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机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器.doc
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简介：本文档为《机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器doc》，可适用于高等教育领域，主题内容包含机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器目录一、设计任务书二、传动方案的拟定及说明三、电动机的选择四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比五、计算传符等。
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机械设计课程设计说明书(二级斜齿圆柱齿轮减速器设计)
《机械设计》课程 设计说明书姓名： 系别： 班级：xxx 机械工程学院 机自 Yxxx 班学号： xxxxxxxxx 指导老师： xxxxx机械设计课程设计题目1题目名称：设计两级斜齿圆柱齿轮减速器 说 明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制 工作，工作期限十年，户内使用。 传送简图如下：技术参数 数 已 知 条 件鼓轮直径（mm） 传送带 运行速度 （m/s） 传送带从动轴所需扭 矩（Nqm）据 4 350 0.8 950 5 380 0.8 1050号 6 300 0.7 900 7 360 0.84 660 8 320 0.75 9001 3002 3303 3500.63 0.75 0.85 700 670 650机械设计课程设计任务书2一、本任务书发给 机自 Yxxx 班学生 二、请按计划书指定数据组号 设计(见附页)。 4xxx 个数据进行的第 7三、本任务规定的设计计算包括下列各项： 1、 传动装置总体设计计算； 2、 各传动零件的设计计算； 3、 一根轴设计计算； 4、 一对轴承的设计计算； 5、 各标准零件的选择； 四、本任务书要求在答辩前完成 1、 主要部件的总装配图一张（A1） ； 2、 典型零件图 2 张（≥A3） ； 3、 20 页左右的设计设计说明一份； 五、答辩时间 年 月 日到 月 日机械设计课程设计计算说明书目录3一、传动方案分析..........................................5 二、电动机的选择..........................................5 三、传动比的分配......................................... 6 四、V 带传动的设计计算.................................. 8 五、斜齿圆柱齿轮的设计计算..............................11 六、轴的设计与校核计算以及联轴器的选择................21 七、轴承的选择与计算.....................................31 八、键的计算校核..........................................32 九、减速器的润滑及密封选择............................. 32 十、减速器的附件选择及说明..............................32 十一、参考文献.............................................344传动装置总体设计计算过程及计算说明设计一带输送机传动装置工作条件： 连续单向运转，使用期 10 年（每年 300 个工作日） ，小批量生产，两班制 工作，输送机的传动效率为 1。 （第 7 组数据）原始数据：输送带从动轴所需扭矩 T ? 660 N ? m ；输送带的运行 速度 v ? 0.84m / s ；输送带鼓轮直径 D ? 360 mm 。一、传动方案分析为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动 方案，可先由已知条件计算其驱动传送带主动轴鼓轮的转速 nw 60 ? 1000 v 60 ? 1000 ? 0.84 nw ? ? ? 45 r min ?D ? ? 360二、电动机类型和结构型式的选择1、电动机类型的选择：根据用途选择 Y 系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2、功率的确定：⑴工作机所需功率 Pw ：Pw ? Tn w /(9550? w )因为 T ? 660 N ? m ； nw ? 45r / min ；? w ? 1 ，把数据带入式子中，所以Pw ? 660 ? 45 /(9550 ? 1) ? 3.11kW⑵传动装置的总效率 η： V 带传动效率 ?1 ? 0.96 ，滚动球轴承效率? 2 ? 0.99 ，斜齿圆柱齿轮效率（7 级精 度）? 3 ? 0.97 ，联轴器效率? 4 ? 0.99 。55 ? ? ? w ? ? 1 ? ? 2 ? ? 32 ? ? 4? 1 ? 0.96 ? 0.99 5 ? 0.97 2 ? 0.99 ? 0.85⑶所需电动机的功率 Pd ：Pd ? Pw / ? ? 3.11 / 0.85 ? 3.66 kW⑷电动机额定功率 Pm ： 按 Pm ≥ Pd 选取电动机型号。故选 P m ? 4kW 的电动机电动机工作功 率 Pm = 4KW，3、电动机转速的确定：计算工作机轴工作转速： 按《机械设计课程设计手册》 （高等教育出版社，该书以下简称设计手册） 的表 14-2(P196)推荐的传动比范围，取 V 带传动比范围为 2~4、斜齿圆柱齿轮 的传动比范围为 3~5， 展开式二级圆柱齿轮减速器 i1 ? (1.3 ~ 1.5)i2 则总传动比范 围为 i=23~150。故电动机转速的可选范围为n ? inw ? (23 ~ 150 ) ? 45 ? 1035 ~ 6750 r / min符合这一范围的同步转速有 1500 r/min 和 3000r/min。4、电动机型号的确定由上可见， 电动机同步转速可选 1500 r/min 和 3000r/min， 额定功率为 4kW。 因为 1500r/min 的电动机较常用， 且较符合工况要求， 因此查机械设计课程设计 手册表 12-1(P173)选择电动机型号为 Y112M-4。 电动机的主要参数见下表 型号 额定功率 满 载 转 速 /kWn m (r/min)转 速nm=1440r/min堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩选择 Y112M-4 三相异步电 动机Y112M-4414402.22.3三、传动比的分配6计算总传动比及分配各级的传动比 1、 总传动比： i ? nm / nw ? 1440 / 45 ? 32 2、分配各级传动比:设 V 带的传动比为 i v ， 高速级斜齿轮传动比为 i F ， 低速级斜齿轮传动比为 i S 。 按课程设计手册的表 14-2(P196)推荐的传动比范围， 取 V 带传动比范围为 2~4 、 斜 齿 圆 柱 齿 轮 的 传 动 比 范 围 为 3~5 ， 展 开 式 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器i F ? 3.73iS ? 2.87i1 ? (1.3 ~ 1.5)i2 。取 V 带传动比 iv ? 3 ，则两级减速箱的传动比为：i z ? i / iv ? 32 / 3 ? 10.7 ， i z ? i F ? iS ， i F ? 1.3iS由上述各式可解得： i F ? 3.73 ，iS ? 2.873、 各轴的转速 n（r/min）① 电机轴的转速 n d : nd ? nm ? 1440r / min ② 高速轴的转速 n1 ： n1 ? nd / iV ? 1440 / 3 ? 480 r / min ③ 中速轴的转速 n2 ： n2 ? n1 / i F ? 480 / 3.73 ? 129 r / min ④ 低速轴的转速 n3 ： n3 ? n2 / iS ? 129 / 2.87 ? 45r / min 各轴转速:n d ? 1440 r / minn1 ? 480 r / min n2 ? 129 r / minn3 ? 45r / min4、各轴的输入功率 P（kW）①电机轴的输入功率 Pd ： Pd ? 4kW ②高速轴的输入功率 P1 ： P ? Pd ? ?1 ? 4 ? 0.96 ? 3.84 kW 1 ③中速轴的输入功率 P 2 ：P2 ? P1 ?? 2 ?? 3 ? 3.84 ? 0.99 ? 0.97 ? 3.69 kW各轴功率：Pd ? 4kWP ? 3.84kW 1 P2 ? 3.69kWP3 ? 3.54kW7④低速轴的输入功率 P3 :P3 ? P2 ?? 2 ?? 3 ? 3.69 ? 0.99 ? 0.97 ? 3.54 kW5、 各轴的输入扭矩 T（N?m）①电机轴的输入功率Td : Td ? 9550Pd 4 ? 9550 ? ? 26.53 N ? m nd 1440②高速轴的输入转矩T 1 : T1 ? 9550P1 3.84 ? 9550 ? ? 76.40 N ? m n1 480 P2 3.69 ? 9550 ? ? 273 .17 N ? m n2 129 P3 3.54 ? 9550 ? ? 751 .27 N ? m n3 45 P4 3.47 ? 9550 ? ? 736 .41N ? m n4 45各轴扭矩：③中速轴的输入转矩T 2 : T2 ? 9550T1 ? 76.40 N ? mT2 ? 273 .17 N ? mT3 ? 751 .27 N ? m④低速轴的输入转矩T 3 : T3 ? 9550 ⑤工作轴的输入转矩T 4 : T4 ? 9550Td 、T 1 、T 2 、T 3 、T 4 依次为电动机轴，高速轴，中速轴，低速轴和工作机轴的输入转矩。参数轴名电动机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ工作机轴功率 P/kW 转矩 T/N.m 转速 r/min4 26.53 14403.84 76.40 4803.69 273.17 1293.54 751.27 453.47 736.41 45四、V 带传动的设计计算1, 确定计算功率 Pca Pca=KA×P 由表 8-7（P156,《机械设计》第八版 高等教育出版社, 该书以下简称课本）可 知：KA=1.2 由电动机选型可知: P=4 kw ∴pca ? K A ? p ? 1.2 ? 4 ? 4.8kW2, 选择 V 带的带型8根据传动的形式，选用普通 V 带；再根据 Pca、n1，由课本 p.157 图 8-11 知：确 定选用 A 型 V 带。 3, 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v。 (1)初选小带轮的基准直径 dd1。 由课本 p.155~157 表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 dd1=90mm。 (2)验算带速 v。 按课本 p.150 式 8-13 验算带的速度v?dd1=90mm?d d n1160 ? 1000?? ? 90 ? 144060 ? 1000? 6.78 m s因为 5 m s ? v ? 30 m s ，所以所选的带速合适。 (3) 确定大带轮的基准直径。 根据课本 p.150 式 8-15a，计算大带轮的基准直径 dd2。d d 2 ? iv ? d d1 ? 3 ? 90 mm ? 270 mmv ? 6.78m / s根据课本 p.157 表 8-8，圆整为 d d 2 ? 280 mm (4)确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld。 1)根据课本 p.152 式 8-20，得0.7(d d1 ? d d 2 ) ? a0 ? 2(d d1 ? d d 2 )d d 2 ? 280 mm0.7 ? (90 ? 280 ) ? a0 ? 2 ? (90 ? 280 )故得，259 ? a 0 ? 740a0 ? 500 mm初步定中心距为： a0 ? 500 mm 2)由课本 p.158 式 8-22 计算带所需的基准长度。Ld 0 ? 2 a 0 ? (d d 2 ? d d1 ) 2 4a 0?2(d d1 ? d d 2 ) ?? 2 ? 500 ??2? (90 ? 280 ) ?(280 ? 90) 2 ? 1599 mm 4 ? 500Ld=1600mm由课本 p.146 表 8-2 选带的基准长度 Ld=1600mm。 3)按课本 p.158 式 8-23 计算实际中心距 a 。a ? a0 ? Ld ? Ld 0 2 ? 500 ? 1600 ? 1599 ? 501mm 2a ? 501mm根据课本 p.158 式 8-24 可得中心距的可变化范围为：amin ? a ? 0.015 Ld ? 501 ? 0.015 ? 1600 ? 477 mm9a max ? a ? 0.03 Ld ? 501 ? 0.03 ? 1600 ? 549 mm所以中心距的变化范围为：477mm~549mm。 (5)验算小带轮上的包角α 1? 1 ? 180 0 ? (d d ? d d )2 157.30 a?1 ? 158 0? 180 0 ? (280 ? 90) ?57.30 ? 158 0 ? 90 0 501(6)计算带的根数 Z 1)计算单根 V 带的额定功率 Pr 由 dd1=90mm 和 nd1=1440r/min，查课本 p.152 表 8-4a 得p0 ? 1.07 kW根据 nd 1 ? 1440 r min ， iv ? 3 和 A 型带，查课本 p.153 表 8-4b 得 ?p0 ? 0.17 kW ，查课本 p.155 表 8-5 可以得K? ? 0.94 ，查课本 p.146 表 8-2 得 K L ? 0.99 ，于是得， p r ? ( p0 ? ?p0 ) K ? K L ? (1.07 ? 0.17 ) ? 0.94 ? 0.99? 1.154 kW 2)计算 V 带的根数 ZZ? p ca 4.8 ? ? 4.16 ，所以 Z 取 5 根。 p r 1.154(7)计算单根 V 带的初拉力的最小值(F0)min 由课本 p.149 表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m 所以由课本 p.158 式 8-27 得，( F0 ) min ? 500? 500 ?(2.5 ? K ? ) pca ? qv 2 K ? Zv(2.5 ? 0.94) ? 4.8 ? 0.1 ? 6.78 2 ? 122 .09 N 0.94 ? 5 ? 6.78( F0 ) min ? 122 .09 N应使带的实际初拉力 F0 ? (F0 ) min (8)计算压轴力 Fp 由课本 p.159 式 8-28 可得压轴力的最小值为：( Fp ) min ? 2Z ( F0 ) min sin?12F p ? 1198 .47 N10158 0 ? 2 ? 5 ? 122 .09 ? sin ? 1198 .47 N 2五、斜齿圆柱齿轮的设计计算 1、高速级已知输入功率 P1 ? 3..84 kW ，齿数比为 3.73，小齿轮的转速为 480r/min，由 电动机驱动，使用期为 10 年（每年工作 300 天） ，两班制，输送机连续单向运 转。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。 2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度。 3） 因传递功率不大转速不高， 由课本 p191 表 10-1 选择小齿轮材料为 45 （调 质后表面淬火） ，硬度为 450HBS，大齿轮为 45 钢（调质后表面淬火） ，硬度为 400HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数 z 1 ? 24 ，大齿轮 z 2 ? 3.73 ? 24 ? 89.52 ，取 z 2 ? 90 。 5）选取螺旋角。初选螺旋角 ?1 ? 14?T1 ? 76400 N ? mmK t ? 1.6（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算2 KT1 u ? 1 ? Z H Z E ? 由设计公式进行计算，即 d1t ? ? d ? ? u ? ?? H ? ?3Z H ? 2.433? ? ,其中 i F ? u ? 3.73 ? ?21Z E ? 189 .8MPa 21）小齿轮转矩 T1 ? 76400 N ? mm 2）试取载荷系数 K t ? 1.6 3）由课本 p217 图 10-30 选取区域系数 Z H ? 2.433 4) 由课本 p201 表 10-6 查得材料弹性影响系数 Z E ? 189 .8MPa 5）由课本 p205 表 10-7 选取齿宽系数 ?d ? 1 6）由课本 p215 图 10-26 查得 ? ? 1 ? 0.79 ， ? ? 2 ? 0.89 ，1 2?d ? 1? ? ? 1.6811则 ? ? ? ? ? 1 ? ? ? 2 ? 1.68 7) 由课本 p209 图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限? H lim1 ? 600MPa ，大齿轮的接触疲劳极限 ? H lim 2 ? 550MPa8）计算应力循环次数N1 ? 60 n1 jL h ? 60 ? 480 ? 1 ? ?2 ? 8 ? 300 ? 10 ? ? 1.3824 ? 10 9N 2 ? N1 / u ? 1.3824 ? 10 9 / 3.73 ? 3.706 ? 10 89）由课本 p207 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 ? 0.96K HN 2 ? 0.9810）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则?? ? ?? ?H 1? K HN 1? lim 1 / S ? 0.96 ? 600 ? 576 MPa ? K HN 2? lim 2 / S ? 0.98 ? 550 ? 539 MPaH 2则 ?? H? ? ?? ?H 1? ?? H 2?2?576 ? 539 ? 537 .5MPa 211）试算小齿轮分度圆直径 d 1t2 K t T1 u ? 1 ? Z H Z E ? d1t ? 3 ? d ? ? u ? ?? H ? ?12）计算圆周速度 v? ? ? 51.45mm ? ?v=1.29m/s2v ? (?d1t n1 ) /(60 ? 1000 ) ? (? ? 51.45 ? 480 ) /(60 ? 1000 ) ? 1.29 m / s13）计算齿宽 b 及模数 m ntb ? ? d d1t ? 1 ? 51.45 ? 51.45mmmnt ?d1t cos ?1 51.45 ? cos14? ? ? 2.08mm z1 24h ? 2.25mnt ? 2.25 ? 2.08 ? 4.68mm12b / h ? 51.45 / 4.68 ? 10.9914）计算纵向重合度? ? ? 0.318?d z1 tan ? ? 0.318 ? 1 ? 24 ? tan 14? ? 1.90315）计算载荷系数 K 根据齿轮工况，查课本 p193 表 10-2 得 K A ? 1 ，根据 v=1.29m/s,7 级精度， 由课本 p194 图 10-8 查得动载系数 K V ? 1.05 由课本 p195 表 10-3 查得齿间载荷分配系数 K H? ? K F? ? 1.2 由课本 p197 表 10-4 得接触疲劳计算的齿向载荷分布系数 K H?? 1.42由课本 p198 图 10-13 得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 K F? ? 1.3 则接触强度载荷系数K ? K A K V K H? K H? ? 1 ? 1.05 ? 1.2 ? 1.42 ? 1.789mn ? 2.16 mm16）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d 1 ? d 1t 3 K / K t ? 51 .45 ? 3 1.789 / 1.6 ? 53 .43mmmn ? d1 cos ? / z1 ? 53.43 ? cos14? / 24 ? 2.16 mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数 K ? K A KV K F? K F? ? 1 ? 1.05 ? 1.2 ? 1.3 ? 1.638 2） 根据纵向重合度 ? ? ? 1.903 ， 从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y ? ? 0.88 3）计算当量齿数z v1 ? z1 / cos3 ?1 ? 24 / cos3 14? ? 26.272 z v 2 ? z 2 / cos3 ?1 ? 90 / cos3 14? ? 98.521Y ? ? 0.884）查课本 p200 表 10-5 得YFa 1 = 2.60 , YSa1 = 1.595 , YFa 2 = 2.18 ， YSa 2 = 1.795）计算弯曲疲劳许用应力 由课本 p206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.89， K FN 2 =0.913取安全系数 S F ? 1.4 由课本 p208 图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限? FN 1 ? 500 MPa? FN 2 ? 380 MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力?? F ?1 ? K FN 1? FN 1 / S F ? 0.89 ? 500 / 1.4 ? 317 .9MPa ?? F ?2 ? K FN 2? FN 2 / S F ? 0.9 ? 380 / 1.4 ? 244 .3MPa6）计算大小齿轮的Y FaY Sa /[? F ]并加以比较YFa 1YSa1 2.60 ? 1.595 ? ? 0.01304 [? F ]1 317 .9 YFa 2YSa 2 2.18 ? 1.79 ? ? 0.01597 [? F ] 2 244 .3大齿轮的数值大 7）模数 m n2KT1Y? cos2 ?1 YFaYSa mn ? ? ? 1.507 mm [? F ] ?d z12? ?3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 与由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn ? 2mm ，已满足齿根弯曲疲 劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度 圆直径 d1 ? 53.43mm ，来计算应有的齿数z1 ? d1 cos ? 53.43 ? cos14? ? ? 25.92 mn 2斜齿轮重要 参数：z1 ? 26 z 2 ? 97mn ? 2mm故取 z1 ? 26 ，则 z 2 ? z1 ? i F ? 26 ? 3.73 ? 96.98 ，取 z 2 ? 97 。 8）计算中心距a1 ? ( z1 ? z 2 )mn (26 ? 97 ) ? 2 ? ? 126 .765 mm 2 cos ?1 2 ? cos14?a1 ? 127 mm将中心距圆整为 a1 ? 127 mm 9）按圆整后的中心距修正螺旋角?1 ? 14?25?12??14( z1 ? z 2 )mn 2a (26 ? 97 ) ? 2 ? arccos ? 14?25?12?? 2 ? 127?1 ? arccos因 ? 1 值改变不多，故参数 ? ? 、 K ? 、 Z H 等不必修正。 10）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 ? z1 mn 26 ? 2 ? ? 53.69 mm , cos ?1 cos14?25?12??d1 ? 54 mm d 2 ? 200 mm B1 ? 59 mm B2 ? 54 mm取 d1 ? 54 mm .z m 97 ? 2 d2 ? 2 n ? ? 200 .31mm ， 取 d 2 ? 200 mm cos ?1 cos14?25?12??11）计算齿轮宽度b ? ?d d1 ? 1 ? 53.69 ? 53.69 mm圆整后取 B2 ? 54 mm ； B1 ? 59 mm 12）计算齿顶高 ha 、齿根高 hf 、齿全高 h 、顶隙 c ：ha ? ha* m n ? 1 ? 2mm ? 2mm hf ? (ha* ? c * )m n ? (1 ? 0.25) ? 2mm ? 2.5mm h ? ha ? hf ? 2.5 ? 2 ? 4.5mm c ? c * m n ? 0.25 ? 2mm ? 0.5mm13）计算齿顶圆直径 d a1、d a 2 、齿根圆直径 d f 1、d f 2 ：d a1 ? d1 ? 2ha ? (54 ? 2 ? 2)mm ? 58mm d a 2 ? d 2 ? 2ha ? (200 ? 2 ? 2)mm ? 204 mm d f 1 ? d1 ? 2h f ? (54 ? 2 ? 2.5)mm ? 49 mm d f 2 ? d 2 ? 2h f ? (200 ? 2 ? 2.5)mm ? 195 mm14）齿轮旋向： 小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。（4）大齿轮结构设计因为齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构 为宜。有关尺寸按课本 p231 图 10-39 推荐用的结构尺寸设计。D0 ? d a ? 14 ? 2 ? 204 ? 28 ? 176 mm ， C ? 0.3 ? B ? 0.3 ? 54 ? 11mm15D4 ? 46mm (由后面轴设计得)，故 D3 ? 1.6 D4 ? 1.6 ? 46 ? 74mmD1 ? ( D0 ? D3 ) / 2 ? (176 ? 74) / 2 ? 125 mm D2 ? 0.35( D0 ? D3 ) ? 0.35(176 ? 74) ? 36mm，具体参照大齿轮零件草图(见下图)。2、低速级已知输入功率 P2 ? 3..69 kW ，齿数比为 2.87，小齿轮的转速为 129r/min，由 电动机驱动，使用期为 10 年（每年工作 300 天） ，两班制，输送机连续单向运 转。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。 2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度。 3） 因传递功率不大转速不高， 由课本 p191 表 10-1 选择小齿轮材料为 45 （调 质后表面淬火） ，硬度为 450HBS，大齿轮为 45 钢（调质后表面淬火） ，硬度为 400HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数 z 3 ? 23 ，大齿轮 z 4 ? 2.87 ? 23 ? 66.01 ，取 z 4 ? 66 。 5）选取螺旋角。初选螺旋角 ? 2 ? 14?16（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算2 KT2 u ? 1 ? Z H Z E ? 由设计公式进行计算，即 d 3t ? 3 ? d ? ? u ? ?? H ? ?1）小齿轮转矩 T2 ? 9 N ? mm 2）试取载荷系数 K t ? 1.6 3）由课本 p217 图 10-30 选取区域系数 Z H ? 2.433 4) 由课本 p201 表 10-6 查得材料弹性影响系数 Z E ? 189 .8MPa 5）由课本 p205 表 10-7 选取齿宽系数 ?d ? 1 6）由课本 p215 图 10-26 查得 ? ? 1 ? 0.78 ， ? ? 2 ? 0.86 ， 则 ? ? ? ? ? 1 ? ? ? 2 ? 1.64 7) 由课本 p209 图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1 2? ? ,其中 iS ? 2.87 , ? ?2? H lim1 ? 600MPa ，大齿轮的接触疲劳极限 ? H lim 2 ? 550MPa8）计算应力循环次数N 3 ? 60 n1 jL h ? 60 ? 129 ? 1 ? ?2 ? 8 ? 300 ? 10 ? ? 3.7152 ? 10 8N 4 ? N 3 / u ? 3.7152 ? 10 8 / 2.87 ? 1.2945 ? 10 89）由课本 p207 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN 3 ? 0.86 K HN 4 ? 0.8810）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则?? H ?3 ? K HN 3? lim 3 / S ? (0.86 ? 600 ) / 1 ? 516 MPa ?? H ?4 ? K HN 4? lim 4 / S ? (0.88 ? 550 ) / 1 ? 484 MPa则 ?? H ? ?v ? 0.535 m / s?? H ?3 ? ?? H ?42?516 ? 484 ? 500 MPa 211）试算小齿轮分度圆直径 d 3t17d 3t ?32 KT2 u ? 1 ? Z H Z E ? ? d ? ? u ? ?? H ? ?? ? ? 79.27 mm ? ?212）计算圆周速度 vv ? (?d 3t n2 ) /(60 ? 1000 ) ? (? ? 79.27 ? 129 ) /(60 ? 1000 ) ? 0.535 m / s? ? ? 1.82413）计算齿宽 b 及模数 m ntb ? ?d ? d 3t ? 1 ? 79.270 ? 79.270 mmmnt ?d 31t cos ? 2 79.27 ? cos14? ? ? 3.344 mm z3 23h ? 2.25mnt ? 2.25 ? 3.344 ? 7.524 mmb / h ? 79.270 / 7.524 ? 10.5414）计算纵向重合度? ? ? 0.318? d z 3 tan ? 2 ? 0.318 ? 1 ? 23 ? tan14? ? 1.82415）计算载荷系数 K 根据齿轮工况，查课本 p193 表 10-2 得 K A ? 1 ，根据 v=0.535m/s,7 级精度， 由课本 p194 图 10-8 查得动载系数 K V ? 1.05 由课本 p195 表 10-3 查得齿间载荷分配系数 K H? ? K F? ? 1.2 由课本 p197 表 10-4 得接触疲劳计算的齿向载荷分布系数 K H? ? 1.426 由课本 p198 图 10-13 得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 K F? ? 1.3 则接触强度载荷系数K ? K A KV K H? K H? ? 1 ? 1.05 ? 1.2 ? 1.426 ? 1.79716）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d 3 ? d 3t 3 K / K t ? 79 .27 ? 3 1.797 / 1.6 ? 82 .398 mmmn ? d 3 cos ? 2 / z 3 ? 82398 ? cos14? / 23 ? 3.476 mm18（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数 K ? K A KV K F? K F? ? 1 ? 1.05 ? 1.2 ? 1.3 ? 1.638 2）根据纵向重合度 ? ? ? 1.824 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y ? ? 0.88 3）计算当量齿数z v 3 ? z 3 / cos3 ? 2 ? 23 / cos3 14? ? 25.178 z v 4 ? z 4 / cos3 ? 2 ? 66 / cos3 14? ? 72.2494）查课本 p200 表 10-5 得YFa 3 = 2.69 , YSa3 = 1.575 , YFa 4 = 2.24 ， YSa 4 = 1.755）计算弯曲疲劳许用应力 由课本 p206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 3 =0.89， K FN 4 =0.9取安全系数 S F ? 1.4 由课本 p208 图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限? FN 3 ? 500 MPa? FN 4 ? 380 MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力?? F ?3 ? K FN 3? FN 3 / S F ? 0.89 ? 500 / 1.4 ? 317 .9MPa ?? F ?4 ? K FN 4? FN 4 / S F ? 0.9 ? 380 / 1.4 ? 244 .3MPa6）计算大小齿轮的Y FaY Sa /[? F ]并加以比较YFa 3YSa3 2.69 ? 1.575 ? ? 0.01332 [? F ]3 317 .9 YFa 4YSa 4 2.24 ? 1.75 ? ? 0.01605 [? F ] 4 244 .3大齿轮的数值大 7）模数 m nmn ?32KT2Y? 2 cos2 ? 22 ?d z3 ? ??YFaYSa ? 2.39mm [? F ]对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 与由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn ? 4mm ，已满足齿根弯曲疲19劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度 圆直径 d 3 ? 82.398 mm ，来计算应有的齿数d cos ? 2 82.398 ? cos14? z3 ? 3 ? ? 19.99 mn 4mn ? 4mm z 3 ? 20故取 z 3 ? 20 ，则 z 4 ? z 3 ? iS ? 20 ? 2.87 ? 57.4 ，取 z 4 ? 57 。 8）计算中心距a2 ? ( z 3 ? z 4 )mn (20 ? 57 ) ? 4 ? ? 158 .714 mm 2 cos ? 2 2 ? cos14?z 4 ? 57a2 ? 159 mm将中心距圆整为 a2 ? 159 mm 9）按圆整后的中心距修正螺旋角( z 3 ? z 4 ) mn 2a (20 ? 57 ) ? 4 ? arccos ? 14?24?24?? 2 ? 159? 2 ? 14?24?24??? 2 ? arccos因 ? 值改变不多，故参数 ? ? 、 K ? 、 Z H 等不必修正。 10）计算大、小齿轮的分度圆直径d3 ? z 3 mn 20 ? 4 ? ? 80 .011mm ， 故取 d 3 ? 80 mm cos ? 2 cos14 ?24?24??d 3 ? 80 mmd 4 ? 228 mmz m 57 ? 4 d4 ? 4 n ? ? 228 .033 mm ， 故取 d 4 ? 228 mm cos ? 2 cos14?24?24??B3 ? 85mmB4 ? 80 mm11）计算齿轮宽度b ? ?d d 3 ? 1 ? 80.011 ? 80.011mm圆整后取 B4 ? 80 mm ； B3 ? 85mm 12）计算齿顶高 ha 、齿根高 hf 、齿全高 h 、顶隙 c ：* ha ? ha mn ? 1 ? 4mm ? 4mm * h f ? (ha ? c * )mn ? (1 ? 0.25) ? 4mm ? 5mmh ? ha ? h f ? 4 ? 5 ? 9mm c ? c * mn ? 0.25 ? 4mm ? 1mm2013）计算齿顶圆直径 d a 3 d a 4 、齿根圆直径 d f 3 d f 4 ：d a 3 ? d 3 ? 2ha ? (80 ? 2 ? 9)mm ? 98mm d a 4 ? d 4 ? 2ha ? (228 ? 2 ? 9)mm ? 246 mm d f 3 ? d 3 ? 2h f ? (80 ? 2 ? 5)mm ? 70 mm d f 4 ? d 4 ? 2h f ? (228 ? 2 ? 5)mm ? 218 mm14）齿轮旋向： 小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。（4）大齿轮结构设计因为齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构 为宜。有关尺寸按课本 p231 图 10-39 推荐用的结构尺寸设计。D0 ? d a ? 14 ? 2 ? 246 ? 28 ? 218 mm ， C ? 0.3 ? B ? 0.3 ? 80 ? 24mmD4 ? 97 mm (由后面轴设计得)，故 D3 ? 1.6D4 ? 1.6 ? 97 ? 155 mmD1 ? ( D0 ? D3 ) / 2 ? (218 ? 155) / 2 ? 186 .5mm D2 ? 0.35( D0 ? D3 ) ? 0.35(218 ? 155 ) ? 22 mm，具体参照大齿轮零件草图(见下图)。六、轴的设计及校核计算211、初算轴径输入轴的设计计算 1） ．已知： P1 ? 3.84 KW , n1 ? 480 r / min , T1 ? 76.40 N ? m 2） ．选择材料并按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 280HBS， ? b ? 640 Mpa ，根据课本 P370（15-2）式，并查 课本 p370 表 15-3，取 A0 ? 115 。 d min ? 115 3 3.84 / 480 ? 23mm 。考虑到最小直径处要连接带轮要有键槽，将直径增大 5%，则 d=23×(1+5%)mm=24.15mm。 则取 d I ? 25mm 。d I ? 25mm中间轴的设计计算 1）. 已知： P2 ? 3.69 KW , n2 ? 129 r / min , T2 ? 273 .17 N ? m 2） ．选择材料并按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 280HBS， ? b ? 640 Mpa ，根据课本 P370（15-2）式，并查 课本 p370 表 15-3，取 A0 ? 115 。 d min ? 115 3 3.69 / 129 ? 35.168 mm 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求， 有两个键槽， 则将直径增大 10%， d=35.168 则 ×(1+10%)mm=38.685mm。则取 d ? ? 39 mm 。d ? ? 39 mm输出轴的设计计算 1）. 已知： P2 ? 3.54 KW , n2 ? 45r / min , T2 ? 751 .27 N ? m 2） ．选择材料并按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 280HBS， ? b ? 640 Mpa ，根据课本 P370（15-2）式，并查 课本 p370 表 15-3，取 A0 ? 115 。 d min ? 115 3 3.54 / 45 ? 49.276 mm 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，有两个键槽，将直径增大 10%，则 d=49.276 ×(1+10%)mm=54.204mm。则取 d 3 min ? 55mm 。d 3 min ? 55mm3）.初步选择联轴器22要使轴径 d12 与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号，查课本 P351，,查K A ? 1.5 ， TCa ? K A ? T3 ? 1.5 ? 751 .27 ?
N ? m 。查《机械设计课程设计手册》P101，取 LT10 弹性套柱销联轴器，其额定转矩 2000N?m，半联轴器的孔径 d1 ? 63mm ,故取 d1?2 ? 63mm ，轴孔长度 L=142mm， 联轴器的轴配长度 L1 =142mm。2.装配草图的初步绘制1）传动零件中心线、轮廓线及箱体内壁线的确定 a.估算减速器的外轮廓尺寸 二级圆柱斜齿轮减速器 高速级 低速级 b.画传动零件和外部轮廓 c.确定箱体内壁线： 为避免齿轮与箱体内壁干涉，齿轮与箱体的内壁应留有一定的距离，大齿轮齿 顶圆与箱体内壁距离 ? 1 （ ?1 ? 1.2? ） ，取箱体壁厚 ? ? 8mm ，则 ?1 ? 10 mm ，小 齿轮端面与箱体内壁 ? 2 （ ? 2 ? ? ） ，取 ? 2 ? 10 mm ，两级齿轮端面间距 c 要大 于 2m(m 为齿轮的模数)，并不大于 8mm，则取 c ? 8mm ，对于箱体底部的内壁位 置，由于考虑齿轮润滑及冷却需要一定的装油量，并使油中脏物能沉淀，箱体 底部内壁与最大齿轮顶圆的距离 b0 应大于 8mm， ，并应不大于 30mm。 d.箱体轴承座及轴承的位置确定： 对于剖分式齿轮减速器：箱体轴承座内端面为箱体内壁，轴承座的宽度 L 为： A=4a, B=2a, C=2aA1 ? 600 mm A2 ? 600 mmB1 ? 300 mm B2 ? 300 mmC1 ? 300 mm C2 ? 300 mmL ? ? ? C1 ? C2 ? (5 ~ 10)mm 。C1 及 C 2 为扳手空间所决定的的尺寸，? 为箱体壁厚。地脚螺栓直径 d f ? 0.036 a 2 ? 12 ? 0.036 ? 159 ? 12 ? 17.724 mm， d f ? M 20 ， （ 取 轴承旁连接螺栓直径 d1 ? 0.75d f ? 15mm ，取 M16， C1 ? 22 mm ， C 2 ? 20 mm ， ）? ? 8mm ，所以 L=60mm,轴承内端面至箱体内壁的距离为 5mm。3.轴的结构设计23（1）拟定轴的装配方案： （2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位（见下图，从左到右每个轴端 面分别标记 1,2,3,4,5,6）中间轴 各段长度：中间轴：因最小轴径处装轴承，且由初估最小轴径 d ? ? 39 mm 选用滚动轴承，因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴承。查 《机械设计课程设计手册》P78，表 6-6 。选取标准精度约为 03，尺寸系列 7308AC。尺寸：L1?2 ? 42.5mmL2?3 ? 52mm L3?4 ? 8mm L4?5 ? 83mmL5?6 ? 42.5mmd ? D ? B ? 40 ? 90 ? 23因高速轴上小齿轮端面到内壁的距离 ? 2 ? 10 mm ，及轴承内端面至箱体内壁的 距离为 5mm，所以高速轴上兼两用的挡油环宽度 B 为 15mm,而中速轴上大齿轮 的宽度比高速轴的小齿轮宽度小 5mm，则中间轴上的挡油环宽度 B 为 17.5mm， 所以 L1?2 ? 23 ? 17.5 ? 2 ? 42.5mm ,L2?3 ? 54 ? 2 ? 52 mm , L5?6 ? 42.5mm , 总 长 L3?4 ? 8mm , L4?5 ? 83mm ,内壁线距 离：l ? 172 mm中间轴 各段轴径：L=42.5+52+8+83+42.5=228mm ， 内 壁 线 距 离l=228-2(23+5)=172mm，d1?2 ? 40mmd 2?3 ? 46mm d 3?4 ? 54mm d 4?5 ? 46mm d 5?6 ? 40mm24d1?2 ? 40mm ，h2 ? h5 ? 0.07 ? 40 ? 3mm ,则 d 2?3 ? 46mm ， d 5?6 ? 40mm ； h3 ? h4 ? 0.07 ? 46 ? 4mm ，则 d 3?4 ? 54mm ， d 4?5 ? 46mm ；高速轴： 下图，从右到左每个轴端面分别标记 1,2,3,4,5,6，7） （高速轴 的各轴段长度：l1?2 ? 76 mm1）由 d ? min ? 25mm ，则取 d1?2 ? 25mm ，为了定位带轮， 1-2 轴右端有一轴肩， 由 h2 ? 0.07 ? 25 ? 2mm ， 则 d 2?3 ? 25 ? 4 ? 29mm ， 因 为 带 轮 的 宽 度B ? (Z ? 1)e ? 2 f ? (5 ? 1) ? 15 ? 2 ? 9 ? 78mm ，其中 Z 为 V 带根数，查课本 p161l 2?3 ? 50 mm l3?4 ? 36mm l 4?5 ? 93mm l5?6 ? 59 mm l 6?7 ? 36 mm表 8-10，得 e=15mm，f=9mm。则 l1?2 ? 78 ? 2 ? 76 mm 。 2）选滚动轴承： h3 ? 0.07 ? 29 ? 2mm , d 3?4 ? 29 ? 4 ? 33mm ，因轴承同时承受有 径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴承。由初估 d 3?4 ? 33mm 。 查《机械设计课程设计手册》P78，表 6-6 。选取标准精度约为 03，尺寸系列 7307AC。尺寸：高速轴 的各段轴径：d1?2 ? 25mmd ? D ? B ? 35 ? 80 ? 21故 取 d 3?4 ? d 6?7 ? 35mm ， 而 由 上 面 知 挡 油 环 宽 度l3?4 ? l6?7 ? 21 ? 15 ? 36 mm ，d 2?3 ? 29mm15mm ， 则d 3?4 ? 35mm d 4?5 ? 41mm d 5?6 ? 58mm d 6?7 ? 35mm轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） ，根据轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端面与带轮端面见 的距离 l ? 30mm ,故取 l 2?3 ? 50 mm 。 3）因内壁线的距离 l ? 172 mm ，齿轮的宽度 B=59mm，即 l5?6 ? 59 mm ，及齿轮端 面与箱体内壁 ? 2 ? 2 ? 1.2? ） 取 ? 2 ? 10 mm ， l （ ， 则 又 h4 ? 0.07 ? 35 ? 3mm ，则 d 4?5 ? 35 ? 6 ? 41mm 。4 ?5? 172 ? 10 ? 59 ? 10 ? 93mm ，低速轴： 下图，从右到左每个轴端面分别标记 1，2，3，4，5，6，7，8） （25低速轴 的各段轴径：d1?2 ? 63mm由上面分析知，低速轴最小直径处安装联轴器，现已选出 LT10 弹性套柱销联轴 器 ， 则 d1?2 ? 63mm ， l1?2 ? 142 ? 2 ? 140 mm ； h2 ? 0.07 ? 63 ? 5mm ，d 2?3 ? 63 ? 10 ? 73mm ； h3 ? 0.07 ? 73 ? 6mm ， d 3?4 ? 73 ? 12 ? 85mm ，故选滚动 d 2?3 ? 73mm d 3?4 ? 85mm d 4?5 ? 97 mm d 5?6 ? 111mm d 6?7 ? 97 mm d 7?8 ? 85mm轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴 承。参考 d3-4=85mm。查《机械设计课程设计手册》P78，表 6-6 。选取标准精 度约为 03，尺寸系列 7317AC。尺寸：d ? D ? B ? 85 ?180 ? 41所 以 d 3?4 ? d 7 ?8 ? 85mm ； h4 ? 0.07 ? 85 ? 6mm ， 则 d 4?5 ? 85 ? 12 ? 97 mm ，d 6?7 ? 85 ? 12 ? 97 mm ； h5 ? 0.07 ? 97 ? 7mm ，则 d 5?6 ? 97 ? 14 ? 111mm ；低速轴 的各段长度：轴向尺寸：l1?2 ? 140 mm ，轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 根据轴承端盖的装拆要求， ， 取端盖的外端面与带轮端面见的距离 l ? 30mm , 故 取 l 2?3 ? 50 mm ， 取 挡 油 环 的 宽 度 B 为 20mm ， l3?4 ? 41 ? 20 ? 61mm ；l5?6 ? 1.4h5 ? 1.4 ? 7 ? 10 mm l 7 ?8 ? 41 ? 20 ? 2 ? 63mml1?2 ? 140 mml 2?3 ? 50 mm l3?4 ? 61mm l 4?5 ? 52mm； ； 由 内l 6?7 ? B4 ? 2 ? 80 ? 2 ? 78mm； ， 则壁线为172mml5?6 ? 10 mml 6?7 ? 78mm l 7 ?8 ? 63mml 4?5 ? 172 ? (15 ? 2 ? 78 ? 10 ? 15) ? 52 mm 。4.轴上零件的周向定位半联轴器、齿轮、带轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由课本 p106 表 6-1 查 得，并考虑便于加工，取低速轴半联轴器处的键剖面尺寸 b ? h ? 18mm ?11mm ，26键长 L=B- 5~10） （ =125mm,， 取中间轴齿轮处的键剖面尺寸 b ? h ? 14mm ? 9mm ， 键长 L=B- 5~10） （ =45mm， 取高速轴的带轮处的键剖面尺寸 b ? h ? 8mm ? 7mm ， 键长 L=B-（5~10）=70，配合均用 H7/K6。滚动轴承采用轴肩及挡油环定位。 轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为 K6 轴圆角： 2 ? 4505.轴强度的计算及校核 高速轴1）斜齿轮受力： 斜齿轮分度圆直径：已知 d1 ? 54 mm ， T1 ? 76.4 N ? m ， ? n ? 20 0 ， ?1 ? 14?25?12?? ， 则 圆周力： Ft1 ? 2000 T1 / d1 ? 2829 .63 N 径向力： Fr1 ?Ft1 ? tan ? n ? 1063 .40 N cos ?1轴向力： Fa 1 ? Ft1 ? tan ?1 ? 727 .58 N 2）轴承的支反力 ⑴绘制轴受力简图 ⑵轴承支反力 在确定轴承的支点位置时， 《机械设计课程设计手册》 从 查取 a 值， 对于 7307AC 型角接触球轴承，查得 a=24.5。因此求得作为外伸梁的轴的支承跨距为 175mm, 外伸长度为 112.5mm，令 A 为带轮，B，D 为轴承支点，C 为齿轮作用点，则 有 BD=175mm，DC=41mm，则 水平面上的支反力： FNH 1 ? FNH 2 ? Ft1 ? 0FNH 1 ? BD ? Ft1 ? CD ? 0解得： FNH 1 ? 662 .94 N , FNH 2 ? 2166 .69 N 垂直面上的支反力： FNV 1 ? FNV 2 ? Fr1 ? 0FNV 1 ? BD ? Fr1 ? CD ? Fa ? D / 2 ? 0 ，(其中 D 为齿轮分度圆直径 d1 ? 54 mm )27解得： FNV 1 ? 361 .39 N , FNV 2 ? 702 .01N ⑶求弯矩，绘制弯矩图（如下图）M 1 ? ( Fr1 ? 134 ? 41) / 175 ? 3 N ? mmM 2 ? ( Ft1 ? 134 ? 41) / 175 ? 8 N ? mm28⑷合成弯矩：2 M ? M 12 ? M 2 ? 9 N ? mm⑸求扭矩：T ? M e ? Ft1 ? (d1 / 2) ? 76400 .N ? mm⑹按弯扭合成应力校核轴的强度 由下面的弯矩图及高速轴的机构得： 安装轴承段剖面的合成弯矩最大，而直径较小，故轴承段剖面为危险截面。 因为轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ? ? 0.6 ，轴的计算应力? ca ?M 2 ? (?T ) 2 W?9 ? (0.6 ? 76400 ) 2 0.1 ? 35 3? 24 .58 MPa前面已选轴的材料为 45 # 钢，调质。查表得：[ ? ? 1 ]=60MPa因为 ? ca ? [? ? 1 ]，所以其强度足够。（7）精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 因为轴承段截面 I 处相对弯矩较大，而且轴肩处倒角也会增加其应力集中，所 以此处截面 I 为危险截面。 2） 截面 I 右侧 抗弯截面系数： W ? 0.1d 3 ? 0.1? 35 3 ? 4287 .5mm 3 抗扭截面系数： WT ? 0.2d 3 ? 0.2 ? 35 3 ? 8575 mm 3 截面 I 左侧的弯矩： M ? 9 N ? mm 截面 I 上的扭矩： T ? 76400 N ? mm 截面上的弯曲应力： ? b ?M ? 22.13MPa WT ? 8.91MPa WT截面上的扭转切应力： ? T ?轴的材料为 45 # 钢，调质处理。查表可知：? b ? 640 MPa ，? ?1 ? 275 MPa ，? ?1 ? 155 MPa29截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ? ? 及? ? ，查课本附表 3-2 可知：? ? ? 2.0，? ? ? 1.32轴材料的敏性系数 q ? ? 0.82,q? ? 0.85 故有效应力集中系数为：k ? ? 1 ? q ? (? ? - 1) ? 1.82k? ? 1 ? q ? (? ? - 1) ? 1.27查表可知：尺寸系数 ? ? ? 0.73 ，扭转尺寸系数 ? ? ? 0.84 轴按磨削加工，查表可知：表面质量系数 ? ? ? ?? ? 0.92 轴未经表面强化处理，即 ?q ? 1 综合系数：K? ?k? 1 ? ? 1 ? 2.58 ?? ??K? ?k? 1 ? ? 1 ? 1.60 ?? ??碳钢的特性系数：?? ? 0.1 ? 0.2 ，取 ? ? ? 0.1?? ? 0.05 - 0.1 ，取 ?? ? 0.05于是，计算安全系数：S? ?? -1 275 ? ? 3.16 K ? ? a ? ?? ? m 2.58 ? 33.7 ? 0.1 ? 0S? ?? -1 K ? ? a ? ?? ? mS? S?2 S ? ? S ?2?155 15.1 15.1 1.6 ? ? 0.05 ? 2 2? 12 .44S ca ?? 3.06 ? S ? 1.5故可知其安全。30七、轴承的选择与计算1.输入轴的轴承：7307AC 角接触球轴承1 ○ 两 个 轴 承 分 别 受 到 的 总 的 径 向 力 为 ： Fr1 ?2 2 Fr 2 ? FNH 2 ? FNV 2 ? 2277 .58 N 2 2 FNH 1 ? FNV 1 ? 755 .04 N ，查课本表 13-7 以及设计手册 p78 表 6-6 可知： e ? 0.68,C r ? 32800 N 已知 Fae ? 727 .58 N ，则2 ○轴承内部轴向力：Fd 1 ? 0.68 Fr1 ? 513 .43 N Fd 2 ? 0.68 Fr 2 ? 1548 .75 N ，因为 Fae ? Fd 2 ? 2276 .33 N ? Fd 1 ? 513 .43 N ，则： Fa1 ? Fae ? Fd 2 ? 2276 .33 N Fa 2 ? Fd 2 ? 1548 .75 N3 ○计算当量动载荷：Fa1 ? 3.01 ? e ，故查课本 p321 表 13-5 得： X 1 ? 0.41, Y1 ? 0.87 Fr1 Fa 2 ? 0.68 ? e ，故查课本 p321 表 13-5 得： X 2 ? 1, Y2 ? 0 Fr 2查课本 p321 表 13-6 可知： f p ? 1 轴承 1： P1 ? f p ( X 1 Fr1 ? Y1 Fa1 ) ? 2289 .97 N 轴承 2： P2 ? f p ( X 2 Fr 2 ? Y2 Fa 2 ) ? 2277 .58 N4 ○校核寿命：因 P1 ? P2 ，故仅需要校核轴承 1。 查表可知： ft ? 1 。 P ? P1 ? 2289 .97 N 。则31fC 10 6 Lh ? ? ( t r ) 3 ?
h ? L1h ? 2 ? 8 ? 300 ? 10 ? 48000 h 60 ? 480 P故轴承寿命足够。八、键的计算校核高速轴上的键带轮处：L ? b ? h ? 70 ? 8 ? 7轴径 d1 ? 25mm ， T1 ? 76.40 N ? m ， l ? L ? b ? 62mm? p1 ?4T1 4 ? 76.40 ? ? 0.028 MPa ? [? p ] ? 110 MPa d1 hl 25 ? 7 ? 62满足强度要求。九、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于 2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑， 轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工 业齿轮油（GB5903――1986） ，牌号选 68 号。润滑油在油池中的深度保持在 68――80mm 之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413――1980） 。牌号为 ZL――2H。由于轴 承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油 池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。十、减速器的设计及附件1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长 90mm，宽 60mm。盖板尺寸选择为长 120mm，宽 90mm。盖板周围分布 6 个 M6×16 的全螺纹螺栓。 由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油 量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择 带有凸台的铸铁盖板。 2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处 向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室 内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为 M22×1.5。 3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部32油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为 M20×1.5。考 虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。 4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状 态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号 选择为 M12。 5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用 于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径 都取 20mm。 6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和 机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用 圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用 GB117-86 A6×35。 7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或 密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起 盖螺栓。取其规格为 M10×22。其中螺纹长度为 16mm，在端部有一个 6mm 长的圆柱。8.箱体采用水平刨分式， 刨分面与轴线平面重合， 将箱体分为箱盖和箱座两 部分。材料选为 HT150。 箱体设计主要是在满足强度，钢度的前提下，同时考虑结构紧凑，制造方 便，重量轻及使用等方面要求进行设计。 名称 高速级中心距 低速级中心距 箱座壁厚 箱盖壁厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头孔直径 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘 箱座底凸缘厚度 代号 尺寸/mm 127 159 8 8 18mm，M20 4 22 26 12 12 50 2033a1a2??1dfnd?D0bb1Bb2轴承旁连接螺栓直径 箱座与箱盖连接螺栓直径 连接螺栓的间距 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮齿顶圆与内箱壁的 距离 齿轮端面与内箱壁的距离 箱盖肋板厚度 箱座肋板厚度 轴承盖外径 轴承旁连接螺栓距离d1d215mm，M16 12mm，M12 150~200 M10 M8 10mm 20 结构确定 52 10 10 7 7 由轴承确定ld3d4dR1hl1?1?2m1mD2SS ? D2十一、参考资料1、 机械设计课程设计 第四版 吴宗泽 高等教育出版社 2012 2、 机械设计. 第八版. 濮良贵，纪名刚. 高等教育出版社，2012 3、 机械原理. 第七版. 孙桓，陈作模，葛文杰. 高等教育出版社，200634
29 参考资料 伊伦工作室 -2- 机械设计课程设计 一、机械课程设计任务书 1.1 机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是一次全面设计训练,是重要的综合性、实践...33 III 机械设计基础课程设计 任务书 机械设计课程设计任务书一、设计题目:设计一用于带式输送机传动用的二级斜齿圆柱齿轮展开式减速器 给定数据及要求:设计一用于...机械设计课程设计系列――范例――二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器_工学_高等教育_教育专区。机械设计课程设计说明书 题目:带式输送机 班级:2011 级机械 学号: 设计...机械设计课程设计计算说明书目录 一、传动方案分析...5 二、电动机的选择......为 2~4、斜齿圆柱齿轮的传动 比范围为 3~5,展开式二级圆柱齿轮减速器 i1 ...二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书_IT认证_资格考试/认证_教育专区。机械设计基础课程设计 目录 目录 机械设计课程设计任务书...机械设计基础课程设计 目录 目录...二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书_工学_高等教育_教育专区。山东大学机械专业机械设计课程设计双级斜齿轮减速器 计算说明书机械工程学院 机械设计制造及其自动化专业...二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书_工学_高等教育_教育专区。机械设计课程设计 说明书 《机械设计》课程设计 齿轮减速器 名 称: 二级斜齿轮减速器 I 机械...课程设计 河北工程大学 设计任务书 1 传动装置简图 1―电动机 2―联轴器 3―二级圆柱齿轮减速器 4―卷筒 5―带式运输机 2 设计任务 1)选择电动机型号; 2)...格式参考二级斜齿圆柱齿轮减速器(毕业课程设计说明书)_工学_高等教育_教育专区...机械设计课程设计 名学 称: 院: 二级斜-直齿轮减速器 邮电与信息工程学院 09...机械设计课程设计--二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计_工学_高等教育_教育专区。机械设计课程设计 机械设计课程设计 设计计算说明书 设计题目: 带式运输机传动...
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