1、课程设计说明书 课 程 名 称: 机械设计课程设计 课 程 代 码: 题 目: 二级斜齿圆柱齿轮减速器 学 生 姓 名: 张伟荣 学 号: 3120130316205 年级/专业/班: 13 级机电 2 班 学 院 (直 属 系 ) : 机械工程学院 指 导 教 师: 杜 强 课 程 设 计 说 明 书机 械 设 计 课 程 设 计 任 务 书学院名称： 机械工程学院 专业： 机械电子工程 年 级： 2013 级 学生姓名: 张伟荣 学号: 3120130106205 指导教师: 杜 强 一、设计题目 带式运输机的减速传动装置设计二、主要内容 决定传动装置的总体设计方案；选择电动机，计算传动装
2、置的运动和动力参数；传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。三、具体要求原始数据：运输带线速度 v = 1.76 （m/s ）运输带牵引力 F = 2700 （ N）驱动滚筒直径 D = 470 （mm）工作条件：使用期 5 年，双班制工作，单向传动；载荷有轻微振动；运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。四、完成后应上交的材料机械设计课程设计计算说明书；减速器装配图一张；轴类零件图一张；齿轮零件图一张。五、推荐参考资料课 程 设 计 说 明 书西华大学机械工程与自动化学院机械基础教学部编.机械
3、设计课程设计指导书,2006秦小屿.机械设计基础(第二版).成都：西南交大出版社,2012指导教师 杜 强 签名日期 2015 年 6 月 25 日系 主 任 审核日期 2015 年 6 月 25 日课 程 设 计 说 明 书目 录一.传动方案的拟定二.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 三.传动零件的设计计算四.轴的结构设计及强度计算五.滚动轴承的选择与寿命计算六.键的强度计算七.联轴器的选择八.减速器机体结构设计及附件设计总结参考文献课 程 设 计 说 明 书计算过程及计算说明一 传动方案拟定（1） 工作条件：使用年限 5年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清
4、洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力 F=2.7kN；带速 V=1.76m/s；滚筒直径 D=470mm。二 电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）计算传动装置的总效率 a:a=0.9720.9830.992=0.871为轴承的效率, 2为齿轮啮合传动的效率, 3为联轴器的效率。(2)电机所需的工作功率：皮带速度 v:v=1.76m/s工作机的功率 pw: 总 =0.87P 工作 =5.46KW课 程 设 计 说 明 书Pw = 4.75 KWFV1000 = 27001.761000 =电动机所需工作功率为:Pd = 5.46 KWp a = 4.75
5、0.87 =执行机构的曲柄转速为:n = 71.52 r/min601000V D = 6010001.76 470 =经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比ia=840，电动机转速的可选范围为 nd = ian = (840)72.24 = 577.92889.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为 Y132M2-6 的三相异步电动机，额定功率5.5KW,满载转速 nm=960r/min，同步转速 1000r/min。传动装置总体设计图n =71.52r/min课 程 设 计 说 明 书三 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1
6、）总传动比：由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/71.52=13.42（2）分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 1.3ia = 1.314.3 = 4.18则低速级的传动比为:i23 = 3.21iai12 = 14.34.31 =四 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/4.18 = 229.66r/minnIII = nII/i23 = 229.66/3.21 = 71.55 r/min（2)各轴输入
7、功率:PI = Pd = 5.5.0.99 = 5.445 KWPII = PI = 5.4450.980.97 = 5.176 KWPIII = PII = 5.1760.980.97 = 4.92 KW则各轴的输出功率：PI = PI0.98 = 5.336 KWPII = PII0.98 = 5.072 KWPIII = PIII0.98= 4.822 KWi12 =4.18i23 = 3.21nI960nII= 229.66nIII = 71.55（ r/min ）PI = 5.445PII= 5.176PIII = 4.92（KW）PI= 5.336PII = 5.072PIII =
8、 4.822（KW）课 程 设 计 说 明 书(3)各轴转矩:电动机轴的输出转矩:Td = = 54.32 Nm9550pn 95505.46960 =所以各轴输入转矩为：TI = Td = 54.320.99 = 53.78 NmTII = TIi12 = 53.784.180.980.97 = 213.67 NmTIII = TIIi23 = 213.673.210.980.97 = 652.98 Nm输出转矩为：TI = TI0.98 = 52.70 NmTII = TII0.98 = 209.40 NmTIII = TIII0.98 = 639.92 Nm四 齿轮的设计（一） 高速级齿
9、轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱斜齿轮减速器。材料：高速级小齿轮选用 40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：197-250HBS。高速级大齿轮选用 45号钢调质，齿面硬度为 大齿轮：217-286HBS。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：Td =54.32 NmTI = 53.78 NmTII= 231.67 NmTIII= 652.98 NmTI = 52.70 NmTII = 209.40 NmTIII = 639.92 Nm课 程 设 计 说 明 书d 32KT u1u (ZZ )确定各参数的值:1) 试选
10、 Kt = 1.12) T1 = 9.55 Nm6094.54103.3) 选取齿宽系数 d = 1.24) 查得材料的弹性影响系数 ZE = 188 MPa5) 节点区域系数 ZH = 2.56) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限: Hlim1 = 700 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限: Hlim2 = 590 MPa。7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N 1 = 60nkth = 609601530028 = 1.38109大齿轮应力循环次数：N 2 = 60nkth = N1/u = 1.38109/4.15 = 3.231088) 查得接触疲劳寿命系数:K HN1 = 1,K
11、HN2 = 19) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1.1,得:H1 = = 700/1.1 =636 MPaKSH2 = = 590/1.1 = 536 MPaKS许用接触应力:H = (H1+H2)/2 = (636+536)/2 = 586 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d 1t:T1 = 403.5NmH = 586 MPa课 程 设 计 说 明 书d 32KT u1u (ZZ )= = 48.60 321.15.46100001 4.15+14.15 (2.5188586 )mm中心距：a = = = 125 mm(1+i)d2 (1+4.15)48
12、.602确定模数：取小齿齿数：Z 1 = 25，取 则：10Z2 = i12Z1 = 4.1525 = 103.75 取：Z 2 = 104mn = = =1.91 mm2a cos10Z+Z 2125cos1025+104取为标准值:2 mm。计算齿轮参数：123.1 取 123 n21macos Z1 = =23.88 即 Z1=24(Zs( ,1)+Zs( ,2)1+iZ2=123-24=99齿数比 Z1 /Z2=99/24=4.125与 i4.18 的要求相比，误差为 0.9%，可用 = aMn2cos1= 1253cos-= 满足要求0.6=48.60mm1tda = 125 mmZ
13、1=24Z2=99课 程 设 计 说 明 书小齿轮分度圆直径 = =48.78mmdcosn大齿轮分度圆直径 =201.2mmn 齿轮宽度 b= d = mm1.258.364.7取小齿轮宽度 65mmb大齿轮宽度 60mm4) 计算圆周速度 v: v = = = 4.97 m/s dn601000 3.1499960601000选取齿轮精度等级为 8级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值：1) 查得齿间载荷分配系数：K H = 1.1，K F = 1.1；齿轮宽高比为：= = = 13.33bh b(2hs(*,a)+cs(*,)m 60(21+0.25)2求得:K H
14、= 1.09+0.26d2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-360 = 1.27，查得：K F = 1.342) K = KAKVKFKF = 11.11.11.34 = 1.623) 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:Y Fa1 = 2.54 YFa2 = 2.14应力校正系数:Y Sa1 = 1.64 YSa2 = 1.814) 按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：60mmb 65mmv= 4.97 m/s课 程 设 计 说 明 书Flim1 = 245 MPa Flim2 = 220 MPa5) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数:N 1
15、= 1.38109大齿轮应力循环次数:N 2 = 3.231086) 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 1 KFN2 = 17) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.1，得：F1 = = = 222.7KS 2451.1F2 = = = 200KS 2201.1= =0.0187YY 2.541.64222.7= = 0.0193YY 2.141.81200大齿轮数值大选用。(2) 按式 8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn32KT ZYY = = 1.66 mm321.625.43100000.01931.2241.662 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d 1 =
16、 48.8 mm d1 = 48.8 mm课 程 设 计 说 明 书d 2 = 201.2 mm圆整的大小齿轮宽度为：b 1 = 65 mm b 2 = 60 mm中心距：a = 125 mm模数：m = 2（二） 低速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器。材料：低速级小齿轮选用 40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：197-250HBS。 高速级大齿轮选用 45号钢调质，齿面硬度为大齿轮：217-286HBS。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d 32KT u1u (ZZ )确定各参数的值:1) 试
17、选 Kt = 1.12) T2 = 9.55 Nm56103.2.95103) 选取齿宽系数 d = 1.24)5查得材料的弹性影响系数 ZE = 188 MPad2 = 201.2 mma=125m = 2T2=213000 Nm课 程 设 计 说 明 书5) 5查得节点区域系数 ZH = 2.56) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限: Hlim1 = 590 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限: Hlim2 = 450 MPa。7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N 3 = 60nkth = 602311530028 = 3.33108大齿轮应力循环次数：N 4 = 60nkth = N
18、1/u = 3.33108/3.20 = 8104.8) 查得接触疲劳寿命系数:K HN1 = 1,KHN3 = 19) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1.3,得:H3 = = = 454 MPaKS .1590H4 = = = 346 MPaKS 3.许用接触应力:H = (H3+H4)/2 = (454+346)/2 =400 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d 1t:d 32KT u1u (ZZ )= = 77.9 321.12.131000001 3.21+13.21 (2.5188400 )mm中心距：a = = = 164 mm(1+i)d2 (1
19、+3.20)78.32a = 164 mm课 程 设 计 说 明 书确定模数：取小齿齿数：Z 3 = 25，取 则：10Z4 = i23Z3 = 3.2125 = 80 取：Z 4 = 80mn = = =3.07 mm2a cos10Z+Z 2164cos1025+80取为标准值:3 mm。计算齿轮参数：取 107107m2acosZn1 Z1 = =25.49 即 Z1=25(Zs( ,1)+Zs( ,2)1+iZ2 =107-25=82齿数比 Z1 /Z2=82/25=3.28与 i3.21 的要求相比，误差为 1.5%，可用 = aMn2cos1= = 满足要求1642083cos-.
20、5小齿轮分度圆直径 = =77mmdsn大齿轮分度圆直径 =252.5mmcon 齿轮宽度 b= d = mm1.293.678.0取大齿轮宽度 100mm4b小齿轮宽度 105mm34) 计算圆周速度 v:v = = =1.01 m/s dn601000 3.1484229.66601000Z1= 25Z2= 82 100mm4b105mm3v = 1.01m/s课 程 设 计 说 明 书选取齿轮精度等级为 8级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值：1) 查得齿间载荷分配系数：K H = 1.1，K F = 1.1；齿轮宽高比为：= = = 11.56bh b(2hs(*
21、,a)+cs(*,)m 78(21+0.25)3求得:K H = 1.09+0.26d4+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-393 = 1.29查得：K F = 1.342) K = KAKVKFKF = 11.11.11.34 = 1.623) 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:Y Fa3 = 2.58 YFa4 = 2.23应力校正系数:Y Sa3 = 1.61 YSa4 = 1.794) 按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Flim3 = 245 MPa Flim4 = 220 MPa5) 同小齿轮应力循环次数:N 3 = 3.33108大齿轮
22、应力循环次数 :N4 = 10.6) 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 1 KFN4 = 17) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，得：课 程 设 计 说 明 书F3 = = = 188.5KS 2451.3F4 = = = 169.2KS 2201.3= = 0.022YY 2.581.61188.5= = 0.024YY 2.231.79169.2大齿轮数值大选用。(2) 按式 8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn32KT ZYY = = 2.81 mm321.6221510000.0241.2252.813 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d 3 = 77
23、 mmd 4 = 252.5 mm圆整的大小齿轮宽度为：b 3 =100 mmb 4 = 105 mm中心距：a = 164 mm，模数：m = 3中心距：a = 164 mmm = 3课 程 设 计 说 明 书五 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率 P1、转速 n1和转矩 T1:P1 = 5.445KW n1 = 960 r/min T1 = 54.16 Nm2 求作用在齿轮上的力:已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 60 mm则:Ft = = = 1805.3 N2Td 254.16100060Fr = Fttant = 1805.3tan200 = 657.1
24、 N3 初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢（调质） ，根据机械设计（第八版） ，取 A0 = 110，得：dmin = A0 = 110 = 19.6 mm3Pn 354.16960输出轴的最小直径为安装联轴器直径处 d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:T ca = KAT1，由于转矩变化很小，故取 :KA = 1.2，则:Tca = KAT1 = 1.254.16 = 64.99 Nm由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为:LT4 型，其尺寸为：内孔直径 20 mm，轴孔长度 38 mm，则：d 12 =22 mm，为保证联轴器定位可
25、靠取：l 12 =40mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴Ft 1805 NFr 657.1Ndmin = 19.6 mmd12 =22 mmd23 = 25 mmd34=d56= 27 mm课 程 设 计 说 明 书端挡圈直径为：D = 30 mm ，左端用轴肩定位，故取 II-III段轴直径为：d23 = 27 mm。右端距箱体壁距离为 12mm，取:l 23 = 50 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端 III-IV、VII-VIII 上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d 34 = d56= 25 mm；因轴只受径
26、载荷作用，查轴承样本选用：6204 型深沟球轴承，其尺寸为:dDT = 204714 mm，轴承右端采用套筒定位，取:l 34 = 16 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得， 6204 型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d 12d 56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l 56 = 65 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = 10+2.5 = 12.5 mml45 = 7.5+100+10+4 = 121.5 mml78 = T = 16 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算根据 6204 深沟球轴承查
27、手册得 T= 14mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (60+5)/2+14+121.5-14/2)mm = 157 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (60+5)/2+12.5+14-14/2)mm = 48 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：课 程 设 计 说 明 书FNH1 = = = 423 NFtL3L2+L3 180748157+48FNH2 = = =1384 NFtL2L2+L3 1807157157+48垂直面支反力：FNV1 = = = 154 NFrL3L2+L3 657.648157+48FNV2 = = = 504 NFrL2L2+L3 657.6157157+
28、483）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 423157 Nmm =66427 Nmm截面 C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 154157 Nmm = 24178 Nmm截面 C处的合成弯矩：M = = 70690 NmmM+M作合成图。4）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。 ，取 = 0.6，则有：ca = = = MPaMcaW M+( T1)W 70690+(0.654.21000)0.150= 8.2MPa =
29、60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。ca= 8.2MPa = 60 MPa课 程 设 计 说 明 书II轴的设计1 求中间轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2：P2 =5.18 KW n2 = 230 r/min T2 = 215.2 Nm2 求作用在齿轮上的力:已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 201 mm则:Ft = = = 2141 N2Td 2215.21000201Fr = Fttant = 2141tan200 = 779 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 77 mm则:Ft = = = 5589 N2Td 2215.2100077Fr = F
30、ttant = 5589tan200 = 2034 N3 确定轴的各段直径和长度:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢（调质） ，根据机械设计（第八版） 表 15-3，取：A 0 = 110，得 :dmin = A0 = 110 = 30 mm3Pn 35.18230中间轴最小直径显然是安装轴承的直径 d12和 d45,选定轴承型号为：6206 型深沟球轴承，其尺寸为：dDT = 306216 mm，则：d 12 = Ft = 2141 NFr= 779 NFt = 5589 NFr= 2034 N= 30 mmmindd12=d45= 30 mm课 程 设 计 说 明 书d56 =
31、 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d 23 = 32 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l 23 = 58 mm，轴肩高度：h = 2.5 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.42.45 = 3.43 mm，取 b=10mm,所以：d 12 = d56 =30 mm， l34 =10 mm。由于低速小齿轮直径 d3和 2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：，l 45 = 93 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 36 mml56 = T2+s+a= 32mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算根据 6206 深沟球轴承查手册得 T
32、= 16 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1 = (60/2-2+36-16/2)mm = 56 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2 = (60/2+10+b3/2)mm = 87.5 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3 = (b3/2+32-16/2)mm = 71.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力FNH1 = = Ft1(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3= 3307 N2084(87.5+71.5)+530171.556+87.5+71.5FNH2 = = = Ft1L1+Ft2(L1+L2)L1+L2+L3 208456+5301(56+87.5)56+87.
33、5+71.54081 Nd23 = 32 mm课 程 设 计 说 明 书垂直面支反力（见图 d）：FNV1 = = Fr1(L2+L3)-Fr2L3L1+L2+L3= -80N759(87.5+71.5)-192971.556+87.5+71.5FNV2 = = = -Fr1L1-Fr2(L1+L2)L1+L2+L3 75956-1929(56+87.5)56+87.5+71.51090 N3）计算轴的弯矩截面 B、C 处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 330756 Nmm = 185192 NmmMH2 = FNH2L3 =408171.5 Nmm = 291792 Nmm截面 B
34、、C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = -8056Nmm = -4480 NmmMV2 = FNV2L3 = -109071.5 Nmm = -77935 Nmm截面 B、C 处的合成弯矩：M1 = = 185246 NmmM+MM2 = = 302021 NmmM+M作合成弯矩图4）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4） ，取 = 0.6，则有：ca= 52.2 MPa =60 MPa课 程 设 计 说 明 书ca = = = MPaMcaW
35、 M+( T2)W 185246+(0.6209.41000)0.135= 52.2 MPa = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度III轴的设计1 求输出轴上的功率 P3、转速 n3和转矩 T3：P3 = 4.92 KW n3 = 72 r/min T3 = 657 Nm2 求作用在齿轮上的力:已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 252.5 mm则:Ft = = = 5204 N2Td 26571000252.5Fr = Fttant = 5204tan200 = 1894 N3 初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢（调质） ，取:A 0
36、 = 110，得 :dmin = A0 = 107 =45 mm3Pn 34.9272输出轴的最小直径为安装联轴器直径处 d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:T ca = KAT3，由于转矩变化很小，故取 :KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2657 = 788.4 Nm由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为:LT9 型，其尺寸为：=45 mmmind课 程 设 计 说 明 书内孔直径 45 mm，轴孔长度 84 mm，则：d 12 = 42 mm，为保证联轴器定位可靠取：l 12 = 84 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为
37、：D = 50 mm，左端用轴肩定位，故取 II-III段轴直径为：d 23 = 48 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端 III-IV、VII-VIII 上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d 34 = d78 = 50 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6210 型深沟球轴承，其尺寸为：dDT = 50mm90mm20mm。由轴承样本查得 6210 型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取： d45 = 54 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 34 mm ，l
38、23 = 50 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d 4 = 54 mm，所以：d 67 = 54 mm，为使齿轮定位可靠取：l 67 = 93 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度： h 0.07d = 0.0764 = 4.48 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.44.48 = 6.27 mm，所以，l 56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 20 mml45 = B2+a+s+5+c =70 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算课 程 设 计 说 明 书根据 6210 深沟球轴承查手册得 T= 20 mm
39、齿宽中点距左支点距离 L2 = (93/2+10+70+20-20/2)mm = 136.5 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (93/2-2+37-20/2)mm = 71.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FNH1 = = =1789 NFtL3L2+L3 520471.5136.5+71.5FNH2 = = = 3415 NFtL2L2+L3 5204136.5136.5+71.5垂直面支反力：FNV1 = = = 651 NFrL3L2+L3 189471.5136.5+71.5FNV2 = = = 1243NFrL2L2+L3 1894136.5136.5+71.53）计算
40、轴的弯矩截面 C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1785136.5 Nmm =243652.5 Nmm截面 C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 651136.5Nmm = 88861.5 Nmm截面 C处的合成弯矩：M = = 259350 NmmM+M4）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度M= 259350 Nmmca= 17.5 MPa = 60 MPaT = 93.6 NmT = 294 Nm课 程 设 计 说 明 书校核。根据公式（14-4） ，取
41、= 0.6，则有：ca = = = MPaMcaW M+( T3)W 259350+(0.66531000)0.164= 17.5 MPa = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度六 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算：校核高速联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bhl = 6mm 6mm32mm，接触长度:l = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT 1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算：校核高速大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm 8m
42、m45mm，接触长度:l = 45-10 = 35 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.2583535120/1000 = 294 NmTT 2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bhl = 16mm 10mm83mm，接触长度:l = 83-16= 67 mm，则键联接所能传递的转矩为:T= 1286 NmT = 600 NmP = Fr= 657.1 N课 程 设 计 说 明 书T = 0.25hldF = 0.25106764120/1000 = 1286 NmTT 3，故键满足强度要求。(2) 校
43、核低速联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bhl = 12mm 8mm62mm，接触长度:l = 62-12= 50 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.2585050120/1000 = 600 NmTT 3，故键满足强度要求。七 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 528300 = 24000 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷 P:因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 657.1 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C为:C = P =657.1 = 7320 N 60n10L 36096010 24000
44、(3) 选择轴承型号:查课本表 11-5，选择:6204 轴承，C r = 12.8 KN，有：Lh = 1060n(CP)Lh=4.25105L hC = 14093 NLh=4.43104 Lh课 程 设 计 说 明 书= =4.25105L h1060960(12.81000657.1 )所以轴承预期寿命足够。2 中间轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷 P:因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 2034 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C为:C = P = 2034 = 14093 N 60n10L 36023110 24000(3) 选择轴承型号:查课本表 11-
45、5，选择:6206 轴承，C r = 19.5 KN，有：Lh = 1060n(CP)= =4.43104L h1060231(19.5100014093 )所以轴承预期寿命足够。3 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷 P:因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1894 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C为:C = P = 1894 =8898N 60n10L 3607210 24000C=8898NLh=2.68106 Lh课 程 设 计 说 明 书(3) 选择轴承型号:查课本，选择:6210 轴承，C r = 43.2 KN，由课本有：Lh = Error!= = 2.68106L h106072(43.210001900 )所以轴承预期寿命足够。8、减速器机体结构设计及附件设计1 箱体（箱盖）的分析：箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料：由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用 HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下名称 符号 尺寸（mm）
