机械设计课程设计(完整说明书)

目录

一． 设计任务书……………………………………………2 二. 传动装置总体设计…………………………………………… 3

三． 电动机的选择………………………………………………… 4 四． V带设计……………………………………………………… 6 五．带轮的设计…………………………………………………… 8 六．齿轮的设计及校核…………………………………………… 9 七．高速轴的设计校核…………………………………………… 14 八．低速轴的设计和校核………………………………………… 21 九 .轴承强度的校核……………………………………………… 29 十．键的选择和校核……………………………………………… 31 十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择………………………32 十二. 箱体的设置………………………………………………… 33 十三. 减速器附件的选择………………………………………… 35 十四.设计总结………………………………………………………37 十五。参考文献………………………………………………………38

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一．任务设计书

题目A：设计用于带式运输机的传动装置

原始数据：

工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。 使用年限：十年，大修期三年。

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生产批量：十台。

生产条件：中等规模机械厂，可加工7～8级齿轮及蜗轮。 动力来源：电力，三相交流（380/220）。 运输带速度允许误差：±5%。

设计工作量：1.减速器装配图一张（A3） 2.零件图（1～3） 3.设计说明书一份

个人设计数据：

运输带的工作拉力 T(N/m)___4800______ 运输机带速V（m/s） ____1.25_____ 卷筒直径D（mm） ___500______ 已给方案

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三．选择电动机

1．传动装置的总效率： η=η1η2η2η3η4η5

式中：η1为V带的传动效率，取η1=0.96； η2η2为两对滚动轴承的效率，取η2=0.99； η3为一对圆柱齿轮的效率，取η3=0.97; η为弹性柱销联轴器的效率，取η4=0.98； η5为运输滚筒的效率，取η5=0.96。

所以，传动装置的总效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86 电动机所需要的功率

P=FV/η=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW 2．卷筒的转速计算

nw=60*1000V/πD=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min

V带传动的传动比范围为i1[2,4];机械设计第八版142页 一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2∈[8，10 ]；机械设计第八版413页 总传动比的范围为[16，40]； 则电动机的转速范围为[763,1908]; 3．选择电动机的型号：

根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y160M-6型电动机。额定功率7.5KW，满载转速971（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m）

4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比

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总传动比ib=n/nw=971/47.7=20.3 式中：n为电动机满载转速；

nw为工作机轴转速。

取V带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ib/3=10.03; 5．计算传动装置的运动和动力参数 6.计算各轴的转速。

Ⅰ轴：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min; Ⅱ轴：n2=ni/6.76=47.7; r/min 卷筒轴：n3=n2=47.7 r/min 7.计算各轴的功率

Ⅰ轴：P1=Pη1=6.970.96=6.5184(KW); Ⅱ轴P2=P1η2η3=6.51840.990.97=6.25(KW);

卷筒轴的输入功率：P3=P2ηη2=6.250.980.99=6.06(KW) 8．计算各轴的转矩

电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 N·m Ⅰ轴的转矩：T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N·m Ⅱ轴的转矩：T3=T2i2*η2η3=195.36.760.990.97=1267.8N·m 第二部分 传动零件的计算

四.V型带零件设计

1.计算功率：

PCAKAP1.37.59.75

kA--------工作情况系数，查表取值1.3;机械设计第八版156页

p--------电动机的额定功率

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2.选择带型

根据PCA9.75，n=971,可知选择B型；机械设计第八版157页 由表8－6和表8－8取主动轮基准直径 dd1140mm

则从动轮的直径为 dd2420

据表8－8，取db2450mm

3.验算带的速度

vddn13.14140971601000=

601000=7.11m/s

机械设计第八版157页 7.11m/s 25m/s

V带的速度合适

4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩

根据0.7(dd1+dd2)a

o

=1000mm

5.计算带所需的基准长度：

L2d0=

2a0(dd1dd2)/2(dd2dd1)/4a0210003.14(450140)/2(450140)2/(41000)=2950.6mm

机械设计第八版158页

由表8－2选带的基准长度Ld=3150mm

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=

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6.计算实际中心距a

aa0(LdLdo)/2=1000(31502950.6)/2/2=1100mm

机械设计第八版158页

验算小带轮上的包角11

90o

1800(dd2dd1)57.30/a=163.907.确定带的根数Z

pZ＝

(pp)kkca00 机械设计第八版158页

l

由n971r/min， d得

d1140mm,i3查表8－4a和表8－4b

p0=1.68，p0=0.31

查表8－5得：k0.955,查表8－2得：kl1.07，则

p Z＝

(pp)kkca00

l =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794 取Z=5根 8.计算预紧力

F0500pcaVZ(2.5k1)qv2机械设计第八版158页

查表8-3得q=0.18（kg/m） 则F05009.752.5(1)0.187.112=230.8N 7.1150.9559.计算作用在轴上的压轴力

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F0=2285.2N 机械设计第八版158页25230.8sin81.952zFsin(/2)0p1word欢迎下载

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五.带轮结构设计

带轮的材料采用铸铁 主动轮基准直径ddd2d1140，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径

450，采用孔板式。

六．齿轮的设计

1．选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数； （1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；

(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；

(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。 (4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为246.76=162.24，取Z2按齿面接触强度进行设计 由设计公式进行计算，即

2=163

d1t2.323kTt1du1(uHZE)2 机械设计第八版203页

选用载荷系数Kt=1.3

计算小齿轮传递的转矩

T195.5105P1/n195.51056.518/48012.9684104N/mmword欢迎下载

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由表10-7选定齿轮的齿宽系数d1；机械设计第八版205页

E由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=1.8MPa

12由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa 3.计算应力循环次数

NN1=60n1jLh=60323.61（2436510）=1.7109；机械设计第八版206页

109/6.76=0.37109 =2.5222HN1取接触疲劳寿命系数K=0., KHN2=0.5;机械设计第八版207页

4.计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，得

H1KHN1lim1SKHN2=534 =492.25

H2lim2S机械设计第八版205页 5.计算接触疲劳许用应力。 1)试算小齿轮分度圆的直径d1t，带入中较小的值

H1KtT1u1(32.32d1tudH

ZE)241.312.9684107.761.823=2.323() =71mm

16.792.25(1)计算圆周的速度VVd1tn1601000=

3.1471323.6=1.20mm/s

601000(2)计算齿宽b

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bdd1t=171mm=71mm

(3)计算齿宽和齿高之比。 模数mtdz1t1=2.95 mm

齿高h2.25mt=2.252.95=6.63 mm

b70.3=11 h6.58(4）计算载荷系数。

根据V=1.2mm/s;7级精度，可查得动载系数k直齿轮 kHv=0.6；机械设计第八版194页

KF=1;

=1;机械设计第八版193页

H可得使用系数 kA用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，k机械设计第八版196页 由10.68，kbhH=1.423；

=1.423 可得KAF=1.36

=10.611.423=0.8538

故载荷系数KKKVKHKH 机械设计第八版192页

(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。

d1dK1t3K=713t0.8538=61.6mm 1.3(6）计算模数m。

mdz11=

61.6=2.56； 246．按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的计算公式

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m32KT1z1d2(YFaYSa)；机械设计第八版201页

F（1）确定公式内各计算数值

1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲强度极限FE2FE1=500Mpa; 大

=380 Mpa 机械设计第八版209页

FN12）查表可得弯曲疲劳寿命系数K3）计算弯曲疲劳许用应力。

=0.86, KFN2=0.87；

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得

F1KFN1FE1SKFN2= =

0.86500=307.14 Mpa 1.40.87380 =236.14 Mpa 1.4F2FE2S计算载荷系数K KKAKVKFKF= 10.611.36 =0.816

查取齿形系数。 查得 YFa1 2.65 YFa22.06

机械设计第八版200页 6)查取应力校正系数。 查表可得YSa1 = 1.58 YSa2=1.97

机械设计第八版200页

YYFa计算大，小齿轮的

YFSa并加以比较。

FFa1YSa11=

2.651.85=0.0159

307.14word欢迎下载

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YFFa2YSa22=

2.061.97 =0.0172

236.14大齿轮的数值大。 （2）设计计算。

20.81612.9684104m0.0172 =1.84 21243对比计算结果，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m的大小主要取决于弯曲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2.3并就近圆整为标准值m=2，按接触强度计算得的分度圆直径d Zdm11

=71 mm，算出小齿轮数

1=

71=31 22大齿轮的齿数Z=6.7631=210

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费 4.几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径

dd1

=z1m=mm =Z22 m=420mm

(2)计算中心距

ad1d22=242mm

（3）计算齿轮的宽度

bdd1 mm

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七．轴的设计与校核

高速轴的计算。 （1）选择轴的材料

选取45钢，调制处理，参数如下: 硬度为HBS＝220

抗拉强度极限σB＝650MPa 屈服强度极限σs＝360MPa 弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa 剪切疲劳极限τ－1＝155MPa 许用弯应力[σ－1]=60MPa 二初步估算轴的最小直径 由前面的传动装置的参数可知n可取AO1= 323.6 r/min; p1=6.5184(KW)；查表

=115； 机械设计第八版370页

表15-3

dApo311minn11536.518=31.26mm 323.6三．轴的机构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

如图（轴1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。

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（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d

1

，取d=32 mm，为了保证轴

端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，，故Ⅰ段的长度应比带轮的宽度略短一

＝47mm。 些，取带轮的宽度为50 mm，现取lⅠ带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度 h0.07ddⅢ1~0.1d1，取h=2.5 mm，则

=37 mm。

轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l=30 mm，故取l=50 mm.

2.初步选责滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴dⅢ=37 mm，故轴承的型号为6208，

Ⅲ-Ⅳ其尺寸为d40mm，D80mm, B18mm.所以dlⅦ-Ⅷ=dⅢ-Ⅳ=40mm，lⅢ-Ⅳ=

=18mm

Ⅴ-Ⅵ3.取做成齿轮处的轴段Ⅴ–Ⅵ的直径d=45mm，lⅤ-Ⅵ=mm

取齿轮距箱体内壁间距离a＝10mm， 考虑到箱体的铸造误差， 4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s， 取s＝4mm，则

lIVVs+a＝4mm＋10mm＝14mm

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dⅣ-Ⅴ=48mm

Ⅵ-Ⅶ同理l=s+a=14mm，dⅥ-Ⅶ=43 mm

至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径 （3）轴上零件的轴向定位

齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）

（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸

参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm

(四)计算过程

1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球 滚轴承的

a9mm，

L3简

Ⅲ-Ⅳ支

lⅣ-Ⅴ梁

lⅤ-Ⅵ的

lⅥ-Ⅶ轴的支承跨距：

L= L2= llⅦ-Ⅷ-2a=

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18+14++14+18-2 9=120mm

L

1

=47+50+9=106mm，L2=55 mm, L3=65mm

2.作用在齿轮上的力

FtFFr2T1d=

22195.3=916.6N 420nFtantcos333.6N

aFt916.6N

计算支反力

水平方向的ΣM=0，所以

FFHN2.110Ft.550 ，FHN2=458.3N .110Ft.650,

NH1FNH1=1.6N

垂直方向的ΣM=0，有

FFNV1.110Fr.650， .110Fr.550,

FFNV1=197N =166.8N

NV2NV2计算弯矩 水平面的弯矩

MMMCHFNH2L3= 458.365=297.5Nmm

垂直面弯矩

CV1FFNV1L21975510840 Nmm L3166.86510840Nmm

CV2NV2合成弯矩

MC1=M2CHM2CV1=31700Nmm MC2=M2CHM2CV2=31700Nmmword欢迎下载

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根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的MV、MH及M的值列于下表： 载荷 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

3.按弯扭合成应力校核轴的硬度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式15－5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力

caMc2(T)2W水平面H 垂直面V FFNH11.6N 458.3N FFHV1197N 166.8N NH2HV2M H=297.5NmmMMV1MV210840Nmm M1=31700Nmm 2=31700Nmm T=195300Nmm

=13.51QMPa

=

31.72(0.6195.3)31000d332

已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60Mpa,因[][1]，故安全。 4.精确校核轴的疲劳强度

截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集

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中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面

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A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。 2)截面V左侧

抗弯截面系数：W＝0.1d3＝0.1×453＝9112.5mm3 抗扭截面系数：WT＝0.2d3＝0.2×453＝18225mm3 截面V左侧的弯矩为

M31700553213256.36 55截面V上的扭矩为

T3=195300

截面上的弯曲应力

bM13256.36=1.45Mpa W9112.5截面上的扭转切应力

TWT1T=21.45Mpa

=155 MPa,

轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得B=0 MPa, 11=275Mpa

过盈配合处的k/的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取

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k/0.8k/，k/＝2.18

则k/0.8×2.18＝1.744

轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数＝0.92 故得综合系数值为：

k＝

kk111＝2.1811＝2.267 0.9211＝1.831 0.92k＝

1＝1.744又由课本§3－1及§3－2得炭钢得特性系数

＝0.1～0.2 ，取  ＝0.1 ＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05

所以轴在截面V左侧的安全系数为

SSaKa1M275=83.6

2.2671.451.8310.K1=

m155=7.68

1.83121.45/20.0521.45/2Sca83.67.68SS7.652>>S=1.6 2222SS83.67.68（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s＝1.6）

故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。

八．低速轴的计算

1.轴的材料选取

选取45钢，调制处理，参数如下: 硬度为HBS＝220 抗拉强度极限σB＝650MPa

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屈服强度极限σs＝360MPa 弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa 剪切疲劳极限τ－1＝155MPa 许用弯应力[σ－1]=60MPa 2.初步估计轴的最小直径

轴上的转速n2 功率P2由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知

n =47.7r/min；P

22

=6.25kw 取AO=115

6.2558.4mm 47.7dminApo322n115输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dIII.为了使所选的轴的直径

dIII与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩TcaKAT2，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取KA1.5.则

TcaKAT2＝1.51307.2=1906800Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩

的条件。查机械设计手册（软件版）R2.0，选HL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径dI60mm，长度L＝142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度

L1107mm。故取dIII＝60mm

3.拟定轴的装配方案

4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

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（1）选取dI=60mm, lI＝107mm 。因I-II轴右端需要制出一个 定位轴肩，故取dIII＝70mm

（2）初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，，故选用深沟球轴承，参照工作

要求， 由轴知其工作要求并根据dⅡ–Ⅲ＝70mm，选取单列圆锥滚子轴承 33015型,由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数： 轴承直径：d＝75mm ； 轴承宽度：B＝31mm，D=115mm 所以，dIIIIVdVVI75mm

（3）右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取33215型轴承 的定位轴肩高度h=2mm,因此，取dVIVII79mm

（4）取做成齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣⅤ＝85mm； 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为 mm,取lVVI62mm

（5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于 对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端 面间的距离l ＝30mm， 故取lIIIII＝50mm

（6）因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取

lⅢ-Ⅳ=42mm. lⅤ-Ⅵ=32 mm..

(7）轴上零件的周向定位。

齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择 过程见后面的键选择）。

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（8）确定轴上的圆角和倒角尺寸

参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm

参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm 4.计算过程

1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。

故 L1＝157mm L265mm L355mm

因此作为简支梁的支点跨距 L2＋L3＝65mm＋55mm＝120mm.word欢迎下载

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计算支反力

作用在低速轴上的Ft2T2d=

221307.21000=6220N

420FrFttan=2263.8N

水平面方向 ΣMB＝0,

FNH4120Ft65＝0 故FNH4＝3369N

F=0,FNH3FtFNH46220N3369N2851N 垂直面方向 ΣMB＝0，

FNV4120Fr650, 故FNV41226N

ΣF＝0,FNV3FrFNV42263.8N1226N1037.8N

2)计算弯距 水平面弯距

MMMCHFNH4L3= 336955=185295Nmm

垂直面弯矩

CV3FFNV3L21037.86567457Nmm L312265567430Nmm

CV4NV4合成弯矩

MC1=M2CHM2CV3=197190Nmm MC2=M2CHM2CV4=197190Nmm

根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的MV、MH及M的值列于下表3：

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精选 doc 可编辑 载荷 支反水平面H FNH32851N垂直面V FNV31037.8NFNV41226N

5.按弯扭合成

应力校核轴的硬度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯

力 弯距M 总弯 FNH43369N MH185295NmmMcV367457N.mmMcV467430N.mmM1197190N.mm距 扭距T M2197190N.mm T＝1307.2 N·m 距和扭距的截

面（即危险截面C）的强度。根据课本式15－5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力

caMc2(T)2W

MPa＝13.166 MPa

＝

1972(0.61307)210000.1853已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60MPa，因ca<[σ－1]，故安全。

6.精确校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面

截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定

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的，所以截面

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A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右侧即可，因为IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。 2)截面IV右侧

抗弯截面系数：W＝0.1d3＝0.1×853＝61412.5mm3 抗扭截面系数：WT＝0.2d3＝0.2×853＝122825mm3 弯矩M及弯曲应力为:

6532＝100112 N·mm 65M30970.055b＝ ＝ MPa＝1.63MPa

W61412.5M＝197190×截面上的扭矩T11307Nm 截面上的扭转切力:

T＝

T11307000＝MPa＝10.6Mpa WT122825过盈配合处的k/的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取

k/0.8k/，k/＝2.20

则k/0.8×2.20＝1.76

轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数＝0.92 故得综合系数值为：

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k＝

kk111＝2.2011＝2.29 0.9211＝1.85 0.92k＝

1＝1.76又由课本§3－1及§3－2得炭钢得特性系数

＝0.1～0.2 ，取  ＝0.1 ＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05

所以轴在截面Ⅵ的右侧的安全系数为

SSKa1m255=103.30

2.291.0780.10Ka1m140＝26.32

1.855.60/20.055.60/2Sca103.3026.32SS25.505>S＝1.6 2222SS103.3026.32（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s＝1.6）

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。

九.轴承强度的校核

1.高速轴上的轴承校核

按照以上轴的结构设计，初步选用型号32007型的单列圆锥滚子轴承。 1）轴承的径向载荷

轴承D RDR2DHR2DV1463.762532.812 ＝1557.716N

轴承B RBR2BHR2BV1463.2532.812 ＝1557.716N

求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2word欢迎下载

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对于32007型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力FdeFr，其中e为判断系数，其值由Fa/C0的大小来确定，但现在轴承轴向力Fa未知，故先初取e＝0.4，因此可估算

Fd10.4Fr10.41557.716N623.09N Fd20.4Fr10.41557.716N623.09N

则

Fa1Fd1623.09NFa2Fd2623.09N

查机械设计手册（软件版）R2.0得32007型轴承的基本额定动载荷C＝70.5KN

C0＝.5KN。按照表13-5注1），取f014.7,则相对轴向载荷为f0Fa/C014.7623.09/500，在表中介于0.172～0.345之间，对应的e值为0.19～

0.22，Y值为1.99～2.30。用线性插值法求Y值

Y＝1.99+（2.30-1.99）×（0.345-0.279）/（0.345-0.172）＝2.108 故 X=0.4 Y＝2.108 3）求当量动载荷P

1.2（0.41557.7162.108623.09）N＝2323.872N P＝f（pXFrYFa）＝4）验算轴承寿命，根据式（13-5）

10/3Lh＝106/60n（C/P）＝[106（/60284）]（47800/2323.872）h＝13862.192h

‘1030016＝48000h 已知轴承工作寿命为Lh＝因为LhL'h，故所选轴承满足工作寿命要求。 2.低速轴上的轴承的校核

选用深沟球轴承61812，查机械设计手册（软件版）R2.0得基本额定动载荷

Cr47.8KN,C032.8KN

轴承的径向力计算：

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轴承1 Fr1＝F2NH3F2NV3＝1290.32N 轴承2 Fr2＝F2NH4F2NV4＝1825.35N 因为 Fr133Lh＝106/60n（C/P）＝[106（/6079.78）]（47800/1825.53）h

48000h =3750347.275h>Lh所选轴承合适。

十．键的选择和校核

1.选择键的链接和类型

一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）

根据d＝45mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b＝14mm，键高h=9mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L＝70mm 2.校核键连接的强度

键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力[p]=100-120MPa,取其平均值。[p]＝110MPa. 键的工作长度l＝L-b=70-14=56mm

键与轮毂键槽的接触高度k＝0.5h=0.5×9=4.5mm 由式（6-1）得，

2T103292.81103P16.37MPadKl4.55645110MPa

P故合适。键的类型为键14×70 GB/1096-1979 3.带轮上的键的选择

带轮处键位于轴端，选择 键 C863 GB/T1096－79，查表得公称尺寸b×

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h=8×7 长度L=63mm，

键材料用45钢，查课本得

许用挤压应力[p]＝100～120Mpa，取[p]＝110MPa 键的工作长度l＝L-b＝63-8＝55mm k＝0.5h＝0.5×7＝3.5mm。

2T103292.81103P34.44MPadKl553.528110MPa 故合适。

P4.大齿轮上的键的选择

选择 键 70×20 GB/T1096－79，查表得公称尺寸b×h=20×12 长度L=70mm，

键材料用45钢，查课本得

许用挤压应力[p]＝100～120Mpa，取[p]＝110MPa 键的工作长度l＝L-b＝70-20＝50mm k＝0.5h＝0.5×12＝6mm。

2T1032322103P32.53MPadKl65066110MPa

P故合适。

5.联轴器上的键的选择

键位于轴端，选单圆头平键（C型）b=14mm,h=9mm,L=80mm. 工作长度l＝L-B=80-14=66mm，k＝0.5h＝0.5×9=4.5mm

2T1032322103P27.10MPadKl4.56080110MPa

P故合适。选择键C80×14 GB/T1096-1979

十一．减速箱的润滑方式和密封种类的选择

1.润滑方式的选择

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在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热，还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。 齿轮圆周速度： 高速齿轮

V1=πd1n1/(60×1000)=3.14×45×284/(60×1000)=0.669m/s<2m/s 低速齿轮

V2=πd2n2/(60×1000)=3.14×66×79.78/(60×1000)＝0.276 m/s<2m/s

由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。 2.润滑油的选择

由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN－2润滑脂。 3.密封方式的选择

输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。 所以用毡圈油封。

十二．箱体的设置

名称 机座壁厚δ 计算公式 δ=0.025a+1≥8 word欢迎下载

结 果 10mm 精选 doc 可编辑

机盖壁厚δ1 机座凸缘壁厚 机盖凸缘壁厚 机座底凸缘壁厚 地脚螺钉直径 δ1=0.02a+1≥8 b=1.5δ b1=1.5δ1 b2=2.5δ df =0.036a+12=17.904 8mm 15 mm 12 mm 25mm 20mm 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径d2 联接螺栓d2间距 轴承盖螺钉直径 窥视孔螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 a<250,n=4 d1=0.75 df d2=(0.5～0.6) df 4 16 mm 12 mm L=150～200 d3=(0.4～0.5) df d4=(0.3～0.4) df d=(0.7～0.8) d2 R1=C2 160 mm 10 mm 8 mm 10 mm Rf=24mm R1=20mm R2=16mm 轴承盖螺钉分布圆直径 D1= D+2.5d3 (D为轴承孔直径) D11=97mm D12=105mm D13=125mm 轴承座凸起部分端面直径 D2= D1+2.5d3 D21=122mm D22=130mm D23=150mm word欢迎下载

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大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1 齿轮端面与箱体内壁距离Δ2 df,d1,d2至外机壁距离 Δ1>1.2δ 14 mm Δ2>δ 10 mm C1=1.2d+(5～8) C1f=30mm C11=20mm C12=20mm df,d1,d2至凸台边缘距离 C2 C2f=24mm C21=20mm C22=16mm 机壳上部（下部）凸缘宽度 轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离 轴承座凸起部分宽度 吊环螺钉直径 K= C1+ C2 Kf=mm K1=40mm K2=36mm e=(1～1.2)d1 16mm L1≥C1f+ C2f+(3～5) dq=0.8df 58 mm 16mm 十三．减速器附件的选择

1.观察孔盖

由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下 检查孔尺寸(mm) 检查孔盖尺寸(mm) word欢迎下载

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B L b1 L1 b2 L2 R 孔径d4 孔数n 4 68 120 100 150 84 135 5 6.5 2.通气器

设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下： D M20×1.5 3.游标

选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下： d M12 4.油塞 d M18×1.5 5.吊环螺钉 d 1 D 30 D1 25.4 S 22 L 28 l 15 a 4 d1 6 d1 4 d2 12 d3 6 h 28 a 10 b 6 c 4 D 20 D1 16 D0 25 L 27 h 15 b 3 D 28 S 21 2 e 24.8 d1 15.H 2 dD d2 1 hl h 1 rr 1 a3 da b 2 D2 h1 dM16 4 14 34 32 18 21 36 1 6 3 word欢迎下载

14 16 2 24.5 2 6精选 doc 可编辑

6.定位销

为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径

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d=(0.7～0.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。 7.起盖螺钉

为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。

十四.设计总结

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。

虽然过去从未应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大二学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，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

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十六：参考资料

1.《机械原理》 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年 2.《机械设计》 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年 3.《机械设计手册》 吴宗泽﹑ 罗圣田主编 高等教育出版社 1993年 4.《机械设计课程设计》 刘俊龙 ﹑ 何在洲主编 机械工业出版社 1992年 5.《机械设计课程设计》 卢颂峰﹑ 王大康主编 北京工业大学出版社 1993年 6.《机械设计课程设计》蔡广新 主编 机械工业出版社2002年 7.《中国机械设计大典》第六卷 中国机械工程学会、中国机械 设计大典编

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