机械设计课程设计说明书（完整版）

由天下分享时间：2025/3/14 16:38:57 加入收藏我要投稿点赞

机械设计课程设计原始资料

一、设计题目

热处理车间零件输送设备的传动装备

二、运动简图

图1

1—电动机 2—V带 3—齿轮减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—输送带

三、工作条件

该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为 ±5%.

四、原始数据

滚筒直径D（mm）：320 运输带速度V（m/s）：0.75 滚筒轴转矩T（N·m）：900

五、设计工作量

1减速器总装配图一张 2齿轮、轴零件图各一张 3设计说明书一份

六、设计说明书内容

1. 运动简图和原始数据 2. 电动机选择 3. 主要参数计算 4. V带传动的设计计算

5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 6. 机座结构尺寸计算 7. 轴的设计计算

8. 键、联轴器等的选择和校核 9. 滚动轴承及密封的选择和校核 10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法

11. 齿轮、轴承配合的选择 12. 参考文献

七、设计要求

1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计; 2. 在指定的教室内进行设计.

一. 电动机的选择

一、电动机输入功率Pw

nw?60v60?0.75?2??44.785r/min2?Rn2?3.14?0.32

Tnw900?44.785Pw???4.219kw

95509550二、电动机输出功率Pd

其中总效率为

32???v带??轴承??齿轮??联轴??滚筒?0.96?0.993?0.972?0.99?0.96?0.833

Pd?Pw??4.219?5.083kw 0.833查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。 Y132S-4(同步转速1440rmin，4极)的相关参数表1 额定功率满载转速 1440rmin 堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量 68kg 5.5kw

2200N?mm 2300N?mm 二. 主要参数的计算

一、确定总传动比和分配各级传动比

传动装置的总传动比i总?nm1440??32.15 nw44.785查表可得V带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器i1??1.3~1.5?i2。初分传动比为iV带?2.5，i1?4.243，i2?3.031。

二、计算传动装置的运动和动力参数

本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则

1、各轴转速

nⅠ?nⅡ?nm1440??576rmin iV带2.5nⅠ576??135.753rmin i14.243

nⅢ?nⅡ135.753??44.288rmin i23.0312、各轴功率

PⅠ?Pd?0Ⅰ?Pd??V带?5.5?0.96?5.28kw

P?ⅠⅡ?PⅡ?PⅠⅠ??轴承??齿轮?5.28?0.99?0.97?5.070kw PⅢ?P?ⅡⅢ?PⅡⅡ??轴承??齿轮?5.070?0.99?0.97?4.869kw

3、各轴转矩

Td?9550Pd5.5?9550??36.476N?m nd1440TⅠ?TdiV带?0Ⅰ?36.476?2.5?0.96?87.542N?m

TⅡ?Ti1?ⅠⅡ?87.542?4.243?0.99?0.97?356.695N?m ⅠTⅢ?TⅡi2?ⅡⅢ?356.695?3.031?0.99?0.97?1038.221N?m

表2

项目电机轴高速轴Ⅰ 转速(rmin) 功率(kw) 1440 5.5 576 5.28 135.753 5.070 62.706 4.869 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ 3

转矩 ?Nm? 36.476 87.542 356.695 1038.221 传动比效率 2.5 0.96 4.243 0.96 3.031 0.922

三 V带传动的设计计算

一、确定计算功率Pca

查表可得工作情况系数kA?1.2 故Pca?kA?P?1.2?5.5?6.6kw 二、选择V带的带型

根据Pca、n，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1、初选小带轮的基准直径dd1。

查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径dd1?90mm 2、验算带速v

按计算式验算带的速度v??dd1n60?1000???90?144060?1000?6.782ms

因为5ms?v?30ms，故此带速合适。 3、计算大带轮的基准直径dd2

按式(8-15a)计算大带轮的基准直径dd2?iV带dd1?2.5?90?225mm表8-8，圆整得

dd2?224mm根据教材

。

4、确定V带的中心距a和基准直径Ld

dd(1?dd2?)a0?（1）按计算式初定中心距a0?500mm (0.72d))d(1?dd2

（2）按计算式计算所需的基准长度

(dd2?dd1)2?(224?90)2?2?430??(90?224)? Ld0?2a0?(dd1?dd2)?24?43024a0?=1364mm

查表可选带的基准长度Ld?1400mm （3）按计算式计算实际中心距a

a?a0?Ld?Ld01400?1364?(430?)mm?448mm 22490mm?。

中心距的变化范围为?427mm5、验算小带轮上的包角?1

?1?180??dd2?dd1?6、计算带的根数

57.357.3?180??224?90??163?120 a448（1）计算单根V带的额定功率Pr

由dd1?90mm和n?1440rmin查表可得P0?1.064kw

根据n?1440rmin，i?2.7和A型带，查表可得?P0?0.169kw、k??0.956、

kL?0.96。

故Pr??P0??P0?k?kL??1.064?0.169??0.956?0.96?1.132kw （2）计算V带的根数Z

??Pca6.6??5.830 故取V带根数为6根 Pr1.1327、计算单根V带的初拉力的最小值?F0?min 查表可得A型带的单位长度质量q?0.10kgm

?F0?min?500?2.5?k??Pcak?Zv?qv22.5?0.956??6.6??(500??0.1?6.7822)N?136N0.956?6?6.782

应使带的实际初拉力F0??F0?min。 8、计算压轴力Fp

压轴力的最小值为

?FP?min163。?2?6?136?sin?2Z?F0?minsin?1614N

22?1四减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

一、高速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为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。（4）选小齿轮齿数Z1?20，大齿轮齿数Z2?4.243?20?85，取Z2?85 （5）选取螺旋角，初选螺旋角??14

32、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d1t?（1）确定公式内的各计算数值

2ktT1u?1?ZHZE??d??u????H???? ?2①试选kt?1.6，由图10-26??1?0.740，??2?0.820则有?????1???2?1.560 ②小齿轮传递转矩

T1?87.542Nm

③查图10-30可选取区域系数ZH?2.433 查表10-7可选取齿宽系数?d?1 ④查表10-6可得材料的弹性影响系数ZE?189.8MP。

⑤查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限

12?Hlim1?600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa。 ⑥按计算式计算应力循环次数

N1?60n1jLh?60?576?1??2?8?300?5??8.294?108

8.294?108N2??1.95?108

4.243⑦查图可选取接触疲劳寿命系数kHN1?1.02，kHN2?1.12。

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S?1，按计算式(10-12)得

??H?1?kHN1?Hlim1?1.02?600?612MPa S??H?2???H??

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

3??H?1???H?22kHN2?Hlim2?1.12?550?616MPaS?612?616?614MPa 2

d1t?2?1.6?87.542?10005.24?2.433?189.8??????50.07mm

1?1.5604.24?614?2②计算圆周速度

v??d1tn160?1000???50.07?57660?1000?1.509ms

③计算齿宽b及模数mnt

b??dd1t?1?50.07?50.07mm

mnt?d1tcos?50.07?cos14??2.429mm Z120h?2.25mnt?2.25?2.429mm?5.466mm

b50.07??9.16 h5.466④计算总相重合度??

???0.318?dZ1tan??0.318?1?20?tan14?1.586

⑤计算载荷系数k

查表可得使用系数kA?1，根据v?1.509ms，7级精度，查表10-8可得动载系数kV?1.07，由表10-4查得

kF??1.350，kH??kF??1.4

KH?的值与直齿轮的相同，为1.419

故载荷系数k?kAkVkH?kH??1?1.07?1.4?1.419?2.126 ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

3d1?d1tk?45.814?kt32.126?55.046mm 1.6⑦计算模数mn

mn?d1cos?55.046?cos14??2.671mm Z1203、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即

3mn?2k1T?Yc2o?sYFYaS 2?dZ1????F?a（1）确定公式内的各计算数值 ①、计算载荷系数

k?kAkVkF?kF??1?1.07?1.4?1.35?2.022

②根据纵向重合度???1.586，查图10-28可得螺旋角影响系数Y??0.88。 ③查图可选取区域系数ZH?2.433，??3?0.795，??4?0.875则有

??'???3???4?1.67

④查表取应力校正系数YSa1?1.569，YSa2?1.783。

⑤查表取齿形系数YFa1?2.724，YFa2?2.194。(线性插值法)

⑥查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?380MPa。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN1?0.87，kFN2?0.90。

⑧计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S?1.4，按计算式(10-22)计算得

??F?1???F?2

kFN1?FE10.87?500??310.714MPa S1.4k?0.90?380?FN2FE2??244.286MPa

S1.48

⑨计算大、小齿轮的

YFaYSa??F?并加以计算

YFa1YSa1??F?1?2.724?1.569?0.014

310.7142.194?1.783?0.016244.286

YFa2YSa2??F?2?大齿轮的数值较大。（2）设计计算

3mn?2?2.022?87.542?1000?0.88?cos214?0.016?1.979mm

1?202?1.586对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取mn?2mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?55.046mm来计算应有的齿数，于是有

Z1?d1cos?55.046?cos14??26.705 mn2取Z1?27，则Z2?i1Z1?4.243?27?115 4、几何尺寸计算（1）计算中心距

a??Z1?Z2?mn??27?115??2?146.347mm2cos?2?cos14

将中心距圆整为a?147mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

??arccos?Z1?Z2?mn2a?arccos?27?115??2?14.986。

2?147因?值改变不多，故参数??、k?、ZH等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1?Z1mn27?2??55.901mm 。cos?cos14.986Z2mn115?2??238.099mm cos?cos14.986。d2?（4）计算齿轮宽度

b??dd1?1?55.901?55.901mm

圆整后取B1?55mm，B2?60mm。二、低速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.

Z?23?3.031?70.924?70（4）选小齿轮齿数Z3?23，大齿轮齿数4

（5）选取螺旋角，初选螺旋角??14

32、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d3t?（1）确定公式内的各计算数值 ①试选kt?1.6

②小齿轮传递转矩T2?356.695Nm

2ktT2u'?1?ZHZE???? ?d??'u'??'???H?2③查表10-7可选取齿宽系数?d?1, 查图10-26可选取区域系数

ZH?2.433，??3?0.765，??4?0.870则有

????????1.63534

④查表可得材料的弹性影响系数ZE?189.8MP。

⑤查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim3?600MPa，大齿

轮的接触疲劳强度极限?Hlim4?550MPa。 ⑥按计算式计算应力循环次数

N3?60n2jLh?60?135.753?1??2?8?300?5??1.955?108

1.955?108N4??6.450?107

3.031⑦查图可选取接触疲劳寿命系数kHN3?1.12，kHN4?1.18。 ⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S?1,于是得

??H?3???H?4kHN3?Hlim3?1.12?600?672MPa Sk??HN4Hlim4?1.18?550?649MPa

S??H?'???H?3???H?42?672?649?660.5MPa 2（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

3d3t?2?1.6?3.567?1054.031?2.433?189.8??????76.848mm

1?1.673.031?660.5?2②计算圆周速度

v'??d3tn2??76.848?135.753??0.546ms

60?100060?1000③计算齿宽b'及模数mnt'

b'??dd3t?1?76.848?76.848mm

mnt'?d3tcos?76.848?cos14??3.240mm Z323h'?2.25mnt'?2.25?3.240?7.29mm

b'76.848??10.54 h'7.29④计算总相重合度??'

??'?0.318?dZ3tan??0.318?1?23?tan14?1.824

⑤计算载荷系数k

查表可得使用系数kA?1，根据v'?0.546ms，7级精度，查表可得动载系数kV'?1.04，kH?'?1.425，kF?'?1.36，kH?'?kF?'?1.4 故载荷系数k'?kAkV'kH?'kH?'?1?1.04?1.4?1.424?2.075 ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

3d3?d3tk'?76.848?kt32.075?83.804mm 1.6⑦计算模数mn'

mn'?d3cos?83.804?cos14??3.535mm Z32333、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即mn'?（1）确定公式内的各计算数值 ①计算载荷系数

k'?kAkV'kF?'kF?'?1?1.04?1.1?1.36?1.556

2k'T2Y?'cos2?YFaYSa' 2?dZ3??'??F?②根据纵向重合度??'?1.824，查图可得螺旋角影响系数Y?'?0.88。 ③计算当量齿数

ZV3?Z323??25.178 cos3?cos314Z470??76.628 33cos?cos14ZV4?④查表可取齿形系数YFa3?2.616，YFa4?2.227。

⑤查表可取应力校正系数YSa3?1.591，YSa4?1.763。(线性插值法)

⑥查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE3?500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE4?380MPa。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN3?0.90，kFN4?0.93。 ⑧计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S?1.4，按计算式计算

kFN3?FE30.90?500??321.429MPa S1.4k?0.93?380?252.429MPa ??F?4?FN4FE4?S1.4??F?3?⑨计算大、小齿轮的

YFaYSa??F?'并加以计算

YFa3YSa3??F?3?2.616?1.591?0.013

321.4292.227?1.763?0.016

252.429YFa4YSa4??F?4?大齿轮的数值较大。（2）设计计算

3mn'?2?1.556?356.695?10000?0.88?cos214?0.016?2.572mm

1?232?1.635 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取mn'?3mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3?83.804mm来计算应有的齿数，于是有

Z3?d3cos?83.804?cos14??27.105 mn3取Z3?26，则Z4?i2Z3?3.031?28?84.868?85 4、几何尺寸计算（1）计算中心距

Z3?Z4?mn'?28?85??3?a'???174.689mm2cos?2?cos14

将中心距圆整为a'?175mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

?'?arccos?Z3?Z4?mn'?arccos?28?85??3?14.403。

2a'2?175因?'值改变不多，故参数??'、k?'、ZH'等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d3?Z3mn'28?3??86.726mm cos?'cos14.403。Z4mn'85?3??263.274mm cos?'cos14.403。d4?（4）计算齿轮宽度

b'??dd3?1?86.726?86.726mm

圆整后取B3?90mm，B4?95mm。

五轴的设计计算

一、高速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

高速级齿轮的分度圆直径为dd1?51.761mm

Fte?2T12?87542??3398N d151.761tan?ntan20?Fte??3398?1275Ncos?cos1421'41\Fre?

Fae?Ftetan??3398?tan13.7。?846N

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。 3、计算轴的最小直径，查表可取A0?112

3dmin?A0P1?112?n135.28?23.44mm576

　应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使dⅠ-Ⅱ与带

轮相配合，且对于直径d?100mm的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后

　将轴径圆整。故取dⅠ-Ⅱ?25mm。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取L?????90mm，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取d???????32mm，根据装配关系，定

L???????35mm

（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为d?D?B?35mm?80mm?21mm，故d???????35mm?d???????，??????段挡油环取其长为19.5mm,则

L???????40.5mm。

（3）??????段右边有一定位轴肩，故取d???????42mm，根据装配关系可定

L???????100mm，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取L??????L?????????5mm,d????????44mm。

（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则L????????42mm

（5）计算可得L1?104.5mm,L2?151mm,L3?50.5mm、

（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为,大带轮与轴的配合为b?h?L?10mm?8mm?80mmH7，流动轴承与轴的周r6向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6. 求两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2

带传动有压轴力FP(过轴线，水平方向)，FP?1614N。

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一

图二

图三

[注]图二中Fae通过另加弯矩而平移到作用轴线上

图三中Fte通过另加转矩而平移到指向轴线

Fr2V??151?50??Fae?Fr2V?2163N

d1?Fre?151?0 2Fr1V?Fre?Fr2V?1824N

同理

Fr2H?853N

Fr1H?Fte?Fr2H?3398?853?2545N

Fr1?Fr1V2?Fr1H2?18242?25452?3131N Fr2?Fr2V2?Fr2H2?21632?8532?2014N 6 、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd?0.68?Fr

Fd1?0.68?Fr1?0.68?3131?2129.08N Fd2?0.68?Fr2?0.68?2014?1369.52N Fae?Fd2?846?1369.52?2215.2N?Fd1

故Fa1?2215.2N,Fa2?Fd1?1369.52N 7、求轴承的当量动载荷P1和P2 对于轴承1

Fa12215.2??0.70?0.68 Fr13131Fa21369.52??0.68 Fr22014对于轴承2

查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1X1?0.41，Y1?0.87 对于轴承2X2?1，Y2?0

P1?fP?X1Fr1?Y1Fa1??1?0.41?3131?0.87?2215.2??3210.934N P2?fP?X2Fr2?Y2Fa2??1?1?2014?0??2014N 8、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1?P2则有

3C?P160n1Lh'?3210.934?610360?576?2?8?300?5?24993.1N?Cr 61017

故7307AC符合要求。 9、弯矩图的计算

水平面： FNH1?853N,FNH2?2545N,则其各段的弯矩为： BC段：

由弯矩平衡得M-FNH1x?0?M?853x(0?x?151) CD段：

由弯矩平衡得

M?FNH1x?(x?151)?0?M??2545x?513098(151?x?201.5)

?MH?853?151Nmm?128803Nmm.

铅垂面：FNV1?2163N,FNV2?1824N,FP?1614N,则其各段弯矩为： AB段：

则M?FPx?0?M?1614 (0?x?104.5)

BC段：

则M?FPx?FNV1(x?104.5)?0?M??549x?226034(104.5?x?255.5) CD段：

则M?Fpx?FNV1(x?104.5)?Fr(x?255.5)?Ma?0

M??1824x?567555 (255.5?x?306) 做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计

算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表表3 载荷支持力水平面H Fr1H?2545N Fr2H?853N 垂直面V Fr1V?1824N Fr2V?2163N MV1?85765N?mm MV2?101523N?mm F 弯矩M MH?128803N?mm 总弯矩 M1?MH2?MV12?1288032?857652?154745N?mm M2?MH2?MV22?1288032?1015232?164003N?mm 扭矩T T1?87542N?mm 10、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力

?ca?MB2???T1?W2?1686632??0.6?87542?0.1?3532?35.7MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得???1??60MPa，因此

?ca????1?，故安全。

11、键的选择和校核

高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）

根据d?35mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：b?10mm,高度：

h?8mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L?80mm

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得??P??120~150MPa

取其平均植，??P??135MPa

b?80?5?75mm 2键的工作长度l?L?键和轮毂键槽的接触高度k?0.5h?0.5?8?4mm

2T2?8.754?104??17.0MPa???P?，故合适。则?P?kld4?75?35所以选用：键C 10mm?8mm?80mm GB/T 1096-2003 12、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为2。二、中间轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

Fre、Fae因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的Fte、

都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为

Fte1?3398N Fre1?1275N Fae1?846N

中速轴小齿轮上的三个力分别为

Fte2?3944NFre2?1482N

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。 3、计算轴的最小直径，查表可取A0?112

3Fae2?1013Ndmin?A0P2?112?n235.07?37.44mm

135.753轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径d?100mm　的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取dⅠ-Ⅱ?40mm。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为：d?D?B?40mm?68mm?15mm.

故d?????40mm.用挡油环定位轴承，故L?????21mm,????段右边有一定位轴肩，故d???????48mm.低速级小齿轮与箱体内壁距离为16mm,与箱体内壁距离为8mm，故左边挡油环长为24mm，则L???????20mm.

5mm.取两齿面的距离为8mm，（2）低速级小齿轮轮毂为95mm，即L????IV?9即LIV?V?8mm.

（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故

LVII?VIII?21mm,LVI?VII?26.5mm。V?VI段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为

55mm，故取LV?VI?51mm.

V、VI、VII各有一定位轴肩，故依次可取

dIV?V?60mm,dV?VI?52mm,dVI?VII?46mm.

（4）计算可得L1?68.4mm,L2?83mm,L3?55mm. 6、轴上零件的周向定位

低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。

其尺寸为b?h?L?16mm?10mm?40mm,齿轮与轴的配合为

H7，滚动轴承r6与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6。求两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一

图二

图三

7、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 由齿轮中计算得，

Fr1v?1128N,Fr2v?1629N

Fr1H?1118N,Fr2H?1664N

2222Fr1?FrV?F?1128?1629?1588N rH11Fr2?Fr2v2?Fr2H2?16292?16642?2329N

对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd?0.68?Fr

Fd1?0.68?Fr1?0.68?952.8N?952.8N

Fd2?0.68?Fr2?0.68?2329N?1397.4N

算得所以

Fae?Fd2?1564.4N?Fd1Fa1?Fae?Fd2?1564.4N

Fa2?Fd2?1397.4N

8、求轴承的当量动载荷P1和P2 对于轴承1

Fa11564.4??0.98?0.68 Fr1158824

对于轴承2

Fa21397.4??0.6?0.68 Fr22329查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1X1?0.41，Y1?0.87 对于轴承2X2?1，Y2?0

P1?fP?X1Fr1?Y1Fa1??1?0.41?1588?0.87?1564.4??2012.108N P2?fP?X2Fr2?Y2Fa2??1?1?2329?0??2329N 9、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1?P2则有

3C?P160n2Lh'?5391.454?610360?127?2?8?300?5?30602.810N?Cr 610故7208AC符合要求。 10、弯矩图的计算

水平面：FNH1?1664N,FNH2?1118N。 AB段：

则M??FNH1x,即M??1664x (0?x?68.4) BC段：

则M?FNH1x?Ft3(x?68.4)?0?M?2280x?269770 (68.4?x?151.4) CD段：

则M?FNH1x?Ft3(x?68.4)?Ft2(x?151.4)?0

?M??1118x?784227 (151.4?x?206.4)。铅垂面：FNV1?1629N,FNV2?1128N AB段：

M?FNVx?0?M?1629x (0?x?68.4)

BC段：

M?FNV1x?Fr3(x?68.4)?0?M?147x?145296 (68.4?x?151.4)

CD段：

M?FNV1x?Fr3(x?68.4)?Fr2(x?151.4)?Ma3?Ma2?0

?M??1128x?232819 (151.4?x?206.4) ?1629x?0?x?68.4??M??147x?145296?68.4?x?151.4?

??232819?1128x?151.4?x?206.4?做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表表4

载荷支持力水平面H Fr1H?1118N Fr2H?1664N 垂直面V Fr1V?1128N Fr2V?1629N MV1?163419.598N?mm MV2?86873.080N?mm F 弯矩M MH?270928.860N?mm 总弯矩 M1?MH2?MV12?270928.8602?163419.5982?316399.134N?mm M2?MH2?MV22?270928.8602?86873.0802?284516.044N?mm 扭矩T T2?2.77327?105N?mm 11、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力

?ca?M???T1?212W?316399.134??0.6?2.77327?10252?0.1?483?32.325MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得???1??60MP?ca????1?，a，故安全。

12、键的选择和校核

一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）d?52mm,b?16mm,h?10mm. 取键长L?40mm，

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得??P??120~150MPa

取其平均植，?

?P??135MPa

键的工作长度l?L?b?40?16?24mm

键和轮毂键槽的接触高度k?0.5h?0.5?10?5mm

2T2?3.56695?105??110MPa???P?，故合适。则?P?kld4?25?52所以选用：键 16mm?10mm?40mm GB/T 1096-2003 13、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为2?45，各轴肩处圆角半径见365页…… 三、低速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

Fre、Fae因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的Fte、

都是作用力与反作用力的关系，则

Ft?2T32?103822?N?3944N d4263.274tanantan200Fr?Ft?3944?N?1482N

cos?cos14.4030Fa?Fttan??3944?tan14.403?1013N

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。 3、计算轴的最小直径，查表可取A0?112

3dmin?A0P3?112?n334.869?53.5mm

44.788　　轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dⅠ为了使所选的轴直径dⅠ-Ⅱ，-Ⅱ与联轴器的孔径相配合，且对于直径d?100mm的轴有两个键槽时，应增大

　10%-15%，然后将轴径圆整，故取dⅠ-Ⅱ?60mm。并选取所需的联轴器型号

联轴器的计算转矩Tca?KAT3，查表可得，考虑到转矩变化小，故取KA?1.3

Tca?KAT3?1.3?1038221Nmm?1349687Nmm

其公称转矩为2.8?106N?mm。半联轴器的孔径d1?60mm，长度L?142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1?107mm 4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ?72mm。

②查手册99页，选用LX4型弹性柱销联轴器L

③初选滚动轴承7051AC，则其尺寸为d?D?B?75mm?115mm?20mm. 故dIII?IV?dVII?VIII?75mm.左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm，则LIII?IV?40mm.

④挡油环右侧用轴肩定位，故可取dIV?V?88mm

⑤取齿面与箱体内壁距离a?18.5mm,轴承座距箱体内壁距离为s?8mm。用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮，VI?VII段应略短于轮毂宽度，故取LVI?VII?86mm,所以取LVII?VIII?53mm.

⑥齿轮左侧用轴肩定位，取h?7mm,则dV?VI?104mm，轴换宽度b?1.4h，取LV?VI?12mm。

⑦由装配关系可确定LIV?V?60mm.

⑧计算得L1?145.5mm，L2?132.5mm，L3?67mm。 6、轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键(A型)连接。轴与齿轮连接采用平键b?h?25mm?14mm，L=70mm，齿轮轮毂与轴的配合为

H7。n6同样半联轴器与轴连接，采用键b?h?L?18mm?11mm?100mm。半联轴器

与轴的配合为

H7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选k6轴的直径尺寸公差为m6。

7、轴上齿轮所受切向力Fte?3944N，径向力Fre?1482N，轴向力Fae?1013N

T3?1038221Nmm，

d4?263.274mm。

8、求两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一

图二

图三

Fr1VFr2Vd4263.2741482?146.8?1013?2?2??1740.605N

146.8?54.8201.6?Fre?Fr1v?1482?1740.605??258.605 Fre?146.8?Fae?146.8Fte?2871.921N

146.8?54.8Fr1H?Fr2H?Fte?Fr1H?3944?2871.921?1072.079

Fr1?Fr1V2?Fr1H2?3029705.76?8247930.23?3358.219N Fr2?Fr2V2?Fr2H2?66876.546?1149353.382?1102.828N

9、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于7315AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd?0.68?Fr

Fd1?0.68?Fr1?0.68?3358.219N?2283.589N Fd2?0.68?Fr2?0.68?1102.828N?749.923N Fae?Fd2?1762.923?Fd1,

故Fa1?Fae?Fd2?5042.130N

Fa1?Fd1?2283.589N

Fa2?Fd1?Fae?520.666N

10、求轴承的当量动载荷P1和P2

Fa1Fr1?Fa2283.589520.666?0.68，2??0.47。查表可得径向载荷系数和轴

3358.219Fr21120.828向载荷系数分别为：对于轴承1 X1?1，Y1?0 对于轴承2 X2?1，Y2?0 因轴承运转载荷平稳，按表13-6，则

fp?1.01.2，取。

fp?1

P1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1?1?3358.219?3358.219N

P2?fP?X2Fr2?Y2Fa2??1?1?1102.828?1102.828N11、求该轴承应具有的额定载荷值

。

106c106468003?P因为P则有L?()??()?75700h 12h60nP60?44.7883358.2191预期寿命L'h?5?300?16?24000h 故合格 12、弯矩图的计算

水平面： FNH1?1072N ,FNH2?2852N. AB段：弯矩为0 BC段：

M?FNH1x?0?M?1072x (0?x?132.5)

CD段：

M?FNH1x?Ft(x?132.5)?0?M??2852x?568974 (132.5?x?199.5)

M????1072x?0?x?132.5? ???2852x?568974(132.5?x?199.5)铅垂面：FNV1?259N,FNV2?1741N. AB段弯矩为0 BC段:

M?FNV1x?0?M??259x (0?x?132.5)

CD段：

M?FNV1x?Fr(x?132.5)?Ma?0?M??1731x?345335M???259x?0?x?132.5?V?? ???1731x?345335(132.5?x?199.5)做弯矩图如下

(132.5?x?199.5)

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表表5

载荷支持力水平面H Fr1H?2871.921N Fr2H?1072.079N MH?142040N?mm 垂直面V Fr1V?1740.605N Fr2V??258.605N MV1??34318N?mm MV2?99031N?mm F 弯矩总弯矩 M1?MH2?MV12?1420402?(?34318)2?161909N?mmM2?MH2?MV22?1420402?990312?184000N?mm 扭矩T T3?1038221N?mm 13、按弯扭合成应力校核轴的强度

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得???1??60MPa，因此

?ca?M22?(?T3)2?1840002?(0.6?1038221)2649539???8.91????1?，故

0.1?90372900安全。

14、键的选择和校核

选键型为普通平键（A）根据d?90mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=25mm，高度h?14mm。取键长L?70mm。键轴和毂的材料都是钢，有表6-2查得许用挤压应力???p???120150MPa，取平均值???p???135MPa。键的工作长度l?L?b?，键与轮毂键槽的接触高度70?25?45mm2T?1032?1038.221?103??74MPa???p?，?p?k?0.5h?0.?51?4m7m??kld7?45?90故选取键A：25mm?14mm?70mm GB/T 1096-2003

7、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为2?45，各轴肩处圆角半径为2。

六.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，大端盖分机体采用

H7配合. is6

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

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6.3?

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，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 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：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉：

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 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度符号计算公式 ? ??0.025a?3?8 结果 10 9 12 15 25 M24 6 M12 M10 10 8 8 34 22 18 ?1 b1 ?1?0.02a?3?8 b1?1.5?1 b b?1.5? b2?2.5? df?0.036a?12 箱座底凸缘厚度 b 2地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径 df n 查手册 d1?0.72df d1 d2 d3 d2=（0.5~0.6）df d3=（0.4~0.5）df 视孔盖螺钉直径 d 4定位销直径 df，d1，d2至外d4=（0.3~0.4）df d C1 d=（0.7~0.8）d2 查机械课程设计指导书表4 机壁距离 39

df，d2至凸缘边C2 查机械课程设计指导书表4 l1=C1+C2+（8~12） ?1>1.2? 28 16 50 15 10 缘距离外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离 l1 ?1 ?2 ?2>? 机盖，机座肋厚 m,m m?0.85?,m?0.85? 111轴承端盖外径轴承旁联结螺栓距离

D2 m1?9 m?8.5 D2?D+（5~5.5）d3 120（1轴）125（2轴）150（3轴） S?D2 S 120（1轴）125（2轴） 150（3轴）七. 润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以

5(1.5~2?)1m0mr./min其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用

SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. 油的深度为H+h1 H=30 h1=34 所以H+h1=30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

八、课程设计心得体会

作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。

虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

参考文献

〔1〕濮良贵,纪明刚. 机械设计. 7版. 北京:高等教育出版社, 2001 .

〔2〕张策, 机械原理与机械设计[M]. 北京：机械工业出版社， 2004.