西南科技大学机械设计课程设计-机械1007黄楷焱

西 南 科 技 大 学 机械设计课程设计说明书

2第一章 任务书

2第一章 任务书 ....................................................................................................................1

1.1课程设计说明 ...............................................................................................................3 1.2课程设计任务书............................................................................................................3

1.2.1运动简图 ............................................................................................................3 1.2．2原始数据 ..........................................................................................................3

第二章 减速器设计步骤............................................................................................................4

2.1电动机的选择 ...............................................................................................................4

2.1.1选择电动机的类型 ..............................................................................................4 2.1.2选择电动机的容量 ..............................................................................................5 2.1.3确定电动机转速 ..................................................................................................6 2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比.........................................................................7

2.2.1分配减速器的各级传动比 ....................................................................................7 2.2.2计算各轴的动力和动力参数...............................................................................7 2.3传动零件的设计计算.....................................................................................................8

2.3.1 V带设计.............................................................................................................8 2.3.2齿轮设计： ....................................................................................................... 11 2.4减速器结构设计.......................................................................................................... 16 2.5轴的设计及效核.......................................................................................................... 17

2.5.1初步估算轴的直径 ............................................................................................ 17 2.5.2联轴器的选取 ................................................................................................... 18 2.5.3初选轴承 .......................................................................................................... 18 2.5.4轴的结构设计 ................................................................................................... 19 2.5.5低速轴的校核 ................................................................................................... 20 2.6轴承的寿命计算.......................................................................................................... 23 2.7键连接的选择和计算................................................................................................... 23 2.8减数器的润滑方式和密封类型的选择 .......................................................................... 24

2.8.1齿轮传动的润滑 ................................................................................................ 24 2.8.2润滑油牌号选择 ................................................................................................ 25 2.8.3密封形式 .......................................................................................................... 25

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2.9设计总结 .................................................................................................................... 25 致谢 ................................................................................................................................ 25 参考资料 ......................................................................................................................... 26

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1.1课程设计说明

本次设计为课程设计，通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、

步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以《机械设计》、《机械原理》、《机械制图》、《机械设计课程设计手册》、《制造技术基础》、《机械设计课程设计指导书》以及各种国标为依据，独立自主的完成二级减速器的设计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次独立自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。

1.2课程设计任务书

课程设计题目1：带式运输机

1.2.1运动简图

1.2．2原始数据

题 号 1 参 数 2 3 4 5 6 7 8 9 10 运输带工作拉力F（KN） 3.0 3.2 3.5 3.8 4 4.2 4.5 5 5.5 6 运输带工作速度v（m/s） 2.0 1.8 1.6 1.9 1.9 1.9 1.8 1.7 1.6 1.5 滚筒直径D（mm） 每日工作时数T（h） 使用折旧期（y） 400 450 400 400 400 450 450 450 450 450 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8

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1.2.3已知条件

1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%； 2、滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； 3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C； 4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；

5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。

1.2.4设计工作量：

1、减速器装配图1张（A0或A1）； 2、零件工作图1～3张； 3、设计说明书1份。

第二章 减速器设计步骤

2.1电动机的选择 2.1.1选择电动机的类型

按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。

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2.1.2选择电动机的容量

pd?pw?Fv1000?akw ?a （2-1）

（其中：pd为电动机功率，pw为负载功率，?a为总效率。） 由电动机到传输带的传动总效率为

图2-1 运动简图

?a??????????1234325

式中：1、2、3、4、5 分别为带传动、轴承、 齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取??0.95（带传动），?1?????2?0.99（球轴承），

?3?0.97（斜齿轮），?4?0.99（弹性联轴器），?5?0.96（已知）。{1}

32?a?0.95?0.99?0.97?0.99?0.96?0.82

所以pd?Fv1000?a?3000?2.01000?0.82?6.03

因载荷平稳，电动机额定功率pw只需要稍大于pd即可，按表2.1中Y系列的

电动机数据，选电动机的额定功率7.5kw

表2.1 各种电机参数【1】

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2.1.3确定电动机转速

卷筒转速为

n?60?1000v?D?60?1000?2.03.14?400=95.5rmin

'按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i1?2~4,二级圆柱齿轮减速器的传动比为i2?8~20，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为

''ina'd?16~80。【】 故电动机转速的可选范围为

?i'a?n?(16~80)?95.5?1528~7640rmin

可见，电动机同步转速只可选3000rmin一种。根据转速，从表2-1中查出电动机型号，再将总传动比合理分配给V带和减速器，就得到传动比方案，如表2-2所示。

表2-2 两种不同的传动比方案 方案 电动机型额定功电动机转速 电动机传动装置的传动比 号 重量Kg rmin率Ped kw 1 Y132S2-2 7.5 3000 2900 70 31.41 3.14 10 电动机中心高H =132mm,外伸轴段D3E=38380mm。

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2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 2.2.1分配减速器的各级传动比

按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i?(1.3~1.5)i，取i1?1.4i2，

12得i1?1.4i?1.4?10?3.74 所以 i2?i?10i13.74=2.67

2.2.2计算各轴的动力和动力参数

（1）计算各轴转速

Ⅰ轴 n=

nmIi=

290003.14=923.57 rmin

Ⅱ轴 n=

nIIIi=

923.573.74=246.94 rmin 1 Ⅲ轴 nnIIIII=

i=

246.942.64=93.54 rmin

2 卷通轴

nIV=

nIII=93.54 rmin

（2）计算各轴输入功率、输出功率

Ⅰ轴 PI=Pd??1=6.0330.95=5.73 kw

Ⅱ轴 PII=PI???2?3=5.7330.9930.97=5.50 kw

Ⅲ轴 PIII=PII???2?3=5.5030.9930.97=5.28 kw 卷筒轴PIV=PIII???2?4=5.2830.9930.99=5.18 kw

各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.99，分别为

Ⅰ轴 P'I=PI??2=5.7330.99=5.67 kw

Ⅱ轴 P'II=PII??2=5.5030.99=5.45 kw

Ⅲ轴 P'III=PIII??2=5.2830.99=5.23 kw

卷筒轴 P'IV=PIV??2??4=5.1830.993=5.08 kw

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（3）计算各轴的输入、输出转矩。电动机轴输出转矩 Td?9550Pdnm?9550?6.032900PInI?19.86N?m

5.73923.575.50264.945.2893.545.1893.54?59.25N?m ?198.25N?m ?539.06N?m ?528.85N?m Ⅰ轴输入转矩TI?9550?9550? Ⅱ轴输入转矩 TII?9550 Ⅲ轴输入转矩 TIII?9550PIInIIPIIInIII?9550??9550?TIV?9550PIVn?9550?IV卷筒机输入转矩

各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99

表2-3 运动和动力参数计算结果

轴名 电 机 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 卷筒轴 功率 P/KW 输入 输出 6.03 5.67 5.45 5.23 5.08 转距T/N*M 输入 59.25 198.25 539.06 528.85 输出 转速n r/min 转动比i ? 效率19.86 2900 3.14 0.95 0.99 0.99 0.98 58.67 923.57 169.27 246.94 3.74 533.67 93.54 523.56 93.54 2.64 1 5.73 5.50 5.28 5.18 2.3传动零件的设计计算 2.3.1 V带设计

（1）、已知条件和设计内容

设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺

寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速n1；大带轮…… （2）、设计步骤：

1）、确定计算功率 Pc

根据工作条件——载荷平稳，由表5.5[1]

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查得KA=1.2，计算功率为 Pca?KPAd?1.2?6.03?7.24 kw 2）、选择V带的带型

根据计算功率 Pca?7.24 kw,小带轮的转速n1?nm?2900rmin，由图5.14[1] 选用A或Z型带。暂定选择Z型带。

3）、确定带轮的基准直径dd，并验算带速v ①初选小带轮基准直径dd1

根据v带的带型，由表5.4[1]和表5.6[1]，取小带轮的基准直径dd1=80mm。 ②验算带速 v v??dnd1160?1000???80?290060?1000?12.14 m/s

由于5 m/s< v < 25 m/s ，故带速合适。 4）、计算大带轮的基准直径

由dd2?idd1,传动比i0?3.14,有dd2?i0dd1 =3.14380=251.2mm，根据表5.6[1]，取dd2=250mm

5）确定V带的中心距a0 ,并选V带的基准长度Ld ①确定小带轮中心距 根据式5.18[1]

0.55(dd1+dd1)+h=313.5≤a0≤2(dd1+dd1)=660 初定中心距a0=500mm。 ②计算相应的带长Ld0

L

d0?2a0??2 （dd1 +dd2 ）?(dd1?dd2)4a02=2×500+ 3.14×(80+250)+（80?250）?1532.55mm4?5002由表5.2[1]选带的基准长度Ld=1600 mm ③计算实际中心距a

a?a?L?L?5002dd00?1600?1532.552?533.725 mm

6）、验算小带轮上的包角?

??180 -0dd2?dd1a?57.30?1800?250?80533.725?57.3?161.75?120

000包角合适。 7）、计算带的根数

计算单根V带的额定计算功率，

由dd1?80mm 和n1?2900rmin，查表5.3[1]，用插值法算得

P0=0.57kw

查表5.4[1]，同理得?P0?0.04 kw,

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查表5.7[1]，同理得查表5.2[1]得

Z?K? ??L0.95， K??L?1.15，

7.24?10.8ppca?r?p0pp?K?Kca0?0.57?0.04??0.95?1.15

不合理，故推翻上诉假设，改换A型带。 3）、确定带轮的基准直径dd，并验算带速v ①初选小带轮基准直径dd1

根据v带的带型，由表5.4[1]和表5.6[1]，取小带轮的基准直径dd1=90mm。 ②验算带速 v v??dnd1160?1000???90?290060?1000?13.66 m/s

由于5 m/s< v < 25 m/s ，故带速合适。 4）、计算大带轮的基准直径

由dd2?idd1,传动比i0?3.14,有dd2?i0dd1 =3.14390=282.6mm，根据表5.6[1]，取dd2=280mm

5）确定V带的中心距a0 ,并选V带的基准长度Ld ①确定小带轮中心距 根据式5.18[1]

0.55(dd1+dd1)+h=333.5≤a0≤2(dd1+dd1)=740 初定中心距a0=500mm。 ②计算相应的带长Ld0

??2a?Ld002（dd1 +dd2 ）?(dd1?dd2)4a02=2×500+ 3.14×(90?280)+（90?280）?2179.85mm4?5002

由表5.2[1]选带的基准长度Ld=2240 mm ③计算实际中心距a a?a?L?L?5002dd00?2240?2179.852?530.07mm

6）、验算小带轮上的包角?

??180 -0dd2?dd1a?57.30?1800?280?90530.07?57.3?159.5?120

000包角合适。 7）、计算带的根数

计算单根V带的额定计算功率，

由dd1?90mm 和n1?2900rmin，查表5.3[1]，用插值法算得

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P0=1.67kw 查表5.4[1]，同理得?P0?0.35 kw,

查表5.7[1]，同理得K? ?0.95， 查表5.2[1]得KL?1.06，

Z?ppca?r?p0??pp?K?Kca0?L7.24?1.67?0.35??0.95?1.06?3.56

所以选取Z=4。

8）确定带的最小初拉力F0

由表5.1[1]得A型带的单位长度质量 q=0.10 kg/m,

?2.5?Ka?Pca?2.5?0.95??7.24(F0)min ?500??qv2?500??0.10?13.66?126.76N2

Kzva0.95?4?13.669)计算带传动的压轴力Fp

压轴力的最小值为

?F?Pmin?2z(F0)minsin?21?2?4?126.76?sin159.52?997.83 N

(3) 把带传动的设计计算结果记入表2-4中

表2-4 带传动的设计参数 带型 A 中心距 小带轮直径 90 包角 大带轮直径 280 带长 带的跟数 4 初拉力 带速 13.66 压轴力 530.1 159.5 2240 126.76 997.83 2.3.2齿轮设计：

一、高速级齿轮传动计算

已知条件：输入功率PI=6kw,小齿轮转速n1?nI?923.57r/min 传动比 i1=3.74,工作寿命为8年（年工作日250天），两班制。 (1)选定齿轮类型、材料和齿数

1）选用直齿圆柱齿轮传动

2）材料选择。由表6.1[1]选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

3）选择小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=i1z1=3.74330=112.2,取z2=110。 (2)按齿面接触强度设计

由[1]公式（6.14）知齿面接触强度设计公式为

2d1?3KT1?d?u?1??u???ZZEZHH???EZ??????

1)确定上公式内的各计算数值

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①计算载荷系数K 由[1]表6.2查得使用系数KA=1，由[1]134页得KV=1，K??1，K??1.1。 由[1]公式（6.2）得载荷系数

K= KAKVK?K?=13131.131=1.1 ②计算小齿轮传递的转矩

T1=9.553106pnI1=

6997.8339.553106=5.74253104N?mm

d③由表6.8[1]选取齿宽系数?=1。

④由[1]图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限?=700 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2Hlim1

=550 MPa。

⑤计算应力循环次数

N1=60n1jLh=603997.83313(16325038)=1.9163109 N2=1.916?10=5.1233108

3.749⑥由[1]图6.6取接触疲劳寿命系数ZN1=1；ZN2=1.2 ⑦计算接触疲劳许用应力

由[1]表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 ??H?1=ZN1?Slim1=13700=700 MPa =1.23550=660 MPa

??H?2=ZN2?Slim2⑧查[1]中：图6.12,得节点区域系数ZH=2.5。参考[1]中143页,取Zε=0.86；

Zβ=1；由表6.3查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2。

⑨许用接触应力

[?H]???H2?= 660 MPa 2）计算

①试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得

2d1?3KT1?d?u?1??u???ZZEZHH???EZ??????

?32?1.1?5.7425?1014?3.74?1?2.5?0.86?1?189.8???? ≈33.9 mm 3.74660??0②计算齿轮模数mn

mn=

d1cos?z1=

33.9?cos032=1.06 mm；查手册取标准模数mn=1.5mm

③计算齿轮几何参数

d1?mnZ1cos??1.5?30cos0??45 mm

d2=i2d1=3.74345=168.3mm

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中心距：a?d1?d22?45?168.32?106.6 mm

圆整中心距为5、0结尾的数，取a=105mm da1?d1?2?m?45?3?48

df1?d1?1.25?m?45?1.25?1.5?43.125da2?d2?2?m?168.3?2?1.5?171.3

df2?d2?1.25?m?168.3?1.25?1.5?166.425

齿轮宽度：因为b=ψdd1=1345=45mm，故取b1=50mm；b2=45mm ④计算圆周速度，确定齿轮精度 V=

?d1n160?1000=

??45?923.5760?1000=2.1751m/s

参考[1]中图6.18（a），取齿轮精度8级。

(3)按齿根弯曲强度校核

由[1]公式（6.15）知弯曲强度校核公式为

?F?2KT1bd1mnYFYSY?Y??[?F]

1)确定校核公式中的计算参数

载荷系数（前面已经得到） K= KAKVK?K?=13131.131=1.1

计算弯曲疲劳许用应力

查[1]中图6.15(b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=280MPa;大齿轮的

弯曲疲劳强度极限σFlim2=220MP

查[1]中图6.17取弯曲疲劳寿命系数YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取弯曲疲

劳安全系数S=1.5则

[?F1]=[?F2]=

YN1?SYN2?SFlim2Flim1=1?280=186.67 MPa

1.5=1?220=146.67 MPa

1.542）校核计算

?F1?2KT1bd1mnYFYSY?Y?=

2?1.1?5.7425?103?45?61.8366?2.72?1.55?0.85?0.88?48.18 MPa

?F2?YF2YS2YF1YS1??1?2.16?1.82.72?1.55?33.36?30.76 MPa

因?F1?[?F1]，?F2?[?F2] 故弯曲强度足够。

二、低速机齿轮传动计算

已知条件：小齿轮转速n1?n2?246.94r/min 传动比 i1=2.67,工作寿命为8年（年工作日250天），两班制。 (1)选定齿轮类型、材料和齿数

1）选用直齿圆柱齿轮传动

2）材料选择。由表6.1[1]选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

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3）选择小齿轮齿数z1=40，大齿轮齿数z2=i2z1=2.76330=110.4,取z2=110。 (2)按齿面接触强度设计

由[1]公式（6.14）知齿面接触强度设计公式为

2d1?3KT1?d?u?1??u???ZZEZHH???EZ??????

1)确定上公式内的各计算数值 ①计算载荷系数K

由[1]表6.2查得使用系数KA=1，由[1]134页得KV=1，K??1，K??1.1。 由[1]公式（6.2）得载荷系数

K= KAKVK?K?=13131.131=1.1 ②计算小齿轮传递的转矩

T2=9.553106p5.6=39.55310=2.2678310N?mm n246.942642③由表6.8 [1]选取齿宽系数?=1。

d④由[1]图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限?=700 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2Hlim1

=550 MPa。

⑤计算应力循环次数

N1=60n2jLh=603246.94313(16325038)=0.47423109 N2=0.4742?109=1.2679?108

3.74⑥由[1]图6.6取接触疲劳寿命系数ZN1=1；ZN2=1.2 ⑦计算接触疲劳许用应力

由[1]表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 ??H?1=ZN1?Slim1=13700=700 MPa =1.23550=660 MPa

??H?2=ZN2?Slim2⑧查[1]中：图6.12,得节点区域系数ZH=2.5。参考[1]中143页,取Zε=0.86；

Zβ=1；由表6.3查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2。

⑨许用接触应力

[?H]???H2?= 660 MPa 2）计算

①试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得

2d1?3KT1?d?u?1??u???ZZEZHH???EZ??????

?32?1.1?2.2678?1014?2.67?1?2.5?0.86?1?189.8???? ≈34.9 mm 2.67660??

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②计算齿轮模数mn mn=

d1cos?z1=

34.9?cos0300=1.16 mm；查手册取标准模数mn=2.5mm

③计算齿轮几何参数

d1?mnZ1cos??2.5?30cos0??75 mm

d2=i2d1=2.67375=198 mm 中心距：a?d1?d22?75?1982?136.5 mm

圆整中心距为5、0结尾的数，取a=135mm da1?d1?2?m?5?75?80

df1?d1-1.25?m?75-3.125?71.875da2?d2?2?m?5?198?203

df2?d2-1.25?m?198-3.125?194.875

齿轮宽度：因为b=ψdd1=1375=75 mm，故取b1=80mm；b2=75mm ④计算圆周速度，确定齿轮精度 V=

?d1n160?1000=

??75?246.9460?1000=0.975m/s

参考[1]中图6.18（a），取齿轮精度8级。

(3)按齿根弯曲强度校核

由[1]公式（6.15）知弯曲强度校核公式为

?F?2KT1bd1mnYFYSY?Y??[?F]

1)确定校核公式中的计算参数

载荷系数（前面已经得到） K= KAKVK?K?=13131.131=1.1

计算弯曲疲劳许用应力

查[1]中图6.15(b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=280MPa;大齿轮的

弯曲疲劳强度极限σFlim2=220MP

查[1]中图6.17取弯曲疲劳寿命系数YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取弯曲疲

劳安全系数S=1.5则

[?F1]=[?F2]=

YN1?SYN2?SFlim2Flim1=1?280=186.67 MPa

1.5=1?220=146.67 MPa

1.52）校核计算

?F1?2KT2bd1mnYFYSY?Y?=

2?1.1?2.2678?103?75?61.83664?2.72?1.55?0.85?0.88?10.94MPa

?F2?YF2YS2YF1YS1??1?2.16?1.82.72?1.55?27.36?25.23 MPa

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因?F1?[?F1]，?F2?[?F2] 故弯曲强度足够 三、圆柱齿轮传动参数表

各级大齿轮、小齿轮几何尺寸和参数的计算结果如下表 表2-5 圆柱齿轮传动参数表 名称 中心距 传动比 模数 齿数 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 材料 热处理状态 齿面硬度 代 号 a i mn z d d′ da df b 单 位 mm mm mm mm mm mm mm HBS 高速级 小齿轮 70 3.74 1.5 30 45 45 48 43.125 50 40Cr 调质 280 110 168.3 168.3 171.3 166.425 45 40Cr 调质 280 大齿轮 低速级 小齿轮 70 2.67 1.5 30 75 75 80 71.875 80 40Cr 调质 280 90 198 198 203 194.875 75 40Cr 调质 280 大齿轮 2.4减速器结构设计

表2-6 减速箱机体结构尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺栓直径 视孔盖螺钉直径

符号 ? ?1 b1 减速器型式及尺寸关系/mm 16 14 24 24 40 30 6 22 15 180 12 9 16

b b2 d n d1 d2 fl d3 d4 西 南 科 技 大 学 机械设计课程设计说明书

定位销直径 df、d1、d2到外箱壁距离 df、d2至凸缘边缘距离 d C1 C2 R1 12 40、30 、20 34、18 34 由结构确定 80 19 16 10、12 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离

h l1 ?1 ?2 m1、mD2 110、150 12 98、113、162 t S 2.5轴的设计及效核 2.5.1初步估算轴的直径

在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为d?A3Pnmm，式中：

P—轴所传递的功率，kw； n—轴的转速，r/min;

A—由轴的需用切应力所确定的系数。

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理，查得A=103～126，则

I 轴 d1?A3 Ⅱ 轴d2?A3 Ⅲ 轴d3?A3PInIPIInIIPIIInIII=110?3=110?3=105?35.73923.575.50246.945.2893.54=20 .21 mm =30.95 mm

=40.28 mm

将各轴圆整为d1=30mm , d2 =40 , d2=50 mm。

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2.5.2联轴器的选取

Ⅲ 轴I段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此

选用弹性注销联轴器Tca?kA?TIII,由表10.1[1]查得：工作情况系数

KA=1.5,Tca?800.5N.M，由表8.5[3]查得：选用LT9型弹性注销联轴器 LT9型

弹性注销联轴器主要参数为：

公称转矩Tn=1000N2m 轴孔长度112mm(Y型) 孔径d1=50mm

表2-7联轴器外形及安装尺寸 型公称 N2m LT9 1000 许用 转速 r/min 2850 轴孔 直径 mm 50 轴孔D 长度 mm 112 转动惯许用补偿量 轴向 径向 角向 kg2m2 250 0.213 ±1.5 0.4 10 号 扭矩 mm 量

2.5.3初选轴承

I 轴选轴承为：6006； Ⅱ 轴选轴承为：6007；

Ⅲ 轴选轴承为：6012； 所选轴承的主要参数如表2-8

表2-8 轴承的型号及尺寸

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轴承代基本尺寸/mm

号 6006 6008 6010 d 30 40 50 D 55 68 80 B 13 15 16 安装尺寸/mm dn 36 46 56 Da 49 62 74 基本额定/kN 动载荷静载荷Cr 13.2 17.0 22.0 Cor 8.30 11.8 16.2 2.5.4轴的结构设计

一 低速轴的结构图

图2-2 低速轴结构简图

根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 （1）I段与联轴器配合

取d1=50,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面取L1=102。 （2）为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅱ段右侧设计定位轴肩，由表7-12[3]毡圈油封的轴颈取dII=55mm,由弹性柱销联轴器需要拆卸柱销，故轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII=50mm。 （3）轴肩Ⅲ为非定位轴肩初选深沟球轴承，取dIII=60mm考虑轴承定位稳定，LIII略小于轴承宽度加挡油环长度，取=31mLIIIm。

(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸，取dIV=66mm, LIV=69mm。

(5)轴肩V为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,且保证⊿≥10mm ,取dV= 78mm，LV=8mm。

（6）VI 段安装齿轮，取dIV=70 mm,考虑齿轮轴向定位，略小于LIV齿宽，齿轮右端用套筒定位。取LIV=87mm

(7)VII 齿轮右端用套筒定位，dVII=66mm , LVII=15mm

(8)轴肩VⅢ间安装深沟球轴承为6010 取dVIII=60mm，根据箱体结构 取LVIII=24 （9）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表4-1[3]查得平键b3h=20312（GB1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm。同样半联轴器与

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轴的联接，选用平键b3h=16310，键长选择90。 轴端倒角1.5345°，各轴肩处圆角半径R=1.6mm。

二、中速轴尺寸

图2-3 中速轴结构简图

三、高速轴尺寸

图2-4 高速轴结构简图

2.5.5低速轴的校核

由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。

（1） 轴强度的校核计算

1）轴的计算简图

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图2-5 低速轴结构简图

2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。

将轴简化为如下简图

由齿轮及其箱体尺寸可知l1?50，l2?156，l3?175。

图2-6轴的计算简图

（2）弯矩图

根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩MV图（图2-7）。

已知TIII=539.06N?m, TIII′=533.67N?m≈TIII，齿轮分度圆直径d=100.125。

FFFFMt??2TdIIIrF100.125?10767.7?10767.7N t?1000?2?539.06?1000?10767.7N

?NV1F?lt3l2?l3?10767.7?175156?175?5692.9N 156NV2Flt2l2?l?10767.7?3156?175?5074.8N

5v?FNV2?l3?5074.8?175?8.8?10N?M

载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定水平面。

（3）扭矩图

如2-7.

从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C处的

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弯矩值列下表 表2-9 截面C弯矩值数据表 载荷 垂直面V 支反力F FNV1?5692.9N FNV2?5074.8N 弯矩 扭矩T M?8.8?10N?m T?5.39?10N?MM 55 图2-7

（4）校核轴的强度

取?=0.6，由表11.4[1]查得[?W??1]=100MPa，由表4-1[3]查得t=6

2?d323?bt(d?t)2d22?2?5032M3?16?6(50?6)2?50?10407.065mm

?ca??M???T????4???W??2W?2????TW52?2????

?1?ca?M2???T?W2??8.8?10???0.6?5.39?10?10407.06552?90 MPa﹤????1=100MPa

图2-7 轴的载荷分析图

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2.6轴承的寿命计算

（1）低速轴轴承寿命计算

1）预期寿命

从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。 预期寿命Lh=83250316=32000h=3.23104h 2）寿命验算

'①轴承所受的径向载荷Fr图2-8 轴承的受力简图

?10767.7N,

②当量动载荷P1和P2

低速轴选用的轴承6010 ,查表8.6[1]得到fp=1.2 已知??3，温度系数ft=1（常温） 由表6-6[3]得到Cr?22.0KN，Cor?16.2KN

PP2??fFPr1?1.2?5692.9?6831.5N

fFpr2?1.2?5074.8?6089.76N

③验算轴承寿命

因为P1＞P2，所以按轴承1的受力验算

L?10660?nIII?????fCPt1r6??1?22.0?10310?????60?93.54?6831.5??????5950.7h??3＞Lh

'所以所选轴承可满足寿命要求。

2.7键连接的选择和计算

（1）低速轴齿轮的键联接

1） 选择类型及尺寸

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根据d=70mm,L′=87mm,选用A型，b3h=20312,L=70mm 2）键的强度校核

①键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k l=l-b=70-20=50mm k=0.5h=6mm ②强度校核

此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取??p??110MPa

TIII?9.997310N2mm

5????p2TIII?10kld3?2?5.39?106?50?705?51.3MPa﹤??p?

键安全合格

（2）低速轴联轴器的键联接 1）选择类型及尺寸

根据d=50mm,L′=102mm,选用C型，b3h=16310,L=90mm

2）键的强度校核r

①键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k l=L-b/2=90-8=82mm k=0.5h=5mm

②强度校核

此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取??p??110MPa

TIII?5.39?10N2mm

5????p2TIII?10kld3?2?5.39?105?82?505?52.6MPa﹤???

p

所以键安全合格。

2.8减数器的润滑方式和密封类型的选择 2.8.1齿轮传动的润滑

本设计采用油润滑。润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。

1）齿轮的润滑

采用浸油润滑，浸油高度为30-50mm。另外传动件浸油中深度要求适当，不可浸入太深，避免搅油损失，又要充分润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿

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轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。 2）滚动轴承的润滑

滚动轴承宜开设回油沟、采用脂润滑。

2.8.2润滑油牌号选择

由表7.1[3]得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s 选用L-CKC220润滑油。

2.8.3密封形式

用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。

2.9设计总结

通过本次二级减速器的设计，让我对机械行业中产品的设计过程有了亲身体会，同时体会到机械设计的过程是严谨的分工步骤，开放的设计思想，细致的计算验证，哪里出了问题都要返回去从新来做，用错误的数据去设计是万万不可以的。此次课程设计，我认识到了一个道理，只要你自己想要做，就能做好，人的潜力是无限的，一定要逼一逼自己，熬几个通宵不算什么，当你收获成功的时候的时候才是最喜悦的。

致谢

非常感谢陈骁勇老师在课程设计过程中对我的指导，感谢您牺牲自己的时间用QQ群对我们孜孜不倦的教诲，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的同学，非常感谢你们！

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参考资料

参考文献

?1? 杨明忠、朱家诚主编.机械设计[M].武汉理工大学出版社，2006； 1-284.

?2? 龚溎义主编.机械设计课程设计指导书.高等教育出版社，1989年。?3? 吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社.2012年；

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参考资料

参考文献

?1? 杨明忠、朱家诚主编.机械设计[M].武汉理工大学出版社，2006； 1-284.

?2? 龚溎义主编.机械设计课程设计指导书.高等教育出版社，1989年。?3? 吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社.2012年；

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