盘磨机传动装置的设计说明

1、 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文盘磨机传动装置成成 果果（说明书，报告，论文） 课题名称课题名称 机械设计基础课程设计院院 系系 机械学院 专专 业业 机电一体化 姓姓 名名 金豪东 学学 号号 201531027指导教师指导教师 吴卫峰 时时 间间 2017 年 2 月 13 日至 2017 年 2 月 26 日完成时间完成时间 2017 年 3 月 11 日 机械与汽车工程学院 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文摘 要： 在本次设计中，我设计了盘磨机的传动装置，先进行了传动方案的选取，通过选定的传动方案进行了一系列传动零件的选择和设计。电动机、联轴器、键和轴承的选择

2、主要通过查表并结合与其他零件的配合和题目要求选择，然后进行运动参数及动力参数的计算。在齿轮的设计中详细介绍了齿轮材料的选择及许用应力的确定、按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮参数及主要尺寸。其后对轴进行了设计，确定了各阶梯轴的尺寸，对轴、轴承、键、联轴器等进行校核。最后对减速器的外形进行了设计。应用 Solidworks 软件的建模技术，实现了减速器的三维造型及主要零件的建模，完成了整机的 3D 建模，为传动系统的结构设计提供了有价值的参数依据。关键词：盘磨机 传动装置 锥齿轮 solidworks 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文目目 录录1 引言引言.11.1 盘磨机的课题研究

3、背景.11.2.盘磨机的课题研究意义.12 设计任务书设计任务书.22.1 设计任务.22.2 系统的传动原理图.22.3 系统总体方案的比较与设计.23 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算.33.1 电动机类型的选择.33.2 电动机功率选择.33.3 确定电动机转速.33.4 确定电动机型号.43.5 计算总传动比及分配各级的传动比.43.6 传动参数的计算.44 传动零件的设计计算传动零件的设计计算.54.1 锥齿轮的设计和计算.54.2 高速级斜齿轮的设计和计算.84.3 低速级斜齿轮的设计和计算.145 轴的设计计算轴的设计计算.19

4、5.1 高速轴的设计计算.195.2 中间轴的设计计算.245.3 低速轴的设计计算.296 键连接的选择和计算键连接的选择和计算.346.1 高速轴上的键的设计与校核.346.2 中间轴上的键的设计与校核.346.3 低速轴上的键的设计与校核.34 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文7 滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算.357.1 计算高速轴的轴承.357.2 计算中间轴的轴承.357.3 计算低速轴的轴承.368 联轴器的选择联轴器的选择.379 箱体设计箱体设计.379.1 箱体尺寸.379.2 减速器附件设 .3810 润滑和密封设计润滑和密封设计.39参考文献 .4

5、99 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文0 1 引言引言 1.1 盘磨机的课题研究背景盘磨机的课题研究背景盘磨机中最重要的部件就是齿轮减速器，齿轮减速器在各行各业中十分广泛的使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。圆柱齿轮减速器是最常用的机械传动机构之一，具有传递功率大，制造简单，维修方便，使用寿命长等许多优点，是通用的机械部件，被广泛应用于冶金，矿山，建筑，物料搬运等行业。国外的减速器起步比较早，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好,使用寿命长但其传动形式仍以定轴传动为主,体积和重量问题也未解决好.国内的减速器多以齿轮传动,蜗杆传动为主

6、，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题.另外，材料品质和工艺水平还有许多弱点，特别是大型减速器问题更突出,使用寿命不长.当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高，二低，二化方向发展。六高即高承载能力，高齿面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高传动效率；二低即低噪声，低成本；二化即标准化，多样化。技术发展中最引人注目的是硬齿面技术，功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到20世界80年代在国外日趋成熟.采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮,精度高，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的4倍,为软齿面齿轮的5-6倍，一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软齿面齿轮减

7、速器的三分之一左右。 1.2 盘磨机的课题研究意义盘磨机的课题研究意义研究盘磨机的实质就是研究减速器，减速器中齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比、圆周速度和传递功率范围都很大，以及传动效率高，使用寿命长，瞬时传动比为常数，结构紧凑，工作可靠等一系列优点。因此，齿轮及传动装置是机械工业中一大类重要的基础件。齿轮的设计是组织该类机械产品生产的依据和头道工序，因而是决定该产品技术性能和经济效益的重要环节，然而齿轮传动在使用上也受某些条件的限制，如齿轮制造需专用机床和设备，成本较高（特别是高精度齿轮） ，震动和噪声较大（精度低的齿轮） ，使用和维护的要求高等。虽然存在这些局限性，考虑周到，齿轮传动总

8、不失为一种最可靠、最经济、用的最多的传动形式。因此，对减速器的齿轮传动进行研究具有重大 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文1的现实意义。 2 设计任务书设计任务书 2.1 设计任务设计任务（1）设计一盘磨机传动装置； （2）已知技术参数和条件。技术参数如下表2-1所示表2-1 盘磨机的技术参数主轴的转速45锥齿轮传动比3.5电机功率5.5kW电机转速1500 r/min每日工作时数8h传动工作年限82.2 系统的系统的传动原理图传动原理图 方案图如下：1图 2-1 传动原理图1电动机；2、5联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；4碾轮；6锥齿轮传动；7主轴2.3 系统总体方案的比较与设计系统总

9、体方案的比较与设计图2-2 带式传动方案 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文2图 2-3 联轴器传动方案 3 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算 3.1 电动机类型的选择电动机类型的选择Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器） 3.2 电动机功率选择电动机功率选择 P=3.5Kw 3.3 确定电动机转速确定电动机转速 1500r/min 3.4 确定电动机型号确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，因此选定电动机型号为Y132S-4额定功率为5.5Kw，满载转速1500r/min。 3.5 计算总传动比及分配各级的

10、传动比计算总传动比及分配各级的传动比高速级的传动比 ，低速级传动比，锥齿轮传动比，减速箱传动比。1i2i3i i总传动比：i=nw/nm=1500/5,5=27.27锥齿轮传动比：i3=3.5减速器传动比：i=i/i3=27.27/3.5=7.8高速级传动比：i1=1.3i=3.18低速级传动比：i2=i1/1.3=2.45 3.6 传动参数的计算传动参数的计算 3.6.1 各轴的转速各轴的转速 n（r/min）高速轴一的转速：n1=nm=1500r/min中间轴二的转速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min 低速轴三的转速：n3=n2/i2=471.70/2.45=1

11、92.53r/min主轴 7 的转速： n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min 3.6.2 各轴的输入功率各轴的输入功率 P (KW) 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文3高速轴一的输入功率：P1=Pm x nc =5.5x0.99=5.44KW 中间轴二的输入功率：P2=P1x n1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW 低速轴三的输入功率：P3=P2x n2ng=5.28x n2ng=5.12KW主轴7的转速：P7=P3x ngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW其中电动机的额定功率为；为联轴器的效率，=0.99；为一对轴

12、Pmccg承的效率，=0.99；为高速级齿轮传动的效率,=0.98；为低速级齿轮传g112动的效率，=0.98；为锥齿轮传动的效率，=0.97。2gg3.6.3 各轴的输入转矩各轴的输入转矩T（N mm）高速轴一的输入转矩： T1=9.55x105xP1/n1=34.6Nm 中间轴二的输入转矩： T2=9.55x105xP2/n2=118.3Nm 低速轴三的输入转矩： T3=9.55x105xP3/n3=309.2Nm主轴 6 的输入转矩：T7=9.55x105xP7/n7=1032.3Nm 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4.1 锥齿轮的设计和计算锥齿轮的设计和计算 4.1.1 选

13、定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1 按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角。=902 由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高,初选7级精度。 3 材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿，不宜采用硬齿面，小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度取280HBS，大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS。 4 取小齿轮齿数为，则 Z2=24x3.51=84.24取84。 124Z 4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文4按机械设计式10-26试算，即 21321 2.921 0.5EHRRKTZud确

14、定公式内各计算数值1 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数K=1.6。 2）计算小齿轮传递的转矩6519.55 103.733.96 1089.97TN mm3）选取齿宽系数。 =0.3R4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。12189.8EZMPa5）由机械设计图10-21d按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限 。 12740,580HHimimMPaMPa6) 由式计算应力循环次数813881216060 89.97 1 (2 8 365 10)3.15 103.15 101.05 103hNn jLNNi 7) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数。 120.96

15、0.98HNHNKK，8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1，由机械设计式10-12得：111222740 0.96710.41580 0.98568.41HLimHNHHLimHNHKMPaSKMPaS9) 23tanu10) 许用接触力： 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文5 12710.4568.4639.422HHHMpaMpa2 计算 1）试算2231225322.92(1 0.5)189.81.6 3.96 102.92639.40.3 (1 0.5 0.3)3128.82EHRRZKTdumm锥距22e1131R128.82=203.6822u

16、d确定大端模数取，取m=6mm 2222122Re2 203.685.372472emzz确定锥距Re 2222e126R =2472227.6822emzzmm分度圆直径： d1=maZ1=6x24 =144mm d2=maZ2=6x84=504mm分度圆锥角：22112Z72arctanarctan71.5724909071.5718.43Z齿宽b：e0.3 227.6868.304RbRmm最大齿宽为，小齿轮宽270bmm175bmm当量齿数 VZ 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文61112222425.30coscos18.4372227.74coscos71.57vvZZ

17、ZZ4.2.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由机械设计式10-24得弯曲强度的设计公式为 1232214110.5FaSaFRRKTY Ymuz1）确定公式内的各计算数值 试选K=1.6，由机械设计图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim620FMPa小大齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim450FMPa大2）计算当量齿数 1112222425.30coscos18.4372227.74coscos71.57vvZZZZ3）查取齿形系数 由机械设计表10-5查得 122.6182.10YFaYFa；4）查取应力校正系数 由机械设计表10-5查得121.5901.868SSY a

18、Y a；5）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数120.890.91FNFNKK，6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得1112220.89 620394.141.40.91 450292.51.4FEFNHFNFEHKMPaSKMPaS7）计算大、小齿轮的并加以比较 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文7-1111-12222.618 1.5900.01056394.142.10 1.8680.01341292.5FaSaFFaSaFYYMPaYYMPa大齿轮的数值大。 设计计算 122212224110.54 1.6 3960000.013414.420

19、.3 24 (1 0.5 0.3)31FaSanFRRKTY Yuzmmm 4.2高速级斜齿轮的设计和计算高速级斜齿轮的设计和计算 4.2.1 选精度等级，材料及齿数选精度等级，材料及齿数 1 齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。 2 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 3 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取,则，取1=24Z2=24 4.56=109.44Z。2=110Z4 选取螺旋角。初选螺旋角。144.2.2 按齿面接

20、触强度设计按齿面接触强度设计 由设计公式 211t213tHEaHdZZuK Tdu 试算 1 确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数Kt=1.6。 （2）计算小齿轮传递的转矩 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文81661419.5595.53.9610102.63101440PN mmTn（3）由机械设计表10-7选取齿宽系数。1d（4) 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。 12189.8EZMPaa21（5) 由机械设计图10-21d按齿面强度查大小，大齿轮的接触疲劳强度极限。12740,580HHimimMPaMPa（6) 由机械设计式10-13计算应力循环次数。

21、 911991216060 1440 1 (2 8 365 10)5.05 105.05 101.11 104.56hNn jLNNi （7) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数。 120.89,0.91HNHNKK（8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由机械设计式10-12得： 111222740 0.89658.61580 0.91527.81HLimHNHHLimHNHKMPaSKMPaS（9) 由机械设计图10-30选取区域系数。2.433HZ （10）由机械设计图10-26查得，则。10.78a20.89a121.67aaa（11）许用接触力： 12

22、658.6527.8593.222HHHMpaMpa2 计算（1）试算211t42212 1.6 2.63 102.433 189.85.56()33.391 1.67593.24.56atHEdHZZuK Tdumm 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文9 （2）圆周速度11/ 60 10002.52/tVm sd n （3）齿宽133.39tdbmmd 模数 11cos/33.39cos14 / 241.35nttmmmdz 2.252.25 1.353.04/10.98nthmmmb h（4）计算纵向重合度 903. 114tan241318. 0tan318. 01Zd （5)

23、 计算载荷系数K 根据V=2.76m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.10，VK;由机械设计表10-2查得使用系数=1.25;由机械设计表10-4查1.4HFKKAK得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。查机械设计图10-131.41HK得;故载荷系数：1.34FK 1.25 1.10 1.4 1.412.73AVHHKK K KK （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式10-10a得 1133112.73(/)33.39 ()39.901.6ttKKmmdd（7）计算模数nm 11cos/1.61nmmmdz4.2.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲

24、强度设计 由机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为 cos22211FSaFadnYYzYTKma 1 定公式内的各计算数值 （1）计算载荷系数K 1.25 1.10 1.4 1.342.58AVFaFKK K KK（2）根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数1.903 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文100.88Y （3）计算当量齿数 12132326.27cos120.41cosvvzZzZ（4）查取齿形系数 由机械设计表10-5查得 122.5922.164FaFaYY， （5）查取应力校正系数 由机械设计表10-5查得121.596,1.806SaSaY

25、Y （6）由机械设计图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限1620FEMPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2450FEMPa （7) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系。120.830.86FNFNKK， （8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式10-12 111222740 0.89658.61580 0.91527.81HLimHNHHLimHNHKMPaSKMPaS （9）计算大、小齿轮的并加以比较 /FFaSaYY -1111122-2 2.592 1.596/367.570.011252.164 1.806/ 233.4/30.01414HFaS

26、aHFaSaMPYYaMPaYY大齿轮的数值大。 2 设计计算 24322 2.58 2.63 100.88cos140.014141.1811.6724nmmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文11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=2mm，按接触强度算得的分度圆直径=39.90mm，算出小齿轮nm1d齿数 112cos/19.35204.56 2091.291ndmzz3 几何尺寸计算高速级齿轮传动的几

27、何尺寸如表4-1所示表4-1 高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2法面压力角n20螺旋角13.17d141.08分度圆直径d2186.91齿顶圆直径11=2 =41.082 1 2aanmddh 22=2 =186.912 1 2aanmddh 45.08190.91齿根圆直径11=2 =41.082 1.25 2ffnmddh 22=2 =186.91 2 1.25 2ffnmddh 36.08181.91中心距1221 8722cos2cos13.17azz114.40齿宽 bB1mmBB512 45 504 齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构 大

28、齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4-2所示表4-2 大齿轮2的结构 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文12代 号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1dD6 . 1154.4轮毂轴向长LdL)5 . 12 . 1 (47.6倒角尺寸nnmn5 . 01齿根圆处厚度nm5 . 25腹板最大直径0DnamdD100170.91孔板分布圆直径2D)(5 . 0102DDD112.66孔板直径1d)(25. 0101DDd29.13腹板厚C23 . 0 bC 15 4.3 低速级斜齿轮的设计和计算低速级斜齿轮的设计和计算 4.3.1 选精度等级，材料及齿数选精度等级，材料及齿数

29、1 齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。 2 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 3 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取,则,1=24Z224 3.5184.24Z 取。284Z 4 选取螺旋角。初选螺旋角。 144.3.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计公式321112uuZZTKdHEHdtta试算1 确定公式内的各计算数值 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文13（1）试选载荷系数Kt=1.6。

30、（2）计算小齿轮传递的转矩。 2662529.559.553.8410101.1610315.79PN mmTn（3）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数。1d（4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。12189.8EZMPa (5)由机械设计图10-21d按齿面强度查小，大齿轮的接触疲劳强度极限： 12740,580HHimimMPaMPa (6)由机械设计式10-13计算应力循环次数。 191981216060 315.792 8 365 101.11 101.11 103.2 103.51hjNnLNNi (7）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数。 120.92,0.97H

31、NHNKK （8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1.由机械设计式10-12得 111222740 0.92680.81580 0.97562.61HLimHNHHLimHNHKMPaSKMPaS （9）由机械设计图10-30选取区域系数。2.433Hz （10）由机械设计图10-26查得则。120.78,0.86,aa121.64aaa （11）许用接触力 12680.8562.6621.722HHHMpaMpa2 计算 （1)试算 213523212 1.6 1.16 102.433 189.84.51()54.341 1.64621.73.51EtltadHZZu

32、K THdumm （2)圆周速度12/ 60 10000.898/tVdnm s （3)齿宽 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文14 154.34cos/54.34 cos14 / 242.162.252.25 2.164.86/11.18ltntdntltbmmdmmmdzhmmmmmb h （4）计算纵向重合度 10.318tan0.318 1 24 tan141.903dz （5) 计算载荷系数K 根据V=0.898m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.03， ；由机械设计表10-2查得使用系数；由机械设计10-41.4HaFaKK1.25AK 查得精度等

33、级为7级，小齿轮相对支承非对称布置时，；查机械设1.421HK计图10-13得载荷系数： 1.25 1.03 1.4 1.4212.56AVHHKK K KK （6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式10-10a得 13(/)63.561lttKKmmdd （7）计算模数nm 11cos/2.57nmmmdz4.3.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为 32211cos2FYYzYTKmSaFadn1 确定公式内的各计算数值 （1）由机械设计图10-20c查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限1620FEMpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极

34、限2450FEMpa （2）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数； 120.860.90HNHNKK， （3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式10-12得： 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文15 1112220.86 620 1.4380.860.90 450 1.4289.29FNFEFFNFEFSMpaFSMpaF（4）计算载荷系数K 1.25 1.03 1.4 1.352.43=AVFFK K K KK （5）根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系1.903数 0.88Y （6)计算当量齿数 27.26cos311zZV

35、22391.95cosVZz （7）查取齿形系数 由机械设计表10-5查得 122.592,2.20FaFaYY （8）查取应力校正系数 由机械设计表10-5查得 121.596,1.78SaSaYY （9）计算大、小齿轮的并加以比较/FFaSaYY -1111/2.592 1.596/380.860.01086FaSaFMpaYY-1222/2.20 1.78/ 289.290.01354FaSaFMpaYY 大齿轮的数值大。2 设计计算 2322 2.43 116000cos140.013541.8811.6424nmmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强nm

36、度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，nm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，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿=2.5nmmm163.56mmd轮齿数 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文16，取1cos24.671ndmZ225Z ，取1287.75iZZ 288Z 3 几何尺寸计算 低速级齿轮传动的几何尺寸如表4-3所示表4-3 低速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2.5法面压力角n20螺旋角14.66d169.49分度圆直径d2244.51齿顶圆直径11+2 =69.49+2 1

37、 2.5aanmddh 11+2 =227.40+2 1 2.5aanmddh 69.60232.40齿根圆直径11=2 =69.402 1.25 2.5fnmddhf 22=2 =227.402 1.25 2.5fnmddhf 58.35221.15中心距1227952.52cos2cos14.66azz145.57齿宽 bB1mmBB51265 704 齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构 大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4-4所示表4-4 大齿轮2的结构代 号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径1DdD6 . 1183.2 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书

38、报告论文17轮毂轴向长LdL)5 . 12 . 1 (78倒角尺寸nnmn5 . 01.25齿根圆处厚度nm5 . 26.25腹板最大直径0DnamdD100207.4孔板分布圆直径2D)(5 . 0102DDD145.3孔板直径1d)(25. 0101DDd31.05腹板厚C23 . 0 bC 21 5 轴的设计计算轴的设计计算 5.1 高速轴的设计计算高速轴的设计计算5.1.1 求高速轴上的功率求高速轴上的功率 P、转速、转速 n 和转矩和转矩 T 由已知，得：，113.961440 / minPPKwnnr， 6641113.969.55 109.55 102.63 101440PTN

39、mmn5.1.2 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按机械设计式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据机械设计表 15-3，取 A0=112.得 mmnPAd69.15144096. 3112330min5.1.3 轴的结构设计轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如图 5-1 所示 图 5-1 轴的设计示意图 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文182 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直d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d=。

40、按照计算转矩应小于联轴器公1TKTAca441.3 2.633.4191010N mmTca称转矩的条件，查手册，选用 GY3 型联轴器，左端用轴端挡mmd24圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=26 mm。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，故取138Lmm-段的长度应比略短一些，现取 L-=36 mm。 1L（2）初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据，选轴承型号mmd246305，其尺寸 dDB=25 mm62 mm17 mm,故。根25ddmm 据耳机减速器的图纸取。左端滚动轴承采用178 1 224LLmm 轴肩进行轴向定位，取。30dmm

41、（3）因为高速轴上的小齿轮的尺寸较小，故通常设计成齿轮轴。 （4）轴承端盖的总宽度取为 16 mm。取端盖的外端面与联轴器端面间的距离为 30 mm，则。 mmL46 （5）取齿轮距箱体内壁的距离 a=10 mm，已知滚动轴承的宽度 B=15mm，低速级小齿轮轮毂长 L=70mm，由二级减速器的图纸可得 1070 102.5 1.586mmLI V V3 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表 11.27 查得平键截d面 bh=6 mm6 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 22 mm，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4 确定轴上

42、的圆角和倒角尺寸 根据设计要求，取轴端倒角为 145。5 轴的校核 （1）绘轴的受力图，见图5-2（a）所示 （2）计算轴上的作用力： 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文19 齿轮1 41122.63 102128041.08tantan201280478coscos13.17tan1280tan13.17300tnrtatTFNdFFNFFN（3）计算支反力垂直面支反力（XZ平面） ，见图5-2（b） 绕支点B的力矩和，得0BZM 1(123) / (12347)241.08(478 123300) /1702382AZradRFFN同理，0AZM 1(47)/170241.08(

43、478 47300)/170296BZradRFFN 校核：964783820AZrBZZRFR 计算无误 水平平面（XY平面） ，见图5-2（c） 同样，绕支点B的力矩和，得0BYM 123/1701280 123/170926AYtRFN 同理，0AYM 47 /170128047 /170354BYtRFN 校核：926354 12800AYBYYRRF 计算无误（4）转矩，绘弯矩图 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文20 垂直平面内的弯矩图，见图5-2（b） C处弯矩：BZ12396 12311808N473824717954CZAZCZMRmmMRN mm左右水平面弯矩图，

44、见图5-2（c） C处弯矩：123( 354) 12343542CYBYMRN mm （5）合成弯矩图，见图5-2（d） C处： 2222CYCZ2222CYCZMM11808( 43542)45115NMM17954( 43542)47098NCCMmmMmm 左左右右 （6）转矩及转矩图，见图5-2（e） 412.63 10TN mm （7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图5-2（f） 应力校正系数：10/55/950.58bba 410.58 2.63 1015254TN mm D处：22221CCCCMT )451151525447624M45115NMN mmMmm左左右右（8）校核轴径

45、 C剖面：3314762420.53360.10.1 55CcbMdmmmm左 强度足够。 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文21图5-2 轴的校核图 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文22 5.2 中间轴的设计计算中间轴的设计计算5.2.1 中间轴上的功率中间轴上的功率 P、转速、转速 n 和转矩和转矩 T 由已知，得：， 223.84,315.79 / minPPKw nnr6652223.849.55 109.55 101.16 10315.79PTN mmn5.2.2 确定轴的最小直径确定轴的最小直径 先按机械设计式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为

46、45 钢，调质处理。根据机械设计表 15-3，取 A0=112。得330min3.8411225.76315.79PmmdAn5.2.3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如图 5-3 所示 图 5-3 轴的设计示意图2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 (1）由于，轴上开有两键槽，增加后轴径 d=30 mm 取安装min25.76mmd轴承处（该轴直径最小处） 轴径 d=30 mm，则。30ddmm (2）初步选择滚动轴承。根据要求选深沟球轴承。参照工作要求并根据 ，选轴承型号为 6206，其尺寸为 dDB=30 mm62 30dmm mm16mm。

47、考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁 6 mm。 (3）取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段 II-III 和 IV-V 的直径，两端齿轮与轴承之间采用挡油板定位。已知大齿轮轮毂34ddmm 的宽度为 45 mm，小齿轮的轮毂宽度为 70 mm。为了使套筒可靠地压紧齿轮， 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文23此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取。两齿轮的另67,42Lmm Lmm 一端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，轴环处的直径。轴环宽40dmm 度取。10Lmm (4）由二级减速器的内部轴上的装配可得 16 10 10223616 10 102236LmmLmmI -I IV-VI

48、3 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按和分别由机械设计课d d 程设计指导书表 11.27 查得平键截面 bh=10 mm8 mm，长度分别为 63mm，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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径76Hn尺寸公差为 m6。4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 根据设计要求，取轴端倒角为 245。5 轴的校核 （1）绘轴的受力图，见图5-4（a） （2）计算轴上的作用力： 齿轮2： 522222222221.16 102179664.6tantan201796676coscos14.66

49、tan1796tan14.66470tnrtatTFNdFFNFFN 齿轮3：533333333321.16 1021241186.91tantan201241464coscos13.17tan1241 tan13.17290tnrtatTFNdFFNFFN （3）计算支反力 垂直面支反力（XZ平面） ，见图5-4（b） 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文24 绕支点B的力矩和，得0BZM 322233(64.539)39/1552264.6186.91(676 103.547029046439)/1552262AZraarddRFFFFN同理，0AZM323233(51.564.5

50、)51.5/1552264.6186.91(464 11647029067651.5)/15522150BZraarddRFFFFN 校核：3262464676 1500AZrrBZZRFFR 计算无误 水平平面（XY平面） ，见图5-4（c） 同样，绕支点B的力矩和，得0BYM 23(64.539)39/155(1796 103.51241 39) /1551512AYttRFFN 同理，0AYM 32(51.564.5)51.5/155(1241 1161796 51.5)/1551525BYttRFFN 校核：231512 1525 1796 12410AYBYttYRRFF 计算无误（

51、4）转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图，见图5-4（b） C处弯矩：AZ2251.562 51.53193N51.5/2319347064.6/ 218374CZAZaCZMRmmMRF dN mm左右 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文25 D处弯矩：BZ3339/2150 39290 186.91/ 221252N395850aDZBZDZMRF dmmMRN mm 左右 水平面弯矩图，见图5-4（c） C处弯矩：51.51512 51.577868CYAYMRN mm D处弯矩： 391525 3959475DYBYMRN mm（5）合成弯矩图，见图5-4（d）C处： 2222

52、CYCZ2222CYCZMM31937786877933NMM183747786880006NCCMmmMmm左左右右 D处： 2222DYDZ2222DYDZMM( 21252)5947563158NMM58505947559762NDDMmmMmm左左右右（6）转矩及转矩图，见图5-4（e） 521.16 10TN mm （7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图5-4（f） 应力校正系数：10/55/950.58bba 520.58 1.16 1067280TN mm C处： C22222CM77933NMT )800066728092280CCMmmMN mm左左右右（ D处： 22222DD

53、DDMT )631586728092280M59762NMN mmMmm左左右右（ （8）校核轴径 C剖面：33110453526.69340.10.1 55CcbMdmmmm右 强度足够 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文26 D剖面：3319228025.6340.10.1 55DdbMdmmmm左 强度足够。图 5-4 轴的校核图 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文27 5.3 低速轴的设计计算低速轴的设计计算5.3.1 求低速轴上的功率求低速轴上的功率 P、转速、转速 n 和转矩和转矩 T 由已知，得：，333.73n89.97 / minPPKwnr， 66533

54、33.739.55 109.55 103.96 1089.97PTN mmn5.3.2 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径先按机械设计式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表 15-3，取 A0=112，得 330min3.7311238.7689.97PmmdAn5.3.3 轴的结构设计轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如图 5-5 所示图 5-5 轴的设计示意图2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1)低速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d 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

55、的计d 算转矩按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计Tca手册，选用 GY6 刚性联轴器，其公称转矩为。半联轴器与轴配合的毂900N m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，184Lmm故取-段的长度应比略短一些，现取。为了满足半联轴器的1L80IIILmm轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩,故取-段的直径，48IIIIIdmm右端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50 mm。 (2)初步选择滚动轴承。根据设计要求选则深沟球轴承。参照工作要求并根据，选轴承型号 6210，其尺寸为 dDB=50 mm90 mm20 48IIIIIdmm 机械与汽车工

56、程学院课程设计成果说明书报告论文28mm，故。50VIVIIdmmd （3）取安装齿轮处的轴段 V-VI 的直径。齿轮的的左端与左52VVImmd端轴承之间采用挡油板和套筒定位。已知齿轮毂的宽度为 65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右62V VImmL端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，则 IV-V 处的直径。轴环宽62IV Vmmd度，取。1.4bh45 10 102 162V VImmL （4）考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁 6 mm。已知滚动轴承宽度B=20 mm，并根据中间轴的部分尺寸，得 20 10233520 10233VI VI

57、IIII IVmmLmmL （5) 取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为 30 mm，端盖厚 20 mm，则。 50II IIImmL 3 轴上零件的周向定位 齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表 11.27 查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 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；同样，联轴器与7n6H轴的连接，选用平键为 12mm8mm70mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 根据设计要求，取轴端倒角为 245。 5 轴的校核 （1）绘轴的

58、受力图，见图 5-6（a） （2）计算轴上的作用力：齿轮 353323.96 1023483227.4tantan2034831310coscos14.66tan3483 tan14.66911tnrtatTFNdFFNFFN 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文29（3）计算支反力 垂直面支反力（XZ 平面） ，见图 5-6（b） 绕支点 B 的力矩和，得0BZM 4(48.5)/ (48.5109.5)2227.4(131048.5911)/15821058AZradRFFN 同理， 0AZM 4(109.5)/1582227.4(1310 109.5911)/1582252BZr

59、adRFFN校核： 1058 13102520AZrBZZRFR 计算无误 水平平面（XY 平面） ，见图 5-6（c） 同样，绕支点 B 的力矩和，得0BYM 48.5/1583483 48.5/1581069AYtRFN同理，0AYM 109.5/1583483 109.5/1582414BYtRFN校核：3483 106924140tAYBYYFRR 计算无误 （4）转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图，见图 5-6（b）C 处弯矩：BZ48.5( 252) 48.512222N109.5( 1058) 109.5115851CZAZCZMRmmMRN mm 左右 水平面弯矩图，见图 5-

60、6（c） 机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文30 C 处弯矩： 48.5( 2414)48.5117079CYBYMRN mm （5）合成弯矩图，见图 5-6（d） C 处：2222CYCZ2222CYCZMM( 12222)( 117079)117715NMM( 115851)( 117079)164709NCCMmmMmm 左左右右（6）转矩及转矩图，见图 5-6（e） 533.96 10TN mm （7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图 5-6（f）应力校正系数：10/55/950.58bba 510.58 3.96 10229680TN mmD 处：C22222CM117715N