机械设计课程设计二级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

hefei university 课课程程设设计计 course project 题目： 二级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及其自动化 学制： 四年 姓名： 学号： 导师： 2016 年 1 月 5日 机械设计课程设计 1 目目录录 目目录录 .1 第第 1 章章 机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书 .3 1.1. 设计题目 .3 1.2. 设计数据 .3 1.3. 设计要求 .3 1.4. 设计说明书的主要内容 .4 1.5. 课程设计日程安排 4 第第 2 章章 传传动动装装置置的的总总体体设设计计 5 2.1. 传动方案拟定 5 2.2. 电动机的选择 5 2.3. 计算总传动比及分配各级的传动比.6 2.4. 运动参数及动力参数计算.6 第第 3 章章 传传动动零零件件的的设设计计计计算算 8 3.1. v 带的设计 .8 3.2. 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计9 3.3. 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计12 第第 4 章章 轴轴的的设设计计计计算算 .15 4.1. 轴的材料选择 15 4.2. 轴的结构设计 15 4.3. 轴的校核 .17 第第 5 章章 轴轴承承的的选选择择及及校校核核计计算算 .20 5.1. 滚动轴承的选择 20 5.2. 滚动轴承校核 20 第第 6 章章 键键联联接接的的选选择择及及计计算算 21 6.1. 轴 .21 6.2. 轴 .21 6.3. 轴 .21 6.4. 校核键连接的强度 .21 第第 7 章章 联联轴轴器器的的选选择择 .23 第第 8 章章 减减速速器器箱箱体体设设计计 24 第第 9 章章 减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择25 第第 10 章章 减减速速器器附附件件的的选选择择和和设设计计.25 第第 11 章章 总总体体装装配配图图及及工工程程图图 .26 设设计计小小结结 27 参参考考文文献献 28 机械设计课程设计 2 章 1 章机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书 1 1. .1 1. .设设计计题题目目 设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷 平稳，两班制工作，使用寿命为5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为 5%。 图 1.1带式运输机 1.2.设设计计数数据据 表 1.1设计数据 运输带工作拉力 f（n） 运输带工作速度 v(m/s) 卷筒直径 d(mm) 37500.66300 1 1. .3 3. .设设计计要要求求 1.减速器装配图 a0 一张 2.零件图 3 张 3.设计说明书一份约 60008000 字 机械设计课程设计 3 1 1. .4 4. .设设计计说说明明书书的的主主要要内内容容 封面 (标题及班级、姓名、学号、 指导老师、完成日期 ) 目录（包括页次） 设计任务书 传动方案的分析与拟定 (简单说明并附传动简图 ) 电动机的选择计算 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 传动零件的设计计算 轴的设计计算 滚动轴承的选择和计算 键联接选择和计算 联轴器的选择 设计小结 (体会、优缺点、改进意见 ) 参考文献 1 1. .5 5. .课课程程设设计计日日程程安安排排 表 1.1 课程设计日程安排表 1 1) ) 准备阶段12 月 20 月 20 日1 天 2 2) ) 传动装置总体设计阶段12 月 20 日12 月 20 日1 天 3 3) ) 传动装置设计计算阶段12 月 21 日12 月 23 日3 天 4 4) ) 减速器装配图设计阶段12 月 24 日12 月 30 日5 天 5 5) ) 零件工作图绘制阶段12 月 31 日 1 月 4 日2 天 6 6) ) 设计计算说明书编写阶段1 月 5 日 1 月 6 日1 天 7 7) ) 设计总结和答辩1 月 7 日1 天 4 章 2 章传传动动装装置置的的总总体体设设计计 2 2. .1 1. .传传动动方方案案拟拟定定 如图 1 带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机 6 带动 v 带 1 工作， 通过 v 带再带动减速器 2 运转最后将运动通过联轴器 3 传送到卷筒轴 5 上，带动运输带 4 工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动 比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置 不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯 矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结 构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 图 2.1 传动方案总体设计图 2 2. .2 2. .电电动动机机的的选选择择 查机械课程设计手册表 1-5 得 ：1=0.96，2=0.98，3=0.97，4=0.99，5=0.96， v 带轮的传动效率，滚动球轴承的传动效率，齿轮的传动效率 1 2 3 联轴器的传动效率，滚筒的传动效率 4 5 即总传动效率： a=1*24*32*4*5=0.96*0.984*0.972*0.99*0.96=0.867；计 算电动机所需的功率为：=2.854kw，并计算卷筒轴的工作转速为 a d fv p 1000 =42.017r/min。 d v n 100060 5 经查表按推荐的传动比合理范围， v 带传动的传动比 i124，二级圆柱斜齿轮 减速器传动比 i2 408 ，则总传动比合理范围为 i总16160，电动机转速的可选范 围为 n in1008.40613445.410r/min，查机械课程设计手册表 12-1 得：选 总 用电动机的型号为 y100l2-4，额定功率为 3kw,同步转速为了 1430r/min。 2 2. .3 3. .计计算算总总传传动动比比及及分分配配各各级级的的传传动动比比 1.总总传传动动比比计计算算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 = =1430/42.017=34.034 n n i m a 2.分分配配传传动动装装置置传传动动比比 选取带轮传动比为；（实际的传动比要在设计 v 带传动时，由所选大、小带0 . 2 0 i 轮的标准直径之比计算）， 则减速器传动比为=17.017； 0 i i i a 3.分分配配减减速速器器的的传传动动比比 根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比 为，则低速级齿轮传动比为=3.4034。0 . 5 1 i 1 2 i i i 2 2. .4 4. .运运动动参参数数及及动动力力参参数数计计算算 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩(或功率)，如将传动装置 各轴由高速至低速依次定为 轴轴轴，则可按电动机轴至工作运动路线推算，得 各轴的运动和动力参数 1.各各轴轴转转速速 轴：=1430/2.0=715.00r/min； 0 1 i n n m 轴：=715.00/5.00=143.00r/min； 1 1 2 i n n 轴：=143.00/3.40=42.06r/min； 2 2 3 i n n 卷筒轴：=42.06r/min。 34 nn 2.各各轴轴输输入入功功率率 轴输入功率=2.88kw； 1011 dd ppp 轴输入功率=2.82kw； 3211212 ppp 6 轴输入功率=2.74kw； 3222323 ppp 卷筒轴输入功率=2.71kw. 4233434 ppp 3.各各轴轴的的输输出出功功率率 轴输出功率 :=2.88*0.98=2.82kw； 21 1 p p 轴输出功率 :=2.82*0.97=2.74kw； 32 2 p p 轴输出功率 :=2.74*0.99=2.71kw； 43 3 p p 卷筒轴输出功率 :=2.71*0.867=2.60kw； 54 4 p p 4.各各轴轴输输入入转转矩矩 电动机输出转矩：=; m d d n p t9550mn 03.20 轴输入转矩：=38.47； 101 itt d mn 轴输入转矩=182.83； 321112112 itittmn 轴输入转矩=590.93; 322223223 itittmn 卷筒轴输入转矩=573.32. 4234 ttmn 5.各各轴轴的的输输出出转转矩矩 轴输出转矩 :=37.70； 21 1 t t mn 轴输出转矩 :=179.18； 32 2 t t mn 轴输出转矩 :=579.11； 43 3 t t mn 卷筒轴输出转矩 :=550.39； 54 4 t t mn 则得传动装置运动和动力参数如下表： 表 3 传动装置运动和动力参数 功率 p（kw）转矩 tm转速传动比 轴名输入输出输入输出 n(r/min)i 34.00 电动机轴 3.00 2.88 20.03 20.03 1430.00 2.000 i 轴 2.88 2.82 38.47 37.70 715.00 5.000 ii 轴 2.82 2.74 182.83 179.18 143.00 3.400 iii 轴 2.74 2.71 590.93 579.11 42.06 卷筒轴 2.71 2.60 573.32 550.39 40.38 7 章 3 章传传动动零零件件的的设设计计计计算算 3 3. .1 1. .v v 带带的的设设计计 已已知知数数据据： 额定功率 p=3.0kw；转速 n=1430r/min；传动比 i0=2.00 1.确确定定设设计计功功率率 pd 设计功率表达式为： d p da pk p p 为所需传递的名义功率（ kw）,即为电机功率 3.0kw;为工作情况系数，按教材 a k 表选取=1.1。 a k 所以：=1.10 3.0=3.30kw。 da pk p 2.选选择择 v 带带型型号号 v 带的型号看根据设计功率和小带轮转速选取。根据教材图 7.11 普通 v 带 d p 1 n 选型图，可知应选取 a 带。 3.确确定定 v 带带的的基基准准直直径径 dd1和和 dd2 一般取大于等于许用的最小带轮基准直径,所选带轮直径应圆整为带轮直径 d1 d d min d 系列表。 根据教材表 7.7 知：=75mm，故根据教材表 7.3 对小带轮直径圆整可 nimd dd 1 取=75mm。于是=150mm，故根据教材表 7.3 对大带轮直径圆整可取 d1 d 12dd did =150mm。其传动比误差5%，故可用。 d2 d0i 4.验验算算带带的的速速度度 由可知，传递一定功率时，带速愈高，圆周力愈小，所需带的根数愈少，设 f p= 1000 计时应使。对于 a 型带25m/s，根据带的公式可求得： max max =5.62m/s25m/s 故符合要求。 100060 11 nd v d 5.确确定定中中心心距距和和 v 带带基基准准长长度度 ld a 根据初步选取中心距= d1d20d1d2 0.7 dd2 dda（）（） 0 a00.45050.1577 . 0 21 add dd 根据上述要求应取：=300mm 0 a 计算 v 带基准长度：=958.12mm,由教材表 7.2 0 1221 0 , 42 2 a dddd al dddd d 选 v 带基准长度=1000mm。 d l 则实际中心距为：=320.94mm 2 0 dd ll aa 6.计计算算小小轮轮包包角角 根据教材式 7.3 得到：=166.61 3 . 57180 12 a dd dd 7.确确定定 v 带带根根数数 z 带的根数 z 愈多，其受力愈不均匀，故设计时应限制根数。一般z10，否则应改 8 选型号，重新设计或改用联组v 带。 其计算公式为： d 00l p z ppk k （） 为包教修正系数，考虑包角对传动能力的影响，由教材表7.8 查取k180 =0.98：为带长修正长度，考虑带长不为特定带长时对使用寿命的影响，由教材表k l k 7.2 查取=0.89；为 v 带基本额定功率，由教材表7.3 查取=0.68kw；为功 l k 0 p 0 p 0 p 率增量，0.05kw（其中，弯曲影响系数，教材表 7.4 知 0b1 i 1 p =k n 1 k （）= b k =0.2925为传动比系数，由教材表 7.5 知=1.1373）。 b k 3 10 i k i k 则带的根数 z=5.18 故应取 z=5 根。 l d kkpp p ) 00 8.确确定定初初拉拉力力 f0 是保证带传动正常工作的重要因素，它影响带的传动能力和寿命。过小易出 0 f 0 f 现打滑，传动能力不能充分发挥。过大带的使用寿命降低，且轴和轴承的受力增大。 0 f 初拉力计算：=94.30n 0 f 2 d 0 p2.5k f500m zk 式中 m 为 v 带每米长度的质量，由教材表7.1 查取 m=0.10kg/m。 9.计计算算作作用用在在轴轴上上的的压压力力 q 压力 q 等于松边和紧边拉力的向量和，如果不考虑带两边的拉力差，可以近似地按 带两边所受初拉力的合力来计算。 压力 q 的计算：=936.56n 2 sin2 0 zfq 带初次安装在带轮上时，所需初拉力要比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时， 通常取：=1404.8398n qq5 . 1 max 10. 带带轮轮结结构构设设计计 1) 带轮材料：选用 ht200 2) 带轮结构尺寸： 小带轮 dd1=75mm2.5d =2.522=55mm，dd1300mm（其中 d 为电动机输出轴的直径） 大带轮 dd2 =280mm300mm。 因此大带轮采用腹板式 ,小带轮采用实心式。 3 3. .2 2. .高高速速级级斜斜齿齿圆圆柱柱齿齿轮轮传传动动设设计计 已已知知数数据据 ：额定功率 p1=2.88kw；转速 n1=715.00r/min；传动比 i1=5.00。 1.选选择择齿齿轮轮材材料料、热热处处理理方方式式和和精精度度等等级级 1) 齿轮材料 : 故此处大小齿轮均选择 45 钢，采用软齿面。 2) 热处理方式： 获得软齿面的热处理方法有正火和调质。由于小齿轮受力比大齿轮多，常采用调质 9 的小齿轮与调质的大齿轮配对，故由教材表8.2 得：小齿轮采用调质处理，大齿轮采 用调质处理。 3) 精度等级： 此处大小齿轮选用 9 级精度。 2.初初步步确确定定主主要要参参数数 1) 小齿轮传递转矩=38467.13； 1 1 6 1 1055. 9 n p tmmn 2) 小齿轮齿数 z1=21,大齿轮齿数 z2=105； 3) 传动比误差，故符合条件；%2%0 1 12 i ii i 4)初选螺旋角 =12； 5)由教材 p144 表 8.6 查得：齿宽系数，；90 . 0 6)端面重合度=1.70；cos 11 2 . 388 . 1 21 zz 7)轴面重合度=1.28。tan318 . 0 1 z d 3.齿齿根根弯弯曲曲疲疲劳劳强强度度计计算算 因为大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计： 3 2 1 1 12 h he d t t zzzz u utk d 式中各参数如下所示： 1)=2.01 k kkkk va 式中：由教材 p130 表 8.3 查得，使用系数 ka=1.00；动载系数 kvt=1.34；由教材图 8.11 查得，齿向载荷分布系数 k=1.25；由教材表 8.4 查得，齿间载荷分布系数 k=1.20。 2)小齿轮当量齿数=23.06，大齿轮当量齿数=115.32。 3 1 1 cos z zv 3 2 2 cos z zv 3)由教材 p139 图 8.19 查得小齿轮的齿形系数 yf1=2.75；由教材 p139 图 8.19 查得， 大齿轮的齿形系数 yf2=2.25。 4)由图 8.20 查得，小齿轮应力修正系数ys1=1.56；由图 8.20 查得，小齿轮应力修正 系数 ys2=1.80。 5)由教材 p140 图 8.21 查得：重合度系数 y=0.71。 6)由教材 p143 图 8.26 查得：螺旋角系数 y=0.98。 7)小齿轮的许用弯曲应力=176mpa，大齿轮的许用弯曲应力 f fn s y 1lim1 f1 10 =168mpa。 f n f s y 2lim2 2 式中：由图 8.30 查得：小齿轮寿命系数 yn1=1.00； 由图 8.30 查得：大齿轮寿命系数 yn2=1.00； 计算：小齿轮应力循环次数=次； h alnn 11 60 7 1080.85 计算：大齿轮应力循环次数=次； 1 1 2 i n n 7 1016.17 由 p146,图 8.28 查得：小齿轮的弯曲疲劳极限应力flim1=220mpa； 由 p148,图 8.28 查得：大齿轮的弯曲疲劳极限应力flim2=170mpa； 由 p147 表 8.7 查得：安全系数 sf=1.25； 则初步算得小、大齿轮的模数为：=1.98mm，根据教材 p124 表 8.1 对其圆 1 1cos z d mn 整为；算得小齿轮运动速度为：=1.59m/smmmn0 . 2 100060 11 nd v t 由教材 p131 图 8.7 查得：kv=1.34； 对其进行修正，修正分度圆直径=42.52mm,3 11 t v t k k dd 4.齿齿轮轮参参数数计计算算 1)中心距：=130.42mm 圆整为 a=130mm； cos2 21 zzm a n 2)修整螺旋角：=； a zzmn 2 arccos 21 25.14 3)小齿轮分度圆直径：=43.33mm； cos 1 1 zm d n 4)大齿轮分度圆直径：=216.17mmm； cos 2 2 zm d n 5)大齿轮宽度：=39mm，b2=40mm； 12 db d 6)小齿轮宽度： b1=b1+8=48mm，b1=48mm。 5.齿齿面面接接触触疲疲劳劳强强度度计计算算 由式（8.20）：进行校核，式中各参数： 11 2 11 2(1) heh h kt i z z z z ibd 1)k、t1、b、d1、i 值同前。 2)由表 8.5 查得弹性系数。189.80 e zmpa 3)由图 8.14 查得节点区域系数。47 . 2 h z 11 4)由图 8.15 查得重合度系数。78. 0 z 5)由图 8.24 查得螺旋角系数。99 . 0 z 6)许用接触应力=592.80mpa（其中：由图 8.29 查得寿命系数, h n h s z lim 04 . 1 1n z ；由图 8.28 查得接触疲劳极限应力,；由表10 . 1 2 n z 00.570 hlim1 00.550 hlim2 8.7 查得安全系数。）1.00 h s 所以：=592.80mpa；即：。 u u db kt zzzz heh 12 2 12 1 h h 故满足齿面接触疲劳强度。 3 3. .3 3. .低低速速级级斜斜齿齿圆圆柱柱齿齿轮轮传传动动设设计计 已已知知数数据据 ：额定功率 p2=2.82kw；转速 n2=143.00r/min；传动比 i2=3.40。 1.选选择择齿齿轮轮材材料料、热热处处理理方方式式和和精精度度等等级级 1) 齿轮材料 :故此处小齿轮均选择 45 钢,而大齿轮选择碳钢，均采用软齿面。 2) 热处理方式：获得软齿面的热处理方法有正火和调质。采用调质的小齿轮与调质的 大齿轮配对，故由教材表 8.2 得：小齿轮采用调质处理，大齿轮采用调质处理。 3) 精度等级：此处大小齿轮选用7 级精度。 2.初初步步确确定定主主要要参参数数 1) 小齿轮传递转矩=188328.67； 1 1 6 1 1055. 9 n p tmmn 2) 小齿轮齿数 z1=35,大齿轮齿数 z2=120； 3) 传动比误差，故符合条件；%2%83 . 0 1 12 i ii i 4)初选螺旋角 =12； 5)由教材 p144 表 8.6 查得：齿宽系数，；90 . 0 6)端面重合度=1.76；cos 11 2 . 388 . 1 21 zz 7)轴面重合度=2.13。tan318 . 0 1 z d 3.齿齿根根弯弯曲曲疲疲劳劳强强度度计计算算 因为大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计： 3 2 1 1 12 h he d t t zzzz u utk d 式中各参数如下所示： 12 1)=1.83 k kkkk va 式中：由教材 p130 表 8.3 查得，使用系数 ka=1.00；动载系数 kvt=1.22；由教材图 8.11 查得，齿向载荷分布系数 k=1.25；由教材表 8.4 查得，齿间载荷分布系数 k=1.20。 2)小齿轮当量齿数=38.50，大齿轮当量齿数=131.99。 3 1 1 cos z zv 3 2 2 cos z zv 3)由教材 p139 图 8.19 查得小齿轮的齿形系数 yf1=2.46；由教材 p139 图 8.19 查得， 大齿轮的齿形系数 yf2=2.20。 4)由图 8.20 查得，小齿轮应力修正系数ys1=1.67；由图 8.20 查得，小齿轮应力修正 系数 ys2=1.90。 5)由教材 p140 图 8.21 查得：重合度系数 y=0.69。 6)由教材 p143 图 8.26 查得：螺旋角系数 y=0.97。 7)小齿轮的许用弯曲应力=232mpa，大齿轮的许用弯曲应力 f fn s y 1lim1 f1 =256mpa。 f n f s y 2lim2 2 式中：由图 8.30 查得：小齿轮寿命系数 yn1=1.00； 由图 8.30 查得：大齿轮寿命系数 yn2=1.00； 计算：小齿轮应力循环次数=次； h alnn 11 60 7 1016.17 计算：大齿轮应力循环次数=次； 1 1 2 i n n 7 1005 . 5 由 p146,图 8.28 查得：小齿轮的弯曲疲劳极限应力flim1=600mpa； 由 p148,图 8.28 查得：大齿轮的弯曲疲劳极限应力flim2=540mpa； 由 p147 表 8.7 查得：安全系数 sf=1.25； 则初步算得小、大齿轮的模数为：=1.94mm，根据教材 p124 表 8.1 对其圆 1 1cos z d mn 整为；算得小齿轮运动速度为：=0.52m/smmmn0 . 2 100060 11 nd v t 由教材 p131 图 8.7 查得：kv=1.22； 对其进行修正，修正分度圆直径=69.58mm,3 11 t v t k k dd 4.齿齿轮轮参参数数计计算算 1)中心距：=156.49mm 圆整为 a=160mm； cos2 21 zzm a n 2)修整螺旋角：=； a zzmn 2 arccos 21 36.14 13 3)小齿轮分度圆直径：=72.26mm； cos 1 1 zm d n 4)大齿轮分度圆直径：=247.74mmm； cos 2 2 zm d n 5)大齿轮宽度：=65.03mm，b2=65mm； 12 db d 6)小齿轮宽度： b1=b1+8=73mm，b1=73mm。 5.齿齿面面接接触触疲疲劳劳强强度度计计算算 由式（8.20）：进行校核，式中各参数： 11 2 11 2(1) heh h kt i z z z z ibd 1)k、t1、b、d1、i 值同前。 2)由表 8.5 查得弹性系数。189.80 e zmpa 3)由图 8.14 查得节点区域系数。47 . 2 h z 4)由图 8.15 查得重合度系数。78. 0 z 5)由图 8.24 查得螺旋角系数。99 . 0 z 6)许用接触应力=621.00mpa（其中：由图 8.29 查得寿命系数, h n h s z lim 15 . 1 1n z ；由图 8.28 查得接触疲劳极限应,；由表25 . 1 2 n z 00.600 hlim1 00.540 hlim2 8.7 查得安全系数。）1.00 h s 所以：=621.00mpa；即：。 u u db kt zzzz heh 12 2 12 1 h h 故满足齿面接触疲劳强度。 高高速速级级和和低低速速级级各各个个齿齿轮轮参参数数整整理理如如下下： 表 4 齿轮参数表格（除齿数未注尺寸； mm） 名称小齿轮 1大齿轮 2小齿轮 3大齿轮 4 模数 2.002.002.002.00 齿数 2110535120 螺旋角 14.2514.2514.36 14.36 分度圆直径 4422072.258247.742 齿宽 48407365 中心距 130160 14 章 4 章轴轴的的设设计计计计算算 4.1.轴轴的的材材料料选选择择 根据工作条件，因为 、轴为中高速轴，于是初选 、轴的材料为 45 号钢， 均调质处理，而 轴为低速轴，故 轴的材料为 40cr，同样也是调质处理。 4 4. .2 2. .轴轴的的结结构构设设计计 1 1、轴轴的的结结构构设设计计（齿齿轮轮轴轴） 1) 初算轴径 =16.59mm（由教材表 10.2 查得 c=106），考虑到有一个键直径需加 3 min1 n p cd 大 5%，取整为。mmd19 1 2)各轴段直径的确定 图 3 输入轴简图 如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5、6、7 段。 ：最小直径，安装带轮的外伸段取 22mm。 11 d ：轴承端盖处直径为 25mm。 12 d ：过渡台阶段为 28mm 。 13 d ：轴肩段取 32mm。 14 d ：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值 25mm。 15 d d:过渡台阶处，取 23mm。 16 ：滚动轴承处，取轴径为 20mm。 17 d 3) 各轴段长度确定 ：由安装的带轮确定，带轮轮毂宽度常取，故取 90mm。 11 l(1.52)ld: ：由轴承端盖，装配关系等确定，取 45mm。 12 l ：由箱体结构确定，取 104mm。 13 l ：轴肩处由箱体结构确定，取 6mm。 14 l ：齿轮轴处，由小齿轮宽度确定，为 46mm。 15 l ：过渡轴段取为 29mm。 16 l 15 ：由轴承确定，取 13mm。 17 l 2 2、轴轴的的结结构构设设计计（齿齿轮轮轴轴 ） 1) 初算轴径 =28.10mm（由教材表 10.2 查得 c=105）考虑到有一个键直径需加大 3 min2 n p cd 5%，则取整为 d2=30mm。 2) 各轴段直径的确定 图 4 中间轴简图 如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5、6、7 段。 ：轴承端盖处直径为 30mm。 21 d ：过渡台阶段为 37mm。 22 d ：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值 39mm。 23 d ：轴肩段取 45mm。 24 d ：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值 39mm。 25 d d：过渡台阶段为 37mm。 26 ：轴承端盖处直径为 30mm。 27 d 3) 各轴段长度确定 ：由轴承确定，取 19mm。 21 l ：过渡轴段取为 25mm。 22 l ：齿轮轴处，由小齿轮宽度确定，为 71mm。 23 l ：轴肩处由箱体结构确定，取 10mm。 24 l ：齿轮轴处，由大齿轮宽度确定，为 40mm。 25 l ：过渡轴段取为 25mm。 26 l ：由轴承确定，取 19mm。 27 l 3 3、轴轴的的结结构构设设计计 1) 初算轴径 （由教材表 10.2 查得 c=100）考虑到有二个 33 3 3.82 9749.56mm 28.65 p dc n 16 键直径需加大 10%，取整为 d2=45mm。 2) 各轴段直径的确定 图 5 输出轴简图 如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5、6、7 段。 ：最小轴径处连接联轴器决定，取为45mm。 31 d ：轴承端盖处轴段取 50mm。 32 d ：过渡台阶段取 54mm。 33 d ：齿轮轴肩处取 60mm。 34 d ：低速级大齿轮处取 52mm。 35 d ：过渡台阶段取 48mm。 36 d ：轴承端盖处轴段取 45mm。 37 d 3) 各轴段长度确定 ：由联轴器确定，取 130mm。 31 l ：由轴承端盖，装配关系等确定，取 43mm。 32 l ：由箱体结构确定，取 80.6mm。 33 l ：齿轮轴肩处取为 8mm。 34 l ：比低速级大齿轮轮毂宽度小 2，取为 59mm。 35 l ：由箱体结构确定，取 37.4mm。 36 l ：由轴承装配关系确定取 25mm。 37 l 4 4. .3 3. .轴轴的的校校核核 已已知知数数据据： 以低速轴为例进行校核， t3=625812.7nm。 1 1、轴轴的的受受力力分分析析 (1)、计算支撑反力 齿轮圆周力 ： ft=d 2 1d 1t =5052.13n 齿轮轴向力： fa=636.51n tan t f 17 齿轮径向力： fr=1898.14n cos tan n t f 根据作图求得跨距为： l1=126mm，l2=112.1mm，l3=61.7mm。 图 6 轴的受力分析 在水平面上： 1335.62n， 562.52n 由式可知的方向与假设方向相同。 2h r 在垂直平面上： =2526.06n 轴承 1 的总支承反力2857.43n 轴承 2 的总支承反力2857.94n 2 2、计计算算弯弯矩矩 在水平面上 : 剖面左侧 :149722.84nmmaa 剖面右侧 : 70877.92nmmaa 在垂直平面上 : 283171.86nmm 合成弯矩 : 18 剖面左侧 :aa =320317.39nmm 剖面右侧 :aa =291907.48nmm 3 3、校校核核轴轴的的强强度度 剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面的aaaa 左侧为危险面。由附表 10.1 得: 抗弯剖面模量 : =20339.58mm3 抗扭剖面模量 =41939.58mm3 弯曲应力 15.75mpa, 15.75mpa, 0 m 扭剪应力 14.92mpa 7.46mpa 对于调质处理的 40gr 钢，由表 10.1 查得: 11 750,350,200 b mpampampa :0.2,0.1 查得材料的等效系数 键槽引起的应力集中系数，由附表10.4 查得: =1.95，=1.80。 k k 绝对尺寸系数，由附图 10.1 查得: 。0.68,0.56 轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2 查得: 0.91 所以求得安全系数 : =7.55 s 11 1 ma k =10.04 s 11 1 ma k s=6.03 22 ss ss 查表 10.5 得许用安全系数,显然，故剖面安全。 1.31.5s ss aa 19 章 5 章轴轴承承的的选选择择及及校校核核计计算算 5 5. .1 1. .滚滚动动轴轴承承的的选选择择 轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示： 表 4 滚动轴承选择 5 5. .2 2. .滚滚动动轴轴承承校校核核 已已知知数数据据： 以低速轴轴承为例， 由机械设计手册查 7310ac 轴承的基本额定动载荷 cr=55500.00n；基本额定静载荷 cor=44500.00n。 1、由 gb/t 292-1994 查得:7310c 轴承基本额定动载荷 cr=55500.00n，7307c 轴承基本 额定静载荷 cor=44500.00n. 2、计算轴轴承内部轴向力 s1=0.7r1=1142.97n. 3、计算轴轴承内部轴向力 s2=0.7r2=1035.18n, 4、计算轴轴承轴向力 ra1=s2+fa=1671.68n. 5、由 p220 表 11.12 查得:轴承动载荷径向系数 x=0.41；轴承动载荷轴向系数 y=0.87. 6、计算轴轴承当量动载荷 p1=2625.91n. 11a yrxr 7、由 p218 表 11.9 查得温度系数 ft=1.00；由 p219 表 11.10 查得载荷系数 fp=1.00. 8、计算轴轴承预期寿命 lh=822505=20000h. 9、计算轴轴承寿命 lh1=3763381.39 3 12 6 60 10 pf cf n p rt 位置轴径类型型号轴径类型型号 轴 25mm 角接触型滚动轴承 7305ac30mm 角接触型滚动轴承 7306ac 轴 35mm 角接触型滚动轴承 7307ac35mm 角接触型滚动轴承 7307ac 轴 45mm 角接触型滚动轴承 7309ac50mm 角接触型滚动轴承 7310ac 20 章 6 章键键联联接接的的选选择择及及计计算算 6 6. .1 1. .轴轴 高速轴与 v 带轮用键联接，选用圆头普通平键（ a 型） 按轴径 d=22mm 及带轮宽 b=84mm，查机械设计课程设计手册 表 4-1 选择 6 6- 63（gb/t 1096-2003） 6 6. .2 2. .轴轴 1. 与高速级大齿轮连接 选用圆头普通平键（ a 型） 轴径 d=39mm 及齿轮宽 b=65mm, 查机械设计课程设计手册 表 4-1 选择 12 8- 36（gb/t 1096-2003） 2. 与低速小齿轮连接 选用圆头普通平键（ a 型） 轴径 d=39mm 及齿轮宽 b=48mm, 查机械设计课程设计手册 表选键 12 8-45（gb/t 1096-2003） 6 6. .3 3. .轴轴 与低速级大齿轮用键联接 选用圆头普通平键（ a 型） 轴径 d=54mm 及齿轮宽 b3=48mm, 查机械设计课程设计手册 表选键 16 10- 56（gb/t 1096-2003） 6 6. .4 4. .校校核核键键连连接接的的强强度度 联轴器处键连接的挤压应力：=86.92mpa. p blhd t 4 2 4 取键、轴及联轴器的材料都为钢，查 机械设计课程设计手册 表得 p 。显然，,故强度足够。 mpa150120 p p 齿轮处键连接的挤压应力 p 44 688217 134.55 62 11 (45 18) t mpa dhl 取键、轴及齿轮的材料都为钢，查表6.1 得； p mpa150120 显然，,故强度足够。 p p 机械设计课程设计 21 章 7 章联联轴轴器器的的选选择择 为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，弹性柱销联轴器 是利用若干 非金属弹性材料制成的柱销，置于两半 联轴器凸缘孔中，通过柱销实现两半 联轴器联 接，该联轴器结构简单，容易制造，装拆更换弹性元件比较方便，不用移动两联轴器 选用弹性柱销联轴器。查表13.1 取 = 1.5，转矩 t=618.335n.m. a k 则计算转矩 = 1.5 = 927.5 nm 。 c ttka 由机械设计课程设计手册 查得 gb/t 5014-2003 中的 lx3 型联轴器符合要求： 公称转矩为 1250nm ，许用转速为 4700 r/min ,轴孔直径范围为。考虑4048mm =47.432 mm ，故取联轴器轴孔直径 48mm ，轴孔长度为 84mm ，j 型轴孔， a 型 min d 键。 图 7.1 lx7 联轴器 gb/t 5014 机械设计课程设计 22 章 8 章减减速速器器箱箱体体设设计计 减速器的箱体采用铸造（ ht150）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度， 大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为h7 r6 长方形，增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离h 为 3050mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构 应有良好的工艺性，外型简单，拔模方便。 表 8.1 减速器箱体主要结构尺寸 计算项目参数公式计算值结果单位 已知： 1 低速级中心距 a160.00 160. 00 mm 箱座结构尺寸 : 1 箱座壁厚 78mm 2 箱盖壁厚 16.28mm 3 箱座凸缘厚度 b1212mm 4 箱盖凸缘厚度 b11212mm 5 箱座底凸缘厚度 b22020mm 6 地脚连接螺栓直径 df17.76m18mm 7 地脚连接螺栓数目 n44mm 8 地脚连接螺栓到外壁距离 c1 见 p161 表 112 2424 9 地脚连接螺栓到边缘距离 c2 见 p161 表 112 2222 10 轴承旁连接螺栓直径 d113.32m14mm 11 轴承旁连接螺栓到外壁距离 c1 见 p161 表 112 2222 12 轴承旁连接螺栓到边缘距离 c2 见 p161 表 112 1818 13 盖与座连接螺栓直径 d29.768m10mm 14 连接螺栓的 d2 间距 l 150200 180180mm 15 盖与座连接螺栓到外壁距离 c1 见 p161 表 112 1616 16 盖与座连接螺栓到边缘距离 c2 见 p161 表 112 1414 17 轴承端盖螺钉直径 d37.992m8mm 18 窥视孔盖螺钉直径 d46.216m6mm 19 销钉直径 d513.32m14mm 机械设计课程设计 23 章 9 章减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择 1、润润滑滑方方式式的的选选择择 齿轮采用油润滑，滚动轴承采用脂润滑 。 由于减速器是一般机床的齿轮变速箱，根据机械设计手册表7.11 查得润滑油可采 用代号为 l-an22 的全损耗系统用油 gb 443-1989。根据机械设计手册表 7.12 查得润 滑脂可用代号为 l-xacmga2 的合成锂基润滑脂 gb/t492-1989。 2 2、密密封封类类型型的的选选择择 减速器的密封方式采用毡圈油密封。 机械设计课程设计 24 章 10 章 减减速速器器附附件件的的选选择