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1、 课程设计说明书 设计名称 联轴器式运输机传动装置的设计 系 别 机电工程系 专 业 机械设计制造及其自动化 一 、 任务 1 二 、 总体设计 2 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 3 1. 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 4 2. 低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 14 三、轴的设计 21 (一) Ⅰ轴的校核 26 (二) Ⅱ轴的校核 32 (三) Ⅲ轴的校核 39 四、键的选择和校核 46 五、滚动轴承的选择和校核 47 六、联轴器的选择 51 七、箱体及其附件的设计 51 1、窥视孔：
2、 53 2、 轴承端盖设计： 54 3、 油面指示装置——油标尺： 56 4、 外六角螺塞和封油垫： 56 定位销： 59 5、 启盖螺钉： 59 6、 通气塞： 60 八、润滑、密封设计 60 九、减速器的技术要求 61 十、减速器的技术特性 62 十一、参考资料 63 十二、总结 63 一 、 任务 题目4：设计运输机传动装置 已知条件：（1）运输带工作拉力； （2）运输带工作速度； （3）滚筒直径；
3、 （4）工作机传动效率； （5）输送带速度允许误差为±5%； （6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度； （8）要求齿轮使用寿命为5年（每年按300天计）； （9）生产批量：中等。 （10）动力来源：电力，三相交流，电压380V。 传动方案：如图2所示。 设计工作量：（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型； （2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）
4、 （3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）； （4）设计计算说明书1份。 二 、 总体设计 1、 电机的选择 确定电动机类型 按工作要求和条件,选用Y系列三相交流异步电动机。 确定电动机的容量 工作机卷筒上所需功率Pw Pw= Fv/(1000*ηw) = 2、 电动机所需的输出功率 为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设ηc、ηr、ηg、分别为弹性联轴器、滚动轴承、8级齿轮（稀油润滑）传动的效率，查《机械设计 课程设计》
5、表10-1查得ηc= 0.99，ηr= 0.99，ηg = 0.97，则根据《机械设计 课程设计》的22页 传动装置的总效率为 η总=ηc2ηr3ηg2 = 0.99 2x 0.993 x 0.97 2 =0.89 因载荷较平稳，所以电动机的额定功率Ped只需要略大于Pn即可，由表10-2中，Y系列电动机技术数据可知，可选择额定功率为7.5Kw。 选择电动机转速 工作机卷筒轴的转速为 由《机械设计 课程设计》的经验公式 单级圆柱齿轮传动比范围 总传动比范围 电动机转速可选范围 =(491.31～1364.75)r/min 根据电动机所需功率和同步转速，
6、查《机械设计 课程设计》10-2，符合这一范围的常用同步转速有750、1000、1500。 选用同步转速为1000r/min 选定电动机型号为Y160M-6 由《机械设计 课程设计》表10-3 86 87 页 电动机型号及主要尺寸 型号 额定功率 P ed/KW 满载转速 /（r·min-1） 同步转速 /（r·min-1） 电动机中心高 H/mm 外伸轴直径 D/mm×E/mm Y160M-6 11 970 1000 160 42×110 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 （一）、 传动装置总传动比 式
7、中 ----电动机满载转速，970 r/min; ----工作机的转速， 60.05 r/min。 （二）、 分配传动装置各级传动比 由《机械设计 课程设计》 展开式二级圆柱齿轮减速器的传动比 双级圆柱齿轮减速器低速级的传动比为 高速级的传动比 运动参数和动力参数计算 一 、 各轴转速计算 Ⅰ轴 n1= nm = 970r/min Ⅱ轴n2= n1 / i1 = 970/4.58=211.79r/min Ⅲ轴n3= n2 / i2 = 211.79/3.
8、52=60.2 r/min 卷同轴n卷 = n3=60.2r/min 二 、 各轴输入功率 Ⅰ轴P1= Pnηc=6.44×0.99=6.38kw Ⅱ轴P2= P1ηrηg=6.38×0.99×0.97=6.13kw Ⅲ轴P3= P2ηrηg =6.13×0.99×0.97＝5.89kw 卷同轴Pw= P3ηw=5.88×0.96＝5.64kw 1 各轴输入转矩 电动机的输出转矩 电动机轴转矩 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 卷同轴 表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 功率 转速 转矩
9、传动比 效率 电机轴 6.44 970 63.40 1 0.99 Ⅰ轴 6.38 970 62.813 4.58 0.98 Ⅱ轴 6.12 211.79 276.413 3.52 0.97 Ⅲ轴 5.88 60.2 934.377 1 0.99 卷筒轴 5.64 60.2 894.718 二. 传动零件的设计计算 1. 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 1．选齿轮精度等级 查《机械设计》表6-3 117页 选用8级 级 8 2．材料选择 查《机械
10、设计》表6-2 116页 小齿轮材料：45钢(调质) 大齿轮材料：45钢（正火） 45钢(调质) 45钢（正火） 3．选择齿数Z 取 取 个 4．分度圆螺旋角β 初选β=15° β=15° 由于小齿轮材料：45钢(调质) 小齿轮齿面硬度(217~255)350HBS 大齿轮材料：45钢（正火）大齿轮齿面硬度（162~217）350HBS 故选择设计 制造工艺简单，成本较低的软齿面齿轮 按齿面接触疲劳强度设计 （1）试选Kt 查《机械设计》表6-3 117页 由于载荷平稳 取Kt＝1.
11、5 1.5 (2)计算小齿轮传递的转矩T1 Nmm (3) 齿宽系数 Фd 由《机械设计》 表11－6 133页 Фd=0.9（由于齿轮相对轴的位置为非对称式且为软齿面） 0.9 (4)材料的弹性影响系数ZE 由《机械设计》 表11－6 122页 ZE=189.8 MPa1/2 MPa1/2 189.8 （5）节点区域系数ZH 由《机械设计》图6-14 124页 ZH＝2.42 2.42 （6）端面重合度 εα 由《机械设计》 122页 1.665 （7）纵向重合度εβ 1.917 （8）重合
12、度ε （9）接触重合度系数Zε 由《机械设计》 122页 图6-13 0.78 0.78 （10）螺旋角系数 Zβ 由《机械设计》 138页公式 0.98 （11）工作应力循环次数N1 由《机械设计》 124页公式 1.40×109 （12）工作应力循环次数N2 （13）接触疲劳强度ZN1 由《机械设计》 125页 图6-15 （14）接触疲劳强度ZN2 由《机械设计》 125页 图6-15 （15）接触疲劳极限 由《机械设计》 1
13、31页 图6-22d Mpa （16）接触疲劳极限 由《机械设计》 131页 图6-22c Mpa （17）接触疲劳强度的最小安全系数SHmin 由《机械设计》 124页 取失效概率为１％ SHmin =1 SHmin =1 （18）许用接触应力公式 由《机械设计》 124页 6-12 公式 （19）许用接触应力公式 同上 斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式 修正 ： (1)法面压力角 由《机械原理》 183页 表7-6 an=20 an=20 (2)端面压力角αt 由
14、《机械原理》 183页 表7-6 (3)计算基圆柱螺旋角的余弦值 cosβb (4)法面重合度εαN (5)重合度系数 Yε 由《机械设计》 127页 6-13式 （6）螺旋角系数 Yβ 由《机械设计》 140 图6-28 Yβ=0.87 Yβ=0.87 （7）小齿轮当量齿数ZV1 28 （8）大齿轮当量齿数ZV2 128 （9）齿轮系数 YFa1 由《机械设计》 128 图6-19 YFa1=2.55 YFa1=2.55 （10）修正系数 Ysa
15、1 由《机械设计》 129 图6-20 Ysa1=1.60 Ysa1=1.60 （11）齿轮系数 YFa2 同上 YFa2=2.15 YFa2=2.15 （12）修正系数 Ysa2 同上 Ysa2=1.80 Ysa2=1.80 （13）工作应力循环次数N1 由《机械设计》 124页公式 （14）工作应力循环次数N2 (15)弯曲疲劳寿命系数YN1 由《机械设计》 130 图6-21 YN1=0.91 YN1=0.91 (16) 弯曲疲劳寿命系数YN2 同上 YN2=0.98 YN2=0
16、98 (17)疲劳极限 由《机械设计》 131 图6-22c，b （18）弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin 由《机械设计》 124页 取失效概率为１％ SFmin =1.25 SFmin=1.25 (19)许用应力 由《机械设计》 130 6-16 取=1.5 取设计齿轮模数 （25）选取标准模数mn 由《机械设计》 113页 表6-1 选取 . 齿轮主要的几何尺寸 （1）中心距 mm 圆整后145 （2）螺旋角β （3）小齿轮分度圆d1
17、 mm （4）大齿轮分度圆d2 mm （5）齿宽b mm 取大齿轮B2=68mm,小齿轮B1=70mm 校核齿根弯曲强度疲劳 (1)法面压力角 由《机械原理》 183页 表7-6 an=20 an=20 (2)端面压力角αt 由《机械原理》 183页 表7-6 (3)计算基圆柱螺旋角的余弦值 cosβb (4)法面重合度εαN (5)重合度系数 Yε 由《机械设计》 127页 6-13式 （6）螺旋角细数 Yβ 由《机械设计》 140 图
18、6-28 Yβ=0.87 Yβ=0.87 （7）小齿轮当量齿数ZV1 28 （8）大齿轮当量齿数ZV2 128 （9）齿轮系数 YFa1 由《机械设计》 128 图6-19 YFa1=2.83 YFa1=2.83 （10）修正系数 Ysa1 由《机械设计》 129 图6-20 Ysa1=1.53 Ysa1=1.53 （12）齿轮系数 YFa2 同上 YFa2=2.18 YFa2=2.18 （13）修正系数 Ysa2 同上 Ysa2=1.77 Ysa2=1.77 (14)弯曲疲劳寿命系数YN
19、1 由《机械设计》 130 图6-21 YN1=0.87 YN1=0.87 (15) 弯曲疲劳寿命系数YN2 同上 YN2=0.91 YN2=0.91 (16)疲劳极限 由《机械设计》 131 图6-22c，b (17)许用应力 由《机械设计》 130 6-16 取=1.5 齿根弯曲疲劳强度足够 齿轮精度设计 大齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见《课程设计》152页），可得 齿厚偏差计算： 有《机械原理》可知 分度圆弦齿厚公称值 由式（6-35
20、确定最小侧隙： 齿厚上偏差： 查《机械设计课程设计》 153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差 查《机械设计课程设计》155 页标准公差表19-9和143页表17-1，IT9=130μm 查《机械设计课程设计》表6-9，径向进刀公差 齿厚公差： 齿厚下偏差： 齿轮结构的设计 小齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见《课程设计》152页），可得 齿厚偏差计算： 有《机械原理》可知 分度圆弦齿厚公称值 由式（6-35）确定最小侧隙： 齿厚上偏差： 查《机械设计课程设计》153页
21、 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差 查《机械设计课程设计》155 页标准公差表19-9和143页表17-1，IT9=130μm 查《机械设计课程设计》表6-9，径向进刀公差 齿厚公差： 齿厚下偏差： 齿轮结构的设计 作用在齿轮上的力 大齿轮的受力分析 圆周力 径向力 轴向力 法向力 小齿轮的受力分析 圆周力 径向力 轴向力 法向力 2. 低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 1．选齿轮精度等级 查《机械设计》表6-3 117页 选用8级 级
22、 8 2．材料选择 查《机械设计》表6-2 116页 小齿轮材料：45钢(调质) 大齿轮材料：45钢（正火） 45钢(调质) 45钢（正火） 3．选择齿数Z 取 取 个 4．分度圆螺旋角β 初选β=15° β=15° 由于小齿轮材料：45钢(调质) 小齿轮齿面硬度(217~255)350HBS 大齿轮材料：45钢（正火）大齿轮齿面硬度（162~217）350HBS 故选择设计 制造工艺简单，成本较低的软齿面齿轮 按齿面接触疲劳强度设计 （1）试选Kt 查《机械设计》表6-3 117页
23、 由于载荷平稳 取Kt＝1.5 1.5 (2)计算小齿轮传递的转矩T2 Nmm (3) 齿宽系数 Фd 由《机械设计》 表11－6 133页 Фd=0.9（由于齿轮相对轴的位置为非对称式且为软齿面） 0.9 (4)材料的弹性影响系数ZE 由《机械设计》 表11－6 122页 ZE=189.8 MPa1/2 MPa1/2 189.8 （5）节点区域系数ZH 由《机械设计》图6-14 124页 ZH＝2.42 2.42 （6）端面重合度 εα 由《机械设计》 122页 1.657 （7）纵向重合度εβ
24、 1.917 （8）重合度ε （9）接触重合度系数Zε 由《机械设计》 122页 图6-13 0.76 0.76 （10）螺旋角系数 Zβ 由《机械设计》 138页公式 0.98 （11）工作应力循环次数N1 由《机械设计》 124页公式 （12）工作应力循环次数N2 （13）接触疲劳强度ZN1 由《机械设计》 125页 图6-13 （14）接触疲劳强度ZN2 由《机械设计》 125页 图6-13 （15）接触疲劳极限 由
25、《机械设计》 131页 图6-22c Mpa （16）接触疲劳极限 由《机械设计》 131页 图6-22b Mpa （17）接触疲劳强度的最小安全系数SHmin 由《机械设计》 124页 取失效概率为１％ SHmin =1 SHmin =1 （18）接触应力公式 由《机械设计》 124页 6-12 公式 （19）接触应力公式 同上 斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式 修正 ： （19）使用系数KA 由《机械设计》 117页 表6-3 KA=1 KA=1 （20）
26、动载系数 KV 由《机械设计》 118页 图6-7 KV=1.2 KV=1.2 （21）齿向载荷分布系数Kβ 由《机械设计》 119页 图6-10 Kβ=1.08 Kβ=1.08 （22）齿向载荷分布系数Kα 由《机械设计》 120页 表6-4 Kα=1.2 Kα=1.2 K=KAKVKβKα=1×1.2×1.08×1.2=1.56 （23）分度圆直径d1 （24）计算斜齿轮法面模数mn （25）选取标准模数mn 由《机械设计》 113页 表6-1 选取 . 齿
27、轮主要的几何尺寸 （1）中心距 mm 圆整后175mm （2）螺旋角β （3）小齿轮分度圆d1 mm （4）大齿轮分度圆d2 mm （5）齿宽b mm 取大齿轮齿宽B2=78mm,小齿轮齿宽B1=80mm 校核齿根弯曲强度疲劳 (1)法面压力角 由《机械原理》 183页 表7-6 an=20 an=20 (2)端面压力角αt 由《机械原理》 183页 表7-6 (3)计算基圆柱螺旋角的余弦值 cosβb (4)法面重合度εαN (5
28、)重合度系数 Yε 由《机械设计》 127页 6-13式 （6）螺旋角细数 Yβ 由《机械设计》 140 图6-28 Yβ=0.87 Yβ=0.87 （7）小齿轮当量齿数ZV1 28 （8）大齿轮当量齿数ZV2 98 （9）齿轮系数 YFa1 由《机械设计》 128 图6-19 YFa1=2.55 YFa1=2.55 （10）修正系数 Ysa1 由《机械设计》 129 图6-20 Ysa1=1.62 Ysa1=1.62 （12）齿轮系数 YFa2 同上 YFa2=2.15 Y
29、Fa2=2.15 （13）修正系数 Ysa2 同上 Ysa2=1.77 Ysa2=1.77 (14)弯曲疲劳寿命系数YN1 由《机械设计》 130 图6-21 YN1=0.87 YN1=0.87 (15) 弯曲疲劳寿命系数YN2 同上 YN2=0.91 YN2=0.91 (16)疲劳极限 由《机械设计》 131 图6-22c，b (17)许用应力 由《机械设计》 130 6-16 取=1.5 齿根弯曲疲劳强度足够 小齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见《课程
30、设计》152页），可得 齿厚偏差计算： 有《机械原理》可知 分度圆弦齿厚公称值 由式（6-35）确定最小侧隙： 齿厚上偏差： 查《机械设计课程设计》 153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差 查《机械设计课程设计》155 页标准公差表19-9和143页表17-1，IT9=130μm 查《机械设计课程设计》表6-9，径向进刀公差 齿厚公差： 齿厚下偏差： 齿轮结构的设计 大齿轮的精度按选择的8级精度，查齿轮公差表（见《课程设计》152页），可得 齿厚偏差计算： 有《机械原理》可知 分度圆弦齿厚公称值 由
31、式（6-35）确定最小侧隙： 齿厚上偏差： 查《机械设计课程设计》 153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差 查《机械设计课程设计》155 页标准公差表19-9和143页表17-1，IT9=130μm 查《机械设计课程设计》表6-9，径向进刀公差 齿厚公差： 齿厚下偏差： 齿轮结构的设计 三、轴的设计 轴的材料选择和最小直径估算 结果 由《机械设计》189页表8-1查的参数 初步确定Ⅰ轴的最小直径 减速器草图的设计 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果
32、 Ⅰ轴的直径和长度计算 轴段一 《机械设计课程设计》137页 表16-2 与联轴器 相连 为保证轴端挡圈只压在联轴器上 轴段长80mm 轴径30mm 《机械设计课程设计》112页键的选择GB/T C 10×8×50 mm 轴段长80mm 轴径30mm 轴段二 《机械设计课程设计》128页 凸缘式轴承盖 轴径：32mm 轴段长：52mm mm 轴径：32mm 轴段长：52mm 轴段三 装配轴承 轴径：35mm 轴段长：17mm mm 轴径：35mm 轴段长：17mm 轴段四 区分加工轴段 轴径：44m
33、m 轴段长：114mm mm 轴径：44mm 轴段长：114mm 轴段五 齿轮轴 轴段长：70mm mm 轴段长：70mm 轴段六 区分加工轴段 轴段长：44mm 轴径：19mm mm 轴段长：44mm 轴径：19mm 轴段七 安放滚动轴承 轴段长：17mm 轴径：35mm mm 轴段长：17mm 轴径：35mm 初步确定Ⅱ轴的最小直径 减速器草图的设计 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 Ⅱ轴的直径和长
34、度计算 轴段一 装配轴承 轴径：35mm 轴长：17mm mm 轴径：35mm 轴长：17mm 轴段二 区分加工表面 轴径：41mm 轴长：22mm mm 轴径：41mm 轴长：22mm 轴段三 装配实心齿轮 轴径：45mm 轴长：78mm mm 轴径：45mm 轴长：78mm 轴段四 轴环 轴径：50mm 轴长：15mm mm 轴径：50mm 轴长：15mm 轴段五 装配实心大齿轮 轴径：45mm： 轴长: 66mm mm 轴径：45mm： 轴长: 66mm 轴段六 装配轴承、 轴径：35mm 轴长：3
35、9mm mm 轴径：35mm 轴长：39mm 初步确定Ⅲ轴的最小直径 减速器草图的设计 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 Ⅲ轴的直径和长度计算 轴段一 装配轴承 轴径：50mm 轴长：42mm mm 轴径：50mm 轴长：42mm 轴段二 装配实心齿轮 轴径：55mm 轴长：76mm mm 轴径：55mm 轴长：76mm 轴段三 轴环 轴径：60mm 轴长：15mm mm 轴径：60mm 轴长：15mm 轴段四 装配实心
36、大齿轮 轴径：56mm： 轴长: 87.5mm mm 轴径：56mm： 轴长: 87.5mm 轴段五 装配滚动轴承、 轴径：65mm 轴长：16mm mm 轴径：65mm 轴长：16mm 轴段六 装配轴承端盖 轴径：45mm 轴长：60mm mm 轴径：45mm 轴长：60mm 轴段七 装配联轴器 轴径：42mm 轴长：110mm mm 轴径：42mm 轴长：110mm 三. 轴的校核 (一) Ⅰ轴的校核 1) 轴的力学模型的建立 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定： 齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，
37、因此决定两齿轮力的作用点位置 按弯扭合成强度条件计算 由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为 。 2) 求齿轮所在截面B,C的以及的值 3) 画出轴的简图 为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。 对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。 4) 计算轴上的外力 小齿轮的受力分析 圆周力 径向力 轴向力 法向力 5) 求支反力 1) 水平面内支反力 水平面内的支反力 1 2) 垂直面内的支反力 6) 计算轴的弯矩并画出弯矩图 1) 水平面内的弯矩
38、 2) 垂直平面内的弯矩 3) 合成弯矩 7) 画出转矩图 8) 计算并画出当量弯矩图 转矩按不变计算，取得： 所以其弯矩为 对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度 由轴的材料查出， 所以轴的强度足够。 按疲劳强度的安全系数校核计算 1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。 故轴段三处截面为危险截面。 2) 轴段三处截面疲劳强度安全系数校核 (二) Ⅱ轴的校核 1. 轴的力学模型的建立 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定： 齿轮对轴的力作用点按简化原
39、则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置 按弯扭合成强度条件计算 由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为 。 2. 画出轴的简图 为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。 对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。 3. 计算轴上的外力 小齿轮的受力分析 圆周力 径向力 轴向力 法向力 大齿轮的受力分析 圆周力 径向力 轴向力 法向力 4. 求支反力 1) 水平面内支反力 2 2) 垂直面内的支反力
40、 垂直面的支反力 2 5. 计算轴的弯矩并画出弯矩图 1) 水平面内的弯矩 水平面内的弯矩图2 2) 垂直平面内的弯矩 垂直平面内的弯矩 2 3) 合成弯矩 6. 画出转矩图 7. 计算并画出当量弯矩图 转矩按不变计算，取得： 所以其弯矩为 对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度 由轴的材料查出， 所以轴的强度足够 按疲劳强度的安全系数校核计算 1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。 故轴段三处截面为危险截面。 轴段三处截面疲劳强度安
41、全系数校核 (三) Ⅲ轴的校核 1. 轴的力学模型的建立 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定： 齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置 按弯扭合成强度条件计算 由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为 。 2. 求齿轮所在截面B,C的以及的值 3. 画出轴的简图 为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。 对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。 4. 计算轴上的外力 作用在齿轮上的力 大齿轮的受力分析 圆周力 径向力 轴向力 法向力
42、 5. 求支反力 1) 水平面内支反力 水平面内的支反力 2 2) 垂直面内的支反力 6. 计算轴的弯矩并画出弯矩图 1) 水平面内的弯矩 2) 垂直平面内的弯矩 3) 合成弯矩 7. 画出转矩图 8. 计算并画出当量弯矩图 转矩按不变计算，取得： 所以其弯矩为 对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度 由轴的材料查出， 所以轴的强度足够。 按疲劳强度的安全系数校核计算 1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。 故轴段三处截
43、面为危险截面。 轴段三处截面疲劳强度安全系数校核 四、键的选择和校核 五、滚动轴承的选择和校核 (一) Ⅰ轴滚动轴承的校核 计算轴承承受的径向载荷 1. 计算轴承的轴向载荷FA3和FA4 2. 计算轴承的当量动载荷P3和P4 3. 计算轴承寿命 所以该轴承寿命为35274h,满足使用寿命要求 (二) Ⅱ轴滚动轴承的校核 1. 计算轴承承受的径向载荷 2. 计算轴承的轴向载荷FA3和FA4 3. 计算轴承的当量动载荷P3和P4 4. 计算轴承寿命 所以该轴承寿命为
44、47597h,满足使用寿命要求 (三) Ⅲ轴滚动轴承的校核 1. 计算轴承承受的径向载荷 2. 计算轴承的轴向载荷FA5和FA6 3. 计算轴承的当量动载荷P3和P4 4. 计算轴承寿命 所以该轴承寿命为427852h,满足使用寿命要求 六、联轴器的选择 七、箱体及其附件的设计 (一) 、箱体设计 (单位mm) 名称 符 号 减速器型式及尺寸/mm 齿轮减速器 箱座壁厚 8 箱盖壁厚 8 箱座凸缘厚度 12
45、 箱盖凸缘厚度 12 箱座底凸缘厚度 20 地脚螺栓直径 20 地脚螺栓数目 4 轴承旁联接螺栓直径 16 盖与座联接螺栓直径 16 联接螺栓d2 间距 150 轴承端盖螺钉直径 10 窥视孔盖螺钉直径 8 定位销直径 8 df、d1、d2、至外箱壁距离 16 d1、d2至凸缘侧边的距离 14 轴承旁凸台半径 20 凸台高度 35 箱壁至轴承座端面距离 40 大齿轮顶圆与内箱壁距离 16 齿轮端面与内箱壁距离 16 轴承座加强肋厚度 、 8、8 轴
46、承端盖外径 140 轴承旁联接螺栓距离 140 (二) 附件的设计 1、窥视孔： 主要作用是检查齿轮的啮合情况和润滑情况，还可以往此处灌注润滑油。窥视孔的位置应该放置于齿轮啮合区的上方。 窥视孔应为凸起结构，以便区分加工面。窥视孔盖一般为钢板或铸件，其与窥视孔端面结合表面要进行机械加工，安装时用螺钉紧固在箱盖上，并加垫片密封。 结构示意图如下： R B2 B1 B 窥视孔和窥视孔盖参数设计 参考130页《机械设计课程设计》表15-1 代号与名称 表达式 数值 备注
47、 窥视孔的长度：A 无 取A=200mm 查表15-1，根据齿轮啮合位置选择 窥视孔盖的长度： 为窥视孔盖上螺钉直径， 窥视孔盖上两螺钉的中心距长度： 无 窥视孔盖的宽度： 无 窥视孔的宽度：B B=130mm 为窥视孔盖上螺钉直径， 窥视孔螺钉在宽度上的中心距： 无 窥视孔上的螺纹孔： M6~8 取M8 根据螺钉选择 窥视孔盖的倒圆角：R 5~10 取8mm 无 窥视孔盖的高度：h 无 取10mm 自行设计 2、 轴承端盖设计： 1) 为了方便调整轴承的间隙，并且要密封性良好，所以采用凸缘式轴承端
48、盖，其结构如下图所示： . 2) 轴承端盖的设计表格 轴承端盖外径 轴承盖外径 结果 采用凸缘式轴承盖 低速轴轴承盖 127 中间轴轴承盖 127 高速轴轴承盖 145 轴承端盖设计 参考131页《机械设计课程设计》表15-3 单位：mm 公式 输入轴端盖 中间轴端盖 输出轴端盖 轴承外径D 72 72 90 螺钉直径 10 10 10 11 11 11 97 97 115 70 70 88 62 62 80 122 122 140 12 12 12 13
49、 13 13 16 16 16 b 5 5 5 4 4 4 b1、d1详见密封 3、 油面指示装置——油标尺： 参照《机械设计课程设计》47页 油标尺的作用是观测箱体内润滑油的储存情况，使油面保持适当高度。为了方便观察，油标尺常设置在油面较稳定的低速级齿轮附近，设计时应该注意油标座孔的加工工艺性和装配使用的方便性。 结构参数： 油标尺参数设计 参考《机械设计课程设计》131页表15-5 单位：mm h a b c D M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22 4、
50、外六角螺塞和封油垫： 参照《机械设计课程设计》47页 用于更换润滑油以及清洗箱体时排出油污的需要，在箱座底部设有排油孔。 油塞的作用就是封堵排油孔。 排油孔应设置在油池最低处，其结构设计要保证排油彻底而且加工工艺性良好。 在这里使用外六角螺塞和封油垫，结构和参数： 外六角螺塞和封油垫结构参数设计 参考《机械设计课程设计》132页表15-8 单位：mm d e s l L H a M16x1.5 17 19.6 17 12 23 2 26 3 （2） 起吊部分结构设计： 参照《机械设计课程设计》48页 吊环螺钉、吊钩和吊耳均设置在
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