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机械设计课程设计说明书


设计题目: 设计题目:带式输送机传送装置减速器

姓名: 姓名: 学号: 学号: 专业: 专业:机械设计及自动化 院系: 院系:机电工程学院 指导老师: 指导老师:

目录 一、设计题目..............................................................................

..................................................... 1 1、设计带式输送机传动装置 ................................................................................................. 1

机械设计课程设计

1

2、设计数据............................................................................................................................. 2 3、工作条件............................................................................................................................. 2 4、机器结构如图 ..................................................................................................................... 2 5、原始数据............................................................................................................................. 2 二、总体设计................................................................................................................................... 3 (一) 、电动机的选择 ............................................................................................................. 3 (二) 、传动比分配 ................................................................................................................. 3 (三) 、传动装置的运动和动力参数 ..................................................................................... 4 三、传动零件的计算....................................................................................................................... 5 (一)V 带的设计与计算 ....................................................................................................... 5 (二) 、高速级齿轮传动设计 ................................................................................................. 6 (三) 、低速级齿轮传动的设计 ........................................................................................... 12 四、轴的设计................................................................................................................................. 17 (一) 、轴的材料选择和最小直径估计 ............................................................................... 17 (二) 、减速器的装配草图设计 ........................................................................................... 18 (三) 、轴的结构设计 ........................................................................................................... 19 五、轴的校核................................................................................................................................. 21 (一) 、高速轴的校核 ........................................................................................................... 21 (二) 、中间轴的校核 ........................................................................................................... 25 (三) 、低速轴的校核 ........................................................................................................... 29 六、键的选择和校核..................................................................................................................... 32 (一) 、高速轴上键的选择和校核 ....................................................................................... 32 (二) 、中间轴上的键选择和校核 ....................................................................................... 33 (三) 、低速轴的键选择和校核 ........................................................................................... 33 七、滚动轴承的选择和校核 ......................................................................................................... 34 (一) 、高速轴轴承的选择和校核 ....................................................................................... 34 (二) 、中间轴轴承的选择和校核 ....................................................................................... 34 (一) 、低速轴轴承的选择和校核 ....................................................................................... 35 八、联轴器的选择......................................................................................................................... 36 九、箱体的设计............................................................................................................................. 36 十、润滑、密封的设计 ................................................................................................................. 37 十一、参考文献............................................................................................................................. 37 十二、总结。................................................................................................................................. 37

一、设计题目 1、设计带式输送机传动装置(展开式二级直齿、斜齿圆柱齿轮 、
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减速器;单号设计直齿,双号设计斜齿)

2、设计数据:如下表 f-1 、设计数据:

3、工作条件 、
输送带速度允许误差为上 5%;输送机效率ηw=0.96;工作情况:两班 制,连续单向运转,载荷平稳;工作年限:10 年;工作环境:室内,清洁;动 力来源:电力,三相交流,电压 380V;检修间隔期:四年一次大修,二年一次 中修,半年一次小修;制造条件 及生产批量:一般机械厂制造, 中批量生产。 设计任务量: 减速器装配图 1 张 (A0 或 A1);零件工作图 1~3 张;设计说明书 1 份。

4、机器结构如图 、机器结构如图

5、原始数据 、
根据以上要求, 本人的原 始数据如下: 1) 输送带拉力:F=7000N 2)输送带速度:v=0.8m/s 3)传动滚筒直径:D=400 4)机械效率: η =0.96 5)工作年限:10 年(每年按 300 天计算) 班制。 ;2

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二、总体设计 、电动机的选择 (一) 电动机的选择 、
(1) 、根据动力源和工作条件,选用 Y 型三相异步电动机。 (2) 、工作所需的功率: Pw = Fv 7000 × 0.8 = KW = 5.833 1000η w 1000 × 0.96

(3) 、通过查(机械设计课程设计)表 2-2 确定各级传动的机械效率:V 带 η 1 =0.95 ; 齿 轮 η 2 =0.97 ; 轴 承 η 3 =0.99 ; 联 轴 器 η 4 =0.99 。 总 效 率

η = η 1 ? η 2 ? η 3 ? η 4 = 0.95 × 0.97 2 × 0.996 × 0.99 = 0.833
电动机所需的功率为: Pd = Pw

η

=

5.833 KW = 7.002 KW 0.833

由表(机械设计课程设计)16-1 选取电动机的额度功功率为 7.5KW。 (4) 、电动机的转速选 1000r/min 和 1500r/min 两种作比较。 60 ×1000v 60 × 1000 × 0.8 工作机的转速 nw = = r / min = 38.216r / min πD 3.14 × 400 D 为传动滚筒直径。 总传动比 i =

nm 其中 nm 为电动机的满载转速。 nw

现将两种电动机的有关数据进行比较如下表 f-2 表 f-2 两种电动机的数据比较 额 定 功 率 同步转速/ 满载转速 电动机型号 /kW / r min ?1 ?1 ( r min )

方案 Ⅰ Ⅱ

传动比

Y160M-6 7.5 1000 970 25.382 Y132-2 7.5 1500 1400 37.680 由上表可知方案Ⅰ的总传动比过小,为了能合理分配传动比,使传动装置 结构紧凑,决定选用方案Ⅱ。 (5) 、电动机型号的确定 根据电动机功率同转速,选定电动机型号为 Y132-2。查表(机械设计课程设计)16-2 得电动机中心高 H=132 ㎜ 外伸轴直 径 D=38 外伸轴长度 E=80。如图:

、传动比分配 (二) 传动比分配 、
根据上面选择的电动机型号可知道现在的总传动比 i 总=37.68 选择 V 带的传 动 比 i 1 = 2.5 ; 减 速 器 的 传 动 比 i =

i 总 37.68 = = 15.072 。 高 速 级 齿 轮 转 动 比 i1 2.5

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i 2 1.3i = 1.3 × 15.072 = 4.426 , 低速级齿轮传动比 i 3 =

i 2 4.426 = = 3.405 。 1.3 1.3

、传动装置的运动和动力参数 (三) 传动装置的运动和动力参数 、
1、各轴的转速计算
n m = 1400 r / min n 1= n2 = n3 = nm 1400 = = 576 r / min i1 2.5 n1 576 = = 130.14 r / min i2 4.426 n1 130.14 = = 38.22 r / min i3 3.405

n4 = n3 = nw = 38.22 r / min

2、各轴输出功率计算 Pd = 7.002kW
P = Pdη1 = 7.002 × 0.95kW = 6.652kW 1 P2 = Pη2η3 = 6.653 × 0.97 × 0.99kW = 6.388kW 1 P3 = P2η2η3 = 6.388 × 0.97 × 0.99kW = 6.134kW P4 = P3η3η4 = 6.134 × 0.99 × 0.99kW = 6.012kW

3、各轴输入转矩计算 P 7.002 Td = 9550 d = 9550 × N ? m = 46.44 N ? m nm 1400

T1 = 9550 T2 = 9550 Td = 9550 T4 = 9550

P 6.652 1 = 9550 × N ? m = 109.84 N ? m n1 576 P2 6.388 = 9550 × N ? m = 468.77 N ? m n2 130.14 P3 6.134 = 9550 × N ? m = 1532.69 N ? m n3 38.22 P4 6.012 = 9550 × N ? m = 1502.21N ? m n4 38.22

各轴的运动和动力参数如下表 f-3: 表 f-3 功率 / kW 7.002

轴号 0

转速 n /(r ? min ?1 ) 1400

转矩 N ? m 46.44

传动比

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5

2 3 4 5

576 130.4 38.22 38.22

6.652 6.388 6.134 6.012

109.84 468.77

2.5 4.426 3.405

1532.69 1 1502.21

三、传动零件的计算 (一)V 带的设计与计算
1、确定计算功率 Pca 查表(没有说明查那本书表格的,所有要查表均代表教材的
表)8-7 取工作情况系数 KA=1.1 则: Pca = K A Pd = 1.1× 7.702kW

2、选择 V 带的带型 由 Pca=7.702

nd=1400r/min 选用 A 型 V 带。

3、确定带轮的基准直径 d d 并验算带速 v 1)初选小带轮的基准直径 d d1 由表 8-6 和表 8-8 取小带轮的基准直径 d d1 =125
60 × 1000 因为 5m / s < v < 30m / s ,故带速适合。

2)验算带速 v,按式验算速度 v =

π d d 1nm

=

3.14 × 1440 × 125 m / s = 9.42m / s 60 × 1000

3)计算大带轮的直径 d d2 =i1d d1 = 2.5 × 125 = 312.5 ㎜ 取 d d2 =315 ㎜ 4、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld 1)由公式 0.7(d d1 + d d2 ) ≤ a ≤ 2(d d1 + d d2 ) 初定中心距 2)计算带所需的基准长度

a0=450 ㎜
2

( 315 ? 125 ) = 1614mm (d ? d d1 )2 π Ld 0 = 2a0 + (d d1 + d d2 ) + d2 = 2 × 450 + ( 315 + 125 ) + 2 4a0 2 4 × 450
π
由表 8-2 选带的基准长度 Ld-1600mm 3)计算实际中心距 a L ? Ld 0 1600 ? 1614 a = a0 + d = 450 + = 443mm 2 2 5、计算小带轮的包角

α1 = 180o ? (d d2 ? d d1 )

57.30o 57.30o = 180o ? (315 ? 125) × = 155o > 90o a 443
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6、计算带根数 Z 1)由 d d1 =125mm 和 nm = 1400r / min ,查表 8-4a 得 P0 = 1.92 根据 nm = 1400r / min , i1 = 2.5 和 A 型带,查表 8-4b 得 ?P0 = 0.17 查表 8-5 得 Kα = 0.93 ,查表 8-2 得 K L = 0.99 d1 = 79.327, m = 2.5

Pr = ( P0 + ?P0 ) Kα K L = (1.92 + 0.17) × 0.93 × 0.99 = 1.924
2)计算 V 带的根数 Z Z =
Pca 7.702 = = 4.00 Pr 1.924

7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 由表 8-3 得,A 型带的单位长度质量 q=0.1 ㎏/m

( F0 )min = 500

( 2.5 ? Kα ) Pca + qv 2 = 500 × ( 2.5 ? 0.93) × 7.702 + 0.1× 9.422 = 181.41N
Kα Zv 0.93 × 4 × 9.42

8、计算压轴力 Fp 压轴力的最小值:

(F )

p min

155o = 2 Z ( F0 )min sin = 2 × 4 × 181.41× sin = 1440 N 2 2

α1

9、带轮设计 由表 8-10 查得 e = 15 ± 0.3

f=9

可算出带轮轮缘宽度:

B = ( z ? 1) e + 2 f = ( 4 ? 1) × 15 + 2 × 9 = 63
V 带传动的主要参数如下表 f-4 名称 带型 带轮基准 直径 结果 A
d d 1 = 125mm d d 2 = 315mm

表 f-4 名称 传动比 基准长度 中心距

结果 2.5 1600mm 443mm

名称 根数 预紧力 压轴力

结果 4 181.41N 1440N

、高速级齿轮传动设计 (二) 高速级齿轮传动设计 、
1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)按设计任务要求,学号为单的选直齿圆柱齿轮。 2)输送机为一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度足够。 3)材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 40cr,调质处理,硬度为 280HBS,大齿轮为 45 钢,调质处理,硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 4)选小齿轮齿数为 Z1=24,则大齿轮齿数 Z2=i2×Z1=24×4.426=106.224,

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7

取 Z2=107.齿数比 u =

z2 107 = = 4.5 z1 24
2

2、按齿面接触强度设计
KT1 u ± 1 ? Z E ? 设计公式 d1 ≥ 2.32 3 ? ? ? φd u ? [σ ] ? ?

(1) 、确定公式内的各计数值 1)试选载荷系数 Kt=1.3 2)小齿轮传递的转矩 Tⅰ=T1=109.84N·m=109840N·mm 3)查表 10-7 选取齿宽系数 φd = 1 4)查表 10-6 得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 2 5 ) 由 教 材 图 10-21 按 齿 面 硬 度 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限
1

σ H min1 = 600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限 σ H min 2 = 550MPa
6)计算应力循环齿数

N1 = 60n1 jlh = 60 × 576 × 1× ( 2 × 8 × 300 × 10 ) = 1.6589 ×109 次 N2 = N1 1.6589 × 109 = = 3.748 × 108 次 i2 4.425

7)由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数 K HN 1 = 0.90, K HN 2 = 0.95 8)计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%,安全系数 S=1,

[σ H ]1 = [σ H ]2

K HN 1σ H min1 = 0.9 × 600 = 540 MPa S K σ = HN 2 H min 2 = 0.95 × 550 = 522.5MPa S

(2) 、计算 1)试计算小齿轮分度圆直径 d1t ,取 [σ ] = 522.5MPa (取最小值) 。
2 KT1 u ± 1 ? Z E ? 1.3 × 109840 5.5 ? 189.8 ? d1t ≥ 2.32 3 ? ? = 2.32 3 ? ? = 65.45mm ? φd u ? [σ ] ? 1 4.5 ? 522.5 ? ? 2

2)计算圆周速度 v0 =

π d1t n1
60 × 1000

=

3.14 × 65.45 × 576 = 1.97 m / s 60 × 1000

3)计算齿宽 b = φd d1t = 1× 65.45 = 65.45 4)计算齿宽与齿高比 模数
mt = d1t 65.45 = = 2.71 z1 24
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齿高

h = 2.25mt = 2.25 × 2.71 = 6.10

b 65.45 = = 10.72 h 6.10 5)计算载荷系数 根据 v=1.97m/s ,8 级精度,由教材图 10-8 查得动载系数 Kv=1.06

因为是直齿齿轮,所以 K Hα = K Fα = 1 ,由表 10-2 查得使用系数 KA=1;由表 10-4 用插入法查得 8 级精度小齿轮支承非对称时 K H β = 1.458 ;由
K H β = 1.458 查图 10-13 得 K F β = 1.421 ,故动载系数 K = K A K v K H α K H β = 1× 1.06 ×1× 1.458 = 1.545 b = 10.72 , h

6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

d1 = d1t 3

K 1.545 = 65.45 × 3 = 69.327 Kt 1.3
d1 69.327 = = 2.889 z1 24

7)计算模数 m =

3、按齿根弯曲强度设计 设计公式 m ≥
3

2 KT1 ? YFaYSa ? φd z12 ? [σ F ] ?

? ? ? ?

(1)、确定公式内的计算值 1) 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE1 = 500 MPa 大齿轮的弯 曲疲劳强度极限 σ FE 2 = 380 MPa 2)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 = 0.86, K FN 2 = 0.90 . 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳强度安全系数 S=1.4 则: K σ 0.86 × 500 = 307.14 MPa [σ F ]1 = FN 1 FE1 = S 1.4 K σ 0.86 × 500 = 224.29 MPa [σ F ]2 = FN 2 FE 2 = S 1.4 4)计算载荷系数 K
K = K A K v K Fα K F β = 1× 1.06 × 1×1.421 = 1.506

5)查取齿型系数 由表 10-5 查得 YFa1 = 2.65, YFa 2 = 2.18

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6)查去应力校正系数 YSa1 = 1.58, YSa 2 = 1.79 7)计算大、小齿轮的 YFa1YSa1

YFaYSa

[σ F ]

并作比较

[σ F ]1

=

2.65 × 2.58 = 0.013632 307.14 2.18 × 1.79 = 0.015974 244.29

YFa 2YSa 2

[σ F ]2

=

(2) 、设计计算 按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取

YFaYSa

[σ F ]

最小):

m≥

3

2 KT1 ? YFa 2YSa 2 ? 3 2 × 1.506 × 109840 × 0.015974 = 2.093 ? ?= ? φd z12 ? [σ F ]2 ? 1× 242 ?

比较计算结果, 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,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力, 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积) 有关,可取由弯曲强度算得的模数 2.05 并就接近圆整为标准值 m=2.5,按接触 强度算得的分度圆直径 d1 = 69.327 mm 算出小齿轮齿数:
z1 = d1 69.327 = = 27.7 取 z1 = 28 m 2.5

大齿轮齿数

z2 = i2 z1 = 4.426 × 28 = 123.9

取 z2 = 124

4、几何尺寸的计算 (1)计算分度圆直径
d1 = z1m = 28 × 2.5 = 70mm d 2 = z2 m = 124 × 2.5 = 310mm a= d1 + d 2 71 + 310 = = 190mm 2 2

(2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度 齿轮 B2 = 70 5、修正计算结果 1) z1 = 28
z2 = 124

b = φd d1 = 1× 70 = 70mm

则:取小齿轮 B1 = 75 大

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查表 8-5 修正: 2) v =

YFa1 = 2.55, YFa 2 = 2.16 YSa1 = 1.61, YSa 2 = 1.81
=

3.14 × 70 × 576 = 2.11m / s 60 × 1000 60 × 1000 b 70 3)齿高 h-=2.25m=2.25×2.5=5.625 ; = = 12.44 h 5.625

π d1n1

查表 10-4 修正 K H β = 1.460 由
b = 12.44 , K H β = 1.460 查图 10-13 修正 K F β = 1.421 h 4)齿面接触疲劳强度计算载荷系数 K = K A K v K H α K H β = 1× 1.06 ×1× 1.461 = 1.577

齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数
K = K A K v K Fα K F β = 1× 1.06 × 1×1.421 = 1.506
2 2 KT1 u ± 1 ? Z E ? 2 × 1.577 ×109840 5.5 ? 189.8 ? 3 5) d1 ≥ ? ? = ? ? = 36.45mm ? φd u ? [σ ] ? 1 4.5 ? 522.5 ? ? 3 2

6)

YFa1YSa1

[σ F ]1

=

2.55 ×1.61 = 0.01337 307.14 2.16 × 1.81 = 0.01600 然而是大齿轮的大 244.29

YFa 2YSa 2

[σ F ]2
3

=

7) m ≥

2 KT1 ? YFa 2YSa 2 ? 3 2 × 1.506 × 109840 × 0.01600 =1.89mm ? ?= ? φd z12 ? [σ F ]2 ? 1× 282 ?

实际 d1 = 79.327, m = 2.5 均大与计算的要求值,故齿轮强度足够。 高速级齿轮的参数如下表 f-5 名称 模数 压力角 齿数 表 f-5 计算公式 m 结果/mm 2.5
200

αn
z1 z2

28 124 4.426 70 310

传动比 分度圆直径

i
d1 d2
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齿顶圆直径

* d a1 = d1 + 2ha m * d a 2 = d 2 + 2ha m

75 315 63.75 303.75 190 75 70

齿根圆直径

* d f 1 = d1 ? 2(ha + c* )m * d f 2 = d 2 ? 2(ha + c* )m

中心距 齿宽

a=

m( z1 + z2 ) 2

B1 = b + 5 B2 = b

6、齿轮结构设计 高速大齿轮结构参数如下表 f-6: 名称 毂孔直径 d 轮毂直径 D3 轮毂宽度 L 腹板最大直径 D0 板孔分布圆直径 D1 板孔直径 D2 腹板厚度 C 表 f-6 结构尺寸经验计算公式
d = d 22 D3 = 1.6d
L=(1.2~1.5)d=66~82.5

结果/mm 55 88 取 76 取 270 179 取 40 20

D0 = d a ? (10 ~ 14)m D1 = ( D0 + D3 ) / 2 D2 = (0.25 ~ 0.35)( D0 ? D3 )
C=(0.2~0.3)B

根据参数设计的结构图 f-1:

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图 f-1

、低速级齿轮传动的设计 (三) 低速级齿轮传动的设计 、
1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)仍然是选直齿圆柱齿轮。 2)输送机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度足够。 3)材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 45 钢,调质处理,硬度为 235HBS,大齿轮为 45 钢,正火处理,硬度为 190HBS,二者材料硬度差为 45HBS。 4)选小齿轮齿数为 Z3=24,则大齿轮齿数 Z4=i3×Z3=24×3.405=81.72,取 Z4=82.齿数比 u =
z4 82 = = 3.4 z3 24
2

2、按齿面接触强度设计
KT2 u ± 1 ? Z E ? 设计公式 d 3 ≥ 2.32 3 ? ? ? φd u ? [σ ] ? ?

(1) 、确定公式内的各计数值 1)试选载荷系数 Kt=1.3 2)小齿轮传递的转矩 Tⅰ=T2=468N·m=46877N·mm 3)查表 10-7 选取齿宽系数 φd = 1 4)查表 10-6 得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 2 5 ) 由 教 材 图 10-21 按 齿 面 硬 度 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限
1

σ H min 3 = 550 MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限 σ H min 4 = 390MPa
6)计算应力循环齿数

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N 3 = 60n2 jlh = 60 × 130.14 × 1× ( 2 × 8 × 300 ×10 ) = 3.748 × 108 次 N1 3.748 × 108 N4 = = = 1.100 × 108 次 i2 3.405
7)由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数 K HN 3 = 0.90, K HN 4 = 0.95 8)计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%,安全系数 S=1,

[σ H ]3 = [σ H ]4

K HN 3σ H min 3 = 0.95 × 550 = 522.5MPa S K σ = HN 4 H min 4 = 0.95 × 390 = 370.5MPa S

(2) 、计算 1)试计算小齿轮分度圆直径 d 3t ,取

[σ ] = 446.5MPa 。
2 KT2 u ± 1 ? Z E ? 1.3 × 468770 5.5 ? 189.8 ? 3 3 d 3t ≥ 2.32 ? ? = 2.32 ? ? = 121.23mm ? φd u ? [σ ] ? 1 4.5 ? 446.5 ? ? 2

2)计算圆周速度 v0 =

π d3t n2
60 × 1000

=

3.14 × 121.23 × 130.14 = 0.826m / s 60 ×1000

3)计算齿宽 b = φd d3t = 1× 121.23 = 121.23 4)计算齿宽与齿高比 模数 齿高
mt = d 3t 121.23 = = 5.05 z3 24

h = 2.25mt = 2.25 × 5.05 = 11.36

b 121.23 = = 10.67 h 10.67 5)计算载荷系数 根据 v=0.826m/s ,8 级精度,由教材图 10-8 查得动载系数 Kv=1.05

因为是直齿齿轮,所以 K Hα = K Fα = 1 ,由表 10-2 查得使用系数 KA=1;由表 10-4 用插入法查得 7 级精度小齿轮支承非对称时 K H β = 1.436 ;由
K H β = 1.436 查图 10-13 得 K F β = 1.431 ,故动载系数 K = K A K v K Hα K H β = 1× 1.06 × 1× 1.436 = 1.508 b = 10.72 , h

6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
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机械设计课程设计

14

d 3 = d 3t 3

K 1.508 = 121.23 × 3 = 127.38 Kt 1.3
d 3 127.38 = = 5.037 z3 24

7)计算模数 m =

3、按齿根弯曲强度设计 设计公式 m ≥
3

2 KT2 ? YFaYSa ? φd z32 ? [σ F ] ?

? ? ? ?

(1)、确定公式内的计算值 1)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE 3 = 380 MPa 大齿轮的 弯曲疲劳强度极限 σ FE 4 = 325MPa 2)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 3 = 0.90, K FN 4 = 0.90 . 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳强度安全系数 S=1.4 则: K σ 0.90 × 380 = 244.28MPa [σ F ]3 = FN 3 FE 3 = S 1.4 K σ 0.90 × 325 = 208.93MPa [σ F ]4 = FN 4 FE 4 = S 1.4 4)计算载荷系数 K
K = K A K v K Fα K F β = 1× 1.06 × 1×1.421 = 1.506

5)查取齿型系数 由表 10-5 查得 YFa 3 = 2.65, YFa 4 = 2.16 6)查去应力校正系数 YSa1 = 1.58, YSa 2 = 1.81 7)计算大、小齿轮的
YFa 3YSa 3

YFaYSa

[σ F ]

并作比较

[σ F ]3 [σ F ]3

= 244.28 = 0.01714 2.16 × 1.81 = 0.018712 208.93

YFa 3YSa 3

=

(2) 、设计计算 按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取

YFaYSa

[σ F ]

最大):

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机械设计课程设计

15

m≥

3

2 KT2 ? YFa 4YSa 4 ? 3 2 × 1.503 × 468770 × 0.018712 = 3.58 ?= 2 ? ? φd z3 ? [σ F ]4 ? 1× 242 ?

比较计算结果, 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,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力, 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积) 有关,可取由弯曲强度算得的模数 3.58 并就接近圆整为标准值 m=4,按接触强 度算得的分度圆直径 d 3 = 127.38mm 算出小齿轮齿数:
z3 = d3 127.38 = = 31.8 取 z3 = 37 m 4

大齿轮齿数

z4 = i3 z3 = 3.405 × 32 = 108.9

取 z4 = 109

4、几何尺寸的计算 (1)计算分度圆直径
d 3 = z3 m = 37 × 4 = 128mm d 4 = z4 m = 126 × 4 = 436mm a= d 3 + d 4 128 + 436 = = 282mm 2 2

(2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度 大齿轮 B2 = 130 5、修正计算结果 1) z3 = 32
z4 = 109

b = φd d3 = 1× 128 = 128mm

则:取小齿轮 B1 = 135

查表 8-5 修正: 2) v =

YFa 3 = 2.492, YFa 4 = 2.187 YSa 3 = 1.64, YSa 4 = 1.798 =

3.14 × 127.38 × 130.14 = 0.868m / s 60 × 1000 60 × 1000 b 130 3)齿高 h-=2.25m=2.25×4=9 ; = = 14.44 h 9

π d3 n2

查表 10-4 修正 K H β = 1.439 由
b = 14.44 , K H β = 1.439 查图 10-13 修正 K F β = 1.432 h 4)齿面接触疲劳强度计算载荷系数 K = K A K v K Hα K H β = 1× 1.06 × 1× 1.439 = 1.525

齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数
K = K A K v K Fα K F β = 1× 1.06 × 1× 1.432 = 1.518
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2 2 KT3 u ± 1 ? Z E ? 2 × 1.439 × 468770 4.4 ? 189.8 ? 3 3 5) d 3 ≥ ? ? = ? ? = 66.83mm ? φd u ? [σ ] ? 1 3.4 ? 446.25 ? ? 2

16

6)

YFa 3YSa 3

[σ F ]3

=

2.492 × 1.64 = 0.00017 244.28 2.187 × 1.798 = 0.01882 然而是大齿轮的大 208.93

YFa 4YSa 4

[σ F ]4
3

=

7) m ≥

2 KT2 ? YFa 4YSa 4 ? 3 2 × 1.518 × 468770 0.01882 = 2.97mm ?= 2 ? ? φd z3 ? [σ F ]4 ? 1× 322 ?

实际 d 3 = 127.38, m = 4 均大与计算的要求值,故齿轮强度足够。 低速级齿轮的参数表如下表 f-7 名称 模数 压力角 齿数 表 f-7 计算公式 m 结果/mm 4
200

αn
z3 z4

32 109 3.405 128 436 136 444 118 426 282 135 130

传动比 分度圆直径

i d3 d4

齿顶圆直径

* d a 3 = d3 + 2ha m * d a 4 = d 4 + 2ha m

齿根圆直径

* d f 3 = d3 ? 2(ha + c* )m * d f 4 = d 4 ? 2(ha + c* )m

中心距 齿宽

a=

m( z4 + z3 ) 2

B3 = b + 5 B4 = b

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17

四、轴的设计 、轴的材料选择和最小直径估计 (一) 轴的材料选择和最小直径估计 、
根据工作条件,初定轴的材料为 45 钢,调质处理。轴的最小直径计算公 式 d min = Ao 3

P Ao 的值由表 15-3 确定为: 高速轴 Ao1 = 126 , 中间轴 Ao 2 = 120 , n

低速轴 Ao 3 = 112 。 1、高速轴

d 'min1 = Ao1 3

P 6.625 1 = 126 × 3 = 28.48mm 因为高速轴最小直 576 n1

' 径处装大带轮,设一个键槽,因此 d min1 = d min1 (1 + 7% ) = 30.47mm 取

d min1 = 31mm 2、中间轴

d min 2 = Ao 2 3

P2 6.388 = 120 × 3 = 43.9mm 根据后面轴承的选 n2 130.4

择,取 d min 2 = 45mm 3、低速轴

d min1 = Ao 3 3

P3 6.134 = 112 × 3 = 60.86mm 安装联轴器设一个 n3 38.22

' 键槽, d min1 = d min1 (1 + 7% ) = 65.12mm 再根据后面密封圈的尺寸,取

d min 3 = 65mm

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机械设计课程设计

18

、减速器的装配草图设计 (二) 减速器的装配草图设计 、

图 f-2 减速器草图设计如上图 f-2
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机械设计课程设计

19

、轴的结构设计 (三) 轴的结构设计 、
1、高速轴 1)高速轴的直径的确定 d11 :最小直径处 安装大带轮的外伸轴段,因此 d11 = d min1 = 31mm d12 :密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求,定位高度 h = (0.07 ? ?0.1)d11 以及密封圈的标注,取 d12 = 35mm d13 : 滚动轴承轴段 d13 = 40mm 滚动轴承选取 6308 : d×D×B=40mm×90mm ×23mm d14 :过渡段 由于各级齿轮传动的线速度为 2m/s 左右,滚动轴承采用脂润 滑,考虑挡油盘的轴向定位,取 d14 = 50mm ,m 齿轮轴段:由于齿轮直径较小,所以采用齿轮轴结构。 d15 :滚动轴承段, d15 = d13 = 40mm 2)高速轴各段长度的确定 l11 :由于大带轮的毂孔宽度 B=63mm,确定 l11 = 60mm l12 :由箱体结构,轴承端盖、装配关系等确定 l12 = 50mm l13 :由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 l13 = 40mm l14 :由装配关系、箱体结构确定 l14 = 147 mm l15 :由高速齿轮宽度 B=75 确定 l15 = 75mm l16 :滚动轴承轴段,由装配关系,和箱体结构确定 l16 = 38 2、中间轴 1)中间轴各轴段的直径确定 d 21 : 最小直径处 滚动轴承轴段, 因此 d 21 = d min 2 = 45mm .滚动轴承选取 6309 d×D×B=45mm×100mm×25mm。 d 22 :低速齿轮轴段 取 d 22 = 55mm d 23 : 轴环,根据齿轮的轴向定位要求 取 d 23 = 65mm d 24 :高速带齿轮轴段 d 24 = d 22 = 55mm
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机械设计课程设计

20

d 25 :滚动轴承段, d 25 = d 21 = 45mm 2)中间轴各轴段长度的确定 l21 :由滚动轴承,挡油盘及装配关系 取 l21 = 50mm l12 :由低速小齿轮轮宽 B=135 取 l22 = 133mm l23 :轴环, l23 = 10mm l14 :由高速齿轮大齿轮轮宽 B=70 取 l24 = 68mm l25 : l25 = l21 = 50mm 3)细部机构设计 查(机械设计课程设计)表 10-1 得高速级大齿轮处键 b×h×L=16×10×63 (t=6.0,r=0.3) ;低速级小齿轮键 b×h×L=16×10×125(t=6.0,r=0.3) ;齿 滚动轴承与轴的配合采用过度配合, 此轴 轮轮毂与轴的配合公差选 φ 55 H 7 / m6 ; 段的直径公差选为 φ 45n6 ,各倒角为 C2.中间轴的设计如下图 f-3:

图 f-3 4、低速轴 1) 低速轴各轴段的直径确定
d 31 : 滚动轴承轴段,因此 d 31 = 85mm .滚动轴承选取 6217 d×D×B=85mm

×150mm×28mm。
d 32 :低速大齿轮轴段 取 d 32 = 95mm d 33 :轴环,根据齿轮的轴向定位要求 取 d33 = 110mm
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机械设计课程设计

21

d 34 : 过度段取,考虑挡油盘的轴向定位: d 34 = 100mm d 25 :滚动轴承段, d 35 = d31 = 88mm d 36 :封密轴段处, ,根 据联轴器的定位要求 以及封面圈的的标注 ,取 d 36 = 78mm d 37 :最小直径,安装联轴器的外伸轴段 d 37 = 65 2)低速轴各轴段长度的确定 l31 :由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取 l31 = 85mm l32 :由低速大齿轮轮宽 B=130mm 取 l32 = 128mm l33 :轴环, l33 = 10mm l34 :由由装配关系和箱体结构取 l34 = 50mm l35 :滚动轴承、挡油盘以及装配关系 l35 = 40mm l37 :由联轴器的孔毂 L=142 取 l37 = 142

五、轴的校核 、高速轴的校核 (一) 高速轴的校核 、
1、高速轴上作用力的计算 因为采用的是直齿圆柱齿轮, 所以轴向力

Fa = 0

如下图

FA

214

69

F B

f-4,高速轴的力学模型: 齿轮 1

F1 t
图 f-4

F1 r
C1

2T 2 × 109840 Ft 1 = 1 = = 3168.75 N d1 69.327

Fr 1 = Ft 1 tan 20 = 1153.33 N
2、支反力的计算 由 上 面 数 学 模 型 图 知 L1 = 214mm, L2 = 69mm 总长 L=283mm 1)垂直面受力如右图 f-5:

FAv1

FBv1
Fr1
f-5

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机械设计课程设计

22

对于 B1 点 ∑ M B1 = 0 得:
1153.33 × 69 = ? 281.2 N 283

FAv1 =

Fr 1 L2 L

=

方向向下。

对于 A1 点 ∑ M A1 = 0 得:
FBv1 = Fr1 L1 1153.33 × 214 = = ? 872.3 N L 283

方向向下。

由上轴的合力 ∑ Fv1 = 0 ,校核
FAv1 2 + FBv1 ? Fr 2 = 281.2 + 872.13 ? 1153.33 ? 2678.89 = 0 计算无误

2)水平支反力 水平面受力如右图 f-6 对于 B1 点 ∑ M B1 = 0
FAH 1 = Ft1 L2 L 3168.75 × 69 = = 772.5 N 283

FAH1

FBH 1
图 f-6

F1 t

对于 A1 点 ∑ M A1 = 0 得:
FBH 1 = Ft1 L1 3168.75 × 214 = = 2396.02 N L 283

由上轴的合力 ∑ FH 1 = 0 ,校核:
FAH 1 2 + FBH 1 ? Ft 2 = 772.5 + 2396.02 ? 3168.75 = 0 计算无误。

3)A1 点总支反力

FRA1 = FAV 12 + FAH 12 = 281.22 + 772.52 = 822.0 N
B1 点总支反力

M

FRB1 = FBV 12 + FBH 12 = 872.132 + 2396.022 = 2549.81N
60176.8

3、绘转矩、弯矩图 绘转矩、 1)垂直平面内的转矩图如右图 f-7: C1 点
M CV 1 = ? FAV 1 L1

图 f-7

= ?281.2 × 214 = ?60176.8N ? m

第 22 页 共 37 页

机械设计课程设计 M

23

2)水平面弯矩图如右图 f-8: C1 点 M CH 1 = FAH 1 L1
= 772.5 × 214 = 165315N ? m

165315

图 f-8

3)合成弯矩图如右图 f-9: C1 点
2 M C1 = M CV 1 + M 2CH 1

M 175926.96

= 6017682 + 1653152 = 17596.96N ? m
4、转矩图 高速轴的转矩图如右图 f-10 T= T1 = 109840 N ? mm
M

图 f-9

109840

图 f-10

5、弯矩强度校核 由上面可知 C1 处截面的转矩最大,是危险截面,但由于轴和齿轮是采用轴结构, d 和 d14=50 根相差太大,危险截面可能会出现在 D1 处,如图 f-11: 据选定的轴材料 45 钢,调质处理,由 表 15-1 查得 [σ ?1 ] = 60MPa 当危险截面是 C1 处时:齿根圆
d = 70 ? 2(1 ? 0.25) × 2.5 = 66.25

[σ C1a ] =
图 f-12

M C1 175926.96 = = 6.05MPa 3 0.1d 0.1× 66.253

[σ C1a ] < [σ ?1 ] = 60MPa
可见是安全的。 当危险截面是 D1 处时: 垂直平面的弯矩 水平面的弯矩 合成力矩
75 ) = 281.2 × ( 214 ? 37.5 ) = 49631.8 N ? mm 2 75 M DH 1 = FAH 1 ( L1 ? ) = 772.5 × ( 214 ? 37.5 ) = 136346.25 N ? mm 2 M DV 1 = FAV 1 ( L1 ?

2 M D1 = M DV 1 + M 2 DH 1 = 49631.82 + 136346.252 = 145098.64 N ? mm

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机械设计课程设计

24

于是: [σ D1a ] =

M D1 175926.96 = = 11.60 MPa < [σ ?1 ] = 60 MPa 也安全。 3 0.1d14 0.1× 503

6、安全系数法疲劳强度校核 1)由上面可知 [σ D1a ] > [σ C1a ] ,所以 D1 处是危险截面 2)根据选定轴 45 钢,调质处理,查表 15-1 确定材料性能:

σ B = 640MPa, σ ?1 = 275MPa,τ ?1 = 155MPa
3.14 × 503 3)抗弯截面系数: W = = = 1226.62mm2 32 32 抗扭截面系数: 弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数 截 面 上 由 于 轴 肩 引 起 的 理 论 应 力 集 中 系 数 ασ 和 ατ 按 表 3-2 查 取 。 由
r 2.0 D 55 = = 0.04, = = 1.25 取 ασ =2.12 d 45 d 45

πd3

WT =

πd3
16

=

3.14 × 453 = 2453125mm 2 16

σa = τa =

M D1 145098.64 = = 11.82MPa, σ m = 0 W 12265.62 T2 468770 = = 26.27MPa WT 17841.68

τ m = τ a = 26.27MPa

ατ =1.70

由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数 qσ 故有效应力集中系数:

= 0.82, qτ = 0.85

kσ = 1 + qσ (ασ ? 1) = 1 + 0.82(2.12 ? 1) = 1.928 kτ = 1 + qτ (ατ ? 1) = 1 + 0.85(1.68 ? 1) = 1.595
由附图 3-2 的尺寸系数 ε σ = 0.71 由附图 3-4 得的扭转系数 ε τ = 0.76 轴按磨削加工 由附图 3-4 得表面质量系数 βσ = βτ = 0.92 轴未经表面强化处理,即 β q = 1 则可得综合系数:

Kσ =

εσ



+

1

βσ

?1 =

1.918 1 + ? 1 = 2.788 0.71 0.92

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机械设计课程设计

25

Kτ =

ετ



+

1

βτ

?1 =

1.595 1 + ? 1 = 2.185 0.76 0.92

取钢的特性系数: ?σ 则安全系数 Sca 如下:

= 0.1, ?τ = 0.05

Sσ =

σ ?1 275 = = 8.34 Kσ σ a + ?σ σ m 2.788 ×11.82+0.1× 0 σ ?1 275 Sτ = = = 21.586 Kτ σ τ + ?τ σ τ 2.185 × 5.70+0.05 × 5.70
Sσ Sτ Sτ + Sσ
2 2

Sca =

=

8.34 × 21.586 8.34 + 21.586
2 2

= 7.78

Sca >S

=1.4 故 设计的轴安全。

、中间轴的校核 (二) 中间轴的校核 、
1、中间轴上作用力的计算

D2

F2 t
67

因为采用的是直齿圆柱齿轮,所以轴向 力 Fa

= 0 如下图, 中间轴的力学模型如

F2 r
FA
102.5 112.5

F B

图 f-13 齿轮 2

F3 r
C2

Ft 2 = Ft 1 = 3168.75 N Fr 2 = Fr 1 = 1153.33 N
齿轮 3

F3 t

图 f-13

Ft 3 =

2T2 2 × 468770 = = 7360.18 N d3 127.38

Fr 3 = Ft 3 tan 20o = 7360.18 × tan 20o = 2678.89 N

2、支反力的计算 由上面数学模型图知 L1 = 102.5mm, L2 = 112.5mm, L3 = 70mm 总长 L=285mm 1)垂直面受力如图 f-14: 对于 B2 点 ∑ M B 2 = 0 得:
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机械设计课程设计

26

FAv 2 =

Fr 2 L3 ? Fr 3 ( L2 + L3 ) L

FAv2
F3 r

F2 r
图 f-14

FBv 2

1153.33 × 70 ? 2678.89 × 1432.16 285 = ? 1432.16 N 方向向下 =

对于 A2 点 ∑ M A2 = 0 得:
FBv 2 = Fr 2 ( L1 + L2 ) ? Fr 3 L1 1153.33 × (105.5 + 112.5 ) ? 2678.89 × 102.5 = = ? 93 N L 285

方向向下。 由上轴的合力 ∑ Fv 2 = 0 ,校核
FAv 2 + FBv 2 + Fr 2 ? Fr 3 = 93.4 + 1432.16 + 1153.33 ? 2678.89 = 0 计算无误

2)水平支反力如图 f-15 对于 B2 点 ∑ M B 2 = 0
Ft 2 L3 ? Ft 3 ( L2 + L3 ) L 3168.75 × 70 + 7360.18 × 182 = 285 =5491.39N FAH 2 =

FAH2
F3 t

F2 t
图 f-15

FBH 2

对于 A2 点 ∑ M A2 = 0 得:
FBH 2 = Ft 2 ( L1 + L2 ) + Ft 3 L1 7360.18 × 102.5 + 3168.75 × 215 = = 5037.54 N L 285

由上轴的合力 ∑ FH 2 = 0 ,校核:
FAH 2 2 + FBH 2 ? Ft 2 ? Ft 3 = 5491.93 + 5037.54 ? 3168.75 ? 7360.18 = 0 计算无误。

3)A2 点总支反力 FRA 2 = FAV 2 + FAH 2 = 1432.162 + 5491.392 = 5675.07 N B2 点总支反力 FRB 2 = FBV 2 + FBH 2 = 932 + 3037.542 = 3038.41N 3、绘转矩、弯矩图 绘转矩、 1)垂直平面内的转矩图如右图 f-16: C2 点
M CV 2 = ? FAV 2 L1

M 6538

= ?1432.14 × 102.5 = ?146796.4N ? m

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-146796.4 图 f-16

机械设计课程设计

27

D2 点

M DV 2 = ? FBV 2 L3
= 93.4 × 70 = 6538N ? m
M

2)水平面弯矩图如右图 f-17: C2 点
M CH 2 = ? FAH 2 L1 = 5491.39 ×102.5 = 562867.48N ? m

562867.48 352627.8

图 f-17

D2 点

M DH 2 = ? FBH 2 L3 = 5037.54 × 70 = 352627.8N ? m

3)合成弯矩图如右图 f-18:
M

C2 点

2 M C 2 = M CV 2 + M 2CH 2

581694.9

352688.40

= 146796.42 + 562867.482 = 581694.9N ? m
图 f-18
2 M D 2 = M DV 2 + M 2 DH 2

D2 点

= 65382 + 352627.82 = 352688.40N ? m
4、转矩图 中间轴的转矩图如右图 f-19
T2 = 468770 N ? mm
图 f-19 M 468770

5、弯矩强度校核 由上面可知 C2 处截面的转矩最大,是危险截面。根据选定的轴材料 45 钢,调质 处理,由表 15-1 查得 [σ ?1 ] = 60MPa

[σ ca ] =

M C 2 581694.92 = = 34.96 MPa < [σ ?1 ] = 60 MPa 故安全。 0.1d 3 0.1× 553

6、安全系数法疲劳强度校核 1)由上面可知 C2 处是危险截面 2)根据选定轴 45 钢,调质处理,查表 15-1 确定材料性能:

σ B = 640MPa, σ ?1 = 275MPa,τ ?1 = 155MPa
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机械设计课程设计

28

3)抗弯截面系数: C 截面有一个键槽 b×h=16×10 t=6 bt ( d 3 ? t ) 3.14 × 453 16 × 6 ( 45 ? 6 ) ? = ? = 8900.04mm 2 W= 32 2d 32 2 × 45

πd3

2

2

抗扭截面系数: bt ( d ? t ) 3.14 × 453 16 × 6 ( 45 ? 6 ) ? = ? = 17841.68mm2 WT = 16 2d 16 2 × 45

πd3

2

2

弯曲应力 σ a = 扭转应力 τ a = 4)影响系数

M C 2 581694.92 = = 65.36MPa, σ m = 0 W 8900.04

T2 468770 = = 26.27MPa WT 17841.68

τ m = τ a = 26.27MPa

截 面 上 由 于 轴 肩 引 起 的 理 论 应 力 集 中 系 数 ασ 和 ατ 按 表 3-2 查 取 。 由
r 2.0 D 55 = = 0.04, = = 1.22 取 ασ =2.10 d 45 d 45

ατ =1.68
= 0.82, qτ = 0.85

由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数 qσ 故有效应力集中系数:

kσ = 1 + qσ (ασ ? 1) = 1 + 0.82(2.10 ? 1) = 1.902 kτ = 1 + qτ (ατ ? 1) = 1 + 0.85(1.68 ? 1) = 1.578
由附图 3-2 的尺寸系数 ε σ = 0.71 由附图 3-4 得的扭转系数 ε τ = 0.76 轴按磨削加工 由附图 3-4 得表面质量系数 βσ = βτ = 0.92 轴未经表面强化处理,即 β q = 1 则可得综合系数:

Kσ = Kτ =

εσ ετ




+ +

1

βσ
1

?1 = ?1 =

1.902 1 + ? 1 = 2.765 0.71 0.92

βτ

1.578 1 + ? 1 = 2.163 0.76 0.92

取钢的特性系数: ?σ 则安全系数 Sca 如下:

= 0.1, ?τ = 0.05

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机械设计课程设计

29

Sσ =

σ ?1 275 = = 1.5 Kσ σ a + ?σ σ m 2.765 × 65.36+0.1× 0 σ ?1 275 Sτ = = = 4.8 Kτ σ τ + ?τ σ τ 2.163 × 26.27+0.05 × 26.27
Sσ Sτ Sτ + Sσ
2 2

Sca =

=

1.5 × 4.8 1.5 + 4.8
2 2

= 2.46

Sca >S=1.4

故 设计的轴安全。

、低 (三) 低速轴的校核 、
1、低速轴上作用力的计算 因为采用的是直齿圆柱齿轮, 所以轴 向力 Fa

FA

69

214

= 0 如图 f-20,低速轴的力

Fr3

F3 t
C3
f-20

F B

学模型: 齿轮 1

Ft 4 = Ft 3 = 736018 N Fr 4 = Fr 3 = 2768.89 N
2、支反力的计算 由上面数学模型图知 L1 = 104mm, L2 = 184mm 总长 L=283mm 1)垂直面受力如右图 f-21: 对于 B3 点 ∑ M B 3 = 0 得:
FAv 3 = Fr 4 L4 2638.89 × 184 = = ? 1711.51 N L 288

FAv3

FBv 3
F4 r
f-21

方向向下。

对于 A4 点 ∑ M A 4 = 0 得:
FBv 3 = Fr 4 L4 2678.89 × 104 = = ? 967.37 N L 288

方向向下。

由上轴的合力 ∑ FV 3 = 0 ,校核
FAv 3 2 + FBv 3 ? Fr 4 = 1711.51 + 967.37 ? 2678.89 = 0

计算无误。

2)水平支反力如图 f-22
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机械设计课程设计

30

对于 B3 点 ∑ M B1 = 0
FAH 3 = Ft 4 L2 L 4360.18 × 184 = = 4702.34 N 288

对于 A3 点 ∑ M A3 = 0 得:
Ft 4 L1 7360.18 × 104 = L 288 = 2657.84 N FBH =

FAH3

FBH 3
F4 t
f-22

由上轴的合力 ∑ FH 3 = 0 ,校核:
FAH 3 2 + FBH 3 ? Ft 4 = 4702.34 + 2657.84 ? 7360.18 = 0 计算无误。

3)A3 点总支反力 FRA3 = FAV 32 + FAH 32 = 1711.512 + 4702.342 = 5004.13N B3 点 总 支 反 力

FRB 3 = FBV 32 + FBH 32 = 967.37 2 + 2657.842 = 2828.41N M
3、绘转矩、弯矩图 绘转矩、 1)垂直平面内的转矩图如右图 f-23: C3 点
M CV 3 = ? FAV 3 L1
-177997.04 图 f-23 M 489043.36

= 1711.51× 104 = 177997.04N ? m

2)水平面弯矩图如右图 f-24: C3 点
M CH 3 = FAH 3 L1 = 4702.34 ×1044 = 489043.36N ? m

图 f-24 M 520429

3)合成弯矩图如右图 f-25: C1 点
2 M C 3 = M CV 3 + M 2CH 3

图 f-25 M 1532690

= 177997.04 + 489043.36 = 520429N ? m
2 2

+ 4、转矩图
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图 f-26

机械设计课程设计

31

高速轴的转矩图如右图 f-26 T= T3 = 1532690 N ? mm 5、弯矩强度校核 由上面可知 C1 处截面的转矩最大,是危险截面。据选定的轴材料 45 钢,调质 处理,由表 15-1 查得 [σ ?1 ] = 60MPa

[σ C 3a ] =

M C3 520429 = = 6.07 MPa < [σ ?1 ] = 60 MPa 3 0.1d 0.1× 953

故是安全的。 6、安全系数法疲劳强度校核 1)由上面可知,所以 C3 处是危险截面 2)根据选定轴 45 钢,调质处理,查表 15-1 确定材料性能:

σ B = 640MPa, σ ?1 = 275MPa,τ ?1 = 155MPa
3)C3 处设一键槽 b×h=25×14 抗弯截面系数:
W=

t=9
2

πd3
32

?

bt ( d 3 ? t ) 2d bt ( d ? t ) 2d

2

=

3.14 × 953 25 × 9 ( 95 ? 9 ) ? = 75371.50mm 2 32 2 × 95
2

抗扭截面系数:
W=

πd3
16

2

?

3.14 × 953 25 × 9 ( 95 ? 9 ) = ? = 159501.42mm 2 16 2 × 95
M C3 520429 = = 6.905MPa, σ m = 0 W 75371.50 T3 1532690 = = 9.609MPa WT 159501.42

弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数

σa = τa =

τ m = τ a = 9.609MPa

截 面 上 由 于 轴 肩 引 起 的 理 论 应 力 集 中 系 数 ασ 和 ατ 按 表 3-2 查 取 。 由
r 3.0 D 95 = = 0.04, = = 1.117 取 ασ =2.01 d 95 d 85

ατ =1.45

由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数 qσ 故有效应力集中系数:

= 0.82, qτ = 0.85

kσ = 1 + qσ (ασ ? 1) = 1 + 0.82(2.01 ? 1) = 1.828

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机械设计课程设计

32

kτ = 1 + qτ (ατ ? 1) = 1 + 0.85(1.45 ? 1) = 1.383
由附图 3-2 的尺寸系数 ε σ = 0.71 由附图 3-4 得的扭转系数 ε τ = 0.76 轴按磨削加工 由附图 3-4 得表面质量系数 βσ = βτ = 0.92 轴未经表面强化处理,即 β q = 1 则可得综合系数:

Kσ = Kτ =

εσ ετ




+ +

1

βσ
1

?1 = ?1 =

1.828 1 + ? 1 = 2.66 0.71 0.92

βτ

1.383 1 + ? 1 = 0.931 0.76 0.92

取钢的特性系数: ?σ 则安全系数 Sca 如下:

= 0.1, ?τ = 0.05

Sσ =

σ ?1 275 = = 14.97 Kσ σ a + ?σ σ m 2.66 × 6.095+0.1× 0 σ ?1 275 Sτ = = = 29.176 Kτ σ τ + ?τ σ τ 0.931× 9.609+0.05 × 9.609
Sσ Sτ Sτ + Sσ
2 2

Sca =

=

14.97 × 29.17 14.97 + 29.17
2 2

= 13.31

Sca >S

=1.4 故 设计的轴安全。

六、键的选择和校核 、高速轴上键的选择和校核 (一) 高速轴上键的选择和校核 、
高速轴上只有安装大带轮的键。根据安装大带轮处直径 d=31 ㎜,查(机械设 计课程设计)表 10-1 选择普通平键。因为带轮的轮毂宽 B=63mm,所以选择的 键 尺 寸 : b × h × l=10 × 8 × 56 ( t=5.0r=0.25 ) 标 记 : 键 10 × 8 × 56 。 GB/T1096-2003。键的工作长度 L=l-b=56-10=46mm,键的接触高度 k=0.5h=0.5× 8=4mm,传递的转矩

T = T1 = 109.84 N ? m
[σ p ] < 100MPa


。 按 表 6-2 差 得 键 的 静 连 接 时 需 用 应 力

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机械设计课程设计

33

2T ×103 2 ×109.84 ×103 σp = = = 30.81 < [σ p ] kld 4 × 46 × 31
故高速轴上的键强度足够。

、中间轴上的键选择和校核 (二) 中间轴上的键选择和校核 、
中间轴上的键是用来安装齿轮的,因此选用圆头普通平键。因为高速轴上大齿 轮的轮宽 B=70mm , 轴段直径 d=55mm, 所以选用 b×h×l=16×10×63 (t=6.0, r=0.3) ,标记:键 16×10×63GB/T1096-2003 。高速轴上大齿轮的轮宽 B=135 , 轴段直径 d=55,所以选用 b×h×l=16×10×125(t=6.0,r=0.3) ,标记:键 16 ×10×125 GB/T1096-2003 。由于两个键传递的转矩都相同,所以只要校核短的 键。短键的工作长度 L=l-b=63-16=47mm,键的接触高度 k=0.5h=0.5×10=5mm,传 递的转矩 T

= T3 = 468.77 N ? m



2T ×103 2 × 468.77 ×103 σp = = = 72.5 < [σ p ] kld 5 × 47 × 55
故轴上的键强度足够。

、低速轴的键选择和校核 (三) 低速轴的键选择和校核 、低速轴的
低速上有两个键, 一个是用来安装低速级大齿轮, 另一个是用来安装联轴器。 齿轮选用圆头普通平键,齿轮的轴段的直径 d=95mm,轮宽 B=130mm 查表(机 械设计课程设计)选键的参数:b×h×l=25×14×110(t=9.0,r=0.5)标记键 25×14×110GB/T1096-2003 。 键的工作长度 L=l-b=110-25=85mm,键的接触高度 k=0.5h=0.5×14=7mm,传递的转矩 T

= T3 = 1532.69 N ? m



2T ×103 2 ×1532.69 ×103 σp = = = 54.23 < [σ p ] 故 安 装 齿 轮 的 kld 5 × 85 × 95
键强度足够。安装联轴器的键用单圆头普通平键。由后面的联轴器选择所选的联

JB65 ×142 轴器 TL10 联轴器 可知 JB65 ×142 = T3 = 1532.69 N ? m

轴孔长度 L1=107 又因为轴直径 d=65mm,

所以选键 b×h×l=18×11×125。标记:键 C18×11×125 GB/T1096-2003。 键的工作长度 L=l-b=125-18=107mm,键的接触高度 k=0.5h=0.5×11=5.5mm,传 递的转矩 T 则

2T ×103 2 ×1532.69 ×103 σp = = = 80.14 < [σ p ] kld 5.5 ×107 × 95
故选的键强度足够。

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机械设计课程设计

34

七、滚动轴承的选择和校核 、高速轴轴承的选择和校核 (一) 高速轴轴承的选择和校核 、
1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况,选用深沟球轴承。由高速轴的设计,根据

d13 = d15 = 40 ,选轴承型号为 6209,其基本参数: Cr = 40.8, Cor = 24
2、滚动轴承的校核 1)轴承受力图如右图

F1
轴承 1

F2
轴承 2

F1 = FRA1 = 822.0 N F2 = FRB1 = 2549.81N
2)当量动载荷

根据工作情况(无冲击或轻微冲击) ,由表 13-6 查得载荷系数

f p = 1.1

P = f p ? F1 = 1.1× 822.0 = 6242.58 N 1 P2 = f p ? F2 = 1.1× 2565.34 = 2804.79 N
3)验算轴承的寿命 因为 P2 > P ,所以,只需验算轴承 3,轴承预期寿命与整机相同,l=10×300 1 ×10=48000h

L=

106 ? f t Cr ? 60n1 ? P2

? 106 52.8 ×103 = ( ) = 89046 > 48000h 所以,轴承寿命足够。 ? ? 60 × 576 6242.58

、中间轴轴承的选择和校核 (二) 中间轴轴承的选择和校核 、
1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况,选用深沟球轴承。由中间轴的设计,根据

d 21 = d 25 = 45

,选轴承型号为

6309,其基本参数:

Cr = 52.8, Cor = 31.8
2、滚动轴承的校核 1)轴承受力图如右图

F3
轴承 3

F4
轴承 4

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机械设计课程设计

35

F3 = FRA2 = 5675.07 N F4 = FRB 2 = 5038.41
2)当量动载荷 根据工作情况(无冲击或轻微冲击) ,由表 13-6 查得载荷系数

f p = 1.1

P3 = f p ? F3 = 1.1× 5675.07 = 6242.58 N P4 = f p ? F4 = 1.1× 5038.41 = 5562.25 N
3)验算轴承的寿命 因为 P3 > P4 ,所以,只需验算轴承 3,轴承预期寿命与整机相同,l=10×300 ×10=48000h

106 ? f t Cr ? 106 52.8 × 103 L= ( ) = 77490 > 48000h 所以,轴承寿命足够。 ? ?= 60n2 ? P3 ? 60 × 130.14 6242.58

、低速轴轴承的选择和校核 (一) 低速轴轴承的选择和校核 、
1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况,选用深沟球轴承。由低速轴的设计,根据

d31 = d35 = 85 ,选轴承型号为 6217,其基本参数: Cr = 83.2, Cor = 63.8
2、滚动轴承的校核 1)轴承受力图如右图

F5
轴承 5

F6
轴承 6

F5 = FRA3 = 5004.13N F6 = FRB 3 = 2828.41N
2)当量动载荷

根据工作情况(无冲击或轻微冲击) ,由表 13-6 查得载荷系数

f p = 1.1

P5 = f p ? F1 = 1.1× 5004.13 = 5504.5 N P6 = f p ? F2 = 1.1× 2828.41 = 3110.95 N
3)验算轴承的寿命 因为 P5 > P6 ,所以,只需验算轴承 3,轴承预期寿命与整机相同,l=10×300 ×10=48000h
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机械设计课程设计

36

L=

106 ? f t Cr ? 106 83.2 ×103 = ( ) = 1505824 > 48000h 所 以 , 轴 承 寿 命 足 ? ? 60n3 ? P2 ? 60 × 38.22 5504.5

够。

八、联轴器的选择
根据工作要求,为了缓和冲击,保证减速器的正常工作,输出轴(低速轴) 选用弹性主销联轴器,考虑到转矩变化小,取 K A

= 1.3 ,则

Tca = K AT5 = 1.3 ×1502.12 = 1952.77
按照计算转矩 Tca 小于联轴器公称转矩的条件,查(机械设计课程设计)表 13-4,选用 HTL10,公称转矩为 2000N.mm,孔径 d=65,L=143,需用转速为 1700r/min, 故适用。 标记

TL10 联轴器

JB65 ×142 ? GB / T 2014 ? 1985 。 JB65 ×142

九、箱体的设计 箱体的
箱体各部分尺寸关系如下表 f-8: 表 f-8 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数量 轴承旁联结螺栓直径 盖与座联接螺栓直径 联接螺栓 d2 的间距 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 大齿轮齿顶圆与箱体壁的距离 轴承座轴承盖外径 符号 δ δ1 b1 b df n d1 d2 L d3 d4 d L1 D1 D2 D3 L2 C1 C2 尺寸关系 mm 12 10 18 30 M20 6 M16 M10 M10 M5 8 15 140 150 200 50 24 20

箱体外壁到轴承座端面的距离 凸缘尺寸

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机械设计课程设计

37

沉头座直径 通气孔直径 箱坐上的肋厚

D D4 m1

22 18 14

十、润滑、密封的设计 润滑、
1、润滑 因为齿轮的速度都小于 12m/s, 所以, 减速器齿轮选用油池浸油的方式润滑。 把齿轮浸再油中,通过齿轮的传动,将油池中的油带入啮合处进行润滑,同时也 甩到箱壁上有助于散热。润滑时,浸油高度为高速齿轮的 0.7 个齿高;滚动轴承 的润滑采用油润滑,通过齿轮的的快速转动,将油打到机箱内壁上,油沿着机箱 内壁流到油沟里, 然后沿着油沟流到滚动轴承那进行润滑和散热。 可参见装配图。 1、密封 为了防止泄漏, 减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密封 措施。箱体与箱盖的密封可以通过改善接合处的粗糙度,一般为小于或等于 6.3, 另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大,安装时必须把螺栓拧紧。 外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注 U 型密封圈。

十一、 十一、参考文献
1、 《机械设计》 (教材)第八版,高等教育出版社,主编:濮良贵 纪名刚 。 2、 《机械设计课程设计》 ,机械工业出版社,主编:殷玉枫。 3、 《机械制图》 (第五版) (教材) ,高等教育出版社,主编:钱可强 何铭新 《机械设计手册简明手册》 ,化学工业出版社,主编:骆素君 朱诗顺 4、 5、 《机械原理》 (第七版) (教材) ,高等教育出版社,主编:孙桓 陈作模 葛文 杰 6《材料力学》 (第二版) (教材) ,高等教育出版社,主编:单辉祖

十二、总结。 十二、总结。
1、 通过这次课程设计,使我更加深入地了解了机械设计这一门课程。机械设 计不仅仅是一门课,我们必须通过理论接合实际,深入地去了解其中的概念和设 计过程,这样我们不但学到了理论知识,而且有助于提高我们的综合素质。这次 设计不但涉及到我们学过的《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材 料力学》等知识,还设计到我们还没学过的《公差与配合》,CAD 制图,可见, 机械设计是一门广泛综合的课程,单单靠教材学的点点是远远不够的,我们很有 必要多点吸收课外的有关知识.。 1. 这次设计还存在一些错误:如在分配传动比的时候,传动比分配得有点 不合理,造成后面箱体结构不匀称,有点过大;在画装配图时,按照计算尺寸画 低速齿轮无法正常啮合,应该是计算出现了点错误或传动比分配不合理。因此, 必须继续努力学习,培养设计习惯,提高计算能力和操作能力。

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