内容简介：: 轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速传动比i效率输入输出输入输出电动机轴5.82938.6614402.5()0.95163（*）1轴5.59（）5.54（*）92.68（）91.85（*）576()4.5()2轴5.37（）5.32（*）400.65（）397.04（*）128()0.98109（*）1滚筒轴5.06（）4.86（*）380.50（=*9550）365.28（*）128() 带式输送机传动装置设计计算说明书设计课题带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计系（院）班级姓名学号学习小组同组成员指导教师 2010 2011学年第 2 学期目录 1 设计任务书附12 传动方案的分析与拟定33 电动机的选择和传动系统的计算34 传动装置运动和动力参数的计算45 传动零件的设计计算5-6 6 齿轮传动设计计算77 轴的设计计算及校核8-118 轴承的设计11-139 键连接的选择及校核1310 联轴器的选择1411 箱体的设计14-1512 密封和润滑的设计1613 减速器附件的确定及说明1614 设计小结1715 参考文献17 传动装置的总体方案设计【1】分析确定方案通常原动机的转速与工作机的输出转速相差较大，在他们之间常采用多级传动来减速。齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。在该装置中无特殊要求可以采用直齿圆柱齿轮。带传动具有传动平稳吸振等特点，且能起过载保护的作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。【2】电动机的选择（1）确定电动机的功率根据原始数据：运输带拉力F = 2300 N 运输带速度v = 2.2 m/s 滚筒直径 D = 330 mm工作机所需要的功率: Pw = = 2300 = 5.06 kw= V带的传动效率轴承的传动效率齿轮的传动效率联轴器的传动效率滚筒的传动效率 = 0.960.990.970.990.96 = 0.868电动机所需的功率:Pd = = kw = 5.829kw(2) 确定电动机的转速传动比分配工作机转速： = = = 127总传动比：= = = = 11.34 = 2 4 = 3 5 = * 设 = 2.5 ，则 = = = 4.53 电动机转速： n = (2 4) * ( 3 5) = 762 2540 查表12-1选择电动机的型号为Y132M-4电动机功率： = = 5.829 kw 满载转速： = 1440电动机转速： = = 1440【3】计算传动装置的运动参数及动力参数转矩： = 9550 = 9550* = 38.66 Nm输入轴输出轴【4】传动零部件的设计计算带传动确定计算功率并选择V带的带型(1) 由表13-8得 = 1.2 , 故：= * = 1.1 * 5.829 = 6.412 kw(2) 根据= 6.412 kw ， = 1440 ，选用 A 型。(3) 设：大、小带轮基准直径、由表13-9得：应不小于75, ，所以取 = 100 mm = ( 1 ) = * 100 * ( 1 0.01 ) mm 247 mm (: v带传动的滑动率) 由表13-9得： = 250 mm (4) 验算带速V = = = 7.536 带速在5 25 范围内，合适。（5）求v带基准长度和中心距a 初步选取中心距 = 1.5 * （ + ）= 1.5 *（100 + 250 ）= 525 mm 0.7 * （ + ） 120 合适。（7）求v带根数 Z 由式13-5 得：Z = = 1440 ， = 100 mm ，查表13-5 得： = 0.17kw ( 单根普通v带 i 1 时额定功率的增量) 由 = 168.688 查表13-7 和13-2 得： = 0.95 （包角修正系数） = 1.03 （带长修正系数）Z = = 2.1916 取3根。（8）求作用在带轮轴上的压力查表13-1 ，得q = 0.1 , 故可得单根 V 带的初拉力 = * (-1 )+ = * (-1 )+ 0.1*7.536*7.536 = 237N作用在轴上的压力 = 2Zsin = 2*3*237* sinN = 1379N【5】齿轮传动设计计算 (1)材料及确定许应力查表11-1小齿轮用45刚调制，齿面硬度为：197286HSB =600Mpa =400Mpa大齿轮用45刚正火，齿面硬度为：156217HSB =600Mpa =400Mpa由表11-5 ，取 = 1 , = 1.25 = = 600Mpa = = 320Mpa = = 600Mpa = = 320Mpa(2)按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造，取载荷系数K = 1 ，齿宽系数 = 0.8 小齿轮上的转矩： P = * * = 5.54kw = 9.55 * * = 0.92*N*m取= 188 （查表11-4） 76.52mm取齿数=30 ，则= u= 128故实际传动比：i = = 4.27模数 = = 2.55mm齿宽 = * = 76.5mm ,取=80mm , = 85mm按表（4-1） = 3mm ,实际的=* = 90mm , = * = 384mm轴中心距= = 237mm(3) 验算齿轮弯曲强度查图11-8和11-9 齿形系数：小齿： = 2.6 = 1.62 大齿： = 2.22 = 1.82 由上可得： = = 51.93 Mpa 320Mpa = = 49.81Mpa = 240Mpa 安全(4) 齿轮圆周速度V = = 2.71 6 对照表11-2可知选用8级精度是合适的。【6】轴的设计计算及校核(1)选择轴的材料：由已知条件可知减速器传递的功率属中小功率选45钢调制=650Mpa =60Mpa 由表14-2 c = 118-107所以 =37.45-41.30mm考虑到轴的最小直径处要装联轴器，会有键槽存在故直径加大3%-5% 取38.57-43.36mm由手册取标准直径= 40mm(2)设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧；轴的外伸端安装半联轴器。（a）确定轴上的零件的位置和固定方式(b) 确定各轴段的直径轴段1外伸端直径最小=40mm轴段2上应有轴肩（对安装在轴段1上的联轴器进行定位）为顺利地在轴段2上安装轴承轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2的直径=45mm轴段3上安装齿轮取=50mm轴段4 =60mm轴查轴承6209型滚动轴承的安装高度为3.5 =4.5+2 x 3.5=52mm（3)确定各段长度轴段3的长度为68mm 为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm。为保证轴承安装在箱体轴承度孔中(轴承宽为B=18mm)并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，则轴承支点距离为128mm.根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定的距离的要求，取轴段2的长度为80mm,取轴段1为75mm在轴段1 , 3上为口键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应轮毂宽小约5-10mm键宽轴1键b * h=12 * 8 轴3键14 * 9=b* h（4）选轴的结构细节如图角，倒角退刀槽等尺寸按设计结果画出轴的结构草图。按弯扭合成强度校核轴径（a）画出轴受力图(b) 作水平面内弯矩图，支点反力为 = = 2086.72N大齿分度圆直径=384mm=1043.26N截面的弯矩为：=75096N*mm截面的弯矩为：=41535N*mm作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为 =*=734.4=367.2N截面弯矩为：= *=26438.4N*mm截面弯矩为：=14320.8N*mm（5）作合成弯矩图（图e）M = 截面：= 79849N*mm截面：= 43093N*mm（6）作转矩图（图f）T=9.56*= 407292N*mm（7）求当量弯矩因减速器单向运转，故可以为转为为脉动循环，变化，修正系数又为= 0.6截面：= 257089N*mm截面：=248146N*mm（8）确定危险截面及校核强度由图可知截面，所受转矩相等，但MeMe且轴上还有键槽，故截面为危险截面，由于轴径d1d2故也应对截面进行校核：=20.56Mpa60Mpa：=27.23Mpa=24.38-27.14mm加大3%-5% =24.95-28.5mm=25mm 轴段1的直径=30mm 轴段2的直径=35mm 轴段3的直径=45mm 轴段4的直径=36mm 查表得6206型滚动轴承的安装高度为3.5mm【7】轴承的设计轴承的选择选择轴承型号为6209 ，根据任务书规定使用寿命为：一天两班制，使用期限为10年（每年按300天计算）= 300*10*16 = 48000h(1) 先求当量动载荷因该向心轴承受和的作用；必须求出当量动载荷计算时用到的径向系数X轴向系数Y要根据值查取而是轴承的径向额定静载荷，在轴承型号为选出前暂不知道，故用公式算法。= 367.2N 且 =0= 0 e根据表1611 X=1 Y=0P=367.2N 查教材表16-8得=1 查教材表16-9得=1 且该轴承为深沟球轴承，故取= 3 查手册选轴承型号6209查得= 31.5kw = 20.5kw (2) 计算所需的径向基本额定动载荷值= = 2839 N 31.5 kw 故6290适用。轴承的选择（1）选择轴承型号为6207 其P= 367.2N 且 =0 查教材表16-8得=1 查教材表16-9得=1 查手册选轴承型号6207查得= 25.5kw = 15.2kw (2) 计算所需的径向基本额定动载荷值= = 4088 N 25.5 kw 故6207符合要求。【8】键连接的选择及校核（1）II轴轴段1上的键选用45钢，查教材表10-10得 =100120Mpa根据轴段1直径查教材表10-9得 b=12mm ,h=8mm,L=70mm=71.46100120Mpa符合条件轴段3上的键选用45钢，查表10-10得 =100120Mpa根据轴段3直径查教材表10-9得 b=14mm ,h=9mm,L=70mm=50.8100120Mpa符合条件（2）I轴轴段1上的键选用45钢，查表10-10得 =100120Mpa根据轴段1直径查教材表10-9得 b=8mm ,h=7mm,L=45mm=63.3100120Mpa符合条件轴段3上的键选用45钢，查表10-10得 =100120Mpa根据轴段1直径查教材表10-9得 b=12mm ,h=8mm,L=80mm=21.8100120Mpa符合条件【9】联轴器的选择根据II轴轴段1的直径及II轴的转矩由工作情况，查教材表17-1，选择工作情况系数=1.5计算转矩：=*=604.995N*m查手册表8-7，选择弹性柱销联轴器选取公称转矩为1250N*m故确定联轴器型号为LX3型。【10】箱体的设计箱体壁厚 = 0.025a+1mm=0.025237+1=6.925mm8mm箱盖壁厚 =0.02a+1=0.02237+1=3.51+1=5.748mm箱盖凸缘厚度=1.5=12mm箱座凸缘厚度=1.51=12mm箱盖凸缘厚度=2.5=2.58=20mm地脚螺栓直径df=0.036a+12=20.532mm 取整偶数20mm地脚螺钉数目a250，n=4轴承旁联结螺栓直径=0.75df=15.399mm，取16mm盖与座联接螺栓直径=（0.50.6）df=10.266123192mm 取=12mm轴承端盖的螺钉直径=（0.40.5）df=8.212810.266mm窥视孔盖螺钉直径=（0.30.4）df=6.15968.2128mm连接螺栓的间距= 150200定位销直径=（0.30.4）=8.49.6mm、至外箱壁距离 = 26/22/16、至凸缘边缘距离 = 24/14凸台高度根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离=+（510）铸造过渡尺寸、（表1-38）大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1.2=1.28=9.6取=10mm齿轮端面与内箱壁距离= 8箱座的肋厚=0.857mm 箱盖的肋厚=0.857mm轴承端盖外径=D+(55.5) =90+（55.5）8 = 131.064146.463mm 轴承旁连接螺栓距离【11】密封和润滑的设计（1）密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机，所以可选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄露间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。（2）润滑对于齿轮来说，由于传动件的圆周速度v12m/s，采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动，每传递1KW需油量=0.350.7。对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。【12】减速器附件的确定及说明（1）窥视孔及盖窥视孔是用来检查传动件的啮合情况，齿侧间隙接触斑点及润滑情况等。箱体内的润滑油也由此孔注入，但为了减少油内的杂质进入箱内，可在窥视孔口处装一过滤网。窥视孔通常开在箱盖的顶部，且要能看到啮合区的位置。其大小可视减速器的大小而定，但至少能将手伸入箱内进行检查操作。窥视孔要有盖板。盖板可用钢板的材料制成，用M8的螺钉紧固。：（2）透气孔减速器工作时，箱体内的温度和压力都会升高，热涨的气体可以通过透气孔。减速器工作时，箱体内的温度和压力都会升高，热涨的气体可以通过透气孔及时排出，使箱体内、外压力平衡，使得密封件不受高压气体的损坏。透气孔多装在箱盖的顶部或窥视孔盖上。M271.515364326（3）排油口为了换油和清洗箱体时排出油污，应在油池最低处设置排油孔。平时排油口加油封圈用螺栓堵住。螺栓直径约为箱体壁厚的23倍。放油螺塞和箱体接合面应加防漏用的垫圈。（4）定位销为了确定箱座与箱盖的相对位置，并保证每次拆装厚轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承底孔前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上配装两个定位销。两定位销应布置在箱体对角线方向，距箱体中线不要太近；此外还要考虑加工和拆装方便，并且不与其他零件干涉。定位销是标准件，采用圆锥销，直径为箱体凸缘联接螺栓直径的0.7-0.8倍左右，便其长度应大于箱体联接凸缘总厚度，标记：圆锥销GB117-86 （5）启盖螺钉启盖螺钉的直径与箱盖凸缘连接螺栓直径相同，其长度应大于箱盖凸缘的厚度。其端部应为圆柱形半圆柱形，以免在拧动时将其端部螺纹破坏。【13】设计小结机械设计课程设计是我所花费时间与精力最多的课程设计，老师对我们要求比较严格，在严格的操练之下，我收获很大。此时，我由衷地要对我们的所有的指导老师说声谢谢，是老师在百忙之中挤出宝贵的时间辅导我们，为我们纠错指正。机械设计课程设计历时2周，内容涉及大学以来所有与专业课程相关的知识。它是一种很好的把理论与实际结合起来的训练。理论与实际的脱节是我们以前不甚注意的，然而这次的经历令我为此付出了沉重的代价。许多自己认为可行的设计，经过查阅相关手册，通过详细计算，我才发现很多东西都不可以用，不得不修改。可是改则“牵一发而动全身”，设计内容之间环环相扣，修改起来非常麻烦。但经过努力还是搞定了。画图也是一样，所有尺寸与结构都有着联系，并且它的数据来自设计说明书，所以还要不时查阅说明书，保证准确性和一致性。设计与绘图结束并不意味着大功告成，修改也是一个不小的问题。设计说明书要按照规定的格式，图纸也有严格的要求。经过检查才发现原来的得意之作原来存在很多问题。修改起来很不方便。这个阶段也是老师最劳累的时候，她很认真，超级负责地检查每一位同学的设计，同时还要忙其他的工作，非常劳累。因此我觉得老师比我们更辛苦，真的谢谢您。不管怎样，经过无数次的设计与修改，我终于完成了这个工程浩大的课程设计。通过这次设计我感慨很深。在巩固知识，全面了解机械基础知识的同时，我突然想到自己今后的工作将会是怎样。一个课程设计尚且如此，那一个真正的机械设计人员将要面对什么呢？机械行业是世界传统行业，多年的累积，机械方面已经包含了相当丰富的知识。所以我今后要学习更加努力，不仅熟练掌握Word和Auto CAD ,这些工具软件，还要更多更好地掌握专业知识。我知道自己欠缺的知识还有很多，但今后我会不断努力，努力提高自己。最后，再次感谢老师的辛勤教导。【14】参考资料【文献1】机械设计基础主编：杨可桢、程光蕴、李仲生高等教育出版社1979年5月【文献2】机械设计课程设计手册主编：吴宗泽、罗圣国高等教育出版社1992年3月17 机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置目录一课程设计任务书 2二设计要求 2三设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 65. 设计V带和带轮 76. 齿轮的设计 97. 滚动轴承和传动轴的设计 148. 键联接设计 289. 箱体结构的设计 2910.润滑密封设计 3111.联轴器设计 32四设计小结 32五参考资料 321111传动装置总体设计方案2、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量3）确定电动机转速3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比(2)分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转速2）各轴的输入功率3）各轴的输入转矩5.设计V带和带轮1).确定计算功率2).选择V带类型3).确定带轮的基准直径并验算带速4).确定V带的中心距和基准长度5).验算小带轮上的包角6).计算带的根数7).计算单根V带的初拉力的最小值8).计算压轴力9).带轮的结构设计6. 齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角2) 初步设计齿轮主要尺寸7. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计(二).齿轮轴的设计(三).滚动轴承的校核8. 键联接设计9.箱体结构的设计10. 润滑密封设计11.联轴器设计一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下） 1V带传动 2运输带 3单级斜齿圆柱齿轮减速器4联轴器 5电动机 6卷筒原始数据：数据编号123 45678运输带工作拉力F/N15002200230025002600280033004000运输带工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm220240300400220350350400已知条件1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35摄氏度；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差5%；6）制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生产。二. 设计要求1.减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第二组数据：运输带工作拉力F/N 2200 。运输带工作速度v/(m/s) 1.1 。卷筒直径D/mm 240 。1）外传动机构为V带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。 3) 方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，额定电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为由机械设计课程设计手册表17可知：： V带传动效率 0.96 ：滚动轴承效率 0.99（球轴承）：齿轮传动效率 0.97 （8级精度一般齿轮传动）：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为 3）确定电动机转速按表132推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有、1000和1500两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表121选定电动机型号为Y100L2-4。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y100L2-4 3 1430 2.2 2.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表：中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD100380 332.5 245160 1401228 608 28.0093.计算传动装置的总传动比并分配传动比(1).总传动比为 (2).分配传动比考虑润滑条件等因素，初定 4. 计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速 I轴 II轴 III轴卷筒轴 2).各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴卷筒轴 3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为 I轴 II轴 III轴卷筒轴将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名功率P/kw转矩T/(Nmm)转速n/(r/min)传动比效率I轴2.81143040.95II轴2.67357.54.10.96III轴2.5687.210.98卷筒轴2.5187.25. 设计V带和带轮电动机输出功率，转速，带传动传动比i=4，每天工作16小时。1).确定计算功率由机械设计表4.6查得工作情况系数，故2).选择V带类型根据，由机械设计图4.11可知，选用A型带3).确定带轮的基准直径并验算带速(1).初选小带轮基准直径由机械设计表4.4，选取小带轮基准直径，而，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。(2).验算带速因为，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径根据机械设计表4.4，选取，则传动比，从动轮转速 4).确定V带的中心距和基准长度 (1).由式得，取(2).计算带所需的基准长度由机械设计表4.2选取V带基准长度(3).计算实际中心距 5).验算小带轮上的包角 6).计算带的根数 (1) 计算单根V带的额定功率由和，查机械设计表4.5得根据，和A型带，查机械设计表4.7得查机械设计表4.8得，查表4.2得，于是 (2)计算V带的根数取3根。 7).计算单根V带的初拉力的最小值由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量，所以应使带的实际初拉力。 8).计算压轴力压轴力的最小值为 9).带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为13mm，取带轮宽为35mm。6. 齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，故选用8级精度。(3)材料选择。由机械设计表6.1大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS,二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数(5)初选螺旋角=132) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计。确定式中各项数值：因载荷较平稳，初选=1.5由机械设计表6.5，取由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数由机械设计图6.19，查得一般取Z=0.750.88，因齿数较少，所以取由式（6-12），NN由图6。6查得，,按齿面硬度查图6.8得，取；取设计齿轮参数修正：由表6.2查得，由图6.10查得，由图6.13查得，一般斜齿圆柱齿轮传动取，此处则选取第一系列标准模数3)齿轮主要几何尺寸：圆整中心距，取则计算分度圆直径和齿宽 4) 校核齿根弯曲疲劳强度(1).确定公式内的各计算数值由机械设计第127页，取=0.7，由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数Y=2,有计算载荷系数；查取齿形系数；由机械设计表6.4查得；查取应力校正系数；由机械设计表6.4查得；(2).校核计算齿根弯曲疲劳强度足够。由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.71并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 (5).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因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。绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。7. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩由上可知，.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而 .初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是，由于键槽的影响，故输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表10.1，取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足半联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比小，现取 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据，查手册表6-1选取轴承代号为7009AC的角接触球轴承，其尺寸为，故；而。 3). 取安装齿轮处的轴端-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(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及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4，取轴端倒角为。.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。载荷水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩，扭矩.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得因此，故安全。.精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。截面为危险截面，截面的左右两侧均需校核。 (2).截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力弯曲正应力为对称循环弯应力，扭转切应力为脉冲循环应变力，, 轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表1.6查取。因，可查得，又由机械设计图2.8并经插值可得轴的材料的敏性系数为，故有效应力集中系数为由机械设计查图2.9 ，；由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由查图2.12 ，轴未经表面强化处理，即，则综合系数为已知碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，则故可知其安全。 (3).截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力弯曲正应力为对称循环弯应力，扭转切应力为脉冲循环应变力，,过盈配合处的，由机械设计附表1.4,取，用插值法得，，轴按磨削加工，由查图2.12 ，故得综合系数为所以轴在截面右侧的安全系数为故该轴在截面右侧的强度也是足够的。.绘制轴的工作图，如下： (二).齿轮轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩由上可知，.求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径而 716.4N.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取C=120，于是，由于键槽的影响，故输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足带轮的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径； 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据，查手册表6-1选取轴承代号为7007AC的角接触球轴承，其尺寸为，故；而。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端-的直径，。轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(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及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4，取轴端圆角。 (三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命 . 计算输出轴承(1).已知，两轴承的径向反力由选定的角接触球轴承7009AC，轴承内部的轴向力 (2).由输出轴的计算可知因为，故轴承被“压紧”，轴承被“放松”，得： (3). ，查手册可得由于，故; ,故 (4).计算当量载荷、由机械设计表8.7，取，则 (5).轴承寿命计算由于，取，查表8.8取，角接触球轴承，取，查手册得7009AC型角接触球轴承的，则故满足预期寿命。8. 键联接设计 .带轮与输入轴间键的选择轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003).输出轴与齿轮间键的选择轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003).输出轴与联轴器间键的选择轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)9.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 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M8紧固B 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

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