2022年高材102-doc .pdf

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1、湖南工业大学机械设计基础课程设计I 机械设计基础课程设计题 目 名称：一级圆柱齿轮减速器设计学院 部 ：专业：学 生 姓名：班级：学号指导教师：评 定 成绩：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计II 湖南工业大学课程设计任务书学年第2 学期包材学院系、部专业班课程名称：机械设计基础课程设计设计题目：用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器设计完成期限：自12 年 6 月 8 日至 12 年 6 月 16 日共 1 周内容及任务一、设计任务设计用于带式运输机的单级圆柱齿轮减速器，设计的主要内容

2、一般包括以下几方面：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、 V 带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封等；绘制减速器装配图；编写设计计算说明书。二、设计工作量绘制减速器装配图1 张A1 或 A0 ；绘制零件图1 张；设计计算说明书一份，约 8000字左右。进度安排起止日期工作内容传动装置的设计减速器传动零件的设计、传动轴及轴承装置的设计减速器箱体及附件的设计减速器装配图的绘制减速器零件工作图的绘制、设计计算说明书的编写课程设计答辩主要参考资料1 金清肃 . 机

3、械设计基础. 武汉：华中科技大学出版社，2008 年 9 月2 王洪，刘扬 . 机械设计课程设计. 北京：北京交通大学出版社，2010 年 3 月3 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册. 北京：高等教育出版社，2006 年 10 月指 导 教 师 签字：年月日系 教 研 室 主 任 签字 ：年月日精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计3 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计1

4、目录一、拟定传动方案 2二、选择电动机 3三、传动装置总传动比及其分配 5四、传动系统的运动和动力参数的计算 5五、普通 V 带的设计 7六、齿轮传动强度的设计 9七、轴的设计计算与校核 13 八、滚动轴承的选择 20 九、减速器铸造箱体的主要结构尺寸 21 十、键的选择与校核 23 十一、联轴器的选择 24 十二、减速器附件的选择及结构尺寸计算 24 十三、减速器的润滑与密封 28 十四、课程设计总结 29 十五、参考文献 29 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计2 一、拟定传动方

5、案结 果设计单级圆柱齿轮减速器的传动系统。工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限8年，小批量生产，每天工作12 小时，运输带速度允许误差为5%。原始数据：输送带最大有效拉力F=1900N；输送带工作速度v=m/s；输送机滚筒直径为D=300mm。现分析四种传动方案，如下列图1-1 所示：图 1-1 带式输送机传动方案比较其中方案 a选用带传动和闭式齿轮传动。虽然带传动不适合恶劣的工作环境，但具有传动平稳、缓冲吸振、过载保护的优点；方案b虽然结构紧凑，但蜗杆传动效率低，长期连续工作不经济；方案c选用闭式齿轮传动， 适应繁重的工作要求和恶劣的工作环境，但该方案的宽度尺寸较大；方案 d

6、结构紧凑且尺寸较小，传动效率高，也适应在恶劣环境下长期工作，但是不经济。由此可见，方案a和c都能满足要求，但是 a方案更简单，成本低，故选用方案a 。为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速wn，即min/02.121min/3009 .1100060100060rrDvnw在一般机械中，选用的是同步转速为1500r/min 或 1000r/m 的电动机，传动装置总传动比为wmanni，经计算得传动比约为或，根据总传动比数值并且传动方案应首先满足工作机的工作要求，如所传递的功率和转速。此外，还应满足结构简单、尺寸紧凑、成本低

7、、传动效率高、工作可选方案 amin/02.121rnw精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计3 靠、环境适应性好和操作维护方便等要求。据此拟定传动方案如图1-2 所示：图 1-2 带式输送机传动系统简图二、选择电动机结 果选择电动机类型和结构形式根据电源种类直流或交流 、工作条件环境、温度等、工作时间的长短连续或间歇 及荷载的性质、 大小、起步性能和过载情况等条件，从而选用一般采用的Y 系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为 380V。2.2、电动机容量的选择由 于 带 传

8、 动 所 传 递 的 功 率 为1000FvP， 故 工 作 机 所 需 功 率PPw=10009.11900=kw 则电动机的输出功率wwdppkw ， 其中为传动装置的总效率，按式6543221w进行计算。式中：21、为每一传动装置、每对轴承及每个联轴器的效率。由参考资料2表 3-3 查得：V 带传动效率1=0.95；滚动轴承传动效率2=0.99；圆柱齿轮传动效率36采用 9 级精度 ；弹性联轴器传动效率4=0.99；滚筒轴滑动轴承传动效率98.05；运输机卷筒轴承传动效率6，则84.096.098.099.096.099.095.02w所以，电动机的输出功率wwdpp=kw3 .484.

9、061. 3由参考资料2表 12-1 可知，满足dePP条件的 Y 系列三相交流异步wP84.0dP精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计4 电动机额定功率eP应取为 kw。选择电动机的转速根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速wn为min/121min/3009.1100060100060rrDvnw初选同步转速为 1500r/min 和 1000r/min 的电动机，根据参考资料2表12-1、表 12-2 和参考资料3表 12-1 可知，对应于额定功率ep为 4kw 的电动机型号分别

10、为Y112M-4 型和Y132M1-6 型。现将Y112M-4 型和Y132M1-6 型电动机有关技术数据及相关算得的总传动比列表于表2-1中。表 2-1 电动机数据及总传动比方案电机型号额定功率/kw 电动机转速/(r/min) 总传动比i外伸轴径D/mm 轴外伸长度质量/kg 同步满载1 Y132S-4 1500 1440 1 28 60 43 2 Y132M1-6 1000 960 38 80 73 通过对上述两种方案比较可以看出，方案 1 中电动机重量轻， 但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高、结构不紧凑，故不可取。而方案 2 虽然电动机比方案1 重，但总传动比较合理，传动装置

11、结构紧凑。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量以及总传动比， 选用方案 2 较好，即选定电动机型号为Y132S-4。由参考资料2查表 12-2得电动机型号为 Y132s-4 的安装如图 2-1 及外形尺寸表 2-2 表 2-2 A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 216 140 89 38 80 10 33 132 12 280 270 210 315 200 475 ePkw min/121rnw图 2-1 Y132s-4 型电动机的安装精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 33 页湖南工

12、业大学机械设计基础课程设计5 三、传动装置总传动比与其分配结 果计算总传动比根据电动机的满载转速mn和工作机所需转速wn，电脑械传动系统的总传动比的公式如下：wmnni。故传动装置总传动比9.111211440wmnni各级传动比的分配由参考资料2查表 3-4，取 V 带传动的传动比1i= 3，则圆柱齿轮的传动比97.339.1112iii查参考资料1表 17-1 和表 17-2 得知圆柱齿轮传动的单级传动比常用范围为 35； 单级直齿圆柱齿轮减速器的一般传动比范围为小于或等于4。故选用 Y132S-4 的电机。i1i= 3 2i选择 Y132S-4 型电机四、传动系统的运动和动力参数的计算结

13、果各轴的转速计算为了计算方便，将电动机轴编号为0 轴，减速器高速轴编号为1 轴，低速轴为 2轴，滚筒轴为 3 轴。各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，如下式：01innm其中，mn为电动机的满载转速；0i为电动机轴至 1 轴的传动比。故求得，min/14400rnnmmin/48031440101rinn；min/12197.3480212rinnmin/12123rnnmin/14400rnmin/4801rnmin/1212rnmin/1213rn精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 33 页湖南

14、工业大学机械设计基础课程设计6 各轴的输入功率计算按电动机的所需功率dP计算，公式如下：011dPP式中：dP 电动机的实际输出功率kw ；01电动机轴与 1 轴间的传动效率。从而求得，kwPPd3.40kwkwPPP1.495.03.4100101kwkwPPP9.397.099.01.43211212kwkwPPP8.399.099.09.34222323各轴的输入转矩计算由力学知识可知，各轴的转矩如下：mNmNnPT5 .2814403.495509550000mNmNnPT6.814801.495509550111mNmNnPT8 .3071219.395509550222mNmNnP

15、T9.2991218.395509550333将上述计算结果列于表4-1 中供查用。表 4-1 传动系统的运动和动力参数轴名参数0 轴1 轴2 轴3 轴转速min/r1440 480 121121 输入功率 kw输出转矩mN传动比 i3 效率kwP3 .40kwP1.41kwP9.32kwP8 .33mNT5.280mNT6.811mNT8.3072mNT9.2993精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计7 五、普通 V 带的设计结果确定设计功率dP根据传递的功率 P、载荷性质、原动机种

16、类和工作情况等确定设计功率PKPAd式中：dP为设计功率 kw ；AK为工作情况系数； P 为所需的额定功率 kw 。由电机的工作条件查参考资料1表 10-7 得工作情况系数AK=1.2，故设计功率kwkwPKPAd6 .65.52 .1选择带型由带传动的设计功率dPkw 和小带轮转速min/14401rnnm，查参考资料1图 10-8，可选择 A 带型。确定带轮基准直径1dd和2dd查参考资料1表 10-8，取小带轮的基准直径mmdd901。又由一般情况下，大带轮基准直径mmmmdiddd270903112且查参考资料1表 10-8，可取mmdd2802验算带速由参考资料1式9-22得sms

17、mndvd/9 .6/10006014409014.310006011因为带速越高则离心力越大， 使带与带轮之间的正压力减小，传动能力下降，容易打滑。带速太低，则要求的有效拉力越大， 使带的根数过多。一般取5v25m/s，使传动能力可得到充分利用。由于smsmsm/25/9. 6/5，因此带速符合要求。确定中心距和带的基准长度初定中心距0a：对中心距无明确要求时，可按下式初定中心距0a)(2)(7 .021021ddddddadd由上式求得，mmamm7202520，选择初定中心距mma5000初定中心距0a后，由下式计算所需带长0dL021221004)()(22addddaLddddd从而

18、求得初选所需带长：dPkw mmdd901mmdd2702smv/9. 6mma5000精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计8 021221004)()(22addddaLdddddmmmmmmmm15825004)90270()27090(214.350022根据初选的带长mmLd15820，查参考资料1表 9-2，取与初选的带长0dL相近的基准长度mmLd1600。然后根据式200ddLLaa，计算实际的中心距a：mmmmmmLLaadd509215821600500200又考虑

19、安装、调整和补偿张紧的需要，中心距应有一定的变化范围，即mmmmmmLaammmmmmLaadd557160003. 050903. 04851600015. 0509015. 0maxmin验算包角为保证传动能力，应使小带轮包角满足下式：1203 .57180121adddd至少为90从而求得小带轮包角1：1207.1593 .57509902701803.57180121adddd故小带轮包角1满足传动要求。确定带的根数z由mmdd901和小轮带转速11min1440rn，查参考资料1表 10-4取单根普通 V 带传递的基本额定功率kwP07.10；又由小轮带转速11min1440rn和

20、V 带传动比31i， 可查参考资料1表 10-5，去单根普通 V 带的基本额定功率的增量kwP17. 0。而在实际工作条件下，应对0P进行修正，计算公式如下：LKKPPP)(000式中：K包角修正系数，考虑包角不等于180时传动能力有所下降。查参考资料1表 9-6，取包角修正系数K5；LK带长修正系数，考虑带长不等于待定长度时对传动能力的影响。查参考资料1表 9-2，取带长修正系数LK。mmLd1600mma847包角满足要求kwP07.10kwP17. 0K99.0LKkwP17.10精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共

21、33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计9 故kwkwKKPPPL17.199.095.0)17.007.1()(000则 V 带的根数LddKKPPPPPz)(00068.317.13.4V 带取 4 根，满足10z。确定单根 V 带的初拉力0F带的寿命的单根 V 带的初拉力0F为：20)5 .2(500qvzvKPKFd由参考资料1表 10-1 查得 A 型带的单位长度质量110.0mkgq，故单根 V 带初拉力20)5.2(500qvzvKPKFdNN9 .1319 .610.09. 6495. 03.4)95.05 .2(5002计算压轴力QF由压轴力2sin210zFFQ可求得QF：

22、2sin210zFFQNN7 .1038)27 .159sin9.13142(4z110.0mkgqNF9.1310NFQ7.1038六、齿轮传动强度设计结果材料选择带式输送机的工作载荷平稳， 对减速器的外廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45 钢，调质处理，查参考资料1表 12-1 取小齿轮齿面平均硬度为235HBS；大齿轮选用 45 钢，正火处理，查参考资料1表 11-1取大齿轮齿面平均硬度为180HBS。参数选择小齿轮齿数1z的选择。通常，对于开式传动，1z=1720；对于闭式传 动1z=2040。 由 于 采 用 软 齿 面 闭 式 传 动 ， 故 齿 数 取

23、1z=34，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计10 1353497.3122ziz，满足互为质数。查参考资料1表 12-3，取载荷系数1. 1K。齿宽系数d的选择。由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两轮均为软齿面， 查参考资料1表 11-5 知，对于对称布置且大轮或两轮齿面硬度350HBS 的圆柱齿轮的齿宽系数4 .18.0d，取载荷系数d=1.2。采用单级减速传动，齿数比97.32iu。压力角的选择，对于一般用途的齿轮传动，通常选用标准压力角20；国家规定：正常齿1

24、ah，25.0c确定许用应力小齿轮的齿面平均硬度为235HBS。 则小齿轮许用接触应力和许用弯曲应力可根据参考资料1表 11-1通过线性插值计算，即许用接触应力：MPaMPaH2.528)513545(2172552172355131许用弯曲应力：MPaMPaF6.307)301315(2172552172353011大齿轮的齿面平均硬度为180HBS， 由参考资料1表 11-1 通过线性插值求得大齿轮的许用接触应力和许用弯曲应力分别为许用接触应力：MPaMPaH7 .482)468513(1622171621804682许用弯曲应力：MPaMPaF9.286)280301(162217162

25、1802802计算小齿轮的转矩由转矩公式11611055.9nPT， 式中：1P主动轮传递的功率 kw ;1n主动轮的转速 r/min 。计算出小齿轮的转矩1T为mmNmmNnPT4611611016.84801.41055.91055.96.5、按齿面接触疲劳强度计算因为对于闭式软齿面硬度HBS350的齿轮传动，其主要失效形式为齿面点蚀， 故先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮传动的主要参数和尺寸，然后校核齿根弯曲疲劳强度。对于标准直齿圆柱齿轮，接触疲劳强度的设计公式为3211)(132.2HEdZuuKTd式 中 ：1d为 小 齿 轮 的 分 度 圆 直 径 mm ;1T为 小 齿 轮

26、的 转 矩1353421zz1 .1K97.32.1ud20MPaH8.5281MPaF6.3071MPaH7.4822MPaF9.2862mmNT411016.8精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计11 mmN;u为齿数比，小大zzu/；d为齿宽系数，1/dbd，其中b 为齿宽mm ；EZ为弹性影响系数；H为许用接触应力 (MPa)。则取较小的许用接触应力MPaH7.4822， 并查参考资料1表 11-3取弹性影响系数EZ代入上接触疲劳强度设计式中，得小齿轮的分度圆直径为32211

27、)(132. 2HEdZuuKTd=324)7.4828 .189(97.3197.32 .11016. 81 .132. 2mm所以，小齿轮的模数为mmmmzdm66.1345.5611，故取标准模数mmm2计算齿轮的主要几何尺寸小齿轮分度圆直径：mmmmzmd6834211大齿轮分度圆直径：mmmmzmd272135222小齿轮齿顶圆直径：mmmmmhzdaa722)1234()2(11大齿轮齿顶圆直径：mmmmmhzdaa2742)12135()2(22中心距：mmmmdda180227268221齿轮的设计宽度：mmmmdbd6.81682 .11，取mmb82齿全高：)(5.42)2

28、5.012()2(mmmchha齿厚：)(14.32/214.32/mmms齿根高：)(5 .22)25. 01 ()(mmmchhaf齿顶高：)(221mmmhhaa小齿轮齿根圆直径：)(635 .2268211mmhddff大齿轮齿根圆直径：)(2655 .22270222mmhddff为了保证齿轮传动有足够的啮合宽度，一般取大齿轮的齿宽bb2，小齿轮的齿宽bb1+10)5(mm，即mmbmm92871。故取mmbb822，mmb901。按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下：6.7.1 齿形系数FaY。查参考资料1表 11-4 得EZmmm2mmd681mmd2722mmda721mmd

29、a2742mma180mmbmmb908212精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计12 46.21FaY，15.22FaY应力修正系数SaY。查参考资料1表 11-4 得645.11SaY，818.12SaY由弯曲校核公式FSaFatFYYbmFK得MPaYYbmdKTSaFaF）（645.146.2682821016. 81 .122411111MPaMPaF6.3071.651MPaYYYYSaFaSaFaFF)645.146.2818.115.21.65(112212MPaMP

30、aF8.2889.622综上所述，齿根弯曲强度校核合格。齿轮精度的选择由齿轮传动的圆周速度为smsmndv/28.1/1000604806814.310006011故查参考资料1表 11-6，故选择精度等级为9 的齿轮是合理的。齿轮的受力分析图 6-1 所示为一标准直齿圆柱齿轮传动，轮齿在节点P处接触。忽略摩擦力，轮齿间相互作用的法向力nF沿着啮合线方向并垂直于齿面。为方便计算，将法向载荷nF在节点 P 处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力tF和径向力rF单位均为 N 。图 6-1 直齿圆柱齿轮轮齿的受力分析由此得圆周力：NNdTFFtt2400681016.82241121818.1645.

31、115.246.22121SaSaFaFaYYYY齿轮弯曲强度足够smv/28. 1选精度 9 级齿轮合理NFt24001NFt24002精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计13 径向力：NNFFFtrr5.87320tan2400tan121法向力：NNFFFtnn0.255420cos2400cos121齿轮结构设计根据计算，小齿轮采用齿轮轴结构， 大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构，如下列图 6-2 所示图 6-2 锻造腹板圆柱齿轮根据经验公式可求得图6-2 中各处尺寸，记录如下：

32、mmmmdd96606.16. 11mmm85)45 .2(0，取mmmm10880mmmmmmdDf24982265201mmmmdDD5 .172)96249(5.0)(5.0110mmmmBC6.24823.03.0，圆整取mmC25125 .05.0mn，5r，mmd1201n根据轴的过渡圆角确定。NFr5.8731NFr5.8732NFn0.25541NFn0 .25542七、轴的设计计算及校核结果7.1 轴的选材及其许用应力由参考资料1表 12-1查得选用 45号钢，调质处理，硬度 HBS217255， 强度极限MPab650，屈服极限MPas360，0r精选学习资料 - - -

33、- - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计14 7.2 初步估算轴的最小直径由轴径 d 的设计公式3nPAd，其中 P 为轴传递的功率；n为轴的转速，又查参考资料1表 16-2 取115A。故主动轴331114801. 4115nPAd=23.5)(mm，假设考虑键时，轴径还应增大 5%7% ，所以，主动轴）（mmd68.2405.19.231，选取标准直径mmd251从动轴332221219 .3115nPAd=3)(mm，假设考虑槽时，轴径还应增大 5%7% ，所以，从动轴）（mmd4.3805.16.362，

34、选取标准直径mmd402873 齿轮轴的结构设计，初定轴径及轴的轴向尺寸7 轴上零件的定位、固定和装配主动轴采用齿轮轴结构，如图7-1 所示图 7-1 主动轴的零件工作图7 确定轴各段直径和长度尺寸段： 由于带轮与轴外伸轴通过键联接， 则轴径还应增大5%7% ， ，考虑与带轮配合，查参考资料2表 16-3 可取直径301dmm因为轴头长度是由所装零件的轮毂长度决定的，查参考资料2表 21-2，根据带根数可知轮毂长度为50mm，由轴长要比轮毂宽度小23mm，所以则取第一段长度482501Lmm段：对于阶梯轴的台阶， 当相邻轴段直径变化起定位作用时，轴径主动轴：mmd251从动轴：mmd402高速

35、轴：mmd301mmL4811，5滚动轴承2轴3齿轮轴的齿轮段6轴承盖7轴端挡圈8箱体9带轮 10键精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计15 变化应大些，取 68mm，故取mmd372根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为mm30，则取该段的长度mmL5 .472。段：该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208 型轴承，查参考资料2表 15-4 得其基本尺寸mmd40、mmD80、mmB18，

36、则该段的直径为342dmm，长度取mmL5.323。段：该段为滚动轴承的定位轴肩， 其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取450dmm，长度mmL124段：该段为齿轮轴段， 由于齿轮的宽度为90mm，则取此段长度为mmL905。段：该段为滚动轴承的定位轴肩， 其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取mmd486，长度mmL126。段 ：该段 为滚 动轴承 安 装出 处 ， 取轴 径为mmd407， 长 度mmL3177 主动轴的强度校核、扭矩6641114.19.55 109.55108.1610480PTN mmN mmn、圆周力：41122 8.16 10240068tTFNNd、径向力：tan24

37、00tan20873.5rtFFNN由上述确定的各轴长度尺寸得，两支座间距离mmL5.159垂直面的支反力：873.5436.8()22rVAVBFRRN水平面的弯矩：159.5436.834.8()22 1000VCVALMRN m水平面的支反力：24001200()22tHAHBFRRN垂直面的弯矩：159.5120095.722 1000HCHBLMRN m（）mmd372247.5Lmm342dmmmmL5 .323450dmmmmL124mmL905648dmmmmL126742dmmmmL317精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - -

38、-第 18 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计16 1 、作主动轴受力简图如图7-2 所示图 7-2 主动轴受力简图2 、合成弯矩计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为222295.734.8DHCVCMMM310101.8N mmN m3 、校核轴的强度轴在 AB 间齿轮处的弯矩和扭矩最大， 故为轴的危险截面。 轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数6. 0。轴的材料为45 钢，正火处理，查参考资料1表 15-1 得 许用弯曲应力 =55 MPa,由轴的弯扭合成强度条件22)2(4)(WTWMca=222)(WTM，式中： M 为轴所受的弯矩； T

39、为所受的扭矩；W 为轴的抗弯截面系数，圆轴的31.0 dWTWT。求得，2232423()(95.7 10 )(0.6 8.16 10 )0.1 33caMTMPaWMPa水平面弯矩合成弯矩垂直弯矩扭矩危险截面当量弯矩mNmNmNmNmN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计17 则强度足够。7 从动轴的强度校核1 、确定轴上零件的定位和固定方式单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对于轴承对称分布， 齿轮右面轴肩定位， 左面用套筒轴向固定， 联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩

40、和套筒轴向定位，与轴之间采用过渡配合固定。为了便于轴承上零件的安装与拆卸，常将轴做成阶梯形。 对于一般剖分式箱体中的轴，它的直径从轴端逐渐向中间增大。如图7-1 所示，可依次将联轴器、轴承盖、右端滚动轴承、和齿轮从轴的右端装拆，另一滚动轴承从左端装拆。为使轴上零件易于安装， 轴端及各轴端的端部应有倒角。从动轴的零件布置图如图7-3 所示：图 7-3 从动轴的工作零件图2 、确定轴各段直径和长度根据计算扭矩TKTca公式，式中， K 为联轴器工作情况系数，查参考资料1表 14-1 取3 .1K，T 为名义扭矩，mNTTII47.290，求得扭矩为mN61.37747.2903.1MPaTKTca

41、。按照计算扭矩小于联轴器公称转矩的条件，查参考资料2表 16-4，选择弹性柱销联轴器，型号为3HL。其公称转矩为：630mNmN47.290，取半联轴器的轴孔直径mmd401，轴孔长度mmL112，半联轴器与轴配合的毂孔长度为mmL841段：由于联轴器与轴通过键联接，则轴径应增加5%7%,取从动轴mmd402， 又 半 联 轴器 的 轴孔 直 径mmd401， 故 取 此 段轴 直 径mmd401，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取此段轴长度mmL821。强度满足要求从动轴：mmd401mmL8211，5滚动轴承2轴3齿轮4套筒6轴承盖7键8箱体9轴端挡圈10半联轴器精选

42、学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计18 段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，该段右端需制出一轴肩，故取该段的直径mmd482，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为15mm，故取该段长为mmL472段：该段装有滚动轴承， 选用深沟球轴承， 则轴承有径向力而轴向力为零，选用 6211型轴承，查参考资料2表 15-4 得其基本尺寸mmd55、mmD100、mmB21， 则该段的直径为mmd553， 长度取mmL5 .503。段：该段装有齿轮，

43、并且齿轮与键联接，故轴径要增加5%7%,则该段轴标准轴径取mmd604，又大齿轮的齿宽为82mm，为了保证定位的可靠性，取此轴段长度为mmL804。段：考虑齿轮的轴向定位，取定位轴肩的直径为mmd705，长度取mmL165。段：此处为台阶，直径mmd646，长度mmL136。段：该段为滚动轴承的安装处，可取该段轴径mmd557，长度为mmL217。3 、求齿轮上作用力的大小、转矩为：662223.99.55 109.55 10310.4114.3PTN mmN mn、圆周力：2220002000310.43043.1204tTFNNd、径向力：tan3043.1tan201107.6rtFFN

44、N由上述的各轴长度尺寸得，两支座间距离mmL5.159水平面的支反力：1107.6553.8()22rVAVBFRRN水平面的弯矩：159.5553.844.2()221000VCVALMRN m垂直面的支反力：3043.11521.6()22tHAHBFRRN垂直面的弯矩：159.51521.6121.322 1000HCHBLMRN m（）mmd482mmL472mmd553mmL5 .503mmd604mmL804mmd705mmL165mmd676mmL136mmd557mmL217精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，

45、共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计19 4 、作从动轴受力简图如图7-4 所示图 7-4 从动轴受力简图5 、合成弯矩计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为2222121.344.2DHCVCMMM310129.1N mN m6 、校核轴的强度因为是单向回转，转矩为脉动循环，故取折合系数6 . 0。轴的材料为45 钢，正火处理，查参考资料1表 15-1 得 许用弯曲应力=55MPa ,由轴的弯扭合成强度条件垂直面弯矩合成弯矩扭矩危险截面当量弯矩N mm水平面弯矩mNmNmNmN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第

46、 22 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计20 22)2(4)(WTWMca=222)(WTM，式中： M 为轴所受的弯矩； T 为所受的扭矩；W 为轴的抗弯截面系数，圆轴的31.0 dWTWT。求得，2232323()121.3 10(0.6310.4 10 )0.1 60caMTMPaW（）MPa，则强度足够。强度足够八、滚动轴承的选择结果9.1 初选轴承型号考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承。 根据上述轴径及长度的计算， 主动轴承选择深沟球轴承， 型号初选为 6208 2 个 ，从动轴承选择深沟球轴承，型号初为62112 个 ，9.2 主动轴的轴承设计计算1

47、 、根据工作条件，轴承预期寿命8 3651646720hLhh。2 、初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受径向力rF作用，所以873.5rPFN。查参考资料1表 13-5 取径向动载荷系数1X，轴向动载荷系数0Y。3 、校核轴承寿命查参考资料1表 13-4取轴承的温度系数1tf，又球轴承的寿命指数3，查参考资料2表 15-4 得 6208 型轴承的动载荷kNCr8.22，静载荷kNCor8.15；则所选轴承的寿命为66331010101 22.8 10()()6174366060480873.5trhf CLhnP由于轴承寿命大于轴承预期寿命，即hhLL10，满足要求，故轴承寿命满足

48、要求，选用6208型轴承。9.3 从动轴的轴承设计计算1 、根据工作条件，轴承预期寿命8 3651646720hLhh。2 、初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受径向力rF作用，所以1107.6rPFN。查参考资料1表 13-5 取径向动载荷系数1X，轴向动载荷系数0Y。3 、校核轴承寿命查参考资料1表 13-4取轴承的温度系数1tf，又球轴承的寿命指数46720hLh1873.5PN1X0Y1tf3kNCr0.8 .22kNCor8 .1510617436hLh主 动 轴 选 用6208 型深 沟 球轴承精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - -

49、 - - -第 23 页，共 33 页湖南工业大学机械设计基础课程设计21 3 ，查参考资料2表 15-4 得深沟球轴承6211 型轴承的动载荷kNCr.533，静载荷kNCor25。则所选轴承寿命为66331010101 33.510()()96244060604801107.6trhf CLhnP由于轴承寿命大于轴承预期寿命，即hhLL10，满足要求，故轴承寿命满足要求，选用6211型轴承。从动轴选用 6211轴承九、减速器铸造箱体的主要结构尺寸结果由于铸造箱体的刚性较好， 外形美观，易于切削加工， 能吸收振动和消除噪声，又适合于成批生产，故采用灰铸铁铸造的铸造箱体。1. 箱体的刚度为了防

50、止箱体在加工和工作过程中产生不允许的变形，从而引起轴承座中心线歪斜，齿轮产生偏载，影响减速器正常工作，是设计箱体时，首先应保证轴承座的刚度。 为此应使轴承座有足够的壁厚，并加设支撑肋板或在轴承座处采用凸壁式箱体结构，当轴承座是剖分式结构时， 还要保证箱体的联接刚度。2. 良好的箱体结构工艺性1 、箱体的铸造工艺性： 设计铸造箱体时， 力求外形简单、 壁厚均匀、过渡平缓。在采用砂模铸造时，箱体铸造圆角半径一般可取mmR5。为是液态金属流动畅通，壁厚应大于最小铸造壁厚，还应注意铸件应有1：101：20 的拔模斜度。2 、箱体的机械加工工艺性： 为了提高劳动生产率和经济效益，应尽量减少机械加工面。