机械设计课程设计系列 - 华中科技大学 - 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说明书

目录

1. ······························································· 题析…………………………………………………3

2. ···················································································································· 各主要部件选择…………………………………………………4

3. 电动机选择………………………………………………………4 4. 分配传动比………………………………………………………5 5. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………6 6. 设计高速级齿轮…………………………………………………7 7. 设计低速级齿轮…………………………………………………12 8. 链传动的设计……………………………………………………16 9. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………18 １轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………18 ２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………24 ３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………29 10. 润滑与密封………………………………………………………34 11. 箱体结构尺寸……………………………………………………35 12. 设计总结…………………………………………………………36 13. 参考文献…………………………………………………………36 一.题目及总体分析

题目：设计一个带式输送机的减速器

目及总体分

给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F?7000N，运输带速度v?0.5m/s，运输机滚筒直径为D?290mm。单向运转，

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平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年300个工作日，每天工作16小时，具有加工精度7级（齿轮）。 减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。

特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般斜齿，低速级可做成直齿。 整体布置如下：

ⅠⅡⅢⅣ图示：5

为电动机，4为联轴器，３为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。

辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。

二.各主要部件选择 部件 动力源 齿轮 轴承 联轴器 链传明德厚学、求是创新

因素 选择 电动机 斜齿传动平稳 此减速器轴承所受轴向力不大 结构简单，耐久性好 高速级做成斜齿，低速级做成直齿 球轴承 弹性联轴器 工作可靠，传动效率高 2

单排滚子链 华中科技大学

动

三.电动机的选择

目的 类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝7000N×0.5m/s 圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为η1＝0.97 2 滚动轴承传动效率(四对)为η2＝0.98 4弹性联轴器传动效率η3＝0.99 输送机滚筒效率为η4＝0.97 链传动的效率η5＝0.96 电动机输出有效功选用Y系列封闭式三相异步电动机 电动机输出功率为过程分析 结论 P'?4374.6W 功率 率为P'?Pw?1??2??3??4??5?7000?0.5?4374.6W 240.97?0.98?0.99?0.97?0.96选用 型号Y132S-4封闭式三相异步电动机 型号 查得型号Y132S-4封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率p=5.5 kW 满载转速1440 r/min 同步转速1500 r/min 四.分配传动比

目的 过程分析 结论 明德厚学、求是创新

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分配传动比传动系统的总传动比i?nm其中i是传动系统的总传动比，多级串nwi1?3 i2?14.6 ih?4.2 联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。 计算如下的 nm?1440r/min, 60v60?0.5nw???32.95r/min ?d3.14?0.29 i?il?3.5 nm1440??43.7 nw32.95 取i1?3 i2?? i2?il?ih ii143.7?14.6 3取 il?3.5,ih?4.2 i:总传动比 i1：链传动比 il：低速级齿轮传动比 ih：高速级齿轮传动比 五.传动系统的运动和动力参数计算

目过程分析 结论 明德厚学、求是创新

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设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴 传动系统的运动和动力参数计算的转速分别为、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为、 、 、 、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为为、 电动轴号 转速n(r/min) 功率P(kw) 转矩T(N·m) 两轴联接 传动比 i 传动效率η ；相邻两轴间的传动比分别、 、 。 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为机 n0=1440 P=5.5 联轴器 i01=1 η01=0.99 两级圆柱减速器 1轴 n1=1440 P1=4.244 T1=28.146 34 T2=112.390 齿轮 i12=4.2 η12=0.97 2.86 P2=4.034 T3=373.869 齿轮 i23=3.5 η23=0.97 2轴 n2=3496 P3=3.87 3轴 n3=97.5 工作机 4轴 n4=32.6P4=3.60T4=1055.326 链轮 i34=3 η34=0.96 六.设计高速级齿轮

1．选精度等级、材料及齿数，齿型

1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮

2）材料选择．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）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.2×24=100.8,取Z2=101。 5）选取螺旋角。初选螺旋角??14 2．按齿面接触强度设计 按式（10－21）试算，即d1t?3１）确定公式内的各计算数值 （１）试选Kt?1.6

（２）由图１０－３０，选取区域系数ZH?2.433

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?2ktTtu?1ZHZE2?()

?d??u[?H]

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（３）由图１０－２６查得??1?0.78 ??2?0.87 ?????1???2?1.65 （４）计算小齿轮传递的转矩

?10Pn1/? T1?95.515595.?5?104.244?/1440?4146 2. 10N8?mm（５）由表１０－７选取齿宽系数?d?1

（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa1/2

（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa

（８）由式１０－１３计算应力循环次数

N1?60njLh?60?1440?1?(16?300?8)?3.32?10 N2?3.32?10/4.2?0.790?10

（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数KHN1?0.90KHN2?0.95 （１０）计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [?H1]?999KHN1?Hlim1?0.9?600MPa?540MPa

SKHN2?Hlim2?0.95?550MP?a522.5MP aS [?H2]? [?H]?([?H1]?[?H2])/2?(540?522.5)/2MPa?531.25MPa

２）计算

（１）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t?42?1.?62.8?14615.?2?2.433189.8?0???m0 m??37.11?1.654.2531.25??23 （２）计算圆周速度 v??d1tn160?1000???37.10?144060?1000?2.8m/s

（３）计算齿宽ｂ及模数mnt

b??dd1t?1?37.10?37.10mm

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dco?s37.?10? mnt?1tZ124

?cos14?1.50mm

h?2.2mnt5?2?.25?1.mm50b/h?37.10/?3.37510.99

（４）计算纵向重合度??

? ???0.318?dZ1tan??0.318?1?24?tan14?1.903

（５）计算载荷系数K 已知使用系数KA?1

根据v?1.2m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数KV?1.11 由表１０－４查得

22KH??1.12?0.18(1?0.6?d)?d?0.23?10?3b?1.12?0.18(1?0.6?1)?1?0.23?10?37.10?1.41722?3

由图１０－１３查得KF??1.34 假定

KAFt?100N/mm，由表１０－３查得KH??KF??1.4 b故载荷系数K?KAKVKH?KH??1?1.11?1.4?1.42?2.21

（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得

d1?d1t3K/Kt?37.1032.21/1.6?41.32mm

（７）计算模数mn

dco?s41.?32? mn?1Z1243．按齿根弯曲强度设计

?cos14?1.6mm7

2KT1Y?cos2?YF?YS?由式１０－１７ mn?3 ?2[?]?dZ1??F１） 确定计算参数

（１）计算载荷系数

K?KAKVKF?KF??1?1.11?1.4?1.34?2.08

（２）根据纵向重合度???1.903，从图１０－２８查得螺旋角影响系数 Y??0.88

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（３）计算当量齿数

ZV1?

ZV2Z124??26.2733?cos?cos14

Z2101???110.5633?cos?cos14（４）查取齿形系数

由表１０－５查得YFa1?2.592 YFa2?2.172 （５）查取应力校正系数

由表１０－５查得YSa1?1.596 YSa2?1.798

（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?380MPa （７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1?0.85 KFN2?0.88

（８）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式１０－１２得 [?F]1?KFN1?FE10.85?500??303.57MP aS1.4KFN2?FE20.88?380??238.86MP aS1.4YFaYSa

[?F] [?F]2? （９）计算大小齿轮的

YFa1YSa12.592?1.596??0.01363[?F]1303.57YFa2YSa22.172?1.798??0.01635[?F]2238.86

大齿轮的数据大 ２） 设计计算

42?2?2.08?2.8146?10?0.88?cos14mn?3?0.01635?1.186mm 21?24?1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn＝1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?41.32mm明德厚学、求是创新

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d1cos?41.32?cos14???26.7 来计算应有的齿数。于是有Z1?mn1.5取Z1?27，则Z2?i1Z1?4.2?27?113.4?114 4．几何尺寸计算

１）

计算中心距a?(Z1?Z2)mn(27?114)?1.5??108.99mm ?2cos?2?cos14将中心距圆整为109mm

２）按圆整后的中心距修正螺旋角

??arccos(Z1?Z2)mn(27?114)?1.5?arccos?14.03?

2a2?109因?值改变不多，故参数??、K?、ZH等不必修正。

３）

计算大、小齿轮的分度圆直径

Z1mn27?1.5??41.75mmcos?cos14.03?

Zm114?1.5d2?22??176.25mmcos?cos14.03?d1?４）

计算大、小齿轮的齿根圆直径

df1?d1?2.5mn?41.75?2.5?1.5?38mmdf2?d2?2.5mn?176.25?2.5?1.5?172.5mm５）

计算齿轮宽度

b??dd1?1?41.75?41.75mm

圆整后取B2?45mm；B1?50mm 5．验算

Ft?2T12?28146??1348.3N d141.75KAFt1?1348.3??32.3N/mm?100N/mm b41.75合适

七.设计低速级齿轮

1．选精度等级、材料及齿数，齿型

1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮

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2）材料选择．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）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.5×24=84。 2．按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即 d1t?2.323１）

ktT1u?1ZE2?() ?du[?H]确定公式各计算数值 （１） 试选载荷系数Kt?1.3 （２） 计算小齿轮传递的转矩

T1?95.5?105P2/n2?95.5?105?4.034/342.86?11.239?10N?mm（３） 由表１０－７选取齿宽系数?d?1

4

（４） 由表１０－６查得材料的弹性影响系数ZE?198.8MPa（５） 由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得

小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa （６）由式１０－１３计算应力循环次数

N1?60n1jLh?60?342.86?1?(2?8?300?15)?1.481?10 N2?1.481?10/3.5?0.423?10

9991/2

（７）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数KHN1?0.96KHN2?1.05 （８）计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [?H1]?KHN1?Hlim1?0.96?600MPa?576MPa

SKHN2?Hlim2?1.05?550MPa?577.5MPa

S [?H2]?２）

计算

（１） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[?H]中的较小值

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41.3?11.239?104.5189.82d1t?2.323?()?63.39mm

13.5576（２） 计算圆周速度v

v????63.39?342.86?1.14m/s

60?100060?1000?d1tn2（３） 计算齿宽ｂ

b??dd1t?1?63.39?63.39mm

（４） 计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ

模数mnt?d1t63.39??2.641mm Z124 齿高

h?2.25mnt?2.25?2.641?5.94mmb/h?63.39/5.94?10.67

（５） 计算载荷系数K

根据v?1.14m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数KV?1.07 假设KAFt/b?100N/mm，由表１０－３查得

KH??KF??1

由表１０－２查得使用系数KA?1 由表１０－４查得

22KH??1.12?0.18(1?0.6?d)?d?0.23?10?3b?1.12?0.18(1?0.6?1)?1?0.23?10?63.39?1.42222?3

由图１０－2３查得KF??1.35

故载荷系数K?KAKVKH?KH??1?1.07?1?1.422?1.522

（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得

d1?d1t3K/Kt?63.3931.522/1.3?66.81mm

（７）计算模数ｍ

m?d1/Z1?66.81/24?2.78

3．按齿根弯曲强度设计

由式１０－５得弯曲强度的设计公式为

mn?3YY?F?S? 2[?F]?dZ12KT1确定公式内的计算数值

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１）

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（１） 由图１０－２０ｃ查得

小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?380MPa

（２） 由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数

KFN1?0.85 KFN2?0.88

（３） 计算弯曲疲劳许用应力

取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得 [?F1]?KFN1?FE10.85?500?MPa?303.57MPa S1.4K?0.88?380[?F2]?FN2FE2?MPa?238.86MPa

S1.4（４） 计算载荷系数

K?KAKVKF?KF??1?1.07?1?1.35?1.4445

（５）查取齿形系数

由表１０－５查得YFa1?2.65 YFa2?2.212 （６）查取应力校正系数

由表１０－５查得YSa1?1.58 YSa2?1.774 （７）计算大小齿轮的

YFaYSa，并比较

[?F]

YFa1YSa12.65?1.58??0.01379[?F]1303.57YFa2YSa22.212?1.774??0.01643[?F]2238.86

大齿轮的数据大 ２） 设计计算

42?1.4445?11.239?10m?3?0.01643?2.11mm 21?24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，可取有弯曲强度算得的模数2.11，并就近圆整为标准值ｍ＝2.2ｍｍ。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?66.81mm来计算应有的齿数。于是有Z1?d1/m?66.81/2.2?30.4取Z1?31

大齿轮齿数Z2?i2Z1?3.5?31?108.5 取Z2?109 4．几何尺寸计算

１） 计算分度圆直径

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d1?Z1m?31?2.2?68.2mmd2?Z2m?109?2.2?239.8mm２）

计算齿根圆直径

df1?m(Z1?2.5)?2.2?(31?2.5)?62.7mmdf2?m(Z2?2.5)?2.2?(109?2.5)?234.3mm３）

计算中心距

a?(d1?d2)/2?(68.2?239.8)/2?154mm

４）

计算齿宽

b??dd1?1?68.2?68.2mm

取B2?70mm B1?75mm 5．验算

Ft?2T12?112390??3295.9N d168.2KAFt1?3295.9??48.33N/mm?100N/mm b68.2合适

八．链传动的设计

1． 选择链轮齿数和材料

取小齿轮齿数Z1?19，大齿轮的齿数为Z2?i?Z1?3?19?57 材料选择40钢，热处理：淬火、回火 2． 确定计算功率

由表9－6查得KA?1.0，由图9－13查得Kz?1.35，单排链，则计算功率为：

Pca?KAKZP?1.0?1.35?3.834?5.18kW

3． 选择链条型号和节距

根据P ca?5.18kW及n?n3?97.96r/min查图9－11，可选24A-1。查表9－1，链条节距为p?38.1mm。4． 计算链节数和中心距

初选中心距a0?(30~50)p?(30~50)?38.1?1143~1905mm。取a0?1200mm。相应得链长节数为

LP0?2a0Z1?Z2Z?Z12P??(2)?102.15，取链长节数LP?102节。查表9－8得到中心距计算系数P22?a0f1?0.24521，则链传动的最大中心中心距为：a?f1P?2LP?(Z1?Z2)??1196mm

5． 计算链速v，确定润滑方式

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n1Z1P97.96?19?38.1??1.18m/s

60?100060?1000 由v?1.18m/s和链号24A－1，查图9－14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。

v?6． 计算压轴力

有效圆周力为：FP?1000P3.834?1000??3249N v1.18链轮水平布置时的压轴力系数KFp?1.15,，则压轴力为FP?KFpFe?1.15?3249?3736N 7． 链轮的基本参数和主要尺寸 名称 号 分度圆直径 符计算公式 结果 d d?p 0180sin()Z小链轮：dz1?231.5mm大链轮：dz2＝694.5mm 齿顶圆直径 da1.6damin?d?p(1?)?d1 Zdamax?d?1.25p?d1 小链轮：daz1min?244.2mm daz1max?256.9mm 大链轮：daz2min?732.6mm daz2max?770.7mm齿根圆直径 齿高 dfdf?d?d1 小链轮：dfz1?209.3mm大链轮：dfz2?672.3mm ha hamin?0.5(p?d1)hamax0.8p ?0.625p?0.5d1?Z 小链轮：haz1min?7.9mm haz1max?14.3mm 大链轮：haz2min?23.8mm haz2max?42.9mm确定的最大轴凸缘直径 dg1800dg?pcot?1.04h2?0.76 Z小链轮：dgz1?191.4mm大链轮：dgz2?574.2mm 九.减速器轴及轴承装置、键的设计

1．１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计

１．输入轴上的功率P1?4.244kw,转速n1?1440r/min 转矩T1?2.8146?10N?mm ２．求作用在齿轮上的力

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2T12?2.814?6410Ft???1348.N3d141.75tanantan2?0 Fr?Ft 8?1348.?3?50N5.?cos?cos14.03Fa?Fttan??1348.?3tan?1?4.03N337.0３．初定轴的最小直径

选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取A??112

（以下轴均取此值），于是由式１５－２初步估算轴的最小直径

3dmin?A?3P1/n1?1124.244/1440?16.05mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1?2.为了使所选的轴直径d1?2 与联轴器的孔径相适应,

故需同时选取联轴器型号.

联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， Tca?KAT1?1.3?2.8146?10?36589.8N?mm4

查《机械设计手册》，选用HL１型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N·ｍｍ。半联轴器的孔径d1?18mm，故取d1?18mm半联轴器长度L＝42ｍｍ，半联轴器

与轴配合的毂孔长度L?30mm。

４．轴的结构设计

１）拟定轴上零件的装配方案（见下图）

２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（１）为满足半联轴器的轴向定位要求，１轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h?0.07~0.1d,

故取２段的直径d2?20mm l2?21mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故l1的长度应该比L1略短一点，现取l1?28mm

（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据d2?20mm，初选型号6205轴承，其尺寸为

'd?D?B?25?52?15，基本额定动载荷Cr?14.0KN 基本额定静载荷C?r?7.88KN，da?31mm Da?46mm，故d3?d8?25mm,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l3?l8?15mm

(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l4?94mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据６００５的深沟球轴承的定位轴肩直径da确定d4?da?31mm

（4）轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装, d5应略大与d4,可取d5?35mm.齿轮左端用套筒固定,为使套

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筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b?50mm,故取l5?48mm。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度h?0.07~0.1d,取

d6?40mm,l6?1.4h,故取l6?5mm

为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据６００５的深沟球轴承的定位轴肩直径da确定,即d7?da?31mm，l7?12mm

（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L1?55.5mm,L2?125.5mm，L3?48.5mm (6)参考表15－2，取轴端为1?45，各轴肩处的圆角半径见CAD图。

0输入轴的结构布置

5．受力分析、弯距的

计算

（１）计算支承反力 在水平面上

FAX?Ft?L3972.5N?375.8N FBX?Ft?FAX?

L2?L3FAY?Fa?337.0N

（２）在垂直面上

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?MB?0,FAZ?FrL3?Fad1L2?L32?215.3N

故FBZ?Fr?FAZ?505.8?215.3?290.5N 总支承反力

222FA?FAX?FAY?FAZ?375.82?337.02?215.32?548.8N 22FB?FBX?FBZ?972.52?290.52?1015.0N

２）计算弯矩并作弯矩图 （１）水平面弯矩图

MAX?FAX?L2?375.8?125.5?47162.9N.mm MBX?MAX?47162.9N.mm （２）垂直面弯矩图

MAZ?FAZ?L2?215.3?1252.5?27020.2N?mm MBZ?FBZ?L3?290.5?48.5?14089.3N?mm （３）合成弯矩图 MA? MB?22MAX?MAZ?47162.92?27020.22?54354.6N?mm 22MBX?MBZ?47126.92?14089.32?49184.2N?mm

3）计算转矩并作转矩图

T?T28.14N6? m1?

6．作受力、弯距和扭距图

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7．选用键校核

键连接：联轴器：选单圆头平键（C型）b?h?6mm?6mm L?25mm

齿轮：选普通平键 （A型）b?h?8mm?7mm L?45mm

联轴器:由式６－１，?p?4T14?28.146??47.4MPa d1hl18?6?(25?3)?10?9查表６－２，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全 齿轮: ?p?4T14?28.146??14.5MPa ?9d4hl30?7?(45?8)?10查表6－2，得[?]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全

p8．按弯扭合成应力校核轴的强度

由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根

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据式１５－５，并取??0.6，轴的计算应力

?ca?MA2?(?T1)2/W?14.7MPa

由表１５－１查得[??1]?60MPa，?ca?[??1]，故安全 9．校核轴承和计算寿命

（１） 校核轴承A和计算寿命 径向载荷FAr?22FAZ?FAX?215.32?375.82?433.1N

轴向载荷FAa?Fa?337N

由FAa/FAr?0.778?e，在表１３－５取X＝0.56。相对轴向载荷为

Fa337.0??0.0427，在表中介C07880于0.040－0.070之间，对应的e值为0.24－0.27之间，对应Y值为1.8－1.6，于是，用插值法求得

Y?1.6?(1.8?1.6)?(0.07?0.0427)?1.782，故X?0.56,Y?1.782。

0.07?0.04由表１３－６取fp?1.2 则，A轴承的当量动载荷

PA?fp(XFAr?YFAa)?1011.7N?Cr，校核安全

106Cr3106140003()??()?30670h 该轴承寿命该轴承寿命LAh?60n1PA60?14401011.7（２） 校核轴承B和计算寿命

径向载荷FBr?22FBZ?FBX?290.52?972.52?1015.0N

当量动载荷PB?fpFBr?1.2?1015.0?1218.0N?Cr，校核安全

106Cr3106140003()??()?17576h 该轴承寿命该轴承寿命LBh?60n1PB60?14401218.0

2．２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计

1. 中间轴上的功率P2?4.034kw,转速n2?342.86r/min 转矩T2?11.239?10N?mm

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２．求作用在齿轮上的力 高速大齿轮:

2T22?11.239?104Ft1???1275.4Nd2176.25tanantan20? Fr1?Ft1?1275.4??478.5N ?cos?cos14.03Fa1?Ft1tan??1275.4?tan14.03??318.7N低速小齿轮:

2T22?11.239?104Ft2???3295.9Nd168.2Fr2?Ft2tanan?3295.9?tan20??1199.6N

３．初定轴的最小直径 选轴的材料为４５钢，调质处理。

根据表１５－３，取A??112，于是由式１５－２初步估算轴的最小直径

dmin?A?3P2/n2?11234.034/342.86?25.5mm

这是安装轴承处轴的最小直径d1

4．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（ 1 ）初选型号6206的深沟球轴承 参数如下

d?D?B?30?62?16 da?36mm Da?56mm 基本额定动载荷Cr?19.5KN 基本额定静载荷C?r?11.5KN 故d1?d7?30mm。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取l1?l7?16mm，d2?d6?da?36mm，l2?l6?20mm

( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,d3应略大与d2,可取d3?40mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度l3应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽

b1?75mm，取l3?70mm。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h?0.07~0.1d,取

d4?44mm,l4?1.4h,故取l4?6mm

( 3)轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, d5应略大与d6,可取d5?40mm。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽

b?45mm，取l5?41mm。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h?0.07~0.1d,取d4?44mm,l4?1.4h,故取l4?6mm。

取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L1?63mm, L2?62mm，L3?51mm

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（4）参考表15－2，取轴端为1.2?450，各轴肩处的圆角半径见CAD图。

中间轴的结构布置

5.轴的受力分析、弯距的计算

1）计算支承反力： 在水平面上 FAX?Ft1?L3?Ft2?(L?2L)3?2514.3N

L1?L2?L3 FAY?Fa1?318.7N

FBX?Ft1?Ft2?FAX?2057.0N 在垂直面上：

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?MB?0,FAZ?Fr1L3?Fa1?Fr2?(L2?L3)2?1080.7N L1?L2?L3d2 故FBZ?Fr1?Fr2?FAZ?597.4N 总支承反力：

222FA?FAX?FAY?FAZ?2514.32?318.72?1080.72?2755.2N 22FB?FBX?FBZ?2057.02?597.42?2142.0N

2)计算弯矩 在水平面上：

M1BX?FBX?L3?2057.0?51?104907N.mm M2AX?FAX?L1?2514.3?63?158372.9N.mm M1X?M1BX?104907N.mm M2X?M2AX?158372.9N.mm

在垂直面上：

M1BZ?FBZ?L3?30467.4N.mm

M'1BZ?FBZ?L3?Fa1?d22?58552.8N.mm

M2AZ?FAZ?L1?1080.7?63?66922.1N.mm M1z?M1BZ?30467.4N?mm M'1z?M'1BZ?58552.8N?mm

M2Z?M2AZ?66922.1N?mm

故

M1?M12X?M12Z?1049072?30467.42?109340.0N?mm

22M'1?M12X?M'2?104907?58552.8?120196.7N?mm 1Z M2?M22X?M2Z22?153372.?36692?22.11N6?7mm35 3.43)计算转矩并作转矩图

T?T2?112390N?mm

6．作受力、弯距和扭距图

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7．选用校核键

１）低速级小齿轮的键

由表６－１选用圆头平键（A型）b?h?12?8 L?56mm k?0.5h?4mm l?L?b?44mm

由式６－１，?p?2T2?32.0MPa kdl查表６－２，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全 2）高速级大齿轮的键

由表６－１选用圆头平键（A型） b?h?12?8 L?36mm k?0.5h?4mm l?L?b?24mm

由式６－１，?p?2T2?58.5MPa kdl查表６－２，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全

8．按弯扭合成应力校核轴的强度

由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面

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根据式１５－５，并取??0.6 ?2a?M2?(?T2)2/W?28.2MPa

由表１５－１查得[??1]?60MPa，?2a?[??1]，校核安全。 9．校核轴承和计算寿命

１）校核轴承A和计算寿命 径向载荷FAr?F2F2AX?AZ?2736.7N

轴向载荷FAa?FAY?318.7N

FA/aF?A0r?.1,查e2表13-5得X=1,Y=0,按表PA?fp(XFAr?YFAa)?2736.7N

因为P?Cr，校核安全。

该轴承寿命该轴承寿命L106CAh?60n(r)3?17715h 2PA２）校核轴承B和计算寿命 径向载荷FBr?F2F2BX?BZ?2142.0N

当量动载荷PB?fpFBr?2142N?Cr，校核安全

该轴承寿命该轴承寿命L106Bh?60n(CrP)3?33850h 2B查表13-3得预期计算寿命L'h?12000?LBh，故安全。

3.３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计

１． 输入功率P3?3.834KW 转速n3?97.96r/min 转矩T3?373.869N?m 2． 第三轴上齿轮受力

F2T3t?d?2?373869239.8?3118.2N 2F。r?Fttanan?3118.2?tan20＝1135.0N

3．初定轴的直径

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fp?1.0~1.2,取fp?1.0,故13-6,明德厚学、求是创新华中科技大学

轴的材料同上。由式１５－２，初步估算轴的最小直径

dmin?A?3P3/n3?11233.834/97.96?38.1mm

这是安装链轮处轴的最小直径dk，取d1?dk?40mm，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：

l1?4?(dk?0.01dz1?9.5mm)?74.0mm，为保证链轮与箱体的距离，取l1?80mm 64．轴的结构设计

１）拟定轴的结构和尺寸（见下图）

２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）轴段2和轴段7用来安装轴承，根据d1?40mm，初选型号6309的深沟球轴承，

参数基本：d?D?B?45?100?25 da?54mm Da?91mm 基本额定动载荷Cr?52.8KN 基本额定静载荷C?r?31.8KN。由此可以确定：

d2?d7?45mm l2?l7?25mm

（2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据6309的深沟球轴承的定位轴肩直径da确定,即d3?d6?da?54mm，取l6?18mm

( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, d5应略大与d6,可取d5?58mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽

b?70mm，取l5?65mm。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h?0.07~0.1d,取d4?68mm,l4?1.4h,故取l4?7mm。

(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l3?58mm

（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L1?63mm, L2?110mm，L3?55.5mm （6）参考表15－2，取轴端为1.2?45，各轴肩处的圆角半径见CAD图。

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输出轴的结构布置

5.轴的受力分析、弯距的计算

（１）计算支承反力 在水平面上

?MAX?0 FBX?Ft?L1?FP??L1?L2?L3?L1?L2?5426.8N

FAX?Ft?FBX?940.4N

在垂直面上

?MBZ?0,FAZ?FrL2?721.7N

L1?L2故FBZ?Fr?FAZ?1135?721.7?413.3N （2）计算弯矩 １）水平面弯矩

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在C处，MCX?FAXL1?940.4?63?59425.2N?mm 在B处，MBX??FPL3??3249?55.5??180319.5N?mm ２）垂直面弯矩

在C处 MCZ?FAZL1?721.7?63?45467.1N?mm （３）合成弯矩图 在C处 MC?22MCX?MCZ?59425.22?45467.12?74823.9N?mm

在B处，MB?M2BX?180319.5N?mm

（4）计算转矩，并作转矩图

T?T3?373.869N?m (CD段)

6．作受力、弯距和扭距图

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7．选用校核键

１）低速级大齿轮的键

由表６－１选用圆头平键（A型）b?h?16?10 L?56mm

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k?0.5h?5mm l?L?b?40mm

2T由式６－１，?p?3?64.5MPa

kdl查表６－２，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全 2）高速级链轮的键

由表６－１选用圆头平键（A型） b?h?12?8 L?63mm k?0.5h?4mm l?L?b?51mm

由式６－１，?p?2T3?91.6MPa kdl查表６－２，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全

8．按弯扭合成应力校核轴的强度

由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面 根据式１５－５，并取??0.6 ?Ba?M2?(?T3)2/W?45.6MPa

由表１５－１查得[??1]?60MPa，?2a?[??1]，校核安全。 9．校核轴承和计算寿命

１）校核轴承A和计算寿命 径向载荷FAr?22FAX?FAZ?1185.4N

当量动载荷PA?fpFAr?1184.5N 因为P?C，校核安全。

r106Cr3()?150?106h 该轴承寿命该轴承寿命LAh?60n3PA２）校核轴承B和计算寿命 径向载荷FBr?22FBX?FBZ?5442.5N

当量动载荷PB?fpFBr?5442.5N?Cr，校核安全

106Cr3()?155305h 该轴承寿命该轴承寿命LBh?60n3PB

十.润滑与密封 1．润滑方式的选择

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因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度v?12ms，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。 2．密封方式的选择

由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度v?10ms，所以采用毡圈密封。 3．润滑油的选择

因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。

十一.箱体结构尺寸

机座壁厚δ 机盖壁厚δ1 机座凸缘壁厚 机盖凸缘壁厚 机座底凸缘壁厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 明德厚学、求是创新

δ=0.025a+5 δ1=0.025a+5 b=1.5δ b1=1.5δ1 b2=2.5δ df =0.036a+12 a<250,n=6 30

8mm 8mm 12mm 12mm 20mm 16.3mm 6

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轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径d2 联接螺栓d2间距 轴承盖螺钉直径 窥视孔螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 轴承盖螺钉分布圆直径 轴承座凸起部分端面直径 大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1 齿轮端面与箱体内壁距离Δ2 两齿轮端面距离 df,d1,d2至外机壁距离 df,d1,d2至凸台边缘距离 机壳上部（下部）凸缘宽度 轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离 轴承座凸起部分宽度 吊环螺钉直径

d1=0.75 df d2=(0.5～0.6) df L=150～200 d3=(0.4～0.5) df d4=(0.3～0.4) df d=(0.7～0.8) d2 R D1= D+2.5d3 (D为轴承孔直径) D2= D1+2.5d3 Δ1>1.2δ Δ2>δ Δ4=5 C1=1.2d+(5～8) C2 K= C1+ C2 e=(1～1.2)d1 L1≥C1f+ C2f+(3～5) dq=0.8df 12.2mm 10mm 160mm 7mm 6mm 7mm 10 mm D11=42.5mm D12=42.5mm D13=57.5mm D21=59.5mm D22=59.5mm D23=74.5mm 10mm 9 mm 5 mm C1f=26mm C11=21mm C12=18mm C2f=22mm C21=17mm C22=15mm Kf=48mm K1=38mm K2=33mm 13mm 52 mm 13mm 十二.设计总结

之前我对《机械设计基础》这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。

我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一

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环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。

通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。

十三.参考文献

1．《机械设计课程》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年 2．《机械设计课程设计》 周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年 3．《机械设计师袖珍手册》 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年

4．《实用机械设计手册上》中国农业机械化科学研究院编 中国农业机械出版1985年 5．《机械原理》第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年2007

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