机械设计基础课程设计说明书

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<<机械设计基础课程设计>>

说 明 书

机 械 制 造 及 自 动 化 专 业 Jixie zhizao ji zidonghua zhuanye 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 任 务 书 2

Jixie sheji jichu kecheng sheji renwu shu 2

姓 名: x x x 学 号: 班 级: 09级机电1班 指导教师: x x x 完成日期: 2010/12/12

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机械制造及自动化专业 机械设计基础课程设计任务书2

学生姓名： 班级： 学号： 一 、设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆锥齿轮减速器

给定数据及要求

543621-电动机4-联轴器2-带传动3-减速器5-滚筒6-传送带

已知条件：运输带工作拉力F=4kN；运输带工作速度v=1.2m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=400mm；两班制，连续单向运转，载荷较平稳。环境最高温度350C；小批量生产。 二 、 应完成的工作 1. 减速器装配图1张； 2. 零件工作图1张（从动轴）； 3. 设计说明书1份。

系主任： 科室负责人： 指导教师：

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前 言

这次设计是由封闭在刚性壳内所有内容的齿轮传动是一独立完整的机构。通过这一次设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整设计及方法，构成减速器的通用零部件。

这次设计主要介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过的知识。如：机械制图，金属材料工艺学公差等已学过的理论知识。在实际生产中得以分析和解决。减速器的一般类型有：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、齿轮-蜗杆减速器，轴装式减速器、组装式减速器、联体式减速器。

在这次设计中进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想，掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法 和步骤，要求综合的考虑使用经济工艺性等方面的要求。确定合理的设计方案。

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目 录

? 一、电动机的设计 …………………………………………6

1. 选择电动机 ……………………………………………6 2. 选择电动机容量 ………………………………………6 3．计算总传动比并分配各级传动比 ……………………7 4. 计算传动装置的运动和动力参数 ……………………7 5. 电动机草图 ……………………………………………8

? 二、带传动的设计 …………………………………………9

1. 确定计算功率 …………………………………………9 2．确定V带型号 …………………………………………9 3. 确定带轮基准直径 ……………………………………10 4. 验算带速 ………………………………………………10 5. 确定带长及中心距 ……………………………………10 6. 验算小带轮包角 ………………………………………10 7. 确定带的根数 …………………………………………11 8. 计算单根V带的初拉力 ………………………………12 9. 计算作用在轴上的力 …………………………………12 10．轮的结构尺寸及草图…………………………………12

? 三、减速器齿轮设计 ………………………………………12

1. 材料的选择及热处理 …………………………………13 2．参数的选择和几何尺寸计算 …………………………13 3．确定许用应力 …………………………………………13 4．确定齿轮精度 …………………………………………13 5．按齿轮强度条件设计 …………………………………13 6．计算齿轮几何尺寸 ……………………………………14

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7．校核齿面接触疲劳强度 ………………………………15 8．校核齿根弯曲疲劳强度 ………………………………16

? 四、轴的结构设计 …………………………………………16

1. 按扭矩估算轴最小直径 ………………………………17 2. 轴的复合强度校核 ……………………………………17

? 五、轴承的选择及校核 ……………………………………21

1. 从动轴轴承 ……………………………………………22 2. 主动轴轴承 ……………………………………………23

? 六、键的选择及校核 ………………………………………23

1. 从动轴键的选择及校核 ………………………………23 2. 主动轴键的选择及校核 ………………………………24

? 七、联轴器的选用 …………………………………………24 ? 八、减速器附件的选择 ……………………………………24 ? 九、箱体的设计 ……………………………………………25 ? 十、润滑和密封的选择 ……………………………………26 ? 主要参考文献 ………………………………………………27 ? 另附:减速器装配图1张

零件工作图2张

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一 、电动机的设计

1．电动机类型选择

按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭（自扇）冷笼型三相异步电动机。

2．选择电动机容量 (1)计算工作机所需功率Pw

Pw =

= 4000×1.2/1000×0.98 Kw ≈ 11Kw

其中，带式输送机的效率:ηw=0.98(查《机械设计、机械设计基础课程设计》P131附表10-1)。 (2)计算电动机输出功率P0

按《机械设计、机械设计基础课程设计》P131附表10-1查得V带传动效率ηb = 0.96，一对滚动球轴承效率η

r

= 0.99，一对圆锥

齿轮传动效率ηg = 0.97，联轴器效率ηc = 0.98。 （其中，η为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括V带传动、一对圆锥齿轮传动、两对滚动球轴承及联轴器等的效率）。 传动装置总效率为：

η =ηbηr2ηgηc = 0.95×0.992×0.97×0.98 = 0.894， 电动机所需功率为：

PwP0 = = 4.90/0.894 Kw ≈ 5.48 Kw。

?根据P0 选取电动机的额定功率Pm，使Pm = (1～1.3) P0 = 5.48 ～ 7.124 Kw。为降低电动机重量和成本，由《机械设计、机械设计基础课程设计》P212附表10-112查得电动机的额定功率为Pm = 5.5 Kw。 (3)确定电动机的转速

工作机主轴的转速nw，即输送机滚筒的转速： nw =

60?1000v= 60×1.2×1000/3.14×400 r/min ?D≈ 57.30 r/min

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根据《机械设计、机械设计基础课程设计》P12表3-3确定传动比的范围，取V带传动比ib = 2～4, 单级圆锥齿轮的传动比ig = 2～3，则传动比范围比 i = (2×2)～（4×3) = 4～12。 电动机的转速范围为：

n = inw = (4～12)×57.30 r/min = 230～688 r/min ，符合这一同步转速范围的有750 r/min一种。根据同步转速查《机械设计、机械设计基础课程设计》 P212附表10-11确定电动机的型号为Y160M2—8，其满载转速n m = 970 r/min。

此外，电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可查表得出。 3．计算总传动比并分配各级传动比 (1)总传动比

nmi =nw= 720/57.30 r/min = 12.57 r/min

ib

(2)分配各级传动比

为使带传动的尺寸不至过大，满足

传动比：ig = i/ib = 12.57/3 = 4.19 4．计算传动装置的运动和动力参数 (1)各轴的转速

nⅠ = nm / ib = 720/3 r/min = 240 r/min nⅡ = nⅠ/ig = 240/4.19 r/min = 57.30 r/min n w = nⅡ = 57.30 r/min

(2)各轴的功率

PⅠ = Pmηb = 5.5×0.96 Kw = 5.28 Kw

PⅡ= PⅠηrηg = 5.28×0.99×0.97 Kw = 5.07 Kw PW= PⅡηrηc = 5.07×0.99×0.98 Kw = 13.28 Kw (3)各轴的转矩各轴的转矩 T0 = 9550

P0 = 9550×5.5/720 N·m ≈ 73 N·m n0 - 7 -

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P1T1 = 9550 = 9550×5.28/240 N·m ≈ 210.1 N·m

n1T2 = 9550P2 = 9550×5.07/57.3 N·m ≈ 845 N·m n2Tw = 9550 Pw/ nw = 9550×4.92/57.3 N·m ≈ 820 N·m (4)将计算的结果填入下表

轴名称 参数 电动机轴 转速n（r/min） 功率P（kw） 转矩T（N·m） 传动比 i 效率 η 5．电动机的草图

720 5.5 73 3 0.96 Ⅰ轴 240 5.28 210.1 4.19 0.96 Ⅱ轴 57.3 5.07 845 滚筒轴 57.3 4.92 820 1 0.97 型号 额定功率 满载转速 起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y160M2-8 5.5 KW 720 r/min

2.0 2.0 - 8 -

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二、带传动的设计

由设计任务书条件要求，此减速器工作场合对传动比要求不严格但又要求传动平稳，因此适用具有弹性的饶性带来传递运动和动力。V带传动时当量摩擦系数大，能传递较大的功率且结构紧凑；故此处选择V型槽带轮。

带轮材料常采用铸铁、钢、铝合金或工程塑料等，当带的速度 v≤25 m/s时，可采用HT150；当带速 v=25～30 m/s时，可采用HT200；当 v≥35 m/s时，则用铸钢或锻钢（或用钢板冲压后焊接而成），传递功率较小时，可用铸铝或工程塑料等材料。

带轮的设计准则是，在保证代传动不产生打滑的前提下，具有足够的疲劳强度，带轮的质量小，结构公益性好，无过大的铸造内应力，质量分布要均匀等。 1. 确定计算功率

PC = KAP = 1.2×5.5 = 6.6 Kw 查《机械基础》P226页 表9-7知：KA=1.2 2. 确定V带型号

按照任务书要求，选择普通V带。

根据PC = 6.6 Kw及n1 = 720 r/min，查《机械基础 》P227页 图9-8确定选用B型普通V带。

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3. 确定带轮基准直径 (1)确定带轮基准直径

根据《机械基础》P228页 表9-8取标准值确定：dd1 = 140mm。 (2)计算大带轮直径 dd2 = i dd1（1-ε）=（720/240）×140×（1-0.02）mm = 411.6mm 根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2 = 410mm。 4. 验算带速 v=

?dd1n160?1000 = 3.14×140×720/60×1000m/s = 5.28 m/s

由于5m/s＜v＜25m/s,带速合适。 5. 确定带长及中心距 (1)初取中心距a 0 = 500 mm

根据0.7?dd1?dd2??a0?2?dd1?dd2? 知：385≤a 0≤1100. (2)确定带长Ld：

根据几何关系计算带长得

?dd1?dd2?2? Ldo?2a0??dd1?dd2??= 1900.39 mm

24a0根据《机械基础》P226表9-6取相近的标准值Ld，Ld = 2000 mm (3)确定中心距

a?a0?Ld-Ld0= 500+(2000-1900.39)/2 mm = 549.81mm， 2取a= 550 mm；

a min = a - 0.015Ld = 550 - 0.015×2000 mm = 520mm； a max = a + 0.03Ld = 550 + 0.03×2000 mm = 610mm.

6. 验算小带轮包角：

?1?180??dd2?dd1?57.3? = 151.9°＞120°，符合要求。 a - 10 -

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7. 确定V带根数Z

根据dd1 = 140mm及n1 = 720r/min，查《机械基础》P224表9-3得:

P0 = 1.75Kw，

根据带型和i查《机械基础》P224表9-4得：ΔP0 = 0.23Kw， 查《机械基础》P225表9-5得：Kα = 0.93， 查《机械基础》P226表9-6得：Kl = 0.98,

PcZ = Pc /[P0]≥

(P0??P0)K?KL = 3.66,

取Z=4.

8. 确定V带初拉力F0

查《机械基础》P219表9-1得:q = 0.17㎏/m,则

Pc2.5(?1)?qv2 N = 268.6 N F0 = 500

vZK?9. 作用在轴上的力FQ FQ = 2ZF0sin

?12= 2×4×268.6×sin151.9/2 N = 2084.5 N

10.带轮的结构尺寸及草图 B型V带：

节宽bp /mm:14.0 ； 顶宽b/mm:17.0； 高度h/mm:11.0； 楔角θ:40°；

截面面积A/ mm2 :138； 每米带长质量q/（ kg·m-1 ）:0.17。 V带轮：

基准宽度bp/mm:14.0； 基准线至槽顶高度hamin:3.5； 槽顶宽b/mm:17.2； 基准线至槽底深度hfmin:10.8；

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槽间距e/mm:19±0.4； 第一槽对称线至端面距离f/mm: 12.5； 最小轮缘厚度δ/mm:7.5； 轮缘宽度B/mm:

B =(Z-1)e+2f(Z为齿模数) = 82mm。

三．减速器齿轮设计

设计任务书齿轮传动由主动轮、从动轮（或齿条）和机架组成，通过齿轮的啮合将主动轴的运动和转矩传递给从动轴，使其获得预期的转速和转矩。锥齿轮的传动比恒定，结构紧凑且效率高，工作可靠且寿命长。鉴于齿轮的以上优点因此选用齿轮传动，即圆锥齿轮是两相交轴传动。所以齿轮传动在机械传动中应用广泛。

齿轮材料要求齿面硬，齿芯也要有韧性，具有足够的强度以及具

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有良好的加工工艺及热处理性，当齿轮的尺寸较大（da＞400 mm～600 mm）或结构复杂不容易锻造以及一些低速运载的开式齿轮传动时，才有铸钢；高速小功率、精度要求不高或需要低噪音的特殊齿轮传动中，也常采用非金属材料。

材料：小齿轮 40Cr调质后表面淬火处理 齿面平均硬度HB1 =48～55；

大齿轮 45钢 调质处理 齿面平均硬度HB2 =217～255。 1. 材料选择及热处理

由于结构要求紧凑，故采用硬齿齿轮传动。查《机械基础》P181表6-3，选择小齿轮材料为40cr,调质后淬火处理，齿面平均硬度HB=53HRC；大齿轮选用45 钢调质处理，齿面平均硬度HB=250HRC。 2. 参数选择和几何尺寸计算 (1)齿数比

取小齿轮齿数Z1 = 20，则大齿轮齿数Z2 = 20×4.19 = 84， 实际齿数比μ = Z2/Z1 = 4.2，与要求相差不大，可用。 (2)齿宽系数

两轮为硬齿面非对称布置，φR = b/R = 0.284。

一般取: 取φR = 0.25～0.30，齿宽b ≤ R/3（查《机械基础》P195表7-2）。 (3)载荷系数

由于载荷较平稳，且采用硬齿面齿轮，应取最大值，故查《机械基础》P183表6-5，取K=1.2。 3．确定许用应力

小齿轮查《机械基础》P181表6-3，取[σH1]=1080MPa,[ σbb1]=510MPa, 由于承受单向载荷，故[ σbb1]=510MPa不变；

大齿轮查《机械基础》P181表6-3，用插值法得[σH2]=522MPa, [σbb2]=304MPa,因受单向载荷，故[σbb2]=304MPa不变。 4．选择精度

运输机为一般机械，速度不高，故选择9级精度。 5. 根据齿轮强度条件设计 (1)按齿面接触疲劳强度设计

根据齿面接触疲劳强度，按《机械基础》P197公式（7-7）确定尺寸d：

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d ≥

39550000P 2

[ZZ/[σ]] ·[4KT1/0.85φR(1-0.5φR)μ] HEH0.2?T??n= 104.05 mm

式中φR =0.28，按《机械基础》P183表6-5选载荷系数K=1.2，转矩T1=9.55×106 P1/N1 = 9.55×106 5.28/240 N·mm=2.1×105N·mm。

查机械基础P181表6-3[σH1]=1080MPa ，[σH2]=522MPa,钢制齿轮配合：Z E = 189.8√ N/ mm2。

计算圆周速度v： v =

?dd1n160?1000 = 3.14×104.05×240/60×1000 = 1.31m/s

(2)按齿根弯曲疲劳强度设计

根据齿根弯曲疲劳强度，按《机械基础》P197公式（7-9），确定模数m：

4KT1YF(1?0.5?R)u?1?RZ[?F]221m n≥

3 = 3.54

式中φR =0.28, μ=4.2, k=1.2，YFS为齿形系数，按当量齿数Zv = Z/cosδ,查《机械基础》P185表6-7，得： YF1 = YFS1 = 4.344, YF2 = YFS2 = 4.06； [σf1]=[σ因为

YF1[?F1]bb1

]=510MPa,[σf2]=[σ

YF2[?F2]bb2

]=304MPa，

YF1[?F1] = 0.00852，，故将

YF2 = 0.01336,

＜

YF2[?F2][?F2]代入计算。

根据《机械基础》P185表7-1，锥齿大端标准模数m = 3.75mm。 6．计算齿轮几何尺寸

(1)齿数比: μ = Z2/Z1 = 84/20 = 4.2 (2)分度圆锥角：

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δ1 = arctan Z1/Z2 = 20/84 =132332

δ

2

。’”

= arctan Z2/Z1 = 84/20 =763627

。’”

(3)分度圆直径：d1 = m Z1 = 3.75×20 = 75 mm

d2 = m Z2 = 3.75×84 = 315 mm

(4)齿顶圆直径：da1 = d1 + 2hacosδ1 = 82.30 mm

da2 = d2 + 2hacosδ2 = 316.74 mm

(齿顶高ha* =1,顶隙系数c* =0.2, hf =(ha* + c*)m=1.2m=4.5mm,

ha = ha* m =3.75mm)

(5)齿顶圆直径: df1 = d1 - 2hacosδ1 = 66.25 mm

df2 = d2 - 2hacosδ2 = 312.92 mm

34KT1YF(1?0.5?R)u?1?RZ1[?F] (

(6)锥顶距： R=m/2

212+Z22) = 161.90 mm2 Z

(7)齿宽系数： φR = b/R = 0.28

(8)平均模数： m m = m(1-0.5φR) = 3.22 mm (9)当量齿数： Zv1= Z1 /cosδ1 = 20.56

Zv2= Z2/cosδ2 = 362.66

(10)小锥齿齿轮传递的扭矩：

T1 = 9550P1/N1 = 210.1 N·m

7. 校核齿面接触疲劳强度

按《机械基础》P127公式（7-6）校核公式：

3

4KT1YF(1?0.5?R)u?1?RZ1[?F]

σH = ZHZE

2324KT21/0.85φR(1-0.5φR) d1μ

= 853.03Mpa ≤ [σH]

式中, Z H = 2.5,Z E = 189.8√ N/ mm2, φR =0.28, μ = 4.2, T1 = 2.10×105N·mm

因电动机驱动，载荷平稳，查《机械基础》P183表6-5，取K=1.2

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8. 校核齿根弯曲疲劳强度

按《机械基础》P197公式（7-8）校核公式：

σbb= 4KTY/0.85φ(1-0.5φ)

1

FS

R

R

3 2

4KT1YF(1?0.5?R)u?1?RZ[?F]212

2μ) m3z12(1+

= 273.15＜[σbb]

式中，φR = 0.28, k = 1.2, YFS = 4.344, m = 3.75,μ= 4.2,故符合要求。

结论：经校核可知，这对直齿圆锥齿轮传动的齿根弯曲疲劳强度和齿面疲劳强度足够。

四、轴的结构设计

轴扭转强度条件为： てT= T/WT≈9550000

95000P/n≤[て](部分参数见下表)

0.2d3轴几种常用材料的 [てT]及 A0值: 轴的材料 Q235-A、20 Q257、35 45 40Cr、35SiMn 3Cr13 [てT] A0 15～25 149～126 20～35 25～45 35～55 112～97 135～112 126～103 应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d＞100㎜的轴，有一个键槽时，轴径增大3%；有两个键槽时，应增大7%。对于直径d≤100㎜的轴，有一个键槽时，槽时，轴径增大5%～7%；有两个键槽时，应增大10%～15%。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这样求出的直径只能作为 承受扭矩作用的轴段的最小直径d min。综上所述，此轴材料选45号钢，

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调质处理表面硬度要求217～225HBS。

1．按扭矩估算最小直径

(1)选择轴的材料及热处理，确定许用应力

选用45钢并经调质处理，其σb = 1080MPa，HB=217 ～ 225。 (2)按扭矩估算轴的最小直径

P主动轴：d1 ≥A C = 33.1mm 0n3式中C为考虑弯曲影响和材料确定的系数（查《机械基础》P268表12-5，取C=118

考虑轴上键槽的影响，轴径加大5%，得d1= 33.1×1.05 =34.8mm。 查《机械基础》P267取标准值d1= 40mm

P从动轴：d2 ≥A C = 52.1mm 0n3同理，考虑键槽的影响，并选取标准值d2= 55mm 2. 轴的复合强度校核 (1)确定轴各段直径和长度

轴的复合强度校核与轴的支承点间的跨距有关,由下表所示： 尺寸项目 外伸端轴径Φ 估取安装轴径Φ 安装齿轮的轴头直径Φ 主动轴 40 45 46 30209 预选轴承及其宽度B 21 24 从动轴 55 60 66 30212 按锥齿轮受力状态选取类型 说明 应符合轴径标准系列 应符合滚动轴承标准系列 应符合轴径标准系列 - 17 -

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○1左起第一段，由于安装联轴器，因开有键槽，轴径扩大7%并圆整，取轴径55mm，长度84mm，为了便于安装，轴端进行2×45°倒角。 ○2左起第二段直径取58mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度42mm。 ○3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径60mm，长度为34mm。 ○4左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用,其直径大于第三段轴，取74mm。根据整体布局，长度取158mm。 ○5左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔径，此段的直径取66mm，长度取45mm。 ○6左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径60mm。长度取36mm。

(2)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)

(3)从动轴的强度校核

首先计算齿轮列和节点的作用力

圆周力：Ft = 2T1/dm1=2×210100/64.35N = 6529.9 N = Ft2 轴向力：Fa = Ft tanαcosαsinδ

1 = 517.3N = Fa2

径向力：Fr = Ft tanα/ cosδ1 = 2312.1N = Fr2

式中，dm1为小齿轮的平均分度圆直径, dm1=(1-0.5φR)d1 = 64.35mm。

危险断面的复合强度校核按下列步骤进行： A. 作从动轴的受力简图(图a)

B. 做轴垂直面(Z)的受力简图，求支座反力，并作弯矩图(图b、c)

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垂直面的支反力:∑MB = 0

Fr L2 – FAZ (L1 +L2)–Fa(d2/2)= 0 FAZ = RV1 = 1718.5N

∑MA = 0

FBZ (L1 +L2)–Fr L1–Fa(d2/2)= 0 FBZ = RV2 = 593.7N C点稍偏左处的弯矩为: MC1 = MCZ1 = FAZ L1 = 80 N·m C点稍偏右处的弯矩为: MC2 = MCZ2 = FBZ L2 = 95 N·m

C. 作轴水平面(Y)的受力简图，求支座反力，并作弯矩图(图d) 水平支座反力:∑MB = 0

Ft L2 – FAy (L1 +L2) = 0 FAy = RH1 = 5052.3N

∑MA = 0

FBy(L1 +L2)– Ft L1 = 0 FBy = RH2 = 1477.6N C点稍偏左处的弯矩为 MCY1 = FAY L1 = 235 N·m C点稍偏右处的弯矩为 MCY2 = FBY L1 = 235 N·m D. 作轴的合成弯矩(图e) C点稍偏左处的合成弯矩为

22222M1 =Mcy1 = 248 N·m MC?M?MC11TTC点稍偏右处的合成弯矩为

22222M2 =M2?Mcy2 = 153 N·m MCC11TTE. 作轴的扭矩图(图f)

P2= 845 N·m n2T1 = 9550F. 作出轴的当量弯矩图(图g)

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[键入文字]

该轴单向旋转，扭矩按脉冲循环考虑

根据轴的材料，查《机械基础》P199表12-3,查得其 [σ-1]b = 60MPa,[ σ0]b = 103MPa,则α = [σ-1]b / [ σ0]b = 0.583 最大当量在C点处，当量弯矩：Me =

C截面左侧：Mec1 = C截面右侧：Mec2 =

2

22+(αT),可求出：MC?M1T2

2

22+ (αT) = 552 N·m M1C?M1T 2

22+ (αT) = 554 N·m M2C?M1T2

2

C截面,只有扭矩：Me =

22+(αT)= αT = 493 N·m MC?M1T2

2

G．按当量弯矩计算轴的直径(图h)

由轴的结构尺寸及Me图看出，该轴的危险截面C处（该截面Me最大）和D处（该截面Me最小），所以分别计算C、D处直径。

计算C处直径：

34KT1YF(1?0.5?R)3

dc ≥

2M/0.1[σeC2-1]bb = 45.19mmu?1?Z[? ]R1F考虑键槽的影响，轴径加大5%: dC = 45.19×1.05 = 47.45mm 结构设计时，此处直径为66mm,安全。

计算D处直径：

34KT1YF(1?0.5?R)3

dd ≥

22MeD/0.1[σ-1]bb = 43.47mm u?1?Z[?R1F]考虑键槽的影响，轴径加大5%: dD = 43.47×1.05 = 45.64mm 结构设计时，此处直径为56mm,安全。

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[键入文字]

五、轴承的选择及校核

主动轴30209轴承两对，从动轴30212轴承两对。根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。

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1. 从动轴轴承

Fa≤e时，Pr=Fr；Fr查相关手册，30212轴承的判断系数e=0.4，当当

Fa＞e时，Pr=0.4Fr+YFa ,Y=1.7。轴承基本额定动载荷Cr=102KN，Fr由于减速器为两班制工作，预期使用3年,其寿命:

Lh = 8×3×300h=7200h(每年按300工作日计算)。 (1)绘制轴承计算简图

(2)径向力计算

2左轴承：FrA= Fr1 =RV21?RH1= 5337N 2右轴承：FrB= Fr2 =RV22?RH2= 1592N

(3)轴向力计算

预选轴承为30212。两轴承在径向载荷作用下，自身产生的附加轴向反力为：

SA = eFr1= 0.7×5337N = 3735.9N SB = eFr2= 0.7×1592N = 1114.4N 则轴向力分别为： FaA = SA = 3735.9N FaB = SA = 1114.4N (4)判断放松、压紧端

FaA+Fa = 3735.9+517.3=4253.2N＞FaB 故，轴承2压紧，轴承1放松。

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则 Fa1 = FaA = 807.60N , Fa2 = FAB = 1114.4N (5)计算当量动载荷 左轴承： Fa1 = 3735.9/5337 = 0.7＞e,

Fr1根据《机械设计、机械设计基础课程设计》P164表10-38查得

Fa1e=0.4,Y=1.5，则＞e，故当量动载荷为：

Fr1PrA=0.4FrA+YFaA = 0.4×5337 + 1.5×3735.9 N = 7738.7N 右轴承：

Fa2 = 1114.4/1592 = 0.7＞e, 故当量动载荷为：

Fr2PrB=0.4FrB + YFrB = 0.4×1592 + 1.5×1114.4 N = 2308.4N 因PrA＞PrB，故按左轴承的当量动载荷计算寿命，即取P=PrA=7738.7N, (6)轴承寿命校核计算

6610636fCfC1010101?168?10trt?Lh = ((/60×57.3)(102000?(/7738.7))3 )?)r= (1060?120.961.2?5024.3760fpP60nnfpP = 1573294h＞7200h 故，所选轴承符合要求。 2. 主动轴轴承

主动轴轴承的选择计算方法与从动轴轴承的选择计算方法相同，故省略。 六、键的选择及校核 1. 从动轴键的选择及校核 (1)外伸端

根据轴径d = 55mm ,考虑键在轴端安装，故选键GB／T 1096键16×10×78。

根据材料为钢，载荷平稳（轻微冲击），查《机械基础》P245表11-2, [ σp]= 110MPa, 查《机械基础》P245公式（11-1），挤压强

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度为：

σp =

4T=4×845×1000／55×10×（80-10） dhl= 87.8MPa ＜ [σp] = 110MPa

式中A型键：l= L-b= 68mm,故该键满足强度要求。 (2)与齿轮联接的键

根据轴径d= 66mm ,考虑键在轴端安装，故选键GB／TB 1096键20×12×42。挤压强度为：

σp =

4T= 4×820×1000／66×12×42 dhl= 98.6MPa ＜ [σp] = 110MPa

式中A型键：l= L= 43mm，故该键满足强度要求。 2．主动轴键的选择及校核

主动轴键的选择及校核方法与从动轴键的选择及校核方法相同，故省略。

七、联轴器的选择

计算转矩

Tca = KA T

根据工作情况，查表得KA = 1.5， 则Tca = KA T= 1.5×820N·m= 1230N·m

根据《机械设计、机械设计基础课程设计》P174表10-48考虑选用弹性柱销联轴器LX4联轴器数如下：

公称转矩：2500 N·m 轴孔直径：55mm 质量：22Kg 转动惯量：0.109Kg/m2 八、减速器附件的选择 1. 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有

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GB/T 5014-2003。其主要参

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足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M10紧固 2. 油螺塞

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 3. 油标

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 4. 通气孔

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。 5. 盖螺钉

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 6. 位销

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 7. 吊钩

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。 九、箱体的主要结构尺寸计算

箱座、箱盖材料均采用HT150铸造而成。查《机械设计、机械设计基础课程设计》表5-1知：

1．箱座壁厚：δ= 0.025a+1= 0.025×195 +1= 5.875 mm，取δ=8mm； 2．箱盖壁厚： δ1=δ=8mm； 3．箱盖凸缘厚度： b1 =1.5δ1=12mm； 4．箱座凸缘厚度： b=1.5δ=12mm； 5．箱座底凸缘厚度：p=25δ=20mm； 6．地脚螺栓直径： df=16mm；

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7．轴承旁连接螺栓直径：d2=0.75df=12mm；

8．箱座、箱盖凸缘连接螺栓直径：d2=0.6df=7.2mm，取d2=8mm。

十、润滑与密封 1. 齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.10m/s，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 2. 滚动轴承的润滑

轴承采用开设油沟、飞溅润滑。 3. 润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 4. 密封方法的选取

选用凸缘式轴承端盖，用螺钉固紧在轴承座孔的端面上，可准确调整轴承间隙。轴承端盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结：

由于初次设计，没有设计经验，且时间紧迫，所以设计存在许多缺点，比如齿轮等方面的计算不够精确等等缺陷。但是通过这次课程设计，我熟悉了机械设计的基本方法及流程，使得在以后的设计中避免很多不必要的工作，设计出结构更紧凑，传动更稳定、更精确的设备。

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主要参考文献

【1】《机械设计、机械设计基础课程设计》张建中 何晓玲 主编

北京：高等教育出版社，2009·3

【2】《机械基础》陈长生 霍振生 主编 北京：机械工业出版社，

2003·8

【3】《机械设计基础》罗述洁 马正刚 阮月娥 主编 重庆：重庆

大学出版社，1994·12

【3】《机械零件课程设计》指导书 沈序康 主编 雅安职业技术

学院机械电子系·机电教研室，2008·4

【4】《机械零件课程设计图册》龚溎义 主编（哈尔滨工业大学）

人民教育出版社，1980·8

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/p1mo.html