2022年邹逢春机械设计任务书 .pdf

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1、课程设计任务书课程名称：机械设计基础设计题目：带式运输机传动装置的设计专业：包装工程班级：包工 0702 学生姓名 : 邹逢春学号:0712020243起迄日期 : 2010年 01 月 04 日 2010 年 01 月10 日指导教师 :戴进湖南工业大学科技学院教务部制名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 1 - 机械设计课程 - 带式运输机传动装置目录设计任务书1 传动方案的拟定及说明电动机的选择计算传动装置

2、的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择及计算键联接的选择及校核计算连轴器的选择减速器附件的选择润滑与密封设计小结参考资料目录名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 2 - 课程设计任务书1课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：数据编号A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10 运输带工作拉力 F/N 2300 2150 1900 2200 2000 145

3、0 1500 1900 1700 1800 运输带工作速度 v/（m/s）1.5 1.8 1.6 1.8 1.8 1.5 1.7 1.8 1.6 1.5 卷筒直径D/mm 400 450 400 450 450 250 260 450 350 400 技术要求：1、通过课程设计， 综合运用机械设计基础课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想; 2、学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，正确计算零件的工作能力，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养设计能力；3、通过课程设计，学习运

4、用标准、规范、手册以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能。工作要求：1）拟订、分析传动装置的设计方案；2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；3）进行传动件的设计计算，选择轴、轴承、联轴器、键等型号；4）绘制减速器装配图；5）编写设计计算书。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 3 - 111 三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据 ：第三组数据 ：运送带工作拉力 F/N 1900 。运输带

5、工作速度 v/(m/s) 1.6 。卷筒直径 D/mm 400 。1）外传动机构为 V带传动。2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。3) 方案简图如上图一 电动机的选择一，电动机的功率F=1900N V=1.m/s D=400mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 4 - 1 传动装置总体设计方案1.确定工作机功率P（工作）=FV/1000=1900*1.6/1000=3.04KW 2.原动机功率P（电机）

6、= P（工作）/总3. 总效率按下式计算：总=0102030405 4. 查表 1 7 得：联轴器效率1=0.97 圆柱齿轮传动效率（ 7 级精度）2=0.97 一对滚动轴承效率3=0.99 转筒效率4=0.96 带轮的传动效率（普通 V带）5=0.93本机构 就深沟球轴承有2 对 其他的都只有一个所以01=1 02=2 03=33 04=4 05=5总效率=0102030405=0.970.970.990.990.960.93=0.823P（电机） = P（工作）/总=3.04/0.823=3.694KW滚筒的转速为： n=60*1000v/D=76.43r/min 又由 总传动比总=n 电

7、动机 /n 滚筒n电动机=总n 滚筒总=带齿轮又由普通 V带带=24 单机齿轮减速器齿轮 =36所以总=（24） （36）=（ 624）则n 电动机 =76.43（624）=458.581834.3 r/minkwPw04.3823.0kwPd69.3n滚筒 =76.43 r/min 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 5 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 5 - 2、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量3）确定电动机转速符合这一范

8、围的同步转速有750minr、1000minr、1500minr和 3000minr四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 根据以上的条件选择电动机可以选择 Y132M2-6型号的电动机最优额定功率 4kw 满载转速 1000r/min 则总=n 电动机 /n 滚筒 =1000/76.43=13.08 各级平均传动比=08.13=3.6根据上述原则分配传动比：若取带=3 则齿轮=总/带=4.36 计算各轴的转速：I 轴n I= n电动机 /带=1000/3=333.3 r/min II轴n II = n I /齿轮=333.3/

9、4.36=76.4 r/min III轴n III= n II 计算各轴的转矩 ：计算公式：各轴功率： I P（电机）带=3.6940.93=3.435kw II P（电机）带轴承轴承齿轮=3.4350.97 0.99=3.299kw III P（电机）带轴承齿轮轴承联轴器 =3.2990.970.99=3.168kw T1=9550I/ n I=95503.43542/333.3=98.43Nm T2=9550II/ n II=95503.299/76.4=412.37 Nm T3=9550III/ n III=95503.168/76.4=396 Nm二 传动件的设计计算选定电动机型号Y1

10、32M2-608.13ii带 =3 i齿轮 =4.36n I=333.3 r/minn II=76.4 r/minn III= n III=3.435kwII=3.299kwIII=3.168kwNm9550iiinpT名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 6 - 3、 计算传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比i(2)分配传动比一 皮带轮的计算A.确定计算功率Pca 由表 13-8 查得工作情况系数KA

11、=1.2 故 Pca= KAP（电机） =1.24=4.8kwB 选择带的型号根据I 和 n I 由表 13-15 选择普通 B型 V带C. 确定带轮基准直径并且验证带速a 选择小带轮的基准直径d1 由表 13-15 和表 13-9 可以取得 d1=140mm b验证 V 带的速度V=d1 n 电动机 /601000=7.0336m/s符合5 m/sv25 m/sc.计算大轮直径 d2 d2=n 电d1(1-)/ n I=1000140(1-0.02)/333.3=411.6mm取 d2=420mm（其误差容许小于5% 故可以）D 确定 V 带的中心距又)(2)(7.021210dddddda

12、dd0.7(140+420)a02(140+420) 392a0120符合要求F.确定带的根数LrKKPPP)(00令 n1=1000r/min d1=140mm 查表 13-3 得 PO=2.08kw 由式 13-9 得传动比=d2/d1(1-)=3.06查表 13-5 得PO=0.30 由1=158.44由表 ka=0.92查表 13-2 得 KL=1.00 的 z=4.0/(2.08+.0.30) 0.92 1=2.19取3 根G. 计算单根 V带的初拉力的最小值Fo查表 13-1 得 q=0.17（kg/m）由式 13-17 得单根 V带的初拉力NqvzvKPKFca150)5.2(5

13、00)(2min0应该使得实际初拉力FO FO（min）mma7441=158.44kwPr08. 2z=3 min0)(FN150名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 8 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 8 - 5. 设计V 带和带轮1).确定计算功率caP2).选择 V带类型3).确定带轮的基准直径1dd并验算带速H. 作用在轴上的压力NFzFp12002sin)(2)(1min0min三 减速箱内部传动零件的计算（齿轮传动的设计计算）齿轮的设

14、计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 (GB10095-88)。(3) 材料选择。由机械设计表10-1 选择小齿轮材料为45 钢（调质），硬度为280HBS ，大齿轮为 45 钢（正火），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。(4) 选小齿轮齿数241z，则大齿轮齿数10412ziz2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则 : 先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即2311)(132.2HEdtZuuKTd1 确定

15、公式内的各计算数值. 试选载荷系数3.1tK。. 计算小齿轮传递的转矩Nm412.37105.95251nPT. 由机械设计表10-7 选取齿宽系数1d。. 由机械设计表10-6 查得材料的弹性影响系数21188MPaZE。. 由机械设计图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。. 计算应力循环次数9211043.160hjLnNmin)(pFN1200选用直齿圆柱齿轮传动7 级精度小 齿 轮 材 料45 钢（调质）大 齿 轮 材 料45 钢(正火 ) 241z1042z名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载

16、 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 9 - 4).确定 V带的中心距a和基准长度dL5).验算小带轮上的包角16).计812101iNN. 由机械设计图10-19 取接触疲劳寿命系数97.01HNK；25.12HNK。. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1.1 MPaMPaSKHNH52960097.01lim11MPaMPaSKHNH62555025.12lim222.计算. 试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值。mm

17、ZuuKTdHEdt45)(132.22311. 计算圆周速度v。smndvt03.110006021. 计算齿宽b。mmdbtd9.461. 计算齿宽与齿高之比hb模数mmzdmtt96.111齿高mmmht41.425.267.1041. 405.47hb. 计算载荷系数根据smv09. 1，7 级精度，由机械设计图10-8 查得动载系数11.1VK；mmdt9.461smv09.1mmb9 .4667.10hb名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 10 页，共 34

18、页 - - - - - - - - - - 10 - 算带的根数z7).计算单根V 带的初拉力的最小值min0)(F8).计算压轴力pF9).带轮的结构设计6. 齿轮的设计1) 选定齿轮直齿轮，1FHKK；由机械设计表10-2 查得使用系数1AK；由机械设计表10-4 用插值法查得7 级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，310. 1HK；由67.10hb，310. 1HK查机械设计图10-13 得27.1FK故载荷系数454.1HHVAKKKKK. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mmKKddttt84.4831. 计算模数mmzdmt04.21(3). 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公

19、式3211)(2FSaFadYYzKTm1.确定公式内的各计算数值. 由机械设计图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001；大齿轮的弯曲强度极限MPaFE3802；. 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数87.01FNK，90.02FNK；. 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，有MPaSKFEFNF311111MPaSKFEFNF3.244222454.1Kmdt84.48mmm04.2名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第

20、11 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 11 - 类型、精度等级、材料及齿数2) 初步设计齿轮主要尺寸. 计算载荷系数K；41.1FFVAKKKKK. 查取齿形系数；由机械设计表10-5 查得65. 21FaY；20. 22FaY. 查取应力校正系数；由机械设计表10-5 查得58.11SaY；78.12SaY. 计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较；0135.0111FSaFaYY016.0222FSaFaYY大齿轮的数值较大。. 设计计算mmYYzKTmFSaFad56.1)(23211对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数

21、，由于齿轮的模数m的大小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，可取由弯曲强度算得的模数1.56 并就近圆整为标准值mmm2，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数2511mdz大齿轮齿数，取932z。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。41.1Kmmm2251z932z名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 34 页 -

22、- - - - - - - - - 12 - (4). 几个尺寸计算1.计算分度圆直径mmmzd5011mmmzd186222.计算中心距mmdda1182213.计算齿轮宽度mmdbd501取mmB502，mmB551。(5). 结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式结构为宜。7. 滚动轴承和传动轴的设计( 一). 轴的设计. 输出轴上的功率 P 、转速 n和转矩 T由上可知kwP16. 2，min120rn，mmNT51072.1. 求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径mmmzd18693222而NdTFt5

23、.184922NFFtr1.673costan0aF. 初步确定轴的最小直径材料为 45 钢，正火处理。根据机械设计表15-3，取1100A，于是mmd501mmd1862mma118mmB502mmB551名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 13 - mmnPAd8.2830min，由于键槽的影响，故mmdd7.2903.1minmin输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。为了使所选的轴直径d与联轴

24、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TKTAca，查机械设计表14-1，取5.1AK，则：mmNTKTAca258000按照计算转矩caT 应小于联轴器公称转矩的条件， 查手册，选用 HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为mmN345000。半联轴器的孔径mmd30，故取mmd30，半联轴器长度mmL82，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL60. 轴的结构设计(1). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，- 段右端需制出一轴肩，故取- 段的直 径mmd36； 左 端 用 轴 端 挡 圈 定 位 。 半 联 轴 器 与 轴 配 合 的

25、毂 孔 长 度mmL60，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- 段的长度应比 L略短一些，现取mml58 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据mmd36，查手册选取单列角接触球轴承7008AC ，其NFt5.1849NFr1 .6730aFmmd8.28minmmd30名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 14 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 14 - 尺寸为mmmm

26、mmBDd156840， 故mmdd40； 而mml29。 3).取安装齿轮处的轴端- 的直径mmd42；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为50mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取mml47。 齿轮的右端采用轴肩定位， 轴肩高度dh07.0，故取mmh3，则轴环处的直径mmd48。轴环宽度hb4.1，取mml9。 4).轴承端盖的总宽度为mm35(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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右端面间的距离mml18，故mml53。 5).取齿轮距箱体内壁的距离mma11，考虑到箱

27、体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取mms10，已知滚动轴承宽度mmT15，大齿轮轮毂长度mmL50，则mmmmasTl39)3111015()4750(至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2). 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平键连接。按d由机械设计表6-1查得平键截面mmmmhb812，键槽用键槽铣刀加工，长为mm43，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额为67nH；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为mmmmmm5278，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺

28、寸公差为6m 。(3). 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角452。mmd36mml58选 取 单 列 角接 触 球 轴 承7008AC mmd40mmd40mml29mmd42mml47mmd48mml9mml53名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 15 - 7. 滚动轴承和传动轴的设计( 一 ).轴的设计. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从

29、手册中查取a值。对于 7008AC型角接触球轴承，由手册中查得mma15。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距mmmmmmLL92464632。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。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。现将计算处的截面 C处的HM、VM及M的值列于下表。载荷水平面 H 垂直面 V 支反力FNFNFNHNH925,92521NFNFNVNV337,33721弯矩MmmNMH15480,42540,4254021mmNMmmNMVV总弯矩mmNM452701，mmNM452702扭矩TmmNT172000mml39名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 -

30、- - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 16 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 16 - . 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。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 17 -

31、 算应力MPaWTMca21.15)(221前已选定轴的材料为45 钢，正火处理，由 机械设计表 15-1 查得MPa551因此1ca，故安全。. 精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面截面 A，, ,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A, ,B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C 上最然应力最大，但应力集中

32、不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C 也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 (2).截面左侧抗弯截面系数3336400401.01 .0mmdW抗扭截面系数33312800401.02.0mmdWT截面左侧的弯矩M为mmNMM226354623461截面 上的扭矩T为mmNT172000截面上的弯曲应力MPaWMb54. 3名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - -

33、- - - 第 18 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 18 - 截面上的扭转切应力MPaWTTT44.13轴的材料为45 钢，正火处理，由机械设计表15-1 得MPa590B，MPa2551，MPa1401。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按 机械设计附表 3-2 查取。因05.0400. 2dr，05. 14042dD，经差值后可查得72.1，24.1又由机械设计附图3-1 可得轴的材料的敏性系数为80.0q，85.0q故有效应力集中系数为576. 1)1(1qk204.1) 1(1qk由机械设计 附图 3-2 的尺寸系数77. 0；由附图 3-3 的扭转尺

34、寸系数86.0轴按磨削加工，由附图3-4 得表面质量系数为93.0轴未经表面强化处理，即1q，则综合系数为13.211kK48.111kK查手册得碳钢的特性系数2.01.0，取1.01.005.0，取05. 0名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 19 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 19 - 于是，计算安全系数caS 值，则82.331maKS62.161maKS5.192.1422SSSSSSca故可知其安全。 (3).截面右侧抗弯截面系数33

35、38.7408421 .01. 0mmdW抗扭截面系数3336.14817421.02.0mmdWT截面右侧的弯矩M为mmNMM226354623461截面 上的扭矩T为mmNT172000截面上的弯曲应力MPaWMb06.3截面上的扭转切应力MPaWTTT61.11过盈配合处的k，由附表 3-8 用插值法求出，并取kk8.0，于是得30. 2k，84. 1k轴按磨削加工，由附图3-4 得表面质量系数为93.0名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 20 页，共 34 页 -

36、 - - - - - - - - - 20 - 故得综合系数为38.211kK92.111kK所以轴在截面右侧的安全系数为01.351maKS24.121maKS5.155.1122SSSSSSca故该轴在截面右侧的强度也是足够的。(二). 齿轮轴的设计. 输出轴上的功率P 、转速 n 和转矩 T由上可知kwP25.2，min444rn，mmNT41084.4. 求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径mmmzd5025211而NdTFt193621NFFtr6 .704costan0aF. 初步确定轴的最小直径材料为 45 钢，正火处理。根据机械设计表15-3，取1150A，于是名师资

37、料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 21 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 21 - mmnPAd75.1930min，由于键槽的影响，故mmdd3.2003.1minmin输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d，取mmd22，根据带轮结构和尺寸，取mml35。. 齿轮轴的结构设计(1). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1). 为了满足带轮的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取- 段的直径mmd26； 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受

38、有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据mmd26，查手册选取单列角接触球轴承7006AC ，其尺寸为mmmmmmBDd146235， 故mmdd30； 而mml28。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端- 的直径mmd54，mml55。轴肩高度dh07.0，故取mmh3，则轴环处的直径mmdd36。轴环宽度hb4 .1，取mmll6。 4).轴承端盖的总宽度为mm35(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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右端面间的距离mml15，故mml50。 5).取齿轮距箱体内壁的距离mma5.8，考虑到箱体

39、的铸造误差，在确定滚动轴名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 22 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 22 - 承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取mms5.10，已知滚动轴承宽度mmT13，则mmmmlasTl26)65.85 .1013(至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2). 轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d由机械设计表6-1 查得平键截面mmmmhb66，键槽用键槽铣刀加工，长为mm27。滚动轴承与轴的周向定位是由过

40、度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。(3). 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角452。. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于 7008AC型角接触球轴承，由手册中查得mma13。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距mmmmmmLL935 .465 .4632。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。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。现将计算处的截面 C处的HM、VM及M的值列于下表。载荷水平面 H 垂直面 V 支反力FNFNFNHNH484,48421NFNFNVNV176

41、,17621弯矩MmmNMH21540,7840,784021mmNMmmNMVV总弯矩mmNM229001，mmNM22902扭矩TmmNT48400名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 23 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 23 - . 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。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力MPaWTMca7.34)(

42、221前已选定轴的材料为45 钢，正火处理，由 机械设计表 15-1 查得MPa551因此1ca，故安全。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 24 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 24 - ( 二 ).齿轮轴的设计(三). 滚动轴承的校核轴承的预计寿命hLH584003652810计算输入轴承 (1).已知min444rn，两轴承的径向反力NFFRR48421由选定的角接触球轴承7006AC ，轴承内部的轴向力rSFF63. 0NFFFRSS9.

43、30463.021 (2).因为21SaSFFF，所以0aF故NFFSA9.30411，NFFSA9.30422 (3). 63.011RAFF，63.022RAFF，查手册可得68.0e由于eFFRA11，故0, 111YX; eFFRA22, 故0, 122YX (4).计算当量载荷1P 、2P由机械设计表 13-6，取5.1pf，则NFYFXfPArp726)(111NFYFXfPArp726)(222 (5).轴承寿命计算由于21PP，取NP726，角接触球轴承，取3，1tf查手册得 7006AC型角接触球轴承的5 .14rC，则6299474)(6010HtHLhPCfnL故满足预期

44、寿命。. 计算输出轴承 (1).已知min120 rn，两轴承的径向反力NFFRR75.92421名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 25 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 25 - 由选定的角接触球轴承7006AC ，轴承内部的轴向力rSFF63.0NFFFRSS6,58263.021 (2).因为21SaSFFF，所以0aF故NFFSA6 .58211，NFFSA6.58222 (3). 63.011RAFF，63.022RAFF，查手册可得6

45、8.0e由于eFFRA11，故0, 111YX; eFFRA22, 故0, 122YX (4).计算当量载荷1P 、2P由机械设计表 13-6，取5.1pf，则NFYFXfPArp13.1387)(111NFYFXfPArp13.1387)(222 (5).轴承寿命计算由于21PP，取NP726，角接触球轴承，取3，1tf查手册得 7006AC型角接触球轴承的5 .14rC，则6356916)(6010HtHLhPCfnL故满足预期寿命。8. 键联接设计. 带轮与输入轴间键的选择及校核轴径mmd22，轮毂长度mmL35，查手册，选 A型平键，其尺寸为mmb6，mmh6，mmL27(GB/T 1

46、095-2003) 现校核其强度：mmbLl21,mmNT4.48，2hkMPakldTp84.691023查手册得MPap110，因为pp，故键符合强度要求。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 26 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 26 - . 输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径mmd42，轮毂长度mmL47，查手册，选 A型平键，其尺寸为mmb12，mmh8，mmL43(GB/T 1095-2003) 现校核其强度：mmbLl31,mmNT17

47、2，2hkMPakldTp05.661023查手册得MPap110，因为pp，故键符合强度要求。. 输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径mmd30，轮毂长度mmL58，查手册，选 A型平键，其尺寸为mmb8，mmh7，mmL52(GB/T 1095-2003) 现校核其强度：mmbLl44,mmNT169，2hkMPakldTp16.7310239. 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67isH配合. 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

48、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 大于 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3. 63. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为 8mm，圆角半径为 R=5。机体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 27 页，共 34 页 - - - - - - - - - - 27 - ( 三 ).在机盖顶部开有窥视孔，能看到

49、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M8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 位销：为

50、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. F 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：名称符号计算公式结果箱座壁厚83025.0a8 箱盖壁厚18302. 01a8 箱盖凸缘厚度1b115 .1b12 箱座凸缘厚度b5.1b12 箱座底凸缘厚度2b5. 22b20 地脚螺钉直径fd12036.0adfM18 地脚螺钉数目n查手册4 轴承旁联接螺栓直径1dfdd75. 01M14 机盖与机座联2d2d =（0.50.6 ）fdM12 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - -