B

RBR2BHR2BV1463.532.8122

27

＝1557.716N

求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于32007型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力Fd为判断系数，其值由

Fa未知，故先初取eFr，其中e

Fa/C0的大小来确定，但现在轴承轴向力

N

e＝0.4，因此可估算Fd10.4Fr10.41557.716N623.09Fd20.4Fr10.41557.716N623.09N则

Fa1Fd1623.09NFa2Fd2623.09

查机械设计手册（软件版）R2.0得32007型轴承的基本额定动载荷C＝70.5KN

C0＝.5KN。按照表13-5注1），取f014.7,则相对轴向载荷为

f0Fa/C014.7623.09/500，在表中介于0.172～0.345之间，对应的

Y值

e值为0.19～0.22，Y值为1.99～2.30。用

Y＝1.99+（2.30-1.99）×（0.345-0.279）/（0.345-0.172）＝2.108 故 X=0.4 Y＝2.108 3）求当量动载荷P

P＝f（XFrYFa）＝1.2（0.41557.7162.108623.09）N＝2323.872Np

4）验算轴承寿命，根据式（13-5）

Lh＝10/60n（C/P）＝[10（/60284）]（47800/2323.872）6610/3h＝1385462.192h

已知轴承工作寿命为L＝10300‘h16＝48000h

28

因为

LhLh，故所选轴承满足工作寿命要求。

2.低速轴上的轴承的校核

选用深沟球轴承61812，查机械设计手册（软件版）R2.0得基本额定动载荷Cr47.8KN,C032.8KN

轴承的径向力计算： 轴承1 轴承2 因为

Fr1＝

FF22NH3FF22NV3＝1290.32N ＝1825.35N

Fr2＝

NH4NV4Fr1Pr=Fr2=1825.35N

Lh＝10/60n（C/P）＝[10（/6079.78）]（47800/1825.53）h6633

=3750347.275h>Lh48000h 所选轴承合适。

十．键的选择和校核

1.选择键的链接和类型

一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）

根据d＝45mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b＝14mm，键高h=9mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L＝70mm 2.校核键连接的强度

键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力[]=100-120MPa,取其平均值。[]＝110MPa.

pp键的工作长度l＝L-b=70-14=56mm

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键与轮毂键槽的接触高度k＝0.5h=0.5×9=4.5mm 由式（6-1）得，

P2T10dKl3292.81104.55645316.37MPa110MPa

P故合适。键的类型为键14×70 GB/1096-1979 3.带轮上的键的选择

带轮处键位于轴端，选择 键 C863 GB/T1096－79，查表得公称尺寸b×h=8×7 长度L=63mm，

键材料用45钢，查课本得

许用挤压应力[]＝100～120Mpa，取[pp]＝110MPa

键的工作长度l＝L-b＝63-8＝55mm k＝0.5h＝0.5×7＝3.5mm。

P2T10dKl3292.8110553.528334.44MPa110MPa 故合适。

P4.大齿轮上的键的选择

选择 键 70×20 GB/T1096－79，查表得公称尺寸b×h=20×12 长度L=70mm，

键材料用45钢，查课本得

许用挤压应力[]＝100～120Mpa，取[pp]＝110MPa

键的工作长度l＝L-b＝70-20＝50mm k＝0.5h＝0.5×12＝6mm。

P2T10dKl323221065066332.53MPa110MPa

P故合适。

30

5.联轴器上的键的选择

键位于轴端，选单圆头平键（C型）b=14mm,h=9mm,L=80mm. 工作长度l＝L-B=80-14=66mm，k＝0.5h＝0.5×9=4.5mm

P2T10dKl323221034.5608027.10MPa110MPa

P故合适。选择键C80×14 GB/T1096-1979

十一．减速箱的润滑方式和密封种类的选择

1.润滑方式的选择

在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热，还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。 齿轮圆周速度： 高速齿轮

V1=πd1n1/(60×1000)=3.14×45×284/(60×1000)=0.669m/s<2m/s 低速齿轮

V2=πd2n2/(60×1000)=3.14×66×79.78/(60×1000)＝0.276 m/s<2m/s

由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。 2.润滑油的选择

由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN－2润滑脂。 3.密封方式的选择

输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。 所以用毡圈油封。

十二．箱体的设置

名称 计算公式 结 果 31

机座壁厚δ 机盖壁厚δ1 机座凸缘壁厚 机盖凸缘壁厚 机座底凸缘壁厚 地脚螺钉直径 δ=0.025a+1≥8 δ1=0.02a+1≥8 b=1.5δ b1=1.5δ1 b2=2.5δ df =0.036a+12=17.904 10mm 8mm 15 mm 12 mm 25mm 20mm 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径d2 联接螺栓d2间距 轴承盖螺钉直径 窥视孔螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 a<250,n=4 d1=0.75 df4 df16 mm 12 mm d2=(0.5～0.6) L=150～200 d3=(0.4～0.5) d4=(0.3～0.4) d=(0.7～0.8) R1=C2 ddf160 mm 10 mm 8 mm 10 mm Rf=24mm R1=20mm R2=16mm fd2 轴承盖螺钉分布圆直径 D1= D+2.5d3 (D为轴承孔直径) D11=97mm D12=105mm D13=125mm

D21=122mm 32

轴承座凸起部分端面直径 大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1 齿轮端面与箱体内壁距离Δ2 df,d1,d2至外机壁距离 D2= D1+2.5d3 D22=130mm D23=150mm Δ1>1.2δ 14 mm Δ2>δ 10 mm C1=1.2d+(5～8) C1f=30mm C11=20mm C12=20mm df,d1,d2至凸台边缘距离 C2 C2f=24mm C21=20mm C22=16mm 机壳上部（下部）凸缘宽度 轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离 轴承座凸起部分宽度 吊环螺钉直径 K= C1+ C2 Kf=54mm K1=40mm K2=36mm e=(1～1.2)d1 16mm L1≥C1f+ C2f+(3～5) dq=0.8df 58 mm 16mm 十三．减速器附件的选择

1.观察孔盖

由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下

33

检查孔尺寸(mm) B L 检查孔盖尺寸(mm) b1 L1 b2 L2 R 孔孔径d4 数n 68 0 2.通气器

设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下： D M20×1.5 3.游标

选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下： d M12 4.油塞 d M18×1.5

34

120 100 1584 5 135 6.5 4 D 30 D1 25.4 S 22 L 28 l 15 a 4 d1 6 d1 4 d2 12 d3 6 h 28 a 10 b 6 c 4 D 20 D1 16 D0 25 L 27 h 15 b 3 D 28 S 21 2 e 24.8 d1 15.H 2

5.吊环螺钉 d 1 dD d2 1 hl h 1 rr 1 a3 da b 2 D2 h1 dM16 4 14 34 32 18 21 36 1 6 3 14 6 12 2.5 42 66.定位销

为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.7～0.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。 7.起盖螺钉

为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。

十四.设计总结

作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有

理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。

虽然过去从未应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大二学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。 十六：参考资料

1.《机械原理》 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年 2.《机械设计》 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年 3.《机械设计手册》 吴宗泽﹑ 罗圣田主编 高等教育出版社 1993年

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4.《机械设计课程设计》刘俊龙何在洲主编 机械工业出版社 1992年

5.《机械设计课程设计》 卢颂峰﹑ 王大康主编 北京工业大学出版社 1993年 6.《机械设计课程设计》蔡广新 主编 机械工业出版社2002年 7.《中国机械设计大典》第六卷 中国机械工程学会、中国机械

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