机械设计课程设计-二级斜齿圆柱齿轮减速器.pdf

机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图11电动机 2V带 3齿轮减速器 4联轴器 5滚筒 6一输送带 三、工作条件该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限5年(每年按300 天计算)，输送带的速度容许误差为5%.四、原始数据滚筒直径D(mm)：320运输带速度V(m/s)：0.75滚筒轴转矩T(N m)：900五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1.运动简图和原始数据2.电动机选择3.主要参数计算4.V带传动的设计计算5.减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6.机座结构尺寸计算7.轴的设计计算8.键、联轴器等的选择和校核9.滚动轴承及密封的选择和校核10.润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11.齿轮、轴承配合的选择12.参考文献七、设计要求1.各设计阶段完成后，需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2.在指定的教室内进行设计.一.电动机的选择一、电动机输入功率心60v 60 x0.75x2,._.n=-=-=44.785r/minw 2 兀 Rn 2X3.14X0.32Pw=9550900 x44.785 9550=4.219bv二、电动机输出功率与其中总效率为=为带 x 端承标轴滚商 x =0.96 x 0.993 x 0.972 x 0.99 x 0.96=0.833P4 一 n4.2190.833=5.083hv查表可得Y132S-4符合要求，故选用它。Y132S-4 同步转速1440min,4极）的相关参数表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量5.5hv1440r/min2200N mm2300N mm68kg二.主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比，总144044.785=32.15查表可得V带传动单级传动比常用值24,圆柱齿轮传动单级传动比常用值为35,展开式二级圆柱齿轮减速器”(1.31.5卜2。初分传动比为iy带=2.5,%=4.243,广3.031。二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为I,n,in轴，则1、各轴转速nm1440=576r/min576 74243=135.753 r/min/2 n 135.753一丁 3.031=44.288 r/min什带2、各轴功率p Pdr/Q x/带=5.5x0.96=5.28加/昌夕=P x 轴承海7-5.28x 0.99x 0.97=5.070kw而品=P x轴承初=5.070 x0.99x0.97=4.869品3、各轴转矩T,=95502=9550 x-=36.476N 小 nd 1440T T/v带飞=36.476 x 2.5 x 0.96=87.542N.m弓窝病=87.542 x 4.243 x 0.99 x 0.97=356.695N mIni而需=356.695x3.031x0.99x0.97=1038.221N-m表2项目电机轴高速轴I中间轴n低速轴in转速(r/min)1440576功率(Znv)5.55.28转矩(Nm)36.47687.542传动比2.5效率0.96135.75362.7065.0704.869356.6951038.2214.2433.0310.960.922三V带传动的设计计算一、确定计算功率匕查表可得工作情况系数七=12故 CQ=kAxP=12X5.5=6.6kw二、选择V带的带型根据匕,、几，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径力并验算带速v1、初选小带轮的基准直径或J查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径=90mm2、验算带速v按计算式验算带的速度-熹方嘿需=6782M因为5m/s v 30m/s,故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径42按式(8-15a)计算大带轮的基准直径dd2=ivddl=2.5x90=225mm根据教材表8-8,圆整得dd2=224mm4、确定V带的中心距和基准直径4(1)按计算式初定中心距旬=500mm(0.7(ddl+dd2)1206、计算带的根数(1)计算单根V带的额定功率R由%i=90/wn和=1440”min 查表可得q=1.064hv根据 =1440min,i=2.7 和 A 型带，查表可得小此=0.169hv、ka=0.956 kL=0.96 o故耳=(用+A用)酶却=(1.064+0.169)x 0.956 x 0.96=1.132、(2)计算V带的根数ZZ=%=型-=5.830 故取V带根数为6根R 1.1327、计算单根V带的初拉力的最小值(片)1nm查表可得A型带的单位长度质量q=O.Wkg/m(WOO(2.5-心)匕+qv2=(500 x 巨丑9冲竺+0.1x6,7822 泗=136N0.956x6x6,782应使带的实际初拉力片(工).。8、计算压轴力与压轴力的最小值为出).=2Z(FA.sin&=2x6xl36xsin竺一=1614%r/min u/min?四减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(3)材料选择：查表可选择小齿轮材料为400(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。(4)选小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=4.243x20=85,取Z?=85(5)选取螺旋角，初选螺旋角尸=14。2kL 41(ZRZE 应 I J2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即(2(1)确定公式内的各计算数值试选(=1.6,由图 1026%=0.740,42=0320贝U有=%I+%2=L560小齿轮传递转矩(=87.542N m查图10-30可选取区域系数Z“=2.433查表10-7可选取齿宽系数中汗=1查表10-6可得材料的弹性影响系数ZE=189.8/6。查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 aHhml=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限aHhm2=550MPa。按计算式计算应力循环次数M=60%=60 x576x1x(2x8x300 x5)=8.294x1088.294x1。：95x1082 4.243查图可选取接触疲劳寿命系数女加=1,。2，*2=1.12。计算接触疲劳许用成力取失效概率为1%,安全系数8=1,按计算式（10-12 得L=kHNiHimi=1.02x600=612叱SaH 2=N2；mim2=1.12 X 550=616MP 闻声七日=612,6=614配（2 计算相关数值试算小齿轮分度圆直径（，由计算公式得422x1.6x87.542x1000 5.24 r2.433x189.81x1.560 4.24 1 614=50.07mm计算圆周速度v=叫60 x1000万 x 50.07x576 60 x1000=1.509 m/s计算齿宽8及模数外,b=1x50.07=50.07mmmntdu cos B 50.07 x cos 14 _._ _=-=2.429mmZ120h=2.25%=2.25 x 2.429mm=5.466mmb 50.07h 5.466=9.16计算总相重合度为 为=0.318 Zi tan 尸=0.318 x 1 x 20 x tan 14=1.586计算载荷系数左查表可得使用系数心=1,根据v=L509加/“7级精度，查表10-8可得动载 系数1=1.。7,由表10-4查得*的值与直齿轮的相同，为1.419 F/3=1 350,kHa=kFa=1.4故载荷系数 k=kAkvkHakH/3=1x1.07x1.4x1.419=2.126按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得4=4,E=45.814X=55.046mm计算模数以d.cos B 55.046x cos 14,m-=-=2.671mmn Z1 203、按齿根弯曲强度设计，按计算式（10T7 试算即 1 确定公式内的各计算数值、计算载荷系数k=kAkvkFkFn=1x1.07x1.4x1.35=2.022 A V r CC r p根据纵向重合度=1.586,查图10-28可得螺旋角影响系数=0.88。查图可选取区域系数Z“=2.433,%=0.795,%=0.875则有%=43+%4=L67查表取应力校正系数几产1.569,Q2 T,783。查表取齿形系数%产2.724,12=2.194。（线性插值法）查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。阳=500年，大齿轮的弯 曲疲劳强度极限aFE2=380MP o查图可取弯曲疲劳寿命系数七NI=087，kFN2=0.90o计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4,按计算式(10-22)计算得crFi=%NOFEI=887x500=3714A叱 S 1.4矶=八%2=。外段。=244.286呼S 1.4计算大、小齿轮的/事并加以计算心12.724x1.569310.714=0.014回22.194x1.783244.286=0.016大齿轮的数值较大。(2)设计计算mnJ 2 义 2.022 义 87,542 义 1000 义 0.88 义 cos?14V 1X202X 1.586x0.016=1.979mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取？=2加粗，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=55.046加机来计算 皮有的齿数，于是有4 cos 尸 55.046 X cos 14Z=-.=-=26.705mn 2取Z=27,则Z2 rzi=4.243x27*1154、几何尺寸计算(1)计算中心距(Z+Zjmn(27+115)x2a=-1=146.347mm2 cos 3 2 x cos 14将中心距圆整为a=147mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角/3=arccos(Zi+Z2)m 2a(27+115)x2=arccos-=14.9862x147因尸值改变不多，故参数分、左夕、Z”等不必修正。（3 计算大、小齿轮的分度圆直径cos/3-=55.901mmcos 14.986出=悬=焉嬴=238.099raH（4 计算齿轮宽度b=储=1x55.901=55.901mm圆整后取 B=55mm,B2=60mm。二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2 运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3 材料选择，在同一减速器各级小齿轮（或大齿轮）的材料，没有特殊情 况，应选川相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材 料为40。（调质），硬阂 52HRC；大齿轮材料为45钢（调质）,W 为45HRC.4 选小齿轮齿数Z3=23,大齿轮齿数24=23x3.031=70.924之70 5 选取螺旋角，初选螺旋角/=142、按齿面接触强度设计，按计算式试算即2/土“Z”疗M4 M)1 确定公式内的各计算数值试选勺=1.6小齿轮传递转矩4=356.695 m查表10-7可选取齿宽系数查图10-26可选取区域系数ZH=2.433,%3=0.765,=0.870 贝U有=%3+%,=1635查表可得材料的弹性影响系数ZE=189.8/。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限外.3=600MP,大齿轮的接触疲劳强度极限aHlim4=550MP o按计算式计算后力循环次数M=60%儿=60 x135.753x1x(2x8x300 x5)=1.955x108z 1.955 xlO8 乙,“1八7N 4=-=6.450 xlO74 3.031查图可选取接触疲劳寿命系数%N3=112，4=1.18 O计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数8=1,于是得aH3=N3；mim3=1.12x600=67221CTH4=%N4；mim4=1.18x550=649MPa防=际，口/=672;649=660.5次(2)计算相关数值试算小齿轮分度圆直径(，由计算公式得X(2.433X189.8*1x1.67 3.031 I 660.5=76.848mm计算圆周速度v7rd3/a2-60 x1000%x76.848xl35.75360 x1000=0.546 加/s计算齿宽6及模数相Jb=儿=1 x 76.848=76.848mm a 5tmnt,_ d3t cos p _ 76.848 x cos 14Z323=3.240mmh=225mJ=2.25 x 3.240=7.29mm b 76.848=-=10.54h 7.29计算总相重合度?%=0.318“Z3 tan 尸=0.318x 1 x 23x tan 14=1.824计算载荷系数左查表可得使用系数心=1,根据=0.546机/s,7级精度，查表可得动载系数扁=1.04,3/=1.425,kF/=1.36,%J=Z=1.4故载荷系数k=kAkv 左衣3/=1 x 1.04x 1.4义 1.424=2.075按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得3 Q 3 Io 075d3=d3t =76.848x-=83.804mmY kj y 1.6计算模数加J,d,cosp 83.804xcos 14 o _=-=-=3.535mmn Z3 233、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即?整 pZ；cos2万记（1）确定公式内的各计算数值计算载荷系数左=左左 左，=1x1.04x1.1x1.36=1.556 A V r CC r p根据纵向重合度?=1.824,查图可得螺旋角影响系数，=0.88 o计算当量齿数Z/3=-=?=25.178cos3/3 cos314Z=Z4 v4 cos3 B70 cos314=76.628查表可取齿形系数/Q3=2.616,%4=2.227。查表可取应力校正系数几3=1.591,%4=L763。(线性插值法)查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限号3=500MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限b4=380M查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN3=0.90,kFN4=0.93 o计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,按计算式计算 kFN3%3=。以*皿=321.429MPL 厂3 s 1.4 1 庄4=893x380=252.429MPL 门4 s 1.4 计算大、小齿轮的并加以计算=2鲁”OH 2=2.227x1.763=oo64 252.429大齿轮的数值较大。(2)设计计算,J-x0.016=2.572mm V 1X232X 1.635对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取”/=3加加，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=83.804相机来计算应有的齿数，于是有Z3-d3cos尸 83.804xcos 14 _.-=-=27.105mn3取Z3=26,则=3.031x28=84.8682854、几何尺寸计算(1)计算中心距(Z3+Z4)m/(28+85)x3 a=-1=174.689mm2 x cos142 cos 0将中心距圆整为=175mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Z3+Z4)m,(28+85)x3B=arccos-=arccos-=14.4032优 2x175因外值改变不多，故参数分，、kJ、Z屋等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径7 ZMJ 28x3“r”d4=-=-=86.726mmcos，cos 14.4037 Z4mn 1 85x3“c叁=-=-=263.274mm4 cos-cos 14.4030(4)计算齿轮宽度b=/4=1 x 86.726=86.726mm a 5圆整后取 B3=90mm，B4=95mm。五轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为d51.761mm tana”_ tan20 Fre=-工书,=-x 3398=12752V“cos尸 te cosl42r41n工e/Jan尸=3398xtanl3.7。=846N2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取4=1123min=45.28-=23.44mm576应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使d.n与带 轮相配合，且对于直径dV 100机机的轴有一个键槽时，应增大5%-7%,然后将轴径圆整。故取dI_n=25相机。4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度(1)根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取1VH=90小加，为满足大带 轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取dn.皿=32加加，根据装配关系，定 111n=35mm(2)初选流动轴承7307AC,则其尺寸为2x0 x5=35相机x80相机x2加机，故4iii=35相机=4皿ix,III-Iv段挡油环取 其长为19.5mm,则 L1n*=40.5mm。(3)in-Iv段右边有一定位轴肩，故取4n_n=42加机，根据装配关系可定 L1n_n=10(Wn,为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取 Ai-vi=Lvii-vm=5机机，4_皿=44mm。(4)齿面和箱体内壁取a=16nlm，轴承距箱体内壁的距离取s=8mni,故右侧挡 油环的长度为19mm,贝ix=42mm(5)计算可得。=104.5mm,L2=151mm,L3=50.5mm、(6)大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为H7bxhxL=10mmx8mmx80mm,大带轮与轴的配合为-，流动轴承与轴的周r6向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷Frl和F2带传动有压轴力尸尸（过轴线，水平方向），Fp=1614N。将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一F reA!Fte F d2 T Fdl-图二Frez F说/他-B-aF p FE图三%-B-f-aii 一 一 AFr用 Fdi注图二中也通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中/通过另加转矩而平移到指向轴线F2yx(151+50)-Fflex|-Fexl51=0工 2V=2163NFlv=Fre-F2V=1824N同理Fr2H=853NFriH=Fte-Fr2H=3398-853=25452VFri=J耳 J+&J=7I8242+25452=3131N工 2=2+%J=V21632+8532=2014N6、求两轴承的计算轴向力工i和工2对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力心=0.68xFr%=0.68x 工1=0.68x3131=2129.08N为2=0.68 x 工2=0.68x2014=1369.52Fae+Fd2=846+1369.52=2215.2N Fdl故时=2215.2N,4=%=1369.52N7、求轴承的当量动载荷和外对于轴承 1 区=22152=0.70 0.68Frl 3131对于轴承2星=1369,52=0.68工2 2014查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 I%=0.41,乂=0.87对于轴承2 X2=1,Y2=0K(X&+X 工J=l(0.41x3131+0.87x 2215.2)=3210.934NP?=fp(乂2耳2 工2)=1(1x2014+0)=20142V8、求该轴承应具有的额定载荷值因为 鸟则有3 I-3 I-CM、呼=3210.934X 60X576X2X8X300X5=2z1 v io6 v 106故7307AC符合要求。9、弯矩图的计算水平面：FNH853N,FNHI=2545N,则其各段的弯矩为:BC段:CD段:FtMF NH1F s由弯矩平衡得M-FNH x+(x-151)=0M=-2545x+513098(151 x 201.5):.MH=853X15IN 相机=128803N mm.11铅垂面：=2163/=1824N,=1614N,则其各段弯矩为:AB段:MF PF S贝UM=1614(0 x 104.5)BC段:贝UM-Fpx+FNVI(x-104.5)=0nM=-549x+226034(104.5 x 255.5)CD段:则 M-Fpx+FNVI(X-104.5)+F(X-255.5)-Ma=0M=1824x+567555(255.5x306)做弯矩图如下Fr从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面。是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的My及的值列于下表表3载荷水平面H垂直面V支持力FF八 H=2545NFr2H=853N&v=1824NFr2V=2163N弯矩MMH=128803-mm rLMV1=85765N mmMV2=101523N-mm总弯矩=V128 8 032+85 7 652=154745N,mmM2=71288032+1015232=164003N 用加扭矩T7；=87542N 加加10、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面5）的 强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切成力为脉动循环 变应力，取a=0.6,轴的计算应力(叫)2,1686632+(0.6 x 87542)20.1x35335.7 MP.前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得=5，因此故安全。11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用 单圆头平键（C型）根据d=35相机，从表6T中查得键的截面尺寸为：宽度：b=10nm,高度:力=8加加，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=80mm 键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得尸=120150年取其平均植，=MPh键的工作长度l=L-=80-5=75mm2键和轮毂键槽的接触高度k=0.5/z=0.5 x 8=4mm则”啜2x8.754x1044x75x35=11.0MPaaP,故合适。所以选用：键 C 10mmx8mmx80mm GB/T 1096-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1.6,各轴肩处圆角半径为2。二、中间轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的工、心、七都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为%=33982V Frel=12752V Faei=846N中速轴小齿轮上的三个力分别为月=3944N Fre2=14822V re，匕乙Fnp=1013N ae22、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取4=112轴的最小直径显然是安装轴承处,为使轴承便于安装,且对于直径d%所以工 Fae+=1564.4N 死2=以=1397.4N8、求轴承的当量动载荷和巴对于轴承1区=四=0.98 0.68 工 1 1588p 1QQ7 4对于轴承 2 3=0.6 鸟则有=30602.810N Cr故7208A。符合要求。10、弯矩图的计算水平面：FN%=1664N,FNH2 m8N。AB段:贝=%即 M=1664x(0 x68.4)BC段：M贝U M+小产68.4)=0 n M=2280%-269770(68.4 x 151.4)CD段：贝ljM+小产n M=1118x+784227(151.4x 206.4)。铅垂面：FNVI=1629N,月=1128NAB a：BC段:M-FN%(68.4x151.4)MCD段:+尺3(x 68.4)+尺2(x 151.4)=。nM=1128x+232819(151.4x 206.4)1629x(0 x68.4)M=147x+145296(68.4 x V 151.4)232819-1128x(151.4x 206.4)做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面。是轴的危险截面。现将计算出 的截面。处的V”、My及M的值列于下表表4载荷水平面H垂直面V支持力F加“=H18NFr2H=1664NFrlv=1128NFr2V=1629N弯矩MMH=270928.860-mmLlMV1=163419.598-mmMV2=86873.080-mm总弯矩=MH2+MV=A/270928.8602+163419.5982=316399.134-mmM2=JMJ+片=4270928.86()2+86873.0802=284516.0442V-mm扭矩TT2=2.77327x 105?/-mm11、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力加+（回316399.1342+(0.6x2.77327 xlO5)-.二 32.325MP0.1X483 0前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 b/=60M心5，故安全。12、键的选择和校核一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）d=52mm,b=16mm,h=10mm.取键长L=40mm,键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得尸=120150取其平均植,3p=135MPa键的工作长度lL-b=40-16=24mm键和轮毂键槽的接触高度k=0.5/z=0.5 x 10=5mmntl 2T 2 x 3.56695 xlO5 小 n.人、羊则”=诂=4渍D=110年回卜故合适。kid 4x25x52所以选用：键 16mm x 10mm x 40mm GB/T 1096-200313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x45。，各轴肩处圆角半径见365页三、低速轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的工、0、七都是作用力与反作用力的关系，则 27；2x103822 A7”/仆,区=-N=3944Nd4 263.274 tana“一 tan200 F=Ft-=3944x-”=482N1 cos 3 cos 14.403=4 tan。=3944x tan 14.403=1013N2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取4=112轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d.n,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相配合，且对于直径d 4100相机的轴有两个键槽时，应增大 10%-15%,然后将轴径圆整，故取d.n=60加加。并选取所需的联轴器型号联轴器的计算转矩&=储心，查表可得，考虑到转矩变化小，故取心1.3&=KJ；=1.3xlO38221N 相机=1349687N mm其公称转矩为2.8x IO,N.加机。半联轴器的孔径4=60相相，长度L=142nu,半联轴器与轴配合的毂孔长度乙=107相机4、拟定轴上零件的装配草图方案（见下图）5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故IITII段的直径41n=72 mm o查手册99页，选用LX4型弹性柱销联轴器L初选滚动轴承7051AC,则其尺寸为dxDxB=75mmx 115mmx20mm.故d=dVII=75机九左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm,则 Lni_IV=40mm.挡油环右侧用轴肩定位，故可取d“_v=88相机取齿而与箱体内壁距离a=18.5加内轴承座距箱体内壁距离为s=8mm。用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮，0-H段皮略短于 轮毂宽度，故取Lyn=86mm,所以取kn-vni=53mm.齿轮左侧用轴肩定位，取。=7加内则加0=104加加，轴换宽度821.4/z,取 Zy-w=12mm o由装配关系可确定17V=60mm.计算得乙二145.5m机，L2=132.5mm,L3=67mm o6、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键 A型）连接。轴与齿轮 连接采用平键6x/z=25相机xl4加加，L=70mm,齿轮轮毂与轴的配合为乜工。n6同样半联轴器与轴连接，采用键6X乙=18机机义11m机义100机机。半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选 k6轴的直径尺寸公差为加6。7、轴上齿轮所受切向力4=3944N,径向力工e=1482N，轴向力工二1013NT3=103822IN mm=263.274mm，o8、求两轴承所受的径向载荷电和42将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图三F teB-j-aF rsH F nH尺146.8+工二F=-2rly 146.8+54.8。久2 0r7/I1482xl46.8+1013x 2201.61740.605N工 2丫-小=1482 1740.605=258.605FflH146.8146.8+54.8%=2871.921NFr2H=Fte-FriH=3944-2871.921=1072.079Frl=.3029705.76+8247930.23=3358.219NFr2=正2 J+工2 J=V66876.546+1149353.382=1102.828N9、求两轴承的计算轴向力工i和工2对于7315AC型轴承，轴承的派生轴向力工=0.68xFdl=0.68 x 工i=0.68x3358.219=2283.589N%2=0-68x 工2=068XH02.828N=749.923N/e+%=1762.923 小故工i=Be+%=5042.130N九=Fdi=2283.5892V Fj 以-Fae=520.666N 10、求轴承的当量动载荷和外2283.5893358.219=0.68,工 520.666=047。查表可得径向载荷系数和轴F 1120.828 r2向载荷系数分别为:对于轴承1 X=l,乂=0 对于轴承2 X2=l,右=0因轴承运转载荷平稳，按表13-6,fp=L0 I?,取5=1 则=/p(XiG+监；)=lxlx3358.219=3358.219N。P2=fp(X2Fr2+公工2)=1 x 1 x 1102.828=1102.8282V o11、求该轴承应具有的额定载荷值因为6106/46800、3_x(_)60 x44.788 3358.219=75700/z预期寿命心=5x300 x16=24000/7 故合格12、弯矩图的计算水平面：FNHi=1072N,FNH2=2852N.AB段：弯矩为0BC段:M-FNH1X=0nM=1072%(0 x 132.5)CD段:Ft：-)MF NHi Fs yM-FNHix+Ft(x-132.5)=0nM=-2852%+568974(132.5x 199.5)M1072x(0 x 132.5)-2852%+568974(132.5 x 199.5)铅垂面：FNVi=259N FNV2=1741NAB段弯矩为0BC段:M FNV1x=OM=-259x(0 x 132.5)CD段:R NViM+FNVix+Frx-132.5)-Ma=0 n M=1731x+345335(132.5 x199.5)Mv-259(0 x 132.5)-173 lx+345335(132.5 x 199.5)做弯矩图如下OF*从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面。是轴的危险截面。现将计 算出的截面C处的My及M的值列于下表表5载荷水平面H垂直面V支持力FFriH=2871.921NFr2H=1072.079NFrW=1740.605NF,2V=-258.6052V弯矩M H=142040?/-mm LlMV1=-34318N mmMV2=99031N-mm总弯矩M1=dMj+Mv；=Jl420402+(34318)2=161909N加加M2=4Mj+Mv；=V1420402+990312=184OOO2V-mm扭矩T%=103822 IN功机13、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C 的 强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得.=60/与，因此JM22+（6Z7；）2,18400 2+（0 6X1038221）2 649539 1 co 0.1X903 72900 L-1J?安全。14、键的选择和校核选键型为普通平键（A 根据d=90相机，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度方二25加加，高度力=14加n。峰长L=70相机。键轴和毂的材料都是钢，有表6-2查得许用挤压成力吗=120 150MP,取平均值%=135M 键的工作长度l=L-b=10-25=45mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5/z=0.5 x 14=7mm，e 2Txi()3o 二-P kid2x1038.221x1037x45x90=74MPa810箱盖壁厚6a1=0.02a+3 89箱盖凸缘厚度4A=1.5al12箱座凸缘厚度bb=1.5b15箱座底凸缘厚度b2b2=2.5a25地脚螺钉直径dfdf=0.036+12M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓 直径dd=0.72%M12机盖与机座联接 螺栓直径d2J=(0.50.6)dfM10轴承端盖螺钉直 径d3(0.40.5)df10视孔盖螺钉直径d4J4=(0.30.4)df8定位销直径dd 二(0.70.8)d28df,d1,八至外机壁距离G查机械课程设计指导 书表4342218df,J2至凸缘边缘距离g查机械课程设计指导 书表42816外机壁至轴承座 端面距离11=G+g+（8 12 50大齿轮顶圆与内 机壁距离ZApi.2cr15齿轮端面与内机 壁距离A2 CT10机盖，机座肋厚mi x 0.85b1,机 x 0.85bmi9 m 8.5轴承端盖外径D22=。+（55.5 d3120 1 轴）125 2 轴）150 3 轴）轴承旁联结螺栓 距离sS P A120 1 轴）125 2 轴）150 3 轴）七.润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以 其速度远远小于（L52 义1。5机机min,所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+4H=30%=34所以 H+4=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 凸缘后有足够的宽度，联接表面成精创，其表面粗度成为一 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。八、课程设计心得体会作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设 计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数 接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如 何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践 中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课 程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的 设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的,同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开 实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有 理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本 次大作业要求用auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟 练的掌握它。虽然过去从未独立反用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效 率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者 的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高 效率，这是我