机械设计课程设计han9746

设计题目:二级圆锥齿轮-斜齿圆柱齿轮减速器

原始数据：运输带拽引力F=3600N 运输带速度v=1.0 滚筒直径D=300mm

使用年限5年，双班制每年按300天计算 速度允许误差±5% 一 确定传动方案

图所示为电机直接与圆锥齿轮-——圆柱齿轮减速器相联结，稳。

结构紧凑，运动平1

二 选择电动机 传动装置总效率

???12?24?3?4?5?0.992?0.994?0.96?0.97?0.96?0.8415?1?0.99联轴器传动效率?2?0.99滚动轴承效率?3?0.96圆锥齿轮传动效率

?4?0.97圆柱斜齿轮传动效率?5?0.96卷筒传动效率工作机输入功率：

pw?fv?3600?1.0?3.60kw

电动机所需要功率：p3.60pd?wkw??4.278kw?a0.8415确定电动机的型号：运输带鼓轮的工作转速为：60?1000?vng??63.66r/min?D按课程设计指导书表3?1查得圆锥?圆柱斜齿轮的传动比一般范围为：锥齿轮： i1范围是2到3，斜齿轮i2范围是3到6，故电动机转速：na?ia?n?(6~18)?63.66r/min?381.96~1145.88r/min根据功率ped?pd,且转速满足：381.96?nd?1145.88r/min选电动机型号为：Y132M1?6参数：额定功率为：P?5.5kw电动机满载转速nm?960r/min电动机的轴伸出直径D?38mm，电动机的收伸长度L?80mm

2

三 运动学和动力学计算： 1 总传动比及其分配

总传动比ia?nm/ng?960/63.66?15.082分配减速器的各级传动比直齿轮?圆柱斜齿轮传动比

锥齿轮传动比：i1?3圆柱斜齿轮传动比：i2?5.27

3.计算减速器各轴转速：轴一的转速：n1?nm?960r/min轴二的转速： n2?n1/i1?960/3?320r/min轴三的转速：n3?n2/i2?320/5.27?60.72r/min轴四的转速：n4?n3?60.72r/min4.减速器各轴功率计算：pⅠ?pd?1?2?4.278?0.99?0.99?4.193kwpⅡ?pⅡ?2?3?4.193?0.99?0.96?3.985kwpⅢ?pⅡ?2?4?3.985?0.99?0.97?3.827kwp卷筒轴?pⅢ?1?5?3.827?0.99?0.96?3.637kw5.减速器各轴功率转速.转矩电动机的输出转矩：Td?9550Pd/nm?42.56N?m轴一的输入转矩：T1?Td?1?2?41.71N?m轴二的输入转矩：T2?T1i1?2?3?118.93N?m轴三的输入转矩：T3?T2i2?2?4?601.88N?m轴四的输入转矩：T4?T3?1?5?572.08N?m

3

四.直齿圆锥齿轮传动的设计计算： 1.齿面接触疲劳强度设计：

1）选择齿形制GB12369-90，齿形角20?

由题可知，小齿轮选用40Cr,调制处理，硬度为240~280HB，平均硬度280HB；大齿轮选用45号钢，调制处理，硬度为240HB，。 2）齿数z和精度等级：取z1?24,z2?i1z1?3?24?72,取72精度等级取8级

一般情况下，闭式齿轮设计，先按接触强度初步确定主要尺寸，即?ZE??d1?2.92??2??R?1?0.5?R?u???H???3)试选载荷系数kt?1.3KT14）计算小齿轮传递的转矩95.5?105P1T1??4.171?104N?mn12

5）取齿宽系数：?R?0.30

6）确定弹性影响系数：由表10-6，ZE?189.8MPa 7）由图10-21按齿面硬度查的小齿轮的解除疲劳强度极限

?Hlim1?600MPa，大齿轮的?Hlim2?550MPa

128）根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：

N1?60n1jLh?60?960?1?2?8?300?5?1.38?109

N2?N1?4.61?108 u9）查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：KHN1?0.94，KHN2?0.95 10）由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数SH?1，

4

[?H]1?KHN1?Hlim1?564MPa，

SHKHN2?Hlim2[?H]2??522.5MPa

SH2.计算

1）由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：

KT1?ZE?d1t?2.92???83.88mm 则 2????R?1?0.5?R?u32dm1?d1t(1?0.5?R)?71.30mm

2）齿轮的圆周速度v?3）计算载荷系数：

a：齿轮使用系数，查[3]表10-2得KA?1.25 b：动载系数，查[3]图10-8得Kv?1.17

c：齿间分配系数，查[3]表10-3得KH??KF??1 d：齿向载荷分布系数KH??KF??1.5KH?be 查[3]表10-9得KH?be?1.25，所以KH??KF??1.875

e：接触强度载荷系数K?KAKvKH?KH??1.25?1.17?1?1.875?2.74 4）按载荷系数校正分度圆直径

?dm1n160?1000?3.58m/s

d1?d1t3K/Kt?96.49mm

d1m??4.02mm 取标准值，模数圆整为m?4mm

z15）计算齿轮的相关参数

d1?mz1?96mm，d2?mz2?288mm

5

?1?arctanz1?18?25'16''，?2?90???1?71?34'44'' z2R?d1z22()?1z12?151.789mm

6）确定齿宽：b??RR?45.53mm 圆整取b1?b2?46mm 3.校核齿根弯曲疲劳强度 1载荷系数K?2.74 ○

z2z1?227.9 ?25.3，zv2?2当量齿数zv1?○

cos?2cos?1YFa2?2.06，3查[3]表10-5得YFa1?2.61，YSa1?1.592，YSa2?1.97 ○

4取安全系数SF?1.4 ○

由[3]图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.92，KFN2?0.9 查[3]图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：?FE1?450MPa，

?FE2?410MPa

许用应力

KFN1?FE1KFN2?FE2[?F]1??295.7MPa[?F]2??263.6MPa

SFSF5校核强度，由[3]式10-23 ○

2KT1YFaYSa?F?2?[?F] 计算得?F1?74.4MPa?[?F]1 2bm(1?0.5?R)z?F2?26.5MPa?[?F]2

可知弯曲强度满足，参数合理。

6

五.斜齿圆柱齿轮传动的设计计算：

1.齿面接触疲劳强度设计

1）选择齿轮材料，小齿轮 40Cr,调制，硬度260HB，大齿轮 45号钢，调制，硬度240HB. 2）精度等级取8级。 3）试选小齿轮齿数z1?21

z2?i2z1?5.27?21?110.67取z2?111

z2111??5.29 调整后u?z1214）初选螺旋角??12

2.齿面接触疲劳强度计算： 1）按齿面接触疲劳强度设计

查[3](10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式

d1t?32KtT2u?1ZEZH2()

?d??u[?H]?1>试选载荷系数：Kt?1.8

2> 计算小齿轮传递的扭矩：T2?9.55?1063>取齿宽系数：?dP2?1.19?105N?m n2?1

124>确定弹性影响系数：由[3]表10-6，ZE?189.8MPa

5>确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：ZH?2.5

7

6>根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：

N1?60n1jLh?60?960?1?5?2?300?8?1.38?109

N2?N1?2.61?108 u查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：KHN1?0.95，KHN2?0.97 查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：?Hlim1?600MPa，

?Hlim2?550MPa

由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数

SH?1.0，

KHN1?Hlim1[?H]1??570MPa，

SH [?H]2?[?H]?KHN2?Hlim2?533.5MPa

SH[?H]1?[?H]2?551.75MPa

27>由[3]图10-26查得?????1???2?0.78?0.885?1.665 8>代入数值计算 小齿轮直径:

2KtT2u?1ZEZH2d1t?3()?60.94mm

?d??u[?H]9>圆周速度v??d1tn260?1000?1.02m/s

10>齿宽b及模数mnt，

b??d?d1t?1?60.94mm?60.94mm

8

mnt?d1tcos??2.84mm z1 h?2.25mnt?6.39mm b/h?9.54

?dz1tan??1.42 11>计算纵向重合度???0.31812>计算载荷系数：

齿间载荷分配系数KHa:由表12.10，先求2T22?1.19?105Ft???3905Nd1t60.94KAFt1.25?3905??80.1N/mm?100N/mmb60.94a：齿轮使用系数，查[3]表10-2得KA?1.25 b：动载系数，查[3]图10-8得Kv?1.1

c：齿间分配系数， 查[3]表10-3得KH??KF??1.4 d：查[3]表10-4得齿向载荷分布系数KH??1.457 查[3]图10-13得KF??1.35

e：接触强度载荷系数K?KAKvKH?KH??1.25?1.1?1.4?1.457?2.80 13>按载荷系数校正分度圆直径

d1?d1t3K?70.68mm Kt

d1cos??3.29mm 14>计算模数mn?z13）按齿根弯曲强度设计 由[3]式10-17

9

2KT2Y?cos2?YFaYSamn?3

[?F]?dz12??1>计算载荷系数K?KAKvKF?KF??1.25?1.1?1.4?1.35?2.599 2>由纵向重合度???1.42，从[2]图10-28得Y??0.91 3>计算当量齿数zv1?zv2?z2?118.6 3cos?z1?22.4 3cos?4>由[3]图10-20得弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa，

?FE2?430MPa

5>由[3]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.92，KFN2?0.95 6>取弯曲疲劳安全系数SF?1.4 由[3]式10-12得

KFN1?FE1[?F]1??328.57MPa

SF[?F]2?KFN2?FE2?291.79MPa SF7>由[3]表10-5得齿形系数YFa1?2.76，YFa2?2.172 得应力校正系数YSa1?1.56，YSa2?1.798

YFaYSa

8>计算大、小齿轮的

[?F]并加以比较。

YFa1YSa1YFa2YSa2?0.013104?0.013384 ，

[?F]1[?F]2大齿轮的数值大。

9>计算得mn?1.898mm，去mn?3.0mm 10>校正齿数

10

zd1cos?1?m?23.04?23，z2?uz1?121.89?122 n11>圆整中心距

a?(z1?z2)mn2cos??222.39mm

圆整为a?223mm 12>修正螺旋角

??arccos(z1?z2)m2a?12?50'18\ 变化不大，不必修正前面计算数值。 13>计算几何尺寸

d1?z1mzcos??70.77mm，d?2m2cos??375.38mm b??dd1?70.77mm，取齿宽为B1?76mm,B2?71mm

11

六、轴的设计计算 1、I轴的计算

(1)轴上的功率P1?4.193kW，转速n1?960r/min，转矩T1?41.71N?m，锥齿轮小齿轮平均分度圆直径 dm1?71.30mm

(2)求作用在齿轮上的力 圆周力Ft?2T1?1170N，轴向力Fa?Fttan?cos?1?403，径向力 dm1Fr?Fttan?sin?1?134.55N

(3)初估轴的最小直径

先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[3]表15-3，取A0?110，于是得

dmin?A03P1?16.38mm n1由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径d1?2与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查[3]表14-1

Tca?KAT1?1.5?41710?62565N?mm

查[1]附表表8-5，由于电动机直径为38mm，所以选取型号为LH3，孔径选为30mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。 (4)轴的结构设计

<1>拟定轴上零件的装配方案，如下图

12

根据轴的初步设计

<2>轴的长度的确定

A轴段l1，半联轴器型号直径为30mm，有段应有轴肩定位，半联轴器与轴配合的孔长度为60mm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应比孔长度略短些，取l1?58mm。B.轴段l3,先初步选定轴承型号，有受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取30207，内径35mm，故可确定d3?35mm,长度应略小于轴承内圈宽度17mm，l3?16mm(一般为利于固定l3比B小1mm)C.由经验公式算轴肩高度:h4?0.07?35?(1~2)?(3.5~4.5)mm,取轴肩高为5mm,确定d4?43由《机械设计课程设计》要求可得?1?l4?2d3?2??l3??54mm.取l4?60.?2?D.根据轴承安装方便的要求，取d2.d5均比d3小1mm,得d2?40mm，d5?34mm根据安装轴承旁螺栓的要求，取l2?40mm.根据齿轮与内壁的距离要求，取l5?16mm.E.根据齿轮孔的轴径和长度，确定d6?32mm,小齿轮轮毂长度为50mm，齿轮左端面距离套杯约为8mm，再加上套杯厚度，确定轴段l6?54mm。

13

确定轴上各力作用点及支点跨距

由于选定的是深沟球轴承，其负荷中心在轴向宽度的中点位置，

F零件的周向定位 查[3]表6-1 得

左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm，高度7mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键8?50，

右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm，8mm，长度略小于轴段，取40mm，选取键10?40mm。 G轴上圆角和倒角尺寸

参考[3]表15-2，取轴端倒角为1.2mm，圆角取1.6mm (5)求轴上的载荷 圆周力Ft?2T1?1170N，轴向力Fr?Fttan?cos?1?403，径向力 dm1Fa?Fttan?sin?1?134.55N

Fr1v?Fr?51?Fa?68d2?207.27N，Fr2v?Fr?Fr1v?610.27N，Fr1HFr2HFt?51??877.5N，68?Ft?Fr1H?2047.5N，MV1?Fr1V?68?14094.36N?mm，MV2?Fr?51?20553N?mmMH?Fr1H?68?59670N?mm，2222M1?MH?MV?61312N?mm,M?M?M.5N?mm12HV2?63110 14

根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示

(6)按弯扭合成应力校核轴的强度

由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取

??0.6，轴的计算应力

15

?ca?2M2?(?T1)2W?108949.52?(0.6?41710)20.1?323?34.11MPa

查[3]表15-1得[??1]?60MPa，因此?ca?[??1]，轴安全。 2、II轴的计算

(1)轴上的功率P2?3.985kW，转速n2?320r/min，转矩T2?118.93N?m， (2)求作用在齿轮上的力

大圆锥齿轮：大锥齿轮的平均分度圆直径

dm2?d2(1?0.5?R)?244.8mm圆周力Ft?971.65N，轴向力

Fa?134.55N，径向力Fr?403N

2T22?1.19?105??3365N轴向力斜齿圆柱齿轮：圆周力Ft0?d160.94Ft0tan?nFr0??1252.31N，径向力Fa0?Ft0tan??715.25N。

cos?(3)初估轴的最小直径

先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同斜齿圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据[3]表15-3，取A0?100，于是得

dmin?A03P2?23.18mm n2

(4)轴的结构设计

16

1轴段1-2，选用轴承型号为30207，轴段直径为35mm，齿轮端面距○

离箱体内壁（即挡油板厚度）取9mm，轴承距内壁2mm，所以轴段长度取30mm。

2轴段2-3，齿轮轮毂长度为48mm，轴段长应该短2mm，轴段长度定○

为46mm，直径为齿轮孔径40mm。

3轴段4-5，由设计结果，斜齿圆柱小齿轮分度圆直径为70.77mm，○

齿宽为76mm，取此轴段为76mm,此处选择轴轮结构。具体轴颈见小圆柱斜齿轮。

4轴段6-7，○用于装轴承，挡油板厚度9mm长度取28mm，直径取35mm。 5轴段5-6，轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱○

体内壁8mm左右，长度取10mm，又根据轴肩定位需要，轴径取42mm。 6轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计○

算此段长度为22mm，又有定位需要，轴径取42mm。 7零件的周向定位 ○

查[3]表6-1得

齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取38mm，选取键12x38。

8轴上圆角和倒角尺寸 ○

17

参考[3]表15-2，取轴端倒角为1.2mm，圆角取1.6mm

(5)求轴上的载荷

根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示

载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1?188N, FNV1?1758N,FNH2?1067NFNV2?2622N 弯矩M MH1?24219N?mm，MV?119301N?mmM?48549N?mm H2总弯矩 M1?242192?1193012?121735N?mm M22?48549?1193012?128801N?mm 扭矩T T2?118930N?mm

弯矩和扭矩图如下：

18

(6)按弯扭合成应力校核轴的强度

由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力

?ca?M1?(?T1)2?8.13MPa

W2查[3]表15-1得[??1]?70MPa，因此?ca?[??1]。

另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm，若弯扭组合按照最大处计算，有?ca?M1?(?T1)2?31.5MPa，所以最终可以

W2确定弯扭校核结果为安全。

19

3、III轴的计算

(1)轴上的功率P3?3.827 W，转速n3?60.72r/min，转矩T3?601.88N?m，(2)求作用在齿轮上的力

圆周力Ft?3207N，轴向力Fr?1194N，径向力Fa?730N (3)初估轴的最小直径

先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据[3]表15-3，取A0?97，于是得5

dmin?A03P3?38.6mm，此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最小n3为40.53mm。

由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径d1?2与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查[3]表14-1

Tca?KAT3?1.5?601880?902820N?mm

选取型号为HL4，孔径选为42m。联轴器与轴配合的轮毂长度为84mm。 (4)轴的结构设计

拟定轴上零件的装配方案，如下图

1轴段7-8，由联轴器型号得直径为42mm，右端应有轴肩定位，轴向○

20

长度应该略小于84mm，取80mm。

2轴段4-5，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径70mm，长度略小○

于轮毂长度取为68mm。

3轴段5-6，选取轴承型号为33109，由轴承内圈直径得轴段直径为○

45mm。又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为10mm。轴承距离内壁取2mm左右，最后确定轴段长度为48mm。

4轴段3-4，○此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm，所以直径取78mm，长度取10mm。

5轴段2-3，左端用于轴承定位，轴肩高度取5.5mm，直径为52mm，○

又有轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为71mm。

6轴段6-7，根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段○

长度为20mm，直径取轴承内圈大小为43.5mm。

⑧轴段1-2，此段装轴承33109，轴颈去45mm，轴段长度去26mm。 ⑨零件的周向定位 查[1]附表4-1得

左端半联轴器定位用C型平键，宽度为12x8mm，长度略小于轴段，取70mm，选取键12?70，

右端大齿轮定位用平键，宽度为20x12mm，长度略小于轴段，取60mm，选取键20?60。 ⑩轴上圆角和倒角尺寸

参考[3]表15-2，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm (5)求轴上的载荷

21

根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示 圆周力Ft?3207N，轴向力Fr?1194N，径向力Fa?730N

支反力：F1V?1113N,F2V?81N,F1H?1123.3N,F2H?2083.7N弯矩M：MH?143782.4N?mm,MV1?142464N?mm,MV2?5589N?mm总弯矩：M1?202408N?mm，M2?143875N?mm

(6)按弯扭合成应力校核轴的强度

由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取

??0.6，由[3]表15-4 查的W公式，轴的计算应力

22

?ca?M2?(?T3)2W2?2202408?(0.6?601880)20.1?70312.15MPa

查[3]表15-1得[??1]?70MPa，因此?ca?[??1]，轴安全。 (7)精确校核轴的疲劳强度 1判断危险截面 ○

截面1 ，2，6，7只受扭矩作用，虽然键槽轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面1，2，6，7 均无需校核。

由上述计算已知齿轮中点C处应力最大，截面4的应力集中影响和截面5的相近，但截面4不受扭矩作用，而且截面较大，所以不必做强度校核。 截面C上虽然应力较大，但应力集中不大而且这里的轴颈最大，故截面C也不必校核。显然截面3也不用校核，所以只需校核截面5两侧即可。 2截面5的左侧 ○

mm3 抗弯截面系数W?0.1d3?0.1?703?34300抗扭截面系数WT?0.2d3?68600mm3 截面4左侧的弯矩为

54.5?32.5M?202408??81706N?mm

54.5截面6上的扭矩为T3?601880N?mm 截面上的弯曲应力

?b?M.81706??2.38MPa W3430023

截面上扭转切应力

?3T?TW?601880?8.77MPa T68600轴的材料为40Cr，调质处理。由[3]表15-1查得

?B?735MPa,??1?355MPa,??1?200MPa。

综合系数的计算

r查[3]附表3-2，由d?270?0.03，Dd?1.56 经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为

???2.14，???1.81，

由[3]附图3-1得轴的材料敏感系数为q??0.81，q??0.85， 则有效应力集中系数为，按[3]式（附表3-4）

k??1?q?(???1)?1.92 k??1?q?(???1)?1.69

由[3]附图3-2，3-3查得尺寸系数为???0.73，扭转尺寸系数为

???0.9，

查[3]附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为??????0.86，轴表面未经强化处理，即

?q?1，则综合系数值为

K???k??1?1?2.06

???Kk?1????1?3.04

????碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为???0.1，???0.05

24

安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为

S????1K??45.3

??a???mS??1??K??7.44

?a????mSS?S?ca?S2?7.34?S?1.5

??S2?故此处安全。 ○

3截5的右侧 抗弯截面系数W?0.1d3?0.1?453?9112.5mm3 抗扭截面系数W3T?0.2d3?18225mm 截面5右侧的弯矩为

M?81706N?mm

截面5上的扭矩为T3?601880N?mm 截面上的弯曲应力

?b?MW?817069112.5?8.97MPa 截面上扭转切应力

?T3T?W?601880?33MPa T18225轴的材料为40Cr，调质处理。由[3]表15-1查得?B?735MPa,??1?355MPa,??1?200MPa。

综合系数的计算 查[3]附表3-2，由r?2Dd45.?0.044，d?1.56

25

经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为

???2.14，???1.81，

由[3]附图3-1得轴的材料敏感系数为q??0.81，q??0.85， 则有效应力集中系数为，按[3]式（附表3-4）

k??1?q?(???1)?1.92 k??1?q?(???1)?1.68

由[3]附图3-2，3-3查得尺寸系数为???0.75，扭转尺寸系数为

???0.85，

查[3]附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为??????0.82， 轴表面未经强化处理，即?q?1，则综合系数值为

K??k????1???1?3.78,K??k????1???1?3.19

碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为???0.1，???0.05 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为

S????1?10.47

K??a????m??1?3.74

K??a????mS?S?S??S?22S??Sca??3.52?S?1.5

故此处安全。

26

综上得出，此轴疲劳强度达到要求。 七、轴承的计算 1、I轴的轴承校核 轴承30207的校核 求两轴承受到的径向载荷

径向力F22r1?FH1?FV1?902N，Fr2?F2H2?F2V2?2137N 查[1]附表表6-6，得Y=1.6，e=0.37，Cr?54.2kN

派生力FFr1Fr2d1?2Y?218.9，Fd2?2Y?667.8N 轴向力Fa?134.55N，左侧轴承压紧

由于Fa?Fd2?134.55?667.8?801.55N?Fd1， 所以轴向力为Fa1?801.55N，Fa2?667.8N 当量载荷

由于

Fa1F?0.89?e，Fa2?0.31?e， r1Fr2所以XA?0.4，YA?1.6，XB?1，YB?0。

由于为一般载荷，所以载荷系数为fp?1.1，故当量载荷为P1?fp(XAFr1?YAFa1)?1808NP2?fp(XBFr2?YBFa2)?2351N

轴承寿命的校核

106LCr?h1?60n(P)?467714h?24000h

11L106Cr60n()?h2??212724h?24000h

1P2

27

，

2、II轴的轴承校核

轴承30207的校核 求两轴承受到的径向载荷

径向力F2r1?F2H1?F2V1?1768N，Fr2?FH2?F2V2?2831N

查[1]附表6-6，得Y=1.6，e=0.37，Cr?54.2kN 派生力Fd1?Fr1?553N，FF22Yd2?r2Y?884N 轴向力Fa?653N，右侧轴承压紧 由于Fa?Fd1?653?553?1206N?Fd2， 所以轴向力为Fa1?553N，Fa2?1206N 当量载荷 由于

Fa1?0.31?e，Fa2F?0.43?e，

r1Fr2所以XA?0.4，YA?1.6，XB?1，YB?0。

由于为一般载荷，所以载荷系数为fp?1.1，故当量载荷为P1?fp(XAFr1?YAFa1)?1945N，P2?fp(XBFr2?YBFa2)?3368N 轴承寿命的校核

L106Cr60n)?h1?(?2.57?106h?24000h

2P1L?10660n(Crh2P)??4.13?105h?24000h 22

28

3、III轴的轴承校核 轴承33109的校核 求两轴承受到的径向载荷

径向力F22r1?FH1?F2V1?1518.3N，Fr2?FH2?F2V2?2085N 查[1]附表6-6，得Y=1.6，e=0.38，Cr?87kN 派生力Fr1d1?F2Y?475N，FFd2?r22Y?652N

轴向力Fa?730N，左侧轴承压紧 由于Fa?Fd2?730?651?1381N?Fd1， 所以轴向力为Fa1?1318N，Fa2?652N 当量载荷 由于

Fa1F?0.87?e，Fa2?0.31?e， r1Fr2所以XA?0.4，YA?1.6，XB?1，YB?0。

由于为一般载荷，所以载荷系数为fp?1.1，故当量载荷为P1?fp(XAFr1?YAFa1)?2988N，P2?fp(XBFr2?YBFa2)?2294N 轴承寿命的校核

106LCr?h1?60n()?6.78?106h?24000h

3P1Lh?10660n(Cr)?2?1.5?107h?24000h 3P2

29

八、键连接的选择及校核计算 将各个连接的参数列于下表 键 直径mm 工作长度mm 8?50 10?40 12?38 工作高度mm 3.5 4 4 6 4 转矩 极限应Nm 41.71 41.71 118.93 力Mpa 13.69 24.13 32.3 30 32 40 70 42 58 54 46 68 80 20?60 12?70 601.88 42.15 601.88 89.57 查[3]表6-1得[?p]?110MPa，所以以上各键强度合格。 九、减速器附件的选择 1、通气器

由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12×1.25

2、油面指示器，油面变动范围大约为17mm，取M16(16)型号的圆形游标 3、起吊装置

采用箱盖吊换螺钉，按重量取M8，箱座采用吊耳 4，放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

30

十、润滑与密封 1、齿轮的润滑

采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为35mm。 2、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为2.1m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。 3、

润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油220。 4、

密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

31

十一 心得体会

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，例如选择传动比考虑不全面，最终传动比比较大，以致齿轮过大使减速器整体过大，齿轮的计算不够精确等，而且这次设计中风只觉自己对课本知识学得不够扎实，在对齿轮设计校核，轴的设计较，还有轴承的选取校核这几方面，搞得不是很清楚，大部分设计都是根据课本的例题设计的，模仿性较强，不能够完全独立的进行减速器的设计。而且在设计中深深体会到讨论的重要性，在开始的时候由于自己在宿舍画图，没能和其他人讨论，最终使得我的设计上面几个地方没有处理的很好，甚至有些地方没能根据国家标准进行设计，最后，和同学们一起画图通过讨论和他们指导和建议，使我修改了很多地方，把那些不符合国家标准的地方也搞明白了。通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。在这次设计中天气比较热，出汗比较多，很容易就把图纸弄脏了，而且很累尤其是腰，最后画完图基本上直不起腰了，这也使我深深的体会到了劳动的不容易啊，在这行业工作也是很艰辛的需要一个健康的体魄和较强的耐心。

32

十二 参考文献

[1]《机械设计课程设计》，中国矿业大学出版社，任济生 唐道武 马克新主编，2008年8月第一版；

[2]《机械设计手册.第3卷》，化学工业出版社，成大先主编，1992年第三版；

[3]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪明刚主编，12月第八版；

2005年33

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/n633.html