机械设计课程设计盘磨机传动装置的设计

1、第一章课程设计任务书年级专业过控101学生姓名付良武学号1008110074题目名称盘磨机传动装置的设计设计时间第17周19周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点化工楼一、课程设计（论文）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：主轴的转速：42rpm锥齿轮传动比：23电机功率：5kW电机转速：1440rpm2.2工作条件：每日两班制工作，工作年限为10年，传动不逆转，有轻微振动，主轴转速的允许误差为土5%1电动机；2、4

2、联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；5开式圆锥齿轮传动；6主轴；7盘磨三、任务和要求3.1编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合规范格式且用A4纸打印；3.2绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图1号图1张；绘制零件工作图3号图2张（齿轮和轴）；标题栏符合机械制图国家标准；3.3图纸装订、说明书装订并装袋；注：1此表由指导教师填写，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机械设计教材4.2机械设计课程设计指导书4.3减速器图册4.4机械设计课程设计图册4.5机械设计手册4.6其

3、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）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）：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）：计算及说明结果第一章传动方案的整体设计2.1传动装置总体设计方案：2.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。选择锥齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。2.2

4、电动机的选择根据已知任务书给定的技术参数，由给定的电动机功率为5KW电动机转速为1440r/min,查表17-7选取电动机型号为丫132S-4,满载转速nm1440r/min，同步转速1500r/min。2.3确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比2.3.1总传动比由选疋的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw=42,可得传动装置总传动比为ia=nnw=1440/42=34.29。2.3.2分配传动装置传动比锥齿轮传动比：i3=3减速器传动比：i=ia/i3=34.29/3=11.43高速级传动比：，=(1.3-1.4)iJ1.3511.433.93低速级传动比：i2i/i111.43/3

5、.932.92.4计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴转速n(r/min)no=nm=1440r/min高速轴1的转速:n1=nm=1440r/min中间轴2的转速：n2n1/i11440/3.93366.4r/min低速轴3的转速：n3n2/i2366.4/2.9126.3r/min主轴6的转速：n6na/ia126.3/342.1r/min2.4.2各轴的输入功率P(KW)Po=P=5kw高速轴1的输入功率：P1=Pnc=5X0.99=4.95kw中间轴2的输入功率：P2=P1n1ng=4.95x0.98x0.98=4.75kw低速轴3的输入功率：P3=F2n2ng=4.75X0.9

6、8x0.98=4.57kw主轴6的输入功率：F4=F3ngngnd=4.57x0.98x0.99x0.97=4.30kwPm为电动机的额定功率；nc为联轴器的效率；ng为一对轴承的效率；ni高速级齿轮传动的效率；n2为低速级齿轮传动的效率；nd为锥齿轮传动的效率。2.4.3各轴输入转矩T(N?m)T=9550P/n0=3.316xNm高速轴1的输入转矩=9550P/n1=(9550x4.95)/1440=3.283x104Nm中间轴2的输入转矩E=9550P/n2=(9550x4.75)/366.4=1.238x105Nm低速轴3的输入转矩T3=9550P/n3=(9550x4.57)/126

7、.3=3.4556x105Nm主轴6的输入转矩T4=9550P/n4=(9550x4.30)/42.1=9.7542x105Nm第三章传动零件的设计计算3.1高速级斜齿轮的设计和计算3.1.1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) 虑传动平稳性，齿数宜取多些，取=24,则=24x3.93=94.32，取=94。(4) 选取螺旋角。初选螺旋角为3=143

8、.1.2按齿面接触强度设计I2由设计公式d1t32ktT1ZHZEU1试算UdaHU(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt=.612) 计算小齿轮传递的转矩。595.5104.9543.28310Nmm595.510P1T13) 由机械设计课本表10-7选取齿宽系数d1d4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2。5) 由图10-21d按齿面强度查地小、大齿轮的接触疲劳强度极限cHHm1=600Mpa(THim2=550Mpa6) 由式10-13计算应力循环次数。N=60njLh=60X1440X1X(2X8X365X10)=5.05X109N=N/i2=5

9、.05X109/3.93=1.28X1097) 由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn=0.90,Khn2=0.958) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由式10-12得：ch1=cHlim1Khn1S=600X0.90/1Mpa=540Mpach2=cHlim2Khn/S=550X0.95/1Mpa=522.5Mpa9) 由图10-30选取区域系数Zh=2.433。10) 由图10-26查得a10.78,a20.82，贝Uaa1a20.78aa1a20.780.821.611) 许用接触力:540522.5MPa531.25MPa计算1)1)试算d1t2)圆周速度(

10、3)齿宽b2KTZhZedm/601000dd1t39.629mmU1=39.629mmu2.988m/s模数mntd1tcos/Z139.629COS14/241.6023mmh2.25mnt2.251.623mm3.605mmb/h39.629/3.60510.993(4)计算纵向重合度0.318dZ1tan0.318124tan141.903(5) 计算载荷系数K根据V=2.988m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数31.12。KHaKFa1.4；由表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，H=1.417。查图10-13得Kf=1.

11、34;故载荷系数：KKaKvKhKh1.251.121.41.4172.78(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得11/3d1d1tK/Kt339.6292.78/1.647.643mm(7) 计算模数mnmnd1cos/z-i47.643cos14/241.9261mm3.1.3按齿根弯曲强度设计|2由式10-5得弯曲强度的设计公式为m严丫C0SYFaYsa2dZlaF(1) 确定公式内的各计算数值1) 计算载荷系数KK=KaKvKfrKf九25X行2X4X1.34=2.632)根据纵向重合度2)根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数丫=0.

12、883) 计算当量齿数z24Zv1cos3cos314z24Zv1cos3cos31426.27Z94Zv2cos3cos14102.904)查取齿形系数由表10-5查得丫Fa12592Fa?21785)查取应力校正系数由表10-5查得YSa11.596，Ysa27916）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fei500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限fE2380MPa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系Kfni=.86,Kfn2=0.89；8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得F1Kfn1fe1/S=0.86X500/1.4=307.14MpaFZ1Zm

13、ncosKfn2FE2/s=0.89X380/1.4=241.57MPa9）计算大、小齿轮的丫FaYsa/F并加以比较YFa1YSa1/YFa2YSa2/F1=2592x1.596/307.14=0.01347MPaF2=2.178X1.791/241.57=0.01615MPa大齿轮的数值大。(2) 设计计算23mn12421.622633283088_CO40.016151.8584mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于m由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于mn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）

14、有关，可取m=2mm按接触强度算得的分度圆直径d1=47.643mm算出小齿轮齿数Z1d1cos/mn24.8824Z23.932494.3294(3) 几何尺寸计算1) 计算中心距249422cos14将中心距圆整为122mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角arccos_Z2mn2a24942arccos212214.7123因值改变不多，故参数a,k，ZH等不必修正。3）计算分度圆直径d1zmn/cos212/cos14.712349.627mmd2Z2mn/cos=94X2/cos14.7123=194.373mm4）计算齿轮宽度bCJd1149.62749.627mm圆整后取B2=50m

15、m，B=55mm5）结构设计hamnhan対2102亦齿根高齿高hhfmnhanCnXn210.2502.呵口hahf45mm齿顶圆直径：小齿轮da=d+2ha=53.627mm大齿轮da=198.373mm齿根圆直径：小齿轮df=d-2hf=44.627mm大齿轮da=d-2hf=190.373mm3.2低速级斜齿轮的设计和计算3.2.1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240HBS2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失

16、效形式为占蚀。3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z124,则Z2242.969.6,4）选取螺旋角。初选螺旋角4）选取螺旋角。初选螺旋角14322按齿面接触强度设计由设计公式,3dit力由设计公式,3dit力2KtTiZhZeu1试算u（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K=1.62）计算小齿轮传递的转矩。5595.510F295.5104.75sKI21.238110Nmmn22366.43）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数d114）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa25）由图10-21d按齿面强度查地小，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1Hlim1600M

17、paHlim2550Mpa6）由式10-13计算应力循环次数。9N160n2jLh60366.428365101.2810QQN2N1/i20.9610/2.90.44107）由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn=0.95，KhnR.97。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.由式10-12得erh】1=cHlim1Khn/S=600X0.95/1Mpa=570Mpaeh2=eHlim2Khn/S=550X0.97/1Mpa=533.5Mpa9）由图10-30选取区域系数ZH2.43310）由图10-26查得a10.78,a20.87,则a1a20.870.781.

18、6511）11）许用接触力（2）计算21）试算dlt2心ZHZEu160.929mmu2）圆周速度V=ditnJ（60x1000）=1.169m/s3）齿宽bddit60.929mmmntd1tcos/z160.929cos14/242.4633h2.25mnt2.252.4633mm5.5424mmb/h10.9934）计算纵向重合度0.318dz1tan0.318124tan141.9035）计算载荷系数K根据V=1.169m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08,KhKf1.4;由表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查地7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，

19、Kh=1.421;查图10-13得Kf1.35;故载荷系数：KKaKvKhKh1.251.081.41.4212.696）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得1/31/3d1d1tK/Kt60.9292.69/1.672.449mm7）计算模数mnmnd1cosIz72.449cos14/242.9291mm3.2.3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）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：F1KFN1FE1S0.895001.4317.86MpaF2Kfn2FE2S0.903801.4244.29Mpa4）计算载荷系数

20、KK=KAK/Kf“Kfb=1.25X1.08X1.4X1.35=2.555）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.886）计算当量齿数ZVi26.27Zi3COS70367.87cos14ZV2Z23COS7）查取齿形系数由表10-5查得丫尸/2.592;丫Fa2=2.2278）查取应力校正系数由表10-5查得Ysai=1.596;Ysa2=1.7639）计算大、小齿轮的YFaYsa/F并加以比较YFaYSa/F12.5921.596317.860.01301YFaYSa/f22.2271.763244.290.01607大齿轮的数值大。（2）设计计算22.55

21、1238100.88COS140.016072.0681mm22.551238100.88COS140.016072.0681mm3mn21241.65mm,算出小齿轮齿数72.44|严28.1228取Z228Zd1COSmnZ22.92881.281，取Z281对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于m由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于m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m=2.5伽,按接触强度算得的分度圆直径d1=72.449（3）几何尺寸计算1）计算中心距Z1Z2mn2cos28812.

22、5mm140.4mm2cos14将中心距圆整为2）将圆整后的中心距修正螺旋角141mmarccosZ1Z2marccos28812.51521412a因值改变不多，故参数,K,Zh等不必修正。3）计算分度圆直径d1zmn/cos282Qcos15d2z?mncos812.5cos154）计算齿轮宽度72.469mm209.643mmbdd1172.44972.449mm圆整后取B3=72，B2=77.5）结构设计齿顶高hamnhanXn2.5102.5mm齿根高hfmnhanCnXn2.510.253.125mm齿高hhahf5.625mm齿顶圆直径小齿轮d2ha77.449mm,大齿轮j2h

23、a齿根圆直径小齿轮df2hf66.219mm，大齿轮Qf2hf第四章轴的设计计算4.1中间轴的设计计算4.1.1中间轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P=Pn=4.75KW,n=n“=366.4r/min4.1.2确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为处理。根据表15-3，取A=112。得214.693mm203.393mm45钢，调质dmin11234.75366.426.31mm4.1.3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下：FI|IIIVVVI（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）由于dmin=26.31mm轴上开有两

24、键槽，增加后轴径d=30mm取安装轴承处（该轴直径最小处）轴径d=30mm则di-n=dv-可=30mm2）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据di-n=30mm选轴承型号30206,其尺寸为dxDXT=30mm3）取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段n-川和W-v的直径dn-皿=dw-v=34mm两端齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为50mm小齿轮的轮毂宽度为77mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取Ln-m=74mm,b-v=47mm两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度：h0.07dn-m=0.07x34=2.38mm取h=3mm;轴

25、环处的直径:dm-iv=34+6=40mm;轴环宽度:b1.4h=1.4x3=4.2mm取Lm-v=5mm4）由于安装齿轮的轴段比轮毂宽度略短，所以Li-n=17.25+6+16+3=42.25mmLv-灯=17.25+6+18.5+3=44.75mm（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dn-m和dv-v分别由表6-1查得平键截面bxh=10mnX8mm,长度分别为63mm和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H7；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n6径尺寸公差为m6确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，

26、取轴端倒角为2X45(5)轴的校核经校核，该轴合格，故安全。4.2高速轴的设计计算4.2.1求高速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P=P=4.95kw,n=n1=1440r/min4.2.2初步确定轴的最小直径先按式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Ao=112.得轴上有一键槽，则增加后得直径d=20mm高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径di-取di-n=20mm4.2.3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下：IIIIIIVIIIIIIVVIYIIA10(2) 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

27、半联轴器的轴向定位要求，I-n轴段左端需制出一轴肩,故取n-川段的直径dn-m=24mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm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i-n段的长度应比L1略短一些，现取Li-n=36mm2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dn-m=24mm选轴承型号30205,其尺寸dXDXT=25mnX52mnX16.25mm,故dm-iv=dw-扯=25mm.由于轴承右侧需装甩油环，且轴承需离箱体内壁一段距离，考虑到箱体铸造误差，使轴承

28、距箱体内壁6mm,则取Lm-v=Lv-灯=16.25mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dvv=30mm.3) 由于高速轴上的小齿轮的尺寸较小，通常设计成齿轮轴。4) 轴承端盖的总宽度取为16mm取端盖的外端面与联轴器端面间的距离为30mmj则Ln-m=46mm5) 取轴上轴段V-切处为高速小齿轮，直径dv-灯=53.627mm已知小齿轮的轮毂宽度为55mm故取Lv-可=55mm6) 取齿轮距箱体内壁的距离-w=a=19.5mm。已知滚动轴承宽度T=16.25mm低速级小齿轮轮毂长L=80mm又因为已知箱体两内壁之间的距离为178.5，高速级小齿轮轮毂长L=55,则Lvv178.5-16-

29、55mm107.5mm(3) 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di-由表6-1查得平键截面bxh=6mnX6mm,键槽用键槽铣刀加工，长为22mm,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参考表15-2，取轴端倒角为2X45。4.2.4州的校核输入轴上的功率R,转速m,转矩T1R=5KWn1=1440r/minT1=3.283x104N.m(2)确定轴及求作用在齿轮上的力1) 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=49.627mm2L23.283104而Ft=一1323.070Nd149.

30、627Fr=Ft1323.070坦o497.882Ncoscos14.7123Fa=Fttan=1323.070xtan14.7123=347.405N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示：输入轴的载荷分析图如下：a：LiVIV0(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度4.3.3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下：7TIXVIDVDIVmdminIM24.3低速轴的设计计算4.3.1求低速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P=R=4.57KW,n=nm=126.3r/min4.3.2初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材

31、料为45钢，调质处理。根据表15-3，取Ao=112.得45711237.04mm126.31）低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-n.为了使所选的轴直径dI-n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TeaKaT=1.73.45561055.875105Nmm。按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250N?m。半联轴器的孔径为40mm故取di-n=40mm联轴器长112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L仁84mm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i-n段的长度应比L1略短一些，现

32、取Li-n=80mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-n轴段左端需制出一轴肩,故取n-川段的直径dn-皿=48mm右端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm2）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dn-皿=48mm选轴承型号30210,其尺寸为dxDXT=50mrH95mM21.75口口故dmivdvnviii50mm。3）取安装齿轮处的轴段W-%的直径-i=52mm齿轮的的左端与左端轴承之间采用甩油环和套筒定位。已知齿轮毂的宽度为72mm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Lw-i=69mm.齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d=0.0

33、7x52=3.64,则轴环处dvvi=60mm轴环宽度b1.4h=1.4x4=5.6,取LvVI=10mm4）取齿轮距箱体内壁的距离Li-=a=25.5mm考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6mm已知滚动轴承宽度T=21.75mm,L-=L丄=21.75mm,已知箱体两内壁之间的距离为178.5，贝ULiVv178.5-25.5-69-10668mm5）取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为30mm端盖厚20mm则Ln-m=50.（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6-1查得平键截面bxh=16mnX10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证齿轮

34、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，联轴器与轴的连接，选用平键为12mnX8mnX70mmn6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参考表15-2，取轴端倒角为2X454.3.4轴的校核(1) 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P2=4.75KWn2=366.4r/minT2=1.238X105N.m(2) 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=209.643mm而Ft=2T22X1.238X105/209.643=1181.055Nd2tanntan20oFr=Ftn1181.055o

35、445.033Ncoscos15Fa=Fttan=1181.055Xtan15。=316.463N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示：(3) 首先根据结构图作出轴的计算简图，确定轴承的支点位置。对于30210型圆锥滚子轴承,从手册中查取有a=21mm因此，做为简支梁的轴的支承跨距L2L3115mm60mm175mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。FNH1FNH2L2L3Ft-IF601181.055404.933N1751151181.055776.122N175FrL3F2dFnv12342.138NL2L

36、3Fnv2FrFnv1445.033342.138102.859NMh1262.96075774NmmMv1Fnv丄234287NmmMV2FNV2L312.8590606171.54NmmM1lMHMV185380.305NmmM276024.91Nmm载荷载荷水平面H现将计算出的危险截面C处的m、m和m列于下表。垂直面V支反力FFNH1404.933N,FnH2776.123NFNV1342.138N,FnV2102.859N弯矩MMH75774NmmMV139345.87NmmMV26171.54Nmm总弯矩M185380.305NmmM276024.91Nmm

37、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据ca=.M()2=,8538。.3052(0.6345.560)28.538MPaW前已选轴材料为查表15-1得caVi输出轴的载荷分析图如下：0.150345钢，调质处理。i=60MPa此轴合理安全h；严寸左-rrlin_Mv2rrnTTrnJ第五章键连接的选择和计算5.1高速轴上的键的设计与校核齿轮、联轴器、与轴的周向定位都是平键连接，由表6-1查得联轴器上的键尺寸为bhL=6x6X25mm联轴器采取过渡配合，但不允许过盈，所以选择H7/k6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用m6（具有小过盈量，木锤装配）d=20mm,T=32.83N-m,查表得

38、=1001202T103pkid232.831057.596Mpa式中k=0.5h，i=L-b，31920所以所选键符合强度要求。5.2中间轴上的键的设计与校核已知dn-皿=div-V=34mmT2=123.81N-m,参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于d=3C38mm所以取bh=108mm查表得=100120取低速级键长为63mm高速级键长为36mm32T10kid2T103kid32123.811034.353Mpa453342123.8110370.028Mpa42634所以所选键:hL=10mm8mm63mmhL=10mm8mm36mmb符合强度条件。5.3低速轴上的键的设计与校

39、核已知装齿轮处轴径可校核键的强度，由于d=52mmT=345.56Nm参考教材，由式6-1d=5058mm所以取bhL=16mm10mm63mm查表得=10012032T10pkid3345.561056.556Mpa254752联轴器处轴径d=40mmT=345.56N-m,由于d=3844mn,所以取bhL=12mm8mm70mm2T103pkid2345.5610374.47445840所以所选键符合强度要求。第六章滚动轴承的选择和计算6.1计算高速轴的轴承：由前面可以知道n仁1500r/min两轴承径向反力：轴向力：Fa=0N初步计算当量动载荷P,根据P=fpXfrFr=298.72N

40、YFa根据表13-6，f=1.01.2，取pp=1.2。根据表13-5,X=1所以P=1.21298.72=358.46N计算轴承30205的寿命：L106CLh60n_106_132000601440358.46故可以选用6.2计算中间轴的轴承:已知n2=366.4r/min两轴承径向反力:Fr2286.6NFr3693.8N轴向力均为0F：e初步计算当量动载荷p,根据p=fpxfrYFa根据表13-6,fp=1.01.2，取根据表13-5，X=1所以P=1.2286.6=343.92NP=1.2693.8=832.56N计算轴承30206的寿命：p=1.2。57.8107h48000Lh6

41、0np10613200060401114832.566165.510h480006.3故可以选用。计算低速轴的轴承已知n3=126.3r/min两轴承径向反力：Fr=673.45N轴向力：为0eeFr初步计算当量动载荷p,根据p=fpXFr根据表13-6,f=1.01.2，取fp=1.2。X=1p所以P=1.2673.45=808.14N计算轴承30210的寿命：-诃P61031700061.02710h808.1460150.795故可以选用。48000第七章联轴器的选择7.1类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器7.2载荷计算联轴器1公称转矩：T=9550P32.83N.mn查课

42、本表14-1,选取Ka1.5所以转矩GKaT31.532.8349.245Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计课程设计表17-4(GB/T4323-2002)选取LT5型弹性套柱销联轴器其公称转矩为125Nm联轴器2公称转矩：T=9550E345.56N.mn查课本表14-1,选取Ka1.5所以转矩GKaT31.5345.56518.34Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计课程设计表17-4(GB/T4323-2002)选取LT8型弹性套柱销联轴器其公称转矩为710Nm第八章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

43、盖分机体采用也配合.is68.1. 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8.2. 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，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为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6.38.3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=2机体外型简单，拔模方便.8.4. 对附件设计A窥视孔盖和窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况.润滑油也由此注入机体

44、内。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M6紧固。B放油螺塞：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，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D通气孔：减速器运转时，由于摩擦发热

45、，机体内温度升咼，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏，为便于排气，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提咼机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。E启盖螺钉：为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉，便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环，装上二个螺钉，便于调整。启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F定位销：为了保证剖分式机体的轴

46、承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。以提高定位精度，两销相距尽量远些。如机体是对称的，销孔位置不应对称布置。G环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。H调整垫片用于调整轴承间隙，有的起到调整传动零件轴向位置的作用。I密圭寸装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度0.025a3mm8mm10箱盖厚度1(0.80.85)38mm8箱盖凸缘厚度bibi1.5i12箱座凸缘厚度bb1.515箱座底凸缘厚度bb22.525地脚

47、螺钉直径dfdf0.036ai2Mi8地脚螺钉数目na250mm4轴承旁联结螺栓直径didi0.75dfMi2盖与座联结螺栓直径d2d20.50.6dfMi0轴承端盖螺钉直径d3d30.40.5dfM8视孔盖螺钉直径d4d40.30.4dfM6定位销直径dd0.70.8d2M8df，d1,d2至外箱壁的距离Ci课本128页24i8i6df，d1，d2至凸缘边缘距离C2课本128页22i8i4外箱壁至轴承端面距离liliCiC258mm50大齿轮顶圆与内箱壁距离DiDii5齿轮端面与内箱壁距离D2D2i6箱盖，箱座肋厚mi,mmi,m为0.85i、0.85Smi7m8.5轴承端盖外径D2D2D+(55.5)d392（一轴）i02（二轴）i35（三轴）轴承旁联结螺栓距离SSD(22.5)di76（一轴）86（二轴）ii9（三轴）箱体深度HD/2+(3050)i57箱座咼度HH+S+(5i0)i77第九章轴承端盖的设计与选择根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。各轴上的端盖：闷盖和透盖：参照表7-17课本145页I-I-闷盖示意图透盖示意图表三个轴的轴承盖D2d4Ddo螺钉孔数ne1m