机械设计课程设计报告 - 图文

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机 械 设 计 课 程 设 计 报 告

题目： 带式输送机传动装置

学 院： 机械工程学院 年级专业： 2013级机控卓工班 学 号： 130101040030 学生姓名： 蒋东廷 指导教师： 齐效文

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目 录

1 项目设计目标与技术要求…………………………………………………………………1 2 传动系统方案制定与分析…………………………………………………………………1 3 传动方案的技术设计与分析………………………………………………………………2 3.1电动机选择与确定………………………………………………………………………2

3.1.1 电动机类型和结构形式选择……………………………………………………2 3.1.2 电动机容量确定…………………………………………………………………3 3.1.3 电动机转速选择…………………………………………………………………4 3.2传动装置总传动比确定及分配…………………………………………………………4 3.2.1 传动装置总传动比确定…………………………………………………………4 3.2.2 各级传动比分配…………………………………………………………………4 3.2.2.1分配方案………………………………………………………………………4 3.2.2.2各级传动比确定………………………………………………………………4 3.3各轴运动学、动力学参数确定…………………………………………………………5 4 关键零部件的设计与计算…………………………………………………………………5 4.1设计原则及主要零件材料、加工工艺制定……………………………………………5 4.2齿轮传动设计方案………………………………………………………………………6 4.2.1软齿面/硬齿面方案选择…………………………………………………………6 4.2.2 设计及校核原则…………………………………………………………………6 4.2.3直齿轮/斜齿轮选择方案…………………………………………………………6 4.3第一级齿轮传动设计计算………………………………………………………………7 4.3.1 第一级齿轮传动参数设计………………………………………………………7

4.3.2 第一级齿轮传动强度校核………………………………………………………9 4.4第二级齿轮传动设计计算………………………………………………………………10

4.4.1 第二级齿轮传动参数设计………………………………………………………10 4.4.2 第二级齿轮传动强度校核………………………………………………………13 4.5轴径初估…………………………………………………………………………………14 4.6键的选择及键联接的强度计算…………………………………………………………15

4.6.1 键联接方案选择…………………………………………………………………15 4.6.2 键联接的强度计算………………………………………………………………16 4.7滚动轴承选择方案………………………………………………………………………18 5 传动系统结构设计与总成…………………………………………………………………18 5.1轴上零件的固定方案……………………………………………………………………18 5.2支承结构的基本形式……………………………………………………………………20 5.3典型结构的选择与集成设计……………………………………………………………21 5.4轴系结构设计与方案分析………………………………………………………………22 5.4.1 高速轴结构设计与方案分析……………………………………………………22 5.4.2 中间轴结构设计与方案分析……………………………………………………23 5.4.3 低速轴结构设计与方案分析……………………………………………………23 5.5输入与输出轴的位置与相对关系；轴系结构与零件定位关系………………………24 5.6主要零部件的校核与验算………………………………………………………………24 5.6.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核).……………………………………24 5.6.2 滚动轴承的寿命计算……………………………………………………………26 5.7装配图设计………………………………………………………………………………28 5.7.1 装配图布局原则…………………………………………………………………28 5.7.2 装配图整体布局…………………………………………………………………28

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6 主要附件与配件的选择……………………………………………………………………30 6.1联轴器选择………………………………………………………………………………30 6.2润滑与密封的选择………………………………………………………………………31

6.2.1 润滑方案对比及确定……………………………………………………………31 6.2.2 密封方案对比及确定……………………………………………………………32 6.3通气器……………………………………………………………………………………33 6.4油标………………………………………………………………………………………33 6.5螺栓及吊环螺钉…………………………………………………………………………33 6.6油塞………………………………………………………………………………………34 7 零部件精度与公差的制定…………………………………………………………………34 7.1精度制定原则……………………………………………………………………………34 7.2精度设计的具体实施……………………………………………………………………35 7.3减速器主要结构、配合要求……………………………………………………………35 7.4减速器主要技术要求……………………………………………………………………35 8 项目经济性与安全性分析…………………………………………………………………36 8.1零部件材料、工艺、精度等选择经济性………………………………………………36 8.2减速器总重量估算及加工成本初算……………………………………………………37 8.3安全性分析………………………………………………………………………………37 8.4经济性与安全性综合分析………………………………………………………………37 9 设计小结…………………………………………………………………………………38 10 参考文献…………………………………………………………………………………39 11 附录三维图………………………………………………………………………………39

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前言

随着自动化生产不断发展，，输送机械化得到广泛应用。由于输送机可进行水平倾

斜和垂直输送，也可组成空间输送线路，输送线路一般是固定的。输送机输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。未来输送机将向着大型化发展，扩大适用范围，物料自动分拣，降低能量消耗，减少污染等方面发展。 一、继续向大型化发展。大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面。水力输送装置的长度已达440公里以上。带式输送机的单机长度已近15公里，并已出现由若干台组成联系甲乙两地的“带式输送道”。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构。

二、扩大输送机的使用范围。发展能在高温、低温条件下、有腐蚀性、放射性、易燃性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性的物料的输送机。 三、使输送机的构造满足物料搬运系统自动化控制对单机提出的要求。如邮局所用的自动分拣包裹的小车式输送机应能满足分拣动作的要求等。

四、降低能量消耗以节约能源，已成为输送技术领域内科研工作的一个重要方面。已将1吨物料输送1公里所消耗的能量作为输送机选型的重要指标之一。

五、减少各种输送机在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。随着国内贸易活动的不断增加，带式输送机因作为一种输送量大、运行费用低、使用范围广、结构简单、便于维护、能耗较小、使用成本低的输送设备而会得到更宽广的应用范围，市场前景十分看好。

在冶金、电力、煤炭、化工、建材、码头、粮食等方面的发展日新月异，为了提高生产率，带式输送机已经运用到各个方面。

其中起到决定性作用的是传动装置，不同的传动机构决定着整个机器不同的使用条件，而传动机构的性能也间接地反映了更个机器的性能，总的来说传动机构是带式运输机的核心。

摘 要

根据许用切应力计算轴的最小直径，并按许用弯曲应力法对轴进行校核；对齿轮按齿面接触疲劳强度进行设计并按齿根弯曲疲劳强度进行校核；对进行键按照手册进行选择并校核键联接的强度度；进行了轴承的选择，并进行了轴承寿命校核，且对轴承的静载荷、极限转速进行验算；算出使用功率并考虑安全系数和裕度的条件下选取适当的电动机。根据使用地点为室内，载荷性质为平稳的特点等条件选取其他附件与配件，如选用：油标尺、简单性通气器、螺栓、联轴器等。

燕山大学课程设计报告 设计计算过程 1 项目设计目标与技术要求 任务描述：根据：使用条件为室内，大批量，载荷性质平稳，使用年限为八年一班，要求输入轴输出轴交错。设计一个带式输送机传动装置使用的二级减速器。 技术要求：F=1406N D=0.28m V=1.37m/s 2传动系统方案制定与分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 方案制定： 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了单级传动，传动为二级圆锥圆柱齿轮减速器。 分析对比： A、带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但结果 带传动为工作机传动 有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 链传动工作可靠，平均传动比恒定，轴间距大，瞬时速度不均匀、高速时运动不平稳，适应恶劣环境，多用于低速环境。 结论：考虑到工作环境为室内，载荷平稳，工作机应具有缓冲吸振的作用， 噪音小，经济低廉等角度最终确定以带传动为工作机传动。 B、渐开线圆柱齿轮传动：1、能保证瞬时传动比的恒定，传动平稳性好， 传递运动准确可靠。 2、传递的功率和速度范围大。 3、传动效率高。一般传动效率 =0.94～0.99。 4、结构紧凑，工作可靠，寿命长。设计正确、制造精良、润滑维护良好的二级齿轮减速器的第一级选用圆锥齿轮，第二级选用圆柱齿轮。 齿轮传动，可使用数年乃至数十年。 传动也存在以下不足: 1、制造和安装精度要求高，工作时有噪声。 2、中心距过大时将导致齿轮传动机构结构庞大、笨重，因此，不适宜中心

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 选择锥齿轮。 距较大的场合. 圆锥齿轮传动：加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，工作时震动和噪音较大，圆周速度不宜过高。所以只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级。 蜗杆传动平稳，但效率低，适合用于中小功率间歇运转场合。 结论：由于输入轴与输出轴在使用时应保持垂直，且运动连续不间断，所以二级齿轮减速器的第一级选用圆锥齿轮，又由于圆柱齿轮性能好，价格低所以第二级选用圆柱齿轮。 C、直齿轮用仿形法、成型法加工比较方便；直齿轮传动能力小，噪音大。 斜齿轮相对加工制造困难，会产生轴向力，但是传动能力大、噪音小。 结论：由于在室内工作，噪音应较小，且应具有较高的传动能力，所以选择斜齿轮。 3 传动方案的技术设计与分析 3.1 电动机选择与确定 3.1.1 电动机类型和结构形式选择 选择电动机类型时，首先考虑的是电动机的性能应能全面满足被驱动机械负载的要求，如启动性能、正反转运行、调速性能、过载能力等。在这个前提下，优先选用结构简单、运行可靠、维护方便、价格便宜的电动机。 一般情况下，对于不需要调速或对调速要求不高的生产机械，可优先选用Y系列笼型三相感应电动机。这时应充分考虑电动机的启动容量与电源容量的对应关系。普通笼型电动机的启动转矩不大，特别是采用降压启动时，只适用于空载或轻载启动的场合，例如，风机、泵类 负载等。高启动转矩的笼型电动机（深槽式、双笼式）可应用于重载启动的生产机械，如压缩机、皮带运输机等。对于需要有级调速的生产机械，可选用变级多速笼型电动机，如电梯、机床等。对于带有飞轮的冲击性负载，则应选用高转差率笼型电动机，如冲压机床、锻压 机床等。 对于启动、制动转矩要求较大，需要频繁启动、制动，并且需要调速的生产机械，可选用绕线型感应电动机，如起重机、升降机、轧钢机、压缩机等。对于容量较大且不需要调速的生产机械，应优先选用同步电动机，让同步电动机运行于过励状态，还可以改善电网的功率因数。 对于有爆炸性危险的场所应选用具有防爆结构的电动机。有爆炸性危险的场所称为危险场所，危险场所分为若干等级，不同等级的危险场所应选用不同

- 2 - 燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 选用Y系列三相笼型异步电动机，密封卧式结构。 类型的防爆电动机。 按电动机的结构及安装型式，可分为卧式安装和立式安装两种，它们又分为端盖无凸缘和端盖有凸缘两种型式。一般情况下大多采用卧式安装，特殊情况下才考虑采用立式安装。立式和有凸缘安装的电动机价格较贵 最终选择：根据工作要求和室内的工作环境，且从经济角度出发，选用Y系列三相笼型异步电动机，密封卧式结构。 3.1.2 电动机容量确定 (1)工作机功率P? Pw?Fv1000?1 ?w其中：?w??轴??带 查阅机械设计课程设计指导手册p89表12-10，可得 η轴 =0.99， η带=0.96 所以，可求得 Pw =2.05 kw （2)电动机实际输出功率Pd Pd?Pw?总 传动装置的总效率 ?总??13??22??3??4 由《机械设计课程设计指导手册》表12-10查得： 轴承效率（滚柱轴承）?1?0.98， 弹性联轴器效率?2?0.99， 圆柱齿轮传动效率（8级精度齿轮传动）?3?0.97， 圆锥齿轮传动效率（8级精度齿轮传动）?4?0.97 ??0.983?0.992?0.97?0.97?0.87 故P?Pw?2.05?2.36kw 0.87? 考虑安全系数和裕度为0.8 Pd?P??2.36?2.95kw 0.8

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 由《机械设计课程设计指导手册》P120表14-4选取电动机额定功率Pd?3.0kw。 3.1.3 电动机转速选择 工作机的输出速度： nw?60v60?1.37??93.5(r/min) ?D??0.28结果 Pd?3.0kw 根据《机械设计课程设计指导手册》Ｐ8表2-2推荐的传动比合理范围，二 级圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i=8~20 故电动机转速的可选范为 nd =i总×nw=748～1870r/min 则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用 的电动机型号： 方案 电 动 机额 定 电动机转速(r/min) 型 号 功 率 同 步 满 载 1 Y100L2-4 3kw 1500 1430 2 Y132S-6 3kw 1000 960 3 Y132M-8 3kw 750 710 综合考虑电动机和传动装置的尺寸：方案3满载时转速较低不合适；而方 案1，体积较大，价格较高，亦不合适，因此选定方案2尺寸适中价格便宜，电 动机型号为Y132S-6，n满=960 r/min 3.2 传动装置总传动比确定及分配 3.2.1 传动装置总传动比确定 传动装置总传动比 电动机型 i?nm960??10.27 nw93.5号为Y132S-6 3.2.2 各级传动比分配 3.2.2.1 分配方案 对于圆锥-圆柱齿轮减速器，为使圆锥齿轮直径较小，一般可取圆锥 齿轮传动比为i1≈（0.25~0.4）i，并尽量使i1≤3。 3.2.2.2 各级传动比确定 i10.27i1=2.57~4.12；取i2=4，则i1???2.57 i24i2=4 i1=2.57 3.3各轴的运动和动力学参数确定

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 II轴：P2?P1??锥齿??轴承?2.33?0.97?0.98?2.21kw 传动功率计算：III轴：P3?P2??柱齿??轴承?2.21?0.97?0.98?2.10kw 卷筒轴：P4?P3??联??卷筒?2.10?0.99?0.96?2.00kw 转速计算： n1?nm?960rpmn2?n1/i锥齿?960/2.57?373.54rpm n3?n2/i柱齿?373.54/4?93.39rpmn卷筒?n3?93.39rpm 转矩计算： PP21T1?9550?23.67(N?m)T2?9550?56.5(N?m) n1n2 P3P4T3?9550?214.74(N?m)T4?9550?204.52(N?m) n3n4 运动和动力参数计算结果整理于下表: 表3-1 传动与动力装置运动学参数表 轴号 功率转矩T/转速n/传动比i 效率η P/kW （N?m） （r/min ） 电机轴 2.35 23.38 960 1.00 0.99 Ⅰ轴 2.33 23.67 960 2.57 0.95 Ⅱ轴 2.21 56.50 373.54 4 0.95 Ⅲ轴 2.10 214.74 93.39 1.00 0.95 卷筒轴 2.00 204.52 93.39 4 关键零部件的设计与计算 4.1 设计原则制定 机器设计的基本原则是首先要能够胜任对机器提出的功能要求（或工作职 能），在此前提下，同时满足使用方便、经济合理、安全可靠和外形美观等各 方面要求。 结果 I轴：P1?P电'??联?2.35?0.99?2.33kw

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 关键件或主要件材料及加工工艺制定 （1）箱盖：材料选HT150，铸造工艺，端盖旁凸台上机械加工沉孔锪平，窥视孔盖处机械加工。 （2）箱座：材料选HT150，铸造工艺，端盖旁凸台下机械加工沉孔锪平，底座机械加工。 （3）小锥齿轮材料用45钢（调制），大锥齿轮材料为45钢（正火）由于是大批量，所以毛坯采用模锻，机械加工。 小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（正火）由于是大批量，所以毛坯采用模锻，机械加工。 （4）轴：材料选45钢，机械加工。 （5）窥视孔盖：材料选HT150，铸造，机械加工 （6）轴承端盖：材料选HT150，铸造，机械加工 4.2齿轮传动设计方案 4.2.1软齿面/硬齿面方案选择 通常来说，大功率的齿轮减速机的齿轮都是采用硬度高的材料锻造而成，结果 选择软齿面 硬齿面齿轮减速机不单单齿轮的硬度高，其输出轴、输入轴的硬度也比普通齿轮减速机高的多，因为功率大，其箱体的材料也是采用铸铁锻造，能很好的应付在高负载时产生的振动和冲击力。使用寿命更加长，适用于高负载的器械使用。因材料和工业上的加强，硬齿面减速机的价格相对来说要高些。 软齿面减速机应用的领域也是非常广泛，尤其是各种包装机、传送机等较小功率的器械上使用相当广泛。其工艺简单，相对低廉的价格也负荷客户要求，是市面上使用最多的产品。 考虑到所需的功率不大，且从价格，工艺性等方面出发，选择软齿面。 4.2.2设计及校核原则 闭式软齿面以齿面接触疲劳强度进行设计，以齿根弯曲疲劳强度进行校核。 闭式硬齿面以齿根弯曲疲劳强度进行设计，以齿面接触疲劳强度进行校核。 开式齿轮传动以齿根弯曲疲劳强度进行设计，将模数增大10%~15%。 4.2.3直齿轮/斜齿轮选择方案 直齿轮用仿形法、成型法加工比较方便；直齿轮传动能力小，噪音大。 斜齿轮相对加工制造困难，会产生轴向力，但是传动能力大、噪音小。

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结论：由于在室内工作，噪音应较小，且应具有较高的传动能力，所以选结果 选择斜齿轮 择斜齿轮。 4.3 第一级齿轮传动设计计算 4.3.1 第一级齿轮传动参数设计 (1)选取齿数：由于此件为常规件,Z1=(20~40),因而,第一级小齿轮选择齿数为 24，大齿轮齿数，Z2 =Z1*i=61.68,取Z2 =62 Z262u???2.58,传动比误差为0.81%,< 5% 所以，满足要求． Z124 (2)齿宽系数ψR＝0.3 ψR＝0.3 (3)按齿面接触疲劳强度进行设计：初定小齿轮大端分度圆直径d1 2 ??4KT1ZEZH d1?3 ?? ?[?]??2?（1-0.5?）u?H? RR 确定公式内的各计算数值 ⅰ.确定载荷系数K ① 使用系数KA 由于动力机为电动机，载荷性质为：平稳 由《机械设计》P82页，表6-4 查得KA?1.00 KA=1 ② 动载系数Kv vZ1 估计圆周速度v?4m/s，?0.88，由《机械设计》P82页图6-11(b)查得动 100 载系数KV?1.06 KV=1.06 ③ 齿间载荷分配系数K? 对于圆锥齿轮传动，由于制造精度较低，不考虑与重合度有关的K?的影响， 取K?=1。 ④ 齿向载荷分布系数K? K?=1 由《机械设计》P85图6-17，在非对称布置，软齿面，尺宽系数?d?1.0的 前提下，查得K??1.06 故，K?1.00?1.08?1.06?1.00?1.12 ⅱ.确定弹性系数ZE

- 7 - Kβ=1.06 燕山大学课程设计报告 设计计算过程 由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由《机械设计》P87页表6-5查得材 料的弹性影响系数 ZE?189.8MPa ⅲ.确定区域系数ZH 由《机械设计》P87页图6-19选取区域系数ZH?2.5Mp N1?60n1jLn?60?960?1?(8?300?8)?1.106?109N11.106?109N2???4.303?108u2.59结果 K=1.12 ZE?189.8MPa 应力循环系数为 ZH?2.5Mp 其中，n1，n2分别为小齿轮，大齿轮转速，j为小齿轮每转一圈同一齿面啮 合的次数，Lh为齿轮的工作寿命。 由《机械设计》P95 图6-25取接触疲劳寿命系数 KHN1?1 KHN2?1 iv. 材料的接触疲劳强度极限?Hlim KHN1?1KHN2?1由《机械设计》图6-27c）、图6-27b）按齿面硬度（小齿轮采用调质处理，大齿轮采用正火处理）分别查得， 小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?550Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?450MPa v. 齿轮传动许用应力 取失效概率为1%，安全系数SH?1，则 ?Hlim?KHN??Hlim?KHN [?H]? SHSH?1 [?]?1?550?550(MPa)得， H1 [?H2]?1?450?450(MPa) （1）各项参数已求得，初算小齿轮直径 4?1.12?23.68189.8?2.52 d1?3?()?59.03 (mm) 24500.（31-0.5?0.3）?2.58 （2）计算圆周速度 ?d1n1??57.14?960 v? ??2.87(m/s)?（4m/s）60?100060?1000 （3）修正载荷系数 按 vZ12.87?22'??0.63m/s， 查得动载系数KV?1.07 100100 (4) 校正计算的分度圆直径d1

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 ??d13 d1KV1.07?59.02?3?58.13(mm) KV1.12'结果 KV?1.07 d1≥58.13mm ' 至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮分度圆直径最小值是58.13mm (5) 确定各尺寸参数 ⅰ.选定法面模数mn d58.13?2.64(mm) mn?1?z122 通过查阅《机械设计》P76,表6-1，取标准值mn?3mm ⅱ.分度圆锥角 Z1?21?6?36? Z2?2?90?-?1?68?53?24? ⅲ. 分度圆锥距 ?1?arctan mn?3mmZ2?3?241?2592?99.61mm mZ11?( R=)22Z12 ?1=21°6′36″ d1?mZ1?72mmⅳ. 计算大端分度圆直径 d2?mZ2?186mm?2=68°53′24″ ⅴ. 计算齿轮宽度 b??R?R?0.3?91.62?29.88(mm)取b1=b2=30m 4.3.2 第一级齿轮传动强度校核 根据齿根弯曲疲劳强度校核 ?F?‘4KT1 R=99.61mm d1=72mm d2=186mm b1=b2=30mm ZV1=23.55 ZV2=159.05 YFa1?2.68YFa2?2.18- 9 -

?R(1?0.5?R)Z1mu?12232?YFa1?YSa?[?F]i.计算当量齿数ZV1?ZV2Z1?23.35cod3?1' Z2??159.05cod3?2' ⅱ.查取齿形系 由《机械设计》P89 表6-21查得齿形系数 YFa1?2.68YFa2?2.18Ysa1?1.58Ysa2?1.80 ⅲ.查取应力修正系数 由《机械设计》P89 表6-22查得应力修正系数 强度校核：

燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 ?2.68?1.58?53.42 ?420?F?14?1.07?23.180.3?（1-0.5?0.3）22?27?2.59?14?1.07?23.18222222 ?2.18?1.80?49.50 ?390?F2?0.3?（1-0.5?0.3）22?27?2.59?1 Ysa1?1.58Ysa2?1.80 所以所选参数合适 4.4第二级齿轮传动设计计算 4.4.1 第二级齿轮传动参数设计 （1）选取齿数：由于此件为常规件,Z1=(20~40),因而,第一级小齿轮选择齿数 为21，大齿轮齿数，Z2 =Z1*i=84，传动比误差为0 合适 （2）选取螺旋角： 一般件的螺旋角在8°~25°之间，因而，在此初选螺旋角β＝10° （3）齿宽系数 ψｄ取0.7~1.15,取ψｄ＝1 按齿面接触强度设计 由公式进行试算，即d1?3?ZEZHZ?Z?2KT1u????du?1??[?H]?? ??2 (1) 确定公式内的各计算数值 ⅰ.确定载荷系数K ① 使用系数KA 由于动力机为电动机，工作状态为平稳，由《机械设计》P82页，表6-4查得KA?1.00 ② 动载系数Kv 估计圆周速度v?4m/s，载系数KV?1.07 ③ 齿间载荷分配系数K? Kα可由重合度ε查表可得，对于圆柱齿轮，有 ???[1.88?3.2(1111?)]cos??[1.88?3.2(?)]cos10??1.66 Z1Z22174vZ1?0.84，由《机械设计》P82页图6-11(b)查得动100 Z1=21 Z2=84 β=10° ψｄ＝1 KA?1.00 KV?1.07 ???bsin??dZ11?21?tan??tan10??1.18 ；??????1.66?1.18?2.24 ?mn?? 由《机械设计》P84 图6-13 查得K??1.38 ④ 齿向载荷分布系数K?

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 由《机械设计》P85图6-17，在非对称布置，软齿面，尺宽系数?d?1.0的前提下，查得K??1.06 故，K?1.00?1.07?1.38?1.06?1.57 ⅱ.确定弹性系数ZE 由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由《机械设计》P87页表6-5查得材料的弹性影响系数 ZE?189.8MPa ⅲ.确定节点区域系数ZH 由《机械设计》P887页图6-19选取区域系数ZH?2.46 ⅳ.确定重合度系数Z? 结果 K??1.38 K??1.06 K=1.57 ZE?189.8MPa??4???(1???)? Z?? 3??当???1时，???1，则Z??ⅴ.螺旋角系数Z? Z??cos??cos10??0.992 N1?60n1jLn?60?960?1?(8?300?8)?1.106?109N2?N11.106?10??4.303?108u2.599 11??0.78 ??1.66ZH?2.46 Z??0.78 应力循环系数为其中，n1，n2分别为小齿轮，大齿轮转速，j为小齿轮每转一圈同一齿面啮合的次数，Lh为齿轮的工作寿命。 由《机械设计》P95 图6-25取接触疲劳寿命系数 Z??0.992 KHN2?1 vi. 材料的接触疲劳强度极限?Hlim 由《机械设计》图6-27c）、图6-27b）按齿面硬度（小齿轮采用调质处理， 大齿轮采用正火处理）分别查得， 小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?550Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?450MPa v. 齿轮传动许用应力

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KHN1?1

燕山大学课程设计报告 设计计算过程 取失效概率为1%，安全系数SH?1，则 [?H]? 结果 ?Hlim?KHNSH??Hlim?KHN 得， [?H1]?1?550?550(MPa)[?H2]?1?450?450(MPa) （2）各项参数已求得，初算小齿轮直径 d1?32?1.57?56.54?1361.272??()?52.28(mm) 1.04450SH?1 （3）计算圆周速度 ?d1n1??52.28?960 v???1.02(m/s)?4m/s 60?100060?1000（3）修正载荷系数 vZ1.02?21' 按 1??0.214 ，查得动载系数KV?1.07 100100 (4) 校正计算的分度圆直径d1 ??d13 d1KV1.01?52.28?3?51.28(mm) KV1.07' 至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮直径最小值是51.28mm (5) 确定各尺寸参数 ⅰ.选定法向模数mn mn? KV?1.07 ??51.28d1(mm)'d1cosβ?51.28?cos10?2.40(mm) z121 通过查阅机械设计P76,表6-1，取标准值mn?2.5mm ⅱ.确定中心距 a?mn（Z1?Z2)2.5?(21?84)??133.78(mm) 圆整取a=135mm 2cosβ2cosβmn(Z1?Z2)2.5?105?arccos?13?35?24? 2a2?135ⅲ. 按圆整后的中心距修整螺旋角 ?'?arccos mn?2.5mmⅳ. 计算分度圆直径 mZ2.5?21d1?n1'??54.01(mm)cos?cos(13?35?24?) mZ2.5?84d2?n2'??216.05(mm)cos?cos(13?35?24?) a=135mm β=13°ⅴ. 计算齿轮宽度

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 b??d?d1?1.0?54.01?54.01(mm) 结果 35′24″ 圆整取 b1?b?55mm， b2?b1-(5~10)?50~45(mm) 取b2=50mm d1=54.01mm 4.4.2 第二级齿轮传动强度校核 ‘2KT1d2=216.0?F1??YFa1?YSa1?Y??Y??[?F1]bd1mn5mm YFa2?YSa2 2K’T1?F2??YFa2?YSa2?Y??Y???F1??[?F2]b1=55mm bd1mnYFa1?YSa1b2=50mm （1）各项参数计算 ⅰ.重合度系数Y? 0.750.75 Y??0.25? ?0.25??0.696'1.68 ?? ⅱ.螺旋角系数Y? ' 13?35'24??'? Y??1???β =1.18>1，按β=1计算) ?1-1??0.888 (由于 120?120?εεⅲ.计算当量齿数 ZV1?ZV2Z121??22.873'3cod?cod(13?35?24?) Z284???91.473'3cod?cod(13?35?24?)Y??0.696 Y??0.888ⅳ.查取齿形系数 由《机械设计》P89 表6-21查得齿形系数 YFa1?2.67 YFa2?2.15 ⅴ.查取应力修正系数 由《机械设计》P89 表6-22查得应力修正系数 Ysa1?1.56 Ysa2?1.76 v. 弯曲疲劳强度极限 由《机械设计》P96图6-28c查得， 小齿轮的弯曲疲劳强度极限应力?Flim1?420Mpa， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限应力?Flim?390Mpa 2 ZV1?22.87ZV2?91.47 YFa1?2.67 YFa2?2.15Ysa1?1.56 Ysa2?1.76 vi. 疲劳寿命系数 由《机械设计》图6-26按N1?2.16?108,N2?6.5?107 ，分别查得弯曲

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 疲劳寿命系数： KFN1?1.0KFN2?1.0结果 SF?1 vii.计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数SF?1，得 [?F]?F1?Flim1?KFNSF??Flim1?KFN ????450?1.0?450(MPa)故,????390?1.0?390(MPa) F2校核弯曲强度 ?F?1?F22?1.48?56.5?2.67?1.56?0.888?0.7?59.37(MPa)??F154.01?54.01?2.5 ?53.94(MPa)??F2????满足弯曲强度，故所选参数合适。 4.5 轴径初估 输入轴轴设计 1.输入轴上的转速、功率、和转矩： n1?960r/minP1?2.33kwT1?23.67N?m 2.切应力法初定最小轴径dmin 选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手 适合 d1≥18.54mm 册》公式d?C3Pn初步计算轴径。根据《机械设计》P143表10-2得C=118 且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： d1?1.03?118?32.33?18.54(mm) 960 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查《机械设计课程设计指导手册》P126页表15-1，选GYH2 J1型 II轴设计 1.输入轴上的转速、功率、和转矩：

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 n2?373.54r/minP2?2.21kwT2?56.50N?m 2.切应力法初定最小轴径dmin 选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手结果 d2≥21.35mm d3≥32.77mm 册》公式d?C3Pn初步计算轴径。根据《机械设计》P143表10-2得C=118 2.21?21.35(mm) 373.54 d2?118?3 III轴设计 1.输入轴上的转速、功率、和转矩： n3?93.39r/minP3?2.10kwT3?214.74N?m 2.切应力法初定最小轴径dmin 选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手册》公式d?C3Pn初步计算轴径。根据《机械设计》P143表10-2得C=118 且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： d3?1.03?118?32.10?32.77(mm) 93.39 最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径d3与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查《机械设计课程设计指导手册》P126页表15-1，选GYH4型 4.6 键的选择及键联接的强度计算 4.6.1 键联接方案选择 键是标准件，一般分为两大类：平键和半圆键，构成松联接；斜键，构成紧联接。 普通平键用于静联接，按结构分为圆头、方头、一端圆头一端方头。圆头键牢固的卧于指状铣刀铣出的键槽中；方头键卧于用盘状铣刀铣出的键槽中，常用螺钉紧固。一端圆头一端方头的键用于轴伸处。

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 导键和滑键都用于动联接，导键固定在轴上，而毂可以沿着键作轴向移动。 滑键固定在毂上而随毂一同沿着轴上的键槽移动。 半圆键用于静联接，优点是工艺性好；缺点是轴上的键槽较深，对轴的削 弱较大。它主要用于载荷较小的联接，也常用作锥形轴联结的辅助装置。 平键和半圆键联接制造容易，装拆方便，在一般情况下不影响被联接件的 定心，因而应用相当广泛。平键和半圆键联接不能实现轴上零件的轴向定位， 所以也不能传递轴向力。 斜键能传递单向轴向力，扭矩。主要缺点是引起轴上的零件于轴的配合偏 心，在冲击、震动或变载下也容易松动，因此，不宜用于要求准确定心、高速 和冲击、震动或变载的联接。 结论：由使用条件为平稳，不需要传递轴向力和扭矩的动连接，且应保持 轴的强度，齿轮等精度等级为8级键应该具有一定的定心性，根据键使用地方 不为轴伸处且不应用螺钉紧固，最终选择，普通圆头平键联结。 尺寸选择依据：普通平键的剖面尺寸,一般应根据( 轴径尺寸 )按标准选择。 普通平键的长度主要是根据( 轮毂宽度及长度系列 )来选择的。键距轴端为 1~3mm距轴肩为3~5mm。 选用普通圆通平键 4.6.2 键联接的强度计算 联接 III轴受到的转矩最大，III轴与大齿轮联接的普通圆头平键，对键联接进行 强度计算。装齿轮处的轴径为50mm，轴长为47mm。联接传递的转矩为 214.74N.m，载荷平稳。 由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得当d=（44~50） mm时，键的剖面尺寸为宽：b=14mm，高h=9mm。键长l=47-2-5=40mm 由《机械设计》P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联 接所能传递的转矩为： 11 T?hl，d??p???9?26?50?80?234N?m＞214.74N?m 44 因此，强度通过。 b=14mm III轴输出端，对键联接进行强度计算。轴径为35mm，轴长为60 mm。联 h=9mm 接传递的转矩为214.74N.m，载荷平稳。 由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸l=40mm 为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=55mm

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 由《机械设计》P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联 结果 接所能传递的转矩为： 11 T?hl，d??p???8?45?35?80?252N?m＞214.74N?m 44 因此，强度通过。 II轴小齿轮处，对键联接进行强度计算。轴径为37mm，轴长为50 mm。联 接传递的转矩为56.50N.m，载荷平稳。 III轴键由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸强度通过 为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=45mm 由《机械设计》P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联 接所能传递的转矩为： 1，1T?hld??p???8?35?37?80?207N?m＞56.50N?m 44 因此，强度通过。 b=10mm II轴大锥齿轮处，对键联接进行强度计算。轴径为37mm，轴长为50 mm。 h=8mm 联接传递的转矩为56.50N.m，载荷平稳。 由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸l=45mm 为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=45mm 由《机械设计》P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联 接所能传递的转矩为： 11 T?hl，d??p???8?35?37?80?207N?m＞56.50N?m 44b=10mm 因此，强度通过。 I轴输入端处，对键联接进行强度计算。轴径为25mm，轴长为44 mm。联h=8mm 接传递的转矩为23.67N.m，载荷平稳。 l=45mm 由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸 为宽：b=8mm，高h=7mm。键长l=35mm II轴键强由《机械设计》P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联度通过 接所能传递的转矩为： 1，1T?hld??p???7?27?25?80?94.5N?m＞23.67N?m 44 因此，强度通过。 b=8mm 4.7 滚动轴承选择方案

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 h=7mm l=35mm I轴强度通过 选择圆锥滚子轴承 滚动轴承的选择方案： 由于第一级为锥齿轮，第二级为斜齿圆柱齿轮，都会产生一定的轴向力。所以可以为角接触轴承或圆锥滚子轴承。 角接触轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，这类轴承宜成对使用，使用旋转精度较高的支承。 圆锥滚子轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，且比角接触轴承大。但极限转速低，轴承外圈可分离，安装、调整方便，宜成对使用。 最终选择承载能力更大，使用方便，无需较高旋转精度支承的圆锥滚子轴承。 5 传动系统结构设计与总成 5.1 轴上零件的固定方式 固定方式 平键 简图 特点 制造简单，装拆方便，对中性好。用于较高精度、高转速及受冲击或变载荷作用下的固定联接中，还可用于一般 过盈配合 要求的导向联接中。 结构简单对中性好，承载能力高，可同时起周向和轴向固定作用，但不宜于常拆卸的场合。对于过盈量在中等以下的配合，常与平键联 接同时采用，以承受较大的交变、振动和冲击

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 特点 结构简单，定位可靠，可 承受较大轴向力。常用于 齿轮、链轮、带轮、联轴 器和轴承等定位。 结构简单，定位可靠，轴 上不需开槽、钻孔和切制 螺纹，因而不影响轴的疲 劳强度。一般用于零件间 距较小场合，以免增加结 构重量。轴的转速很高时 不宜采用。 固定可靠，装拆方便，可 承受较大的轴向力。由于 轴上切制螺纹，使轴的疲 劳强度降低。常用双圆螺 母或圆螺母与止动垫圈 固定轴端零件。 结构简单紧凑，只能承受 很小的轴向力，常用于固 定滚动轴承。 能够承受较大的轴向力， 拆装方便，可靠性高。 - 19 -

结果 固定方法 轴肩 轴环 轴伸 简图 套筒 圆螺母 弹性挡圈 端盖固定

燕山大学课程设计报告 设计计算过程 采用过盈量较小的过度配合，轴承内圈的轴向固定采用轴肩或套筒的固定方式， 其中输入轴靠近输入端的轴承内圈因轴有较大的径向力所以采用圆螺母固定方 式。轴承外圈采用端盖固定。 5.2支承结构的基本形式 1）两端固定支承 指两个支承端各限制一个方向的轴向位移 在纯径向载荷或轴向载荷较小的联合载荷作用下的轴，一般采用采用向心 型轴承组成两端固定支承，并在其中一个支承端，使轴承外圈与外壳孔间采用 较轻松的配合，同时在外圈与端盖间留出适当的空隙，以适应轴的受热伸长。 两端固定支承 2）固定-游动支承 指在轴的一个支承端使轴承与轴及外壳孔的位置相对 固定。以实现轴的轴向定位。而在轴的另一支承端，使轴承与轴或外壳孔间可 以相对移动，以补偿轴因热变形及制造安装误差引起的长度变化 固定-游动支承的运转精度高，对各种工作条件的适应性强。因此，在各种 机床主轴、工作温度较高的蜗杆轴以及跨距较大的长轴支承中得到广泛的应用。 固定-游动支承 结果 结论：齿轮的固定选用受冲击能力强，转速高的平键联接。轴承内圈与轴

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 3）两端游动支承 两端游动支承结构中两个支承端的轴承，都对轴不作确 结果 的轴向定位，因此都属于游动 由于选用锥齿轮、斜齿圆柱齿轮会使轴承受一定的轴向力，因此选用可以 适用于联合载荷的两端固定支承。 选择两端 5.3典型结构的选择与集成设计 固定支承 圆锥齿轮输入轴悬臂支撑结构选择： 1、图5-27是将套杯作成独立部件，这种结构可以减小机体长度，简化机体 结构，这是应注意套杯刚度，并增加支承肋。 2、图5-26为短套杯结构，轴承一端固定一端游动，结构简单，装配方便。

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 3、图2-25可以承受较大的径向载荷，深沟球轴承外圈不应与孔接触，以免 承受径向力。 4、图5-24轴承安装都在套杯内进行，很不方便，而且轴承间隙靠螺母调整 也很麻烦，轴刚度虽然较大，但用的较少。 最终选择：齿轮轴两端固定方式。 5.4轴系结构设计与方案分析 5.4.1 高速轴结构设计与方案分析 高速轴的结构设计 轴上零件装配方案 高速轴： A、轴段1由联轴器型号可知：直径为25mm，长度为60mm d1=25mm

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 B、轴段6先选轴承型号，由于该轴为悬臂梁且受轴向力，所以选取圆锥滚l1=60mm 子轴承，型号为30207E内径为35mm，外径为72mm B为17mm T为18.25mm a=15.3mm。所以轴段6的直径为35mm，长度为20mm。 d6=35mm C、轴段4放置轴承直径为35mm，长度为20mm，左侧用圆螺母固定，右l6=20mm 端用套杯固定。 d4=35mm D、轴段3 圆螺母选用M36x1.5 则宽度m=10mm 且与圆螺母配套使用的l4=20mm 止动垫圈厚度s=1.5mm 适当增加轴长，取长度为20mm。 d3=36mm E、轴段2 联轴器距端盖15mm 端盖厚12mm 所以长度取为32mm 直径l3=20mm 为30mm d2=30mm F、轴段5 由于小齿轮悬臂布置，轴承支点 a、b 应该取悬臂长的二倍，径l2=32mm 计算得长度为80mm，为了减少加工面，轴径取33mm。 d5=33mm 轴上零件固定方案： l3=80mm 5.4.2 中间轴结构设计与方案分析 中间轴的结构设计 从左到右分别为轴段1~轴段5 A、轴段4，设计结果斜齿小齿轮分度圆半径为54.01mm，齿宽为55mm。中间轴： 取此段轴长为50mm 轴径为37mm。 d4=37mm B、轴段2，齿轮轮毂长为40mm，轴长定为50mm，直径为齿轮孔径37mm l4=50mm C、轴段1，轴承型号为30207E，所以轴径为35mm，齿轮端面距离箱体内d2=37mm l2=50mm 壁取10mm，轴承距内壁3mm，所以周长为38mm。 D、轴段5与轴段1相同。 d1=35mm E、轴段3由于箱体内壁应该相对于输入轴中心线对称，通过计算的，轴长l1=38mm 为47mm 轴径为47mm。 d5=35mm l5=38mm 5.4.3 低速轴结构设计与方案分析 低速轴的结构设计 d3=47mm l3=47mm 轴上零件装配方案 从左到右分别为轴段1~轴段6

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 低速轴： A、轴段1 由联轴器型号得轴径为35mm 长为60mm。 B、轴段5处与大齿轮配合，轴径为大齿轮孔径50mm，长的为b-3=47mm C、轴段6选取轴承型号为302009E，所以轴径为45mm，轴承距内壁为d1=35mm l1=60mm 3mm所以长度为40mm。 D、轴段4 用于大齿轮定位，轴肩为4mm，所以轴径为58mm，右端定位d5=50mm l5=47mm 轴承，轴承距内壁3mm，长度取116mm。 d6=45mm E、轴段3与轴承配合，直径为45mm，长为20mm。 l6=40mm F、轴段2，根据端盖宽度加右轴端应距端盖15mm，确定长度35mm，轴 d4=58mm 径为42mm。 l4=116mm 5.5输入与输出轴的位置与相对关系；轴系结构与零件定位关系 d3=45mm 输入轴于输出轴呈90°夹角 l3=20mm 轴系结构与零件定位关系： 1、由于箱体内壁应对输入轴轴线对称，通过中间轴大圆锥齿轮端面距离箱d2=42mm l2=35mm 体内壁为10mm，就可以确定内壁距轴线的长度，延伸到输出轴，由于轴承距离 内壁为3mm，就可以确定输出轴定位轴承的位置。 2、由1可知内壁距中轴线的距离，对称过去得到另一侧内壁的位置，进行 逆推，由轴承端面距内壁3mm确定轴承位置，由齿轮端面距离内壁为10mm确 定大齿轮的位置，进而可以确定轴系的结构对其进行固定，轴承与齿轮中间用 套筒进行定位。这样中间轴的轴系结构就全部定好了。 3、确定好内壁位置延伸到输出轴，输出轴轴线应与中间轴轴线保持 a=135mm，由于大小齿轮啮合即齿轮中心线应在同一平面内，即中间轴的小齿 轮中心线为输出轴大齿轮的中心线，可以确定大齿轮位置，即轴系固定确定， 轴承也用逆推确定位置方法与2一样，进而确定定位的轴系结构。输出轴轴系 设计完成。 5.6 主要零部件的校核与验算 5.6.1 轴系结构强度校核

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 1.整体受力图如下： 结果 Ft?1893.3N Fr?708.9N 2.水平面受力图： 3. 垂直面受力图： 4.计算斜齿轮上的三个力： Ft?2T1/d1?2?204520/216.05?1893.3N Fr?Fttan?/cos??708.9N Fa?Fttan??2136.7N 5.计算轴承反力 ⅰ.水平面 RHA?RHB?ma?Fr?CB230817?708.9?56.5??1530.34N AB177?ma?Fr?AC?230817?708.9?120.5??-821.43NAB177 Fa?2136.7N ⅱ.垂直面 Ft4?BC?226.28NAB F?ACRVB?t4?482.61NAB6.各个力矩图： ⅰ.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： RVA?RVA?226.28NRVB?482.61N M?Fa

d2?2136.7?216.05?230817N?mm 2- 25 -

燕山大学课程设计报告 设计计算过程 ⅱ.水平面弯矩图 ⅲ.垂直弯矩图 结果 M?230817N?m ⅵ.合成弯矩图 ⅴ.转矩图 214740148900 124470 22‘?M?（αT） α=0.275由《机械设计》P143页，表10-3得 M M‘60902d??3?10.78 d≥0.1??-1b?0.1?5510.78mm dmin=35＞10.78 所以合格 合格 5.6.2 滚动轴承的寿命计算 1.由于传动装置采用二级圆锥-圆柱传动，存在一定的轴向力，故选用圆锥 滚子轴承。现计输出轴上的一对轴承的寿命。 轴承型号为30209E，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷 C=64.2KN， 基本额定静载荷 Co=47.8N，采用油润滑，极限转速为5600r/min.

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 因而，有RA=1547N，RB=907.65N 1.低速轴寿命计算 (1)当量动负荷P A轴承当量动负荷： 由于此轴承仅受径向力作用，因此 PA?fPRA?1.1?1547N?1701.7N (查阅《机械设计》P169 表11-7 得载荷系数fP为1.1) B轴承当量动负荷： B轴承收到轴向力和径向力的联合作用。 因而，需要根据FA/RB与e的关系来选择相应的计算公式， 当FA/RB<=e时，PB=fpRB；当FA/RB> e时，PB=fp(XRB+YFA) 其中，e为界限值，查阅《机械设计》P168，表11-6可得， e=0.55，此时，X=0.4，Y=1.1 FA/RB=70.89/213.67=0.33＜e=0.55，因而，选用第一个公式。 PB?fP(XFr?YFa)?1.1?RB?1.1?907.65?998.42N 结果 垂直面V FNVA?226.28N 载荷 支反力F 水平面H FNHA=1530.34N FNHB?821.43N FNVB?482.61N (2)取A,B两轴承较大载荷计算 ?PA?1701.7N P?max（PA.PB） (3)计算寿命 取PA、PB中的较大值带入寿命计算公式 因为是圆锥滚子轴承，取ε=3/10，则 106?C?106?64200?Lh10????????60nP60?93.391701.7???? ?10/3?3.2?107h 远远大于额定寿命19200h，因而，寿命合格。 2.静载荷验算 计算当量静载荷 对于圆锥滚子轴承，查《机械设计》P172表11-10得，静径向系数X0=05，静轴向系数Y0=0.6，则 P01= X0RA+Y0Fa =135.92*0.5=67.96N

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 因P01<=RA，故取 P01=RA=123.56N<n f12f22nlim=1×1×13000=13000r/min>n 故选用30209E型圆锥滚子轴承符合要求。 安全要求与经济性的矛盾：为了满足安全性而提高轴承的性能会增加成本， 带来收益减少，因此并不是选择轴承寿命较长但较贵的角接触轴承越好，只要符合要求 满足机器的使用寿命就可以，这样可以使厂家的利益最大化。 5.7装配图设计 5.7.1装配图布局原则 1.主视图的选择：机器或部件的安放位置，应与其工作位置相一致。一般应 选择最能清楚地反映相主要装配关系和工作原理的那个试图作为主视图。 2.其他视图的选择：根据主视图，再选择能反映其他装配关系、外形及局部 构图的视图。 5.7.2装配图整体布局 主视图：

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结果 俯视图： 左视图：

燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 6主要附件与配件的选择 6.1联轴器选择 各种联轴器特点： 刚性固定式联轴器：结构简单、成本低，但对两轴的对中性要求较高。没有缓冲吸震的作用，只能用于载荷平稳或轻微冲击的场合。 刚性可移动式联轴器：应考虑补偿能力，并保持良好的润滑。质量轻，惯性小，适合高速轻载、无剧烈冲击的两轴联接。 弹性联轴器：容易得到变刚度特性，质量轻，单位体积储存的变形能大，阻尼性好，无机械摩擦，不需润滑。适用于轴向窜动较大，启动频繁转向经常改变，负载启动的高、低速传动。 联轴器选择： 输入轴运动学参数：功率2.33kw；转矩23.67N?m；转速960rpm 输出轴运动学参数：功率2.10kw；转矩214.74N?m；转速93.39rpm

- 30 - 燕山大学课程设计报告 设计计算过程 由于使用地点为室内，载荷平稳无冲击，转速适中，转向不经常改变，所结果 以选择结构简单，成本低的刚性固定式联轴器。 最终确定： 输入轴选择GYH2 J1型；输出轴选择GYH4 J1型。 输入轴选许用 择GYH2 公称 转速 轴孔 轴孔 J1型。 外径 轴孔 键槽 型号 转矩n/直径 长度 D/mm 类型 类型 T/(N·m) d/mm L/mm 输出轴选（r· min?1）择GYH4 J1型。 GYH2 63 10000 25 44 90 J型 A型 GYH4 400 8000 35 60 105 J型 A型 6.2 润滑与密封的选择 6.2.1 润滑方案对比及确定。 滚动轴承润滑一般可以根据使用的润滑剂种类分为油润滑、脂润滑和固体 润滑三大类。 一、油润滑 当滚动轴承在高温、高速条件下工作时,须采用机油润滑。油润滑润滑可靠、 摩擦系数小、具有良好的冷却和清洗的作用、可用多种润滑方式以适应不同的 工作条件。常用的润滑油有机械油、高速机械油、汽轮机油、压缩机油、变压 器油和汽缸油等。缺点是为了保证对轴承的润滑始终维持在良好状态下，采用 油润滑时应定期更换润滑油,更换周期视润滑方式的不同而异。需要复杂的密封 装置和供油设备。 二、脂润滑 脂润滑不需要特殊的供油系统,具有密封装置简易、维修费用低、能防尘防 水和其他杂物进入轴承以及润滑脂成本较低等优点,在低速、中速、中温运转的 轴承中使用很普遍。特别是近年来抗磨添加剂的问世及不断发展,提高了脂的润

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 脂的不足或过多，都会导致轴承工作中温升增大，故润滑脂的填充量要适度， 一般以不超过轴承空间的1/3~1/2为宜。 三、固体润滑 如果使用油润滑和脂润滑达不到轴承所要求的润滑条件,或无法满足特定的 工作条件时,则可以使用固体润滑剂,或设法提高轴承自身的润滑性能。 四、方案确定：由于浸油齿轮的圆周速度大于2m/s所以选用油润滑（飞溅 润滑），但是由于润滑油的泄露或其他原因流失到外界环境中会对环境产生一 定的污染，所以在确定油润滑后要选择良好的、绿色的润滑油和良好的密封。 6.2.2 密封方案对比及确定。与环境保护要求关系 密封装置一般分为接触式和非接触式两类。 选择油润一、非接触式密封装置 这类密封装置工作时密封件不与轴或配合件直接滑 接触，因此可用于高速运转轴承的密封。常用的非接触式密封装置油以下几种 类型： 1）缝隙式密封 这种密封形式是在轴轴与透盖配合面间设有较长的环型间 隙，间隙愈小、轴向宽度愈长，密封效果越好。适用于环境较干净的脂润滑条 件。 2）沟槽式密封 这种密封形式是在轴承透盖孔上开设若干条并列环状沟 槽，沟槽内填充脂以提高密封效果，结构简单。 3）挡圈式密封 挡圈与轴一起旋转，利用离心力甩去油和杂物，转速越高 密封效果越好，这种密封装置既可以装在轴承内侧作为挡油装置，也可装在轴 承外侧与沟槽式密封联合使用。 4）甩油环式密封 甩油环靠离心力将油甩掉，再通过导油槽将油导回油箱。 二、接触式密封装置 装置中的密封件与轴或其他配合零件直接相接触， 故工作中产生摩擦、磨损并使温度升高。一般适用于中、低速运转条件下轴承 的密封。常用的有以下几种型式： 1）毡圈密封 主要用于脂润滑，对干净环境下工作的轴承进行密封。 2）密封圈式密封 结构简单、便于安装、密封可靠。可以防止灰尘、杂物 进入或防止润滑油外泄。 3）方案确定：由于运转速度为中速、油润滑所以选择接触式密封中结构简 滑性能,使脂润滑得到了更广泛的应用。缺点是转速较高时摩擦损失较大。润滑

- 32 - 燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 油泄露会对环境造成污染，所以选择密封唇对着轴承安装。 选择密封 6.3 通气器 圈密封 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖 上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝 隙处的密封性能。考虑到室内的工作环境，选用简单的通气器。 选用简单性通气器 6.4 油标 1、油标尺：适用于大机座号，塑料件不易老化，适用于特殊场合。 缺点不易观察，不直观。 位置要求：应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保 证在油液中。 2、油面指示螺钉:对箱体侧面开孔，对箱体强度和刚度有影响，且在分体箱 体的机座号，有时过于靠近结合面，没有位置安装油窗，所以，小机座号用油 窗，大机座号用油标尺。且塑料件易老化，油温高的话会加速老化，特殊场合， 如冶金设备用减速机就不能用塑料的油窗 位置要求：在箱座的最高油面及最低油面位置上各安装一个指示螺钉，使 选择油标油面保持在最低螺孔以上，最高螺孔以下。 尺 3、方案确定：选择不易老化，可以使用特殊场合，对箱体强度和刚性影响 较小的油标尺。 6.5 螺栓及吊环螺钉 由《机械设计课程设计指导手册》P24页表4-2，P25页表4-3计算得出： 地脚螺栓为M16；轴承旁螺栓为M12；箱盖与箱座联接螺栓为M8；检查孔盖 螺栓为M6；轴承盖螺栓为M10。吊环螺钉选用M8。 单安全可靠的密封圈式密封，又考虑到工作环境为室内灰尘较室外少，且润滑

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一 侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机 械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。为了能达到迅速放油 地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封 效果好，故密封圈选用材质为工业用的石棉橡胶纸。 7 零部件精度与公差的制定 7.1 精度制定原则 （1）尺寸精度设计原则（选择公差等级原则） a. 在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级。 （主要原因是在公称尺寸相同的条件下，公差值越小生产成本越高。因此，在 选择公差等级时，必须具有全面观点，要防止“精度越高越好”。所以在保证 使用性能的前提下，尽量选用较低的公差等级，以降低生产成本） b. 在尺寸至500mm的常用尺寸段中，当孔的精度等级高于IT8时（即IT7、 IT6、IT5），采用孔比轴低一级，即孔7/轴6 、孔6/轴5、等等。当孔的精度 等级低于IT8时，孔与轴同级。 公称尺寸大于500mm时，推荐孔与轴均采用同级配合。 （2）形位公差的设计原则 a. 在选择形位公差值时，总的原则仍然是在满足使用要求的前提下，尽量 选择低的形位公差等级，以降低生产成本。同时应兼顾： 1）尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之间虽然没有一个确定的比例关系， 但一般情况下应注意它们之间的协调，即尺寸公差值>位置公差值>形状公差值> 粗糙度数值。 结果 6.6油塞

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 2）对于结构复杂，刚性较差或不易加工与测量的零件（如细长轴和孔，距 离较大的孔等），可降低等级1-2级。 7.2精度设计的具体实施 （1）在减速器中，齿轮与轴的配合选用基孔制过盈或基孔制过渡配合：如 H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。 （2）滚动轴承内圈与轴颈采用基孔制，但内圈公差带是上偏差为0，下偏差 为负，所以，轴颈的公差带要比通常的紧，选择k6，实际上是过盈配合。外圈 与机座孔的配合采用基轴制，机座孔用H7。 （3）端盖与机座孔之间用f 9。 （4）联轴器的配合与齿轮相同。 （5）滚动轴承的形位公差-圆柱度，《互换性》书88页表4-18 轴颈和外壳 孔的形位公差。 （6）其它的形位公差值均可按7级查表。 7.3精度要求水平与经济性的矛盾 精度等级越高，性能就会提高，附加成本就越高，带来的利益就会相应减 少；相反降低精度等级就会对产品的性能造成影响，但附加成本低，但会影响 销售率，利益可能升高。 所以在选择精度时应在保证使用条件下的最低精度，从而追求利益最大化 的目的。 7.4 减速器主要技术要求 1、装配前，轴承用汽油清洗，其余所有零件用煤油清洗。 2、箱体内壁涂耐油油漆，箱体内不允许有杂质；减速器外表面涂灰色油漆。 3、减速器剖分面各接触面及密封处均不允许漏油，渗油箱体剖分面允许涂 以密封胶或水玻璃。 4、调整，固定轴承时应留有轴向游隙：高速轴轴承0.04-0.07mm，其余轴 承0.05-0.10mm。 5、用涂色法检查接触斑点，圆柱齿轮沿齿长不小于30%；锥齿轮沿齿长不 小于50%，沿齿高不小于55%。 6、减速器内装220中负荷工业齿轮油，油量达到规定的深度。 7、按试验规承进行试验。 8、铸造圆角半径为3-5mm。

- 35 - 结果 燕山大学课程设计报告 设计计算过程 8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性 零部件材料经济性选择： 1）材料价格（普通圆钢与冷拉型材，精密铸造，精密锻造的毛坯成本与加 工成本的对比） 2）加工批量和加工费用 3）材料的利用率；（如板材，棒料，型材的规格，合理的加以利用） 4）替代（尽量用廉价材料来代替价格相对昂贵的稀有材料，如在一些耐磨 部位的套用球墨替代铜套等）。 5）当地材料的供应情况。 工艺经济性选择： 精度等级的不同会带来加工工艺的不同，因此工艺的经济性与精度等级选 择密切相关。此外加工工艺的经济性还与产品的批量有关如：齿轮大批量用模 锻较好，小批量用自由锻，中批是自由锻、模锻均可。 精度经济性选择： 加工精度等级的高低是根据使用要求决定的，航空航天上的零件就要求有 很高的精度，而拖拉机上的零件就可能要求比较低。而零件的成本是跟加工精 度密切相关的，7级精度应该是比较高的精度了，再往上比如6级、5级、4级 就是更高的精度，每增加一个精度等级，加工的难度会呈几何级增长，对加工 机床和工具的要求就会更高，也要求工人有较高的加工水平。 举例来说，7级精度用一般的机床和工具就可以达到，但6级就要用磨床， 而5级就要用数控机床和精磨，甚至手工研磨了，4级就更难。每增加一个精度 等级，可能会多几个工序，多用好几台更好的机床，多用很多技术工人，从而 零件的成本就会增加很多了。这样呢，就提出了一个加工经济精度的问题，就 是说这个精度的零件是在某个场合下使用既合用又经济。举例说明，拖拉机上 的某个零件，11级精度已经够用了，当然加工成5精度就更好了，但11级的成 本可能只有10元钱，但5级的可能要100元甚至更高，对工厂来说是不利的。 所以在选择精度时应在保证使用条件下的最低精度，从而追求利益最大化 的目的。 8.2 减速器总重量估算及加工成本初算 用Inventor对减速器按1:1比例进行三维建模，建模后对主要实体部分进行 结果 8 项目经济性与安全性分析

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 长度测量，其结果为：长约535mm，宽约为285mm，高约为310mm 其体积约 为16613161.96mm=16613cm；密度均按7.8x10kg/m。由此可计算质量约为129.58kg 根据市场价格大批按3.2万/吨，所以减速器的成本大约为 32000x129.58/1000=4146.56元 8.3安全性分析 电动机裕度为0.8 齿轮材料疲劳疲劳极限试验所取定的失效概率1%，取安全系数S=1 轴按需用弯曲应力法校核。 键按许用挤压应力与实际载荷比较进行校核 8.4 经济性与安全性综合分析 齿轮的疲劳强度安全系数为，若按作齿轮疲劳极限实验所取定的1%失效=1；若增加此安全系数，根据齿轮的许3333结果 成本约为 4146.56元 概率计算齿轮的疲劳强度时，通常取用应力计算公式和疲劳强度设计公式 ，最小分度圆直径必然增加，当加到d约1.56倍，?d=0.56x216=121mm =2时，d’增这就会带来箱体的尺寸增大：长度增加121mm，高度增加121mm，那么箱体的尺寸增加：?V? 121x121x10=146410mm3=146.41cm3。密度为7.8x103kg/m3 质量增大约为?m=1.14kg ，成本增加为36.48元。考虑到大批量生产，每个增加36元就是很大的费用，使厂家的利益大幅度缩水，所以没有必要过分增大安全系数。 9 设计小结 课程设计是一个十分完整的设计过程，从最开始的零件设计到轴系设计，以及最后的总装。每一步都是亲自实践，这在以往的项目中是绝对没有的。 在每一步的过程中都会出现一些问题，而这些问题都是在平时学习生活中忽略的，而每次问题的解决都是对不足的一次补充。并且在课程设计中，运用

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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 到了多方面的知识如：机械原理、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、金属工艺、机械设计等又对相关知识进行了一次系统的复习。并且是一次综合性的应用。 不光是知识点盲区的暴漏，在这次课设中也反映出我生活中不严谨的性格缺陷的暴漏，如在不清楚导油槽的宽度和画法时，自己根据图册随意给尺寸，而这又是不允许的，需要重新修改。这样的列子还有很多，在最后我总结出的一句话凡是自己给的都要重画，来提醒自己的这一缺点，在之后的课设中明显有所提升。 另一个缺点就是经验不足，在画图时不知如何下笔，在齐老师的指导下才有了思路，能画出第一笔之后的就迎刃而解了，在画图过程中还有另一个较大的问题就是画图基础不牢，有的线根本不直，纸面微脏等，相信通过此次课程设计，我的画图能力也会提高。 这次课设也锻炼的与人交流的能力，不清楚、不明白的地方请教老师和同学，不但学会的知识更增进了感情，虽然课设的过程是艰苦的，但是最终的收获更是喜人的。不经历风雨哪能见彩虹啊！ 而这次课设中给我最大的收获就是经验的积累，经验是我们当代大学生所欠缺的，而课设恰好能在一定程度上弥补这一不足。即使我以后不一定的设计减速器，但是设计的过程却是深入脑海，在以后的设计工作中能够有所提示，就像之前所说的画出第一笔以后的就迎刃而解了。 在此次课设中我也发现了一些问题：1、每次都是减速器是否会有一些新的东西；2、现代工业技术发展飞快新工艺，新科技不断出现，而这些新的东西能否引入我们的设计中，或者是介绍给我们拓展知识领域。3、新的报告内容排布较为凌乱，有些问题重复太多，或者是整体的、系统化的分开说，我们理解老师们的初衷是为了让我们更好的学习、掌握知识，而有地方确是单纯的为了罗列知识而放在哪里，在此我在不该变整体内容的前提下对目录进行了适当的调整。 这次课程设计非常感谢齐老师的指导，老师在设计过程中细心地指导我们，耐心地为我们解答问题，同时也不断鼓励我们独立的思考和画图，这对我们以后的学习与工作都有很大的帮助。再次感谢老师。 10 参考文献 [1] 许立中，周玉林主编.机械设计.北京：中国标准出版社，2009. [2] 韩晓娟主编.机械设计课程设计指导手册.北京：中国标准出版社，2008. [3] 龚溎义主编.机械设计课程设计图册.第三版.北京：高等教育出版社，1989.

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结果 燕山大学课程设计报告 设计计算过程 [4] 赵炳利，郑长民主编.工程制图（非机械类专用.第四版.北京：中国标准出版社，2011. [5] 邵晓荣，张艳主编.互换性与测量技术基础.第二版.北京：中国标准出版社，2011. 结果 11 三维图

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结果 燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果

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