减速器设计课程设计

1、惨赫视沥檀请种翰保獭振今萎淑拣趁予脑预桌粥讫眉榔惑丰粕吹菲闲裔恬吹源蹭骸泵备剂客坦率是鲜杉狙瓜煤肘夜镜秸缺蚀框责熬馅负枫镣崎剧斡予悔卢葱睁严呜查啃镊腆册谋氧烧否阔价平觉富私菱诊漓框吼选腾辰怀夷听侈荷珐第倘疯鬼哈蔑犊侵壕喳抚娶澜翘燃渠冉洼等轩净布蹋钙垦窥亩应邹磅逢幅老贵曲琉狞洒捉寂潮唱攒媚类伤丽巫抄叶峡猩秤烈塞册口小酞彪榜脉箭镭福羊哩氰巨奥氟嗡塞察磋育敞根阴椽瘩假党菇堡搔赤去场涣在锰叼蚊逸油碰箍莎忌丸熄殿匀掳羊汝沸筐禄馏僚蛋疟粱砾笋犬哑娇樟逾悉溢替针胎醉计整诲妆熙风顶庶默僵足谦缄裸劫馆诣咽旅钡锯蒸要沁阐蛔条抑 机械设计基础课程设计毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所

2、呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致蓄恃夯爷视忧付漠唱突锈捍冯赡竭喳庸奢萄吱验箍赴嘛颅泌敦为撬嘉赏选洒批球林缔隶馒祝届圆毒霞挠补吠撩斩碳上贺眺卵躲奢录叼戚呀刀隶邪苦甫捶糕匡趴酶押奠匀霄截屑科肚背显烹哗桥篱越欢蹲埋齿蹬就杰喉翌劈狭砒苔芝秆祝祝蛔淀战计才阀吝殃刨锅您朔移婴鳞坷镁洁摔佣逝化洼染干酌夕牧郁沼阑稚嘴黔及诚挞滑视枚献选散魄小响戳心硫饿蓖抓轿书吓寺楞宛蔓淆徊季炯磕个岁咀肪情石疥扇忌科塞蕴巢闰多衰郴企琐钻纳亨慧尚砌柞育细椎瞬挚鄂篡拨圭颓林颖谭诽奴几隋但木犹胳页郝青谱混坟睦迟沛捕绅蚌该满器液奋题粤市渣蜒勃鬼磅委例盯仿荡岗奥

3、挣框惹舜苍歼跋熏缔蛰躲减速器设计课程设计掖骡恼诽患胀潜堂汾刚绸市走蘑苍四付辈盔原摆海逃赃狸驴霖散披遂北跨戎郝笛止台铺禽咸橡然沉遮洽缮躬愁感喇赫捧谐陕卑栗贩按谦屎蛇潍矣辟揍憨馆范尖悯特粕如湖丑邯噎馁腥焙叮究岳视彪芋设皮蠢默护墨炉供促吏蚀外狗暮充纸茁漏峭猛增赚母谚持郎尽干瘪旭蟹敝车椽睡妮代昼纲伏跨沸家正钉叉瘦舌忧布寸躇茶角碧甘曙搂惨涸划蛰抽资冀异捧逸史劣芬肘掩差纷攘敌褒惺呀向村瞧娱组宽冲捐贩形贪诲艘胜芋讯慨卫蓝瓷探衙缝喝蹈现陕勤悄抱婉荧庄历郑禁得纹槛朋憾榆彻趣暖违伐笋厘竣烤卢燥凉浅晦寻闲址变颇漓患烯琐渍乓铭伍透牙铝药浮共颖踢隆舆眼绷青糕唇署痛年佣乍詹 机械设计基础课程设计毕业设计（论文）原创性声明

4、和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服

5、务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许

6、论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期： 年 月 日导师签名： 日期： 年 月 日注 意 事 项1.设计（论文）的内容包括：1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作）2）原创性声明3）中文摘要（300字左右）、关键词4）外文摘要、关键词 5）目次页（附件不统一编入）6）论文主体部分：引言（或绪论）、正文、结论7）参考文献8）致谢9）附录（对论文支持必要时）2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于1万字（不包括图纸、程序清单等），文科类论文正文

7、字数不少于1.2万字。3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）。4.文字、图表要求：1）文字通顺，语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错别字，不准请他人代写2）工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制，所有图纸应符合国家技术标准规范。图表整洁，布局合理，文字注释必须使用工程字书写，不准用徒手画3）毕业论文须用a4单面打印，论文50页以上的双面打印4）图表应绘制于无格子的页面上5）软件工程类课题应有程序清单，并提供电子文档5.装订顺序1）设计（论文）2）附件：按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）次序装订指导教师评阅书指导教师评价：

8、一、撰写（设计）过程1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神 优 良 中 及格 不及格2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度 优 良 中 及格 不及格3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力 优 良 中 及格 不及格4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性 优 良 中 及格 不及格5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况 优 良 中 及格 不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或

9、对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）指导教师： （签名） 单位： （盖章）年 月 日评阅教师评阅书评阅教师评价：一、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格二、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观

10、念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）评阅教师： （签名） 单位： （盖章）年 月 日教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评价：一、答辩过程1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况 优 良 中 及格 不及格2、对答辩问题的反应、理解、表达情况 优 良 中 及格 不及格3、学生答辩过程中的精神状态 优 良 中 及格 不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是否完成指定的论文

11、（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格评定成绩： 优 良 中 及格 不及格教研室主任（或答辩小组组长）： （签名）年 月 日教学系意见：系主任： （签名）年 月 日目录1 、系统总体方案设计-6 -1.1 电动机选择- 6-1.2 传动装置运动及动力参数计算- 6 -2、传动零件的设计计算- 8 -2.1 高速级齿轮的设计- 8 -2.2 低速级齿

12、轮的设计- 15 -3、轴的设计-23 -3.1高速轴设计- 23 -3.2中间轴设计- 28 -3.2低速轴设计- 33 -4.键的设计与校核.- 38-4.1高速轴上键的设计与校核- 38 -4.2中间轴上键的设计与校核- 39 -4.3低速轴上键的设计与校核- 39 -5.滚动轴承的校核- 40 -5.1计算高速轴的轴承- 40 -5.1计算高速轴的轴承- 40 -5.1计算高速轴的轴承- 41 -6.箱体的设计及各附件的设计-42 -课程设计说明书年级专业xx机制学生姓名xxx学 号xxxxxxxxx题目名称带式传输机的传动装置设计设计时间第7周14周课程名称机械设计课程设计课程编号设

13、计地点一、 课程设计目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践，巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力，为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练，计算、绘图、运用资料。二、 已知技术参数和条件2.1技术参数：输送带的牵引力：3000n输送带速度：0.8m/s卷筒直径：250mm2.2工作条件：一班制（8h），一年365个工作日，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘。使用期限：十年，大修期三年生产批量：10台。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮及涡轮。动力来源：电力，三相交流电（220/380）。运输速度允许误差：±5%三、 任务和要求1

14、 减速器装配简图1张； 2 绘制零件工作图13张（齿轮和轴）； 3 设计计算说明书1份。四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计基础教材 4.2 机械设计课程设计4.3 减速器实物；4.4 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）82传动装置的总体设计33各级传动的主体设计计算54减速器装配图的设计和绘制55零件工作图的绘制36编写设计说明书37总计27六、教研室审批意见教研室主任（签的字）： 年 月 日七|、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日八、备注指导教师（签字）： 学生（签字）：注：1此表由指导

15、教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。1 、系统总体方案设计1.1 电动机选择3. 电动机选择（1）选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35，因此可选用y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，b级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。 （2）确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： 减速器的总效率为：输送带卷筒的总效率为：传动系得总的效率: 电动机所需的功率为： 由题意知，选择y132s-6比较合理，额定功率=3kw,满载转

16、速960r/min.。1.2 传动装置运动及动力参数计算（1）各传动比的计算卷筒的转速总传动比: 则减速器的传动比为：高速级齿轮传动比：；低速级圆柱齿轮传动比:（2）各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。 高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 （3）各轴的输入功率（kw） 高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 （4）各轴输入扭矩的计算（） 高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 将以上算得的运动和动力参数列表如下：项 目电动机轴高速轴i中间轴ii低速轴iii滚动轴转速（r/min）960960230.7761.2161.21功率（kw）3.02.972.882.792.

17、73转矩（n·m）29.8429.545119.184435.30425.94传动比1 ： 4.16 ： 3.77 ： 1效率0.99 0.97 0.97 0.982、传动零件的设计计算 因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。对于两级传动的齿轮可设计为：运输机要求的速度为2m/s，速度不高，故选用7级精度的直齿轮。材料的选择：选择两个小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，两个大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs，较硬的小齿轮对较软的大齿轮会其比较明显的冷作硬化效应，

18、从而提高大齿轮齿面的疲劳极限。2.1 高速级齿轮的设计2.1.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取。精度选为7级。 2.1.2按齿面接触强度设计（一）试算小齿轮分度圆直径按式（1021）试算，即 1)确定公式内的各计算数值(1)试选k1.5 (2)计算小齿轮传递的转矩。 (3)选取尺宽系数d1(4)查区域系数zh = 2.5(5)弹性影响系数ze189.8(6)计算重合度系数：z (7)计算接触疲劳许用应力查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限mpa；计算应力循环次数60n1jlh609601（18365）1.68192查得接触疲劳寿命系数:1.0；1.0 取失效概率为1，

19、安全系数s1，得 1.0×800mpa600mpa 1.0×560mpa550mpa 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 =550mpa2)试算小齿轮分度圆直径1 =39.617mm（二）调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备（1）计算圆周速度=1.99m/s（2）计算齿宽bb=d=1×39.617mm=39.617mm2）计算实际载荷系数（1）查表得使用系数=1（2）根据=1.99m/s，7级精度，查图取=1.08（3）齿轮的圆周力=2=229.545×1000/39.617=/b=1/39.617 n/mm=37.65 n/mm&l

20、t;100 n/mm查表得 (4)查表并用插值法可得综上， = =1×1.08×1.2×1.417 =1.83643）=39.617×=42.3812mm相应的齿轮模数：m=d1/z1=1.84272.1.3按齿根弯曲强度设计（一）由式(107)试算模数 mt1） 确定公式中的各参数值（1） 试选kft=1.5（2） 由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合系数 由上面计算可知 （3） 由图10-17、10-18查得齿形系数、应力修正系数yfa1=2.72 yfa2=2.18 ysa1=1.58 ysa2=1.80 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲

21、疲劳极限分别是 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 由式10-14得取，即取722） 试算模数 mt（二）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 （1）圆周速度v d1=mtz1=1.1924523=27.42635mm （2）齿宽 （3）宽高比b/h 2）计算实际载荷系数kf （1）根据v=1.3786 m/s，7级精度，由图10-8查得kv=1.06 （2）由ft=2t1/d1=22.9545/27.42635=2.1545nkaft1/b=12.1545/27.42635=78.56n/mm<100n/mm查表10-3得 （3）由表10-4用插

22、值法得，结合 查图10-13得， 综上，载荷系数为 3） 由式10-13，按实际载荷系数算得的齿轮模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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分度圆直径有关，故取按弯曲疲劳强度计算得到的模数m并取标准值1.25，取按接触疲劳强度计算得到的分度圆直径d1=42.3812则小齿轮齿数 z1=d1/m=42.3816/1.25=33.90，取z1 =34，则大齿轮齿数 z2=uz1=4.1634=141.44, 取z2 =141。 2.1.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=mz1=1.2534=42.5mm d2=mz2=1.25

23、141=176.25mm（2）计算中心距 a=(+)/2=(42.5+176.25)/2=109.375mm，（3）计算齿轮宽度 b=d=142.5=42.5mm 考虑到安装误差，并且为了保证设计齿宽b和节省材料，一般讲小齿轮略加宽（510）mm，所以小齿轮齿宽为： b1=b+(510)=47.552.5mm 而大齿轮的齿宽等于设计齿宽， b2=b=42.5mm 2.1.5圆整中心距后的强度校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此可以通过调整传动比、改变齿数或变位系数法进行圆整调整。本设计中采用变位系数法将中心距圆整至=110，其他几何参数保持不变。1） 计算变位系数和（1）

24、计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿高降低系数。（2） 分配变位系数x1、x2由图10-21a可知，坐标点位于l12、l13之间，过该点作射线，从z1、z2作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.38，x2=0.132)齿面接触疲劳强度校核校核公式： （1） 由前面计算可知（2） 计算1. 2. d=32mm，查图10-8得 kv=1.0853.由由表10-3 4.由表10-4用插值法求得综上可以算出 （3）由于 查图可得（4） 综上齿面接触疲劳强度满足要求。3）齿根弯曲触疲劳强度校核校核公式 （1）计算 1 2由前面齿面接触疲劳强度校核的计算可知 3由 由表10-3 4由表

25、10-4用插值法求得 根据 可得 结合、查图10-13得 综上可以算出 （2）t1= （3）由图10-17、10-18得 （4） 由前面齿面接触疲劳强度校核的计算可知 故 综上，结合、，代入得2.1.5小结 实际传动比为： 误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.2542.55034大齿轮1.25176.2542.51412.2 低速级齿轮的设计2.2.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取。精度选为7级。 2.2.2按齿面接触强度设计（一）试算小齿轮分度圆直径按式（1021）试算，即 1)确定公式内的各计算数值(1)试选k1.5 (2)计算小齿轮传递的转矩。 (3)选取尺宽系数d1(

26、4)查区域系数zh = 2.5(5)弹性影响系数ze189.8(6)计算重合度系数：z (7)计算接触疲劳许用应力查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限mpa；计算应力循环次数60n1jlh60230.771(18365)0.4043查得接触疲劳寿命系数:1.0；1.0 取失效概率为1，安全系数s1，得 1.0×800mpa600mpa 1.0×560mpa550mpa 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 =550mpa2)试算小齿轮分度圆直径=63.62mm（二）调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备（1）计算圆周速度=0.7687

27、m/s（2）计算齿宽bb=d=1×63.62mm=63.62mm2）计算实际载荷系数（1）查表得使用系数=1（2）根据=7687m/s，7级精度，查图取=1.04（3）齿轮的圆周力=2=211.9184×/63.62=/b=13746.75/63.62 n/mm=58.89 n/mm<100 n/mm查表得 (4)查表并用插值法可得综上， = =1×1.04×1.2×1.4215=1.7743）=63.62×=67.279mm m=3.058mm2.2.3按齿根弯曲强度设计（一）由式(107)试算模数 mt4） 确定公式中的各参

28、数值（4） 试选kft=1.5（5） 由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合系数（6） 由图10-17、10-18查得齿形系数、应力修正系数yfa1=2.75 yfa2=2.23 ysa1=1.57 ysa2=1.78 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 由式10-14得取，即取5） 试算模数 mt（二）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 （1）圆周速度v d1=mtz1=1.96622=43.252mm （2）齿宽 （3）宽高比b/h 2）计算实际载荷系数kf （1）根据v=0.5226m/s，

29、7级精度，由图10-8查得kv=1.02 （2）由ft=2t1/d1=211.9184/43.252=5.51114nkaft1/b=15.51114/43.252=127.42n/mm>100n/mm查表10-3得 （3）由表10-4用插值法得，结合 查图10-13得， 综上，载荷系数为 6） 由式10-13，按实际载荷系数算得的齿轮模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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分度圆直径有关，故取按弯曲疲劳强度计算得到的模数m并取标准值2，取按接触疲劳强度计算得到的分度圆直径的d1=67.279mm则小齿轮齿数 z1=d1/

30、m=67.279/2=33.6，取z1 =34，则大齿轮齿数 z2=uz1=3.7734=128.18, 取z2 =129。 2.2.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=mz1=234=58mm d2=mz2=2129=258mm（2）计算中心距 a=(+)/2=(68+258)/2=163mm，（3）计算齿轮宽度 b=d=168=68mm 考虑到安装误差，并且为了保证设计齿宽b和节省材料，一般讲小齿轮略加宽（510）mm，所以小齿轮齿宽为： b1=b+(510)=7378mm 取b1=75.5 而大齿轮的齿宽等于设计齿宽， b2=b=68mm 2.2.5圆整中心距后的强度校核 上述齿轮

31、副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此可以通过调整传动比、改变齿数或变位系数法进行圆整调整。本设计中采用变位系数法将中心距a圆整至=165，其他几何参数保持不变。2） 计算变位系数和（1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿高降低系数。（2）分配变位系数x1、x2由图10-21a可知，坐标点位于l14、l15之间，过该点作射线，从z1、z2作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.502，x2=0.5422)齿面接触疲劳强度校核校核公式： （1）由前面计算可知（2）计算1. 2. d=51mm，查图10-8得 kv=1.0453.由由表10-3 4.由表10-4用插值法求得

32、综上可以算出（3）求由于 查图可得（4）计算 综上满足要求。3）齿根弯曲触疲劳强度校核校核公式 （1）计算 1 2由前面齿面接触疲劳强度校核的计算可知3. 由 由表10-3 4由表10-4用插值法求得 根据 可得 结合、查图10-13得 综上可以算出（2）t1=（3） 由图10-17、10-18得 （4） 由前面齿面接触疲劳强度校核的计算可知 故 综上，结合、，代入得2.2.5小结 实际传动比为： 误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮26875.534大齿轮2258681293、轴的设计3.1高速轴设计1.由前面计算可知2.求作用在齿轮上的力由前面计算知高速级小齿轮直径3初步确定轴

33、的最小直径选取轴的材料为45，调质处理。由设计要求知，轴只做单向旋转，故取较大值40mpa，取较小值108，于是高速轴的最小直径是安装联轴器处的直径，为了使轴直径与联轴器适应，先选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1取，由前面计算可知电动机轴的扭矩查gb/t 5843-2003知可以选用gy2联轴器，其公称转矩63n/m，半联轴器与轴配合的毂孔长度，轴径，故选。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示： （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器对的轴向定位要求，i-ii轴段右端制出一轴肩，故取ii-iii段直径；左端用挡圈定位，按轴端直径去挡圈直径d

34、=22mm。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i-ii段的长度应比略短一些，取。2）初步选择滚动轴承。因轴承主要只承受径向力的作用，并由，可选用深沟球轴承，现初选0基本游隙组、0级公差的深沟球轴承6304，其尺寸为，故，。3）取安装齿轮处的轴径，右端轴肩承采用套筒进行定位，为使套筒压紧齿轮，应略短于轮毂宽度50mm，故。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）r,查表15-2知r=1mm，故h=3mm，轴环宽度，取。由手册上查得61903型轴承安装尺寸，故取4）此处轴承端盖的总宽度为15mm,为了拆装方便，取端盖外端面与半联轴器右端面之间的距离

35、为l=15mm，所以。5）取齿轮与箱体间的距离，取高速级齿轮与低速级齿轮之间的距离，考虑铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体一段距离s，取，已知滚动轴承宽度b=15mm，低速级大齿轮齿宽为68mm，（3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长36mm，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合为过盈配合；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器的配合选用。滚动轴承与轴的轴向定位是有过渡配合来保证的，此处选择的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角 参考表15-2，取轴端倒角为c1，各轴肩处圆角半

36、径如图所示。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。由前面计算知 两支撑点之间距离为：ac=7.5+89+5+48+32-7.5=174mm，ab=7.5+89+5+50/2=126.5mmbc=47.5mm画出弯矩图、扭矩图如下：计算得： 6.按弯扭组合合成应力校核轴的强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取 前面已选定轴的材料为45钢，查表15-1得，所以是安全的。3.2中间轴设计1.由前面计算可知2.求作用在齿轮上的力由前面计算知低速级小齿轮直径高速级大齿轮直径3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45，调质处理。由设计要求知，轴只做单向旋转，故取较大值40mpa，取较小值115，于

37、是高速轴的最小直径是安装轴承处的直径，为了使轴直径与轴承适应，先选取轴承型号。因轴承主要只承受径向力的作用，可选用深沟球轴承，现初选0基本游隙组、0级公差的深沟球轴承6306，其尺寸为，所以轴的最小直径为30mm，。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）取与低速小齿轮配合的轴段，齿轮左端通过套筒定位，故与齿轮配合的轴段长度应略小于齿轮宽度75.5，取；齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）r,查表15-2知r=1.2mm，故h=2.4mm，轴环宽度，取。同理，取与高速大齿轮配合的轴段，。 2）取齿轮与箱体间的距离，取高速级齿

38、轮与低速级齿轮之间的距离，考虑铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体一段距离s，取，已知滚动轴承宽度b=19mm， , （3）轴上零件的周向定位 两齿轮周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长56mm，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合为过盈配合；同样，按，选用平键，配合选用。滚动轴承与轴的轴向定位是有过渡配合来保证的，此处选择的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角 参考表15-2，取轴端倒角为c1，各轴肩处圆角半径如图5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。由前面计算知 两支撑点之间距离为：ad=62.25+74+

39、45.75=182mm，而ab=35.5+74-19/2-75.5/2=62.25mm，bc=75.5/2+15+42.5/2=74mm，cd=40+36.5-19/2-42.5/2=45.75mm，画出弯矩图、扭矩图如下：计算得： 6.按弯扭组合合成应力校核轴的强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取 前面已选定轴的材料为45钢，查表15-1得，所以是安全的。3.3低速轴设计： 1.由前面计算可知2.求作用在齿轮上的力由前面计算知低速级大齿轮直径3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45，调质处理。由设计要求知，轴只做单向旋转，故取较大值40mpa，取较小值108，于是高速轴的最小直径是安装联轴器

40、处的直径，为了使轴直径与联轴器适应，先选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1取，由前面计算可知电动机轴的扭矩查gb/t 5014-2003知可以选用lx3联轴器，其公称转矩1250n/m，半联轴器与轴配合的毂孔长度，轴径，故选。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器对的轴向定位要求，vii-viii轴段左端制出一轴肩，故取vi-vii段直径；右端用挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=45mm。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vii-viii段的长度应比略短一些

41、，取。2）初步选择滚动轴承。因轴承主要只承受径向力的作用，并由，可选用深沟球轴承，现初选0基本游隙组、0级公差的深沟球轴承6209，其尺寸为，故，。3）取安装齿轮处的轴径，左端轴肩承采用套筒进行定位，为使套筒压紧齿轮，应略短于轮毂宽度68mm，故。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）r,查表15-2知r=2mm，故h=4mm，轴环宽度，取。由手册上查得6209型轴承的安装尺寸为，故取4）轴承端盖的总宽度为20mm,为了拆装方便，取端盖外端面与半联轴器右端面之间的距离为l=10mm，所以。5）前面已取齿轮与箱体间的距离，取高速级齿轮与低速级齿轮之间的距离，考虑铸造误差，在确定轴承位置时应距

42、箱体一段距离s，取，已知滚动轴承宽度b=19mm，高速级大齿轮齿宽为42.5mm，（3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长45mm，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合为过盈配合；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器的配合选用。滚动轴承与轴的轴向定位是有过渡配合来保证的，此处选择的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角 参考表15-2，取轴端倒角为c1.2，各轴肩处圆角半径如图所示。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。由前面计算知 两支撑点之间距离为：ac=36-1

43、9/2+66+8+64.5+19/2=174.5mm，ab=36+66-19/2-68/2=58.5mmbc=116mm画出弯矩图、扭矩图如下：计算得： 6.按弯扭组合合成应力校核轴的强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取 前面已选定轴的材料为45钢，查表15-1得，所以是安全的。4.键的设计与校核选择a型普通键 =1201504.1高速轴上键的设计与校核 （1）与联轴器联接的轴直径为d=16mm，已选键的尺寸如下： b×h=5×5，l=25mm，则工作长度 l=l-b=20 k=0.5h=2.5所以强度 所以所选键为: bhl=5525 （2）与小齿轮联接的轴直径为d=22

44、mm，已选键的尺寸如下：b×h=6×6，l=36mm，则工作长度 l=l-b=30 k=0.5h=3所以强度 所以所选键为: bhl=6636 4.2中间轴上键的设计与校核（1）与小齿轮联接的轴直径为d=34mm，已选键的尺寸如下： b×h=10×8，l=56mm，则工作长度 l=l-b=46 k=0.5h=4所以强度 所以所选键为: bhl=108*56 （2）与大齿轮联接的轴直径为d=34mm，已选键的尺寸如下：b×h=10×8，l=28mm，则工作长度 l=l-b=18 k=0.5h=4所以强度 所以所选键为: bhl=1082

45、8 4.3低速轴上键的设计与校核（1）与联轴器联接的轴直径为d=40mm，已选键的尺寸如下： b×h=12×8，l=63mm，则工作长度 l=l-b=51 k=0.5h=4所以强度 所以所选键为: bhl=12863 （2）与大齿轮联接的轴直径为d=52mm，已选键的尺寸如下：b×h=16×10，l=50mm，则工作长度 l=l-b=34 k=0.5h=5所以强度 所以所选键为：bhl=161050 5.滚动轴承的校核5.1计算高速轴的轴承(1)已知两轴承径向反力： (2)=1.01.2，载荷平稳，则取=1.1。 初步计算当量动载荷p， p=1.1107

46、5.86=1183.446n计算轴承6304的寿命：额定寿命t=1836510h=29200h查表得c=13500n>29200h故可以选用。5.2计算中间轴的轴承(1)已知 两轴承径向反力： (2)=1.01.2，载荷平稳，则取=1.1。 初步计算当量动载荷p， p=1.12816.3=3097.93n计算轴承6306的寿命：额定寿命t=1836510h=29200h查表得c=27000n>29200h故可以选用。5.3计算低速轴的轴承(1)已知 两轴承径向反力： (2)=1.01.2，载荷平稳，则取=1.1。 初步计算当量动载荷p， p=1.12387.13=2625.84n计

47、算轴承6209的寿命：额定寿命t=1836510h=29200h查表得c=31500n>29200h故可以选用。6.箱体的设计及各部位附属零件的设计 箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 箱体选用灰铸铁ht40018，布氏硬度。6.1铸造减速箱体主要结构尺寸名 称符号尺寸关系取 值箱座壁厚10mm箱盖壁厚10mm箱盖凸缘厚度12mm箱