机械设计课程设计-螺旋式输送机传动装置

1、重庆理工大学机械设计课程设计刖百减速器的结构随其类型和要求不同而异。单级圆柱齿轮减速器按其轴 线在空间相对位置的不同分为：卧式减速器和立式减速器。前者两轴线平 面与水平面平行，如图1-2-1a所示。后者两轴线平面与水平面垂直，如图 1-2-1b所示。一般使用较多的是卧式减速器，故以卧式减速器作为主要介 绍对象。® j-1-111单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮。图1-2-2和图1-2-3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图 和结构图。减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。箱体由箱盖与箱座组成。箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座,并存放润滑油起到润滑

2、和密封箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构 （剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定 位销钉确定其相对位置。为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允 许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。 为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起 盖螺钉（参见图1-2-3 ）,拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存 放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开 出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过 轴承盖的缺口流入轴

3、承（参图1-2-3 ） o减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴 及轴上零件相对箱体的轴向位置。轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片, 以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。为防止润滑油渗出，在轴的 外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图 1-2-3 ）。减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板 封住。在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用 是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出， 以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。为了排除污油和清

4、洗减 速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。箱体内部的润滑油面的高 度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。为了吊起箱盖，一般装有一 到两个吊环螺钉。不应用吊环螺钉吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座 之间的联接精度。吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩 （参见图1-2-3 ）目 录一、设计任务书4 二、电动机的选择6 三、计算传动装置的运动和动力参数8四、传动件的设计计算12五、轴的设计计算22六、箱体的设计30七、键联接的选择及校核计算32八、滚动轴承的选择及计算34九、联连轴器的选择35十、减速器附件的选择36H一、润滑与密封36十二、设计小结36十三、参考资料目录38一、机械设计课程设

5、计任务书题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工 作有轻振，单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限 5年。输送机工作转速的容许误差为5%。（一）、总体布置简图螺旋输送机开式圆锥齿轮传动（二）、工作情况：工作有轻振，单向运转（三）、原始数据输送机工作轴上的功率P （kW） : 4.5输送机工作轴上的转速n （r/min） : 90输送机工作转速的容许误差（） ： 5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2（四）、设计内容1.电动机的选择与运动参数计算;2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计

6、算说明书的编写（五）、设计任务1 .减速器总装配图一张2 .输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张3 .设计说明书一份（六）、设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写计算及说明结果二、电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，具结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式(1): Pd=pw

7、/ 4 a (kw)由电动机至输送机的传动总效率为：“总=T1 Xi24 X“3 XX刀5根据机械设计课程设计P 10表2-2式中：邛、乎、刀3、中、中分别为联轴器1、滚动轴承(一对)、圆柱直齿轮 传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。取 “ 1=0.99,42 = 0.99， 43 = 0.97, 44 = 0. 9 9、45 = 0.93则:“总=0.99 X0.99 4X0.97 X0.99 X0.93=0.85所以：电机所需的工作功率：Pd = P W/q总=4.5/ 0.85=5.3 (kw)“总=0.85Pd=5.3(kw)计算及说明结果3、确定电动机转速输送机工作轴转速为：n

8、w=【（1-5%）（1+5%）】 X90r/min= 85.5 94.5 r/min根据机械设计课程设计P 10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I '=36。取开式圆锥齿轮传动的传动比I1 ' = 23。则总传动比理论范围为：Ia' = I' xii'=6 18。故电动机转速的可选范为Nd' = Ia' x nw=（6 18） X90=540 1620 r/minn w =85.5 94.5r/minNd二 5301620r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转

9、速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如 下表）方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）电动机重量（N）参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格计算及说明结果重庆理工大学机械设计课程设计和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第 2方案比较适合。中心高H外形尺寸L X (AC/2+AD) XHD底角安装尺寸

10、 AXB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸D XE装键部位尺寸 FXGD132520 X 345 X315216 X1781228 X8010 X41此选定电动机型号为 Y132M2-6 ,其主要性能:电动机主要外形和安装尺寸FP三、C口计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为:ia= n m/ n w=960/90 =10.67ii重庆理工大学机械设计课程设计ia=10.67计算及说明结果总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i 0Xi （式中i。、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动

11、比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P10表2-3 ,取io=3 （圆锥齿轮传动i=23）因为：ia = ioxi所以：i=ia/io= 10.67/3= 3.56四、传动装置的运动和动力设计：io=3将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，n轴，以及io，ii,为相邻两轴间的传动比邛1,印2,为相邻两轴的传动效率Pi, Pn,为各轴的输入功率（KW）i = 3.56Ti, Tn,为各轴的输入转矩（N m）n I ,n ,为各轴的输入转矩（r/min ）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数41计算及说明结果1、运动参数及动力参数的计算(1)计算各轴的转速：I 轴:

12、n I = nm =960 (r/min )II 轴：n H = n I / i=960/3.56=269.66r/minIII 轴:n m = n n螺旋输送机：nIV= n m/i 0=269.66/3=89.89 r/min(2)计算各轴的输入功率：I 轴：P I =Pd x 配1 =Pd x n1=5.3 X0.99=5.247 (KW)II 轴：PH = P I Xr12= P I 乂修乂术=5.247 X0.99 X0.97=5.04 (KW)III 轴：Pm = PH “23= P II “2 M=5.04 X0.99 X0.99=4.94 (KW)n I =960(r/min

13、)n m = n n=269.66螺旋输送机轴：PIV= P出刀2刀5=4.54 (KW)r/minnIV=89.89r/minP I =5.247(KW)P n =5.04(KW)P m =4.94(KW)PIV=4.54(KW)计算及说明结果(3)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550 Pd/nm=9550 X5.3/960=52.72 N mI 轴：TI = Td 701= Td 71=52.72 X0.99=52.2 N mII 轴： TH = T I i 712= T I i 72 73=52.2 X3.56 X0.99 X0.97=178.45N mIII 轴：T

14、m = TH -r2 t4=174.9 N m螺旋输送机轴：TIV = T m i0 72 75=483.1N m(4)计算各轴的输出功率：由于Im轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P' I =P I X 刀轴承=5.247 X0.99=5.2KWP' H = P H X 常由承=5.04 X0.99=5.0KWP' m= P m X刀轴承=4.94 X0.99=4.9KW(5)计算各轴的输出转矩：由于Im轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：丁 I = T I X 刀轴承=52.2 X0.99=51.68N m丁 H = T H X 刀轴承= 178.

15、45 X0.99= 176.67N m丁 m = T HIX 刀轴承=174.9 X0.99= 173.15N mTd =52.72 N mT I =52.2N mTII=178.4 5N mTm =174.9 N mTIV=483.1N mP ' I5.2KWPII=5.0KWPIII=4.9KWV I=51.68N mT ，II=176.67N mT' III=173.15N m计算及说明结果综合以上数据，得表如下:轴名功效率P (KW)转矩T (N m )转速nr/min传动比i效率刀输入输出输入输出电动机轴5.352.7296010.99I轴5.255.252.251.

16、689600.963.56II轴5.045.0178.45176.67269.660.98田轴4.944.9174.9173.15269.6630.92输送机轴4.544.50483.1478.2789.89四、传动件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿车材料为40Cr (调质)，硬度为280HBs ,大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS ,二者材料硬度差为 40HBS o齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数Z1=21, u=3.6Z2=Z 1 u=21 X3.6=75.6 取 Z2=76Z1=21Z2=76计 算 及

17、说明由表10-7选取齿宽系数 M = = 0.5 (u+1 )皿=1.15(3)按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径2*>3 2kT1 u+1 ZeZhd 1t >3-V Gd u U (Th)确定各参数值1)试选载荷系数K=1.32)计算小齿轮传递的转矩T1=9.55 X106xP/n 1=9.55 x106x5.2/960=5.17 X104N mm3)材料弹性影响系数由机械设计表 10-6取ZE=189.8 x/M鬲4)区域系数ZH=2.55)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限M而1 =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限«Hlim2

18、=550MPa。6)由式10 13计算应力循环次数N1 =60n1jLh =60 X960 X1 X (2X8X300 X5) = 1.382 X109N2 =N1/3.6 =3.84 X108桢=1.15T1=5.17 X104N mm7)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 =0.93; KHN2 = 0.97N1 = 1.382X109N2 = 3.84X108计算及说明结果-I3一 一一 一 4 一1.3 5.17 10 4.6(T H1 =558MPa(T H2 =533.5MPav=冗d1260 1000冗 49.06 96060 1000=2.5m/s8）计算接触疲劳许用应力

19、取失效概率为1%,安全系数S=1,由式（10 12）得KHN1 * oH1 =s=0.93 X600MPa =558MPaKHN2 * 6Hlim 2oH2 =S= 0.97 X550MPa = 533.5MPa（4）、计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t ,代入出中较小值22.5 189.8! =49.06mm533.52）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数mtb= (|)d*d1t=1 X49.76mm=49.06mm, d1t 49.06 o ”d1t >49.06 mmmt= 一=2.33 mmZi21h=2.25mt=2.25X2.33mm=5.242mm b/h=49.06/5.

20、242=9.3594）计算载荷系数K已知工作有轻振，所以取 KA=1.25 ,根据v=2.5m/s,8级精度，由图10 8查得动载系数KV=1.08 ;v=2.5m/s b=49.06m mmt=2.33m m h=5.242m mb/h=9.359计算及说明结果由表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，KH斤1.013由图 10 13 查得 KF 6=1.015直齿轮KH产KF a=1 。故载荷系数K=KA*KV*KH a*KH B=1.25 X1.08 X1 X1.013=1.3685)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10-10a）得d1 =dt、K / Kt

21、= 49.06 . 1.368/1.3 mm=49.90mm6)计算模数d1 _ 49.9m =mm=2.37 mm乙 21(5)按齿根弯曲强度设计由式(10 5)得弯曲强度的设计公式为、3 2KT YfhYshm_2H7rV 4 dzi卜f1 )确定计算参数A.计算载荷系数K=KA*KV*KF a*KFp=1.25 X1.08 X1 X1.015=1.37B.查取齿型系数由表 10 5 查得 YFa1=2.76 ; YFa2=2.228K=1.819d1=49.90 mmm=2.37mmK=1.37计算及说明结果C.查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.56 ; Ysa2=1.7

22、62D.计算弯曲疲劳许用应力由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限oF1=500Mpa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限产2=380Mpa ;由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.856 , KFN2=0.892取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ,由式(10-12 )oF=?旦oF1=428Mpa #2=242.11MPaE.计算大、小齿轮的 铲弁加以比较YFa1YSa12.76 1.56Fa1 Sa1 =0.01005上 1428YFa2YSa22.228 1.762,=0.01621F 2242.11大齿轮的数值大。(6)、设计计算312 1.37 5.17 1041.15 212

23、0.01621 =1.65mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.65弁就近圆整为标准值m=2 mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=49.90mm ,算出小齿轮齿数Z1=d1/m=49.90/2=24.95 取 Z1=25二 f1 =428Mpa0 F 2=242.11MPaYFalYSalL1 一0.01005YFa2YSa2 _FT二0.01621m >1.65mmm=2 mmZ1=25计算及说明结果5轮齿数Z2=3.6x25=90Z2=90（7）、几何尺寸计算a）计算分度圆直径di=m Z=2 X25=50 mmd2=m Zi=2 X90=180mmb）计算中心距d1=5

24、0a=m -(Z1+Z2) =2 x (25+90 ) /2=115 mmmmc）计算齿轮宽度b= d 1（|）d=50d2=180m取 B2=50mmB1=55mmm（8）、结构设计大齿轮采用腹板式，如图10-39 （机械设计）（二）、减速器外传动件设计（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等 级。a=115直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小mm齿轮：45钢。调质处理，齿卸硬度为 230HBS ;大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为 190HBS o齿轮精度初选8级（2）、初选主要参数Z1=26 , u=3Z2=Z1 u=26 X3=72取 = x2 = 0,，= 0

25、.3B2=50mmB1=55mmZ1=26 u=3Z2=72计算及说明结果(3)确定许用应力A:确定极限应力5lim和。Flim齿面硬度：小齿轮按 230HBs ,大齿轮按190HBs查图 10-21 得。Hlim1=580Mpa, OHlim2 =550 MpaliF 图 10-20 彳导0'Flim1 =450Mpa,0>lim2 =380MpaB：计算应力循环次数 N,确定寿命系数kHN,kFNNi=60n 3jLh =60 X269.66 X1 x (2X8X300 X5) =3.883108N2=N i/u=3.883 X108/3=1.294 X108查图 1019

26、得 kHNi=0.96,k HN2 =0.98C:计算接触许用应力取 SH min = 1SF min = 1.4Ni=3.883由许用应力接触疲劳应力公式X108°"hikHN1 X (Th lim1SH= 556.8MPakHN2x(7Hlim 2 = 539MPaSHN2=1.294X108查图10-18 得 kFE1=0.89kFE2=0.91(tf lim 1 kFE1 450 0.89Sf1.4=286.07MPa(tf lim 2 kFE2 380 0.91SF1.4= 247MPa初步计算齿轮的主要尺寸【口5566诋1“矶叫l 三统m监：产247即R计算及说

27、明结果因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10 26）试算，即dt >2.92确定各参数值1）试选载荷系数K=1.32）计算小齿轮传递的转矩T1=9.55 X106 xp/n 3=9.55 X106X4.9/269.66=1.74 xio4n mm3）材料弹性影响系数由机械设计表 10-6取ZE=189.8 'Mpa4）试算小齿轮分度圆直径 d1tdt >2.92KtT24 R(1 。5(|) R)u321.31.74104'189.8、2.92/:V0.3 «1 -0.5X0.3)父3 '工 539 )=47.53

28、mm5）计算圆周速度T1=1.74 X104N mmv=d dE260 1000冗 47.53 269.6660 1000=0.671m/s因为有轻微震动，查表 10-2得KA=1.25。根据v=0.67m/s,8 级精度，由图10 8查得动载系数 KV=1.03 ;dt47.53mm v=0.671m/s计算及说明结果故载荷系数K=KA*KV*KH a*KH B=1.25 X1.03 X1 X1.2=1.5456)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(1010a）得3K=1.545d1= dt K/Kt = 47.53 .1.545/1.3 mm=50.34mm二、二= J 150.3

29、4=42.789 mm7)计算大端模数mZi50.34mm=1.94 mm26(5)、齿根弯曲疲劳强度设计d 1=50.34mm由式（1023）4KTYFaYSa 3 R（1 0.5小 R）2z12Mu2 +1If 确定计算参数1 )计算载荷系数由表 10-9 查得 KH 山e=1.25 则 Kf3=1.5 KHPbe =1.875K=KAKVKF aKFB=1.25 X1.03 X1 X1.875=2.4142)齿形系数和应力修正系数dm1=42.789mmm=1.94K=2.414重庆理工大学机械设计课程设计计 算 及 说明结果43因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数.二算。其中cos、:

30、260.9572% =二22532查表 10-5齿形系数 YFa1=2.57 ; YFa2=2.06应力修正系数 Ysa1=1.60 ; Ysa2=1.973）计算大、小齿轮的 管弁加以比较YfaiYst2.57 1.60,=0.01437L 286.07YFa2YSa22.06 1.97Fa2 Sa2 = =0.01643If 2247大齿轮的数值大。4）设计计算3, m n > I4KTYFaYsa'（M1 -0.5小 R）2z2 Ju2 + 1 L4 2.414 1.74 1040.3 M （1-0.5 M 0.3 2 M 262 m432 +10.01643=1.812对

31、比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.812弁就近圆整YFaYsa1为标准值m=2 mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径0.01437d1=50.34mm ,算出小齿轮齿数Z1=d1/m=50.34/2=25.17取 Z1=25重庆理工大学机械设计课程设计YFa2YSa2 _FT =0.01643mn >1.812Z1=25计算及说明结果大齿轮齿数Z2=3x25=75（7）、几何尺寸计算1 ）计算分度圆直径di=m Z=2 X25=50 mmd2=m Zi=2 X75=150mm2）计算锥距R= J （叫2 + （%2 =diiu2!=79.06 2223）计算齿轮宽度b= R -=79

32、.06x0.3=23.7取 B2=30mmB1=25mm五、轴的设计计算（一）、减速器输入轴（I轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为 Pi=5.25 KW转速为 nI= 960r/min根据课本 P370 （15-2 ）式，弁查表15-3 ,取A0=115P/5.25d>A0 Th =115W 宣=20.26mm2、求作用在齿轮上的受力Z2=75d1=50 mmd2=150 mmR=79.06b=23.7B2=30mmB1=25mmd>20.26mm45重庆理工大学机械设计课程设计51Ft1=2067.2NFr1=752.4N1 235

33、61, 5滚动轴承2一轴3齿轮轴的轮齿段 6密封盖因已知道小齿轮的分度圆直径为d 1 =50mm一2T而Ftl=2067.2NdFr1 =Ft tanan=752.4N圆周力Ft1 ,径向力Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案7轴承端盖8一轴端挡圈 9一半联轴器2）确定轴各段直径和长度1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接， 则轴应该增加5%,取=22 mm ,根据计算转矩Tc=KaXTi = 1.3 X52.2=67.86 Nm ,查标准 GB/T 5014 1986 ,选用 YL6 型凸 缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm

34、2右起第一段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径D1=24m mLi=50m m取30 mm,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左端面的距离为30mm ,故取该段长为L2=74mmg右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6207型轴承，其尺寸为dxDXB=35 X72 X17 ,那么该段的直 径为35mm ,长度为L3=20mm4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动 轴承的内圈外径，取 D4=0)45mm ,长度取L4= 22.5mm©右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为

35、54mm ,分度圆直径为50mm ,齿轮的宽度为 55mm ,则， 此段的直径为 D5= O54mm ,长度为L5=55mm6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=0)45mm 长度取L6= 22.5mmC右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=35mm ,长度 L7=20mm4、求轴上的的载荷1 )根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装 位置，建立力学模型。水平面的支反力： Ra=R B=Ft/2 =1033.6ND2=30m mL2=74mmD3=35m mL3=20mmD4=45mmL4=22.5mm垂直面的支反力：由于选用深沟球

36、轴承则Fa=0D5=54mmL5=55mmD6=45mmL6= 22.5mmD7= 35mm , L7=18mmRa=Rb重庆理工大学机械设计课程设计=1033.6N计算及说明结果#重庆理工大学机械设计课程设计55那么 Ra' =Rb'=Fr/2=376.2N2)作出轴上各段受力情况及弯矩图工49. 61N. m RA' =RB376.2 NI 18. 06N. n!LrfrT| Tthj52.3ON. n；3)判断危险截面弁验算强度d右起第四段剖面c处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。已知MeC2=70.36Nm ,由课本表15-1有：0

37、-1 =60Mpa 则：计 算 及 说明oe= M eC2/W= M eC2/(0.1 D43)=70.36 X1000/(0.1 X453)=7.72< e 2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截 面：oe= M D/W= M D/(0.1 D13)=35.4 X 1000/(0.1 X243)=25.61 Nm< e 所以确定的尺寸是安全的。(二)、减速器输出轴(II轴)1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为 Pi=5.04KW转速为 nI= 269.66r/min根据课本 P370 (15-2 )式，弁查表15-3 ,

38、取A0=115d'A0 3 =115M 3/ 504 1 _30.52mm .nz 269.662、求作用在齿轮上的受力因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=180mm一2T而Ft1= 2T=1963NdFr1=Ft tanan=714.5N圆周力Ft1 ,径向力Fr1的方向如下图所示。d30.52mmFt1=1963NFr1=714.5N计 算 及 说明3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案1 , 5滚动轴承 2一轴 3齿轮 4一套筒 6一密封盖7一键 8一轴承端盖9一轴端挡圈 10半联轴器2）确定轴各段直径和长度。从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接， 则轴应该增加5%

39、 ,取32 mm，根据计算转矩Tc=K AXTn =1.3 X178.45=231.99 N.m ,查标准 GB/T 5014 1985 ,选用 HL2 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长 Li =80mm（2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40 mm,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左端面的距离为30mm ,故取该段重庆理工大学机械设计课程设计长为 L2=74mm3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则D1=32m mL1=80D2= 40mmL2=74mm计算及说明结果轴承有径向力，而轴向力为零，选用

40、6209型轴承，其尺 寸为dXDXB=45 X85 X19,那么该段的直径为 45mm ,长度 为 L3=41mm4右起第四段，该段装有齿轮，弁且齿轮与轴用键联接，直径 要增加5%,大齿轮的分度圆直径为180mm ,则第四段的直径 取50mm,齿轮宽为b=50mm ,为了保证定位的可靠性， 取轴 段长度为L4=48mm5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的直径为 D5= d>56mm ,长度取L5=6mm6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=O)60mm 长度取L6= 20mm起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=45mm

41、,长度 L7=19mm4、求轴上的的载荷1 )根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装 位置，建立力学模型。水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 =981.5N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 Ra' =Rb' =Fr/2=357.25ND3=45mmL3=41mmD4=50mmL4=48mmD5=56mmL5=6mm4) 作出轴上各段受力情况及弯矩图D6=60mmL6=20mmD7=45mm ,L7=19mmRA=RB=Ft/2=981.5NRA' =RB '=357.25N计算及说明结果叫5矶巾6。泗，m |铲0 口限£

42、孙5) 判断危险截面弁验算强度d右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相 差不大，所以剖面 C为危险截面。已知MeC2=i21.83Nm ,由课本表15-1有：0-1 =60Mpa 则：oe= M eC2/W= M eC2/(0.1 D43)59计算及说明结果=124.83 X1000/(0.1 X503)=9.75< 田2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截 面：oe= M D/W= M D/(0.1 D13)=106 X1000/(0.1 X323)=32.35Nm< b 所以确定的尺寸是安全的。六、箱体的设计1 .窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看

43、到传动零件啮合 处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了 解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖 板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。2 .放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油 前用螺塞赌注。3 .油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油 标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。4 .通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升 高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在 机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自 由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的 密封性能。计 算 及 说明5 .启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃

44、或密封胶， 联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘 上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺 钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于 拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖 螺钉，将便于调整。6 .定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用 螺栓联结后，链孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远 些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。7 .调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整 轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作 用8 .环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊 环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。9 .密封装置在伸出轴与

45、端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准 件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：重庆理工大学机械设计课程设计计算及说明结果名称符号尺寸（mm）机座壁厚io机盖壁厚讨io机座凸缘厚度bi5机盖凸缘厚度b ii5机座底凸缘厚度b 225地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承为联结螺栓直径dii6机盖与机座联接螺栓直径d2i2轴承端盖螺钉直径d3io窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df, di, d2至外机壁距离Ci28, 24, 20df,d i, d2至凸缘边缘距离C224, 20 , i6轴承旁凸台半径Rii2, 8凸台高度

46、h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离li3561重庆理工大学机械设计课程设计大齿轮顶圆与内机壁距离12齿轮端面与内机壁跑离20机盖、机座肋厚m 1 ,m28, 8轴承端盖外径D290, 105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以 Md1和Md2互/、十涉为准，一般 S=D 2七、 键联接的选择及校核计算1.输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径 d3=50mmL3=48mmTn=178.45Nm查手册选用A型平键A 键 16x10 GB1096-2003 L=L i-b=48-16=32mm根据课本（6-1 ）式得计算及说明结果印=4 T/(d h

47、L)=4 X176.67 X1000/ (16x10x32) =138.02Mpa < 洞(150Mpa)2 .输入轴与联轴器1联接采用平键联接 轴径 d2=24mmL2=50mmTi=51.68N m查手册选C型平键GB1096-2003B 键 8X7 GB1096-79l=L 2-b=50-8-2=40mmh=7mm印=4 T" (d h 卜)=4 X51.68 X1000/ (8X7X40) =92.28Mpa < 8(150Mpa)3 .输出轴与联轴器2联接采用平键联接 轴径 d2=32mmL2=80mmTi =176.67N m查手册选C型平键GB1096-20

48、03C 键 10x8 GB1096-79l=L 2-b=80-10=70mmh=8mm印=4 Ti/ (d h 卜)=4 X176.67 X1000/ (10x8 x70) =126.2Mpa < 印(150Mpa)63重庆理工大学机械设计课程设计计算及说明结果八、滚动轴承的选择及计算65根据条件，轴承预计寿命Lh = 2X8X300 X5=24000 小时1 .输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=752.4N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值C'=fd P/60 n(ft1061.2 752.4 /八6096

49、0106124000),= 10057.91N(3)选择轴承型号选择 6207 轴承 Cr=19.8KN106 ftC e1061父 19800 3Lh =(一H =x()3 =183097.72400060n fdP60 960 1.2 752.4预期寿命足够此轴承合格2 .输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=714.5N重庆理工大学机械设计课程设计(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值-160 269.66£二 24000)£106-1 一 _ 一C,=fd_± (雪Lh)，上色竺父(ft10

50、61= 6255.23N(3)选择轴承型号选择 6209 轴承 Cr=24.5KN73Lh60：(皆106/ 1 24500 、3/()60 269.661.2 714.5=738329.12 24000预期寿命足够此轴承合格九、联连轴器的选择(1 )类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。(2)载荷计算计算转矩 TC2=KA XT II =1.3 X176.67=229.67Nm,TC1=KA XTII=1.3 X51.68=67.19Nm ,其中KA为工况系数，KA=1.3(3)型号选择根据TC2,轴径d2 ,轴的转速n2 ,查标准GB/T 5014 1985 ,输出轴选用HL2型弹性柱销联轴器，具额定转矩T=315Nm,许用转速n=5600r/m , 故