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机械设计课程设计2013-2014 第 2 学期姓 名：班 级：指导老师：成 绩：日期：2014年5月6日前言1第一章、设计要求21.1、传动装置21.2、带式运输机原始数据21.3、工作条件21.4、应完成的工作3第二章、设计方案32.1、电动机的选择32.2、传动系统的运动和动力参数计算42.3、传动零件的计算52.4、轴的计算122.5、键连接272.6、箱体的尺寸设计282.7、减速器附件的选择292.8、润滑与封闭30第三章、设计小结30第四章、参考资料目录30前言1、设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学 生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械 设计课程和其他先修课程的的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的 能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工作能力, 确定尺寸及掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后 进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过 程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册、 运用标准和规范等。李伟杰：机械设计课程设计#2011届模具设计与制造机械设计课程设计卷筒0.951圆锥直齿（8级，稀油润滑）0.971计算得传动的装置的总效率=0.992 x 0.97 x 0.98 x 0.994 x 0.95 = 0.850工作机功率Pw = = 3.74hv所需电动机输出功率为1000几 0.85査表，选择电动机额定功率为5.5kW最后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y132S-4,额定功率 5.5kW,满载转速nm = 1440r/miiio22、传动系统的运动和动力参数计算221、分配各级传动比/1440总传动比j“-lirA-12.41n 116.0査表，推荐 7锥 Q 0.25：“ = 0.25 X12.41 = 3.1025 ,且固取i锥2.95 ,廟4.211推上刃222、由传动比分配结果计算轴速q = nm = 1440r/nuii_ /?! _ 1440 _ 488.14r/nmiII k 2.95nn 488.14./?TTT = = 113.9）厂 / minIII /4.21；7U. = /?in=115.95r/nini2.2.3、各轴的输入功率PT = 联=4.4x0.99 = 4.356kwPn =片 77承 77 惟=4.356x0.99x0.96 = 4.14kwPin= Ai 承村：=4.14x0.99x0.97 = 3.98kwPg = Ph fl 胡联=3.98x0.99x0.99 = 3.90kwTfa = 0.850Ptv = 3.74kwPd = 4.4Rwnm = 1440i7nnii/； = 12.41& = 2.95心=4.212.2.4、各轴输入转矩Td 955Ox 29. 1 8AA - m57； = 955Ox 竺=28.89AA - m兀=95 5Ox= S1.O7V m 117； = 955Ox= 327.812V miiip丁巷一955Ox“ 321 22N m将计算结果列在下表45号钢 小齿轮釆用调 质处理 大齿轮釆用正 火处理轴号功率P/kW转矩T/（N 加）转速 n/ (i/nuii)电机轴4.429.181440I轴4.3562&891440II轴4.1481.0488.14III轴3.98327.81115.95卷筒轴3.90321.22115.952.3.传动零件的计算231、圆锥直齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比u=2.95,传递功率呂=4.356kW, 主动轴转速/?! = 1440r/w/H ,采用一班制工作,寿命10年（一 年以250天计），小锥齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级 材料均选取45号钢，小齿轮采用调质处理，其齿面硬度 为236HBS,大齿轮釆用正火处理，其齿面硬度为190HBSo 精度等级取8级。 试选小齿轮齿数3 = 23Z2 = % = 2.95 x23 = 67.85 ,取乞=68调整后穿2.96（2）按齿面接触疲劳强度设计查有关公式，有齿面接触疲劳强度设计公式 d.尸 4K7Y d 0.85加（1一0.5歿尸” 试选载荷系数：K比=1.3。 计算小齿轮传递的扭矩：7； = 28890 N加 取齿宽系数：如= 0.30 确定弹性影响系数：由表得，Z.=189.8VMP 确定节点区域系数：查图，标准直齿圆锥齿轮传动：Zr =2.5 根据循环次数公式，计算应力循环次数：N、= 60J厶厶= 60x1440 xlx 10 x 250 x 8 = 1.728 xlO9 M=M = 5858x10sll 查图得接触疲劳寿命系数：K“V=1.O, K“v2=1.05 査图得疲劳极限应力：枷=580MP, （yHl.nl = 390MPa由式计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数SH = 1.0,(yH h= KhnS 叭=580 MPd ,= 4095MPa精度等级8级 = 230 =68dl 171.863加由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：71.863/77/77, 则齿宽中点分度圆直径九=血（1-0.5如丿=61.084讪齿轮的圆周速度v=4.610m/560x1000计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查表得K,=lb：动载系数，查表得=1.26c：齿间载荷分配系数，查表得KHa = KFa=d：齿向载荷分布系数,查表得KHp = KFfi = 1.37e：接触强度载荷系数Kh = IKK/砒= 1x1.26x1x1.37 = 1.726按载荷系数校正分度圆直径 二 du 冯心 / Kf 78.98/?/?大端模数 ? = = 3.43/7?/?取标准值,模数圆整为m = 4mmO计算齿轮的相关参数大端分度圆直径4 =叫=92mm , d2 = tnz2 = 212mmQ = arctan = 18.687, 5, = 90 = 71.313。Z2R = d.、“ +1 = 143.72加71 2确定齿宽：b =（j）RR = M.nrnm圆整取b = 45/wz?（3）校核齿根弯曲疲劳强度 载荷系数心=1.726 当量齿数. = = 24.3, %= = 212.4COS cos o2 查表得纬“1 = 2.68,匕= 1.58,冬2 = 2.14, 2 = 1.88 取安全系数Sf=1.6由图得弯曲疲劳寿命系数心皿=1.0, Kf“2=1.05查图得弯曲疲劳极限为：bp圖=420MPa, ar,tft2 = 320MPa 许用应力/刁人- nS圖262.5MPa人 -2曲-210MPa -Sf 校核强度，由式刁-KMX必“ v/b訂加沪（1 05如丿近J/ + 14 7S.9Sntmm = Atmnd、= 92 mmd2 = 212 mmR = 143.72m7b = 45切5 = 18.6875, = 71.313满足齿根弯曲强度ha = 4mmhf = 4.3mmc = 0. Smm$=18.6675 = 71.333 d(d = 99.6mm da2 = 274.6/W/772011届模具设计与制造机械设计课程设计d fl =82.9?？dt2 = 2&8.9”= 18.6671=circcosa+l45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理7级精度込3 = 24J = 102计算得 5 = 14735MPa / 巧 J ,= 140 MPa =4.14W, 主动轴转速q=488.14加,采用一班制工作，寿命10年（一 年以250天计）。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数 小齿轮材料选取45钢调质，大齿轮也选取45钢正火处 理，小齿轮齿面硬度为236HBS,大齿轮齿面硬度为190HBSo 精度等级取7级。 试选小齿轮齿数$ = 24Z4 =宓3 = 4.21 x24 = 101.04 ,取乙=102调整后/ = 4.25J 24 初选螺旋角0 = 12（2）按齿面接触疲劳强度设计查有关公式，有齿面接触疲劳强度设计公式d 二 J2Kh7； “ + 1 ZgZ“ZZ&92011届模具设计与制造机械设计课程设计#2011届模具设计与制造机械设计课程设计 试选载荷系数：Km =1.3（2）计算小齿轮传递的扭矩：7； =81000加 取齿宽系数：爲=1.1 确定弹性影响系数：由表，Z& =189.8jMPa 确定区域系数：查图，标准斜齿圆柱齿轮传动：ZH = 2.5根据循环次数公式，计算应力循环次数:N2 = 60nJLh = 60x488.14 x 1 x 10x250 x8 = 5.86x10s= - = 1.39x10s u查图得接触疲劳寿命系数：72=0.94,心心=0.98 查图得疲劳极限应力：6血严600MPd,巧贬= 550M由式计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数SH = 1.0,/乙人= 564 MPa ,= 539 MPa取接触疲劳许用应力小的，即2/ =0“L=539MPa 计算接触疲劳强度用重合度系数乙，和螺旋角系数Zqat = arctan(tan an /cos 0)= 20.4 lc=circcos=circcosZ3 cosaj(zz + 2h： cos0)= 29.936:Z4 cos at/(z4 + 2h： cos0)= 22.7786 = zz 伽 a“3 -tan e) + 乙(fan aa4 -tan 4 )1/(2龙)=1 5 5 5升=S（0）/龙=1.786乙彳字(1_勺)+子=713Zg = Jcos 卩=0.985#李伟杰：机械设计课程设计 代入数值计算小齿轮直径 44.9nun 圆周速度 V=1.148/77/560x1000 齿宽b,b =仏皿$= 1.1x44.9/77/7? = 4939 mm计算纵向重合度8P = QdS伽0/龙=1.786计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查表得Ka=1.0b：动载系数，查图得K严L05c：齿间分配系数，查表得K血=1.4d：查表得齿向载荷分布系数K砂= 1.421 査图得K“ = 1.35e：接触强度载荷系数Kh = KAKvKHaKHfi = 1x1.05 x 1.4x1.421 = 2.089按载荷系数校正分度圆直径d, = d,. 3 / - = 56.91 lmm(0计算模数叫=卩=2.32加731按齿根弯曲强度设计 由式傑尹 试选载荷系数KFi=1.3 由纵向重合度勺= 1.786,从图得与=0.714 计算当量齿数严仝一=24.6clit 44.9mmKh = 2.089COS P2011届模具设计与制造机械设计课程设计= -4- = 99.4 cos3/? 由图得弯曲疲劳强度极限巧伽3 =500MPg,屯枷4 =380MPg 由图取弯曲疲劳寿命系数心必=0.95, /CFjV4=0.98 取弯曲疲劳安全系数S” =1.4由式得刁人一 5&曲 _ 339.29MPaSf1(rF 4 - 山曲-266 MRz Sf 由3表10-5得齿形系数片“3 = 2.65, % =2.19得应力校正系数匕3=158, YSa4 = l.Sl 计算大、小齿轮的孕$并加以比较。刁丫沖心 _ 0.0123 ,一 0.01491刁人aF 4大齿轮的数值大，所以取牛勺?知一 0.0149d (rF 4 计算得mt 131.9mm,取叫=2.0mm 校正齿数為-乩$0 - 27.8428 ,知一宓3-117.88为使两齿轮齿数互 叫质取乙=119圆整中心距a_(Zi + Z4)mn _150 284mm2cos 卩圆整中心距为a = 150m/z?(修正螺旋角叫=2.0mtnci = 150/wh11李伟杰：机械设计课程设计0 = 11.478= 57.14/77/77d4 = 242 86/?b、= 68m/?b4 = 63 nunmt = 2Mnmiha = 2nmihf = 2.5 mmh = 45mmC = 0.5/77/7?d“3 = 61.14/77/77da4 = 246.86/n/wd = 5214mmd/4 = 237.86/w/?巴= 7389NF=86.2N = 254.7545钢，调质处理d.4 = 16.2/77/7?circcos1 ：i + ：4 ），U = 11.4782a变化不大，不必修正前面计算数值。O计算几何尺寸及齿轮传动尺寸=57.14/77/77 , cl4 = = 242.86/77/77COS pCOS Pb = 250N加，许用转速n=S500r/min ,轴孔的直径范围为 1224niin, dt 16.686 17.01/?/。联轴器的毂孔直径为 20mm, Q = 52fmn 轴段,由联轴器型号直径为/2= 132.5咖在其取值范围内,为合格。52厶=厶 +厶一T + 3+1.75 = 36mm 零件的周向定位査1表14-24得左端半联轴器定位用A型平键，宽度为6mm,长度略小于轴段， 取 45mm,选取键 6x45GB/T 1096-1990,右端小齿轮定位用A型平键，宽度为8mm,长度略小于轴段，取 63mm,选取键 8x63GB/T 1096-1990（5）求轴上的载荷厶=100 mm/3 = 63.4/77/77 l2 = 1325 厶=86”厶=125 nun载荷水平面H（轴承1）垂直面V（轴承2）支反力RR1W =96.52,R2H =351.25N=353.6N,/?2V= 109257V总支承反力R严 366.5N=1147.62a截面弯矩m“M 曲=-12786.25-11in MaV = 4685 2N mmb截面弯矩旳刚=3370.42 N mmMhv = 62434 .3N mm总弯矩= j49699.5+1061183 =47085.7/V w/hM/, =3370.42 N 加扭矩T1 = 28890 N mm李伟杰：机械设计课程设计根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图李伟杰：机械设计课程设计李伟杰：机械设计课程设计6A髙述轴的结构构想图图 3李伟杰：机械设计课程设计李伟杰：机械设计课程设计李伟杰：机械设计课程设计轴的强度满足要求键连接强度足够(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，a截面为应力最大的位置，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a = 0.6,轴的计算应力JW+何丿育歸九查3表15-1得J1 = MPa ,因此 o-_J ,强度满足要求。(7) 校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为o-pl = 24.7MPG ；djil齿轮处键连接的挤压应力为込,产 = 13. IMPgd5lil取键、轴及带轮的材料都为钢，由表得“,=125 150MPa,apl vb“ ,强度足够。(8) 校核轴承寿命计算轴承的轴向力：查表得30205轴承的= 32200 N, 5 = 37000 N, e = 0.37, Y = 1.6。则轴承 1、2 的 内部轴向力分别为1乙1147.6s= 2 =一33&6N-2Y2x1.6外部轴向力4 = 86.2N,各轴向力方向如图6所示，则S,+ 4 = 358.6 + 86.2 = 444.8/VS则两轴承的轴向力分别为/ti=52 +4 = 444.8Fa2 = S2 =358.6N计算当量动载荷 因为行& =444.8/366.5 = 1.2 e,轴承1 的当量动载荷为人=0.4& + 1.6& = 0.4x366.5 + 1.6x444.8 = 858.28N因为巧异凡=358.6/1147.6 = 0.31 ,轴承2的当量动载荷为P2 =R2= 1147.6N因为故只需校核轴承2, P = P2。轴承在100 C 下工轴承寿命满足作，查表得 fT = 1,/F = 1.5 o校核轴承寿命轴承2的寿命为応弓一 10632000 肯h-19696L0h60心 fpP60x1440 1.5x1147.6减速器预期寿命为：Lh= 2x8x250x10/? = 40000/?Lh Lh ,故轴承寿命足够。要求2.4.2,中间轴的设计与计算(1)轴上的功率片 = 4.14RVy,转速“I】 = 488.14加，锥齿轮大45钢，调质处理端分度圆直径4 = 272肋，其齿宽中点处分度圆直径耳= 738.9N=(1 0.50尺汕=231.2山，心=57.肿，齿轮宽度F心=254.75 N = 68” o=862N(2)选用常用材料45钢，调质处理。(3)求作用在齿轮上的力耳3 = 2835. IN大圆锥齿轮:圆周力巧2 = 738.9N,轴向力巧2 =254.75,径向巧3 = 575.7N力F八= 862N圆柱齿轮：圆周力耳3 = 2835.1N,轴向力巧, = 575.7N，径向力 Fri = 1053 N o(4)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 取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为45钢，调质处理。根据3表 15-3,取Ao =112 ,于是得尸,3 = 1053 N李伟杰：机械设计课程设计李伟杰：机械设计课程设计=22.84d = 22.84切(5)轴的结构设计图 4 中间轴的结轲构想图李伟杰：机械设计课程设计李伟杰：机械设计课程设计 轴承部件的结构设计该轴不长，固釆用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从顾处开始设计。 轴段及轴段的设计 该轴承选用圆锥滚子轴承，根据= 22.84/?ww ,暂取轴承30205,轴承内径d = 25mm,外径D = 52mm，总宽度卩= 16.25mm，内圈宽度3 = 15皿，内圈定 位直径心=31mm ,外圈定位直径Q = 44劝轴承对轴上力作用 点与外圈大端面的距离6 = 12.5”，固/ = 25加也，通常一根轴 上的两个轴承取相同的型号，则d5 = 25”。d2 = d4 = 32 mm 齿轮轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮3,轴段 上安装齿轮2。为了便于安装，也和d4应分别大于W5,所以可 以取d2 = 2Smm ,经验算，其强度不满足要求，可暂定 d2=d4 = 32/77/77 进行计算。l4 = 38 mn?齿轮3的直径较小，釆用实心式，其右端采用轴肩定位，左 端采用轴套定位，齿轮2的轮毂的宽度范围约为(1.2 1.5乩=38.4 48曲，取其轮毂宽度/4= 38/?/?/ ,其左端釆L2 = 66 mmL4 = 36 mm= 38厶=12 mmBx =134伽用轴肩定位，右端釆用轴套固定。为使套筒端面能够顶到此轮端 面，轴段和轴段的长度应比相应的齿轮轮毂略短，仇=68/nwi ,故取 L2 = 66mm , L4 = 36mm。 轴段的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07 0.1汕=2.24 3.2皿，取其高度h = 3mm , = 38/wh o齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体 内壁的距离均取为产8肋，根据经验取厶=12加“，使箱体两 内侧壁关于高速轴轴线对称，其宽度Bx = 2A1 + /?3 +厶+厶=134曲。此时锥齿轮没有处在正确的安装 位置，在装配时可以调整两端盖下的调整垫片使其处在正确位 置。 轴段和轴段的长度 由于采用油润滑，故轴承内端面距厶=30mm L5 = 30mm箱体内壁距离取为 = 5八 则轴段的长度为 厶=B + + + （a 厶）=轴段的长度为厶=B + + 1 + （厶一厶）=30 mm 轴上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端A = 50.75mm l2 = 58.1mm /3 = 42. mm面的距离=125/肿，则由图4可得轴的支点及受力点间距为 /1=T-fl3 + A + A1 + y = 50.75=5 & 1mm人=厶+ + +厂一=42.（6）键连接 齿轮和轴段间采用A型普通平键连接，查表得键的 尺寸、型号分别为3号齿轮所用键宽度b = l0mmf厚度力, 长度L = 62/7W/, 10x62 GB/T1096-1990, 2号齿轮所用键宽度 b = l0mm,厚度 h = Smm ,长度乙=32mm, 10x32GB/T1096-1990（7）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李伟杰：机械设计课程设计载荷水平面H（轴承1）垂直面V（轴承2）支反力RR1Z/ =979.3N,R1V=2O91,R2H =12.5NR2V = 1483AT总支承反力& = 2309 NR2 = 1483 .INa截面弯矩m“M“h =-49699.5Nmj=106118Mm = 33251.7N “nb截面弯矩=-289229/VMhv = 62434 3N mm m处MhH = 526.3N nun总弯矩Ma = J49699.5, +10611 & 3, = 117179.9N nunMa = V33251.72 +1061183, = 111206/V mm叽=68808 .3N nun Mb = 62436.5/V mm扭矩T7； =81000 N 曲弯矩和扭矩图如下:（8）按弯扭合成应力校核轴的强度2李伟杰：机械设计课程设计由上图可知，a-a剖面左侧弯矩大，但其右侧除了有弯矩还作用 有扭矩，其轴颈较小，故其两侧都有可能是危险面，故需要分别 计算。a-a剖面的抗弯截面系数W =裡 _ = 26707F322d 2抗扭截面系数为函.-吨b/(d_5887/w/3162d)Az剖面左侧弯曲应力为巧-439MPaWfa-a剖面右侧弯曲应力为yb-Ma -41.7 MPaw剪切应力为：-13.8MPGWT按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的轴承，弯矩按脉 动循环处理，故取折合系数a = 0.6,当量应力为Cfca = yj(rb2 + 4(ar)2 = 46.9MPa q,故 a-a 剖面右侧为危险面，而45钢调质处理抗拉强度极限=650MPa查表得其许用弯曲 应力a_ih=6OMPa ,强度满足要求。(9) 校核键连接的强度4T齿轮3处键连接的挤压应力为= 243MPa47锥齿轮2处键连接挤压应力为= vf7 = 57.5MPQd4hl取键、轴及带轮的材料都为钢，由表得刃,=125150以ap ,强度足够。(10) 校核轴承的寿命s 图 6 中间轴柚承的布置与受力轴的强度满足 要求键连接强度足 够2李伟杰：机械设计课程设计计算轴承的轴向力 查表得30205轴承得C, = 32200 N ,Cor = 37000 N , = 0.37, Y = 1.6。查表得 30205 轴承内部轴向 力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为RRS严一L = 721.6N,S, = 463.5N,由图6得，外部轴向力2Y- 2YA = 329.95N,S? + 4 = 463.5 + 329.95 = 793.45N S】，则两轴的轴 向力分别为 Fal = S2 + A = 793.45 N,F心= S2 = 463.5 计算轴承1的当量动载荷 因故只需校核轴 承1的寿命。略/尽=0.34 = 0.37查表得当量动载荷计算公式即P = XFr+ YF(li = lxFr = 2309 N轴承在1005C以下工作，查表得力=1.0,对于减速器查表的载荷 系数 Lh 故轴承寿命足够。2.4.3、低速级轴的设计与计算45钢，调质处理(1) 己知条件 低速轴上的传送功率；转速“111=115.95min ,转 矩7； = 32780 N - mm ,齿轮4的分度圆直径心=242.86mm ,齿轮 宽度乞=63 nun(2) 选择轴的材料因传递的功率不大乂没有对重量和尺寸有特 殊的要求，故查表选用45钢，调质处理。(3) 求作用在齿轮上的力圆周力件=2835. W ,轴向力巧3 = 575.7N ,径向力厲=53 N。(4) 初估轴的最小直径(5) 根据表，取112,于是得讪=彳铲= 36.4加用,轴与联轴 器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%,轴端最细处直径为 36.4 + 36.4x(0.03 0.05肿=37.5 38.2/?/?轴的结构设计2李伟杰：机械设计课程设计拟定轴上零件的装配方案，如下图2李伟杰：机械设计课程设计2李伟杰：机械设计课程设计图 7 低速轴的结构构想图2李伟杰：机械设计课程设计 轴承部件的结构设计该减速器发热小，轴不长，故轴承采 用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。 轴段5-6,此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径45nun,长 度略小于轮毂长度取为58nmio 轴段及联轴器的设计为补偿联轴器所连接两轴的安装误 差，隔离震动，釆用弹性柱销联轴器。查表，取载荷系数K” = 1.5, 则计算转矩T = KaT. = 491715 N mm根据 / 36.4 + 36.4x(0.03 0.05肋= 37.5 38.2劝查表得 GB/T 5014-2003中的LX3符合要求，公称转矩为1250Nmm, 许用转速4750 r/min ,由联轴器型号及轴段的直径范围得联轴 器内径为40mm,长度84nmiJ型轴孔，A型键，联轴器主动端 代号：LX3,40x84 GB/T5014-2003心=40/whL1 = 82innd、= 47 mm相应的轴段直径d = 40/77/7?其轴向长度应该略小丁- 84111111,取 L = 8211111 o 轴段与密封圈的设计 在确定轴段的直径时，应同事考 虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩 高度h =(0.07 0.1妞=2.84肋?。轴段的轴径d2 =d + 2 = 45.6 48最终由密封圈确定。该处轴段的圆周速度小于3m/s ,可选用毛毡圈油封，查表选毛毡圈 65JB/ZQ4606-1997,则 d2 = XI mm 轴段和轴段及轴承的设计考虑到轴承有轴向力的存 在，但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承， 其直径应既便于轴承安装，乂符合轴承内径系列。现暂取轴承 7210C,由表得轴承内径d = 50m,外径D = 90讪,宽度B = 20/77/77，内圈定位直径da = 57mm，外圈定位直径Da = 83”， 轴上定位端面圆角半径最大rf = inmi ,轴承对轴的力作用点与外 圈大端面的距离= 19.4/ww ,故“3 = 50”。由于齿轮圆周速度 大于2m/s,轴承采用油润滑，无需放挡油环，厶=3 = 20加。 为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁 距离 =o通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故= 50nun 轴段与齿轮d6d.可初定de = 52讪，齿轮4的宽度范 围为（1.2 1.5汕=62.4 78/77/7?,取其轮毂宽度与齿轮宽度b4 = 63mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用轴套固定。为 使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段长度应比齿轮4的轮毂略 短，取 L6 = 60 mm o 轴段和轴段的设计 轴段为齿轮提供轴向定位作用， 定位轴肩的高度为力=（0.07 0.1汕=3.64 5.2mm取h = 4mm, 则 d5 = 60nun, L5 = 1.4/? = 5.6/wn，取厶=3mm轴段的直径可d4 = 80曲，齿轮左端面与箱体内壁距离为 A4 = Aj + 03 - 乞）/ 2 = 12mm , L4 =+ A - A4 -Z?4 - L5 = 56mm。 轴段与轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件有关 夕卜，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为 L = 65和，轴承旁连接螺栓为M20,轴承端盖连接螺钉选 GB/T5781 M10x25,其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外 径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端 盖外端面的距离为K = 10w 则有= L + Az + Bi+K-B- = 62 mmd, = 50 mm厶=20mmd7 = 50 mmd6 = 52 nun厶 6 = 60/77/7?d5 = 60mmL5 = Snun d4 =80” 厶4 = 56/77/7?L = 65/77/77L2 = 62/77/77轴段 L7 = + A + A4 + /?4-/?6= AQnun(7) 轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面 的距离= 19.4殆，则有图7可得轴的支点及受力点间的距离/| =厶,+ 厶 扌偽=49.为h =厶 + 厶4 + 厶 + = 96.1772人=偽 + 厶 + 如=122.4/?/?2(8) 键连接联轴器与轴段及齿轮与轴段键釆用A型普 通平键连接,由表选型号分别为键12x78 GB/T1096-1990和键 16x56GB/T 1096-1990(9) 轴的受力、弯矩及扭矩如下表弯矩、扭矩图如下J =h = 49.1mml2 = 96. lnun/3 = 122.4/Z/W载荷水平面H(轴承1)垂直面V(轴承2)支反力RR1W =215.5?/, 凡“ =837.5NRw=1876.4N, 心=95 ESIN总支承反力览= 1888.7R2 =1273 Na截面弯矩m“MaH =10581.1?/-111111,Mm = 80483.75N?MaV =92131.2N -mm总弯矩M“ = Jl 05 81. F + 92131.22 = 92736 8N mm=80483.75+92131.2, =122334.8N加加扭矩T7； =327810 N - mm2李伟杰：机械设计课程设计2李伟杰：机械设计课程设计图 8低速轴的结构与受力分析2李伟杰：机械设计课程设计(10)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，a-a剖面右侧 弯矩最大，且作用有扭矩，故a-a剖面右侧是危险面，其抗弯系 数为应一翌y 2670肿322d &抗扭截面系数为Y-铁严= 6895”弯曲应力为5,=善=1 IMP a2李伟杰：机械设计课程设计2李伟杰：机械设计课程设计剪切应力为令小2咖轴的强度满足要求弯扭合成强度计算兀=7 + 4(ar)2 = 19.3M巾(y_lh,强度满足要求。(11)校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 =將= 62.IMP。； 齿轮处键连接的挤压应力为= 4t7 = 63MPdp d5hl键的连接强度取键、轴及带轮的材料都为钢，由表得足够刃,=125150册內,勺2 S?,则两轴的轴向力分别为6 = $ = 755.5N, Fa2 = SL + A = 1331 2N 计算轴承的当量动载荷 由F“JC。= 0.024查表得e = 0.393因 巧&=0.4丫故X=0.44# = 1.425轴承1的当量动载荷Pl = XRi + YFal = l90y.6N由心/C。= 0.0416 ,查表得 = 0.413,因Fa2/R2=lMe故X= 0.44# = 1.357,则轴承2的当量动载荷为R = XE +疙，= 2366.56 校核轴承寿命 由于故只需校核轴承2, P = P.。轴承 在1005C以下工作，查表得/=1.0,对于减速器查表的载荷系数轴承2的寿命为10 fC YLh=251931.8/7,而减速器预计寿命为轴承的寿命足60iiHL/ = 1X 8 X 250X10 = 20000/7,乙 厶；故轴承寿命足 够。25、键连接将各个连接的参数列于下表2李伟杰：机械设计课程设计2李伟杰：机械设计课程设计键直径工作长度mm工作高度nun2李伟杰：机械设计课程设计nun6x45203968x632355710x623252810x323222816x5652401012x78406682.6、箱体的尺寸设计名称代号尺寸/mm锥齿轮锥距R143.72低速级中心距a150下箱座壁厚817上箱座壁厚=0.856下箱座剖分面处凸 缘厚度b = l.5S10.5 71上箱座剖分面处凸 缘厚度$ = 1.5 百9地脚螺栓底脚厚度p = 2.5517.5 “8地脚螺栓直径M20地脚螺栓通孔座直 径25地脚螺栓沉头尺寸D。48箱座上肋厚加 0.8556箱底肋厚加 0.8556底脚凸缘尺寸厶32l230地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓M16箱体凸缘连接螺栓d2M12上箱壁厚4 = 0.8556轴承旁连接螺栓通 孔直径17.52李伟杰：机械设计课程设计部分面凸缘尺寸24c220轴承盖螺钉直径4 = （0.4 0.5）d8检查孔盖连接螺栓 直径心=（0.30.4）巧6圆锥定位销直径d5 = 08d、10上下箱连接螺栓直 径d2M12上下箱连接螺栓通 孔直径d；13.5上下箱连接螺栓沉 头直径D。26减速器中心高H = （l 1.12）a1.65轴承凸台高度h55轴承凸台半径20轴承端盖外径D）= D + （5 5.5）314轴承旁连接螺栓距 离SD214箱体外壁至轴承座 端面的距离K = C + C? + （5 8）50轴承座孔长度K + 858大齿轮顶圈与箱体 内壁间距1.258.4齿轮断面与箱体内 壁间距2 5727、减速器附件的选择271、通气器由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12X1.252.7.2、油面指示器油面变动范围大约为17mm,取A20型号的圆形游标2.7.3. 起吊装置釆用箱盖吊换螺钉，按重量取M12,箱座釆用吊耳2.7.4, 放油螺塞2李伟杰：机械设计课程设计选用外六角油塞及垫片M16X1.528、润滑与密封2.8.1、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35nmio2.8.2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为3.4ni/s,所以开设油沟、飞溅润滑。2.8.3、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。2.8.4、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。第二章.设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没 有考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。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。第四章.参考资料目录2011届模具设计与制造机械设计课程设计1 减速器设计实例精析，机械工业出版社，张春怡，郝广平， 刘敏编著，2010年1月第一版第一次印刷；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，2012 年12月第九版；4 机械原理，高等教育出版社，孙桓主编，2005年12月第 七版；2
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