机械设计基础课程设计说明书（斜）概要

课程设计说明书

题目 X X X X机传动装置设计

院（系） 机电工程系

专业年级 XX模具专X班

课题组 A

姓名 张三

学号 XXXXXXXXXXXX

二〇一〇年十二月二十一日

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目 录 课程设计任务书

1. 传动方案设计----------------------------------------- 2. 选择电动机------------------------------------------- 3. 计算总传动比和分配传动比----------------------------- 4. 传动装置的运动和动力参数的计算----------------------- 5. V带传动设计------------------------------------------ 6. 齿轮传动设计----------------------------------------- 7. 初算轴的直径----------------------------------------- 8. 选择联轴器------------------------------------------- 9. 初选滚动轴承----------------------------------------- 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17.

2

减速器和轴承的润滑-------------------------------- 减速器装配图设计----------------------------------- 轴的强度校核--------------------------------------- 滚动轴承寿命的校核计算----------------------------- 键联接强度校核------------------------------------- 减速器的附件--------------------------------------- 设计小结------------------------------------------- 参考文献-------------------------------------------

课程设计任务书 机电工程 系 模具设计与制造 专业 XX模具专1班 姓名 张三 学号 XXXXXXXXXXXXXXXXXXXX 题目 X X X X机传动装置设计 课程设计内容与要求 一、设计题目：A

设计带式运输机的传动装置。其传动方案推荐如下：

1.电动机 2.带传动 3.减速器 4.联轴器

3

二、原始数据及条件 1.运输带拉力：F=2470N. 2.运输带传递速度:V=2m/s. 3.滚筒直径：D＝382mm.

4.工作机效率：?＝0.94（含轴承）. 5.运输带速度？？：?v＝?5％.

6.工作条件：灰尘较多，所受载荷平稳，只是起动时有微振. 7.预期使用期限：使用年限10年，大修期3年（单班连续工作，不逆转）.

8.生成批量及生产条件，在中、小型厂批量生产，该厂有一般机加工能力，且有铸造、热处理设备，但无大型锻造设备。 三、设计的主要任务：

1.分析、比较并选择传动方案. 2电动机选择及传动比分配.

3.设计带传动或链传动、开式齿轮传动. 4.设计齿轮（或蜗轮）减速器. 5.确定联轴器的类型及尺寸. 四、每个同学应完成的工作量： 1.减速器装配图一张（1#图纸）. 2.零件工作图二张（3#图纸）. 3.设计计算说明书一份. 五、设计时间：2周

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设计及说明

1.传动方案设计

根据设计任务书的要求，初拟的传动方案为：电动机?V带传动?齿轮减速器?联轴器?运输机。如下图所示：

2.选择电动机

2.1 已知运输带拉力F＝2470N，运输带传递速度v＝2m/s，则工作机所需的有效功率为：

Pw?F?v2470?2??4.94(kw) Pw?4.94kw 10001000此节中所用到的表？各均见参考文献[1]

5

2.2 查表2-2可知： V带传动的效率?1＝0.95. 滚动轴承的效率?2＝0.98.

圆柱齿轮传动（8级精度（油润滑））的效率?3＝0.97. 齿式联轴器的效率?4＝0.99. 工作机的效率?5＝0.94（含轴承）. 则传动装置的总效率为：

???1??22??3??4??5 ?0.95?0.982?0.97?0.99?0.94

?0.826 所以电动机所需的功率为：

Pd?Pw??4.94?5.981(kw) Pd?5.981kw 0.8262.3 已知运输带传递速度v＝2m/s，滚筒直径D＝382mm， 由v???D?nw1000?601000?60?v1000?60?2nw???100.043(r/min) nw?100.043r/min

??D3.14?382 可得工作机所需的转速为

查表2-3可知： V带传动的推荐传动比为：i1?2~4.

圆柱齿轮传动（闭式）的推荐传动比为：i2?3~5. 则传动装置的总传动比为：i?i1?i2?(2~4)?(3~5)?6~20 那么电动机的满载转速nm的范围为：

nm?nw?i?100.043?6~20?600.258~2000.86(r/min)

考虑运输机的使用条件，查表16-1，可知符合功率和转速要求的电动机型号有：

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电动机型号 额定功率 满载转速 总传动比 Kw r/min i Y160M-6 7.5 970 9.696 Y132M-4 7.5 1440 14.394 Y160L-8 7.5 720 7.197

Y132M-4

考虑到经济性和传动装置结构简单等因素，决定选用Y132M-4三相异步电动机。查表16-2可知，其技术数据如下：

电动机型号Y132M-4 额定功率 Pe＝7.5kw 同步转速1500r/min

满载转速 nm＝1440 r/min

0.018轴外伸轴径D??38??0.002

轴外伸长度 E=80 键槽宽 F＝10 键槽底到轴外径距离 G＝33 中心高 H＝1320?0.5

注此节中所用到表格均见参考文献[1]. 3.计算总传动比和分配传动比

3.1 已知电动机的满载转速nm＝1440 r/min，工作机所需的转速

nw?100.042r/min.

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则传动装置的总传动比i为：

i?nm1440??14.394 nw100.0433.2 考虑到电动机的中心高，为避免大带轮外圆半径过大，初步取 V带传动的传动比i1?3 则减速器的传动比i2为： i2??ii114.394?4.798 34.传动装置的运动和动力参数的计算 各轴的编号为：0轴 电动机轴 Ⅰ轴 减速器高速轴

Ⅱ轴 减速器低速轴 Ⅲ轴 运输机滚筒轴

4.1 各轴的转速计算 n0＝nm＝1440 r/min

nⅠ?nⅡ?n01440??480r/min i13n1480??100.042r/min i24.798nⅢ＝nⅡ＝100.042 r/min 4.2 各轴的输入功率计算 P0=Pd=5.981(kw)

PⅠ＝P0??1?5.981?0.95?5.682(kw) PⅡ＝PⅠ??2??3?5.682?0.98?0.97?5.401(kw) PⅢ＝PⅡ??2??4?5.401?0.98?0.99?5.24(kw)

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4.3 各轴的输入转矩计算 T0= 9550 TⅠ=9550TⅡ=9550TⅢ=9550P05.981?9550??39.666(N?m) n01440P5.6821?9550??113.048(N?m) n1480P25.401?9550??515.579(N?m) n2100.042P35.24?9550??500.21(N?m) n3100.042上述计算结果列于下表，以供查用。 各轴的运动及动力参数 轴号 转速n/（r/min） 0 Ⅰ 1440 480 5.981 5.682 功率P/kw 转矩T/（N ? m） 39.666 113.048 3 Ⅱ 100.042 5.401 515.579 4.798 Ⅲ 100.042 5.24 500.21 1 传动比i 5、V带传动设计

已知电动机所需的功率即V带传动的功率P=5.981kw，电动机的满载转速（主动轮转速）n1＝1440 r/min，从动轮转速n2＝480 r/min，单班连续工作，不逆转，满载平稳，起动时有微振。 此节中所用到的公式和表格、图表均见参考文献[2]

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5.1 计算设计功率Pd：

查表8-7，得工况系数KA=1.1,

故 设计功率Pd＝KA?P=1.1?5.981=6.579(kw) 5.2 选择带型

根据Pd＝6.579 kw，n1＝1440 r/min，由图8-12，初步选用A型。 A型带

5.3 选取带轮基准直径dd和 dd：

11 考虑到电动机外伸轴径为38mm

由表8-8及图8-12，取dd＝112mm，滑动率?＝2％ dd＝112mm

11 由式（8-18）得： dd?2n11440dd1(1??)??112?(1?0.02)?329.28(mm) n2480 由表8-8，取

dd2?335mm。

dd2?335mm

5.4 验算带速v：由式（8-24）得

v???dd?n1160?1000?3.14?112?1440?8.44(m/s)

60?1000在5～25m/s范围内，带速合适。 5.5 确定中心距a和带的基准长度Ld： 根据式（8-25）得0.7(dd?dd)?a0?2(dd?dd)

1212 即0.7(112?335)?a0?2(112?335) 312.9?a0?894 初选中心距a0?450mm

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由式（8-26）得初算的带长

Ld0?2a0??2(dd1?dd2)?(dd2?dd1)24a03.14(335?112)2(112?335)? ?2?450? 24?4501629.417(mm) 由表8-2，对A型带选用基准长度Ld?1800mm 则由式（8-27）可得：

A?Ld?(dd1?dd2)18003.14(112?335)????274.553 4848B?(dd2?dd1)28(335?112)2??6216.125

8a?A?A2?B?274.553?274.5532?6216.125?537.542(mm)

取实际中心距a＝535mm。 Ld?1800mm a＝535mm 5.6 验算小带轮包角?1： 由式（8-3）得：

?1?180???57.3?a335?112?180???57.3?

535?156.116??120?dd2?dd1 包角合适。 5.7 确定带得根数z：

因dd＝112mm，dd?335mm，n1＝1440 r/min，由式（8-17）得

12实际传动比i?dd2dd1(1??)?335?3.052

112?(1?0.02) V带实际传动比i3.052

主动轮带速v＝8.44m/s。

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查表8-3，得单根普通V带的基本额定功率为

P0?1.6kw

查表8-4，得单根普通V带的额定功率增量为：?P0?0.11kw 因?1?156.116?，查表8-5，得包角系数K??0.93。 因Ld?1800mm，查表8-6得长度系数KL?1.01 由式（8-28）得z?取z?5根。

z?5

5.8 确定初拉力F0

由式（8-29）得单根普通V带得初拉力

F0?500??500?(2.5?K?)Pd?qv2K?zvPdPd6.579???4.096 [P](P0??P0)K?KL(1.6?0.11)?0.93?1.01(2.5?0.93)?6.579?0.1?8.442

0.93?5?8.44?138.717(N)式中由表8-1得线密度

q?0.1kg/m

5.9 计算压轴力FQ: 由式（8-30），得压轴力为

2?1357.148(N)FQ?2zF0sin?1?2?5?138.717sin156.116? 25.10 带轮的结构设计：见零件图纸

小带轮: 实心式 大带轮：腹板式

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6、齿轮传动设计

因V带传动的实际传动比i1?3.052，则Ⅰ轴的转速n1应调整为

n1?n01440??471.822(r/min) i13.052P1?5.682kw

T1?9550P5.6821?9550??115.008(N?m) n1471.822减速器齿轮传动比i2初步确定为：

i2?i14.394??4.716 i13.052 为了使减速器结构紧凑，并满足使用寿命要求，同时节约成本，减速器齿轮按硬齿面设计，按8级精度制造。

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6.1 选择齿轮材料，确定许用应力：

大、小齿轮均选用45钢，表明淬火，由表5-3查得齿面硬度为40～50HRC，由图5-29c查得齿根弯曲疲劳极限应力?Flim?360MPa 由图5-32c查得齿面接触疲劳极限应力?Hlim?1150MPa 6.2 按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数mn：

K?T1?cos2??? 由式（5-38b）可知mn?12.63?d?z12??FPFS??(1) 确定许用弯曲应力?FP 按式（5-29）计算?FP??Flim?STSFmin?N?X,

取试验齿轮的应力修正系数?ST?2。 弯曲强度的最小安全系数SFmin＝1.5。 弯曲疲劳强度计算的尺寸系数?X＝1。

因为齿轮的循环次数N?60nat?60?471.822?1?(300?8?10)?6.79?108 式中：n为小齿轮转速，n＝n1＝471.822r/min.

a为齿轮每转一转时，轮齿同侧齿面的啮合次数，任务书要求不逆转，a＝1.

t为齿轮总工作时间，每年按300天计算，单班连续工作，每班8小时，使用年限10年.

由图5-30得弯曲疲劳强度计算的寿命系数?N＝1。由式（5-29）得

?FP?1?Flim?STSFmin?N?X?360?2?1?1?480(MPa) 1.5（2）小齿轮的名义转矩T1:

T1=115.008(N?m)

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(3)选取载荷系数K：

因为是斜齿轮传动，故K可选小些，取K＝1.3。 （4）初步选定齿轮的参数：

小齿轮的齿数z1?27 （z1＝24—40） 或参考大皮带轮的尺寸及同类减速器的参数选定

大齿轮的齿数z2?i?z1?4.716?27?127.332 取z2＝128 齿宽系数?d＝0.6

初取螺旋角?＝15? （螺旋角=80—200） 齿数比u?128?4.741 实际传动比i＝4.741 27（5）确定复合齿形系数?FS：

因大、小齿轮选用同一材料及热处理，则?FP相同， 故按小齿轮的复合齿形系数?FS代入即可。

1 由式（5-34）得当量齿数zV1? 由图5-26查得?FS?4.1

1z127??30 cos3?cos315?（6）确定重合度?V?与螺旋角系数???： 初选螺旋角?＝15?.

则当量齿数zV1?zV2?z127??30 33cos?cos15?z2128??142 cos3?cos315? 按式（5-12a）有端面重合度

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?1V??[1.88?3.2(z?1z)]cos?V1V2 ?[1.88?3.2(1130?142)]cos15?

?1.691 按纵向重合度???1，及?V??1.691从图5-41中查得

螺旋角系数????0.6

将上述各参数代入式（8-38b），得

m12.63K?T1?cos2?n??2?FS???d?z1??FP12.631.3?115.008?cos2?15?0.6?272?480?4.1?0.6 ?1.484(mm) 按表5-1取标准模数mn＝2mm. ＝2 mm

则中心距为：

a?mn(z1?z2)2cos??2?(27?128)2cos15??160.468

取实际中心距a＝160mm，则

cos??mn(z1?z2)2a?2?(27?128)2?160?0.96875 ??14?21'41.44''

（7）计算传动得几何尺寸

dmn?z121?cos???270.96875?55.742(mm)dm?z22?1282?ncos??0.96875?264.258(mm)

b2??d?d1?0.6?55.742?33.445(mm) 取b2＝34mm.

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mn

b1?b2?(5~10)?34?(5~10)?39~44(mm) 取b1＝42mm

6.3 校核齿面的接触疲劳强度 由式（5-40）可知

?H?109zEz?KT1u?1???HP 2bd1u 取重合度系数 z?＝0.85 当一对齿轮都为钢制，取 弹性系数zE＝189.8MPa 将上述参数代入式（5-40），得 齿面接触应力为

?H?109?189.8?0.85?727.971(MPa)1.3?115.0084.741?1?234?55.7424.741 而许用接触应力?HP按式（5-30）计算. 取接触强度的最小安全系数SHmin?1.5 接触疲劳强度计算的寿命系数zN?1 工作硬化系数zw?1 由式（5-30）得

?HP???HlimSHmin?zN?zw1150?1?1?766.667(MPa)1.5

因?H??HP，故接触疲劳强度足够。

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6.4 计算小齿轮1和大齿轮2各部分尺寸： （1）由表5-6计算齿轮各部分尺寸为：

mn＝2，?n?20?，han*?1，cn*?0.25，??14?21'41.44''，z1?27，z2?128，i＝4.741 名称 端面模数 端面压力角 分度圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径 齿根圆直径 标准中心距 齿宽 代号 mt 计算公式 mt?mn cos?计算结果 mt＝2.06452 ?t d?t?arctantan?n＝ ?tcos?20?35'30.34'' mzd?n cos?d1?55.742d2?264.258 ha ha?han*mn ha＝2 hf h hf?(han*?cn*)mn hf=2.5 h?ha?hf h=4.5 c da c?hf?ha da?d?2ha c=0.5 da1?59.742da2?268.258 df df?d?2hf d1?d2 2df1?50.742df2?259.258a b a?a＝160 b1?42b2?34 注：以上计算过程中所用到的公式、图表、表格均见参考文献[2]

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（2）测量尺寸计算： 由参考文献 跨测齿数K??n180?z'?0.5

（3）表10-3得 其中：z'?z渐开线函数inv??tan???inv?t inv?n180??

inv?t?inv20?35'30.34''?0.016317156inv?n?inv20??0.014904383z1'?29.55930561,z2'?140.1330044

则K1?4,K2?16

公法线平均长度wnk?mn?cos?n[(K?0.5)??z'inv?n]

wnk1?21.493(mm),wnk2?95.441(mm)

因小齿轮的转速 n1?471.822(r/min) 大齿轮的转速 n2?n1471.822??99.52(r/min) u4.741 即工作的实际转速为 99.52(r/min) 则运输带的速度误差率为 ?v? 符合要求。

那么小齿轮的圆周速度v1??da1n160?100060?1000?dn??268.258?99.52?1.398(m/s) 大齿轮的圆周速度v2?a22?60?100060?1000?99.52?100.043??0.6%?5%

100.043??59.742?471.822?1.476(m/s)

大、小齿轮的精度等级均取为

8HK GB/T10095-2001 查参考文献[1]表18-11，得径向跳动公差Fr为

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小齿轮Fr?42?m?0.042mm 大齿轮Fr?55?m?0.055mm 单个齿距极限偏差?fpt为 小齿轮?fpt?15?m?0.015mm 大齿轮?fpt?17?m?0.017mm 由参考文献[1]表18-5得 齿厚极限偏差的上偏差Esns??8fpt?H 齿厚极限偏差的上偏差Esni??12fpt?K

小齿轮Esns??120?m??0.120mm Esni??180?m??0.180mm 大齿轮Esns??136?m??0.136mm Esni??204?m??0.204mm 对于外啮合齿轮，公法线平均长度的上偏差Ewms和Ewmi为 Ewms?Esnscos?n?0.72Frsin?n

Ewmi?Esnicos?n?0.72Frsin?n

小齿轮Ewms??0.12cos20??0.72?0.042sin20???0.123(mm) Ewmi??0.18cos20??0.72?0.042sin20???0.159(mm)

大齿轮Ewms??0.136cos20??0.72?0.055sin20???0.141(mm) Ewmi??0.204cos20??0.72?0.055sin20???0.178(mm) 6.5 齿轮图纸见零件图 7、初算轴的直径

轴的直径可按扭转强度进行估算，即

d?C3P n减速器的高速轴；Ⅰ轴，减速器的低速轴；Ⅱ轴和运输机的滚筒轴Ⅲ轴

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材料均为45钢，调质处理217～255HBS，取由轴的材料和承载情况确定的常数 C＝117 则d??C3P?5.682?1173?26.818(mm) n?471.822与大带轮联接处有一个键槽，d?要增大5％

则 d??26.818?1.05?28.159(mm) ！ 再考虑带轮孔径要求） 取 d???35mm

d???C3P??5.401?1173?44.297(mm) n??99.52Ⅱ轴与联轴器联接处有一个键槽，d??要增大5％ 取 d???44.297?1.05?46.512(mm) 再考虑联轴器孔径要求

取 d????50mm 取d?????50mm 8、选择联轴器 因为实际的 T???9550d???d?????50mm

P??5.401?9550?518.283(N?m) n??99.52所以Ⅱ轴与Ⅲ轴之间选用的联轴器为： GICL3联轴器

50?112JB/T8854.3?2001 50?1129、初选滚动轴承

因为是斜齿轮传动，轴承要承受径向力和较大的轴向力，因此选择角接触球轴承。

查参考文献[1]表12-6得：

Ⅰ轴上的轴承为：7309C d?D?B?45?100?25(mm)

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Ⅱ轴上的轴承为：7212C d?D?B?60?110?22(mm) 10、.减速器和轴承的润滑

因为大齿轮的圆周速度v2?1.398m/s，则由参考文献[1]表15-1，查得润滑油黏度为266mm2/s.由查15-3查得润滑油为中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）,代号L-CKC680,润滑方式为油池浸油润滑，又因为

v2?2m/s，因此轴承采用润滑脂润滑，润滑脂牌号为钙基润滑脂

（GB491-1991）,4号。 11、减速器装配图设计

减速器铸造箱体的结构尺寸，见参考文献[1]表5-1

名称 箱座（体）壁厚 箱盖壁厚 符号 ? 结构尺寸（mm） 8 8 ?1 箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度 b、b1、b2 b?12,b1?12,b2?20 箱座、箱盖上的筋厚 轴承旁凸出的高度和半径 轴承盖的外径 地 脚 螺 钉

m、m1 h、R1 m?m1?8 h?50,R1?16 D2?160 D2 直径 数目 通孔直径 沉头座直径 底座凸缘尺寸 轴承旁联接螺22

df df?16 n?4 n d'f D0 c1min，c2min d1 d'f?20 D0?45 c1min?25,c2min?23 d1?12

联 接 螺 钉 栓直径 箱座、箱盖的联接螺栓直径 通孔直径 沉头座直径 凸缘尺寸 定位销直径 d' D d2 d2?10?d d'?11 D?22 c1min，c2min dc1min?20,c2min?16 d?8 轴承盖螺钉直径 轴承盖螺钉数量 视孔盖螺钉直径 箱体外壁至轴承座端面的距离 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 齿轮端面与箱体内壁的距离 12、轴的强度校核

12.1高速轴；Ⅰ轴的强度校核

d3 d3?10，长25 n d4 l1 ?1 ?2 n=6 d4?6 l1?49 ?1?10 ?2?10 根据减速器的装配情况，Ⅰ轴的结构尺寸如下图。

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Ⅰ轴的受力计算简图如下图所示，取集中载荷作用于齿轮及轴承点。

！注意 对FQ的处理

（1）求齿轮上作用力的大小、方向 齿轮上作用力的大小

已知转矩T1?115.008N?m?115008N?mm 由参考文献[2]式（5-6？）得：

24

圆周力 Ft1?T1115008??4126.44(N) d155.74222Ft1?tan?n4126.44?tan20???1550.35(N) cos?cos14?21'41.44''径向力 Fr1?轴向力 Fa1?Ft1?tan??4126.44tan14?21'41.44''?1056.536(N)

Ft1、Fr1、Fa1的方向如图所示。

（2）求轴承的支反力 水平面上支反力 FRA?FRB?Ft14126.44????2063.22(N) 22垂直面上支反力 F'RA?Fr1?FQ?F'RB??571.794(N)

F'RB=-7479.292 (N)

（3）画弯矩图（见图b、c、d） 剖面C处的弯矩：

水平面上的弯矩MC?53.5FRA?10?3??53.5?2063.22?10?3??110.382(N?m) 垂直面上的弯矩M'C?53.5F'RA?10?3?53.5?571.794?10?3?30.59(N?m)

1M'C2?53.5F'RB?10?3??53.5?3479.292?10?3??186.142(N?m)合成弯矩MC?M2C?M'2C?110.3822?30.592?114.542(N?m)

11

MC?M2C?M'2C?110.3822?186.1422?216.409(N?m)

22（4）画转矩图 T1?115.008N?m，见图e。 （5）画当量弯矩图（见图f）

因单向回转，视转矩为脉动循环，校正系数??[??1]b， [?0]b由参考文献[2]表12-1，查得?b?650MPa，[??1]b?59MPa,[?0]b?98MPa， 则 ??

25

59?0.602 98

剖面C处的当量弯矩

M''C1?MC1?114.542(N?m)

M''C2?M2C2?(?T1)2?216.4092?(0.602?115.008)2?227.214(N?m)

（6）判断危险剖面并验算强度

1）剖面C当量弯矩最大，但该处为齿轮轴，故验算其旁边轴段的强度，已知：

Me?M''C2?227.214(N?m),[??1]b?59MPa

MeMe227.214?103?e????24.934MPa?[??1]b

W0.1d30.1?4532）剖面D处虽仅受转矩，但其直径最小，则该剖面也为危险剖面

MD?(?T1)2??T1?0.602?115.008?69.235(N?m)

MDMD69.235?103?e????16.148MPa?[??1]b

W0.1d30.1?353所以Ⅰ轴的强度足够。 12.2 低速轴：Ⅱ轴的强度校核 如下图：

Ⅱ轴的受力计算简图如下图所示，取集中载荷作用于齿轮及轴承的点。

26

（1）求齿轮上作用力的大小、方向 根据作用力与反作用力定律， 齿轮上作用力的大小为： 圆周力Ft2?Ft1?4126.44(N) 径向力Fr2?Fr1?1550.35(N) 轴向力Fa2?Fa1?1056.536(N)

Ft2、Fr2、Fa2的方向如图所示。

27

（2）求轴承的支反力 水平面上支反力FRA?FRB?垂直面上支反力

F'RA?(Fa2F'RBFt24126.44??2063.22(N) 22d2264.258?Fr2?52)/104?(1056.536??1550.35?52)/104?2117.474(N)22d264.258?(?Fa22?Fr2?52)/104?(?1056.536??1550.35?52)/104??567.124(N)22（3）画弯矩图（见图b、c、d） 剖面C处的弯矩：

水平面上的弯矩 MC?52FRA?10?3?52?2063.22?10?3?107.287(N?m) 垂直面上的弯矩 M'C?52F'RA?10?3?52?2117.474?10?3?110.109(N?m)

1M'C2?52F'RA?10?3??52?567.124?10?3??29.49(N?m)

合成弯矩 MC?M2C?M'2C?107.2872?110.1092?153.735(N?m)

11

MC2?M2C?M'2C2?107.2872?29.492?111.266(N?m)

（4）画转矩图 T2?518.283N?m，见图e。 （5）画当量弯矩图（见图f）

因单向回转，视转矩为脉动循环，校正系数??[??1]b，由参考文献[2]表[?0]b59?0.602 9812-1，查得?b?650MPa，[??1]b?59MPa,[?0]b?98MPa，则??剖面C处的当量弯矩

M''C1?MC1?153.735(N?m)

M''C2?M2C2?(?T2)2?111.2662?(0.602?518.283)2?331.252(N?m)

（6）判断危险剖面并验算强度

1）剖面C当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大， 故剖面C为危险剖面。

28

已知 Me?M''C?331.252(N?m),[??1]b?59MPa

2MeMe331.252?103?e????12.062MPa?[??1]b

W0.1d30.1?6532）剖面D处虽仅受转矩，但其直径最小，则该剖面也为危险剖面

MD?(?T2)2??T2?0.602?518.283?312.006(N?m)

MDMD312.006?103?e????24.96MPa?[??1]b

W0.1d30.1?503所以 Ⅱ轴的强度足够。 13、滚动轴承寿命的校核计算 13.1 Ⅰ轴上滚动轴承寿命的校核计算

根据前面初选Ⅰ轴上所用的2个轴承为角接触球轴承，代号为7309C 轴承的受力图如下：

参考前面12.1高速轴Ⅰ轴的强度校核，得 径向载荷:

FR1?F2RA?F'2RA?2063.222?571.7942?2140.99(N) FR2?F2RB?F'2RB?2063.222?3479.2922?4045.04(N)

轴向载荷:

FA?Fa1?1056.536(N)

轴承的工作转速n?n??471.822r/min 预期寿命Lh?10?300?8?24000h

29

106?C?由参考文献[2]式（14-3）计算基本额定寿命Lh??? 60n?p??基本额定动载荷C，对于角接触球轴承，基本额定动载荷C为径向额定动载荷Cr，由参考文献[1]表12-6查得C?Cr?49200N，轴承的径向额定静载荷C0r?39800N，则

FA1056.536??0.0265 C0r39800参考文献[2]表14-12，得轴向载荷影响系数e＝0.34。 对于轴承Ⅰ，

FA1056.536??0.493?e FR2140.99则 X=0.45, Y=1.61 对于轴承Ⅱ，

FA1056.536??0.261?e FR4045.04则 X=1, Y=0

X——径向动载荷系数，Y——轴向动载荷系数。 由表14-13，查得动载荷系数 fp?1.5 由表14-14，查得角接触球轴承的内部轴向力

FS1?0.5FR1?0.5?2140.99?1070.495(N) FS2?0.5FR2?0.5?4045.04?2022.52(N)

因为FS1?FA?1070.495?1056.536?2127.031?FS2

则轴有向右移动的趋势，使轴承Ⅱ“压紧”，轴承Ⅰ“放松”。 故两轴承的轴向分别为：

FA??FS1?1070.495(N) FA???FS1?FA?2127.031(N)

由式（14-8），得当量动载荷P为P?fp(XFR?YFA)

30

轴承Ⅰ的当量动载荷

P1?fp(XFR1?YFA?)?1.5(0.45?2140.99?1.61?1070.495)?4030.414(N)

轴承Ⅱ的当量动载荷

P2?fp(XFR2?YFA??)?1.5(1?4045.04?0?2127.031)?6067.56(N)

因P2?P1，只计算轴承Ⅱ的寿命即可。 已知球轴承的寿命指数??3，则

106?C?106?49200?Lh???????18833(h)<预期寿命 60n?p?60?471.822?6067.56??3故实际寿命比预期寿命略小，所选轴承不合适，但满足3年大修期要求，故可行

13.2 Ⅱ轴上滚动轴承寿命的校核计算

根据前面初选Ⅱ轴上所用的2个轴承为角接触球轴承，代号为7212C。 轴承的受力图如下：

参考前面12.2低速轴Ⅱ轴的强度校核，得 径向载荷:

FR1?F2RA?F'2RA?2063.222?2117.4742?2956.446(N) FR2?F2RB?F'2RB?2063.222?567.1242?2139.744(N)

轴向载荷:

FA?Fa2?1056.536(N)

轴承的工作转速n?n???99.52r/min 预期寿命Lh?10?300?8?24000h

31

106?C?由参考文献[2]式（14-3）计算基本额定寿命 Lh??? 60n?p??基本额定动载荷C，对于角接触球轴承，基本额定动载荷C为径向额定动载荷Cr，由参考文献[1]表12-6查得 C?Cr?61000N， 轴承的径向额定静载荷C0r?48500N，则

FA1056.536??0.0218 C0r48500参考文献[2]表14-12，得轴向载荷影响系数e＝0.34。对于轴承Ⅰ：

FAF?1056.536?0.357?e R2956.446则 X=0.45, Y=1.61 对于轴承Ⅱ：

FAF?1056.5362139.244?0.494?e R则 X=0.45, Y=1.61

X——径向动载荷系数，Y——轴向动载荷系数。 由表14-13，查得动载荷系数 fp?1.5 由表14-14，查得角接触球轴承的内部轴向力

FS1?0.5FR1?0.5?2956.446?1478.223(N) FS2?0.5FR2?0.5?2139.744?1069.872(N)

因为FS2?FA?1069.872?1056.536?2126.408?FS1

则轴有向左移动的趋势，使轴承Ⅰ “压紧”，轴承Ⅱ 故两轴承的轴向分别为：

FA??FS2?FA?2126.408(N) FA???FS1?1478.223(N)

由式（14-8），得当量动载荷P为P?fp(XFR?YFA)

32

。 “放松”

轴承Ⅰ的当量动载荷

P1?fp(XFR1?YFA?)?1.5(0.45?2956.446?1.61?2126.408)?7130.876(N)

轴承Ⅱ的当量动载荷

P2?fp(XFR2?YFA??)?1.5(0.45?2139.744?1.61?1478.223)?5014.236(N)

因P1?P2，只计算轴承Ⅰ的寿命即可。 已知球轴承的寿命指数??3，则

106?C?106?61000?Lh???????104833(h)>预期寿命 60n?p?60?99.52?7130.876??3实际寿命比预期寿命大很多，所选轴承合适。 14、键联接强度校核 14.1 Ⅰ轴上键联接强度校核

Ⅰ轴上与大V带轮配合的?35轴径有一个C型平键，平键尺寸为

b?h?L?10?8?63(mm)

由参考文献[2] 表10-1，查得键联接的许用挤压应力[?p]?50MPa。 由式（10-1）得普通平键联结的挤压强度条件为：

?p?4T1115.008?1000?4??28.327(MPa)?[?p]

10d?hl35?8?(63?)2此键的强度足够。 14.2Ⅱ轴上键联接强度校核

（1）Ⅱ轴上有2个平键，平键1是Ⅱ轴与大齿轮配合的?65轴径上的一个A型平键，平键尺寸为b?h?L?18?11?30(mm) 由参考文献[2]表10-1，查得[?p]?100MPa。 由式（10-1）得?p?4

T2518.283?1000?4??241.624(MPa)?[?p] d??hl65?11?(30?18)33

键的强度不够，因此改为矩形花键联接， 尺寸为N?d?D?B?8?62?68?12。

配合长度L?32。由参考文献[2]表10-2，查得许用应力[?p]?60MPa。强度计算公式为：

?p?2T?[?p]

?zhglgDm式中：转矩T?T???518.283N?m?518283N?mm 各齿间载荷不均匀系数??0.75 齿数z?8 齿的工作高度hg?D?d68?62?2c??2?0.4?2.2(mm) 22齿的工作长度lg?32mm 平均直径Dm?D?d68?62??65(mm) 222?518283?p??37.754(MPa)?[?p]

0.75?8?2.2?32?65因此花键的强度足够。 ！注意 还有别的方法措施

（2）Ⅱ轴上另外一个平键是，Ⅱ轴与GICL3联轴器配合的?50轴径上的一个A型平键，平键尺寸为b?h?L?14?9?100(mm) 由式（10-1）得?p?4T24?518283??53.569(MPa)?[?p]?100MPa dhl50?9?(100?14)因此，此键的强度足够。

15、减速器的附件设计 参见《机械设计课程设计》P32～33、P133～140

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16、设计小结

通过本次课程设计，本人基本学会了综合运用前面所学的理论 知识和生产实践知识去分析和解决机械设计问题，掌握了一般机械设计方法和设计步骤，培养了严肃、认真、实事求是的科学工作态度和决不能弄虚作假的工作作风。在此衷心感谢指导教师对本人的耐心指导和助。

17、参考文献

[1] 唐增宝，常建娥主编.机械设计课程设计，第3版.武汉：华中科技大学出版

社，2006.

[2] 黄华梁，彭文生主编.机械设计基础，第4版.北京：高等教育出版社，2007 .

[3] 唐金松主编.简明机械设计手册.上海：上海科学技术出版社，1992 .

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/15x5.html