【课程设计】联轴器式运输机传动装置的设计

学号成绩课程设计说明书设计名称联轴器式运输机传动装置的设计设计时间2012年35月系别机电工程系专业机械设计制造及其自动化班级姓名指导教师2012年5月4日一、任务1二、总体设计2传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配31高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表42低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表14三、轴的设计21一轴的校核26二轴的校核32三轴的校核39四、键的选择和校核46五、滚动轴承的选择和校核47六、联轴器的选择51七、箱体及其附件的设计511、窥视孔532、轴承端盖设计543、油面指示装置油标尺564、外六角螺塞和封油垫56定位销595、启盖螺钉596、通气塞60八、润滑、密封设计60九、减速器的技术要求61十、减速器的技术特性62十一、参考资料63十二、总结63一、任务题目4设计运输机传动装置已知条件（1）运输带工作拉力；NF50（2）运输带工作速度；SMV1（3）滚筒直径；D3（4）工作机传动效率；960W（5）输送带速度允许误差为5；（6）工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；（7）工作环境室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度；（8）要求齿轮使用寿命为5年（每年按300天计）；（9）生产批量中等。（10）动力来源电力，三相交流，电压380V。传动方案如图2所示。设计工作量（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型；（2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）；（3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）；（4）设计计算说明书1份。二、总体设计1、电机的选择确定电动机类型按工作要求和条件,选用Y系列三相交流异步电动机。确定电动机的容量工作机卷筒上所需功率PWPWFV/1000W5017396KW2、电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率PD，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设C、R、G、分别为弹性联轴器、滚动轴承、8级齿轮（稀油润滑）传动的效率，查机械设计课程设计表101查得C099，R099，G097，则根据机械设计课程设计的22页传动装置的总效率为总C2R3G20992X0993X0972089WPN总5764089K因载荷较平稳，所以电动机的额定功率PED只需要略大于PN即可，由表102中，Y系列电动机技术数据可知，可选择额定功率为75KW。选择电动机转速工作机卷筒轴的转速为601V01N60534WRDMIN由机械设计课程设计的经验公式单级圆柱齿轮传动比范围IG5总传动比范围392IA电动机转速可选范围49131136475R/MIN9254DAWRNIMIN根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计课程设计102，符合这一范围的常用同步转速有750、1000、1500。INR选用同步转速为1000R/MIN选定电动机型号为Y160M6由机械设计课程设计表1038687页电动机型号及主要尺寸型号额定功率PED/KW满载转速/（RMIN1）同步转速/（RMIN1）电动机中心高H/MM外伸轴直径D/MME/MMY160M611970100016042110传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配（一）、传动装置总传动比970165MWNI式中电动机满载转速，970R/MIN工作机的转速，6005R/MIN。（二）、分配传动装置各级传动比由机械设计课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器的传动比1234II双级圆柱齿轮减速器低速级的传动比为26513I总高速级的传动比248II运动参数和动力参数计算一、各轴转速计算轴N1NM970R/MIN轴N2N1/I1970/45821179R/MIN轴N3N2/I221179/352602R/MIN卷同轴N卷N3602R/MIN二、各轴输入功率轴P1PNC644099638KW轴P2P1RG638099097613KW轴P3P2RG613099097589KW卷同轴PWP3W588096564KW1各轴输入转矩电动机的输出转矩电动机轴转矩06495503097NMPTNM轴1138281轴22164N轴335995037602PTNM卷同轴4891WWN表1传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率KW转速MINR转矩TN传动比效率电机轴64497063401099轴63897062813458098轴61221179276413352097轴588602934377卷筒轴5646028947181099二传动零件的设计计算1高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查机械设计表63117页选用8级级82材料选择查机械设计表62116页小齿轮材料45钢调质大齿轮材料45钢（正火）45钢调质45钢（正火）3选择齿数Z10412IZ1U取12548I取221546ZU个125Z46U4分度圆螺旋角初选151515由于小齿轮材料45钢调质小齿轮齿面硬度217255350HBS大齿轮材料45钢（正火）大齿轮齿面硬度（162217）350HBS故选择设计制造工艺简单，成本较低的软齿面齿轮按齿面接触疲劳强度设计（1）试选KT查机械设计表63117页由于载荷平稳取KT15152计算小齿轮传递的转矩T1611950PN16283TNMNMM628133齿宽系数D由机械设计表116133页D09（由于齿轮相对轴的位置为非对称式且为软齿面）094材料的弹性影响系数ZE由机械设计表116122页ZE1898MPA1/2MPA1/21898（5）节点区域系数ZH由机械设计图614124页ZH242242（6）端面重合度由机械设计122页1283COS5561665（7）纵向重合度1SIN038TAN19257DBZM1917（8）重合度165973823582（9）接触重合度系数Z由机械设计122页图613078078（10）螺旋角系数Z由机械设计138页公式COS098Z098（11）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式19607530164HNNJL140109（12）工作应力循环次数N2182I829410（13）接触疲劳强度ZN1由机械设计125页图615N1Z09NZ（14）接触疲劳强度ZN2由机械设计125页图615N26N2106（15）接触疲劳极限LIM1H由机械设计131页图622DLIM1540HMPALIM154H（16）接触疲劳极限I2由机械设计131页图622CI239MPAI2390（17）接触疲劳强度的最小安全系数SHMIN由机械设计124页取失效概率为SHMIN1SHMIN1（18）许用接触应力公式1H由机械设计124页612公式LIM11N540982HNZMPAA529MP（19）许用接触应力公式2H同上LIM22N395106487HNZSMPAA419MP选作设计齿轮参数斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式312132256834189407890911TEHTDKTUZM修正1TD26/6TDNVS1法面压力角由机械原理183页表76AN20AN202端面压力角T由机械原理183页表76TRCOSAN20T15384T20384T3计算基圆柱螺旋角的余弦值COSBCOSCS/O2097BNTCOS097B4法面重合度N2COS160974NB1764N5重合度系数Y由机械设计127页613式52071645NY0675Y（6）螺旋角系数由机械设计140Y087Y087Y图628（7）小齿轮当量齿数ZV113COS258VZ28（8）大齿轮当量齿数ZV223COS1528VZ128（9）齿轮系数YFA1由机械设计128图619YFA1255YFA1255（10）修正系数YSA1由机械设计129图620YSA1160YSA1160（11）齿轮系数YFA2同上YFA2215YFA2215（12）修正系数YSA2同上YSA2180YSA2180（13）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式128603715069HNNJL829310（14）工作应力循环次数N2162I6815弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图621YN1091YN109116弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2098YN209817疲劳极限LIMF由机械设计131图622C，BLIM12340FMPALIM12340FMPA（18）弯曲疲劳强度的最小安全系数SFMIN由机械设计124页取失效概率为SFMIN125SFMIN12519许用应力F由机械设计130616取15MINFSLIM11NLI2236FNFYMPAS1236FMPA12560173FASY21580743ASFY取设计齿轮模数284FAS32132COS568315067825160931FASNDKTYMZ（25）选取标准模数MN由机械设计113页表61选取2NM2NM齿轮主要的几何尺寸（1）中心距12COS51493NZAMMM圆整后145（2）螺旋角12ARCOS5412NZ1524（3）小齿轮分度圆D11COS5241786NMZDMM15786DM（4）大齿轮分度圆D22COS154238NMZDMM23814DM（5）齿宽B1095764DBMMM461BM取大齿轮B268MM,小齿轮B170MM校核齿根弯曲强度疲劳12FFASFNKTYBD1法面压力角由机械原理183页表76AN20AN202端面压力角T由机械原理183页表76TRCOSAN20T15420397T203917T3计算基圆柱螺旋角的余弦值COSBCOSCS/O201097BNTCOS097B4法面重合度N2COS165097NB17N5重合度系数Y由机械设计127页613式2507164NY0674Y（6）螺旋角细数Y由机械设计140图628Y087Y087（7）小齿轮当量齿数ZV113COS2548VZ28（8）大齿轮当量齿数ZV223COS15428VZ128（9）齿轮系数YFA1由机械设计128图619YFA1283YFA1283（10）修正系数YSA1由机械设计129图620YSA1153YSA1153（12）齿轮系数YFA2同上YFA2218YFA2218（13）修正系数YSA2同上YSA2177YSA217714弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图621YN1087YN108715弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2091YN209116疲劳极限LIMF由机械设计131图622C，BLIM12340FMPALIM12340FMPA17许用应力F由机械设计130616取15MINFSLI11MNLI226FNFYSPA126FA111122681306987315096454FASFNKTYMBD齿根弯曲疲劳强度足够22217095FFASMA齿轮精度设计大齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表193、194（见课程设计152页），可得20AFM17PTF69PFM2齿厚偏差计算有机械原理可知22/COS0/159150NHZZM分度圆弦齿厚公称值22SIN9/3151547Z由式（635）确定最小侧隙MIN206503314148BNJAM齿厚上偏差MIN0|79,2COSS279BSNJEM取负值。查机械设计课程设计153页齿轮公差表194，齿轮径向跳动公差RF56M查机械设计课程设计155页标准公差表199和143页表171，IT9130M查机械设计课程设计表69，径向进刀公差12691308RBIT齿厚公差222TANTAN05638SRTFBM齿厚下偏差S79126NISNEM齿轮结构的设计30,AD齿顶圆直径齿轮做成实心结构小齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表193、194（见课程设计152页），可得17AFM15PTF2PFM8齿厚偏差计算有机械原理可知11/2COS90/525049NHZZM分度圆弦齿厚公称值11SIN/25239Z由式（635）确定最小侧隙MIN065032142318BNJAM齿厚上偏差MIN02|68,2COSS68BSNJEM取负值。查机械设计课程设计153页齿轮公差表194，齿轮径向跳动公差RF43M查机械设计课程设计155页标准公差表199和143页表171，IT9130M查机械设计课程设计表69，径向进刀公差12691068RBIT齿厚公差222TANTAN04383SRTFBM齿厚下偏差S79123NISNEM齿轮结构的设计TE齿根圆到键槽底部的距离（端面模数），齿轮设计成齿轮轴结构作用在齿轮上的力大齿轮的受力分析圆周力2TF3276410218TTND径向力2R2TANTAN875COSCSRF轴向力2AF2T31T062AN法向力N2287594COSCOS1TNNF小齿轮的受力分析圆周力1TF16283475TTND径向力R1TANTAN0915COSCSRF轴向力1A1T247T6A法向力NF1191508COSCOS0TNNFN2低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查机械设计表63117页选用8级级82材料选择查机械设计表62116页小齿轮材料45钢调质大齿轮材料45钢（正火）45钢调质45钢（正火）3选择齿数Z10412IZ1U取12532I取88Z2135U个120Z835U4分度圆螺旋角初选15151由于小齿轮材料45钢调质小齿轮齿面硬度217255350HBS大齿轮材料45钢（正火）大齿轮齿面硬度（162217）350HBS故选择设计制造工艺简单，成本较低的软齿面齿轮按齿面接触疲劳强度设计（1）试选KT查机械设计表63117页由于载荷平稳取KT15152计算小齿轮传递的转矩T26229510PN27596TNMNMM275963齿宽系数D由机械设计表116133页D09（由于齿轮相对轴的位置为非对称式且为软齿面）094材料的弹性影响系数ZE由机械设计表116122页ZE1898MPA1/2MPA1/21898（5）节点区域系数ZH由机械设计图614124页ZH242242（6）端面重合度由机械设计122页1283COS586571657（7）纵向重合度1SIN03TAN189257DBZM1917（8）重合度16593743574（9）接触重合度系数Z由机械设计122页图613076076（10）螺旋角系数Z由机械设计138页公式COS098Z098（11）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式1286079530163HNNJL83051（12）工作应力循环次数N2172I786（13）接触疲劳强度ZN1由机械设计125页图613N1Z08N1Z08（14）接触疲劳强度ZN2由机械设计125页图613N29N29（15）接触疲劳极限LIM1H由机械设计131页图622CLIM1460HMPALIM1460H（16）接触疲劳极限LI2由机械设计131页图622BLI28MPALI28（17）接触疲劳强度的最小安全系数SHMIN由机械设计124页取失效概率为SHMIN1SHMIN1（18）接触应力公式1H由机械设计124页612公式LIM11N460897HNZMPAA497MP（19）接触应力公式2H同上LIM22N48153HNZSPAA53P选作设计齿轮参数斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式3221321579635189407698053TEHTDKTUZM修正1TD1289/60TDNVMS（19）使用系数KA由机械设计117页表63KA1KA1（20）动载系数KV由机械设计118页图67KV12KV12（21）齿向载荷分布系数K由机械设计119页图610K108K108（22）齿向载荷分布系数K由机械设计120页表64K12K12KKAKVKK11210812156（23）分度圆直径D1313567TTDKMM17D（24）计算斜齿轮法面模数MN1COS7523NDZ3NM（25）选取标准模数MN由机械设计113页表61选取NM3N齿轮主要的几何尺寸（1）中心距12COS3581749NZAMMM圆整后175MM（2）螺旋角12ARCOS35871429NZ1429（3）小齿轮分度圆D11COS325497NMZDMM1743DM（4）大齿轮分度圆D22COS381492756NMZDMM2756DM（5）齿宽B1039DBMMM69BM取大齿轮齿宽B278MM,小齿轮齿宽B180MM校核齿根弯曲强度疲劳12FFASFNKTYBD1法面压力角由机械原理183页表76AN20AN202端面压力角T由机械原理183页表76TRCOSAN20T1492035T20354T3计算基圆柱螺旋角的余弦值COSB20354COSCS/O97BNTCOS097B4法面重合度N2COS165097NB176N5重合度系数Y由机械设计127页613式07521607NY067Y（6）螺旋角细数Y由机械设计140图628Y087Y087（7）小齿轮当量齿数ZV113COS25498VZ28（8）大齿轮当量齿数ZV223COS81459VZ98（9）齿轮系数YFA1由机械设计128图619YFA1255YFA1255（10）修正系数YSA1由机械设计129图620YSA1162YSA1162（12）齿轮系数YFA2同上YFA2215YFA2215（13）修正系数YSA2同上YSA2177YSA217714弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图621YN1087YN108715弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2091YN209116疲劳极限LIMF由机械设计131图622C，BLIM12340FMPALIM12340FMPA17许用应力F由机械设计130616取15MINFSLIM11NLI2236FNFYMPAS1236FMPA21111256741308751683986FASFNKTYABD齿根弯曲疲劳强度足够2283FFASMPA小齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表193、194（见课程设计152页），可得AM17PTF5PM8齿厚偏差计算有机械原理可知22/COS90/3155074NHZZM分度圆弦齿厚公称值22SIN9/35470Z由式（635）确定最小侧隙MIN26053317018BNJAM齿厚上偏差MIN5|084,2COSS284BSNJEM取负值。查机械设计课程设计153页齿轮公差表194，齿轮径向跳动公差RF43M查机械设计课程设计155页标准公差表199和143页表171，IT9130M查机械设计课程设计表69，径向进刀公差12691068RBIT齿厚公差222TANTAN0431683SRTFBM齿厚下偏差S841237NISNEM齿轮结构的设计0,AD齿顶圆直径齿轮做成实心结构大齿轮的精度按选择的8级精度，查齿轮公差表（见课程设计152页），可得25AFM1PTF70PFM29齿厚偏差计算有机械原理可知22/COS9/318080NHZZM分度圆弦齿厚公称值22SIN9/388471Z由式（635）确定最小侧隙MIN20650331718BNJAM齿厚上偏差MIN05|84,2COSS284BSNJEM取负值。查机械设计课程设计153页齿轮公差表194，齿轮径向跳动公差RF56M查机械设计课程设计155页标准公差表199和143页表171，IT9130M查机械设计课程设计表69，径向进刀公差12691308RBIT齿厚公差222TANTAN05638SRTFBM齿厚下偏差S841260NISNETM齿轮结构的设计3,AD齿顶圆直径齿轮做成实心结构三、轴的设计轴的材料选择和最小直径估算结果45选取三根轴的材料为钢调质由机械设计189页表81查的参数111640,35,27,BSMPAAMPAA45钢调质初步确定轴的最小直径83按扭转强度条件计算查机械设计97页表61330651029TPDANA3311MIN01MIN6821097209152314PDMD0高速轴轴取根据机械设计页直径的轴有一个键槽轴径增加1MIN234D减速器草图的设计项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果轴的直径和长度计算轴段一机械设计课程设计137页表162与联轴器HL34280JCYA相连为保证轴端挡圈只压在联轴器上轴段长80MM轴径30MM机械设计课程设计112页键的选择GB/TC10850MM轴段长80MM轴径30MM轴段二机械设计课程设计128页凸缘式轴承盖轴径32MM轴段长52MMMM轴径32MM轴段长52MM轴段三装配轴承轴径35MM轴段长17MMMM轴径35MM轴段长17MM轴段四区分加工轴段轴径44MM轴段长114MMMM轴径44MM轴段长114MM轴段五齿轮轴轴段长70MMMM轴段长70MM轴段六区分加工轴段轴段长44MM轴径19MMMM轴段长44MM轴径19MM轴段七安放滚动轴承轴段长17MM轴径35MMMM轴段长17MM轴径35MM初步确定轴的最小直径83按扭转强度条件计算查机械设计197页表61330650291TPDANA3322MIN0612449837PDM0中间轴轴取2MIN3498D减速器草图的设计项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果轴的直径和长度计算轴段一装配轴承轴径35MM轴长17MMMM轴径35MM轴长17MM轴段二区分加工表面轴径41MM轴长22MMMM轴径41MM轴长22MM轴段三装配实心齿轮轴径45MM轴长78MMMM轴径45MM轴长78MM轴段四轴环轴径50MM轴长15MMMM轴径50MM轴长15MM轴段五装配实心大齿轮轴径45MM轴长66MMMM轴径45MM轴长66MM轴段六装配轴承、轴径35MM轴长39MMMM轴径35MM轴长39MM初步确定轴的最小直径83按扭转强度条件计算查机械设计197页表61330650291TPDANA3322MIN0612449837PDM0中间轴轴取333IN0MIN5049276174AD直径的轴有一个键槽2MIN5174D减速器草图的设计项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果轴的直径和长度计算轴段一装配轴承轴径50MM轴长42MMMM轴径50MM轴长42MM轴段二装配实心齿轮轴径55MM轴长76MMMM轴径55MM轴长76MM轴段三轴环轴径60MM轴长15MMMM轴径60MM轴长15MM轴段四装配实心大齿轮轴径56MM轴长875MMMM轴径56MM轴长875MM轴段五装配滚动轴承、轴径65MM轴长16MMMM轴径65MM轴长16MM轴段六装配轴承端盖轴径45MM轴长60MMMM轴径45MM轴长60MM轴段七装配联轴器轴径42MM轴长110MMMM轴径42MM轴长110MM三轴的校核一轴的校核1轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为。12305175625LMLLM、2求齿轮所在截面B,C的以及的值MVH、CA3画出轴的简图为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。4计算轴上的外力小齿轮的受力分析圆周力1TF126832475TTND径向力R1TANTAN0915COSCSRF轴向力1A1T247T6A法向力NF1191508COSCOS0TNNFN5求支反力1水平面内支反力水平面内的支反力1111110232047513760230427589460BXDTTXBTTTBXDMFLFLNFL由得由得由轴上合力得2垂直面内的支反力A1R1AR1R102320651749725870583641BYDYDBYYMFDFLLNFN由得由6计算轴的弯矩并画出弯矩图1水平面内的弯矩30M175621085943DXBCMFLNNM在处的弯矩2垂直平面内的弯矩31210M57861361882594DYBCAYMNFLNM在处的弯矩3合成弯矩21124570683CXCYMNM7画出转矩图8计算并画出当量弯矩图转矩按不变计算，取得30103628149TNM所以其弯矩为145706ECMNM222221831684391674CTNM对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出，MPA012139674560ECAMPAW所以轴的强度足够。按疲劳强度的安全系数校核计算1判断危险面弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。2轴段三处截面疲劳强度安全系数校核3332CA01478M26/5/261345M7408LBNNMW轴段六T轴段六1抗弯截面系数WD抗扭截面系数合成弯矩M转矩683弯曲应力幅（按对称循环应力计算）MAA7AP21216AKRRTMP，弯曲平均应力3扭转应力幅（按对称循环应力计算）扭转弯曲平均应力轴肩圆角引起的有效应力集中系数及查机械设计课程设计9页表106由/D1/3504BBBD6A14524A,M082764A8093BMPMP7、D/，机械设计9页表查机械设计页按附图、附图2、按机械设计页附图查得尺寸系数、；轴按精车加工，按30页附图查得表面质量系数按机械设计1页的（）和（27）计算可得综合K59082763影响系数值为1BAMAMKK19058452010437519020S、取上面综合影响系数中的最大值故、。轴的材料是刚，查机械设计8页表下注释；扭转等效系数只考虑弯矩作用的安全系数，由机械设计页式（6）得19只考虑弯矩作用的安全系数，由机械设计82221AMCACA5K81S页式（7）得43由式（5）计算安全系数904375取S181,所以轴段六处截面安全。二轴的校核1轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为。1236958765LMLM、2画出轴的简图为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。3计算轴上的外力小齿轮的受力分析圆周力3TF3237641072TTND径向力3R3TANTAN68COSS59RF轴向力3AF3TAN7120TAN459810AFN法向力1N3374COSCOSTNN大齿轮的受力分析圆周力2TF3276410218TTND径向力2R2TANTAN875COSCSRF轴向力2AF2T31T062AN法向力N2287594COSCOS1TNNF4求支反力1水平面内支反力水平面内支反力222231113213232231323107695216958787390078652316TTDXTTDXTTAXTTAXFLFLNFLFLAXX由M0得由23597540TAXDTNF得由轴上合力得2垂直面内的支反力垂直面的支反力223222311133681490764706958722295731236900AARRDYFADFLRDYLRDYAAYFDLNFFAY由M0得由71285629418RN5计算轴的弯矩并画出弯矩图1水平面内的弯矩1354693850902476BXACDMFLNMNM在处的弯矩在处的弯矩水平面内的弯矩图22垂直平面内的弯矩112223132146895309576238140726906951089764082BYAAACYDAAMFLNMNMFDNMD在处的弯矩在处的弯矩13822垂直平面内的弯矩23合成弯矩2221122221123850935790134644761850303BXBYCXCYMNM6画出转矩图7计算并画出当量弯矩图转矩按不变计算，取得302037641829TNM所以其弯矩为23CEM24150813BTN对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出，MPA6013E135876004MPAW所以轴的强度足够按疲劳强度的安全系数校核计算1判断危险面弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。轴段三处截面疲劳强度安全系数校核3332A014592M8/70/829MA7A15LBNNMPMW轴段三T轴段三1抗弯截面系数D抗扭截面系数W合成弯矩M转矩7643弯曲应力幅（按对称循环应力计算）弯曲平均应MA05828275PAKRRD1T，力643扭转应力幅（按对称循环应力计算）扭转弯曲平均应力轴肩圆角引起的有效应力集中系数及查机械设计课程设计9页表106由/D1/45036、D/0，BBBA7524A,M08764A8093BK150MPMP机械设计9页表查机械设计32页按附图、附图2、按机械设计附图查得尺寸系数、；轴按精车加工，按30页附图查得表面质量系数按机械设计页的（2）和（7）计算可得综合影响系数值为89763K180轴段三处由于键槽引起的有效应力集中系数是及按附图3、附图4、故得综合影响系数K182430967RKB73528109轴段三处由于齿轮轮毂与轴的过盈配合查机械设计课程设计145页表14H/产生的有效应力集中系数与尺寸系数之比值由机械设计305页附图6、附图，故得综合影响系数值为、52740931BAMAM37K4501043275K890S、取上面综合影响系数中的最大值故、。轴的材料是刚，查机械设计页表下注释；扭转等效系数只考虑弯矩作用的安全系数，由机械设计18页式（6）得243只考虑弯矩作用的安全系数，由机械设计页式（2221AMCACA1574807SS7）得46由式（85）计算安全系数3619取S5181,所以轴段三处截面安全。三轴的校核1轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为。12305175625LMLLM、2求齿轮所在截面B,C的以及的值MVH、CA3画出轴的简图为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。4计算轴上的外力作用在齿轮上的力大齿轮的受力分析圆周力4TF34294768312TTND径向力2R4TANTAN02576COSSRF轴向力4A4T6837T14983A法向力NF44752COSCOS20TNNFN5求支反力1水平面内支反力水平面内的支反力244441012106837265501206837146350AXCTTCXATTXATBXDMFLFLNNFLFLNNF由得由得由轴上合力得2垂直面内的支反力A4R4ARR10121025762354191084619AYCYCAYYMFDFLLNFN由得由6计算轴的弯矩并画出弯矩图1水平面内的弯矩20M1653270CXABMFLNMN在处的弯矩2垂直平面内的弯矩21210M9451294035CYABAYCMNFLNM在处的弯矩3合成弯矩21124390BXBYMNM7画出转矩图8计算并画出当量弯矩图转矩按不变计算，取得3030947128TNM所以其弯矩为123940EBMNM2131T对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出，MPA601213492605ECAPAW所以轴的强度足够。按疲劳强度的安全系数校核计算1判断危险面弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。轴段三处截面疲劳强度安全系数校核3332A01567M2/18/94247M9347A11635BLNNMPMW轴段三T轴段三抗弯截面系数WD抗扭截面系数合成弯矩M转矩弯曲应力幅（按对称循环应力计算）MAA0947421PAKRRD0T，弯曲平均应力扭转应力幅（按对称循环应力计算）扭转弯曲平均应力轴肩圆角引起的有效应力集中系数及查机械设计课程设计1页表102由/D0/5364、D/5BBB9A1264A,M082764A8093BKMMPP，机械设计9页表1查机械设计3页按附图、附图2、按机械设计0页附图查得尺寸系数、；轴按精车加工，按3页附图查得表面质量系数按机械设计1页的（）和（27）计算可得综合影响系数值为590827631BAMAMKK190584520104375190420S、取上面综合影响系数中的最大值故、。轴的材料是刚，查机械设计8页表下注释；扭转等效系数只考虑弯矩作用的安全系数，由机械设计页式（6）得98只考虑弯矩作用的安全系数，由机械设计页式（2221AMCACA5K84516S7）得由式（5）计算安全系数9取S5181,所以轴段六处截面安全。四、键的选择和校核13311085T50MT627206281024PPTNTKLD2轴机械设计课程设计页表选取C型平键标记为GB/96键轴、毂3验算与联轴器相接的轴上的键强度、5H、LLB/M、D机械设计页轴2133214970760T5MT760148695PPTNBKLD2机械设计课程设计2页表选取A型平键标记为GB/T06键验算与低速小齿轮相接的轴上的键强度、HM、LL5、D4M轴、毂84机械设计课程设计页表选取A型平键标记为23337601276015649PPTNMBKLDGB/T键验算与高速大齿轮相接的轴上的键强度、H、LL49M、D5333128391209109752541607PPTNMKLDT轴机械设计课程设计页表选取C型平键标记为GB/T键验算与联轴器相接的轴上的键强度、H、LLB/M、D42轴段二处的键为A型键标记为B/T键验算与齿轮相接的轴上的键强度3339120910652PPNKLD、H、LLB、D51TMT轴、毂五、滚动轴承的选择和校核一轴滚动轴承的校核滚动轴承的选择由于齿轮是斜齿轮，轴承同时承受轴向和径向力，故选择圆锥滚子轴承计算轴承承受的径向载荷68941735BXDXFNFN水平面支反力、38YY垂直面支反力、222R68943617817583ABXYDDFN合成支反力1计算轴承的轴向载荷FA3和FA4R0RS1S2RR027C542KN6350279F/Y19E3Y16/78/1694/BDNF计算轴承的轴向载荷查机械设计课程设计页（GB/T94），轴承的、对于轴承按机械设计页表查得轴向力计算公式（），页表查得判断系数轴承内部轴向力（）（）（）A1S123A1831/26571824F9757726424ANN（）齿轮轴向力指向右边因为所以轴承“放松”，轴承“压紧”。故2计算轴承的当量动载荷P3和P4RR3970,该对轴承的最短寿命LP所以该轴承寿命为35274H,满足使用寿命要求二轴滚动轴承的校核1计算轴承承受的径向载荷541390AXDXFN水平面支反力、6862YYFN垂直面支反力、222R5416871339045AXAYDDFN合成支反力2计算轴承的轴向载荷FA3和FA4R0RS3S4RR3027C542KN6350279F/Y19EY16/7/5/245ADNF计算轴承的轴向载荷查机械设计课程设计页（GB/T9），轴承的、对于轴承按机械设计页表查得轴向力计算公式（），页表查得判断系数轴承内部轴向力（）（）（）A32S343A7/21630861F5413352AANN4（）齿轮轴向力指向右边因为所以轴承“放松”，轴承“压紧”。故3计算轴承的当量动载荷P3和P4RR540312,该对轴承的最短寿命LP所以该轴承寿命为47597H,满足使用寿命要求三轴滚动轴承的校核1计算轴承承受的径向载荷467132165AXCXFNFN水平面支反力、29594YY垂直面支反力、222RR467139543751AXAYCCFN合成支反力2计算轴承的轴向载荷FA5和FA6R0RS5S6RR302732KN930219F/Y1E4Y1/547/9/2ACNF计算轴承的轴向载荷查机械设计课程设计页（GB/T9），轴承的、对于轴承按机械设计页表查得轴向力计算公式（），页表查得判断系数轴承内部轴向力（）（）（）AS5656SA3/2140832F191044376ANN（）齿轮轴向力指向左边因为所以轴承“放松”，轴承“压紧”。故3计算轴承的当量动载荷P3和P4RR1940,该对轴承的最短寿命LP98所以该轴承寿命为427852H,满足使用寿命要求六、联轴器的选择1MIN16283628134M2830MK6TNDJCYAAA选取工况系数K计算转矩由于轴通过联轴器与轴径为4的电动机相连查找机械设计课程设计7页表选取型号为HL联轴器GB/T51轴径为30的联轴器相连。故轴段一的轴径为，半联轴器长度为。半联轴器与轴的配合关系为H7/1MIN119347934242M5MK6TNDJBYA3A选取工况系数K计算转矩轴的联轴器选择查找机械设计课程设计1页表2选取型号为HL联轴器G/T03轴径为4的联轴器相连。故轴段七的轴径为，半联轴器长度为。半联轴器与轴的配合关系为H7/七、箱体及其附件的设计一、箱体设计单位MM名称符减速器型式及尺寸/MM号齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚18箱座凸缘厚度B12箱盖凸缘厚度112箱座底凸缘厚度220地脚螺栓直径FD20地脚螺栓数目N4轴承旁联接螺栓直径116盖与座联接螺栓直径2D16联接螺栓D2间距L150轴承端盖螺钉直径310窥视孔盖螺钉直径4D8定位销直径8DF、D1、D2、至外箱壁距离1C16D1、D2至凸缘侧边的距离214轴承旁凸台半径1R20凸台高度H35箱壁至轴承座端面距离1L40大齿轮顶圆与内箱壁距离16齿轮端面与内箱壁距离216轴承座加强肋厚度、1M8、8轴承端盖外径2D140轴承旁联接螺栓距离S140二附件的设计1、窥视孔主要作用是检查齿轮的啮合情况和润滑情况，还可以往此处灌注润滑油。窥视孔的位置应该放置于齿轮啮合区的上方。窥视孔应为凸起结构，以便区分加工面。窥视孔盖一般为钢板或铸件，其与窥视孔端面结合表面要进行机械加工，安装时用螺钉紧固在箱盖上，并加垫片密封。结构示意图如下RB2B12A1AB窥视孔和窥视孔盖参数设计参考130页机械设计课程设计表151代号与名称表达式数值备注窥视孔的长度A无取A200MM查表151，根据齿轮啮合位置选择窥视孔盖的长度1A115DA1240AM为窥视孔盖上螺1D钉直径，M81窥视孔盖上两螺钉的中心距长度2212无窥视孔盖的宽度1B）（箱体宽051170BM无窥视孔的宽度B1DBB130MM为窥视孔盖上螺1D钉直径，M81窥视孔螺钉在宽度上的中心距2212150BM无窥视孔上的螺纹孔1DM68取M8根据螺钉选择窥视孔盖的倒圆角R510取8MM无窥视孔盖的高度H无取10MM自行设计2、轴承端盖设计1为了方便调整轴承的间隙，并且要密封性良好，所以采用凸缘式轴承端盖，其结构如下图所示2轴承端盖的设计表格轴承端盖外径轴承盖外径M结果M低速轴轴承盖127中间轴轴承盖127高速轴轴承盖145采用凸缘式轴承盖轴承端盖设计参考131页机械设计课程设计表153单位MM公式输入轴端盖中间轴端盖输出轴端盖轴承外径D727290螺钉直径3D10101010111111352D9797115270708831062628035DD1221221402E1212121131313M161616B555H180444B1、D1详见密封3、油面指示装置油标尺参照机械设计课程设计47页油标尺的作用是观测箱体内润滑油的储存情况，使油面保持适当高度。为了方便观察，油标尺常设置在油面较稳定的低速级齿轮附近，设计时应该注意油标座孔的加工工艺性和装配使用的方便性。结构参数油标尺参数设计参考机械设计课程设计131页表155单位MM9HHD12D3HABCD1M16416635128526224、外六角螺塞和封油垫参照机械设计课程设计47页用于更换润滑油以及清洗箱体时排出油污的需要，在箱座底部设有排油孔。油塞的作用就是封堵排油孔。排油孔应设置在油池最低处，其结