减速器设计任务书

重庆交通大学

《机械设计》课程设计任务书

名 称：学 院：专业班级：学生姓名：学 号：指导老师：成 绩：完成日期：

二级圆柱齿轮减速器 机电与汽车工程学院 2014年6月16日

<机械设计》课程设计任务书

目录

设计要求综述----------------------------------------------------------------------------------2 一、电动机的选择----------------------------------------------------------------------------3 二、传动比的分配----------------------------------------------------------------------------3 三、计算各轴的转速-------------------------------------------------------------------------4 四、计算各轴的转矩-------------------------------------------------------------------------4 五、带传动设计-------------------------------------------------------------------------------5 六.齿轮传动设计------------------------------------------------------------------------------7 （一）斜齿圆柱齿轮(高速级齿轮)设计---------------------------------------------7 （二）直齿圆柱齿轮(低速级齿轮)设计---------------------------------------------14 七 轴及轴承的设计--------------------------------------------------------------------------20 （一）输出轴（Ⅲ轴）及轴承的设计--------------------------------------------------20 （二）中间轴（Ⅱ轴）及轴承的设计---------------------------------------------------24 (三)输入轴（Ⅰ轴）及轴承的设计-----------------------------------------------------28 八 减速器箱体尺寸数据选择--------------------------------------------------------------32 九 减速器润滑与密封-----------------------------------------------------------------------35 十 主要设计结论-----------------------------------------------------------------------------35 十一 感想及致谢-----------------------------------------------------------------------------36 参考文献----------------------------------------------------------------------------------------37

1

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设计要求综述

1.设计题目

设计一带式输送机的传动装置（一级圆柱直齿轮和一级圆柱斜齿轮减速器），传动示意图如下：

Ⅳ v 3 Ⅰ × Ⅱ × × Ⅲ × 5 4 6 1 2

1—电动机 2—V带传动 3—减速器 4—联轴器 5—鼓轮 6—输送带 已知条件：

1）鼓轮直径： D= 250 毫米； 2）鼓轮上的圆周力： F= 1800 牛顿； 3）输送带速度： V= 1.5 米/秒； 技术条件与说明：

1）传动装置的使用寿命预定为 15 年每年按300天计算， 2 班制工作每班按8小时计算；

2）工作机的载荷性质为平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转； 3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；

4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；

5）输送带允许的相对速度误差≤±3～5%。 2.设计要求

1）减速器装配图1张；

2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；

3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写； 3.设计期限

1）设计开始日期： 2014年3月23日 2）设计完成日期： 2014年 6月26 日 4.指导老师

本设计由指导老师 指导。

2

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一、电动机的选择

1.确定工作机功率

FV1800?1.5P工作???2.7kw

100010002.原动机功率

P工作?? P电机?

242传动系统总效率???联轴器?轴承?齿轮?滚筒

根据参考文献【4】表9.1知，联轴器的传动效率?联轴器?0.99；滚动轴承的效率?轴承?0.98；闭式斜齿圆柱齿轮的传动效率?齿轮?0.98；滚筒的传动效率为?滚筒?0.96；V带的传动效率

242?带?0.96，总传动效率为： ???联轴器?轴承?齿轮?滚筒?0.833

?原动机的功率P电机?p工作??2.7?3.24kw 0.833由参考文献【4】表12-1选定额定功率为4kw. 3.确定电动机转速

由公式：总传动比i总?i带?i1?i2，电动机转速n电动机?i总?n滚筒

且：普通V带i带?2~4，滚子链i链?2~6，单级齿轮减速器i齿轮?3~6 所以 i总?(2~4)?(2~6)?(3~6)?12~144

n滚筒?60?1000v60?1000?1.5??114.65 rmin

?D??250n电动机?i总?n滚筒?(12~144)?114.65?1375.8~16509.6 r/min

符合这一范围的电动机同步转速的有1500 r/min、 3000r/min两种，选用同步转速为

3000r/min的电动机，查参考文献【4】表12－1选定电动机型号为Y112M-2其主要性能如表所示

满载转速电动机额定功起动转矩 最大转矩-1/(r.min型号 率/KW 额定转矩 额定转矩 ) Y112M-2 4 2890 2.2 2.3

二、传动比的分配

电机转速为3000r/min，则

3

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i总?n电动机n滚筒?3000?26.17

114.65i均?3i总?326.17?2.97

取i带?2.0, 由于减速箱是展开布置，所以i1?(1.3~1.5)i2，取高速级传动比i1?1.4i2，由

2低速级传动比为 i齿轮?i1i2?1.4i2i2?i总26.17??3.06， 1.4i带1.4?2从而高速级传动比为i1?1.4i2?1.4?3.06?4.28

三、计算各轴的转速

I轴

n I?n电动机i带n电动机i带?i1?3000?1500 r/min 2.03000?350.48 r/min

2.0?4.28?3000? 114.54 r/min

2.0?4.28?3.06II轴

n II??III轴 卷筒轴

n III?n电动机i带?i1?i2n卷?nIII?114.54r/min

四、计算各轴的转矩

1.求各轴功率

pI?p电动机??带?3.24?0.96?3.11kw

pII?p电动机??带??轴承??齿轮?3.24?0.96?0.98?0.98?2.99 kw

pIII?p电动机??带??2轴承??齿轮??链?3.24?0.96?0.982?0.98?0.96?2.81 kw P?联轴器?2.81?0.98?0.99?2.73kw III?轴承卷?P2.求各轴转矩

p将数据带入公式Ti?9550in 可得

i

TI?1.98?104Nm

4

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TII?8.15?104Nm TIII?2.34?106Nm

T卷?2.34?106Nm

五、带传动设计

1、确定计算功率pca

由参考文献【1】表8-8查得工作情况系数KA?1.4，则

pca?KAp?1.4?4kw?5.6kw

2、选择V带的带型

根据pca?5.6kw，电动机满载转速为2890r/min，由参考文献【1】图8-11选用A型v带

3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

①初选小带轮的基准直径dd1

由参考文献【1】表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1?90mm ②验算带速v

v??dd1n160?1000?3.14?90?2890?13.61m/s

60?1000因5m/s?13.61?25m/s,带速合适。

③计算大带轮的基准直径。

大带轮的基准直径dd2?i带dd1?2.0?90mm?180mm 由参考文献【1】表8-9知 ,dd2?180mm可取。 4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld

（1）初定中心距a0?480mm （2）所需的基准长度

Ld0?2a0??2?dd1?dd22?dd2?dd1???4a0(180?90)2?2?500mm?(90?180)??1428.12mm

24?480? 5

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由参考文献【1】表8-2选带的基准长度Ld?1430mm （3）计算实际中心距a

a?a0?ld?ld01430?1428.12?480??480.94mm 22由参考文献【1】式8-24得

amin?a?0.015Ld?480.94?0.015?1430?459.49mmamax?a?0.03Ld?480.94?0.03?1430?523.84mm中心距变化范围为460-523mm。 5、验算小带轮上的包角?1

?1?180???dd2?dd1?6、计算带的根数z

57.3?57.3??180???180?90???169.28??90? a480.94①计算单根V带的额定功率Pr

由dd1?90mm和n满?2890r/min,查参考文献【1】中表8-4得P0?1.672kw 根据nm?2890r/min、i?2.0 和A型带查参考文献【1】中表8-5得?P0?0.35kw 查参考文献【1】中表8-6得K??0.98，查参考文献【1】中表8-2得KL?0.96,则

Pr??P0??P0?K?KL?(1.672?0.35)?0.98?0.96?1.90kw V带的根数 z? 取z=3根。

7、计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min

由参考文献【1】表8-3查得V带单位长度质量q=0.105

(F0)min?500Pca5.6??2.95根 Pr1.90?2.5?K??PcaK?zv（2.5-0.98）?5.62?qv2?500??0.105?13.61?125.81N

0.98?3?13.61应使带的实际初拉力F0??F0?min。 8、计算压轴力

压轴力的最小值

6

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?169.28??754.86N ?Fp?min?2z?F0?minsin1?2?3?125.81?sin229、带轮结构设计

V型设计结论：选用A型普通V带3根，带基准长度1430mm。小带轮基准直径90mm，

大带轮基准直径180mm，中心距控制在460-523mm。单根带初拉力不小于125.81N。

六.齿轮传动设计

（一）斜齿圆柱齿轮(高速级齿轮)设计

1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： （1） 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20°

（2） 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照参考文献【1】中表10-8，选择7级精度

（3） 材料 由[2]中表10-1选择 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS 大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS （4） 试选择小齿轮齿数 z1?24

大齿轮齿数 z2?i1z1?4.28?24?102.72,取z2?103。 初选螺旋角??14?

2.按齿面接触强度设计

(1)由参考文献【1】式10-11试算小齿轮分度圆直径

2KHtT1u?1ZHZEZ?Z?2d1t???() ?du[?H]31）确定公式中各参数值 ①试选载荷系数KHt?1.3 ②小齿轮转矩T1?1.98?104Nm

③由参考文献【1】中表10-5查得材料弹性影响系数zE?189.8MPa

7

12 <机械设计》课程设计任务书

④齿宽系数：由参考文献【1】中表10—7知齿宽系数?d?1 ⑤由参考文献【1】中图10-20查得区域系数zH?2.5 ⑥计算疲劳强度用重合度系数Z?

*? ?a1?arccos[z1cos?/(z1?2ha)]?arccos[24?cos20?/（24?2?1）]?29.841*?a2?arccos[z2cos?/(z2?2ha)]?arccos[103?cos20?/（103?2?1）]?22.81?

???[z1(tan?a1-tan?，）?z2(tan?a2-tan?，)]/2??1.730

Z????4???1????0.870 ???3??⑦计算接触疲劳强度许用应力[?H]

由参考文献【1】图10-25d查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限分别为

?Hlim2?550MPa、?Hlim1?600MPa

计算应力循环次数

N1?60n1jLh?60?1500?1??2?8?300?15??6.48?109

N16.48?109N2???1.51?109

i14.28由参考文献【1】图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1?0.90,KHN2?0.93 取失效概率为1% 安全系数S=1，则 由参考文献【1】中式10-14

??H?1?KHN1??Hlim1 ??H?2SK???HN2Hlim2S?0.90?600?540MPa 10.93?550??511.5MPa1

取其中较小者，即

??H????H?2?511.5Mpa

2）试算小齿轮分度圆直径

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d1t?332KHtT1i1?1ZHZEZ?Z?2??()?di1[?H]2?1.3?1.98?1044.28?12.5?189.8?0.872???（） 14.28511.5?34.579mm（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①计算圆周速度v v???d1t?n160?1000???34.579?150060?1000?2.71m/s

②计算齿宽b b??d?d1t?1?34.579?34.579mm 2）计算实际载荷系数KH

①由参考文献【1】表10-2查得使用系数KA?1

②据v?2.71m/s、7级精度，由参考文献【1】图10-8查得动载荷系数Kv?1.09 ③齿轮的圆周力

Ft1?2T1/d1t?2?1.98?104/34.579N?1.145?103N

KAFt1/b?1.145?103/34.579N/mm?33.11N/mm?100N/mm 由参考文献【1】表10-3得齿间载荷分配系数KH??1.2

④由参考文献【1】表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，得齿间载荷分布系数KH??1.416

由此，实际载荷系数KH?KAKVKH?KH??1?1.09?1.2?1.416?1.852 3）由参考文献【1】式10-12，

①按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 d1?d1t?3②相应齿轮模数

m?d138.908??1.621mm Z124K1.852?34.579?3?38.908mm KHt1.3 9

<机械设计》课程设计任务书 3.按齿根弯曲疲劳强度校核

（1）由参考文献【1】中式10-7试算模数

22KFtTYYcos?YFaYSa1??3mt???dz12[?F]

1） 确定公式内各计算数值 ①试选KFt?1.3。

② 由参考文献【1】式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数

Y??0.25?YFaYSa0.75?0.25?0.75?0.684 1.73??③计算

??F?

由参考文献【1】中：

图10-17查得齿形系数YFa1?2.65,YFa2?2.24 图10-18查得应力修正系数Ysa1?1.58,Ysa2?1.74

图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为?Flim1?500MPa,?Flim2?380MPa 图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85,KFN2?0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则

??F?1?KFN1?Flim1?0.85?500?303.57MPa

S??F?2?KFN2?Flim2SYFa1?YSa11.40.88?380??238.86MPa1.4

??F?1?2.65?1.58?0.0138

303.572.23?1.74?0.0162

238.86YFa2?YSa2??F?2?大齿轮的数值大,因此

YFaYSa??F??YFa2YSa2?0.0162

[?F]2 10

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2） 试算模数

242KFtTY2?1.3?1.98?10?0.6841?Y?cos?YFaYSa3mt?3???0.0162?0.997mm22?dz1[?F]1?24

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的准备 ①圆周速度

d1?mtz1?1.621?24mm?38.904mm???d1n160?1000???38.904?150060?1000?3.054m/s

②齿宽

b??dd1?1?38.904mm?38.904mm ③宽高比

*h?mt(2ha?c*)?1.621?(2?1?0.25)?3.647mmb38.094??10.445h3.6472）计算实际载荷系数KF

①由??3.054m/s，7级精度，由参考文献【1】图10-8查得动载系数Kv?1.06 ②由

Ft1?2T1/d1?2?1.98?104/38.094?1039.5N,KAFt1/b?1?1039.5/27.29N/mm?82?100N/mm 根据参考文献【1】表10-3查得齿间载荷分配系数KF??1.2

③由参考文献【1】表10-4用插值法查得KH??1.415，结合b/h=10.445,查图10-13， 得KF??1.34，则载荷系数为

KF?KVKAKF?KF??1.06?1?1.2?1.34?1.704

3）由参考文献【1】式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

m?mt3KF1.704?1.621?3?1.774mm KFt1.3 11

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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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.774，并根据参考文献【5】表10-1就近圆整为标准值m=2.0，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径

d1?38.908mm。

由此则算出小齿轮的齿数

d138.908??19.45,取z1?20,则大齿轮齿数m2.0

z2?i1z1?4.28?20?85.6，取z2?87，使z1，z2互质z1?87?4.35 204.35-4.28?100%?1.64%?5% 符合要求。 传动比误差：?i?4.28实际传动比：i?4.几何尺寸计算

①分度圆直径 d1?z1?m?20?2.0?40mm，d2?z2?m?87?2.0?174mm ② 中心距a?d1?d2?107mm 2③ 齿轮宽度b??dd1?40mm 取 b1?45mm b2?40mm 5.圆整中心距后的强度校核

上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计与制造，可采用变位法将中心距圆整至

a，?110mm。

（1）修正螺旋角

??arccos（2）计算变位系数和

①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变位系数和齿顶高降低系数。

?z1?z2?mn2a?arccos?20?87??2?13.41?

2?110 12

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?,?arccos(acos?/a,)?arccos(107?cos20?/110)?23.927?z??z1?z2?20?87?107x??x1?x2?(inv?,?inv?)z??(2tan?)?(inv23.927??inv20?)?107?(2?tan20?)?1.645y?(a，-a)/m?(110?107)/2.0?1.5?y?x?-y?1.645-1.5?0.145②分配变位系数

由参考文献【1】图10-21b，坐标点(z?/2,x?/2)?(53.5,0.8225)位于L16和L17之间。按这两条线作射线，再从横坐标的z1，z2处作垂线，与射线交点的横坐标分别是x1?0.75,x2?0.92 (2)齿面接触疲劳强度校核 按照前面的方法，求得：

KH?1.852,T1?1.98?104Nm,?d?1,d1?45mm,i1?4.28，ZH?2.5，ZE?189.8MPa12,Z??0.87代入，可得齿面接触疲劳强度

2KHT1i1?12?1.852?1.98?1044.28?1?H???ZHZEZ????2.5?189.8?0.87?409.87MPa?[?H]i14.28?dd131?453齿面接触疲劳强度符合要求。 （3）齿根弯曲疲劳强度校核 同理，求得

KF?1.704,T1?1.98?104Nm,Y??0.684,?d?1,m?2.0,z1?20,YFa1?2.65,YFa2?2.34,Ysa1?1.58,Ysa2?1.74代入公式，求得

2KFT1YFa1Ysa1Y?2?1.704?1.98?104?2.6?1.58?0.684?F1???148.13MPa?[?F]13232?dmz11?2.0?40?F2?2KFT1YFa2Ysa2Y?2?1.704?1.98?10?2.34?1.74?0.684??146.82MPa?[?F]23232?dmz21?2.0?404

齿根弯曲疲劳强度符合要求。 6.主要结论

齿数z1?20,z2?87,模数m?2.0,压力角??20，螺旋角?=13.41，变位系数x1?0.75,x2?0.92，中心距a?110mm，齿宽b1?45mm,b2?40mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮精度7级。

13

<机械设计》课程设计任务书 （二）直齿圆柱齿轮(低速级齿轮)设计

1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： （1） 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20°

（2） 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照参考文献【1】中表10-8，选择7级精度

（3） 材料 由[2]中表10-1选择 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS 大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS （4） 试选择小齿轮齿数 z3?24

大齿轮齿数 z4?i2z3?3.06?24?73.44,取z4?75 2.按齿面接触强度设计

(1)由参考文献【1】式10-11试算小齿轮分度圆直径

dt'?3'2KHtTII'''i2?1ZHZEZ?2 ??()i2[?H]'?d'1）确定公式中各参数值 ①试选载荷系数K'Ht?1.3 ②小齿轮转矩TII?8.15?104Nm

③由参考文献【1】中表10-5查得材料弹性影响系数zE?189.8MPa

'④齿宽系数：由参考文献【1】中表10—7知齿宽系数?d?1

'12⑤由参考文献【1】中图10-20查得区域系数zH'?2.5 ⑥计算疲劳强度用重合度系数Z?'

*? ?a1'?arccos[z3cos?/(z3?2ha)]?arccos[24?cos20?/（24?2?1）]?29.841*?a2'?arccos[z4cos?/(z4?2ha)]?arccos[75?cos20?/（75?2?1）]?23.75?

14

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??'?[z3(tan?a1'-tan?，）?z4(tan?a2'-tan?，)]/2??1.709

z?'?4-??'4-1.709??0.874 33⑦计算接触疲劳强度许用应力[?H]'

由参考文献【1】图10-25d查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限分别为

?Hlim2'?550MPa、?Hlim1'?600MPa

计算应力循环次数

N1'?60nIIjLh?60?350.48?1??2?8?300?15??1.514?109

N1'1.514?109N2'???4.95?108

i23.06由参考文献【1】图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1'?0.92,KHN2'?0.96 取失效概率为1% 安全系数S=1，则 由参考文献【1】中式10-14

S1K'??'0.96?550?528MPa ??H?4?HN2Hlim2?S1

取其中较小者，即

??H?3?KHN1'??Hlim1'?0.92?600?552MPa

??H?'???H?2'?528Mpa

⑧试算小齿轮分度圆直径

dt'?332KHt'TIIi2?1ZH'ZE'Z?'2??()?d'i2[?H]'2?1.3?8.15?1043.06?12.5?189.8?0.8742???（）

13.06511.5?56.96mm（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①计算圆周速度 v'???dt'?nII60?1000???56.96?350.4860?1000?1.04m/s

②计算齿宽 b'??d'?dt'?1?56.96?56.96mm

15

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2）计算实际载荷系数KH'

①由参考文献【1】表10-2查得使用系数KA'?1

②据v'?1.06m/s、7级精度，由参考文献【1】图10-8查得动载荷系数Kv'?1.05 ③齿轮的圆周力

Ft'?2TII/dt'?2?8.15?104/56.96N?2.86?103N KA'Ft'/b'?2.86?103/56.96?50.21N/mm?100N/mm 由参考文献【1】表10-3得齿间载荷分配系数KH?'?1.2

④由参考文献【1】表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，得齿间载荷分布系数KH?'?1.421

由此，实际载荷系数KH'?KA'KV'KH?'KH?'?1?1.05?1.2?1.421?1.790 3）由参考文献【1】式10-12

①按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

'KH1.79?56.96?3?63.37mm d3?dt'?3KHt'1.3②相应齿轮模数

m'?d363.37??2.64mm Z3243.按齿根弯曲疲劳强度校核

（1）由参考文献【1】中式10-7试算模数

mt?32KF1T1Y?YFaYSa?2??F??dZ1

1） 确定公式内各计算数值 ①试选KFt'?1.3。

② 由参考文献【1】式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数

16

<机械设计》课程设计任务书

Y?'?0.25?YFaYSa0.750.75?0.25??0.690 ??'1.709③计算

??F?

由参考文献【1】中：

图10-17查得齿形系数YFa1'?2.65,YFa2'?2.25 图10-18查得应力修正系数Ysa1'?1.58,Ysa2'?1.72

图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为?Flim1'?500MPa,?Flim2'?380MPa 图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1'?0.85,KFN2'?0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则

S1.4??F?2'?KFN2'?Flim2'?0.88?380?238.86MPaS1.4 YFa1'?YSa1'2.65?1.58??0.0138

??F?1'303.57YFa2'?YSa2'2.25?1.72??0.0162

??F?2'238.86??F?1'?KFN1'?Flim1'?0.85?500?303.57MPa

大齿轮的数值大,因此

YFa'YSa'YFa2'YSa2'??0.0162 ??F?'[?F]2'2） 试算模数

mt'?32KFt'TIIY?'YFa'YSa'32?1.3?8.15?104?0.690???0.0162?2.028mm22??F?'1?24?d'Z3

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的准备 ①圆周速度

17

<机械设计》课程设计任务书

d3?mt'z3?2.028?24mm?48.672mm?'??d3nII60?1000???48.672?350.4860?1000?0.893m/s

②齿宽b'??d'd3?1?48.672mm?48.672mm ③宽高比

*h'?mt'(2ha?c*)?2.028?(2?1?0.25)?4.563mmb'48.672??10.667h'4.563

2）计算实际载荷系数KF'

①由??0.893m/s，7级精度，由参考文献【1】图10-8查得动载系数Kv'?1.01 ②由

Ft1'?2TII/d3?2?8.15?104/63.37?2572.2N,KA'Ft1'/b'?1?2572.2/48.672?52.874N/mm?100N/mm

根据参考文献【1】表10-3查得齿间载荷分配系数KF?'?1.2

③由参考文献【1】表10-4用插值法查得KH?'?1.419，结合宽高比，查图10-13， 得KF?'?1.33，则载荷系数为

KF'?KV'KA'KF?'KF?'?1.01?1?1.2?1.33?1.612

3）由参考文献【1】式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

m'?mt'3KF'1.612?2.28?3?2.449mm KFt'1.3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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数2.449，并根据参考文献【5】表10-1就近圆整为标准值m=2.5，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径

d3?56.96mm，算出小齿轮的齿数

d356.96??22.78,取z3?23,则大齿轮齿数m'2.5

z4?i2z3?3.06?23?70.38，取z4?71，其中z1，z2互质z3? 18

<机械设计》课程设计任务书

71?3.087 实际传动比：i'?233.087-3.06?100%?0.82%?5% 符合要求。 传动比误差：?i?3.064.几何尺寸计算

①分度圆直径 d3?z3?m'?23?2.5?57.5mm，d4?z4?m'?71?2.5?177.5mm ② 中心距a'?d3?d4?117.5mm 2③ 齿轮宽度b'??d'd3?57.5mm 取 b3?60mm b4?57.5mm 5.圆整中心距后的强度校核

上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计与制造，可采用变位法将中心距圆整至

a''?120mm，其他几何参数不变。

（1）计算变位系数和

①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变位系数和齿顶高降低系数。

?''?arccos(a'cos?/a'')?arccos(117.5?cos20?/120)?23.057?z?'?z3?z4?23?71?94x?'?x3?x4?(inv?''?inv?)z?'?(2tan?)?(inv23.057??inv20?)?94?(2?tan20?)?1.075 y'?(a''-a')/m'?(120?117.5)/2.5?1?y'?x?'-y'?1.075?1?0.075②分配变位系数

由参考文献【1】图10-21b，坐标点(z?'/2,x?'/2)?(47,0.5385)位于L14和L15之间。按这两条线作射线，再从横坐标的z3，z4处作垂线，与射线交点的横坐标分别是x3?0.51,x4?0.56 (2)齿面接触疲劳强度校核

按照前面的方法，求得：

KH'?1.79,TII?8.15?104Nm,?d'?1,d3?57.5mm,i2?3.06，ZH'?2.5，ZE'?189.8MPa2,Z??0.8741 代入，可得齿面接触疲劳强度

2KH'TIIi3?1??ZH'ZE'Z?'??d'd33i32?1.79?8.15?1043.06?1??2.5?189.8?0.874?491.79MPa?[?H]1?57.533.06?H'?齿面接触疲劳强度符合要求。

19

<机械设计》课程设计任务书 （3）齿根弯曲疲劳强度校核 同理，求得

KF'?1.612,TII?8.15?104Nm,Y?'?0.69,?d'?1,m'?2.5,z3?23,YFa1'?2.65,YFa2'?2.25,Ysa1'?1.58,Ysa2'?1.72代入公式，求得

?F32KF'TIIYFa1'Ysa1'Y?'2?1.612?8.15?104?2.6?1.58?0.69???90.11MPa?[?F]32?d'm'3z31?2.53?2322KF'TIIYFa2'Ysa2'Y?'2?1.612?8.15?10?2.25?1.72?0.69??62.62MPa?[?F]43232?d'm'z41?2.5?714

?F4?齿根弯曲疲劳强度符合要求。 6.主要结论

齿数z3?23,z4?71,模数m'?2.5,压力角??20?，变位系数x3?0.51,x4?0.56，中心距a?120mm，齿宽b1?60mm,b2?57.5mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮精度7级。七 轴及轴承的设计

（一）输出轴（Ⅲ轴）及轴承的设计

1.求Ⅲ轴上的功率PIII、转速nIII、转矩TIII。 PIII?2.81kW

nIII?114.54r/min

TIII?2.34?10Nm62.作用在齿轮4上的力。 d4?177.5mm

2TIII2?2.34?106 Ft4??N?2.637?104N

d4177.5 Fr4?Ft4tan??2.637?104?tan20?N?9.60?103N 3.初步确定轴的最小直径。

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<机械设计》课程设计任务书

选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】表15-3，取A0?110，得 dmin?A03PIII2.81?110?3mm?31.96mm nIII114.54当轴的截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，对于轴径小于

100mm的轴，有一个键槽的轴径增大5%到7%之间，现选5%，则 dmin?31.96?(1?5%)mm?33.56mm

轴的最小直径显然是安装在联轴器的直径。为使所选的轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca?KATIII查参考文献【1】表14-1，考虑到工作机械的载荷性质为：平稳、轻微冲击、严重冲击、单双向回转，选取KA?2.3，则联轴器计算转矩

Tca?KATIII?2.3?2.34?103N?m?5.38?103N?m

按照Tca应小于联轴器公称转矩的条件，由参考文献【2】表13-1,选用LX6弹性柱销联轴器，其公称转矩6300Nm，许用转速2720r/min,半联轴器的孔径d1?60mm，故取dⅠⅡ??60mm，半联轴器长度L?142mm，半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 L1?107mm。

4.轴的结构设计。

（1）拟定轴上零件的装配方案。现选用如图7-1所示的装配方案。

图7-1 轴III装配方案

21

<机械设计》课程设计任务书

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）根据轴向定位的要求，Ⅰ-Ⅱ轴段的左端需制出一轴肩，故取II-III段轴的直径

dⅡ?Ⅲ=62mm，左端用轴端挡圈固定，按轴端直径取挡圈直径D?65mm。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 L1?107mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，I-II轴段的长度应比L1略短一些，现取LⅠⅡ??105mm

2）初步选择滚动轴承。因为轴Ⅲ没有受到轴向的作用力，故选取深沟球轴承。参照工作要求，并根据dⅡ?Ⅲ=62mm，由参考文献【2】表12-1选取代号为6213的深沟球轴承，其尺寸为d?D?B?65mm?120mm?23mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ?Ⅷ?65mm，LⅢ?Ⅳ?B?23mm,右边轴承的左端面用轴肩定位，同时由参考文献【2】表12-1查得6213深沟球轴承的定位轴肩直径

da?74mm，所以dⅣ?Ⅴ?da?74mm。

3）取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ?Ⅶ=70mm，齿轮左端用套筒定位。已知齿轮4的宽度b4?57.5mm，为了使套筒端面可靠压紧齿轮，此轴段长度应略小于轮毂长度，故取

LⅥ?Ⅶ?55mm，齿轮的右端用轴肩定位，轴肩高度h?(2~3)R，由轴径dⅥ?Ⅶ=70mm，由参考文献【1】表15-2，查得R?2mm，所以取h?6mm，则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ?82mm轴环宽度

b?1.4h，取LⅥ?Ⅶ=10mm。

4）取轴承端盖的总宽度为20mm，为了满足轴端盖的拆装及便于添加润滑油的要求，取端盖的外端面到半联轴器左端的距离l?30mm，故取LⅡ?Ⅲ=50mm。

5)取齿轮距箱体壁之间的距离??16mm中间轴斜齿轮2与齿轮4之间的距离C?20mm，考虑箱体的铸造误差，在确定深沟球轴承的位置时，应距箱体内壁距离S?8mm，已知深沟球轴承宽度B?23mm，中间轴斜齿轮宽度b2?58mm，则有

LIII?IV?B?s??(57.5?55)?23?8?16?2.5?49.5mm LVI?VII?C?b2??S?LⅤ?Ⅵ?20?58?16?8?10?92mm 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。

6）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dⅥ?Ⅶ=92mm查参考文献【2】表11.28得平键截面尺寸为b?h?25mm?14mm，根据LⅥ?Ⅶ?92mm，选取键槽长度L?80mm，同时

22

<机械设计》课程设计任务书

H7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，同样，半联轴

n6H7器与轴的连接，选用尺寸为b?h?L?16mm?10mm?70mm，半联轴器与轴的配合为。滚

k6动轴承与轴的轴向定位是通过过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为m6。

7）确定轴上圆角和倒角尺寸。根据参考文献【1】表15-2选取：轴端倒角1×45°， 所有轴肩圆角半径均为1.6mm。

5.求轴上的载荷

轴的计算简图、弯矩图和扭矩图如图7-2所示。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。所计算出的截面C处的MH、MV、及M的值列于表7-1。

表7-1 III轴的危险截面C处的MH、MV、及M的值 载荷 支反力 水平面H 垂直面V FNH1?10979N FNH2?15391N 弯矩M 总弯矩 扭矩T 6.按弯扭合成应力校核轴的强度

FNV1?3997N FNV2?5603N MV?927.3N?m MH?254.71N?m 22M?MH?MV?961450N?mm TIII??2.34?106N?mm 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。轴单双向旋转，扭转切

应力应为对称循环应力，取??1。由参考文献【1】表15-4得

h14?7（h为键槽的高度） t??22?dbt?d?t???70325?7??70?7? W?????28695.6mm3 322d322?70322 ?ca?M???TIII?22W?961450??1?2.34?10292?28695.6MPa?13.81MPa

轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【1】表15-1查得???1??60MPa。?ca????1?，符合要求。

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<机械设计》课程设计任务书

图7-2 轴III的计算简图、弯矩图和扭矩图

（二）中间轴（Ⅱ轴）及轴承的设计 1.求Ⅱ轴上的功率PIIⅡ、转速nII、转矩TII。 PII?2.99kW

nII?350.48r/min

TII?2.99?104Nm2.作用在齿轮2、3上的力。

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齿轮2： d2?174mm

4 F?2TII2?2.99?10t2d?174N?343.68N

2 Fttan?r2?Fcos??343.68?tan20?cos13.41?N?128.59N Fa2?Ft2tan??343.68?tan13.41?N?81.94N

齿轮3： d3?57.5mm

F?2TII2?2.99?104t3d?57.5N?1040N

3 Fr3?Ft3tan??1040?tan20?N?378.53N

3.初步确定轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】表15-3，取A0?110，得 dmin?APIIn?110?32.9903mm?22.48mm II350.48当轴的截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，对于轴径小于

100mm的轴，有一个键槽的轴径增大5%到7%之间，现选5%，则 dmin?22.48?(1?5%)mm?23.6mm 轴的最小直径显然是安装在轴承的直径。 4.轴的结构设计。

（1）拟定轴上零件的装配方案。结构示意图如图7-3所示。

图7-3 轴II的结构示意图

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

25

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1）初步选择滚动轴承。因为轴Ⅱ既受到轴向的作用力也受到径向的作用力，故选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据dmin=23.6mm，选取代号为30305的单列圆锥滚子轴承，其尺寸为d?D?T?25mm?62mm?18.25mm，定位直径da?34mm，故dⅠ-Ⅱ=d定位套筒左端的直径为36mm。

2）取安装直齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ?Ⅲ=35mm，安装斜齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径

Ⅴ?Ⅵ2?5mm,

dⅣ?Ⅴ=35mm。直齿轮的右端用轴肩定位，轴肩高度h?(2~3)R，由轴径dⅡ?Ⅲ=35mm，查参考文献【1】表15-2，得R?1.6mm，所以取h?5mm，则轴环处的直径dⅢ-Ⅳ?72mm。直齿轮的左端用套筒定位，已知齿轮3的轮毂宽度为60mm，为了使套筒可靠压紧直齿轮，取

LⅡ-Ⅲ?58mm。由之前的数据可知中间轴斜齿轮2与齿轮4之间的距离C?20mm，考虑到装配问题，LⅢ?Ⅳ=c-60?57.5?18.75mm。有Ⅱ轴斜齿轮的齿宽b2?40mm，右端用套筒定位，2遂取LⅣ?Ⅴ?38mm。Ⅲ轴齿轮距箱体壁之间的距离??16mm，则Ⅱ轴轴直齿轮与箱壁的间隙

60-57.5?14.75mm，考虑箱体的铸造误差，在确定深沟球轴承的位置时，应距箱体2内壁距离S?8mm，则 ?'?16?' LⅠⅡ??T?s??4?18.25?8?14.75?4?45mm

LⅤ?Ⅵ?T?s??2?18.25?8?16?2?44.25mm （3）轴上零件的周向定位

齿轮的周向定位均采用平键连接。按dⅡ?Ⅲ=35mm查参考文献【2】表11.28得平键截面尺寸为b?h?10mm?8mm，根据LⅡ?Ⅲ?58mm，LⅣ?Ⅴ?38mm，选取直齿轮的平键长度

L3?50mm，斜齿轮平键长度L2?30mm，平键的尺寸分别为b3?h3?L3?10mm?8mm?50mm，b2?h2?L2?10mm?8mm?30mm。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尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。根据参考文献【1】表15-2选取：轴端倒角1×45°， 所有轴肩圆角半径均为1.6mm。

（5）求轴上的载荷

轴的计算简图如图7-4所示。

26

H7，滚动轴承与轴的轴向定位是通过过渡配合来保证的，此处选择轴的n6 <机械设计》课程设计任务书

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。由参考文献【2】表12-4查得30305单列圆锥滚子轴承a?13mm，所以简支梁的支撑跨距

b360?L??a?45?58??13?50mm L1?LⅠ?ⅡⅡ?Ⅲ22b?b40+60?67.5mm L2?LⅢ?Ⅳ?23?17.5?22b40 L3?LⅣ?Ⅴ?LⅤ?Ⅵ?2?a?38?44.25??13?49.25mm

22

图7-4轴II的计算简图、弯矩图和扭矩图

从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。所计算出的截面C处的

MH、MV、及M的值列于表7-2。

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表7-2轴II的危险截面C处的MH、MV、及M值 载荷 支反力 水平面H 垂直面V FNH1?547.8N FNV1?510.9N FNH2?835.9N 弯矩M 总弯矩 扭矩T

(6)按弯扭合成应力校核轴的强度

FNV2?261.2N MV?12.9N?m MH?41.2N?m 22M?MH?MV?4.32?104N?mm TII?2.99?107N?mm 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。轴单双向旋转，扭转切

应力应为对称循环应力，取??1。由参考文献【1】表15-4得

?ca? t?3M2???T3?W2

h8??4（h为键槽的高度） 2222?dbt?d?t???35310?4??35?4? W?????549.1 322d322?35 ?ca?M???TII?22W?43200??1?2.99?10292?549.1MPa?23.5MPa

轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【1】表15-1查得???1??60MPa。?ca

(三)输入轴（Ⅰ轴）及轴承的设计

1.求Ⅰ轴上的功率P1、转速n1、转矩T1。 P11kW 1?3.

n1=1500r/min

T1?1.98?107N?mm2.求作用在齿轮1上的力。 d1?40mm

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<机械设计》课程设计任务书

Ft1?Ft2=343.68N Fr1?Fr2?128.59N Fa1?Fa2?81.94N 3.初步确定轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】表15-3，取A0?112，于是得 dmin?AP103n?110?33.11mm?14.03mm 11500当轴的截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，对于轴径小于

100mm的轴，有一个键槽的轴径增大5%~7%，现选5%，则有 dmin=14.03?(1?5%)mm?14.7mm

轴的最小直径显然是安装在带轮处的直径。取带轮的孔径d?30mm。定位出的轴径

d1?(1.8~2)d，现取d1?1.8d?1.8?30?54mm。查参考文献【1】表8-11，得A型槽的轮槽尺寸：e?15?0.3mm，fmin?9mm。在V带的设计中需要3根A型V带，则带轮的宽度

B带=3e?2f?3?15?2?9?63mm，带轮的轮毂长度L=(1.5~2)d，取L=2d=60mm。

4.轴的结构设计。

1）周的结构示意图如图7-5所示。

图7-5 轴I的结构示意图

2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）初步选择滚动轴承。因为轴Ⅱ既受到轴向的作用力也受到径向的作用力，故选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据带轮的孔径d=30mm，带轮轮毂的长度L=60mm，得dⅠⅡ??30mm，LⅠⅡ??60mm。带轮的右端用轴肩固定，轴肩高度h?(2~3)R，由轴径

dⅠⅡ?=30mm，查参考文献【1】表15-2，得R?1mm，所以h?(2~3m)m，则dⅡ?Ⅲ?30?2h?(34~m3。m6Ⅱ)-Ⅲ轴段安装轴承，

其轴径由轴承孔径决定，查参考文献【2】， 29

<机械设计》课程设计任务书 取选取代号为30207的单列圆锥滚子轴承，其尺寸为d?D?T?35mm?72mm?18.25mm，定位直径da?42mm，故dⅡ?Ⅲ=dⅥ?Ⅶ?35mm，dⅢ?Ⅳ?dⅤ?Ⅵ?da?42mm。dⅣ?Ⅴ?d1?57.48mm。 （2）确定轴段的长度。斜齿轮1左端面到左箱壁的距离

b?b45-4045-40?1?17.5?109?13.5??138.75mm，?2?16?12?16??14.75mm则有

222 LⅤ?Ⅵ??2?s?14.75?8?22.75mm LⅥ?Ⅶ?T?18.25mm LⅣ?Ⅴ?b1?45mm

LⅢ?Ⅳ??1?s?138.75?8?146.75mm

端盖外端面到箱体内壁的距离L1?T3?s?20?18.25?8?20?46.25mm，取带轮右端面到端盖的距离L2?30mm，则有LⅡ?Ⅲ?L1?L2?s?46.25+30?8?68.25mm。

（3）轴上零件的周向定位

带轮的周向定位采用平键连接。按dⅠⅡ?=30mm，LⅠⅡ??60mm查GB/T1096-2003得平键截面尺寸为b?h?L?14mm?9mm?56mm。滚动轴承与轴的轴向定位是通过过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。根据参考文献【1】表15-2选取：轴端倒角1×45°，

所有轴肩圆角半径均为1.6mm。

5.求轴上的载荷

轴的计算简图如图7-6所示。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值（参看图15-23）。对于32307单列圆锥滚子轴承，a?15.3mm，所以简支梁的支撑跨距

L45?146.75?18.25?15.3?172.2mm L1?Ⅳ?Ⅴ?LⅢ?Ⅳ?T?a?22L45?22.75?18.25?15.3?48.2mm L2?Ⅳ?Ⅴ?LⅤ?Ⅵ?T?a?22从轴的结构图及弯矩图和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MH、MV、及M的值列于表7-3。

6.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截面的强度。轴单双向旋转，扭转切应力应为对称循环应力，取??1。

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<机械设计》课程设计任务书

表7-3 轴I危险截面C处的MH、MV、及M值

载荷 支反力 水平面H 垂直面V FNH1?74.85N FNH2?268.83N 弯矩M FNV1?28.12N FNV2?100.47N MH?12.96N?m MV1?4.84N?m 总弯矩 扭矩T 22M?MH?MV1?13834.2N?mm TI?1.98?107N?mm

图7-6轴I的计算简图、弯矩图和扭矩图

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<机械设计》课程设计任务书

由表15-4得 t?h9??4.5（h为键槽的高度） 2222bt?d?t???57.48314?4.5??57.48?4.5?W?????17096.8 322d322?57.48?d3 ?ca?M???TI?22W?138342??1?1.98?107?17096.82MPa?3.66MPa

轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【1】表15-1查得???1??60MPa。因?ca

八 减速器箱体尺寸数据选择

1.减速器箱体材料为HT200，结构尺寸如表8-1：(单位：mm)

表8-1减速器箱体尺寸表

代号 名称 设计计算 结果 ?＝0.025a?3? 机座壁厚 ?0.025?120?3 ?6mm?＝6mm ?1 m1 m 机盖壁厚 机盖筋板厚度 机座筋板厚度 箱座分箱面凸缘厚 箱盖分箱面凸缘厚 箱座底凸缘厚 地脚螺栓Mdf直径 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 （a?120mm为低速级中心距） ?1＝(0.8~0.85)? =4.8~5.1m?0.85??4.25mm 11?1＝5mm m1?5mm m?0.85??5.1mm m?6mm b b1 b2 b?1.5??1.5?6mm =9.0mm b?9mm b1?1.5?1?7.5mm b2?2.5??15mm b1?8mm b2?15mm df df?0.036a?12?16.32mm Md1?0.75df?12.75 Md2?(0.5~0.6)df?8.5~10.2 df?17mm Md1?13mm Md2?10mm Md1 Md2 32

<机械设计》课程设计任务书 Md3 Md4 d 轴承端盖螺栓直径 窥视孔盖螺栓直径 定位销直径 地脚螺栓数目 df至外机壁距离 Md3?(0.4~0.5)df?6.8~8.5 Md4?(0.3~0.4)df?5.1~6.8 d?(0.7~0.8)Md2?7~8 a?250时，n?4 Md3?8mm Md4?6mm d?8mm n?4 n Cf1 由推荐用值确定 由推荐用值确定 Cf1?26mm Cf2 df至凸缘边距离 Cf2?24mm Cd11 Cd11至外机壁距离 由推荐用值确定 Cd11?22mm Cd12 Cd12至凸缘边距离 由推荐用值确定 Cd12?20mm Cd21 Cd21至外机壁距离 由推荐用值确定 Cd21?18mm Cd22 R1 L1 Cd22至凸缘边距离 轴承旁凸台半径 轴承座孔外端面至箱外壁的距离 机盖与机座连接螺栓的间距 由推荐用值确定 由推荐用值确定 L1?C1?C2?(5~10) Cd22?16mm R1?18mm L1?38mm L 轴承孔直径?(5~5.5)d D1 D2 D3 D1?72?(5~5.5)?10D1?125mm 轴承座孔外的直径 ?122~127mmD2?62?(5~5.5)?10 D2?115mm ?112~117mmD3?120?(5~5.5)?10 ?170~175mm D3?175mm h?(0.35~0.45)D1h 凸台高度 ?(0.35~0.45)?125 ?43.75~56.25mmh?45mm 33

<机械设计》课程设计任务书 S 轴承旁连接螺栓距离 尽量靠近轴承，以Md1、Md3不干涉为限度，一般取S?D s1?152.5mm s2?235mm hd 箱座的深度 hd?ra?30，ra为浸入油池内的最大旋转零件 的外圆半径 hd?119mm d4177.5hd??30??30?118.75mm22 由之前设计输出轴时设定 ?1?1.2??7.2mm L2 ?1 箱座的宽度 大齿轮齿顶圆与内箱壁的间距 L2?124mm ?1?8mm

2.观察孔及观察孔盖的选择与设计

由参考文献【6】表4-7，观察孔尺寸可选：b?l?80mm?140mm，

孔盖b1?l1?110mm?160mm，b2?l2?95mm?150mm，孔径d4?9mm，孔数n?6。

3.油面指示装置设计

查参考文献【6】表4.10选用油标尺d=M2 4.通气器的选择

查参考文献【6】表4.8选用一次过滤装置的通气帽M48?3 5.放油孔及螺塞的设计

查参考文献【6】表4.9选用六角螺塞及封油垫d?M20?1.5，封油圈材料为耐油橡胶。油塞材料为Q235。 6.起吊环、吊耳的设计

箱盖上吊耳环d?b?18mm，R?18mm，C?15mm

箱座上吊钩k?30mm，H?24mm，h?12mm，r?5mm，b?20mm 7.起盖螺钉的选择

选用螺钉GB5782?2000M8?35 8.定位销选择

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