机械设计课程设计减速器

设计任务书

题目:矿用链板输送机传动装置设计

1. 设计条件

1).机器功用 井下煤矿运输 2).工作情况 单向运输,中等冲击

3).运动要求 链板输送机运动误差不超过7％ 4).工作能力 储备余量15％

5).使用寿命 10年,每年300天,每天8小时 6).修检周期 半年小修,一年大修 7).生产批量 小批量生产

8).生产厂型 矿物局中心厂,中型机械厂

2．原始数据

1）运输机链条拉力（kN）:20 2）运输机链条速度（m/s）：0.5 3）主动星轮齿数：9 4）主动星轮节距（mm）：64

3．设计任务

1）设计内容 ①电动机选型；②链传动设计；③减速器设计；④联轴器选型设计；⑤其他。

2）设计工作量 ①传动系统安装图1张；②减速器装配图1张；③零件图2张；④设计计算说明书1份。

4．设计要求

1）减速器设计成二级锥—圆减速器； 2）所设计的减速器有两对标准直齿轮。

5. 参考文献

《机械设计》 主编：程志红

《机械设计课程上机与设计》 主编：程志红 唐大放 《机械制图手册》 主编：吕瑛波 王 影

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1．传动方案拟定

计算及说明 在确定传动方案时应注意以下几点： A、直齿圆锥齿轮的承载能力较低，应用时应注意校核与校正。 B、本方案中采取二级锥-圆柱齿轮减速器，用于两轴直的传动， 设计成卧式。 C、锥齿轮配置在高速级，应使锥齿轮尺寸不至于太大，圆柱齿 轮做成直齿。 结果 2．电动机的选择

计算及说明 结果 1. 计算电动机输出功率 已知工作机上作用力F(N)和线速度v(m/s),计算电动机输出功率P?： P??Fv/1000? (kW) 式中F＝20kN＝20000N，v＝0.5m/s， 查表9－1得 弹性拄销联轴器效率?1＝0.99 梅花弹性柱销联轴器?2＝0.98 滚动球轴承?3＝0.99 圆锥轴承效率?4＝0.99 齿轮传动效率?3?0.97?0.95

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二级圆柱--圆锥齿轮减速器传动效率?＝0.859。 20?0.5把上述值代入后得P??=11.64Kw 0.859所以： ?＝0.859 P'=11.64kw 选择电动机型号为:Y160L-4型三相异步电动机,同步转速 n0?1500 r/min，异步转速n?1460r/min，额定功率P=15Kw。 P=15Kw

3.总传动比及传动比分配

计算及说明 结果 1.计算总传动比i i=n/n' n'＝60×1000v/Zp 已知主动星轮齿数z=9,主动星轮节距p=64mm n??60?1000v60?1000?0.5??52.08r/min Zp9?64n?=52.08r/min 在上边已确定电动机满载转速为n＝1460r/min，计算总传动比 i=28.04 i?n/n?＝1460/52.08＝28.04 2．分配传动比 i?i带?i1?i2 i带=2.0 带传动的传动比选2.0 对锥-圆拄齿轮减速器，为使大锥齿轮尺寸不至过大，高速级传 动按下式计算 i1?0.25i?3.504 从而定i1?3.505,i2?4 3．传动装置运动参数的计算 从减速器的高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴。 i1?3.505,i2?4 i1——第一级传动比 i2——第二级传动比 （1）各轴转速计算 第一轴转速n1?n/i0?1460/2?730(r/min)

n1=730（r/min） - 3 -

第二轴转速n2?n1/i1?730/3.505?208.27?r/min? 第三轴转速n3?n2/i2?208.27/4?52.07?r/min? （2）各轴功率计算 P?1??2?11.64?0.99?0.99?11.41?kW? 1?P? P?2??3?11.41?0.99?0.95?10.73?kW? 2?P1? P?2??3?10.73?0.99?0.97?10.30?kW? 3?P2?式中 ?1——联轴器传动效率 ?2——轴承效率 ?3——齿轮传动效率 n2=208.27（r/min）n3=52.07（r/min） P1=11.41kw P2=10.73kw P3=10.30kw （3）各轴扭矩计算 T1?9550Pm1/n1?9550?11.41/730?149.27N?T2?9550P2/n2?9550?10.73/208.27?492.01N?mT3?9550?Pm 3/n3?9550?10.30/52.07?1889.09N?（4）将以上计算数据列表 轴号 1 2 3 T1=149.27N·m T2=492.01N·m T3=1889.09N·m 转速 n(r/min) 730 208.27 52.07 输出功率 P(kW) 11.41 10.73 10.30 输出扭矩 T(N?m) 149.27 492.01 1889.09

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4.各组传动齿轮设

1.高速级圆锥齿轮参数设计 设计项目及说明 结果 1.选用齿轮材料，确定许用应力 由表6.2选 小锥齿轮40Cr调质 大锥齿轮45正火 许用接触应力??H? ，??H??接触疲劳极限?Hlim ， 查图 接触强度寿命系数ZN ， 应用循环次数N N1?60n1jLh?60?730?1?(10?300?8) N2?N1/i1?N1/3.505 查图得ZN1、ZN2 接触强度最小安全系数SHlim HBS1?260HBS HBS2?210HBS ?HlimSHminZN ?Hlim1?700N/mm2?Hlim2?550N/mm2 N1?1.05?109 N2?3.0?108 ZN1?1.0 ZN2?1.05 SHlim?1.2 ??H1??700?1/1.2则 ??550?1/1.2?H2? 许用弯曲应力??F?，??F????H1??583.33N/mm2??H2??504.17N/mm2??H??504.17N/mm2?FlimSFminYNYX ?Flim1?540N/mm2?Flim2?420N/mm2 弯曲疲劳强度极限?Flim 查图 弯曲强度寿命系数YN 查图 弯曲强度尺寸系数YX 查图 弯曲强度最小安全系数SFmin YN1?YN2?1 YX?1 SFmin?1.4

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??F1??540?1?1/1.4 则 ??420?1?1/1.4?F2? 1）齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按v1??0.013~0.022?n13P1/n1估取圆周速度vt?4m/s，参考表6.7、表6.8选取 小轮大端分度圆直径d1，由式 ??F1??450N/mm2??F2??300N/mm2 Ⅱ公差组8级 d1?(1??dmu2?1)?32KT1?dmu?1?ZEZH?u????H?2? ??? 2齿宽系数?dm 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数z1 在推荐值20～40中选 大轮齿数z2 z2?i?z1?3.505?27?94.6圆整取 齿数比u=Z1/Z2=95/27=3.519 传动比误差 Δu=(3.519-3.505)/3.519=0.03<0.05 所以合适 小轮转矩T1 z1?27 z2?95 u=3.519 ?d?0.6T1?149.267N?m 载荷系数K K?KAKVK? KA－使用系数 查表（中等冲击） KV－动载系数 由推荐值1.05～1.4 KA?1.5 KV?1.2 K?－齿向载荷分布系数 由推荐值1.0～1.35 K??1.1 载荷系数K K?KAKVK??1.5?1.2?1.1 材料弹性系数ZE 查表 节点区域系数ZH 查图 22?1.98?175.52?10003.57?1?189.8?2.5?)?3故d1?(1??? 20.63.57504.17??3.57?1K?1.98 ZE?189.8N/mm2ZH?2.5 0.62 d1?113mm - 6 -

齿轮模数m m?d1/z1?118.69/30?3.956 按表标准圆整 小轮分度圆直径d1 d1?mz1?4?27 小轮平均分度圆直径 dm1?圆周速度vm vm??dm1n1/60000?3.14?92.78?730/60000 齿宽 b??dmdm1?0.6?92.78?55.66 圆整b?56 2）齿根弯曲疲劳强度校核计算 有式?F?当量齿数 u2?13.5192?1z?zcos?1?30??30? v11u3.519 zv2?zv1u2?31.16?3.5192?347.60m＝4 d1?108mm d11??dmu?12?1201?0.63.519?12dm1?92.78 ?dm2KT1(1?)YFaYSa???F? 2bd1mu?1v?3.54m/s b?56 zv1?28.07 zv2?347.60 齿形系数YFa 查表 小轮YFa1 大轮YFa2 应力修正系数YSa 查表 小轮YSa1 大轮YSa2 2?1.98?149.267?10000.6故 ?F1?(1?)?2.55?1.61 256?108?43.519?1YFa1?2.55 YFa2?2.10 YSa1?1.61 YSa2?1.90 ?F1?116.75 ?F2?113.48 ?F2?2?1.98?149.2670.6(1?)?2.10?1.90 256?108?43.519?1 3）齿轮其他主要尺寸计算 大轮大端分度圆直径d2 d2?mz2?4?95 22?1082?38022 锥距 R?d12?d2d2=380mm R?197.52 - 7 -

大端根圆直径df df1?d1?2mcos?1?108?2?4? df2?d2?2mcos?2?380?2?4?13.5192?13.5193.5192?1 df1?100.30mm df2?377.81mm 大端顶圆直径da da1?d1?2mcos?1?108?2?4?3.5193.519?113.5192?12 da1?115.81mm da2?d2?2mcos?2?380?2?4? da2?382.19mm 2低速级圆柱鞋齿轮参数设计 设计项目及说明 结果 1）选用齿轮材料，确定许用应力 选小齿轮40Cr调质 大齿轮45正火 许用接触应力??H? 由式??H??接触疲劳极限?Hlim 查图 接触强度寿命系数ZN 应用循环次数N 由式6－7 N1?60n2jLh?60?204.253?1?(8?300?10) N2?N1/i2?N1/4 查图，得ZN1、ZN2 接触强度最小安全系数SHlim

HBS1?260HBS HBS2?210HBS ZN ?HlimSHlim?Hlim1?700N/mm2 ?Hlim2?550N/mm2 N1?3.0?108 N2?7.85?107 ZN1?1.05 ZN2?1.1 SHlim?1 - 8 -

??H1??700?1.05/1则 ??550?1.15/1?H2? 许用弯曲应力??F? 由式??F?? 弯曲疲劳强度极限?Flim 查图 弯曲强度寿命系数YN 查图 ??H1??735N/mm2??H2??632.5N/mm2??H??632.5N/mm2 ?FlimSFlimYNYX ?Flim1?540N/mm2?Flim2?420N/mm2YN1?YN2?1 YX?1 弯曲强度尺寸系数YX 查图 SFmin?1.4 弯曲强度最小安全系数SFmin ??F1??540?1?1/1.4 则 ??F2??420?1?1/1.4 2）齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按v2??0.013~0.022?n23P2/n2估取圆周速度vt?2m/s，参考表6.7、表6.8选取 小轮分度圆直径d1，由式6－5得 ??F1??385.71N/mm2??F2??300N/mm2 Ⅱ公差组8级 Vt=2m/s ?ZEZHZ?3d1??????H??2KT1?u?1? ???ud?2?d?0.9 z1?27 齿宽系数?d 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数z1 在推荐值20～40中选 大轮齿数z2 z2?i2z1?4?27?108 小轮转矩T1 z2?108 T1?492012N?mm 载荷系数K K?KAKVK?K? KA?1.5 - 9 -

KA－使用系数 查表（中等冲击） KV－动载系数 由推荐值1.05～1.4 K?－齿间载荷分配系数 由推荐值1.0～1.2 KV?1.2 K??1.1 K??1.1 K?2.18 K?－齿向载荷分布系数 由推荐值1.0～1.2 载荷系数K K?KAKVK?K??1.5?1.2?1.1?1.1 材料弹性系数ZE 查表 节点区域系数ZH 查图 重合度系数Z? 由推荐值0.85～0.92 ?189.8?2.5?0.87?2?2.18?4920124?1?故d1?3? ??632.50.94??2ZE?189.8N/mm2ZH?2.5 Z??0.87 d1?107.43mm m＝4mm 齿轮模数m m?d1/z1?107.43/27?4.016mm 圆整 小轮分度圆直径d1 d1?mz1?4?27 圆周速度v v??d1n1/60000 标准中心距a a?m(z1?z2)/2?4??27?108?/2 齿宽b b??dd1?0.9?108?97.2mm 大轮齿宽b2 b2?b 小轮齿宽b1 b1?b2??5~10? 3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 有式 ?F?2KT1YFaYSaY????F? bd1md1?108mm v?1.18m/s a?270mm b2?98mm b1?105mm YFa1?2.57 齿形系数YFa 查表 小轮YFa1 YFa2?2.17 大轮YFa2 YSa1?1.60 应力修正系数YSa 查表 小轮YSa1 YSa2?1.80 - 10 -

大轮YSa2 重合度?? 1?z1(tan?a1?tan?)?z2(tan?a2?tan?)? 2? ???14?30?cos20?)?tan20?]? ={30?[tan(arccos2?4?30?2?4 ???1.750 4?120?cos20?120?(tan(arccos)?tan20?)} 4?120?2?4Y??0.68重合度系数Y??0.25?0.75/?? 故 ?F1?2?2.18?492012?0.68?2.57?1.60/?98?108?4? ?F1?141.68N/mm2?F2?134.58N/mm2 ?F2?2?2.18?653271?2.175?1.805/?108?120?4? 4）齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径d2 d2?mz2?4?108 根圆直径df df1?d1?2hf?108?2?1.25?4 df2?d2?2hf?432?2?1.25?4 顶圆直径da da1?d1?2ha?108?2?4 da2?d2?2ha?432?2?4 d2=432mm df1?98mm df2?423.5mm da1?116mm da2?440mm 综上 ，得两组齿轮的相关几何参数 齿轮 m a或R d (mm) (mm) 高速小锥齿轮 4 108 级 197.52大锥齿轮 380 低速小圆柱轮 4 270 108 级 大圆柱轮 432

da (mm) 115.81 382.19 116 440 df (mm) 100.30 377.81 98 423.5 z b (mm) 56 56 105 98 - 11 -

? 27 95 27 108 15?51'36'' 74?8'24'' 5.带轮的设计

设计项目及说明 结果 1. 确定V带型号 工作情况系数KA 查表 计算功率PC PC?KAP?1.1?15?16.5Kw V带型号 根据PC和n值查表得 2.确定带轮基准直径D1，D2 小带轮直径 D1 查表4.6 大带轮直径 D2 D2?i?D1?2?125?160mm 3.验算带速v v??D1n1/6000?3.14?125?1460/60000?9.55m/s 要求带速在5~25m/s范围 4. 确定带长度Ld和中心距a 初取中心距a0?600mm，由公式得L` KA?1.1 PC?16.5Kw B型带 D1=125mm D2=250mm V=9.55m/s 带速符合要求 圆整Ld?1800mm 圆整a=605mm L`?2a0???D1?D2?2?D?D2??14a02 3.14?3751252??1795.3mm ?2?600?24?600即得 a?a0?Ld?L`1800?1795.3?600??602.35mm 225.验算小轮包角?1 由公式得 a D?D1250?125 1?168.2??120? ?1?180??2?57.3??180???57.3??168.2? ?605 - 12 -

6确定V带根数z 单根V带试验条件下许用应力功率P0 查表得 传动功率递增量?P0 查表得 包角系数K? 查表得 长度系数KL 查表得 P0= 2.2Kw ?P0=0.46Kw K?=0.975 KL=0.95 取整Z=7 PC16.5z???6.70 P??PKK2.2?0.46?0.975?0.95?00??L??7.计算初拉力F0 由公式 得F0?500PCzv?2.5??1??qv2 ??K?? q=0.17kg/m 每米带质量q 查表得 则 F0?500?16.5?2.5?2?1???0.17?9.55?208.5N 7?9.55?0.975?F0?208.5N 8. 计算压轴力Q 由公式得 zQ?2zF0sin1?2?7?208.5?sin?168.2?/2? ?2903.0N 2

取整Q=2903.0N

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6.各组传动轴设计

绘制轴的布置简图和初定跨距

考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸?2?15mm 为保证滚动轴承放入箱体座孔内，计入尺寸k=8mm

1.高速轴设计与校核

设计项目及说明 结果 1）绘制轴的布置简图 2) 计算作用在齿轮上的力 转矩T1?149.27N?m 输出轴齿轮分度圆直径dm1?92.78mm 圆周力Ft1?2T1/dm1?2?149.27?103/92.78?3217.72N 径向力Fr1?Ft1tg?cos?1?3217.72?tg20?0 T1?149.27N?mm dm1?92.78mm Ft1?3217.72N uu?11u?122 Fr1?1126.55N 轴向力Fa1?Ft1tg?sin?1?3217.72?tg20?0Fa1?320.13N - 14 -

其中u?3.519 3）初步估算轴的直径

选取40Cr作为轴的材料，调质处理 由 d?A3Pn 计算轴的最小直径并加大3％以考虑键槽的影响 查表8.6 取A?115 则 dmin?1.03?115?3 4）轴的结构设计 （1）确定轴的结构方案 11.41 730 A?115 dmin?29.62mm 右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。左轴承从轴的 左端装入，同时靠轴肩定位。采用单列圆锥滚子轴承，确 定各轴段直径和长度。 （2）确定各轴段直径和长度 1段 根据dmin圆整（按GB4323-1984），并由TI和nI选 择连轴器型号为TL6连轴器JA32?82?GB/T4323?1984?，比 JC32?82毂孔长度82mm短1～4mm作为1段长度。 2段 为使半连轴器定位，轴肩高度h?c?(2~3)mm，孔倒角c取3mm（GB6403.4-86），d2?d1?2h且符合标准密封内径（JB/ZQ4606-86）。取端盖宽度20mm，端盖外端面与d1?32mmL1?80mm 半连轴器右端面25mm，同时考虑到方便轴承端盖的螺栓

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的拧紧，所以要适当加大2段长度。 3段 考虑圆螺母与垫圈的厚度，取L3?25mm,d3?d2必须大于螺母螺纹高度。 4段 为使螺母与垫圈定位，轴肩高度?h?3.5mm，得d2?42mmL2?55mmd3?53mmL3?25mm 暂选轴承为滚动轴承32212，d4?d3?2?h?53?2?3.5?60mm，两轴承跨距必须取足够大，暂取L4?200mm。 d4?60mmL4?200mm 5段 为使轴承定位，轴承紧靠轴肩，轴肩高度 ?h?10mm。 d5?80mmL5?75mm （3）确定轴承及齿轮作用力位置 查GB/T297-94，选轴承为滚动轴承30315。安装方式如 图： （4）绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承反力 U面 FU2?1906.689N FU3?357.684N V面 FV2?4419.938N FV3?1020.616N 求最大弯矩 FU2?1906.689N FU3?357.684N FV2?4419.938N - 16 -

U面 MU2?90540N?mm V面 MV2?726719N?mm 合成弯矩 M?MU22?MV22N?mm 扭矩T T?175524N?mm 轴的受力图如下图所示 FV3?1020.616N MU2?90540N?mmMV2?726719N?mm M?752188N?mm T?175524N?mm

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5）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩Mca?M2?(?T)2，取折合系数??0.6，则齿宽中点处当量弯矩： Mca?7521882?(0.6?175524)2 Mca?759525N?mm 轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得2[?]?60N/mm?1b由表8.9查得材料许用应力 ?b?640N/mm，2由式8-4得轴的计算应力为 ?ca? Mca1Mca1759525 ??33W0.1d40.1?75?ca?18N/mm2 该轴满足强度要求 6) 精确校核轴的疲劳强度 （1）轴的细部结构设计 圆角半径：各轴肩处圆角半径见装配图。 键槽：齿轮、半连轴器与轴向固定采用A型平键联接，由T1和n1初选HL3型弹性柱销联轴器，按GB/T1096-2003半联轴器处的键为：14?9?70。 配合：参考现有设计图纸或设计手册、图册 精加工方法：参考现有设计图纸或设计手册、图册 (2)选择危险截面 在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中 应力较大、应力较集中较严重的截面。

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计算危险截面工作应力 截面弯矩：M?752188?5176 M?504758N?mm 截面扭矩：T?175524N?mm 33抗弯截面系数：W?0.1d?0.1?75 W?42187.5mm3 33W?0.2d?0.2?75T抗扭截面系数： WT?84375mm3 截面上弯曲应力：?b?M/W?504758/42187.5 截面上扭剪应力：??T/WT?175524/84375 弯曲应力副：?a??b?11.965N/mm3 弯曲平均应力：?m?0 扭切应力：?a??m??b?11.965N/mm3??2.080N/mm3 ?a?11.965N/mm3?m?0 ?2 ?a??m?3.89N/mm (3)确定轴材料机械性能 查表8.2，弯曲疲劳极限??1?275N/mm2，剪切疲劳极限 ??1?275N/mm2 ???0.1,???0.05 ??1?275N/mm2 碳钢材料特性系数：???0.1,???0.5?? (4)确定综合影响系数K?、K? 轴肩圆角处有效应力集中系数k?、k?，根据r/d?5/75?0.067，D/d?93/75?1.24，由表8.9差值k??1.80,k??1.35 计算得k??1.80,k??1.35 无配合和开槽影响 尺寸系数??、??，根据d由图8-12查得??=0.73,???0.72 表面状况系数??，根据?b，表面加工方法查图8-2得??=0.73,???0.72 ??????0.88 ??????0.88 - 19 -

轴肩处综合影响系数K?、K?为： k?1.80K????2.802 ?????0.73?0.88K??k?1.35??2.131 ?????0.72?0.88 K??2.802K??2.131 (5)计算安全系数 由表8.13取需用安全系数[S]＝1.5 由式8-6 S??S??8.203 ??1275 ?K??a????m2.802?11.965?0.1?0??1155 ?K??a????m2.131?1.040?0.05?1.04S?S?S??S?22S??68.335 Sca?8.145 疲劳强度安全 S??Sca? 2.中间轴设计与校核 设计项目及说明 1）绘制轴的布置简图 结 果 - 20 -

2）计算作用在齿轮上的力

转矩T2?492.01N?m 输出齿轮分度圆直径dm1?108mm 圆周力Ft1?3399.322N 径向力Fr1?1191.322N 轴向力Fa1?333.984N 3）初步估算轴的直径 选取45钢作为轴的材料，调质处理 由 d?A3Pn T2?492.01N?mm dm1?108mm Ft1?3399.322N Fr1?1191.322N Fa1?333.984N 计算轴的最小直径并加大3％以考虑键槽的影响 查表8.6 取A?115 则 dmin?1.03?115?34）轴的结构设计 （1）确定各轴段直径和长度 10.73 208.27 A?115 dmin?44.08mm L1?57mm 1段 选取轴承型号为32009，同时考虑齿轮与箱壁的d1?45mm 距离取d1、L1。 2段 d2?d1?6~10,L2?b?2~4。 d2?52mmL2?67mm 3段 为使齿轮定位，齿轮紧靠轴肩，轴肩高度d3?65mm ?h?6.5mm。 L3?35mm - 21 -

4段 为使齿轮定位，齿轮紧靠轴肩，轴肩高度d4?52mm ?h?6.5mm。 L4?101mmd5?45mm 5段 选取轴承型号为32009，同时考虑齿轮与箱壁的L5?58mm距离取d5、L5。 5）绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承反力 U面 RU1??896.71N RU2?6159.38N V面 FV1??131.05N RV2??2483.09N 求弯矩 U面 MU?508148.85N?mm V面 MV?204854.93N?mm 合成弯矩 M?MU22?MV22N?mm 扭矩T T?653271N?mm 轴的受力图如下图所示 RU1??896.71N RU2?6159.38N FV1??131.05N RV2??2483.09N MU?508148.85N?mmMV?204854.93N?mmM?547887.58N?mm T?653271N?mm - 22 -

6）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩Mca?M2?(?T)2，取折合系数??0.6，则齿宽中点处当量弯矩： Mca?547887.72N?mmMca?547887.582?(0.6?653271)2 轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得2[?]?60N/mm?1b由表8.9查得材料许用应力 ?b?640N/mm，2 由式8-4得轴的计算应力为 - 23 -

MM547887.72 ?ca?ca1?ca13? 3W0.1d40.1?65?ca?19.06N/mm2 该轴满足强度要求 7 ) 精确校核轴的疲劳强度 （1）选择危险截面 在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中应力较大、应力较集中较严重的截面。 计算危险截面工作应力 547887.58?106323.20M?42.66??106323.20100.16截面弯矩： 选择A截面校核 M?294393.65N?mm W?21600mm3 截面扭矩：T?653271N?mm 33抗弯截面系数：W?0.1d?0.1?60 33W?0.2d?0.2?60T抗扭截面系数： WT?43200mm3 截面上弯曲应力：?b?M/W?294393.65/21600 截面上扭剪应力：??T/WT?653271/43200 3????10.24N/mmab弯曲应力副： ?b?10.24N/mm3 ??11.36N/mm3 ?a?10.24N/mm3 ?m?0 弯曲平均应力：?m?0 扭切应力：?a??m??2 ?a??m?5.68N/mm 确定轴材料机械性能 查表8.2，弯曲疲劳极限??1?275N/mm2，剪切疲劳极限 ??1?275N/mm2 ??1?275N/mm2 ???0.1,???0.05 ??1?275N/mm2 碳钢材料特性系数：???0.1,???0.5?? - 24 -

（2） 确定综合影响系数K?、K? （3） 计算安全系数 由表8.13取需用安全系数[S]＝1.8 由式8-6 S??K??3.43,K??2.47 ??1275 ?K??a????m3.43?10.24?0 S??7.83 S??10.83 S????1155 ?K??a????m2.47?5.68?0.05?5.68S?S?S?2?S?2Sca? Sca?6.35 疲劳强度安全

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3.输出轴设计与校核 设计项目及说明 1）计算作用在齿轮上的力 转矩T3?1889.09Nm 输出轴上大齿轮分度圆直径d 圆周力Ft?2T3/d?2?1889.09/432 径向力Fr?Fttan??8745.79?tan20? 2）初步估算轴的直径 选取45号钢作为轴的材料，调质处理 由式 d?A3P3 计算轴的最小直径并加大3％以考虑键n3结 果 T3?1889.09Nm d?432mm Ft?8745.79N Fr?3183.21N 槽的影响 查表 取A=110 则 d?1.03?110?310.30 52.07dmin?70mm 根据dmin圆整，根据GB/T297-95，暂选轴承为深沟球轴承6016，于是得dmin?70mm。 根据轴上的零件布置、安装和定位的需要，初定个轴段的直径及长度，其中轴颈、轴头结构尺寸与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 如图减速器高速轴结构图 3）.绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承反力 H面 RH1?7071.14N RH1?7071.14N - 26 -

RH2?3384.27N RH2?3384.27N V垂直面： Rr1?2574.34N Rr2?1231.77N 弯矩 RV1?2574.34N RV2?1231.77N Mr?243.28N?m 合成弯矩 Mr?243.28N?m M?711130N?mm M?MU22?MV22N?mm 扭矩 T?2509.30N?m 轴的受力图如下图所示 - 27 -

4） 按弯扭合成强度校核轴的强度

当量弯矩Mca?M2?(?T)2，取折合系数??0.6，则齿宽中点处当量弯矩Mca?711.132?(0.6?2509.30)2 轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得 Mca?1665.08N?m ?b?640N/mm2，由表8.9查得材料许用应力[??1]b?60N/mm2 由式8-4得轴的计算应力为 ?ca?McaMca1665.08 ??33W0.1d40.1?98[??1]b?60N/mm2 ?ca?17.69N/mm2 该轴满足强度要求 5 ) 精确校核轴的疲劳强度 (1)选择危险截面 选择危险截面A 在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中 应力较大、应力较集中较严重的截面。 (2)计算危险截面工作应力 M?516.65N?m 截面弯矩： 143.45 M?711.13? 197.45截面扭矩：T?2590300N?mm W?94119.2mm3 抗弯截面系数：W?0.1d3?0.1?983 WT?188238.4mm3 抗扭截面系数：WT?0.2d3?0.2?983 ?b?5.49N/mm3 截面上弯曲应力：?b?M/W?516650/94119.2 ??13.33N/mm3 截面上扭剪应力：??T/WT?2509300/188238.4 ?a?5.49N/mm3 弯曲应力副：?a??b?5.49N/mm3 ?m?0 弯曲平均应力：?m?0 扭切应力：?a??m?(3)确定轴材料机械性能 查表8.2，弯曲疲劳极限??1?275N/mm2，剪切疲劳极限??1?275N/mm2 碳钢材料特性系数：???0.1,???0.5?? ?2?a??m?6.67N/mm ??1?275N/mm2 ??1?275N/mm2 ???0.1,???0.05 - 28 -

(4)确定综合影响系数K?、K? 轴肩圆角处有效应力集中系数k?、k?，根据r/d?0.04，D/d?1.102，由表8.9差值计算得k??1.94,k??1.35 k??1.94,k??1.35 配合处综合影响系数K?、K?，根据d,?b，配合H7/k6由表8.11差值计算得K??3.75,K??0.4?0.6?K? 键槽处有效应力集中系数k?、k?，根据?b由表8.10差值计算得k??1.81,k??1.62 尺寸系数??、??，根据d由图8-12查得??=0.70,???0.70 表面状况系数??，根据?b，表面加工方法查图8-2得K??3.75K??2.65 k??1.81,k??1.62 ??=0.70,???0.70 ??????0.88 轴肩处综合影响系数K?、K?为： K??k?1.94??3.15 ?????0.70?0.88k?1.35??2.19 ?????0.70?0.88??????0.88 K??3.15K??2.19 K??键槽处综合影响系数K?、K?为： K??k?1.81??2.94 ?????0.70?0.88k?1.62??2.63 ?????0.70?0.88K??2.94K??2.63 K??同一截面如有两个以上得应力集中源，取其中较大得综 合影响系数来计算安全系数，故按轴肩处取综合影响系K??3.15 数K?、K?。 K??2.63(5)计算安全系数 由表8.13取需用安全系数[S]＝1.8 由式8-6

S??38.46 - 29 -

??1275 S???K??a????m3.15?2.27?0.1?0 S?? ??1155 ?K??a????m2.63?6.67?0.05?6.67S?S?S??S?22S??8.67 Sca? Sca?8.46 疲劳强度安全

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7.轴上键与联轴器的设计

1.高速轴（1轴）上联轴器处和键选择与校核

设计项目及说明 输入端（联轴器孔连接） 1．选联轴器和键。由1轴工作转矩T1=149027Nm，工作转速n1=730r/min,以及最小允许轴径dmin?32mm即外伸轴径，查GB/T5014-85，选弹性柱销连轴器型号为TL6连轴器JA55?92?GB5014?85?JC50?88，许用转矩[T]=1250Nm，许用转速结 果 联轴器：TL6 A型普通平键 [n]=4000r/min。 因T1<[T]，n1<[n]，故联轴器满足要求。 选A型普通平键。 d=50mm，L’=88mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=10mm， h=8mm ，L=60mm 2．键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力4T1?[?p]dhl 键的工作长度l?L?b?60?10?50mm，则 b?10mmh?8mm L?60mm[?p][?p]?90N/mm2 ?p?4?149270???26N/mm F50?10?54

?F?26N/mm2 满足挤压应力要求 - 31 -

2.中间轴上齿轮处键设计与校核 设计项目及说明 输入端（与大锥齿轮孔连接） 1．选A型普通平键。 d=52mm，L’=90mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=14mm， h=10mm ，L=40mm 2．键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力[?p] 4T2?[?p] dhl键的工作长度l?L?b?40?16mm，则 4?492.01?1000?47.13N/mm ?F?66?12?70结 果 A型普通平键 b?14mmh?10mm L?40mm[?p]?90N/mm2 ?p??F?47.13N/mm2 满足挤压应力要求 A型普通平键 输出端（与小圆柱齿轮空孔连接） 1．选A型普通平键。 d=66mm，L’=67mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=16mm， h=10mm ，L=86mm 2.键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力[?p] 4T2?[?p] dhl键的工作长度l?L?b?86?16?70mm，则 4?492.01?82.48N/mm ?F?66?12?40?p?b?16mmh?10mm L?86mm[?p]?90N/mm2 ?p?82.48N/mm2 满足挤压应力要求

3.输出轴上齿轮处键和联轴器设计与校核 设计项目及说明 输入端（与大圆柱齿轮空孔连接） 1．选A型普通平键。 d=70mm，L’=107mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=25mm， h=14mm ，L=80mm 2．键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力[?p] 4T3?[?p] dhl键的工作长度l?L?b?80?25mm，则 4?653.271?1000?24.51N/mm ?F?98?16?68结 果 B型普通平键 b?25mmh?14mm L?80mm[?p]?90N/mm2 l?65mm 单键 ?p??F?24.51N/mm2 - 32 -

输出端（联轴器孔连接） 1．选联轴器和键。由3轴工作转矩T3=2509.299Nm，工作转速n3=51.063r/min,以及最小允许轴径dmin?80mm即外伸轴径，查GB/T5014-85，选弹性柱销联轴器满足挤压应力要求 联轴器：HL6 B型普通平键 80?107HL6GB5014?85，许用转[T]=3150Nm，矩许用转速J185?132[n]=2800r/min。 因T3<[T]，n3<[n]，故联轴器满足要求。 选A型普通平键。 d=80mm，L’=103mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=20mm， h=12mm ，L=95mm b?20mmh?12mm L?90mm[?p]?90N/mm2 单键 3．键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力[?p] ?p?145.25N/mm2 4T1?[?p] dhl键的工作长度l?L?b?90?20mm，则 4?2509299?142.25N/mm ?F?80?14?63?p? 双键 ?F?84.83N/mm ?为提高工作强度与安全可靠性，采用双键联接，180布置，按1.5 个键的强度校核则 结 满足挤压应力要求 ?F??F/1.5?84.83N/mm 高速轴 轴 中间轴 输入端 d=52mm 单A 输出端 d=52mm 单A 低速轴 输入端 d=88mm 单A 24.51 输出端 d=70mm 双A 84.93 HL6 输入端d=32mm 单A 果 键 型号、键数 b?h?L ?F Mpa 联型号 轴d?L 器

10?8?60 26 TL6 14?10?40 47.13 16?10?86 82.48 25?14?8020?12?9055?92 80?107 - 33 -

8.各组传动轴承设计

1.第一对轴承的选用与校核 设计项目及说明 轴承的选用与校核 初选圆锥滚子轴承30315GB/T297-94，主要性能参数： C?252000N,C0?318kN,e?0.35,y?1.7 1）轴承支撑反力 结 果 轴承32210 RA?4814.85N,RB?1081.48N 轴所受轴向力Fa1?333.984N 2）计算轴承派生轴向力 SA?RA/2y?4814.85/(2?1.7)?1416.13NSB?RB/2y?1081.48/(2?1.7)?318.08N 3）计算轴承所承受的轴向载荷 Aa?SA?1416.13 SA?1416.13NSB?318.08N Ab?SB?Fa1?SA?333.984?1416.13?1750.11N，则 3）计算轴承所受当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，载荷系数fP?1.5 因Aa/RA?1416.13/4814.85?0.29?e，查表xA?1,yA?0，故 Aa?1416.13NAb?1750.11N fP?1.5 PA?fp(xARA?yAAa)?1.5?1?4814.85 因Ab/RB?1750.11/318.08?5.5?e，查表xB?0.4,yB?1.7，故 PB?fp(xBRB?yBAb)?1.5?(0.4?1081.48?1.7?1750.11) xA?1yA?0 PA?7222.26N 4）计算轴承寿命 - 34 -

PA?PB，按PA计算，取温度ft?1，故 xB?0.410/3106?ftC?106?252000?Lh???????60n1?P?60?730?7222.26?Lh?(8?300?10)?24000h 滚动轴承的润滑和密封 润滑方式选择 ?yB?1.7 ?28.15?105h PB?5111.67N Lh?28.15?105h 满足十年寿命 由dn1?75?730?54750?106mm?r/mim，故选择脂润滑。 密封：接触式密封。密封件为毡圈 2.第二对轴承的选用与校核 设计项目及说明 轴承的选用与校核 初选圆锥滚子轴承32212GB/T297-94，主要性能参数： C?132kN,C0?180kN,e?0.4,y?1.5 1）轴承支撑反力 RA?906.24N,RB?6641.06N 轴所受轴向力Fa2?333.984N 2）计算轴承派生轴向力 结 果 轴承31310 SA?RA/2y?906.24/(2?1.5)?302.08NSB?RB/2y?6641.06/(2?1.5)?2213.69N SA?302.08NSB?2213.69N 3）计算轴承所承受的轴向载荷 Fa2?SB?333.984?2213.69?2457.67N?SA，则 Ab?2213.69NAa?Fa2?SB?2457.67N Aa?2457.67NAb?2213.69N- 35 -

5）计算轴承所受当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，载荷系数fP?1.5 因Aa/RA?2257.67/906.24?2.8?e，查表xA?0.4,yA?1.5，故 fP?1.5 xA?0.4yA?1.5 PA?fp(xARA?yAAa)?1.5?(0.4?906.24?1.5?2457.67) 因Ab/RB?2213.69/6641.06?0.33?e，查表xB?1,yB?0，故 PB?fp(xBRB?yBAb)?1.5?(1?6641.06?0) PA?6073.5N xB?1yB?0 6）计算轴承寿命 PB?9961.59N ?10/3PA?PB，按PB计算，取温度ft?1，故 Lh?4.12?105h 106?ftC?106?132000?Lh???????60n1?P?60?204.253?9961.59?Lh?(8?300?10)?24000h 滚动轴承的润滑和密封 润滑方式选择 ?4.12?105h 满足十年寿命 由dn2?60?204.253?1.255?104?106mm?r/mim，故选择脂润滑。 密封：接触式密封。密封件为毡圈 3.第三对轴承的选用与校核 设计项目及说明 轴承的选用与校核 初选深沟球轴承6018GB/T297-94，主要性能参数： C?102kN,e?0.35,y?1.7 1）轴承支撑反力 RA?7525.17N,RB?3601.46N 2）计算轴承派生轴向力

结 果 轴承6018 - 36 -

SA?RA/2y?7525.17/(2?1.7)?2213.29NSB?RB/2y?3601.46/(2?1.7)?1059.25N SA?2213.29NSB?1059.25N 3）计算轴承所承受的轴向载荷 SB?SA，则 Ab?Aa?SA 7）计算轴承所受当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，载荷系数fP?1.5 因Aa/RA?2213.29/7525.17?0.29?e，查表xA?1,yA?0，故 Aa?2213.29NAb?2213.29NfP?1.5 xA?1yA?0 PA?fp(xARA?yAAa)?1.5?(1?7525.17?0) 因Ab/RB?2213.29/3601.46?0.62?e，查表xB?0.4,yB?1.7，故 PB?fp(xBRB?yBAb)?1.5?(0.4?3601.46?1.7?2213.29) PA?112877.56N xB?0.4yB?1.7 8）计算轴承寿命 PB?7804.77N ?10/3PB?PA，按PA计算，取温度ft?1，故 106?ftC?106?102000?Lh???????60n3?P?60?51.063?112877.56?Lh?(8?300?10)=24000h 滚动轴承的润滑和密封 润滑方式选择 ?32786h Lh?32786h 满足十年寿命 由dn3?90?51.063?4595.67?106mm?r/mim，故选择脂润滑。 密封：接触式密封。密封件为毡圈

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9.减速箱体设计

设计项目及说明 箱体结构尺寸 1．箱体壁厚11mm 箱盖壁厚11mm 2. 箱座上部凸缘高度18mm 箱盖凸缘厚度13.5mm 箱座底凸缘厚22.5mm 3. 地脚螺钉直径M24 4. 轴承连接螺柱直径M18 5. 箱盖与箱座螺栓连接M16 6. 轴承端盖螺钉直径M12 7. 检查孔盖螺钉直径M10 8. 定位销直径12mm 9. 轴承旁凸台半径24mm 10. 凸台高度68mm 11. 内箱壁至轴承内壁距离10mm 12. 齿轮顶圆与箱壁距离31mm 13. 箱座肋板厚10mm 14. 通气孔选择M18X1.5 15. 油标选择杆式油标M20 16. 放油孔及放油塞选择M20X1.5 17. 密封件选用毛毡密封 18. 轴承选择脂润滑,所以每个轴承都有各挡油环

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10.感想

总结 这次课程设计综合运用我们所学的机械设计课程和其它的先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识；通过设计实践，我们逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养了分析问题和解决问题的能力；通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，我们进行了全面的机械设计及基本技能的训练。同时也认识到了自己还有很多不足之处，为以后的学习提供了更好的动力。

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