机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器计算说明书.docx

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1、机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：二级圆柱齿轮减速器 专业、班级：学号：学生姓名：指导教师：成绩：2015 年 7 月 18 日 浙江科技学院机械与汽车工程学院目录 1.设计任务书.2 2.前言.3 3.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算箱体设计及说 明.4 4,带传动设计.8 5,齿轮设计.11 6.轴类零件设计.26 7,轴承的寿命计算.38 8,键连接的校核.40 9润滑及密封类型选择.41 10.箱体设计及说明.42 H.设计小结.44 1212.参考文献 44 1.设计任务书 1.1 课程设计的目的 课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节。课程设计时要综合运用本课程所

2、学知识，以及如制图、工程力学、机械制造、材料及热处理、极限与配合等课程的知识，独立地进行设计。本课程设计是学生学习过程中的第一个比拟全面的独立进行的设计训练,是一个很重要的教学环节。学习机械设计的一般方法，了解简单机械装置、通用零件的设计过程和一般步骤。进行根本的工程训练。例如，设计计算、验算、估算及数据处理，绘图表达，使用参考资料、设计手册、标准和标准，编制设计计算书等技术文件。树立正确的科学的设计思想，培养独立进行工程设计的能力，为今后进行专业课程设计和毕业设计，以及从事其他设计打下良好的根底。稳固和加深各先修课的根本理论和知识，融会贯穿各门课程的知识于设计中。1.2 课程设计的内容 1、

3、减速器内部传动零件（齿轮和轴）的设计计算。2、联轴器、轴承和键的选择和校核验算。3、减速器附件的选择及说明。4、箱体结构的设计。5、润滑和密封的选择和验算。6、装配图和零件图的设计和绘制。7、设计计算说明书的整理和编写。1.3 课程设计的任务和要求 1）装配图1张（1号或O号图纸）；2）零件图3张（齿轮或蜗轮、轴或蜗杆、箱体或箱盖）；3）设计计算说明书1份（不少于6000字）。2.前言 2.1 传动方案的拟定 采用普通V带传动加二级斜齿轮传动，如图2.1 图2.1 2.2 原始数据 输送带工作拉力F=2.8KN,输送带速度V=0.8ms,卷筒直径D=550mmo 3.电机选择 3.1 电动机类

4、型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为38OV。3.2 选择电动机的容量 工作机有效功率PM=篙,根据题目所给数据F=2.8KN,V=0.8ms 那么有：P.=-=Ox(=2.24KW 100O100O 从电动机到工作机输送带之间的总效率为 7=77z72 7s 74 75 式中办，,%,小,%分别为V带传动效率,滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计课程指导书表1可知”=0.96,%=0.98,%=0.97,%=0.99,%=0.96,那么有：枢=0.96 0.984 0.972 0.99 0.96=0.79 所以

5、电动机所需的工作功率为:pr)74 Pd=E=2.84KW0.79 3.3 确定电动机的转速 按机械设计课程指导书表1推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=840和带的传动比I带=24,那么系统的传动比范围应为：I=UU=(8-40)(24)=16-160 工作机卷筒的转速为 60 100Ov60 1000 0.8n-_ D-3.14 550 所以电动机转速的可选范围为 n=Ln=(16160)27.78rmin=(444.54444.8)r/min 符合这一范围的同步转速有750rmin,1000rmin,1500rmin和 3000rmin四种。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适

6、用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表。型号 额定 功率 额定 电流 转速 效 率 功率 因数 堵转 转矩 堵转 电流 最大 转矩 噪声 振动 速度 重量 额定 转矩 额定 电流 额定 转矩 1 级 2 级 kW A r/min%COS 倍 倍 倍 dB（八）mm/s kg Y100L-2 3 6.4 2880 82.0 0.87 2.2 7.0 2.3 74 79 1.8 34 =27.78rmin Y100L2-4 3 6.8 1430 82.5 0.81 2.2 7.0 2.3 65 70 1.8 35 Y132S-6 3 7.2 960 83.0 0.8 2.0 6.5 2.2

7、66 71 1.8 66 Y132M-8 3 7.7 710 82.0 0.7 2.0 5.5 2.0 61 66 1.8 76 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比拟适宜。因此选定电动机型号为Y132S-6 3.4 传动装置总传动比和分配各级传动比 1）传动装置总传动比L=%=34.6n27.78 2）分配到各级传动比 I=foi io的合理范围为24。初步取V带的传动比诂二2.5那么 i=13.84 ZO 3）分配减速器传动比 参考机械设计课程指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比 Z1=4.4,低速级传动比为=上=3.15 1I 3.5

8、传动装置的运动和动力参数计算 各轴转速 各轴输入功率（式中：n=%；1112=114223=21）各轴转矩 Tl=Tdio11o=28.25X2.5X0.96=67.8Nm T11=Ti12=67.8 4.4 0.98 0.97=283.58Nm T11=Ti223=283.583.150.980.97=849.15Nm TiflLa=T）42=849.150.980.99=823.85Nm T输出=TA 0.98（式中：110=Hp=HE=n3rl2H34=）运动和动力参数表 轴名 效率P Kw 转矩T Nm 转速nr/min 传动比i 效率n 输入 输出 输入 输出 电动机轴 2.84 2

9、8.25 960 2.5 0.96 I 轴 2.73 2.68 67.8 66.44 384 4.4 0.95 II轴 2.60 2.55 283.58 277.91 87.3 3.15 0.95 III轴 2.47 2.42 849.15 832.17 27.7 1.00 0.97 卷筒轴 2.40 2.35 823.85 807.37 27.7 4.带传动设计 4.1 确定计算功率 据机械设计表8-8查得工作情况系数K=I.1。故有：PCa=KAP=1.33KW=3.9W 4.2 选择V带带型 据P“和n111查机械设计图8-11选用A带。4.3 确定带轮的基准直径d，“并验算带速(1)初

10、选小带轮的基准直径d，”由机械设计表8-7和8-9,取小 带轮直径d=100mm。(2)验算带速v,有：=5.03%因为5.03ms在5ms-30ms之间，故带速适宜。(3)计算大带轮基准直径cl”dd2=z0 ddl=2.5 100=250mm取d,CCL,日。at=arctan I-J=arctan I-U=20.562 cos cos 14/ZICOSat、z 24 cos 20.562 aatl=arcos I -；-J=arcos(-ttc z1+2 han cos 24+2 l cos 14 aat2=arcos Z2+2 han cos P、(107 cos 20.562 CCY

11、C J=arcos -=23.13 107+2 1 COS14/z1(tantl-tana)+2 z2(tanaa 2-tana)24 (tan 29.974 tan 20.562)+107 (tan 23.13 tan 20.562)=2r=1.66 0dz1 tan l 24 tan 14o 1 r.r._ 8=-=-=l.905 度极限miml=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 CrHIhn2=560MPO 由机械设计式(10-15)计算应力循环次数 N1=60n1Lfl=60 384 l 365 16 10=L34 109 N2=134xl9=3.06XlO8 乙U4.4由机械设计

12、图10-23取接触疲劳寿命系数 KNHl=0.91,KNH2=0.97 取失效概率为1%,平安系数S=I,有 1二迎嘤皿三091x58QMPa=528MPa li2=KWH=22LMPa=543.2MPa 取。田1和。川2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力 aHz1=528MPa2)试算小齿轮分度圆直径 d KHtTl+1(ZHZEZrZ6)2=41.183 mm=48.55 mm =41.18mm（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 计算圆周速度。血3.14 41.18 384,CO。，V=-j-j-=-m/s=0.82ms 60 1000 60 1000 计算

13、齿宽b b=Jk=I 41.18mm=41.18mm 2）计算实际载荷系数KH。由机械设计表10-2查得使用系数勺二1根据v=0.82ms，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数K17=1.05 齿轮的圆周力Ft=2Tdh=2X6.78X10441.18N=3293N KARJb=IX3293/41.18Nmm=79.97NmmlOONZmm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KHa=L4由机械设计表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承 非对称布置时，KHB=I.45那么载荷系数为 K=KAKVKHaKHB=IX1.05 1.4 1.45=2.13 3）实际的载荷系数校正所算得的

14、分度圆直径:321.36.781O4 5.4 XX 4.4 2.433 189.8 0.66 0.985、2 -)mm 528 di=Mt 及相应的齿轮模数 d1cos48.55cosl4o”-mm=1.96 3.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式(10-20)试算齿轮模数，即 14 -=1-1.905=0.778 120 120 计算管由当量齿数 Zl24 Z2107 ZVI=旃=阳讦=26.27,Zv2=薪=赤赤=1 查机械设计图10-17,得齿形系数YFa尸2.62,YFa2=2.18o 由机械设计图10-18查得应力修正系数YSal=I.6、Ysa2=1.80 24 Zi mnt3 2

15、21lygYcos2 0d Vs p 1)确定计算参数 试选载荷系数KF.3 由机械设计式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Bb=arctan(tancost)=arctan(tanl4ocos20.562)=13.14 1.66 0 75 5+-cv Cos2Pb cos213.140o 0 75=0.25+=0.68 1.75=1.75 由机械设计式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y=l-v 60 x1000 3.14 40.56 384 60 x1000 m/s=0.82ms 由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFNl=09,KFN2=0.95

16、由机械设计图1024c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 分别为OFLim1=330MPaoFHm2=310MPa 取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由机械设计式(10-14)得 aF1=Flim1J9X330=212.14MPaS 1.4=K=2*2=o95X31。=210.36MPa 1.;S 1.4 因为小齿轮的鬻大于大齿轮，所以取=TT=0,0198 2)计算齿轮模数 =0.0198 2.18 X 1.8 210.36=0.0187 Hlnt 2 2 KptT1YYCOS2 斤Jsa CF _3 2xl.3x6.78xl4o 68X0.778XCOS214。1 242 X 0.0198=

17、1.64(2)调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V d=mtZjcos B=1.6424cosl4o mm=40.56mm 2.62 1.6 212.14 2%Q2”2 齿宽b b=Jk=I 40.56mm=40.56mm 齿高h及宽高比b/h h=(2hgn+c11)mnt=(21+0.25)X1.64mm=3.69mmbh=40.563.69=10.99 2)计算实际载荷系数KF。根据v=0.82ms,8级精度，查机械设计图108得动载系 数K17=1.04 齿轮的圆周力Ft=2Tdit=26.7810440.56N=3343N KAFJb=IX334340.56Nm

18、m=82.40Nmm100Nmm 查机械设计表103得齿间载荷分配系数KHa=L4 由机械设计表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承 非对称布置时，KHB=I.455 那么载荷系数为 K=KAKUKHaKHB=1X1.02 1.4X1.455=2.08 3)实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：及相应的齿轮模数m/s=0.31ms=66.77 mrn=78.1mm d1cos-66.77 cosl4 Z1 24 3.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式(10-20)试算齿轮模数，即 1)确定计算参数 试选载荷系数KFFI.3 由机械设计式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Bb

19、=arctan(tancost)=arctan(tanl4ocos20.562)=13.14 1.639 tvCos2Pbcos213.140o L728 075 075 Y=0.25+=0.25+L=0.684 EaV 1.728 由机械设计式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YB 14 YB=I-1-1.905X=0.778 120 120 计算 由当量齿数 Z124 Z277 ZVl=-=-=26.27,Zv2=-=-=84.29 cos3 cos314 cos3cos314 查机械设计图10-17,得齿形系数YF*2.62,YFa2=2.22o 由机械设计图10-18查

20、得应力修正系数YSal=L6、Ysa2=1.78 由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFNl=0.95,KFN2=mn=mm=3.16 mnt3 2 KFtTIygYcos20 0d p 0.97 由机械设计图1024c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 分别为om1=330MPaaFlim2=310MPa 取弯曲疲劳平安系数S=L4,由机械设计式(10-14)得 瓦1=生二”等2二224MPa aF2=KFN2了2=o97jio=214.79MPa 因为小齿轮的鬻大于大齿轮，所以取 YF(JsaFaIqal=0.0187 2)计算齿轮模数 32KFt7ygYpC0s2B(与ysj

21、0汨VCF/32xl.3x2.83xl5o684X0.778XCOS214。I 1 242(2)调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V d=mnlzjcosB=2.3824cosl4omm=56.4mm 齿宽b 2.62 1.6-224-=0.0187 2.22 X 1.78 214.79=0.0183 mru2 X 0.0187=2.384 60 x1000 3.14 56.4 87.3 60 x1000 m/s=0.26ms b=Jk=I 56.4mm=56.4mm 齿高h及宽高比b/h h=(2hgn+c11)mnt=(21+0.25)2.384mm=5.13mmbh

22、=56.45.13=10.99 2)计算实际载荷系数KF。根据v=0.26ms,8级精度，查机械设计图108得动载系 数尤=1.02 齿轮的圆周力Ft=2Tdit=22.8310556.4N=10035N KAFdb=1X1003556.4Nmm=178Nmm100Nmm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KFa=I4 由机械设计表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHB=L45,结合bh=10.99,查图10-13,得KFB=L455那么载荷系数为 K=KAKUKFaKFB=1X1.02X1.4X1.35=1.92 3)由机械设计式(10-13),可得实际的载荷系数

23、算得的齿轮模数：4.几何尺寸计算(1)计算中心距(Z+Z2)/(26+83)x2 2cos 2cosl40=168.5mm m mm=2.65 mm 考虑模数从2.65增大到3,取中心距为168(2)按调整后中心距修正螺旋角 (26+83)310o arccos-=13.29 2 168(3)计算分度圆直径 Z1mn26 3 一 d1=-=-VCmm=80.15mm 1 cosCOS13.29 Z2mn83 3 一 d2=-=-mm=255.85mm 2 cosCOS13.29(4)计算齿轮宽度 b=ddi=l80.15=80.15wn 取b=86mm,b2=8lmm5.大小齿轮各参数见下表

24、低速级齿轮相关参数(单位mm)表5-2 名称 符号 数值 模数 mn 3 压力角 a 20 螺旋角 B 13.29 齿顶高 3 齿根高 h/3.75 全齿高 h 6.75 分度圆直径 4 80.15 4 255.85 =arccos(Z1+Z2)m11 2a 齿顶圆直径 1 86.15 d(i2 261.85 齿根圆直径 d八 72.65 d二 248.35 基圆直径 4,75.3 240.4 中心距 168 6轴类零件设计 6.1高速轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P；=5.68KW,m=384rmin,T;=6.64104Nz三 2.求作用在齿轮上的力 高速级小齿轮的

25、分度圆直径为d=49.28mm,C 2邛2 66400,cnt 而Ei=l=-=2695N dl49.28 压轴力F=1250N 3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40CrNi钢，调质处理据 机械设计表15-3,(Ao=IlO,于是得:3=1IOj-=21.02mm YnlV384 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%故d23.12mm,FrI=F tann cos 2695 X 上空=1007 cosl3.1 d min=A U 又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmi=25mm,查机械 设计表8-11知带轮宽B=3e+2f=3 15+2 9=63mm

26、故此段轴长取60mmO 4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案 通过分析比拟，装配示意图61 图61(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)I11段是与带轮连接的其d=25mm,l-l1=60mmo 2)1111I段用于安装轴承端盖，轴承端盖的宽度为40mm(由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖与I-II段左端的距离为30mm。故取1-Omm,因其右端面需制出一轴肩故取d-=27mm0 3)初选轴承，选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d-/=27mm,由轴承目录里初选3306号其尺寸为d=30mm,b=20mm故d“v=30mm。

27、又左边采用轴肩定位取d-v=35mm所以IlV-V=Io5.5mm,dv-v=38mm,IV-Vl=IOmm 4)取安装齿轮段轴径为dVi-Vii=34mm,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，齿轮宽度为55mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l-m=52mm。齿轮左边V11VID段为轴套定位，且继续选用3306轴承，那么此处dw5=30mm0取lE=42.5mm(3)轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按山-由机械设计表61查得平键截面bXh=8X7,键槽用键槽铳刀加工长为50mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，应选择带轮与轴之间的配合

28、为以，同样按dvz由机械设计表61查得齿轮与轴的连r6 接用平键10 8 45,齿轮与轴之间的配合为生，轴承与轴之间的r6 周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 表15-2取轴端倒角为2x45.其他轴肩处圆觉角见图6-2。5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图6-3 图63 现将计算出的各个截面的M”,Mv和M的值如下：Fa二1622NFV112=I379NF也=757NF屹=I938N Mm=81352N的 MH2=137500Nmm MV=II4332N制 M=813522+1143322=140321N

29、 三w M2=MH2=137500N叼 T1,=6.64 104N三w 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。那么根据机械设计式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:71403212+(0.6 66400)2.p 0.1 343 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计表15/查得=60Mp,Cab-L故平安。6.2中速轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面的计算得苗=2.55kw,n2=87.3rmin,=2.78 IO5N 2.求作用在齿轮上的力 中间轴大小齿轮的分度圆直

30、径为 d2=219.7mmd=80.15mm 而Ft2=Fti=2695,Fr2=Fri=I007 r72712 2.78 105 Ft3=-J=-d、80.15 FiX焉=6937x=2592N 3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据机 械设计表153,取Ao=Il0,于是得:因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%故dmi=37.26mm,又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，应选用圆锥滚子轴承，参照工作条件可选32008,其尺寸为：d b=40 19故d=40mm,右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取22mm,所以=6937N,

31、=&x 滤l=33.87mm H min Z=1/-=44mm 4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比拟，装配示意图64 图6-4(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)HHI段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为50mm,为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取111-in=47mm,d-/=43mm。2)III-IV段为高速级大齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴 条件计算得=12mm,d，-=48mm0 3)IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为86mm可 取1v-v=83mm,dv-v=43mm 4)V-VI段为轴承同样选用圆锥滚子

32、轴承32008,左端用套筒与 齿轮定位，取套筒长度为20mm,那么If=42mm,dv-w=40mm(3)轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按即的由表61查得平bXh l=12 8 40,按d得平键截面bXhXl=12X8X76,其与轴的配合均为以。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处r6 选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表152取轴端倒角为2x45。.轴肩处圆角见图6-5。图65 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图6-6o 图7-4 现将计算出的各个截面的M”,Mv和M的值如下：F三=165N,F

33、而2=142ON FMZI=4285N,F2=5345N M由=9643NwM=98702Nmm Mi=-250662Nz三,Mv2=-371489N三 M=96432+2506622=250848N,加 M2=987O22+(-371489)2=384378N,三 T2=2.78105N,M,11 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。那么根据机械设计式155及上面的数据，取=0.6轴的计算应力：3843782+(0.6 2.78 105)2CfE=-；-=52.7MP 0.1 433 前面选用轴的

34、材料为45钢，调制处理，由机械设计表151查得-=60Mp,calio 7.3低速轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P3=2.42KW,n3-27.7rmin,T3=8.07 IO5N 2.求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的分度圆直径为d=255.85mm 27；_2 8.07XlO5 d4 255.85 Fr=Fjanacos=6311tan20ocosl3.29=2359N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据机械设计表153,取Ao=II0,于是得：dmin=A3=48.8mm n3,V27.7 同时选取联轴器型号。联轴器

35、的计算转矩r“二K，Z查表14-1取KA=I.3.那么：Tcrt=7=1.3x8.07X1()5=1049100Nmin 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件上网查得可选用HL5型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2000000No半联轴器孔径d=55mm,故取d=55mm半联轴器长度L=142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度Il=IO7mm。4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比拟，装配示意图67 图67(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度=6308N 1)为满足半联轴器的轴向定位，I11右端需制出一轴肩故11III段的 直径d-/=6Omm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈

36、直径D=65mm0半联轴器与轴配合的毂孔长为107mm,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上,故I11段长度应比Ll略短一些,现取Ij=Io5mm.2)II-In段是固定轴承的轴承端盖,宽度=37mm据d-/=6Omm和方便拆装可取 3)初选轴承，选用圆锥滚子轴承，参照工作要求d-=65mm,由轴承目录里初选32013号其尺寸为DB=65mm 1OOmm 23mm,1l-v=23mm由于右边是轴肩定位，d,v-v=70mm,IlV-V=76.5mm,dv-v=75mmmm,IV-Vl=IOmm。4)取安装齿轮段轴径为dv-v11=70mm,齿轮宽为81mm取IVI-Vn=：78mm。齿轮右

37、边VlI-VIIl段为轴套定位,轴肩高h=5mm那么此处dvu=65mm0 取1v11-=48.5mm(3)轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按出-由机械设计表,61查得平键截面b=16l,键槽用键槽铳刀加工长为90mm。选择半联轴器与轴之间的配合为丝，同样齿轮与轴的连接用平键20 r6 12,齿轮与轴之间的配合为生，轴承与轴之间的周向定位是用过r6 渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表15-2取轴端倒角为2x45。.个轴肩处圆觉角见图 6-8o 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图6-

38、9o 图6-9 现将计算出各个截面处的M，Mv和M的值如下：FNm=I517NF丽2=842N FMK)57NFW51N MH=-II5314Nmm MV=308352N-加 M=J(-115314)2+3083522=329209N三wT3=8.07 105N 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，那么根据机械设计式155及上面的数据，取=0.6,轴的计算应力 _3292092+(0.6 8.07 105)2“MP 0.1 703 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计表15/查得=60Mp

39、,%,EJ,故平安。7.轴承的寿命计算 7.1 高速轴上的轴承33006寿命计算 预期寿命：L=10 365 16=58400/?M=384r/min,C=43800N,=10/3 FM1=1622NF而2=1379NFHl=757NF=1938N P=Fr=l790NP2=Fr2=2379N 1.=JL(C)=16(43800)3.3=649053h58400h 60nP60 x3842379 故I轴上的轴承33006在有效期限内平安。7.2 中速轴上轴承32008的寿命计算 预期寿命：Lh=1036516=58400?M=87.3rmin,C=51800N,310/3 F 三I=165N,

40、F刖2=142ONF=4285N,FQ=5345N P1=Frl=4288NP2=Fr2=5530N 1.=四_(W)=106-(陋1)33=306994h58400h 60nP60 x87.35530 故II轴上轴承32008在有效期限内平安。7.3 低速轴上轴承32013的寿命计算 预期寿命：Lh=1036516=58400?=27.7rmin,C=82800N,=10/3 F三=1517NF加2=842NFW=4057N FQ=2251N P1=Frl=4331NP2=Fr2=2403N 1.=山(C)=16-(-)33=10188918h58400h60nP60 x27.74331 故

41、III轴上的轴承6214满足要求。8.键连接的校核 8.1 高速轴上键的强度校核 查机械设计表6-2得许用挤压应力为*=12O2 由机械设计式(61)VIVII段 故此键能平安工作。In段故此键能平安工作。8.2 中速轴上键的校核 查机械设计表6-2得许用挤压应力为*=120M匕 由机械设计式（61）11I11段 故此键能平安工作。IV-V段 故此键能平安工作。8.3 低速轴上键的校核 查机械设计表6-2得许用挤压应力为*=120M匕 由机械设计式（61）UI段 故此键能平安工作。VIV11段 故此键能平安工作。9.润滑及密封类型选择 9.1 润滑方式 齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用

42、脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。9.2 密封类型的选择 1.轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2.箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3.轴承箱体内，外侧的密封(1)轴承箱体内侧采用挡油环密封。(2)轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。10.箱体设计及说明 10.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。10.2油面指示装置设计 油面指示装置采用油尺指示。10.3 通气器的选择 通气器用

43、来排出热膨胀，持气压平衡。选M30 x2型通气帽。10.4 放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成L5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。选历30 x2型外六角螺塞。10.5 起吊环的设计 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。10.6 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。10.7 定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镶孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，各装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。10.

44、8 铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸确实定 铸铁减速器箱体结构尺寸如下表10-1：表10-1铸铁减速器箱体结构尺寸 部位名称 符号 公式 尺寸值 箱座厚度 o.o(4+2)8 8 箱盖厚度 心(0.8-0.85方8 8 箱座凸缘厚度 b 1.55 12 箱盖凸缘厚度 1.5司 12 箱座底凸缘厚度 b2 2.5S 20 地脚螺栓直径 0.036a+12 18 地脚螺栓数目 n a2 8 至外箱壁距离 c 26 4刈至凸缘边缘距离 C2 29 轴承旁凸台半径 Rl 29 凸台高度 h 47.5 外箱壁至轴承座端面距 1、G+G+58 52 大齿轮顶圆与内机壁距 1 8 齿轮端面与内机壁距离 A2

45、 8 箱盖、箱座肋厚 mtn w10.8510.85 7 高速轴轴承端盖外径 D2 D+5-5.5J3 110 中间轴轴承端盖外径 123 低速轴轴承端盖外径 155 轴承端盖凸缘厚度 T 10 轴承旁连接螺栓距离 S 120 IL设计小结经过紧张而辛苦的三周的课程设计，我从各个方面都受到了机械设计的训练，使我对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识，为以后的工作打下了坚实的根底。由于在设计方面我没有经验，理论知识学的不牢固，在设计一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，课程设计运

46、用到了很多知识，使我对以前学习的理论力学，材料力学，机械设计，机械原理等知识有了更深刻的理解。经历了课程设计，更好的掌握了运用绘图软件制图的方法，培养了我综合应用机械的理论知识去解决工程实际问题的能力，也很好的培养了同学间团队合作的能力，虽然这次的课程设计可能做得不是很完善，有很多还需改善的地方，但是在设计过程中所学到的东西是这次课程设计的最大收获和财富，使我终身受益 12.参考文献 1龚海义主编.机械设计课程设计指导书，第二版。北京：高等教育出版社，1990年4月。孟兆新，马惠萍主编.机械精度设计根底，第三版。北京：科学出版社，2012年5月。濮良贵，陈国定，吴立言主编.机械设计，第九版。北京：高等教育出版社，20013年5月。4龚淮义主编.机械设计课程设计图册，第三版.北京：高等教育出版社，1989年5月