课程设计

河南理工大学课程设计说明书

目 录

一. 前言…………………………………………………………………………………

二.机械设计课程设计任务书………………………………………………………… 三.传动装置的总体设计…………………………………………………………… 3.1比较和选择传动方案………………………………………………………… 3.2选择电动机类型与功率……………………………………………………… 3.2.1 选电动机类型……………………………………………………… 3.2.2 确定电动机功率……………………………………………………… 3.2.3 确定电动机转速………………………………………………………

3.2.4 确定总传动比和分配传动比……………………………………… 3.2.5 计算传动装置的运动和动力参数 ………………………………… 四.传动零件的设计计算……………………………………………………………… 4.1 高速级大小齿轮的设计……………………………………………………… 4.2 低速级大小齿轮的设计……………………………………………………… 五.画装配草图………………………………………………………………………… 5.1 初估轴径………………………………………………………………………… 5.2 初选联轴器……………………………………………………………………… 5.3 初选轴承………………………………………………………………………… 5.4 箱体尺寸计算…………………………………………………………………… 5.5 轴的校核与计算………………………………………………………………… 5.5.1 高速轴受力分析………………………………………………………… 5.5 .2中速轴校核计算…………………………………………………………

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5.5.3 低速轴校核计算…………………………………………………………… 5.6 轴承的校核验算………………………………………………………………… 5.6.1 高速轴轴承验算………………………………………………………… 5.6.2 中速轴轴承验算………………………………………………………… 5.6.3 低速轴轴承验算………………………………………………………… 5.7 键联接的设计与算…………………………………………………………… 5.7.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算………………………………… 5.7.2 高速轴与小齿轮键联接的选择和计算………………………………… 5.7.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算………………………………… 5.7.4 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算………………………………… 5.7.5 低速轴与大齿轮键联接的选择和计算………………………………… 5.7.6 卷筒与联轴器的选择和计算………………………………………… 六.齿轮和轴承润滑方法的确定……………………………………………………… ………………………………… 七. 密封装置的选

择……………………………………………………………………

八.设计过程总结与体会……………………………………………………………… 参考文献……………………………………………………………………………… 致谢……………………………………………………………………………………

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.一 前言

机械设计课程设计是学生第一次较全面的在机械设计方面的训练，也是机械设计课程的一个重要教学环节，其目的是：第一、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关先修课程的理论和知识，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使学生知识得到巩固，深化和扩展。第二、学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件部件、机械传动装置和简单机械的设计原理和过程，第三、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

机械设计课程设计的题目是带式运输机的传动装置的设计，设计内容包括：确定传动装置总体设计方案，选择电动机；计算传动装置运动和动力的参数；传动零件，轴的设计计算；轴承，联轴器，润滑，密封和联接件的选择与校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计说明书；毕业设计总结；最后完成答辩。

二 机械设计课程设计任务书 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器

1． 要求：拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成。

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2． 工作条件：连续单向传动，载荷变化不大，室内有粉尘，卷筒效率为0.96.传送带工作速度允许误差为?5%每年工300个作日，使用期限为10年，大修期为4年，单班制（8h/班）专门小批量生产。 3.已知条件：运输带工作拉力2200F/N，运输带工作速度1.5m/s 卷筒直径 280mm。

三.传动装置总体设计：

3.1比较和选择传动方案：

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，

要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：电动机与高速级通过联轴器连接。 其传动方案如

下：

3.2 选择电动机的类型及功率

3.2.1 计算电机所需功率P：

d河南理工大学

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查手册得，工作机的效率即卷筒的效率?：0.96

4选用7级精度的闭式圆柱齿轮效率?：0.97

1（稀油润滑）球轴承效率?：0.99

2弹性联轴器的传动效率?：0.99

联说明：

?－电动机至工作机之间的传动装置的总效率：

???联?2?1?2?1?2?联?2作

机

所

需

?0.990.990.97要

的

422?0.8858

工

p?w功率

FV1000?4?2200?1.51000?0.96PwdKW?3.4375KW

所需电动机功率P?3.2.2 确定电机转速：

??3.88KW 取4KW

设输送机滚筒的工作转速为n

w n=

w1000?60?V??d?102.3rmin

二级圆柱齿轮减速器传动比i=9--25所以电动机转速的可选范围是： n?n?i?102.3?（9??25）?920??2557.5 r/min

dw总符合这一范围的转速有：1000 1500

3.2.1 选电动机类型

根据电动机所需功率和转速查手册有2种适用的电动机型号，因此有3种传 动比方案如下：

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方案 电动机型额定功同步转额定转级数 总传电动参考号 率 速 速 动比 机重 价格 r/min r/min 1 2 Y132M1-6 4KW Y112M-4 4KW 1000 1500 960 1440 4 4 9.69 730 350 14.53 470 230 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、和减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y112M-4，其主要参数如下： 额定功率kW 4 满载同步质A 转速 转速 量 D E F G H L AB 1440 1500 47 190 28j6 60 8 24 112 400 245 3.2.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比：

总传动比：

i总?nn卷筒?1440102.3?14.1

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分配传动比：则i1?i2?14.1

i??1.1~1.5?i取i?1.2i经计算i?4.11,i?3.42

121212 注：i为高速级传动比，i为低速级传动比。

123.2.5计算传动装置的运动和动力参数：

将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴

?01,?12,?23,?34——依次为电机与轴

1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之

间的传动效率。

１. 各轴转速：n?n?1440r/min

1mn?2ni1?14404.11?350.36r/min

1n?3ni2?350.363.42?102.44r/min

2 2. 各轴输入功率：P?P??3.88?0.99?3.84kW

1d01P?P??3.84?0.99?0.97?3.69kW

2112P?P??3.69?0.99?0.97?3.54kW

3223P?P??3.54?0.99?0.99?3.47kW

43343各轴输入转矩：T?9550dPnd?9550?3.881440?25.73N?m

mT?T???25.73?0.99?25.47N?m

1d01T?T?i???25.47?4.11?0.99?0.97?100.58N?m

21112T?T?i???100.58?3.42?0.99?0.97?330.33N?m

32223河南理工大学

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T?T???330.33?0.99?0.99?323.76N?m

4334运动和动力参数结果如下表： 参数 轴名明 转速1440 1440 350.36 102.44 102.44 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 n/(r/min) 功率 P/kW 3.88 转T/(N.m) 传动比 i 1 效率 ? 0.99 4.11 0.96 3.42 0.96 3.84 3.69 100.58 3.54 330.33 3.47 323.78 矩257.73 25.47

四.齿轮的设计：

4.1.高速级大小齿轮的设计：

1）①材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿

?轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。

?查课本第166页表11-7

得：?flim?230MPa

?Hlim?600MPa

②按轮齿弯曲疲劳强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数K?1.3，取齿宽系数?d?0.8 计算中心距：由课本第165页式

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11-5得：m?12.6nKTcos?13?Z?2d1FPYY

Fs??FP③确定许用弯曲应力? 按式?FP??FlimYStSYY计算，

NXFminY?2.0,SSTFmin?1.6,Y?1;因为齿轮的循环次数

X9 N?60nat?60?1440?1?(300?8?10)?2.074?10

?所以取Y?1；则

NFP??FlimYStSYY?NX230?21.6?1?1?287.5MPa

Fmin2)计算小齿轮的转矩T

1T?95501Pn1?9550?3.841440?25.47N?m

m3）选取载荷系数K。因为是斜齿轮传动，所以可以取小些，取K=1.3 4）初步选定齿轮的参数

Z?30,Z?iZ?4.11?30?123.3 取Z?123

12112 u?12330Z?4.1 ??15

?5）确定复合齿形系数Y。 因为大小齿轮材料一样，所以

FS

Zv1?1COS?3?30COS153??33

所以有课本图5-26查的YFS1?4.06 。

??6）确定重合度与螺旋角系数Y.初选螺旋角?=15度，则

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Z0?1=Z1cos15=33 Zv2?136

按公式??1.88?3.22??11???Z???COS?=1.69

??1Z?2 按???1及?V??1.68查表的Y???0.64

将上述各数据代入求KTm得m?12.61cos?n

n3?Z2YFsY??=1.07

d1?FP 取mn=1.5 则 中心距 a=

mn?Z1?Z2?2COS??118.7mm

取a=120mm，则cos?=0.95625 ??17.010 7）计算传动几何尺寸 dmnz11?cos??47.05mm

dmnz22?cos??192.94mm

b2??dd1?0.8?47.05=37.64mm 取b2=38mm

b1=b2+?5?10? 取b1=45 8).校核齿面的接触疲劳强度

有式 ?H?109ZZ?KT1?bd2.u?11u??HP 取 Z?=0.85 又知齿轮Z??189.9Mpa ，代入上式得 ?H=389.1Mpa

许用接触应力?HlimHP=

?SZNZW=428.57Mpa

Hlim河南理工大学

钢制

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且?H??，故按解除疲劳强度足够。

HP4.2.低速级大小齿轮的设计：

1）材料：低速级大小齿轮都选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。

?查表得弯曲疲劳极限?Flim=230Mpa 查表得接触疲劳强度极限应力

?Hlim?600Mpa

2）按齿轮弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m

m?12.6KT13?Z2YFsY

d1??FP 3)

确

定许

用弯

曲应力

?FPYST?2.0,SFmin?1.6,YX?1;N?60nat?60?275.07?1?(300?8?10)?3.961?108

?limYSt230?2FP??F所以取Y?SYNYX?1.6?1?1?287.5MPaFminN1 4)计算小齿轮的转矩T1

TP13.691?9550n?9550?350.36?100.58N?m

m5）初步选定齿轮的参数

Z?31,Z?iZ?3.41?31?106.Z2?106121103 取

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取

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u?10631?3.42

FS 6）确定复合齿形系数Y=4.08 7

）确定

重合度

与系数

Y

?，则按公式

???1.88?3.22??11?Z?Z??=1.75

得Y???0.678

将上述各数据代入求m得m?12.6KT13?2YFsY?=1

dZ1?FP 取m=2mm 则 中心距 a=m?Z1?Z2?2?137mm

取a=150mm， 8）计算传动几何尺寸 : d1?mz1?2?31?62mm

d2?mz2?2?106?212mm

b2??dd1?0.7?62=43.4mm 取b2=48mm

b1=b2+?5?10? 取b1=55mm 9）校核齿面的接触疲劳强度

有式 ?H?112Z?Z?KT1bd2.u?1??HP 取 Z?=0.85 又知1u齿轮Z??189.9Mpa ，代入上式得

?H=567.5Mpa

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许用接触应力?且?HP=

?SHlimZZ=589.1Mpa

NWHlimH??，故按解除疲劳强度足够。

HP 齿轮的重要参数：

高速齿轮 ：Z1=30 Z2=123 Mn=1.5mm ?=17.01

0 a1=120mm

d1=47.05mm d2=192.94mm b1=45mm b2=38mm

低速齿轮： z3=31 z4=106 m=2 a2=150 d3=62mm d4=212mm b3=55mm b4=48mm 5.1 初估轴径

在画装配草图前需初估轴径,从而提高设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能的降低生产成本。初步选定轴材料为45钢。由教材公式（12-2）知

dmin?cp31n3?1103.843114403?15.2mmdmin?CPn2?1103.69350.363.543mm?24.1mm2dmin?CP33n?1103102.44mm?35.83mm

式中: C为轴强度计算系数, 所对应的系数为110。

考虑到实际情况,可将这三轴的最小轴径定为16mm, 25mm和38mm。十

5.2联轴器的选择：

计算联轴器所需的转矩：

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1）与电动机联结的联轴器

cTC?KAT查课本表，取

KA?1.5，

T?KT?1.5?24?36N.m

2）查手册表选用型号为LH2的弹性柱销联轴器。

2）与卷筒联结 查手册表选用型号为LH3的弹性柱销联轴器。 5.3 初选轴承

轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用一对斜齿和一对直齿轮传动，经比较选择，高速轴中速轴和低速轴都用两对深沟球轴承，选用的轴承分别为6305,6206,6009。

5.4 箱体尺寸初步设计与计算：

名称 符号 ? ?1 b1 计算公式 结果 箱座厚度 箱盖厚度 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数??0.025a?5?8 9 ??0.02a?5?8 9 1b?1.5?11 14 b b?1.5? 14 b2 b2?2.5? 23 df d?0.036a?12 f18 n 查手册 4 河南理工大学

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目 轴承旁联结d1 d1?0.72df 14 螺栓直径 盖与座联结d2 d2=（0.5? 0.6）9 螺栓直径 df 轴承端盖螺d3 d3=（0.4?0.5）df 钉直径 8 视孔盖螺钉d4 d4=（0.3?0.4）df 6 直径 定位销直径 d d=（0.7?0.8）d2 13 df，d1，d2至C1 查手册表11—2 24 外箱壁的距20 离 14 df，d2至凸缘C2 查手册表11—2 22 边缘距离 12 外箱壁至轴l1 l1=C1+C2+（5?10） 52 承端面距离 大齿轮顶圆?1 ?1>1.2? 15 与内箱壁距 离 齿轮端面与?2 ?2>? 15 河南理工大学

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内箱壁距离 箱盖，箱座肋厚 轴承端盖外径 D2 m1,m m1?0.85?1,m?0.85?7.7 7.7 D2?D+（5?5.5）69 74 89 d3 轴承旁联结螺栓距离 SS?D2 69 75 89

传动运动简图：

122 57 A B C 59 87 57

59 120

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5.5 轴的设计及校核计算

5.5.1 高速轴设计：

1. ①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取

????35Mpa C=110 ?b?650Mpa

②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得：

dmin?cp31n?1103.84311440?15.2mm 由于安装联轴处有一键槽，轴径

应增加5%；d=15.96 取d=16 选用轴承6305 B=17

齿轮端面值箱壁间的距离取a=25mm，考虑到箱体铸造误差，装配时留有余地，取滚动轴承与箱内边距s=5mm，轴承处箱体凸缘宽度应按箱盖与箱座连接尺寸及结构要求确定，暂取宽度等于轴承宽+（0.08-0.1）a +（10-20）mm，取45mm，轴承盖厚度取20mm，轴承盖与联轴器间距离取50mm，半联轴器与轴配合长度为44mm，为使套筒与联轴器间距离取为42mm，已知b2=38mm，为使套筒压住齿轮端面，取相应轴长为36mm。 2.轴的强度验算

先作出轴的受力简图，取集中载荷作用与齿轮及轴承的中点

17 31 36 25 71 17 50 44

25 ? 30?

? 30 ? 40 ?25 ?20 ?16 17 河南理工大学 河南理工大学课程设计说明书

57 122

Ft2

Fr2 Fa2 1)受力简图 A B D FRA FRB

2）水平面受力及弯矩图： Ft2 FRB

FRA

30.56 N.m 3）垂直面受力及弯矩图：

Fa2 FRA Fr2 FRB

12.61 N.m 4.951 N.m

4）合弯矩图： 33.1 N.m 30.96 N.m

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5）转矩图：

T?25.47 N.M 1

6)当量弯矩图：

36.48 N.m

30.96 N.m 15.39 N.m 1.)求齿轮上的作用力的大小方向

齿轮上作用力的大小： 转矩 T?95501Pn1?95503.841440?25.47

1T 圆周力 F?db11?1072.4N

12 径向力 F?Ftan?r1t1cos??408.18N

轴向力 F?Ftan??328.07N

a1tyF F F 的方向如图所示。

t1r1a12）求轴承的支反力：水平面上支反力：F垂直面上支反力：F,RARA?FRB?Ft12?536.2N

?86.86N

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F'RBd1????F?F42??321.32N

2??89a1r13）画弯矩图 剖

C面c

RA处的

?3弯矩：水平面上

?3的弯矩：

M?57?F?10 垂

直

?57?536.2?10面

上

?30.56N?M

的

?3弯矩：

M'C1?57?F'RA?10?3?57?86.86?10?4.951N?M

M

'C2??57F'RA?Fda112??10??57?86.86?328.07??347.52??10??3合成弯矩：M Mc1??MM2C?M?M?M2C12C2?30.96N?M ?33.1N?M

2Cc24）画弯矩图：T1=25.47N5）画当量弯矩图：

??? 因单向回转，视转矩为脉动循环，??，?????1b0bb?650MPa

????1b?59MPa,??0?b?98MPa，则折合系数：??5998?0.602

从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：

MM'c1'c2??M?（?T）?M22c11c1?30.96 N.m

22M2c2?（?T）?2133.1?（0.602?25.47）?36.48 N.m

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6)判断危险剖面并验算强度：

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1)剖面C当量弯矩最大，而其直径领段相差不大，故剖面C为危险剖面已知M?Me'c2?36.48N.m ，??Me3?1?b?59MPa,

??eMwe?0.1d?36.48?100.1?3033?13.52MPa????1?b?59MPa,

2）剖面D虽然仅受转矩，但其直径很小，则该剖面亦为危险剖面。 M

D?(?T)??T?0.602?25.47N.m?15.34N.m

211??eMwe?Me30.1d?15.34?100.1?1633?37.45MPa????1?b?59MPa,

所以该轴安全

5.5.2 中间轴的设计：

①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取????35MpaC=100。 ②

根

据

课

3本第230页式14-2得：

dmin?CP32n?1103.69350.36mm?24.1mm

12d段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取d?30mm，查手册62页

1表选用6206轴承，l1=16。

d装配低速级小齿轮，且d>d取d?35，l=52，因为要比齿轮孔长度少

22122???2?3???。

33d段主要是定位高速级大齿轮，所以取d?45，l=25。

3d装配高速级大齿轮，取d?35 l=45-2=43。

444河南理工大学

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d段要装配轴承，所以查手册,取d?30，查手册选用6206轴承，l=16。

545③校核该轴和轴承：L1=57 L2=87 L3=59 求轴上作用力的大小与方向：

T1.作用在2、3齿轮上的圆周力：F?2?2?1005800?1042.58N

t2d2192.942 F?T32?1005800t3d?5N

362?3244.2 径向力:

F?Ft2tan?20?r2cos??1042.6?tancos17.01??396.8N

Fr3?Ft3tan??3244.5?tan20??1181 N

轴向力 :

F?Ftan??1042.6?tan17.01?a2t2?319 N

2）.求垂直面的支反力

Fd2vD?(Fr3?59?Fr2?146?Fa2?2)203?209 N

FvE?(Fr3?144?Fr2?57?Fd2a2?2)203?878 N

3）.计算垂直弯矩：

MavF?F?57?10?3?3vD?209?57?10?11.913 N?m

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M'avF?F?57?10vD?3?F?a2d22?42.683N.m

?3MavG?F?59?10vE?3?878?59?10?51.8 N?m

4）.求水平面的支承力：

F?1692.8 N

1DF?2594.3 N

1E5）.计算、绘制水平面弯矩图：

MaHF?F?57?101DaHG?3?1692.8?57?10?3?96.5 N?m

?3M?F1D?(57?87)?10?Ft2?87?10?3??153.1N.m

轴的设计简图：

安装大齿轮 安装小齿轮 轴承 38 52 轴承

16 25 43 18 16 ? 1 ?35 45 ?35 ?30

L1=57

F t3L2=87 L3=59 受力简图： F r3河南理工大学 23

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F F F F

RDa2r2RE F t2

水平面上的支反力： F F t2t3 及弯矩图 96.5 N.m

垂直面上的受力及 弯矩图: 51.8 N.m 42.683N.m

11.913 N.m

合弯矩图:

105.5N.m F'RD 153.1 N.m Fr3

Fr2 FRD Fa2 161.6 N.m

河南理工大学 F'RE

FRE

24

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97.23 N.m

转矩： T=100.58N.m

当量弯矩： 172.57 N.m

121.6 N.m 求合成弯矩图， 6

）

合F,合F按最

2aHF'2aHF不

2利情

2况考虑：

MM??MM2aVF2aVF?M?M??96.5?11.9132?97.23 N.m

296.5?42.68322?105.5 N?m

M合G?M2aVG?M2aHG?153.1?51.8?161.6 N?m

?1b???7）. 求危险截面当量弯矩：?? 已知????0bb?650MPa 查表

得

????1b?59MPa,??0?b?98MPa。则折合系数??5998?0.602

从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：

M?eM2合F?（?T）?22105.5?（0.602?100.58）?121.6 N?m

22河南理工大学

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M?e'M2合G?（?T）?22161.6?（0.602?100.58）?172.57N?m22故n-n处为最危险截面 由??eMwe?Me30.1d?172.57?100.1?3533?40.25MPa< ???1?b?59MPa

所以该轴是安全的。

5.3低速轴的设计：

1.确定各轴段直径

①计算最小轴段直径。

因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：

dmin?CP33n?1103.5433102.44mm?35.83mm考虑到该轴段上开

有键槽，因此取

查手册圆整成标准值，取d?38 mm

②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径d?38mm。

1查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取

d?40mm。

2③设计轴段d，为使轴承装拆方便，查手册，采用挡油环给轴承定位。

3选轴承6009:B=16,C60r?14.8,C?21.0。d?45mm

r3④设计另一端轴肩d，取d?d?55mm，轴承由挡油环定位，挡油环另

64一端靠齿轮齿根处定位。

⑤齿轮装拆方便，设计轴d，取，查手册表取d?50mm。

55河南理工大学

26

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2.确定各轴段长度。

l1有联轴器的尺寸决定查表得到 ：

l?60.

1因为l齿轮?48,所以l?46(轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短2?3)

2其它各轴段长度由结构决定。如图所示： 3．校核该轴和轴承：L1=59 L2=120 L3=134 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。

1）.作用在齿轮上的圆周力：

TF?dt444?2?330330212?3116.3N

2t4径向力：F?Ftan??3116.3?tan20?1134.24

?r42）.求垂直面的支反力：

F?F?120179?760.38 N

vMr4F?F?59179?373.9 N

vNr43）.计算垂直弯矩：

MavQ?F?59?10vM?3?2089?45?10?3?123.3

4）.求水平面的支承力。

FaM?F?120179?2089 N

t4t4F?F?59179?1027.2 N

aN5）.计算、绘制水平面弯矩图。

M,avQ?F?59?10aM?3?760.38?45?10?3?44.9

6）.求合成弯矩图。

27

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M2合Q?M2VQ?M2aQ?123.3?44.92?325.15

7）.求危险截面当量弯矩。

从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数

??5998?0.602）

M222e?M合Q?（?T4）?325.15?（0.602?330.33）2?381.14

4：轴的设计图： 16 32 46 20 66 16 50 58 ?50 ?45 ?55 ?38 59 120 118

5.弯矩及轴的受力分析图如下： 1）受力简图：

Ft4 Fr4 M Q N H FRM FRN

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Ft4 2）水平面受力 及弯矩图：

FRM FRN 123.3 N.m

3）垂直面得受力 Fr4 及弯矩图： F''RM FRN 44.9 N.m

325.15 N.m

4）合成弯矩图：

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（5）转矩图：

T4

6）当量弯矩图：

?330.33N.m 381.14 N. 8）.判断危险剖面并检验强度

因为材料选择45调质，查课本得??650MPa，查课本得许用弯曲应

#b 力??

?1?b?59MPa,??0?b?98MPa，则：

??eMwe?Me30.1d?381.14?100.1?5033?30.5MPa

所以该轴是安全的。

5.6 轴承的校核验算

5.6.1高速轴轴承寿命校核：

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10?Cf???进行校核，轴承寿命可由式L?由于轴承主要承受径向载荷的

?60n?Pf??作用，所以P?XF?YF，F?328.07查课本259页表16-9，10取

6thpRAA3ft?1,fp?1.2,取??3

按最不利考虑，则有：F?R1536.2?86.86?543.2 N

22F?R2536.2?321.32?625.1 N

22FAC?328.070r11500?0.02852

则

所

e=0.22

以

FFA?328.07625.1?0.525?e?.?P1?543.2RP2?XFR?YFA?0?5?6P2?P1 所以6 因

P?P2

10?Cf?10?22.2?10????则L????71936.36h=30年 ??60n?Pf?60?1440?1.2?1006.2?663thp33因此所该轴承符合要求。 5.6.2 中速轴轴承寿命校核：

10?Cf?轴承寿命可由式L?60n??Pf6htp??进行校核，由于轴承主要承受径向载??以

23荷N,

的作用，所

P?XF?YFRA，F?319

AF?r1221632.4?185?16432N,

F?r2934.1?2654.7?2814.2 N

C?3190r因

FA11500?0.028所以e=0.22 则F河南理工大学

FAR?3191643?0.194?e

31

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所以取P1=2814.2 N P2?1643N P1?P2所以P=P1 查课本259页表16-9，10取ft

?1,fp?1.1,取??3

10?Cf?L?60n??Pf6htp?10???60?350.36?63?19.5?10????11890h=4.95年 ?1.1?2814.2?333轴承使用寿命在2?3年范围内，因此所该轴承符合要求。

10?Cf???进行校核，5.6.3．低速轴轴承寿命校核。轴承寿命可由式L??60n?Pf??由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P?F，查课本取f?1,f?1.2,取

6thpRtp??3

按最不利考虑，则有F?R12089?760.39?2223 N

222F?R261027.2?373.9?1093.13 N

23633t10?Cf?10?21.0?10????则L????79373.3h=33年, ??60n?Pf?60?102.44?1.2?2223?hp该轴承寿命为33年,所以轴上的轴承是适合要求的。

5.7键联接的设计与计算

5.7.1 高速轴与电动机连接的联轴器 根据d?16,T?25.47,，参考教材,

11故d轴段上采用键：b?h?5?5 l?88?5?5?78 采用A型普通键键

1校核 ?p?4T1dlh?4?25.4716?5?78?16.33MPa???p??60MPa

所以所选键为b?h?l?5?5?78

5.7.2 与高速轴小齿轮的联结的联轴器 有d?30 选b?h?10?8的A

型普通键 l?36?5?10?21键校核 得

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??p4T1dlh?4?25.4730?8?21?20.21MPa???p??60MPa所以所选键为

b?h?l?10?8?21

5.7.3 ：与中间轴大齿轮联结的联轴器

已知参考教材表，由于d?35所以取b?h?10?8 因为齿轮材料为45钢。查课本表得??p??60强

~80MPa

l?43?5?10?28 根

据

挤

压

度

条

件

，

键

的

校

核

为

：

??p4T2dlh?4?100.5835?8?28?51.32MPa???p??60~80MPa

所以所选键为 b?h?l?10?8?28

5.7.4 与中间轴小齿轮联结的联轴器 d?35 取b?h?10?8

l?52?5?10?37 根据挤压强度条件，键的校核为

??p4T2dlh?4?100.5835?8?37?38.8MPa???p??60~80MPa

所以所选键为: b?h?l?10?8?37

5.7.5. 与低速轴大齿轮联结的联轴器 因为d1=36装联轴器查课本表选键为b?h?10?8查课本表得??因

为

p??130~150MPa

,

校

核

l?116?10?10?96?47.8M??p4Td1?4?330.3336l?8?96h???P??1a~13Mp5 0P0所以所选键为:b?h?l?10?8?96

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5.7.6 与卷筒联结的联轴器 因为d1=45 装齿轮 查课本表选键为

b?h?16?10,查课本表得??因

为

p??130~150MPa

,

校

核

l?46?5?16?25?1.5M1???P?7?1p??p4Td1?4?330.3345l?10?25ha~13M5 0P0所以所选键为:b?h?l?16?10?25.

六.滑方式的确定：

因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于

(1.5~?2)m1m0r5./min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，

装至规定高度。

七 密封装置的选择

轴承的组合设计

一．轴的支承结构型式和轴系的轴向固定

普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，故常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承端盖作轴向固定。采用两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时轴的热伸长量。对于本设计采用固定间隙轴承，使用凸缘式轴承端盖在装配时可通过调整垫片来控制轴向间隙。调整垫片设置在轴承盖与箱体轴承座端面之间。

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二．轴承端盖的结构

轴承端盖的作用是固定轴承，承受轴向载荷，密封轴承座孔，调整轴系位置和轴承间隙等。凸缘式轴承盖用螺钉固定在箱体上，调整轴承间隙时不需开箱盖，比较方便，密封性能较好。因此本设计采用凸缘式轴承端盖。具体结构见装配图。

三，滚动轴承内侧的封油盘

因为轴承用润滑脂润滑，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷，稀释而流失，本设计在轴承内侧设置封油盘。 四，轴外伸处的密封

输入轴和输出轴的外伸处，都必须在端盖的轴孔内安装密封件，以防润滑油外漏及灰尘，水汽和其他杂质进入箱体内。本设计选用毡圈油封式密封。

八.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。

九.设计总结：

通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，学到了很多课内学不到的东西，比如独立思考解决问题，出现差错的随机应变，和与人合作共同提高，都受益非浅，今后的制作应该更轻松，自己也都能扛的起并高质量的完成项目。

参考资料：

《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。

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《机械设计课程设计指导书》（第二版）——罗圣国，李平林等主编。 《机械设计基础》（第四版）课本——黄华梁 彭文生 主编。

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/4uv7.html