机械设计课程设计说明书

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1、中国石油大学胜利学院专业综合设计说明书学 院：机械与控制工程学院 专业班级：机械专升本2班 学 号：马春丽学 生：？ 指导老师：刘 庆中国石油大学胜利学院教务处2015 年 1 月 16 日机械设计课程设计任务书一、设计题目：用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器原始数据：（数据编号A6）数据编号A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10运输机工作轴转矩T （N，m）800850900950800850900800850900运输带工作速度Vm，s-1）1.201.251.301.351.401.451.201.301.351.40卷筒直径D（mm）3603703803904004103

2、60370380390工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10 年，小批量生产，单班 制工作，运输带速度允许误差为5%。在中小型机械厂小批量生产。二、课程设计工作量1减速器装配图1张（A1）。2.设计说明书 1 份（20 页30 页）。三、设计要求1设计过程一定要认真，图形一定用铅笔按比例绘制。2. 设计图纸：图纸要符合制图标准。3. 设计计算说明书：（ 1 ）计算正确，次序清楚，简明扼要。（ 2 ）格式如下：计算项目计算内容计算结果（3）左侧装订。四、课程设计进度表设计阶段设计内容完成阶段设计 的参考时间（天）1设计准备0.32传动装置的总体设计0.23传动零件的设计计算14

3、减速器装配草图的绘制15减速器装配正规图的绘制1.56编写设计计算说明书15一传动装置的总体设计1. 讨论传动方案二级减速器传动方案如图 1.1 所示图 1.1 所示减速器传动方案图电机选择选择电动机的类型和结构形式，根据经济性、使用要求、工作条件等选择，选择Y 系列三相异步电动机，其有关计算数据和选择类型如下表所示设计内容计算及说明计算结果1.选择 电动机的类 型按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼 三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结 构，电压为380V。Y系列防护式 笼型三相异步电动 机2.选择电动机的容P - T n工作机有效功率W 9550，根据任务书P - 6.01kww量所给数

4、据T - 850N.m , V 1.45m/s，工作机 卷筒的转速n - (60*1000* v)/3.14*D - 67.58r/min则有：P =( T*n) /9550 = 850*67.58/9550 = 6.0 W从电动机到工作机输送带之间的总效率为耳 -耳42工12345式中1，1，“ 3，4，“ 5分别为V带传 动效率，滚动轴承效率，闭式齿轮传动效率， 联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知“ 1=0.96,1 =0.99,耳3=0.97,耳4=0.99,耳5=0.96，则有：1 =0.825所以电动机所需的工作功率为：P -人-7.28kwd X取 P =7.5kwd1kw/耳

5、-0.961耳-0.992耳-0.973n - 0.994n - 0.965n - 0.825P =7.5kwd3.确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器 传动比I齿=840和带的传动比I带=24，则 系统的传动比范围应为：Ie=I齿 xI 带=（840） x（24）=16160所以电动机转速的可选范围为n = I x n =（16 160 ）x 6.58r / mindEw=（1081.2810812.8） r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min,1500r/min 和 3000r/min 三种。查询机械设计手册确定电机的型号为Y132M-4.其满载转速为1440r

6、/min,额定功率 为 7.5kw。n=67.58r/min电动机型号为Y132M-43传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明计算结果总传动比I =第=1440 = 21.31 工 n67.58wni = =21.31 a nw2分配传动比I 二 i i因为a带x齿已知带传动比的合理范围为24故取V带的传动比101=3贝UI = L = 7.10 齿i01分配减速器传动比，参考机械设计指导书，分配齿轮传动比得高速级传动比12 = 35，低速级传动比为23 = 22601=3i = 3.1512i 23= 2.26计算传动装置的运动和动力参数设计内容计算及说明计算结果转数 电动机轴 高速轴

7、中间轴 低速轴n 二 1440r/min0n 1440 . .OM .n =r/min = 480r /min1 i34+-带n 480n =i = 152 38r /min2 i 3.1512n 152.3867.n =f = 67.42r /min3 i2.2623n = n = 67.58r / min卷3n = 1440r / min0n = 480r /min1n = 152.38r /min2n = 67.42r / min3n = 67.58r /min42.各轴输入功率P = Pd = 7.28kw0P = P 0 xn 01 = P 0 xq = 7.28 x 0.96 =

8、6.99kwP = P. xn 2 n 3 = 6.99 x 0.97 x 0.99 = 6.71kw2 12 x 3P = P2 xn 2 n 3 = 6.71 x 0.99 x 0.97 = 6.44kw3 22 x 3P = 7.28kw0P = 6.99kw1P = 6.71kw2P = 6.4 4kw33.各轴的 输出功率p0 = P x0.99 = 7.20kwr 01P = P x 0.99 = 7.20kwr 12p 2 = P3 x 0.99 = 7.20kwP3 = P4 x0.99 = 7.20kwp0 = 7.20kwP1 = 6.92kwP = 6.64kw r 2P

9、3=6.31 kwT = 9.55 x 106 x Pd = 4.83 x 105 N - mm0 nT = 4.83 x 105 N mm04.各轴的输入转矩T = 9.55 x 106 X=1.39 x 105 N - mm1 niT 二 9.55 x 106x P = 4.21 x 105 N - mm2 n 2T = 9.55 x 106 你=9.122 x 105 N - mm3n31.39 x 105 N - mm4.21 x 10 5 N - mm9.122 x 105 N - mm8.9 x105 N - mmT 二 9.55 x 106 厶=8.9 x 105 N -mm 卷

10、n 4将上述计算结果汇总与下表:带式传动装置的运动和动力参数名称功率P(kw)转矩T X105(N - mm )转速(r/min)输入输出输入输出电动机轴7.287.204.814401轴6.996.921394802轴6.716.31421152.383轴6.443.3991267.42卷筒轴6.3189067.42传动零件的设计计算1. V带传动设计计算设计内容计算及说明计算结果1.确定计算功率据表8-7查得工作情况系数KA=1.1。故有：Pca=8.25PeaPea =KA x P = 1.1 x 7.5 = 8.25kw2.选择V据Pea和n查表选用A带A带带带型初选小带轮的基准直径d

11、表8-6和8-8,取小带d =90mmd 1d 1轮直径d =90mmd 1验算带速V有：v=6.78m/s3.确定带兀 xd xn 3.14x90x 1440, _.d =270d 2V d 10 U / Olli / o60 x 100060 x 1000轮的基准直径ddl因为6.78m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。1 带=3-11并验算带计算大带轮基准直径d :d 2速d = i x d 二 3 x 90 二 270mmd 2带d1取 d d2 =280mm新的传动比：= 3.11带 904.确定V 带的中心 距a和基 准长度Ld(1)据2式8-20初定中心距a =500mm

12、0(2 )计算带所需的基准长度兀/丁丁、(d d)2u 2an H(d + d ) Hdi豪d 00 2d id 24a0c “c 3.14/“c cc、(280 -90)2=2 x 500 H(280 + 90) + = 1599mm24 x 500由表8-2选带的基准长度Ld =1600mm(3)计算实际中心距L - La u a + = 500 + (-1)/2 = 5000 2中心局变动范围：a= a - 0.015d = 476mmmina= a + 0.03d = 548mmmaxa = 500mm0L = 1599mmd0a = 500mma miri=476mma = 548m

13、mmax5.验算小 带轮上的 包角57 3。a = 180。(dd ) x = 158。 90。d 2d 1aa =158 6.计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由 dd 1 = 90mm 和 n0 = 1440 r/min 查表 8-4a 得Po=1.064KW据 n=1440r/min, i=3 和 A 型带，查28-4b 得A Po=0.17KW查表 8-5 得 Ka =0.945，K L =0.99，于是：Pr =(Po + A Po)xKL xKa=1.154KW(2)计算V带根数zZ = ca = 7.5 = 6.5 P 1.154r故取7根。Z=77.计算单根V带由表

14、8-3得A型带的单位长质量q=O.lkg/m。的初拉力FOmin所以 F - 500x (2.5 Pca + qv20K x z x vaF =135N0min-500x (2.5-0.945)X7.5 + O.lx6.782 -135N0.945 x 7 x v应使实际拉力F大于F0min8计算压压轴力的最小值为：F =1855Np min轴力Fpa(Fp)mii=2xzx (F0)min x sin - 1855N2. 1齿轮和 2齿轮的传动计算设计内容计算及说明计算结果1.选定齿轮1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；直齿圆柱齿轮452）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精钢类

15、型、精度度；（GB1009588）小齿轮调质处理等级、材料3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45大齿轮正火处理及齿数钢（调质）硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢8级精度（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；Z =2414）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z =77Z = i X Z 得 Z =75.6，取 77；2 12 1 222.按齿面接触强度设计按公式：7c jKT u 土 1 / Z .d. 2.32 x I t 1( )2可 e uq *dH（1）确定公式中各数值试选K二1.3t 由2表10-7选取齿宽系数ed二1 计算小齿轮传递的转矩，由

16、前面计算可T =139N.m1知：T =1.39 x105N-mm。1由表10-6查的材料的弹性影响系数Z E=189.8MP2由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限h lim1=580MP ；大齿轮的接触疲劳强度极限h lim2=560MP。由2图10-19取接触疲劳寿命系数K =0.95；K =1.05。HN1HN 2计算接触疲劳许用应力。取失效概率为100，安全系数S=1，有Q 二 H1 H 血1 =551MPaH 1SQ 二 HN1 H limi = 588MP aH 2S(2)计算 确定小齿轮分度圆直径d1t，代入& h 中较小的值 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由

17、计算公式可得：、2 321.3x 1.39x 105 4.2 (189.8)70 _d 2.32 x 3x x ()2 二 70.5mm313.2551 计算圆周速度。兀d n3.14x 70.5 x 480 . _ .v = = 1.77m/s60x100060x1000 计算齿宽bb =0 xd = 70.5mmd1t 计算模数与齿高模数 m =伫= 2.94mmt z241齿高 h = 2.25mt = 2.25 x 2.94 = 6.62mm 计算齿宽与齿高之比hb 70.5 eVh 6.470 = 551MPH 10 = 588MPaH 2d、 =70.5mm 1t1V=1.77m/

18、sh=6.62mm计算载荷系数K。已知使用系数KA=1.25，据v=1.77m/s.8级精度。由图10-8得K EKHP小6。由图 10-13 查得 K =1.40，FpK =K =1HaHP故载荷系数:K= Ka X KV X圆直径:由图10-3查得K x K =2.01HaHP按实际的载荷系数校正所算得的分度d = d 匹=70.5 x J201 = 81.8mm113 K 1.3计算模数mnd 81.8m = = 3.41mmn Z 2413按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:i 2 KT Y Ym 1Fa_San3： z 2d 1：dZFaQ FK=2.01d 1=818mm(1)确定计算参

19、数计算载荷系数。K=K a K KK = 1.93v Fa fP查取齿形系数由2表 10-5 查得 Y =2.65,查取应力校正系数Fa1Y =2.22Fa 2由2表 10-5 查得 Y =1.58,Sa1Y =1.77Sa 2由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极m =3.41mmnK=1.933.按齿 根弯曲强度 设计4.尺寸计算& fei =330MP ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限b fe 2=310MP由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K =0.90, K =0.95FN1FN 2 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：1 K &0.90 x 330 十b fn 1

20、fe1 = 212 MPaF 1S1.4 nK b0.95 x 310b FN 2 FE2 210 MPaF 2S14Y Y 计算大、小齿轮的，并加以比较b FY Y2 65 x1 58営攀厶 x1.58 0.01975b F 1212Y Y2 17 x 1 77評2 严2- / 0.01871b F 2=210经比较大齿轮的数值大。(2)设计计算、|2x 1.93 x 1.39 x 105小宀m x 0.01975 2.641 x 242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法面模数，取 m =3m m，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：Z1 -幺=8178

21、=27.261 m3取 z =28，则 z i x z 3.2 x 28 89.61 2 12 1t =212MPaF 1lb =210MPaF 2z1 2889取z =89，新的传动比i = = 3.182 12 284.几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径d = mz = 3 x 28 = 84 mm1 id = mz = 3 x 89 = 267mm2 2(2) 计算中心距(Z + Z ) m a = 12=175.5mm2(3) 计算齿轮宽度b=0 d = 1 x 84 = 84mmd 1B 1=90mm， B 2 =85mmz2 = 89 d = 84mm1d =267mm2a=175

22、.5mmb=84mmB1 =90mmB2 =85mm由此设计有：名称计算公式结果/mm模数m3压力角ao=20齿数zi28z289传动比i3.15分度圆直径d184d2267齿顶圆直径d 二 d + 2h*mal1a90d 二 d + 2h*ma 22a273齿根圆直径d = d -2(h* + c*)m f 11a75d = d -2(h* + c*)m f 22a258中心距m(z + z )a =122175.5齿宽B1B290853. 3齿轮和 4齿轮的传动计算设计内容计算及说明计算结果1.选、定齿1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿直齿圆柱齿轮轮类型、精轮传动；45钢度等级、材2）运输

23、机为一般工作机器，速度不咼，小齿轮调质处料及齿数故用8级精度；（GB1009588）理3）材料的选择。由2表10-1选择小齿大齿轮正火处轮材料为45 （调质）硬度为240HBS,大齿理轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS,8级精度两者硬度差为40HBS；z1=24z2=784）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数 Z 可由 Z2=i23 xZ1得 Z2=78.48,取 78；2.按齿面接按公式：触强度设计d 232 iK T u 土 1 ( Z 、d n 2.32 x i (、21t3 eu q 1dH（1）确定公式中各数值试选K =1.3。t由表10-7选取齿宽系数T2=42N.md

24、= 1。计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T 2=4.2 x105N - mm。由表10-6查的材料的弹性影1响系数 ZE =189.8MP2 由图10-21d按齿面硬度查 的小齿轮的接触疲劳强度极限 & hiimi=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 hlim2=560MP 由2图10-19取接触疲劳寿命系数 K = 1.07 ；HN1K 二 1.13HN 2 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1/,安全系数0S=1,有Ly - Khn1 H lim1 = 620.6MPH 1Sy 二 Khn2 H lim2 632.8MPH 2S(2)计算确定小齿轮分度圆直径d，1t 代入y 中较

25、小的值H 计算小齿轮的分度圆直径d ，1t由计算公式可得：d 2.32 X A3 X 4.2 X 105 X 旭 x 严注9.12mm1tF12.29 620.6 计算圆周速度。vnd n3.14 x 97.12 x 152.38v 1 0.77m/s60 x 100060 x 1000.=620.6MPaH 1 =632.8MPaH 2d =97 12mm11V=0.77m/s3.按齿根弯曲强度设计计算齿宽bb= x d =1 x 97.12=97.12mm d1t计算模数与齿高d 97.12/m = = 4.05mm模数zi24齿咼 h=2.25 m =2.25 x 4.05 = 9.11

26、mmt 计算齿宽与齿高之比9hb = 97.12 =10.66h9.11 计算载荷系数K已知使用系数K =1.25,据v=0.77m/s，A8级精度。由2图10-8得K =1.05，VK =1.46。由图 10-13 查得 K =1.38, 邸Fp由2图 10-3 查得 Kh =K H =1故载荷系数：K=K x K x Kx KvAHahP= 1.25 x 1.05 x 1 x 1.46=1.92 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：ikd =d -J=97.12 xj192 =118mm11t 3 K3 1.3 计算模数mnd 118 m =- =4.91mmn Z2413按齿根弯曲疲

27、劳强度设计m = 4.05 mmth=9.11mmK=1.92d =97.12mm1m =4.91mmn4.尺寸计算按公式：2 KT Y Ym n11Fa Sa3 Z 2 Q 、d 1F(1)确定计算参数 计算载荷系数。K=K K K K = 1.45A V Fa 邛 查取齿形系数由2表 10-5 查得 Y =2.65，Fa1Y =2.30Fa 2查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Y =1.58，Sa1Y =1.72Sa 2由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极b=330MP，大齿轮的弯曲疲FE1劳强度极限b=310MPFE 2由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数K =0.95, K

28、=0.97FN1FN 2 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： K b0.95 x 330b 二fn 1 fe1 =223.9MpF 1S1.4 K b0.97x310 cl、仆b 二一FN2 FE2 = =214.8MPF 2S1.4Y Y 计算大、小齿轮的Fa Sa ，并加以b Fb=223.9MPaF 1b=214.8MPaF 2K =1.45比较Y Y2.65 x 1.58“Fa1Sal= 0.0187b 223.9F 1Y Y2.224 x 1.72Fa2 Sa2 一 二 0.0184b 214.8F 2经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算、（2 x 1.45 x

29、 4.2 x 105m x 0.0187 二3.4mm1 x 242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 的法面模数，取m =4mm,已可满足弯曲 疲劳强度。于疋有：z =幺8二292 m4取 z =29，则 Z =i x Z = 2.26 x 29=65.541 2231取 z =652新的传动比i = 2.2423294.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d = mz = 4 x 29 = 116 mm11d = mz = 4 x 65 = 260mm2 2z =291z =652d1=116mmd2 =260mm(2)计算中心距(Z + Z )m(29

30、+ 65) x 4 1OOa = 12= 188mm2 2(3)计算齿轮宽度b = 0 d = 1 x 108=108mmd iB =100mm, B =95mm1 2由此设计有：a=188mmb=108mmB1 =100mmB2 =95mm名称计算公式结果/mm模数m4z29齿数z：65传动比i2.24分度圆直径d116I260齿顶圆直径d 二 d + 2h*mal1a124d 二 d + 2h*ma 22a268齿根圆直径d = d -2(h* + c*)m f 11a106d = d -2(h* + c*)m f 22a344中心距a = m( z + z.)188齿宽B10095三.轴

31、的设计计算及校核1. 1轴的设计计算设计内容计算及说明计算结果1.已知条件功率转矩转速6.99Kw139Nm480r/min2.选择轴的 材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺 寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢， 调制处理45钢，调制处理F =3310N tF =1205NrF=1855N3.求作用在 齿轮上的 力已知高速级小齿轮的分度圆直径为di=84mm而红二 2 決 139000 =331ON t d84iF =F tana = 3310 x tan 20=1205N rt压轴力F=1855N4.初步确定 轴的最小 直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材 料为45钢，调质处理据表15

32、-3，取 A 0=110，于疋得：d =A J = 110計 6 99 = 27mm min 0 | n 440 1d= 27 mmmin因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增 大10%-15%故d=31.05mm,又此段轴与大 带轮装配，综合考虑两者要求取 d =32mm，查4P 表14-16知带轮宽 min620B=78mm故此段轴长取76mm。5.根据轴向定位（1）拟定轴上零件的装配方案，通过分析的要求确比较，装配示意图d= 35mmII-III定轴的各l = 58mm段直径和I-II长度VIIVO *VIVIV8 EIId= 35mmii-iii（2）据轴向定位的要求确定轴的各段d= d=

33、 40mmIII二w训 _WI直径和长度I-II段是与带轮连接的其d _n =32mm， 11_II =76mm。l= 46mm叫训iII-III段用于安装轴承端盖，轴d= 46mm承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设l= 86mm计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端d= 58mmv_w的距离为38mm。故取1=58mm,因其l= 58mmII _ IIIII-III右端面需制出 轴肩故取d=35mm。l= 46mmII _ IIIw_i初选轴承，因为有轴向力故选l= 12 mmw _v用深沟球轴承，参照工作要求并据d=35mm。ii - i

34、ii由轴承目录里初选 620号其尺寸为 dx D x B故d=40mm。又右边采用轴肩iii - iV定位取 dw-v =52mm 所以 1=139mm,w-vd v -疋=58mm, 1v -切=12mm取安装齿轮段轴径为 d=46m m,齿轮左端与左轴承之间用套疋-筒定位，已知齿轮宽度为90mm为是套筒端 面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽 度故取1 =86mm。齿轮右边讪训段为轴 套定位，且继续选用6208轴承，则此处 d =40mm。取 1 =46mm(3) 轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平 键连接。按d i-ii由5P53表4-1查得平键截 面b x h二10

35、x 8,键槽用键槽铣刀加工长为 70m m。同时为了保证带轮与轴之|间配合有 良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合 为，同样齿轮与轴的连接用平键 n614x9x63，齿轮与轴之间的配合为H7轴n6 承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现 的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为2 x 45。.其他轴肩处圆角见图。1. 2轴的设计计算设计内容计算及说明计算结果1.求轴上的 功率，转速 和转矩由前面的计算得P 1 =6.71KW ,n=152.38r/min,T1 =4.2 x 105n mm2.初步确定 轴的最小 直径现初步估算轴的最小直径。选取

36、轴的材 料为45钢，调质处理据表15-3，取A =110，于是得：0d mii=A o:P -11o； 6.712 110 X 3 _n23= 38.8mm 152.3845钢，调制处理d =38.8mmmin因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-14%故d =44.6mm，又此段轴与轴min承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受 径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件 可选 6210 其尺寸为：dx D x B =50x 90 x 20故d=50mm右端用套筒与齿轮定位，套I - II筒长度取24mm所以1=48mmi 一 ii3.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案通过分析比（2）据轴

37、向定位的要求确定轴的各段l =79mmii 一 iiid =68mmii 一 iii直径和长度II-III段为高速级大齿轮，由 前面可知其宽度为85mm，为了使套筒端面 与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l =79mm，d =68mm。II - IIIII - IIIIII-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得1III - IV=20mm, d=80mm。III - IV IV-V段为低速级小齿轮的轴 向定位，由其宽度为113mm可取1=112mm， d =56mmIV- VIV-V V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取 套筒

38、长度为24mm 则 1=48mmV-VId =50mmV- VI(3) 轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P 表4-1查得平II-III53b x h x L = 16 x 10 x 75,按 d iv-v 得平键截面b x h x L =16 x 10 x 109其与轴的配合均为 H7。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配 n6合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为2x45。.轴肩处圆角见图1=20mmIII - IVd=80mmIII - IV1=112mmIV- Vd =56mmIV- V1=48mmV-

39、VId =50mmV- VI1. 3轴的设计计算1.求轴上的 功率、转速 和转矩由前面算得 p 3 =6.44kw， n 3 =67.4r/min，T 3=9.12 x 106n mm2.求作用在已知低速级大齿轮的分度圆直径为d =260mm4齿轮上的力+22 x 9.12 x106而 F 3 7015 NJ|JL3/ XJ 丄 J丄 Vt d2604F = F tan a。=7015 x tan 20。 2553Nrt3.初步确定现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调d 50.3mmmin轴的最小质处理据表15-3，取Ao_11O,于是得：直径d A 3 二110 x 3 644

40、50.3mm min03 n 67.4同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T KTcaA 3查 表14-1取 K=1.3.贝U :AT K T 1.3 x 9.12 x 105 1185600N mmcaA 3T =1185600N按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查cammP表8-7可选用GY7型弹性柱销联轴器。其公称转99d I - II =50mm矩为1600000N mm。半联轴器孔径d=50mm,故取d =50mm半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配I - II合的毂孔长度L =102mm。1拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示d ii-iii =52m意图1于m1

41、i - ii =132mL - - -L - - Jfl -L - - ,；： - - 5 - -a- - am(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径dII-III =52mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=52mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为102mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比Li略短一些，现取l n =132mm.II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d 一jjj =52mm和方便拆装可取1 一皿=95mm。初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要

42、求d=55mm，由轴承目录里初选6211III-W号其尺寸为 d x D x B =55mm x 100mm x 21mm，1 iii-iv =21mm由于右边是轴肩定位，d w - v =65mm，liv - v =98mm， dv-w =71mm， 1 v -疋=12mm。取安装齿轮段轴径为dyi-切 =63mm，已知齿轮宽d iii-v =55mm为115mm取1疋-=111m m。齿轮右边段为轴套定1 iiiiv =21mm位,轴肩高h=6mm则此处d-训=70m m。取1-训=48mmd v v =65mm(3)轴上零件的周向定位1 v v =98mm齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采

43、用平键连接。d v 疋=71mm按d -ii由5P 53表4-1查得平键截面b x h = 18 x 11键槽1 v 疋=12mm4.轴的结构设计用键槽铣刀加工长为95mm。选择半联轴器与轴之间的H 7配合为k6，同样齿轮与轴的连接用平键224齿轮H 7与轴之间的配合为n6轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2x 45。.个轴肩处圆角见 图。d 疋-=63mml yi-切=111mmd -训=70mml -训=48mm5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如 图 7-6。现将计算出各个

44、截面处的Mh，Mv和M的值 如下：F =794NF =2182NNH1NV 1皿日=-139744Nm=384032N mmM 二山.42 + 3.82 x 105=408667N mm1T =9.12 x 105 n mm1F =794NNH 1M =-139744NH-mmM =384032NV-mmM =408667N1-mmT =9.12 x 105 N1-mm6.按弯扭 合成应力 校核轴的 强度?t进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据式15-5及上面的数据，取Q =0.6,轴的计算应力尺Jm2 + (aT )24.

45、12 + (0.6 x9.12)2 x105ca _ W_0.1 X 803=13.4MPC ca=13.4MPa前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得bj=60Mp, C ca - QJ，故安全。轴承和键以及其它必要的选择1. 轴承的寿命计算（一）、III 轴上轴承 6211的寿命 计算预期寿命：Lh = 8 X 300 X10 二 24000h已知 P = 6440 N, n = 67.42r /min,C = 43200了106 /C、10643200,L ( )* ()3h 60n P60x 67.425 6440=7461924000h故I轴上的轴承6211满足要求。

46、Lh =74619符合要求2. 键连接的校核III轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为0 二 110MPpaI-II段键与键槽接触疲劳强度l = L 一 b = 95 一 18 = 77 mm2T2 x 9120心”“o =二二 43.1MP pkid 0.5 x 11 x 77 x 50 x 10-9a故此键能安全工作。段与键槽接触疲劳强度键的强度符合要求o = 110 MPpal = L 一 b = 100 一 22 = 78mm2T2x9120b =p kld 0.5x14x78x80x109二 86.1MP b 二 110MPaap故此键能安全工作。3 润滑及密封类型选择1润滑

47、方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个 轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴 承采用脂润滑。2密封类型的选择1. 轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密 封。2. 箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方 法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封（1）轴承箱体内侧采用挡油环密 封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封4. 减速器附件设计1观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润 滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。 平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物 进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之 间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油 网。查表表15-3选观察孔和观察孔盖 的尺寸

48、分别为140x 120和110x90。2油面指示装置设计油面扌日示装置采用油标扌日示。3通气器的选 择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表表15-6选M36x2型通气帽。4放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低 处，箱座内底面做成15外倾斜面，在排 油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽， 排油孔平时用螺塞堵住。查表表15-7 选M20xL5型外六角螺塞。5起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出 吊环用于吊起箱盖。6起盖螺钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸 缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘 连接螺栓直径相同。7定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和 装配精度，在精加工

49、轴承座孔前，在箱体 联接凸缘长度方向的两端，个装配 个定 位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓 直径的0.8倍。5. .主要尺寸及数据箱体尺寸：箱体壁厚 =10mm箱盖壁厚5 1=8mm箱座凸缘厚度b=15mm5 =10mm1=8mmb=15mmb1=12mm箱盖凸缘厚度bi=12mmb2 =25mm箱座低凸缘厚度b2=25mmbf =19mm地脚螺栓直径bf =19mmn=4地脚螺栓数目n=4d 二 M161轴承旁联接螺栓直径di二M16d 二 M122机座与机盖联接螺栓直径l=150mmd 二 M122d3=M10联接螺栓d2的间距l=150mmd4=M8轴承端盖螺钉直径d3=M10d=1

50、0mm窥视孔盖螺钉直径d4 =M8c 1 =34mm ，定位销直径d=10mm22mm， 18mmd f ,d 1 ,d 2至外箱壁的距离c 2 =28mm ，c1=34mm， 22mm, 18mm16mmd f， d 2至凸缘边缘的距离R1=16mmc 2 =28mm， 16mmL1=70mm轴承旁凸台半径R1=16mmA1=14mm凸台高度根据低速轴承座外半径A 2=12mm确定m1=m=7mm外箱壁至轴承座端面距离L1=70mm大齿轮顶圆与内箱壁距离d=14mm齿轮端面与内箱壁距离A2=12mm箱盖，箱座肋厚m=m=7mm轴承端盖外径D2:凸缘式端盖：D+ （55.5） d3以上数据参考机械设计课程设计指导书13.参考文献参考文献：机械设计徐锦康 主编 机械工业出版社 机械设计课程设计陆玉 何在洲 佟延伟 主编 第3 版 机械工业出版社机械设计手册