(样板)机械设计课程设计说明书.doc

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1、 Hefei University课课程程设设计计COURSE PROJECT题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及自动化 学制： 四年 姓名： 江恒 学号： 1306032021 导师： 徐启圣 汪珺 2013 年 12 月 22日目目录录第第 1 1 章章 机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书 .11.1. 设计题目 .11.3. 设计要求 .11.4. 设计说明书的主要内容 .21.5. 课程设计日程安排 .2第第 2 2 章章 传传动动装装置置的的总总体体设设计计 .32.1. 传动方案拟定 .32.2. 电动机的选择 .32.3. 计算总传

2、动比及分配各级的传动比.42.4. 运动参数及动力参数计算.4第第 3 3 章章 传传动动零零件件的的设设计计计计算算 .6第第 4 4 章章 轴轴类类零零件件的的选选择择及及校校核核计计算算.7第第 5 5 章章 联联轴轴器器的的选选择择与与计计算算 .9第第 6 6 章章 减减速速器器的的润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型的的选选择择.10第第 7 7 章章 减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择.11第第 8 8 章章 减减速速器器附附件件的的选选择择与与设设计计 .12第第 9 9 章章 减减速速器器箱箱体体的的设设计计 .13设设计计小小结结 .15参参考考文文献

3、献 .16第第 1 1 章章 机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书1 1. .1 1. .设设计计题题目目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。图 1带式运输机1 1. .2 2. .设设计计数数据据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)35000.643001 1. .3 3. .设设计计要要求求1. 设计要求达到 齿齿轮轮传传动动的的中中心心距距要要圆圆整整（ 0 0，5 5 结结尾尾）且且两两级级齿齿轮轮传传动动的的中中心心距距

4、之之和和小小于于 3 32 20 0m mm m，安安装装在在减减速速器器上上的的大大带带轮轮不不碰碰地地面面，减减速速器器的的中中间间轴轴上上的的大大齿齿轮轮不不与与低低速速轴轴干干涉涉，运运输输带带速速度度允允许许误误差差为为5 5% %。2. 减速器装配图 A0 一张3. 零件图 2 张.04. 设计说明书一份约 60008000 字1 1. .4 4. .设设计计说说明明书书的的主主要要内内容容1.封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)2.目录（包括页次）3.设计任务书4.传动方案的分析与拟定 (简单说明并附传动简图 )5.电动机的选择计算6.传动装置的运动及动力参数的选

5、择和计算7.传动零件的设计计算8.轴的设计计算9.滚动轴承的选择和计算10.键联接选择和计算11.联轴器的选择12.设计小结 (体会、优缺点、改进意见 )13.参考文献1 1. .5 5. .课课程程设设计计日日程程安安排排表 2课程设计日程安排表1 1) )准备阶段1 天2 2) )传动装置总体设计阶段1 天3 3) )传动装置设计计算阶段3 天4 4) )减速器装配图设计阶段5 天5 5) )零件工作图绘制阶段2 天6 6) )设计计算说明书编写阶段1 天7 7) )设计总结和答辩1 天第第 2 2 章章 传传动动装装置置的的总总体体设设计计2.1.传传动动方方案案拟拟定定由题目和带式运输

6、机的结构简图可知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器，本传动机构的结构特点是：减速器横向尺寸小，2 2. .2 2. .电电动动机机的的选选择择1）选择电动机的类型：选择 Y 系列三相异步电动机2）选择电动机的功率： 运输机主轴上所需功率：kwFvPw24. 2100064. 035001000 传动装置总效率：5443221 V 带传送效率：96. 01 齿轮传动（闭式，精度等级为 8）：97. 02 滚动轴承（角接触球轴承 4 对）：99. 03 联轴器（十字滑块联轴器）：98. 04 运输带的效率： 注注：查查课课程程设设计计手手册册 表表 1 1- -5 596. 05 8136.

7、 0 电动机所需功率为：kwPPwd75. 28136. 024. 2 查课程设计手册 表 12-1 可取电动机的额定功率为 Pd=3kw3）确定电动机的转速： V 带的传动比 i1=2-4 二级圆柱齿轮减速器传动比 i2=8-40 总传动比 i=16-160 又min/74.40100060rDvnw wdnin 即min/40.6518min/84.651rrnd 又因为 Y 系列的转速有 750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min四种类型，这里选用 Y100L2-4，具体数据如下：方案电动机型号电动机额定功率（kw）同步转速(r/min)1Y100L2-

8、431500 2.3.计计算算总总传传动动比比及及分分配配各各级级的的传传动动比比1）总传动比的计算： Y100L1-4 的满载转速为 1430r/min 1 .3574.401430wmnni2）多级传动中，总传动比 :321ii ii 展开式二级圆柱齿轮 324 . 1 ii 为 V 带传动比1i7 . 21i 为减速器高速级传动比2i 为减速器低速级传动比3i 266. 42i047. 33i2 2. .4 4. .运运动动参参数数及及动动力力参参数数计计算算1）各轴的转速的计算：电动机：min/1430rnm高速轴：min/63.52911rinnm中间轴：min/15.124212r

9、inn低速轴：min/74.40323rinn 即：min/74.4034rnnnw2）各轴间的传动效率：电动机轴与减速器高速轴（轴 ）传动效率：97. 01d减速器高速轴（ 轴）和减速器中间轴（ 轴）：96. 03212减速器中间轴（ 轴）和减速器低速轴（ 轴）：96. 03223减速器低速轴（ 轴）和卷筒轴的传动效率：97. 043343）各轴输入功率计算：电动机输出功率：kwPd3减速器高速轴：kwPPd88. 211减速器中间轴：kwPP765. 23212减速器低速轴：kwPP655. 23223卷筒轴：kwPP576. 243344）各轴输出功率：减速器高速轴：kwPP85. 23

10、11减速器中间轴：kwPP737. 2322减速器低速轴：kwPP628. 2333卷筒轴：kwPP55. 23445）各轴输入转矩：电动机输出转矩：mNnPTmdd03.209550减速器高速轴：mNnPT93.519550111减速器中间轴：mNnPT69.2129550222减速器低速轴：mNnPT37.6229550333卷筒轴：mNnPT85.60395504446）各轴输出转矩：减速器高速轴：mNTT41.51311减速器中间轴：mNTT57.210322减速器低速轴：mNTT144.616333卷筒轴：mNTT81.597344注：运动和动力参数的计算数值详见下表：轴转速r/mi

11、n输入功率 kw输出功率 kw输入转矩Nm输出转矩Nm传动比传动效率电动机轴1430320.032.70.97减速器高速轴529.632.882.8551.9351.414.2660.96减速器中间轴124.152.7652.737212.69210.573.0470.96减速器低速轴40.742.6552.628622.37616.14卷筒轴40.742.5762.55603.85597.8110.97第第 3 3 章章 传传动动零零件件的的设设计计计计算算3.1 普通 V 带传动的设计计算1）确定设计功率： 因为带式运输机的载荷平稳，两班制工作即工作时长为16h，则工作情况系数 注注：查查

12、课课本本 P P1 10 02 2 表表 7 7. .6 61 . 1AK 设计功率kwPKPA3 . 331 . 12）选取带型： 设计功率 P=3.3kw，转速min/1430rnnm小带轮 经查课本 P103 图 7.11 可知，选取 A 型带3）确定带轮的基准直径： 根据课本 P103 表 7.7 可知，A 型 V 带戴路明最小基准直径mmdd75min 故可选小带轮的直径mmdd1001 则大带轮直径为 mmdiddd2701007 . 2112 根据课本 P101 表 7.3 取mmdd2802 则其传动比误差为，故可用。05. 0037. 0i4）验算带的速度： max/25/4

13、9. 710006014301001006011vsmsmndvd 故符合要求。5）确定 V 带长度和中心距： )(2)(7 . 021021ddddddadd 初步确定中心距760)280100(2266)280100(7 . 00a又因为要考虑其结构紧凑故取偏小值mma3000又 mmaddddLddddad90.12234)()(220212210则根据课本 P95 表 7.2 选 V 带基准长度为mmLd1250故实际中心距mmLLaadd1 .326290.12231250300206）计算小轮包角： 。37.1483 .571 .3261002801803 .57180121add

14、dd7）确定 V 带根数： 根据课本 P101 表 7.3 可知单根 V 带所传递的功率kwp3 . 10 根据课本 P102 表 7.4 可查得弯曲影响系数3107725. 0bK 根据课本 P102 表 7.5 可查得传动比系数14. 1iK故得：kwKnKPib136. 0110）（小带轮根据课本 P104 表 7.8 可查得包角修正系数92. 0K根据课本 P95 表 9.2 可查得长度系数87. 0LK则 V 带的根数为87. 287. 092. 0)136. 03 . 1 (3 . 3)(00LKKPPPz取 z=3 根8）计算初拉力 :根据课本 P94 表 7.1 可查得单位长度

15、质量mkgm/1 . 0初拉力NmvKKzvPF19.100)5 . 2(500209）计算作用在轴上的压力： NzFQ38.578237.148sin19.100322sin2010）带轮的结构设计： 在本设计中因其转速较高故设计时材料采用铸钢，又因为设计的大带轮的直径为 200mm，则结构形式为腹板式。其小带轮的直径为75mm，则小带轮的结构形式为实心式， V 带带轮轮槽尺寸如下表所示：小带轮大带轮槽型A 型A 型基准宽度 bd1111基准线上槽深 hamin2.752.75槽深 he1212槽间距 e1515槽边距 fmin1010轮缘厚min66带轮宽度 B35050带轮结构腹板式腹板

16、式 3.2 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算3.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮的材料均选用45 钢，采用软齿面。查课本 P129 表 8.2 查取相关数值可得，小齿轮调质处理，齿面硬度为 217-255HBW，平均硬度 236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为 162-217HBW,平均硬度为 190HBW。大、小齿轮齿面的平均硬度差为46HBW，在 30-50HBW 范围内，故选用 8 级精度。3.2.2 初步计算传动主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计 3211)(12HZZZZuuKTdHEd式中各参数 ：1)小齿

17、轮传递的转矩： m.41N151T2)设计时因圆周速度 v圆周未知，即动载系数 Kv不能确定，故初选载荷系数 Kt=1.11.8,故本题初取 Kt=1.43)根据课本 P144 表 8.6 查得齿宽系数1 . 1d4)根据课本 P136 表 8.5 查得材料弹性系数MPaZE8 .1895)初选螺旋角则根据课本 P136 图 8.14 可查得节点区域系数。1246. 2HZ6)高速级传动比 u=i2=4.2667)初选 z1=23,则，故取 z2=9811.9823266. 412uzz 端面重合度67. 1cos)11(2 . 388. 121zz 轴面重合度71. 1tan318. 01z

18、d 根据课本 P136 图 8.15 可查得重合度系数775. 0Z 根据课本 P143 图 8.24 可查得螺旋角系数99. 0Z8)计算许用接触应力： 根据课本 P146 图 8.28-(e)查得： 小齿轮的接触疲劳极限应力MPaH5701lim 根据课本 P146 图 8.28-（a）查得： 大齿轮的接触疲劳极限应力MPaH3902lim 小齿轮的应力循环次数：81110355. 660haLnN 大齿轮的应力循环次数：81049. 1212iNN 根据课本 P147 图 8.29 查得接触强度寿命系数 (允许局部点蚀 ) 可得：小齿轮的接触强度寿命系数ZN1=1.08 大齿轮的接触强度

19、寿命系数 ZN2=1.16 根据课本 P147 表 8.7 查取安全系数 SH=1.0 则： MPaSZHHNH6 .6151lim11 MPaSZHHNH4 .4522lim21 故取 MPaHH45221初算小齿轮的分度圆的直径 d1t,得： mmZZZZuuKTdHHEd64.46)45299. 0775. 046. 28 .189(266. 41266. 41 . 1514114 . 12)(123232113.2.3 确定传动尺寸1）计算载荷系数： 根据课本 P130 表 8.3 查取使用系数 KA=1.0 圆周速度smndvt/40. 110006043.52940.5010006

20、011圆周 根据课本 P131 图 8.7 查取动载系数13. 1vK 根据课本 P132 图 8.11 查取齿向载荷分布系数（设轴刚性大）11. 1K 根据课本 P133 表 8.4 查取齿间载荷分配系数2 . 1K 故：载荷系数51. 12 . 111. 113. 10 . 1KKKKKVA2）对 d1t进行修正：因 K 与 Kt 有较大差异，故需对其进行修正，即 mmKKddtt83.474 . 151. 164.4633113）确定模数 mn mmzdmn05. 22312cos83.47cos11。 故根据课本 P124 表 8.1 查取模数 mn=24)计算传动尺寸： 中心距mmz

21、zman70.12312cos2)9823(2cos221。 即圆整为，则螺旋角mma125 。50.141252)9823(2arccos2)(arccos21azzmn因为 值与初选值相差较大，故与 值相关的数值需要修正，修正后结果是：、65. 108. 2。显然 值改变后， d1的mmdmmdZZt48.4755.46981. 078. 011、计算值变化很小，因此不再修正mn和 a。故 mmzmdmmdmmzmdnn45.2025 .14cos982cos),48.471(51.475 .14cos232cos2211。合适 又mmmmdbbd53261.5251.471 . 1212

22、即取 mmbmmbb601)105(21取又3.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度 FSFnFYYYYdbmKT112式中各参数：1）载荷系数 K、输出转矩、模数 mn、小齿轮分度圆直径 d1同前。1T2）齿宽mmbb5323）齿形系数 YF和应力修正系数 YS： 当量齿数：99.1075 .14cos98cos35.255 .14cos23cos33223311zZzZVV由课本 P139 图 8.19 查取 YF1=2.61、YF2=2.25由课本 P139 图 8.20 查取 YS1=1.59、YS2=1.804）由课本 P140 图 8.21 查取重合度系数0.72Y5）由课本 P143 图

23、 8.26 查取螺旋角系数0.88Y6）许用弯曲应力： 由课本 P146 图 8.28-（f）查取弯曲疲劳极限应力MPaF2201lim 由课本 P146 图 8.28-（b）查取弯曲疲劳极限应力MPaF1702lim 由课本 P147 图 8.30 查取弯曲强度寿命系数0 . 121NNYY 由课本 P147 表 8.7 查取安全系数为故25. 1FS MPaSYMPaSYFFNFFFNF13625. 11700 . 117625. 122012lim221lim11 即： 21122121111111.7959. 161. 280. 125. 206.8106.8188. 072. 059

24、. 161. 251.4725325141151. 121FSFSFFFFSFnFMPaYYYYMPaYYYYdbmKT由计算可知满足齿根弯曲疲劳强度。3.2.5 计算大、小齿轮其他几何尺寸名称计算公式计算数值模数mn2螺旋角14.5压力角20法向齿距Pn=mn6.28齿顶高ha=mn2齿根高hf=1.25mn2.5全齿高h=2.25mn4.5cos11zmdn47.510分度圆直径cos22zmdn202.450namdd21151.510齿顶圆直径namdd222206.450nfmdd5 . 21142.510齿根圆直径nfmdd5 . 222197.510中心距221dda124.98

25、3.3 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮的材料均选用40Cr，采用硬齿面。查课本 P129 表 8.2 查取相关数值可得，小齿轮调质 -表面淬火处理，齿面硬度为 4555HRC，平均硬度为 55HRC；大齿轮调质 -表面淬火处理，齿面硬度为 4050HRC，平均硬度为 55HRC。选用 7 级精度。3.2.2 初步计算传动主要尺寸因为是硬齿面闭式传动，故按齿根弯曲疲劳强度进行设计。 32122cos2FSFnYYdzYYKTm式中各参数：1）小齿轮传递的转矩：mN57.2102T2）初选 z3=26,则取 z4=79222.7

26、9047. 326334izz3）由课本 P144 表 8.6 选取齿宽系数5 . 0d4）初选 =12。则得： 68. 1cos)11(2 . 388. 121zz 轴面重合度88. 0tan318. 01zd 根据课本 P140 图 8.21 可查得重合度系数696. 0Y 根据课本 P143 图 8.26 可查得螺旋角系数94. 0Y5）初选3 . 1tK6）齿形系数 YF和应力修正系数 YS 当量齿数48.8512cos80cos61.2612cos26cos33443333zZzZVV由课本 P139 图 8.19 查取 YF3=2.59、YF3=2.23由课本 P139 图 8.2

27、0 查取 YS3=1.60、YS3=1.797）许用弯曲应力： 由课本 P146 图 8.28-（f）查取弯曲疲劳极限应力MPaF3603lim 由课本 P146 图 8.28-（b）查取弯曲疲劳极限应力MPaF3604lim 由课本 P147 表 8.7 查取安全系数为25. 1FS 故小齿轮 3 与大齿轮 4 的应力循环系数分别为： 783348131095. 7047. 31042. 21042. 2525082115.1246060iNNaLnNh 由课本 P147 图 8.30 查取弯曲强度寿命系数 0 . 121NNYY 故许用弯曲应力： 0142. 00139. 028879.

28、123. 20142. 028860. 156. 228825. 13600 . 128825. 13600 . 13334443334lim443lim33FSFFSFFSFFSFFFNFFFNFYYYYYYYYMPaSYMPaSY所以8）初算法面模数 mnt 32122cos2FSFdtntYYZYYTKm mm49. 20142. 0265 . 012cos21057092. 0696. 03 . 12322。3.3.3 计算传动尺寸1）计算载荷系数 K 根据课本 P130 表 8.3 查取使用系数 KA=1.0 圆周速度smnzmvnt/43. 0cos10006015.1242649

29、. 2cos10006011圆周 根据课本 P131 图 8.7 查取动载系数06. 1vK 根据课本 P132 图 8.11 查取齿向载荷分布系数（设轴刚性08. 1K大） 根据课本 P133 表 8.4 查取齿间载荷分配系数2 . 1K 故：载荷系数374. 12 . 111. 113. 10 . 1KKKKKVA2）对 mnt进行修正： mmKKmmtntn53. 23 . 1374. 149. 233根据课本 P124 表 8.1 查取为mmmn33）计算传动尺寸： 中心距为mmzzman01.16112cos2)7926(3cos2)(21。圆整为mma160修正螺旋角 。26.10

30、1602)7926(3arccos2)(arccos21azzmn所以 mmzmdmmzmdnn851.24026.10.cos793cos268.7926.10.cos263cos4433。 mmbbmmdbd40634.39268.795 . 021所以取 mmb4513.2.4 校核齿面接触疲劳强度 HHEHuubdKTZZZZ1232式中各参数：1）K、b、d1值同前2T2）齿数比 u=i3=3.0473）由根据课本 P136 表 8.5 查得材料弹性系数MPaZE8 .1894）根据课本 P136 图 8.14 可查得节点区域系数 ZH=2.485）根据课本 P136 图 8.15

31、可查得重合度系数83. 0Z6）根据课本 P136 图 8.24 可查得螺旋角系数990. 0Z7）许用接触应力： 根据课本 P146 图 8.28-（g）可查得接触疲劳极限为 MPaHH12004lim3lim 根据课本 P147 图 8.29 可查得寿命系数15. 10 . 143NNZZ、 根据课本 P147 表 8.7 可查得安全系数 SH=1.0 则 MPaSZMPaSZHHNHHHNH13800 . 1120015. 112000 . 112000 . 14lim43lim3 即许用接触应力 MPaH1200 MPaMPauubdKTZZZZHHEH12005 .675047. 3

32、1047. 3268.7940210570374. 12990. 083. 048. 28 .18912232 所以满足齿面接触疲劳强度3.3.5 计算齿轮传动其他几何尺寸：名称计算公式计算数值模数mn3螺旋角10.26压力角法向齿距Pn=mn9.42齿顶高ha=mn3齿根高hf=1.25mn3.75全齿高h=2.25mn6.75cos11zmdn79.268分度圆直径cos22zmdn240.851namdd21185.268齿顶圆直径namdd222246.851nfmdd5 . 21171.768齿根圆直径nfmdd5 . 222233.3351中心距221dda160.06第第 4 章

33、章 轴轴类类零零件件的的选选择择及及校校核核计计算算一、初步设计在展开式二级减速器中有低速轴、中间轴、高速轴。其中低速轴和高速级小齿轮是在一起加工的，中间轴和高速级大齿轮、低速级小齿轮是装配在一起的，低速轴和低速级大齿轮装配在一起，齿轮与轴是通过间接的，器装配简图如下：4.1 减速器高速轴（ 轴）的设计计算4.1.1 选择轴的材料 因轴传递的功率不大，并对质量及结构尺寸五特殊要求，故选用常用材料 45 钢，调质处理4.1.2 初算轴径 对于转轴，按扭转强度初算轴径，查取课本P193 表 10.2 得C=106118mm 考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C=106 则 mmnPCd575.1863.

34、52985. 21063311min考虑键槽的影响，则取mmd50.1905. 1575.18min4.1.3 轴的结构设计1）轴承的结构形式：为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。由此，所涉及的轴承部件的结构形式如课本P194 图 10.7 示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。mind2）带轮及轴段 ：取轴径。轴段 1 的长度应与带轮的宽 B20mmdmin相同则。即轴段的直径 d1=21mm50mml13）密封圈及轴段 ：在确定轴段 2 的直径时，应考虑密封圈的尺寸这方面。查机械设计手

35、册，可选用毡毛油封JB/ZQ4606-1986 中的轴径为 25mm 的，则轴段 2 的直径。mm25d2 4）轴承及轴段 与轴段：考虑齿轮的轴向力，轴承类 型选深沟球轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装 ，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承型号为 6006C，查轴承手册，内径 d=30mm，外径 D=55mm，宽度 B=13mm，定位轴肩直径，轴上定位端面的圆角半径mm63da。故轴段的直径。通常同一轴上的两个轴承取相同型mm1rsamm30d3号，故轴段 的直径，轴段的长度 l5=13mm。mm30d75)齿轮及轴段 ：轴段上带有齿轮齿轮，还要考虑到轴承的装卸，轴段直径应该根据应根据

36、 6006C 轴承的定位轴肩直径 da确定，即。mmdda3646)机体及轴段 、的长度：轴段 、的长度、 、l4除2l3l与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸。为避免转动齿轮与不动机体相碰，应在齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H,由课本 P198 表 10.3，可取 H=15mm。已知减速器的转速与功率较低，为脂润滑，则设计有挡油环。另为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离。为保证拧紧上下轴承链接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的mm1

37、0宽度 C，故轴承座的宽度取 C=50mm。根据轴承 7006C 的外圈直径，由机械设计的轴承盖凸缘厚度 e=8mm。为避免带轮端面转动时与不动的轴承盖连接螺栓相碰，带轮端面与轴承盖间应有足够的间距K，可取 K=15mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖与带轮的相互位置后，轴段2、3、6 的长度就随之确定下来，即 mm13l3 B mm50l2 mml1654 轴的主要尺寸（单位： mm）d1d2d3d4d52125303630l1l2l3l4l548501316513进而，轴承的支点及力的作用点键的跨距也随之确定下来，6006C 的轴承力作用点距外环原边 6.5mm，取该点为支点。取带轮的的中

38、心为力作用点，则可得跨距为mmLmmLmmL5 .615 .1165 .80321、7）键连接：带轮与轴的轴向连接采用A 型普通平键连接，则键。20031096/4578TGB8）设计草图4.1.4 轴的受力分析1）轴的受力分析图2）计算支承反力： 圆周力：NdTFt18.2164510.47514102211 径向力：NFFntr61.8135 .14cos20tan18.2164costan。 轴向力：NFFta69.5595 .14tan18.2164tan。 法向力：NFFntn84.23785 .14cos20cos19.2164coscos在水平面上 NLLdFLFRarH8 .3

39、555 .615 .1162/510.4769.5595 .6161.8132/3231 NRFRHrH81.4578 .35561.81312在垂直平面上 NFRRtVV1 .10822/19.21642/21轴承 I 的总支承反力 NRRRVH36.115421211轴承 II 的总支承反力 NRRRVH53.115922222 3）画弯矩图 在水平面上 :a-a 剖面左侧 mmNLRMHH7 .414505 .1168 .35521a b-b 剖面右侧 mmNLRMHH315.281555 .6181.45732a 在垂直平面上 mmNLRMVV65.1260645 .1161 .108

40、221a 合成弯矩 a-a 剖面左侧 mmNMMMaVaH8 .13270322a a-a 剖面右侧 mmNMMMaVaH5 .129170)()(22a4.1.5 校核轴的强度a-a 剖面左侧，因弯矩大，有转距，故a-a 剖面左侧为危险剖面。由于这是齿轮轴，则轴的强度在齿轮的地方强度最大。 a-a 剖面左侧，因弯矩较大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故 a-a 剖面左侧为危险剖面。 由附表 10.1 得:抗弯剖面模量3236 .61872)(1 . 0mmdtdbtdW抗扭剖面模量3234 .135962)(2 . 0mmdtdbtdWT弯曲应力 MPaWMaHb6 .37MPaba6 .

41、370m扭剪应力 MPaWTTT2 .43 MPaTma6 .212/对于调质处理的 40Gr 钢，由表 10.1 查得:MPaB750MPas550MPa3501-MPa2001- 查得材料的等效 系数15. 03 . 0，键槽引起的应力集中系数，由附表10.4 查得: 795. 1,95. 1KK绝对尺寸系数，由附图 10.1 查得: 。76. 08 . 0，轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2 查得: 0.91所以求得安全系数 :47. 31-maKS38. 31-maKS42. 222SSSSS查表 10.5 得许用安全系数,显然，故剖面安全。 1.31.5S SSaa4.1.6

42、校核键的强度带轮处键连接的挤压应力 a17.298-56620102 . 44dh44lpMPT）（取键、轴及带轮的材料为钢，查表的。显然，故 a150120 pMP p p强度足够。4.1.7 校核轴承寿命：由机械设计手册查 6006 轴承得 C=13200N，。NC83000 1）计算轴承的轴向力。 NAF69.559显然，,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承12SAS I 将使轴保持平衡，故事两轴承的轴向力分别为 NF69.5591a NF812.4632a 比较两轴承的受力，及，故只需校核轴承 I。21rrFF 21aaFF （2）计算当量动载荷。由，查【1】表 11-

43、084. 08300/38.693/01acF12 得 e=0.28因为 eFF 870. 020.79738.6931r1a所以 X=0.44，Y=1.36当量动载荷 NYFXFPar13.121369.55926. 136.115444. 011（3）校核轴承寿命。轴承在 100以下工作，查 【1】表 11-9 得C。载荷变动小，为减速器用轴承查 【1】表 11-10，得 。0 . 1f T5 . 1fp 轴承 I 的寿命 hPfCfnLpT85.95287)13.12135 . 1132001(6506010)(60103636h已知减速器使用 10 年，每年按 300 天计，两班工作制

44、，则预期寿命 h00002550228hL显然，故轴承寿命充裕。hLLh 4.2 减速器高速轴（ 轴）的设计计算4.2.1 选择轴的材料 因轴传递的功率不大，并对质量及结构尺寸五特殊要求，故选用常用材料 45 钢，调质处理4.2.2 初算轴径 对于转轴，按扭转强度初算轴径，查取课本P193 表 10.2 得C=106118mm 考虑轴不是外伸轴，故取 C=118 则 mmnPCd04.3315.12474. 2118min3311考虑键槽的影响，则取mmd344.361 . 140.33min4.2.3 轴的结构设计1）轴承的结构形式：为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式。因传递功率小

45、，齿轮减速器效率高，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。由此，所涉及的轴承部件的结构形式如课本P194 图 10.7 示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。mind2）轴承轴段 及轴段：取轴径。又因为轴段 要与轴承36mmdmin装配，则由设计手册 P77 表 7.7 可得应选轴承型号为 7008C，其内径 d=40mm，外径 D=68mm，宽度 B=15mm，定位轴肩直径，轴上定位端面mm64da的圆角半径。即轴段的直径 d1=40mm，而且 l1=l5=15mmmm1rsa3）轴段和轴段(轴段与大齿轮相连接 )：在确定轴段 的直径时，应考虑轴承的定位轴肩直径。轴

46、段2 的直径。齿轮单向固定，mm46d2故轴轴段的长度 l2=79.5mm 和轴段的长度 l4=66.5mm。4）齿轮与轴段 ：轴段上安装齿轮，考虑到齿轮的轴向固定，即故轴段的直径为 d3=50mm，故轴段的长度mmdh6 . 422. 3) 1 . 007. 0(2为 l3=15mm。表 7-1 II 轴的主要尺寸（单位： mm）d1d2d3d4d5l1l2l3l4l540465046401566.51579.5155）键连接：齿轮与轴的轴向连接采用A 型普通平键连接，则两键均选键。20031096/40914TGB6）设计草图： 7)键的强度校核 齿轮处的键连接压力为： MPadhTp86

47、.1155 . 141 ，,故强度足够。120 150pMPa Pp4.3 减速器高速轴（ 轴）的设计计算选择轴的材料因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45 号钢，调质处理。 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查表10.2 得 C=126103，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C=106，则 mmnPCd54.4274.4063. 2106min3311考虑到键槽的影响，故mmd79.461 . 154.42min结结构构设设计计 1)轴承部件的结构形式：为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件

48、的固定方式可用两端固定方式。由此，所设计的轴承部件的结构形式如结构草图图所示，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。 2)联轴器及轴端 ：在本题中 dmin就是轴端的直径，又考虑到轴端上安装联轴器，因此，轴端 的设计应与联轴器的设计同时进行。通过计算得转矩mmNT.6164103为补偿联轴器所连接的俩轴的安装误差，隔离振动，选用滑块联轴器。查表 13.1 取 KA=1.3,则计算转矩 mmNTC.8013336164103 . 1由机械设计手册查的 GB/ZQ4384-2006 中的 WH7 型联轴器符合要求：公称转矩为 900Nm，许用转矩为 3200r/min，轴孔直径范围为

49、4048mm。考虑 dmin=46.79mm，故取联轴器轴孔直径 48mm，轴孔长度 84mm，J 型轴孔，A 型键，联轴器主动端的代号为 WH748*84GB/ZQ4384-2006。同理，轴端 的直径 dmin=48mm，轴端的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取。mml841 3)密封圈与轴端 ：在确定轴端 的直径时，应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸俩个方面。当联轴器右端用轴肩固定时：由书图10.9 中公式计算得轴肩高度 h=2.13mm，轴端的直径最终由密封圈确定。查机械设计手册，可选用毡圈油封 JB/ZQ4606-1986 中的轴径为 50mm 的，则轴端 的直径 d2=50mm。

50、 4)轴承与轴端 及轴端：考虑齿轮有轴向力，轴承类型选角接触球轴承。轴端上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承型号为 6011C，查轴承手册，内径 d=50mm，外径 D=90mm，宽度 B=18mm，定位轴肩直径 da=62mm，轴上定位断面的圆角半径 rAS=1mm。故轴端的直径 d3=50mm。通常同一根轴上的俩个轴承取相同型号，故轴端 的直径 d7=50mm，轴端的长度与轴承宽度相同，故取 l7=41mm。 5)轴端：轴端用于轴承的轴向固定，为减小应力集中，并考虑右端的拆卸，段端 的直径应根据 7209C 轴承的定位轴肩 da确定，故取d4=62mm 轴段