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机械设计课程设计 -1-计 算 及 说 明 结 果 第一章 电动机的选择及功率的计算 1.1 电动机的选择 原始数据：运输带工作拉力 F=2800N 运输带工作速度 V=1.2m/s 圆筒直径 D=300mm 生产条件:中等规模机械厂,可加工 89 级精度齿轮 及蜗轮 动力来源:电力,三相交流(230/380)运输带速度允许误差:5%1.1.1 选择电动机的类型 按工作要求选用 JO2 系列三相异步电动机，卧式封闭结构。电源的电压为 380V。1.1.2 选择电动机功率 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：2800 1.23.4310001000 0.98WwFVPkw 电动机所需要的功率dP为:wdpP 式中为传动系统的总功率:232联轴器轴承齿轮 由1表 2-5 确定各部分效率为:w3.43kwp 机械设计课程设计 -2-计 算 及 说 明 结 果 轴承传动效率0.98轴承，圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为 8 级)0.96齿轮,联轴器效率0.99联轴器,代入上式得：2320.990.980.970.85 电动机所需要的功率为:wdpP3.433.50.89kwkw 因载荷平稳,电动机额定功率edP略大于dP即可.选电动机功率edP为 4kw，Y132M 系列电动机.1.1.3 确定电动机转速 卷筒轴工作转速：60 100060 1000 1.276.39minmin300wVrrnD 选取电动机型号为11326YM，其主要参数见表 1：同步转速（1min）额定功率（kw）满载转速（1min）起步转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 1000 40 960 2.0 2.0 第二章 传动比的分配及参数的计算 2.1 总传动比 96012.5776.39manin 0.85 3.5dPkw 76.39/minwnr 12.57ai 机械设计课程设计 -3-计 算 及 说 明 结 果 2.2 分配传动装置各级传动比 圆柱齿轮减速器高速级的传动比:因为 121 3.ii 1211 60.aiii 所以 高速级传动比：14.18i 低速级传动比:22.99i 2.3 传动装置的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速,功率和转矩计算如下:2.3.1 轴（高速轴电动机轴）1960/minmnn 13.47dppkw联轴器 1113.479550955034.34.960pTN mn 2.3.2 轴(中间轴)121960229.67/min4.18nnri 213.47 0.98 0.963.26ppkw轴承齿轮 2223.2695509550135.56229.67pTN mn 2.3.3 轴(低速轴)232229.6776.81/min2.99nnri 14.18i 22.99i 1960/minnr 13.47pkw 134.34TN m 2229.67/minnr 23.26Pkw2135.56TN m 376.81/minnr 机械设计课程设计 -4-计 算 及 说 明 结 果 323.26 0.98 0.963.07ppkw轴承齿轮 3333.0795509550381.7076.81pTN mn 将上述计算结果列表 2-1 中,以供查询 表 2-1 传动系统的运动和动力参数 第三章 齿轮传动的计算 3.1减速机高速轴与中间轴啮合齿轮 3.1.1 选精度等级,材料及齿数.(1).由表 10-1 选择小齿轮材料为 40r,调质处理,硬度为280HBS,小齿轮材料为 45#钢,调质处理,硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS.(2).运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度 (3).小齿轮齿数 241Z 大齿轮齿数7224*312ZZu 参数 轴(高速轴)轴（中间轴）轴（低速轴）卷筒轴 转速 n r/min 960 229.67 76.81 76.81 功率 P(kw)3.47 3.26 3.07 2.89 转矩 T(N.m)34.34 135.56 381.70 359.10 传动比i 4.18 2.99 33.07pkw3381.70TN m 124Z 机械设计课程设计 -5-计 算 及 说 明 结 果 取752Z 1753.12524i (4).选取螺旋角 初选螺旋角=14 3.1.2 按齿面接触强度设计 根据4按式(10-21)试算 即 213121.()tHEtdHKTZ Zudu (1).确定公式内的各计算值.试选 1 6.tk 13.125ui 由4图 10-30 选取区域系数 HZ=2.43 由4图 10-26 查得 10.78 20.88 则有 121.62 查4表 10-7 选取齿宽系数 1d 查4表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa 由4图 10-21 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限1600limHMPa 大齿轮的接触疲劳强度极限2550limHMPa 由5式 10-13 计算应力循环次数 9116060 960 1(3 8 300 10)4.147 10hNniL 275Z 13.125i =14 HZ=2.43 1.62 1d 12189.8EZMPa 1600limHMPa 2550limHMPa 914.147 10N 机械设计课程设计 -6-计 算 及 说 明 结 果 9921.106 101.33 103.125N 由4图 10-19 查得 接触疲劳系数 10.88HNk,20.91HNk 对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取 1S.按(10-12)计算接触疲劳许用应力:1lim110.88 600528HNHHkMPaS 2lim220.91 550500.5HNHHkMPaS 许用接触应力:12.528500.5514.2522HHHMPa(2)计算 试计算小齿轮分度圆直径1td 23141.612.43189.83.12521.634340 1011.624.125514.25tmmd（）计算圆周速度 1141.61 9602.0760 100060 1000td nmVs 计算齿宽 b 及模数ntm 1.1 41.6141.61dtbdmm 11cos41.61 cos141.6824tntdmmmZ 921.33 10N 10.88HNk 20.91HNk 1S 1528HMPa 2500.5HMPa 514.25HMPa 141.61tdmm 2 07./Vm s 41.61bmm 1.68ntmmm 3.78h 机械设计课程设计 -7-计 算 及 说 明 结 果 2.252.25 1.683.78nthm 41.6111.003.78bh 计算纵向重合度 10.318tan0.318 1 24 tan141.903dZ 计算载荷系数 k.由4表 10-2 查得使用系数1.0Ak 又根据 v=2.07ms,8 级精度，由4图 10-8 查得系数=1.12vk 由表 10-4 查得 1.45Hk 由表 10-13 查得 1.35Fk 由4表 10-3 查得 1 4.HFkk 故载荷系数 1 1.12 1.4 1.452.27AvHHkk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径.由5式(10-10a)得 33112.2741.61=46.761.6ttddk kmm 计算模数11cos47.76cos141.8924ndmmmZ 3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由4式(10-17)213212cos.FaSandFkTYY YmZ 11.00bh 1.903 1.0Ak=1.12vk 1 45.Hk 1.35Fk 1 4.HFkk 2.27k 147.76dmm 1.89nmmm 机械设计课程设计 -8-计 算 及 说 明 结 果 (1).确定计算参数 计算载荷系数 1 1.12 1.4 1.3502.12AvFFkk k kk 根据纵向重合度1.903 从4图 10-28 查得螺旋角影响系数 0 88.Y 计算当量齿数 11332426.27coscos 14VZZ 22337582.10coscos 14VZZ 查取齿型系数和应力校正系数 由 4 表10-5查 得 12.592FaY,22.278FaY,11.596SaY,21.812SaY 计算大小齿轮的FaSaFY Y并加以比较.1).由图 10-20c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa.大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEMPa.2).由4图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 10.88FNk，20.91FNk 3).计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数1 4.s 由4式 10-12得:2.12k 1.903 0 88.Y 126.27VZ 282.10VZ 12.592FaY 22.278FaY 11.596SaY 21.812SaY 1500FEMPa 2380FEMPa 10.88FNk 20.91FNk 1314.29FMPa 机械设计课程设计 -9-计 算 及 说 明 结 果 1110.88 500314.291.4FNFEFkMPas 2220.91 3802471.4FNFEFkMPas 故 1112.592 1.5960.01316314.29FaSaFYY 2222.278 1.8120.01671247FaSaFYY 比较得大齿轮值大.(2).设计计算 212232122cos.FasandFkTYYYmZ 2322 2.27 34340 0.88(cos14)0.016711 241.62 1.31mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而nm=2.0mm,已经可以满足弯曲强 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圆直径146.77dmm来计算应有的齿数.于是由 11cos46.76cos1422.642.0ndZm 取119Z 则213.125 2374ZuZ 3.1.4 几何尺寸计算 (1).计算中心距 12()(2374)2.099.982cos2cos14nZZma 2247FMPa 1.31nmmm nm=2.0mm 123Z 274Z a 100mm 机械设计课程设计 -10-计 算 及 说 明 结 果 将中心距圆整为 100mm.(2).按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(2374)2.0arccosarccos14.0622 100nZZma 因值改变不多,故参数、k、HZ等不必修正.(3).计算大小齿轮的分度圆直径 1123 2.047.42coscos14nZ mdmm 2274 2.0148.64coscos14nZ mdmm (4).计算齿轮宽度 11 46.4546.45dbdmm 圆整后得 250.Bmm 155.Bmm 3.2减速机中间轴与低速轴间啮合齿轮 3.2.1 选精度等级,材料及齿数.运输机一般工作机器速度不高,故选用 8 级精度 (1).由表 10-1 选择小齿轮材料为 40r,调质处理,硬度为280HBS,小齿轮材料为 45#钢,调质处理,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS.(2).选小齿轮齿数324Z 大齿轮齿数432423 372=77ZZiZ 取 23i (3).选取螺旋角 147.42dmm 2148.64dmm 250.Bmm155.Bmm 324Z 477Z 23i 机械设计课程设计 -11-计 算 及 说 明 结 果 初选螺旋角=14 3.2.2 按齿面接触强度设计 按4式(10-21)试算,即 223321.()tHEtdHKTZ Zudu (1).确定公式内的各计算值.试选 1 6.tk 23ui 由4图 10-30 选取区域系数 2 43.HZ 由4图 10-26 查得 30.78 40.88 则有 341.62 查4表 10-7 选取齿宽系数 1d 查4表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa 由4图 10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限3600limHMPa 大齿轮的接触疲劳强度极限4550limHMPa 由5式 10-13 计算应力循环次数 92=3N 1.33 10N 9841.33 104.156 103.2N 由4图 10-19 查得接触疲劳系数 30.91HNk,40.94HNk 对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取 1S.=14 2 43.HZ 1.62 1d 12189.8EZMPa 3600limHMPa 4550limHMPa 931.33 10N 844.156 10N 30.91HNk 40.94HNk 1S 机械设计课程设计 -12-计 算 及 说 明 结 果 按(10-12)计算接触疲劳许用应力:3lim330.91 600546HNHkMPaS 4lim440.94 550517HNHkMPaS 许用接触应力:34546517531.522HHHMPa(2)计算 试计算小齿轮分度圆直径2td.2332 1.6 135560 3.21 2.43 189.8.()64.20291 1.6423.2531.5tdmm 计算圆周速度.3264.2029229.670.772160 100060 1000td nmVs 计算齿宽 b 及模数ntm 3.1 64.202964.2029dtbdmm 33cos64.2029cos142.59624tntdmmmZ 2.252.25 2.5965.841nthm 64.202910.991711.005.841bh 计算纵向重合度 30.318tan0.318 1 24 tan141.903dZ 计算载荷系数 k.3546HMPa 4517HMPa 531.5HMPa 364.2029tdmm 0.7721mVs 64.2029bmm 2.596ntmmm 5.841h 11.00bh 1.903 机械设计课程设计 -13-计 算 及 说 明 结 果 由4表 10-2 查得使用系数1.0Ak 根据 v=0.82ms,8级精度由4图10-8查得系数=0.9vk由表 10-4查得 1 45.Hk 由表 10-13 查得 1.4Fk 由4表 10-3 查得 1 4.HFkk 故载荷系数 1 0.9 1.4 1.451.827AvHHkk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径.由5式(10-10a)得 33331.82764.202967.1261.6ttddk kmm 计算模数 23cos67.126cos142.713824ndmmmZ 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由4式(10-17)223232cos.FaSandFkT YY YmZ (1).确定计算参数 计算载荷系数 1 0.9 1.4 1.41.764AvFFkk k kk 根据纵向重合度1 824.从图410-28查得螺旋角影响系数0 88.Y 计算当量齿数 1.0Ak=0.9vk 1 45.Hk 1.4Fk 1 4.HFkk 1.827k 367.126dmm 2.7138nmmm 1.746k 0.88Y 机械设计课程设计 -14-计 算 及 说 明 结 果 33332426.27coscos 14VZZ 44337781.79coscos 14VZZ 查取齿型系数和应力校正系数 由 4 表10-5查 得 32.592FaY,42.270FaY,31.596SaY,41.810SaY 计算大小齿轮的FaSaFY Y并加以比较.1).由 图 10-20c 查 得 小 齿 轮 的弯 曲 疲 劳 强 度 极 限3500FEMPa.大齿轮的弯曲疲劳强度极限4380FEMPa.2).4 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数30.85FNk 40.88FNk 3).计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数1 4.s 由4式 10-12得:3330.85 500303.571.4FNFEFkMPas 4440.88 380238.8571.4FNFEFkMPas 故 3332.592 1.5960.01363303.57FaSaFYY 4442.270 1.8100.01720238.857FaSaFYY 比较得大齿轮的数值大.(2).设计计算 326.27VZ 481.79VZ 32.592FaY 42.270FaY 31.596SaY 41.810SaY 3500FEMPa 4380FEMPa 30.85FNk 40.88FNk 1 4.s 3303.57FMPa4 238.857FMPa 机械设计课程设计 -15-计 算 及 说 明 结 果 224432342cos.FasandFkT YYYmZ 2322 1.827 135560 0.88(cos14)0.01721 241.62 2.0692mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而=2.5nmmm,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圆直径367.126dmm来计算应有的齿数.于是由 33cos67.126cos1426.05282.5ndZm 取326Z 则有 4343.2 2683.2Z=83ZuZ取 3.2.4 几何尺寸计算(1).计算中心距 34()(2683)3.0140.422cos2cos14nZZmamm 将中心距圆整为 140mm.(2).按圆整后的中心距修正螺旋角.34()(2683)2.5arccosarccos13.9981422 140nZZma 因值改变不多,故参数、k、HZ等不必修正.(3).计算大小齿轮的分度圆直径 2.0692nmmm =2.5nmmm 326Z 483Z 140amm 机械设计课程设计 -16-计 算 及 说 明 结 果 3326 2.566.99coscos14nZ mdmm 4483 2.5213.85coscos14nZ mdmm (4).计算齿轮宽度 31 66.9966.99dbdmm 圆整后得 270.Bmm 175.Bmm 第四章 轴的设计计算及校核 8 选取轴的材料为 45 钢,调制处理 硬度要求 220250HBS 4.1轴的结构设计 4.1.1 初步确定轴的最小直径 按4式 15-2 初步估算轴的最小直径.根据表 15-3 取0110A，于是得:133min013.4711016.88960pdAmmn 输出轴的最小直径显然是安装连轴器的,为使所选的轴的直径1d与联轴器的孔径相适应,需同时选取联轴器型号.联轴器的转矩1caATK T,查表 14-1,取AK=1.3 则有 31.3 34.34 1044642caTN mm 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件,查标准43231984GB T选用 HL2 型弹性套柱销联轴器,其最大转矩为250000 N mm。联轴器的孔径20dmm.故取20dmm1,联轴器长366.99dmm 4213.85dmm 270.Bmm 175.Bmm min16.88dmm 联轴器的孔径20dmm 机械设计课程设计 -17-计 算 及 说 明 结 果 度 L=50mm.联轴器与轴配合的毂孔长度48Lmm1.4.1.2 拟定轴上零件的装配方案.轴上装配有弹性套柱销联轴器,滚动轴承、封油圈、圆柱斜齿轮、键、轴承端盖.4.1.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度.（1）为了满足弹性联轴器的轴向定位要求，取第一段右端需制出一轴肩。故取二段的直径225dmm，左端用轴承端盖定位，联轴器与轴配合的轮毂孔长度148Lmm，为了保证轴承端盖只压在联轴器上，而不压在轴的端面上，故二段的长度应比1L略短一些，现取238Lmm。（2）初步选择滚动轴承 因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据225dmm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 7205 型，其尺寸为 dD Tmmmmmm 故取第三段直径37ddmm，而3Lmm，故3725LLmm。因圆柱斜齿轮150Bmm，因此选5Lmm，选6530ddmm，4Lmm，6Lmm。确定轴上圆角和倒角尺寸：倒角1 45，圆角2Rmm。选单列圆锥 滚子轴承 机械设计课程设计 -18-计 算 及 说 明 结 果 4.2轴的结构设计及校核 已 知：轴 的 功 率23.26pKW，2229.67/minnr 2135.56TN m 4.2.1 求作用在齿轮上的力 已知：斜齿小齿轮分度圆直径147.42dmm 斜齿齿大轮分度圆直径2148.64dmm 1112234.341448.347.42tTFNd 11tantan201448.3543.3coscos14rtFFN 11tan1448.3tan14361.1atFFN 大斜齿轮上的作用力有：322222 135.56 101824148.64tTFNd 22tantan201824684.2coscos14rtFFN 22tan1824tan14454.77atFFN 小斜齿轮上的作用力有：366.99dmm 233266.994047tTFNd 33tantan2040471518.08coscos14rtFFN 33tan4047tan141009.03atFFN 11448.3tFN 1543.3rFN 1361.1aFN 21824tFN 2684.2rFN 2454.77aFN 34047tFN 31518.08rFN 31009.03aFN 机械设计课程设计 -19-计 算 及 说 明 结 果 4.2.2 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。初步估算轴的最小直径 33min03pdAn 0A查表（153）取0110A 3min3.0711037.676.81dmm 因为要与轴承配合,所以优先 5 的倍数3min40dmm 4.2.3 轴的结构设计及校核（1）拟定轴上零件装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为了满足轴向定位的要求，左端轴承用轴承端盖和挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径28Dmm。初步选择滚动轴承 因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据125dmm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 7207 型，其尺寸为：16.25dD Tmmmmmm 故取15ddmm，而1516.25LLmm，取安装齿轮处的轴段第二四段的直径24ddmm，齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知斜齿轮的轮毂宽度 min37.6dmm 选单列圆锥滚子轴承 机械设计课程设计 -20-计 算 及 说 明 结 果 255Bmm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，小斜齿轮右端和大斜齿轮左端均采用轴肩定位，轴肩高度20 07.hd，取3hmm。则轴环处的直径331dmm，取轴环的长度3Lmm 轴的总长度 Lmm （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联接，按2d查手册，查得平键截面10 8b h（GB/T 1095 1979）。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76Hn，同样，联轴器与轴的配合为76Hk，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的。（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考4II 表（152），取轴端倒角为1 45，各轴肩处的圆角半径为 2mm.（5）、求轴上的载荷 1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值，对于 7207 型圆锥滚子轴承查得16amm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距：12354.573.541169LLLLmm 2）作水平弯矩图 求支反力 0DM，1223130NHttFLFLLFL 机械设计课程设计 -21-计 算 及 说 明 结 果 13184.41NHFN 2121404718243184.412686.59NHttNHFFFFN 求弯矩 11HNHMFx 054.5x 13184.41173550.345HMN mm 22HNHMFx 041x 22686.59110150.19HMN mm 画弯矩图 3）作垂直平面的弯矩图 求支反力 0DM，31266.99454.7715232.5222aadMFN mm 223148.641009.0374991.1122aadMFN mm 13232312)0NVrraaFLFLLFLMM 13184.41NHFN22686.59NHFN 机械设计课程设计 -22-计 算 及 说 明 结 果 11518.08(73.541)684.215232.5274991.111396.40169NVFN 21121396.40684.421518.08562.52NVNVrrFFFFN 求弯矩 11 VNVMFx 054.5x 11396.4076103.8VMN mm 2127610.3874991.111112.69.VVaMMMN mm 42VNVMFx 041x 4562.5223063.32.VMN mm 34123063.3215232.527830.8.VVaMMMN mm 画弯矩图 4）合成弯矩 2222111173550.345(76103.8)189503.32HVMMMN mm 2222212173550.345(1112.69)189503.33HVMMMN mm 11396.40NVFN 2562.52NVFN 机械设计课程设计 -23-计 算 及 说 明 结 果 2222323110150.197830.8110428.19HVMMMN mm 2222424110150.1923063.32112538.80HVMMMN mm 画弯矩图 5）作扭矩图（e）2135.56TN m 6）按弯扭组合成的应力校核轴的强度 对称循环变应力时 1 222212()189503.32(1 135560)caMT 232997.90 N mm 机械设计课程设计 -24-计 算 及 说 明 结 果 根据4式（154）2212()caMTW 按4表（151）查得 32222()322dbt dtWd 32322 35 34266 39.mm 由表（151）查得 160MPa 4.3轴的结构设计 4.3.1 初步确定轴的最小直径 3303minpdAn 0A查4表（153）0110A 3min3.0711037.676.81dmm 4.3.2 拟定轴上零件装配方案 轴上装配有:斜齿轮,单列圆锥滚子轴承,套筒,联轴器,轴承端盖,螺栓.4.3.3 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足要求,轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴的直径1d与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩 查表（141），考虑转矩变化很小，故取 54.61caMPa 符合要求 min37.6dmm 机械设计课程设计 -25-计 算 及 说 明 结 果 1 3.AK 则331.3 381.70 10496210caATKTN mm 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩条件，查标准（GB/T43231984）选用 HL3 型弹性套柱销联轴器。其最大转矩为630N m,联轴器的孔径40dmm，故选140dmm，联轴器长度L=70mm，联轴器与轴配合的毂孔长度168Lmm，为使轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故第二段长度2L应比1L略短一些，现选264Lmm。第二段安装轴承,右端采用轴肩定位,左端采用端盖定位,选245dmm。根据245dmm，由轴承产品目录中选用 0 基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 7209 型，其尺寸为dD Tmmmmmm，故取25ddmm。（2）取安装齿轮的轴段段的直径254dmm，齿轮的左端采用轴肩定位，352dmm，齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位已知斜齿齿轮的轮毂3Bmm，272Lmm，为了保证轴与轴两斜齿轮的正确啮合，则：418.52 162 10705020.52 16.572L 则有469.5Lmm 联轴器的左端采用轴肩定位，轴肩高度20 07.hd，取4hmm，则45bdmm 4.3.4 轴向零件的周向定位 齿轮联轴器的周向定位均采用平键联接，根据245dmm，键12 8b h，56Lmm，为了 保证齿轮与轴有良好的对中性，选择 选单列圆锥 滚子轴承 机械设计课程设计 -26-计 算 及 说 明 结 果 齿轮轮毂与轴配合为过渡配合，选键16 10b h，63Lmm。第五章 轴的计算选择及校核 5.1 轴选择单列圆锥滚子轴承 30204 轴选择单列圆锥滚子轴承 30205 轴选择单列圆锥滚子轴承 30209 5.2 校核轴上的轴承寿命 )(10606pcnln e=0.37 c=41.2KN 0.1fp 由前面校核可知，轴承受径向力 31518.08rNF 2684.2rNF 轴向力321009.03454.77544.26aeaaNFFF 5.2.1 求派生轴向力 130.37 1518.08561.69dreNFF 220.37684.2253.15dreNFF 5.2.2 求轴向力 12561.69554.261115.96daedNFFF 轴有右移的趋势；轴承被放松 轴承被压弯 21554.26561.691115.96aaedNFFF 22253.15adNFF 机械设计课程设计 -27-计 算 及 说 明 结 果 判断轴向力eFFra 11647.80.371750.8areFF eFFra25.25568.124922 查表 315：areFF X=1，Y=0 areFF X=1，Y=1.17 故径向载荷系数和轴向载荷系数为 0,111YX 221,1.7XY 5.2.3 求当量动载荷 22222()1.0(1 684.21.7253.15)1114.55rapNpfX FY F13113()1.0(1 1518.080)1518.08rapNpfX FY F 5.2.4 求寿命 10361011460 32041200()1518.08nL年 实际：年10Ln 机械设计课程设计 -28-计 算 及 说 明 结 果 轴：第六章 键的选择及校核 6.1 选择键联接的类型和尺寸应选用平键联接.由于齿轮不在轴端面,故选用圆头普通平键(A 型)根据d=70mm.从表6-1中查得平键截面 bh=20mm12mm键选用键槽铣刀加工,长为 32mm.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/n6.同样,串联轴器与轴的联接,选用平键为 8722.半联轴器的配合为 H7/k6 滚动轴承与轴的同向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 M6.6.2 键轴和轮毂及材料都为钢 由表 6-2 查得.许用挤压应力p=100150MPA.取其平均值p=110MPA 键的长度l=L-b=32-20=12mm.键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 面 高k=0.5h=0.512=6mm 由式 47.6770126100003.170210002ppkldT 机械设计课程设计 -29-计 算 及 说 明 结 果 轴上键的标记为 2012.第七章 联轴器的选择 7.1 选择类型 选弹性柱销联轴器：传递转矩的能力很大，结构简单，安装、制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸振能力。允许被联接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大，反正转变化较多和起动频繁的场合。7.2 载荷计算 134.34N mT 11.334.3444.64caAN mN mTK T 3381.70 N mT 1.5 381.70496.21caAsN mTK T 7.3 型号选择 根 据 一 轴 最 小 直 径mmd20min1选 择 型 号 为 HL2 联 轴 器 2038GB/T4323-1984 主动端mmd201 J 型轴孔 L=38mm A型键槽 从动端mmd222 J 型轴孔 L=38mm A型键槽 根据三轴最小直径mmd40min3选择型号为HL3 联轴器 4084 主动端mmd401 J 型轴孔 L=84mm A 型键槽 从动端mmd422 J 型轴孔 L=84mm A 型键槽 机械设计课程设计 -30-计 算 及 说 明 结 果 第八章 传动零件及轴承的润滑、密封的选择 8.1 齿轮润滑的选择 齿轮的圆周速度12/Vm s，可选用浸油润滑，浸油润滑是将传动件一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，油池中的油被甩到箱壁上可以散热，箱体内应有足够的润滑油以保证润滑及散热需要。8.2 滚动轴承的润滑 对齿轮减速器，当浸油齿轮的圆周速度2/vm s时，滚动轴承宜采用脂润滑。当齿轮的圆周速度2/Vm s时，滚动轴承多采用油润滑。滚动轴承选钙钠基润滑脂（ZBE360011988）ZGN2。滴点不低于135.主要用途用于工作温度在 80100，有水分或较潮湿环境中工作的机械润滑。8.3 减速器的密封 减速器需要密封的部位一般有伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖、检查孔和排油孔接合面等处。8.3.1 轴伸出处的密封 为了防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果。毡圈式密封简单、价廉，但对轴颈接触面的摩擦较严重。主要用于脂润滑及密封处轴颈圆周速度较低（一般不超过45/m s）的油润滑。8.3.2 箱体结合面的密封 机械设计课程设计 -31-计 算 及 说 明 结 果 为了保证箱座、箱盖联接处的密封联接，凸缘应有足够的宽度，结合面要经过精刨或刮研。联接螺栓间距不应过大以保证压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片，只允许右剖面间涂以密封胶。为提高密封性，左箱座凸缘上铣出回油沟,使渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回箱体内。铸造箱体材料一般多用铸铁 HT150 或 HT200，铸造箱体较易获得合理和复杂的结构形状，刚度好易进行切削加工。8.4 减速器箱体结构尺寸 机座壁厚 8 mm 取8 mm 机盖壁厚 18 mm 取18 mm 机座凸缘厚度 1 512.bmm 机盖凸缘厚度 111 512.bmm 机底凸缘厚度 22 520.bmm 地脚螺栓直径 0 03612.fda 取20fd 地脚螺栓数目 4n 轴承旁连接螺栓直径 10 7515.fddmm 取116dmm 盖与座连接螺栓直径 20 50 6(.)fdd 取212dmm 联接螺栓2d的间距 150Lmm 轴承端盖螺钉直径 机械设计课程设计 -32-计 算 及 说 明 结 果 30 40 5(.)fdd 取310dmm 窥视孔盖螺栓直径 40 30 4(.)fdd 取48dmm 定位销直径 10dmm 12.fd d d至外机壁距离 1262218,cmmmmmm 2.fd d至凸缘边缘距离 22416,cmmmm 轴承外径：23(5 5.5)725.25814DDdmm 轴承旁连接螺栓距离：2114SDmm 轴承旁凸台半径 1218RCmm 箱外壁至轴承座端面距离：155Lmm 机盖,机座筋厚：110 85.m 18mmm 0 85.m 10mmm 大齿轮顶圆与箱内壁间距离：212 mm 第九章 总结 这是关于带是运输机上的圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于培养我们理论联系实际的设计思想；训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际和解决工程实际问题的能力；巩固、加深 机械设计课程设计 -33-计 算 及 说 明 结 果 和扩展有关机械设计方面的知识；提高我们机械设计的综合素质等方面有重要的作用。在这次课程设计过程中，综合运用先修课程中所学的有关知识和技能，结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，逐步提高我们的理论水平、构四能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计 打下宽广而坚实的