机械设计课程设计课程设计word格式.pdf

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1、 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

2、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 1.276.39minmin300

3、wVrrnD 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

4、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

5、 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

6、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

7、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

8、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:1

9、2.528500.5514.2522HHHMPa(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 41.6

10、1bmm 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

11、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

12、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

13、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

14、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)2.0

15、99.982cos2cos14nZZma 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 2

16、50.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

17、.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.

18、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:3

19、4546517531.522HHHMPa(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

20、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

21、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 2.71

22、38nmmm 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).

23、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.

24、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=

25、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 m

26、dmm (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 34.34 104

27、4642caTN 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

28、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6

29、530ddmm，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

30、：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

31、-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

32、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

33、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

34、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)0NVrraa

35、FLFLLFLMM 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.V

36、VaMMMN 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

37、 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.

38、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

39、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 1070502

40、0.52 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 )(1

41、0606pcnln 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

42、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

43、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=

44、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

45、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

46、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

47、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

48、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

49、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

50、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