机械设计基础课程设计胶带输送机卷筒的减速器单级圆锥齿轮减速器设计

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1、 1 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 设计题目：设计题目： 胶带输送机卷筒的减速器 单级圆锥齿轮减速器设计 姓 名： 学 号： 班 级： C04 建环（1） 完 成 时 间： 2007. 1.22 浙 江 海 洋 学 院 2机械设计基础课程设计计算说明书设计题目： 胶带输送机卷筒的减速器 单级圆锥齿轮减速器设计 设 计 者： 指导教师： 成 绩： 2007 年 1 月 22 日 浙浙 江江 海海 洋洋 学学 院院 3机械设计基础课程设计任务书机械设计基础课程设计任务书一、课程设计教学目的及基本要求一、课程设计教学目的及基本要求机械设计基础课程设计是机械设计基础课程的重要实践性环节，是学

2、生在校期间第一次较全面的工程师能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。本课程的教学目的是：1.课程设计实践，树立正确的设计思想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力。2.习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。3.进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，在条件允许情况下还应进行计算机辅助设计和绘图的训练。本课程设计的基本要求是：1.从机器功能要求出发，制订或分析设计方案，合理地选择电动机、传动机构和零件；2.能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理选择零件材料，正确计算零件工作能力

3、和确定零件主要参数及尺寸；3.能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济和安全等问题，对机器和零件进行结构设计；4.图面符合制图标准，尺寸及公差标注正确，技术要求完整合理。在条件允许情况下要求初步掌握计算机进行设计计算和计算机绘制装配图零件图的能力。二、课程设计内容及安排二、课程设计内容及安排1.基本内容课程设计题目常以一般用途的机械传动装置为主，也可选做其他设计题目，其工作量相当于二级齿轮减速器或单级蜗杆减速器。每个学生应完成：部件正式装配图 1 张 A2 图纸，零件工作图 1 张 A2 或 A3 图纸，通常为轴、齿轮（或蜗轮）零件工作图，设计说明书一份，说明书应包括：确定传动装置总体方案

4、，选定电动机，传动装置运动学动力学计算，传动零件计算，轴、轴承、键的校核计算，联轴器选择等内容。部件正式装配图和零件工作图均用计算机绘制。设计题目可仅给机器所需实现的功能，由学生自订传动方案设计；亦可给定传动方案，由学生分析后进行设计。2.工作进度安排(1)传动方案设计（含选电动机、传动装置的运动学、动力学计算） （1 天） ； 4(2)传动件设计（1 天） ；(3)装配草图设计（2 天） ；(4)装配工作图设计（2 天） ；(5)零件工作图设计（1 天） ；(6)编写设计计算说明书（1 天） ；(7)总结（1 天） ；(8)答辩（1 天） 。三、课程设计考核方法及成绩评定三、课程设计考核方法

5、及成绩评定 设计完成后应进行答辩，并按优秀、良好、中等、及格、不及格评出成绩，成绩单独记分。四、机械设计基础课程设计题目四、机械设计基础课程设计题目: :胶带输送机卷筒的减速器的设计原始条件和数据: 胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作有粉尘;使用期限 10 年，大修期 3 年。该动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产，输送带速度允许误差为5%。学号8 号输送拉力 F（N）2000输送速度 v（m/s）0.9卷筒直径 D （m）300 5目录目录第第 1 章章 传动方案的分析与拟定传动方案的分析与拟定. .7第第 2 章章 电动机的选择及传动装置的分析和动力参数计

6、算电动机的选择及传动装置的分析和动力参数计算.72.1 节 电动机的选择 .72.1.1 选择电动机的类型.72.2 节 传动装置的运动和动力参数计算 .92.2.1 传动比的分配及装置的运动和动力参数计算 .9第第 3 章章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算.113.1 节 一对高速级直齿圆锥齿轮传动零件设计计算 .11 3.2 节 一对低速级直齿圆锥齿轮传动零件设计计算.17 第第 4 章章 轴的设计与计算轴的设计与计算.224.1 节 轴的设计与计算 .224.1.1 轴的材料的选择 .224.1.2 按扭转强度估算轴径（最小直径） .224.1.3 轴的结构设计 .224.1.4

7、轴的受力分析轴承的校核 .274.2 节 II 轴的设计与计算 .284.3 节 轴承的选择及校核 .31第第 5 章章 键的选择和计算键的选择和计算.325.1轴承的选择及校核.325.2 II 轴上的键的校核 .32第第 6 章章 滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算.326.1 输入轴上的轴承的选择及校核 .326.2 输出轴上的轴承的选择及校核.32第第 7 7 章章 联轴器的选择联轴器的选择.33第第 8 8 章章 润滑与密封润滑与密封.33设计体会设计体会.34参考文献参考文献.34附图附图.35 6第第 1 1 章章 传动方案的分析与拟定传动方案的分析与拟定1.1.1 了解传

8、动装置的组成和不同方案的传动特点了解传动装置的组成和不同方案的传动特点本方案的原动机为电动机，传动装置为一对圆柱齿轮和一级圆锥齿轮减速器，工作机为卷筒，电动机与减速器由联轴器连接满足工作机性能要求的传动方案，可以由不同的传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护便利一种方案要同时满足这些要求往往是非常的困难的，因此要根据具体需要，保证重点要求同时要了解不同传动装置的特点,如带传动承载能力小相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大,但传动平稳,能缓冲减振.蜗杆传动可实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳但效率较低，

9、适用于中、小功率间歇运转的场合。圆锥齿轮加工较困难，多在改变布置的方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，已减小圆锥齿轮的直径和摸数。开式齿轮传动的工作环境差，润滑条件不好，磨损严重，寿命短，多布置在低速级等传动特点。1.1.2 据给定的参考方案选择圆柱和一级锥齿轮传动据给定的参考方案选择圆柱和一级锥齿轮传动本方案是圆锥和一级圆柱齿轮减速器其特点：齿轮传动传动比较精确，但安装要求高，直齿圆柱齿轮有冲击，应布置在低速级。圆锥齿轮承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小、工作可靠，效率高、寿命长。锥齿轮加工较困难，制造安装精度要求高，成本较高，噪上声较大。所以一般只在需要改变轴的布置方向时采

10、用，并尽量放在高速级并限制传动比，以减少圆锥齿轮的直径和模数。由于开式圆柱齿轮布置在低速级，要求相对较低些，所以根据指导老师的要求本方案的主要任务是设计好闭式圆锥齿轮减速器。经上述分析综合考虑选择以下方案 7第第 2 2 章章 电动机的选择及传动装置的分析和动力参数计算电动机的选择及传动装置的分析和动力参数计算2.12.1 节节 电动机的选择电动机的选择2.1.12.1.1 选择电动机的类型选择电动机的类型传动方案确定后，根据工作机的要求，选择电动机的类型，确定电动机的功率和转速，以确定电动机的具体型号。根据工作机的要求和工作环境，初步选择 Y 系列三相异步电动机。该系列电动机为全封闭自扇冷式

11、电动机，适用于空气不含易燃、易爆或含腐蚀性气体的场合，也适用于多灰尘场合，如仓库物料运输、矿山开采物料运输等。2.1.2 确定电动机的型号确定电动机的型号计算及说明结果1.选择电动机的类型选择电动机的类型按工作条件和要求，选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380 V 工作机所需工作功率：w= FV / 1000 KW=20000.9/1000=1.8KW2.电动机所需工作功率电动机所需工作功率：d =FV / 1000 KWa有电动机至卷扬筒的传动总效率为：2412345a 其中分别为联轴器、滚子轴承、8 级精度圆柱齿轮、8 级精度圆12345 锥齿轮、卷扬筒的传动效率：=0.99、=0.

12、98、=0.97、=0.97、=0.9512345 所以2424123450.990.980.97 0.97 0.950.81a 则 电动机所需要的功率为： =FV / 1000= KWdPa2000 0.9/ 1000 0.812.223.确定电动机的转速确定电动机的转速 卷扬筒的转速为 60 100060 1000 0.957.33min300vrnD按推荐的传动比的合理范围，一级开式圆柱齿轮的传动比为，圆锥136i 齿轮的传动比为，因此总传动比的合理范围为，故电动223i 618ai 机转速的可选范围为功率及传动效率计算公式引自机械设计课程设计指导书第 14 页主要数据：F=2000NV

13、=0.9m/sPw=2.88kW=0.991=0.982=0.973=0.974=0.955 =0.81apd=2.22kW 8计算及说明结果6857.333441032mindarnin符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号,因此有三种传动比方案。列下表：电动机转速 r/min传动装置的传动比方案 电动机型号额定功率Pcd(Kw) 同步转速 满载转速电动机重量参考价格 元总传动比圆柱开式减速器1Y132M-8375071080 430 12.5643.102Y132S-63100096065 35012.26 6

14、2.79尽管适合的电动机重量较重、价格也比较昂贵但综合考虑电动机的和传动装置的尺寸、重量、价格和开式齿轮、减速器的传动比，可见第 1 方案比较适合。则选定的电动机的型号为 Y132M-8，其主要性能如下：序号=49型号= Y132M-8 额定功率：kW=3 同步转速：r/min=1000满载转速：r/min=960 满载电流A=6.5 满载时效率：%=83满载功率因数：cos=0.76 堵转电流/额定电流=6.5 堵转转矩/额定转矩=2最大转矩/额定转矩=2 噪声：dB(A)=71 转动惯量 kg.m2=0.03净重：kg=65 防护等级：IP44 技术参数：380V 50HZ电动机主要外形和

15、安装尺寸如下： 图618ai 选定的电动机的型号为Y132M-8引自机械设计课程设计指导第 15 页 9计算及说明结果中心高H外形尺寸2ACLADHD底角安装尺寸A B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 41 2.22.2 节节 传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算2.2.1 传动比的分配及装置的运动和动力参数计算计算及说明结果1.确定总的传动比和传动比的分配1） 由选定的电动机满载转速和工作主动轴转速，可得传动装置总传动比mnn为： 2）71012.3857.33manin3） 动比的分配一级开式圆柱

16、齿轮的传动比为 36，取，04i 则减速器传动比为12.383.104i 2. 各轴转速电动机轴 710minmrn 轴I1710minmrnn轴II122710229.033.10minnrni轴III32229.03minrnn轴 卷筒轴和 IV 轴相等IV341344.0973.883.10minnrni3. 各轴输入功率I-IV 轴的输出功率和输出转矩分别为输入功率和转矩乘以轴承效率 10计算及说明结果电动机轴 dP2.22KW轴 I0112.22 0.992.20IddPPPKW轴 IIIII12124 P =P=P2.22 0.98 0.972.11KW轴 IIIIIIII23II

17、21P =PP2.22 0.98 0.992.15KW轴 IV34232.22 0.98 0.952.07IVIIIIIIPPPKW4.各轴的转矩电动机轴2.22 9550955029.86710ddmPTNmn轴 I 01129.86 0.9929.56IddTTTNm轴 II12224229.56 0.98 0.97 3.1087.11IIIITTiTiNm轴 III232187.11 0.98 0.9984.51IIIIIIITTTNm轴 IV 同一34123184.51 0.98 0.95 4314.72IVIIIIIITTiTiNm根轴的输出功率或转矩与输入功率或转矩数值不同（因为有

18、轴承功率损耗），需要精确计算时应取不同数值。一根轴的输出功率（转矩）与下一根轴的输入功率（转矩）的数值也不同（因为有传动件功率损耗） 。将计算得到的各轴的运动和动力参数整理于下表：功率PKW转矩TNm轴名输入输出输入输出转速 nminr传动比i效率电动机2.2229.867101.000.99I 轴2.202.1629.5628.97710II 轴2.113.0787.1185.37254.462.320.94轴：I1P2.20KW1T29.56Nm轴：IIIIP2.11KWIIT87.11Nm轴：IIIIIIP2.15KWIIIT84.51Nm轴：IVIVP2.07KWIVT314.72Nm

19、 11计算及说明结果1.000.97III 轴2.152.1184.5182.82254.46IV 轴2.072.03314.72308.4376.464.20.93第第 3 3 章章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算3.13.1 节节 一对高速级直齿圆锥齿轮传动零件设计计算一对高速级直齿圆锥齿轮传动零件设计计算3.1.13.1.1 选择齿轮材料及精度等级选择齿轮材料及精度等级1、选用直齿锥齿轮传动。2、选择齿轮材料及精度：小齿轮选用 45 号优质炭素钢调质硬度为 197286HBS;大齿轮选用 45 号优质炭素钢正火硬度为 156217HBS;因为卷扬机为一般工作机器，速度不高，是普通的

20、减速器,由表选用 8 级（GB10095-1988）精度的要求齿面粗糙度: ; 3.26.3aRm3、初选取小齿轮齿数为，大齿轮齿数1Z = 252Z =25 4=100实际齿数比为 齿数比的误差为 0 21u= Z /Z =100/25=4 3.1.23.1.2 确定设计准则确定设计准则由于该减速器为闭式的齿轮传动,且两齿轮的齿面硬度 HBS 小于 350 的软齿面,齿面的点蚀是主要的失效形式,按照齿面的接触疲劳强度进行设计计算,确定齿轮的主要参数和尺寸，然后在按照齿轮的弯曲疲劳校核齿根的弯曲强度。3.1.33.1.3 按齿面接触疲劳强度设计并校核按齿面接触疲劳强度设计并校核计算及说明1、确

21、定设计公式：21314(1 0.5)HERdHKTZZdu2、 确定有关计算参数及系数值：（1） 试选载荷系数 查表得取 K=1.1（2） 计算小齿轮传递的转矩 齿轮计算公式核有关数据引自机械设计基础 题目：慢动卷扬机传动装置设计主要数据： 1201129.86 0.9929.56IddTTTNm（3）查得齿宽系数：齿宽系数，越大，就越大，沿齿宽受力越不易均Rb匀，一般取得到，因为是软齿面，且是悬臂布置13R0.250.30R取=0.30d（4）许用接触应力：由表 11-1 可得: =575MPa,Hlim1H =380MPa;lim2H由表 11.5 查得到：,1.1HS查图可得到：;N1Z

22、=1.00N2Z=1.05弹性系数。12189.8EaZMP由下式计算可得：1lim111.00 575522.731.1NHHaHZMPS2lim221.05 380362.731.1NHHaHZMPS故 21314(1 0.5)HERdHKTZZdu234 1.1 29.562.5 189.80.30 4(1 0.5 0.30)522.73 61.158mm即 161.158dmm24 61.158244.632dmm5522 662218184244.63279.32zid所以圆整取齿数 则; 280z 180415z 实际齿数比2180420zuz 齿数比的误差为%0444uuu 所以

23、1161.1583.0620dmzK=1.10.3Rlim1575HMPalim2380HMPa1.1HS.11.00NZ21.05NZ1522.73HMPa2362.73HMPa161.158dmm 13查表可得到取标准模数 m=3.5.3、主要尺寸计算(1) 齿数 则;280z 180z =204(2) 分度圆锥角为:221475 5736zarctgarctgz(3)19075 573614 224(4) 直径确定：大端分度圆直径为： 113.5 2070dmzmm223.5 80280dmzmm(5) 锥距为：22221211()(2080 )144.30944Rddmm(6) 齿宽

24、：，圆整12bb和0.3 144.30943.2927RbRmm45bmm取 245bmm145550bmm 7、根弯曲疲劳强度：1112232141 0.51FasaFFRRKTYYz mu（1） 计算当量齿数 ：1VzV2和z11115 cos14 22415.46cosVzz22260 cos75 5736247.39cosVzz（2） 查取齿形系数 由图 11-8 外齿轮的齿形系数得 Fa1Y =3.22Fa2Y = 2.15（3） 查取应力校正系数 由图 11-9 外齿轮的应力校正系数得 Sa1Y = 1.53Sa2Y = 1.86（4） 齿轮弯曲疲劳强度极限由表 11-1 45 钢

25、齿轮弯曲疲劳强度极限得 FE1 = 420MPaFE2 = 290MPa（5） 弯曲疲劳寿命系数 N1N2Y =Y =1.00m=3.5120z 280z 170dmm2280dmm123.222.15fFYY121.531.86SSYY114 2 24275 57 36 14（6） 弯曲安全疲劳寿命系数FS =1.25 (7) 许用弯曲应力11NFEFFYS 1111 4203361.25NFEFFYMPaS2221 2902321.25NFEFFYMPaS1113122211223241 0.514 1.1 29560 3.22 1.5359.350.31 0.5 0.3151.041Fa

26、SaFRRHFKTYYzuMPa 22212112.15 1.8659.3548.183.22 1.53FaSaFFFFaSaYYMPaYY齿根弯曲强度校核合格。 8、齿轮速度1 14.98 7100.42/60 100060 1000d nvm s由于载荷不大知，选 8 级精度是合适的。9、主要参数计算节圆锥角(分度圆锥角) 11114 2 244arctgarctgu 21909014 2 2475 57 36齿顶圆直径 小齿轮 1112cos152 1.0 cos14 2 2416.77addmmm 2222cos602 1.0 cos75 57 3660.485addmmm 可知小齿轮

27、采用实体式，大齿轮采用腹板式。齿顶高 *1.0aahh mmm12420290FEFEMPaMPa1.25FS 121NNYY1336FMPa2232FMPa11FF22FF0.42/vm s 15齿根高 *1 0.251.01.25fahhcmmm全齿高1.0 1.252.25afhhhmm齿根圆直径1112cos152 1.25 cos14 2 2412.672ffddhmm 齿根角2222cos602 1.25 cos75 57 3659.418ffddhmm 1.252 161330.92ffharctgarctgR 齿根角1.01574230.92aaharctgarctgR齿顶圆锥

28、角 1112 1613 14 2 2416 1837aa 2221 5742 75 57 3677 5518aa 齿根圆锥角 1114 2 242 161311 4611ff 2275 57 361 574274 5914ff 当量齿数 11111515.46,16coscos14 2 24vvzzmmzmm取 222260247.38,248coscos75 57 50vzzmmzmm取 1610、将齿轮数据归纳为下表：直齿圆锥齿轮参数表直齿圆锥齿轮参数表 表表 3-13-190序号名称公式计算结果1大端模数m1.02传动比i3.03分度圆锥角211=zarctgz21=90-275 57

29、36114 2 244分度圆直径dmz115d 260d 5齿顶高 *aahh m*1ah1.0ah 6齿根高1.2fhm51.2fh 7全齿高2.2hm52.2h 8顶系0.2cm50.2c 9齿顶圆直径1112cosaddm2222cosaddm116.77ad260.485ad10齿根圆直径112.4cosfddmhf=(ha*+c*)m(c*=0.2)hf=.1.2511锥距da=d+2hfcosda1=14.325da2=56.27312齿宽222121ddRR=30.9213b=1/3RB=40.2014齿顶角a1=a2=arctan(ha/R)a1=a2=15712“ 1715齿

30、根角f=arctan(hf/R)f1=f2=15712“”16齿顶圆锥角f=+af1=15 5936f2=77 155817齿根圆锥角a=-fa1=13 0512a2=77 2418当量齿数zv=z/cos()Zv1=16Zv2=2453.23.2 节节 一对低速级直齿圆柱齿轮零件设计计算一对低速级直齿圆柱齿轮零件设计计算3.2.13.2.1 选择齿轮材料及精度等级选择齿轮材料及精度等级按表 11.1 选择齿轮材料为：小齿轮选用 45 钢调质，硬度为 197286 HBS； 大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 156217 HBS因为是普通减速器，由表 11.2 选 8 级精度，要求齿面粗糙度R

31、a3.26.3m。3.2.23.2.2 确定设计准则确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度 HBS 小于等于 350 的软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式。应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。3.2.33.2.3 按齿面接触疲劳强度设计并校核按齿面接触疲劳强度设计并校核计算及说明结果 181.确定有关参数与系数：（1）转矩 T1128.97 0.97 0.98 4110.16TTin m圆锥圆锥 轴承（2）载荷系数 K查表 11.3 取 K=1.1（3）齿数 z1和齿宽系数 d小齿轮的齿数 z1取为 25，则

32、大齿轮齿数圆整取213.10 2577.5ziz278z 实际齿数比21783.1025zuz 齿数比的误差为3.103.100.00%5%3.10uuu 齿面表面为软齿面，选取.01d（4）许用接触应力H由图 11.1 查得 lim1lim2560,400HHMPaMPa由表 11.5 查得.01HS8116060 710 115 52 4013.29 10hNn jL 查图得8226060 229.03 115 52 404.29 10hNn jL 18. 1,06. 121NNZZ由式（11.15）可得 MPaMPaSZHHnH6 .593156006. 11lim11 2lim221.

33、18 4004721nHHHZMPaMPaS故 2131143.76HduuKTd齿轮计算公式核有关数据引自机械设计基础第 168183 页主要数据：K=1.11dlim1lim2560400HHMPaMPa.01HS8113.29 10N 724.29 10N 18. 106. 121NNZZMPaH6 .59312400HMPammd99.761m=3.5122578zzmmd751mmd3812122.322.15FFYY121.591.82SSYY 19 321.1 2986003.10 176.431 3.10 593.681.95mm 1181.953.27825dmmmz由表 4

34、-1 取标准模数 m=3.5 113.5 2587.5dmzmm 223.5 78273dmzmm11 87.587.5dbdmm 圆整取288bmm 12593bbmm 12113.5 257814922am zzmm2.按齿根弯曲疲劳强度校核（1）齿形系数 YF查图 11.8 得 122.32,2.15FFYY（2）应力修正系数 YS查表 11.9 得 121.59,1.82SSYY 20（3）许用弯曲应力F由图 11.1 查得MPaMPaFF190,2102lim1lim由表 11.5 查得3 . 1FS有图 11.8 查得121NNYY由式（11-5）可得MPaMPaSYFFNF162

35、3 . 121011lim11MPaMPaSYFFNF1463 . 119012lim22 即有1111211222 1.1 298600 2.32 1.5990.4387.5 3.525FSFFKTY Ybm zMPa22212112.15 1.8290.4395.922.32 1.59FSFFFFSY YMPaY Y齿根弯曲强度校核合格。3.验算齿轮得圆周速度1 187.5 242.561.12/3/60 100060 1000d nvm sm s由表 11.2 可知，选 8 级精度是合适的。4.主要尺寸计算齿顶圆直径 小齿轮 11287.52 393.5aaddhmm 大齿轮 12227

36、32 3.5280aaddhmm 可知小齿轮采用实体式，大齿轮采用腹板式。齿根高 *1 0.253.54.38fahhcmmmMPaMPaFF1902102lim1lim3 . 1FS121NNYYMPaF1621MPaF146211FF22FF1.12/vm s 21齿根圆直径11287.52 4.3878.84ffddhmm 2222732 4.38264.24ffddhmm 齿高 34.387.38afhhhmm齿距 3.511.00pm齿厚 11.0011.005.5022s 顶隙 *0.25 3.50.88cc mmm基圆直径11cos87.5 cos2082.22bdd 22cos

37、273 cos20256.53bddmm将齿轮数据归纳为下表：表表 3-23-2 直齿圆柱参数表直齿圆柱参数表分度圆直径d1=mz=87.5d2=mz=273基圆直径db1=d1cos=82.22db2=d2cos=256.53齿顶高ha=ha*m=3.5齿根高hf=(ha*+hf*)m=1.25*3.5=4.38齿高h=ha+hf=7.38mm齿根圆直径da=d1+2ha=93.5da=d2+2ha=279齿顶圆直径df1=d1-2hf=78.74df2=d2-2hf=264.24齿距P=m=11.00齿厚S=p/2=5.50齿槽宽E=p/2=5.50标准中心距A=m(z1+z2)/2=18

38、0 22第第 4 4 章章 轴的设计与计算轴的设计与计算4.14.1 节节 轴的设计与计算轴的设计与计算4.1.14.1.1 轴的材料的选择轴的材料的选择由以知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，则选用 45 钢并经调质处理。由表 14.1 查得强度极限，由表 14.3 得许用弯曲应力 630BMPa-160bMPa4.1.24.1.2 按扭转强度估算轴径（最小直径）按扭转强度估算轴径（最小直径）根据表 14.2 得 C=118107。又由式（14.2）得333.6910711816.7618.48960pdcmmn考虑到轴得最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算

39、直径加大 3%5%，取为17.2619.03mm。由设计手册取标准直径120dmm4.1.34.1.3 轴的结构设计轴的结构设计(1)受力分析：已知输出轴上的功率 P=2.22KW；转速；转矩1710minnr；高速级小齿轮分度圆直径, 129860Tmm170dmm（2） 轴的结构设计（见图）28402822202050507090545665图图 4-14-1 轴的结构设计草图轴的结构设计草图 23计算及说明结果a. 初定各轴段直径位置轴直径/mm说明连轴器处22按传递转距估算得基本直径油封处28为满足联轴器的轴向固定要求而设一轴肩轴承处35因轴承受径向力及轴向力，选用圆锥滚子轴承为便于拆

40、卸因略大于油封处直径，并符合滚子轴承的标准内径，故取轴径为 35mm，初定轴承型号为30207套筒处40齿轮右端用轴轴环，应大于轴承处的直径轴承处35因轴承受径向力及轴向力，选用圆锥滚子轴承为便于拆卸因略大于油封处直径，并符合滚子轴承的标准内径，故取轴径为 35mm，初定轴承型号为30207齿轮处40根据计算所得b. 初定各轴段长度位置轴段长度/mm说明连轴器处50已知联轴器的轴长为 52mm，但为了安装的合理取 50。油封处50该段为轴承盖的长度与轴承盖到联轴器的间距之和。轴承处20轴承的装配间距， ，初定圆锥滚子轴承,轴承型号为30207套筒处65齿轮右端用轴轴环，应大于轴承处的直径轴承处

41、20因轴承受径向力及轴向力，选用圆锥滚子轴承为便于拆卸因略大于油封处直径，并符合滚子轴承的标准内径，故取轴径为 35mm，初定轴承型号为30207齿轮处54已知齿轮的轮毂宽为 44mm，加上垫圈的厚度。 24c. 传动零件的轴向固定齿轮及连轴器处均采用型普通平键；A连轴器处；6 3010962003AGB T齿轮处8 3010962003AGB Td. 其它尺寸因轴承受径向力及轴向力，选用圆锥滚子轴承为便于拆卸因略大于油封处直径，并符合滚子轴承的标准内径，故取轴径为 35mm，初定轴承型号为30207(3)轴的受力分析a.轴传递的转距01129.86 0.9929.56IddTTTNmb.轴上

42、作用力112tmTFd111sin7050sin14 2 2457.85mddbmm齿轮圆周力1122 29560102257.85tmTFNd齿轮径向力1tancos1022 tan20 cos14 2 24360rtFFN齿轮轴向力1tansin1022 tan20sin14 2 2494atFFNc.确定轴的跨距DA 为 90mm,AB 为 70mm,BC 为 50mm(4)轴的校核6 30A 8 30A 29.56ITNm157.85mdmm1022tFN360rFN94aFN 25a.17736.8121033.530293.9129561.352718.952718.9520440

43、4481.05FrFaFBZFAZFBYFAYFtFrFaFBYFBZBFAZAMMMZF2FAYTMYZXYbgCdef50709020925.42图图 4-2 输入轴的受力分析图输入轴的受力分析图b.受力分析垂直面： 26由，即得：0AM70900BYtFF90131470tBYFFN由，即0Y 1314 1022292AYBYtFFFN水平面：由，即得：0AM1002900BZamrFFdF902360 9094 57.85 2424.0157070ramBZFF dFN由，得：0ZM424.10536064.015AZBZrFFFNc.画出轴的弯距图，合成弯距图及转距图；垂直面弯距图如

44、图解(c)所示YM点的弯矩70292 7020440BYAYMFNmm水平面弯距图如图解(d)所示ZM点的弯矩7064.015 704481.05BZAZMFNmm点的弯矩294 57.85 22718.95CZamMF dNmm合成弯距图如图解(e)所示M点的弯矩2222204404481.0520925.42BBYBZMMMNmm点的弯矩222202718.952718.95CCYCZMMMNmm作转矩如图解(f)所示1022 57.8529561.3522TmFdTNmmd.作计算弯矩如图解(g)所示该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，0.6点的弯矩 2722222092

45、5.420.6 29561.3530293.91caBBBMMTNmm点的弯矩22222718.950.6 29561.3521033.5caCCCMMTNmm点的弯矩222200.6 29561.3517736.81caAAAMMTNmm求得点为危险截面的当量弯矩e.按当量弯矩校核轴的强度轴的材料选用 45 钢，调质处理，由表 14.1 查得强度极限，630BMPa由表 14.3 得许用弯曲应力 -160bMPa-13320925.425.68600.10.1 35BbMMPaMPad得轴得强度足够4.1.44.1.4 轴的受力分析轴承的校核轴的受力分析轴承的校核选用圆锥滚子轴承，定轴承型号

46、为 30207(1)计算轴承的轴向力 Fa1、Fa2 由查得轴承的内部轴向力为；表16-121360118.28220.4 cot20.4 cot14 02 10rrSFFFNY2360118.28220.4 cot20.4 cot14 02 10rrSFFFNY因为21118.2894212.28SASFFNF所以轴承为 1 压紧端12212.28aSAFFFN轴承为 2 放松端2118.28aFN(2)计算轴承的当量载荷 P1、P2查得表16-111.75e=1. 5t an 2811212.280.59360arFeF22118.280.32360arFeF查可得表16-11121XX1

47、20YY111111 3600360raPXFYFN 222221 3600360raPXFYFN (3)计算所需基本额定动载荷rC11331166601.2 360 60 24050000453210110prhtf PnCLNf由书附表查得所需基本额定动载荷因为故选用圆锥滚54200rCN1rrCC子轴承，定轴承型号为 30207 适用4.24.2 节节 轴的设计与计算轴的设计与计算（1） 轴的材料选折:由已知条件减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选 45 钢，调质处理。由表查得强度极限 B=600Mpa,许用弯曲应力-1b=60Mpa，取 A=105。=110=37.21

48、m.m，圆整后取38mm30nPAd 2.2257.331d（2） 联轴器的的计算转矩=*=1.587.11=130.67N.m,取=1.5。CATAK3TAK按照计算转矩小与联轴器的额定转矩的条件，查机械手册选用 TL9 型弹性套柱销联轴器，其额定转矩为 1000 N.m，半联轴器的轴孔=50 mm，长度 L=112 1dmm， 29半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=84mm,为了配合紧凑，故取第 1 段长度=82 1Lmm。（3） 轴承盖长度 L=0.15D+=0.15*88+8=21.20 mm，取 21 mm，取轴承盖与联轴器端面之间的距离为 20 mm，故第 2 段轴长=41mm，为了

49、固定轴上轴承取第 22L段轴径=50 mm。2d（4） 根据第 2 段轴径及查设计手册选用 30310 型圆锥滚子轴承，轴承直径 为3d50mm，轴承内侧与机体内壁之间距离为 5 mm，套筒长度为 16 mm，又因为第 4段缩进 3mm，轴承宽度 T 为 38 mm，故第 3 段长度=16+5+38+3=62 mm。第 43L段轴为了固定齿轮上升一个轴肩，取=76 mm，轮毂长度为 88mm，为了紧固4d齿轮，故取此段轴长=90mm。4L（5） 第 5 段轴环=60mm,长度 b1.4hmm，取=20 mm。轴环右端安装的轴 承5d5L与左端轴承型号相同，即=50 mm。B27mm，为安装紧固

50、，轴长 缩6d3d短 12mm，故取25mm6d（6） 联轴器与轴之间采用平键连接。根据实际选用圆头普通平键，其具体尺寸为 bhl=16mm12 mm60 mm. 确定轴上倒角尺寸为 245。（7）轴的校核: 30图图 4-3 轴的受力分析图轴的受力分析图(8)作用在大齿轮上的力：Ft=2T1/d1=229560/61.158=966.7NFr= Fttg/cos=966.7tg200/cos14.770=395N Fa1= Fttg =966.7tg14.770=255NA：垂直面的支撑反力=（L/2-d2/2）/148=（395112/2-360280/2）/112=253NvF1rFaF

51、=-=395+253=648NVF2rFvF1B：水平面的支撑反力：=/2=966.7/2483.5NHF1HF2tFC：垂直面弯矩=L/2=6480.112/2=73N.mvaM2VF2=L/2=-2530.112/2=-29N.mVaM1vF1D：水平面弯矩：=L/2=0.112483.5/2=28N.mHaM1HaM2HF1 31E：合成弯矩：考虑最不利情况，=79N.maMaHavMM22F：轴传递的转 966.70.280/2=136 N.mG：危险截面矩：T=d /2=122 的当量弯矩：tF2设轴的扭切应力为脉动循环，取折合系数=0.6=154N.meM22TMaH：计算危险截面

52、处直径轴材料选取 45 钢，调质处理，查表的=650MPa，由表 14-1 查的许用弯曲B应力=60MPa，则 d=37 N.mb131*1 . 0beM考虑到键槽最轴的削弱，将 d 值加大 5%，故 d=1.0537=39mm，合适。4.34.3 节节 轴承的选择及校核轴承的选择及校核1. 高速轴轴承的选择及校核：选用轴承为 30307 型圆锥滚子轴承，尺寸为 dDT=35 80 29.86mm。其上所受径向力 395N，轴向力为 966.7N。查设计手册得轴承的当量动载荷为：1658N，计算寿命： 324210000h,符合条件。2.低速轴轴承的选择及校核：选用轴承为 30310 型圆锥滚

53、子轴承，其尺寸为 dDT=5011029.56mm。其上所受径向力 980.2N，轴向力为 789N。经设计手册校核后得轴承的当量动载荷为：1478N，计算寿命：2130000h ，符合条件。第第 5 5 章章 键的选择及校核键的选择及校核5.15.1轴上的键的校核轴上的键的校核在 I 轴处，轴上齿轮定位采用圆头平键，查设计手册 d=22mm 可得b h l=8 7 56 此处 d=25 键长 L=30mm。则键的工作长度 Ll=L-b=30- 8=22mm k=0.5h=0.5 7=3.5mmp=2T 1000/kldp 即，p=2 87.11 1000/（3.5 22 25）=69.23M

54、Pap=110MPap =110Mpa，符合强度设计该键合适，满足要求。5.5. 2 2 IIII 轴上的键的校核轴上的键的校核轴上齿轮定位采用圆头平键，查手册 d2=60mm 可得大锥齿轮 b1 h1=16 10, 键长L1=40mm。小齿轮 b2 h2=16 10, 考虑到加工工艺要求令其键长 L2=40mm，所以键的工作长度分别为 l1=L1-b1=40-16=24mm l2=L2-b2=40-16=24mmk1=10mm, k2=10mm。则由公式 p=2T 1000/kld可得p1=2 314.72 1000/（10 24 60）=45.32MPap1=110Mpa。p2=2 314

55、.72 1000/（10 24 60）=45.32MPap1=110Mpa该键合适，满足要求。 33第第 6 6 章章 滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算 6.16.1 输入轴上的轴承的选择及校核输入轴上的轴承的选择及校核计算轴承寿命 L10h因为两个轴承的型号相同，所以其中当量动载荷大的轴承寿命短。 P1=P2 所以只需要计算轴承 1 的寿命。圆锥滚子轴承型，代号为 32306查手册2得轴承的 Cr=18700。取 =3， =1，则由式子得pf L10h=h=215563 h61060Tpf Cnf P3155671 18700930923.20 由此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命，

56、所以选轴承型号合适。6.26.2 输出轴上的轴承的选择及校核输出轴上的轴承的选择及校核选用 30208 型圆锥滚子轴承，尺寸为 dDT=30mm80mm29.86mm,其上所受力 966.7N。同上可经设计手册校核后得轴承的当量动载荷为：1254N，计算寿命 175320h ，符合条件，所以选轴承型号合适。第第 7 7 章章 联轴器的选择联轴器的选择为了缓和冲击和减轻振动，选用弹性套柱销联轴器。计算转矩 T=9550=9550Nm 由表查得，工作情况系数nP2.2229.59710 /minKWrK=1.1，故计算转矩 Tc=KT=29.861.1=32.85Nm确定型号：由标准中选取弹性套柱

57、销联轴器 TL8。它的公称转矩（即许用转矩）为 56Nm，半联轴器材料为钢时，许用转速为 5400r/min，允许的轴孔直径在 18-26mm 之间。故所选联轴器合适。第第 8 8 章章 润滑与密封润滑与密封8.18.1 润滑润滑润滑脂润滑，应在轴承旁加挡油板防止润滑脂流失，防止润滑脂流失，对圆柱齿 34轮，低速级大齿轮的浸油深度约为 0.7 个齿高，但不应小于 10mm，高速级因为由计算可知其 V 不大于 12m/s，所以此时的齿轮浸在油深度在一个齿高和 1/6 齿轮半径之间。8.28.2 密封密封根据工作条件和环境可知此卷筒为一般机械设备，无特殊的密封要求，所以出于济济合理且适用，可采用橡

58、胶油封。设计体会设计体会由于在之前的一星期内刚做完给排水课程设计，深知设计非常辛苦，所以自己早早的便开始看设计说明，并在空的时间里进行计算、验算，修改数据，绘制草图等。心理不甘有太大的马虎大意，但当我真正开始做时，才知道自己平时学的实在太少了，很多地方都一知半解，有些公式找都找不到，而且白天还得忙着最后一门的复习，时间变的弥足珍贵，可谓是争分夺秒，又由于回家心切，人也变的烦躁了许多，还好有老师和同学的帮助，使我在规定的时间里完成了课程设计。通过本次课程设计使我对机械设计有了一定的了解，进一步巩固了所学的理论知识，在画图，计算方面都有了显著的提高，特别在处理事情方面觉得变的仔细了许多，而且此次设

59、计正好赶在考试期间，对自己在时间的安排有了一定的帮助，为以后自己走上社会给与了一定的锻炼。本次课程设计使我在使用相应查询软件方面变的熟练了许多，学到了很多书本上学不到的知识，再怎么辛苦也值了，当自己看到设计成果出来时心里格外的开心，毕竟这是自己靠汗水换来的，由于时间不是很长，里面肯定有许多错误，希望老师给予帮助和指导。 35最后再次感谢郑老师的精心指导和帮助！参考文献参考文献1机械设计基础 ，高等教育出版社，杨可桢，程光蕴主编，2006 年 5 月第 5 版；2机械设计手册 （软件版）R2.0；3机械设计课程设计指导书 ，高等教育出版社，龚桂义主编，1990 年 4 月第 2 版；4机械设计课程设计图册 ，哈尔滨工业大学出版社，龚桂义主编，1989 年 5 月第3 版。