1、唐山学院机械设计课程设计目录一、设计任务书 11.1 传动方案示意图 11.2 原始数据 11.3 工作条件 11.4 工作量 1二、传动系统方案的分析 3三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 43.1 电动机的选择 4（1）电动机类型选择 4（2）电动机容量选择 4（3）确定电动机转速 43.2 分配传动比 5（1）总传动比 5（2）锥齿轮传动比 53.3 运动和动力参数计算 5四、传动零件的设计计算 74.1 直齿圆锥齿轮传动设计计算 71、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 72、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 73、按齿根弯曲疲劳强度设计 94、几何尺寸计算 115、主
2、要设计结论 114.2 直齿圆柱齿轮设计计算 111、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 112、按齿面接触疲劳强度设计 123、齿根弯曲疲劳强度设计 144、几何尺寸计算 165、强度校核 166、主要设计结论 174.3 高速轴设计 171、求输入轴上的功率 、转速 和转矩 17IPnT2、初步确定轴的最小直径 173、轴的结构设计 17唐山学院机械设计课程设计4.4 中间轴设计 191、求输出轴上的功率 、转速 和转矩 .192P2n2T2、求作用在齿轮上的力 193、初步确定轴的最小直径 204、轴的结构设计 205、求轴上的载荷 226、按弯扭合成应力校核轴的强度 224.5 低速轴
3、设计 221、输出轴上的功率 、转速 和转矩 .223P3n3T2、初步确定轴的最小直径 233、轴的结构设计 234.6 中间滚动轴承校核 244.7 中间轴键计算 251、校核圆锥齿轮处的键连接 252、直齿圆柱齿轮处键的强度校核 254.8 联轴器的选择 254.9 润滑与密封 26五、减速器箱体结构的尺寸 271、机体有足够的刚度 272、考虑到机体内零件的润滑，密封散热 273、机体结构有良好的工艺性 274、对附件设计 27A 视孔盖和窥视孔 .27B 油螺塞 .27C 油标 .27D 通气孔 .28E 盖螺钉 .28F 定位销 28G 吊钩 .28六、设计小结 30七、参考文献
4、31唐山学院机械设计课程设计0一、设计任务书1.1 传动方案示意图图 1-1 传动方案简图 1.2 原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）1500 1.2 2201.3 工作条件三班制单向连续运转，载荷较平稳，运输机工作转速允许误差 ；%5室外，灰尘较大，常温；三年一大修，一般机械制造工厂，批量生产。1.4 工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；唐山学院机械设计课程设计16、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图
5、和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；唐山学院机械设计课程设计2二、传动系统方案的分析传动方案见图 1-1，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为 8-22，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。唐山学院机械设计课程设计3三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3.1 电动机的选择（1）电动机类型选择按工作要求选择 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，额定电压 380V。（2）电动机容量选择传动装置总效率取电动机的额定功率 为 4KW。 edP（3）确定电动机转速卷筒工作
6、转速由于二级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为 8-15，故电动机的转速的可选范围为可见同步转速为 750r/min，1000r/min，1500r/min 的电动机都符合，详细参数如表 3-1，方案一电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外轮廓尺寸大，制造成本高，结构紧凑，故不可取。方案 2 与方案 3 相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以看出，如10FvPwd85.096.02.908.49滚 筒联柱锥球滚 子 KWFvPd 1.5.1min23.1042.60160rDvnwmin45.1638.23.10458 rniwd 唐山学院机械设计课程设计
7、4为使传动装置结构紧凑，选用方案 3 比较好；如考虑电动机重量和价格，则应考虑方案 2。现选用方案 2，即选定电动机型号为 Y100L2-4。方案 电动机的 型号 额定功 率/kw 同步转速/满载转速/(r/min) 电动机的 重量/kg 价格 /元 传动比 ai1 Y100L-2 3 3000/2880 67 910 2.91i2 Y100L2-4 3 1500/1420 68 918 1.50i3 Y132S-6 3 1000/960 85 1433 i3.2 分配传动比（1）总传动比（2）锥齿轮传动比低速级传动比3.3 运动和动力参数计算0 轴（电动机轴）= =2.12KW0Pd= =1
8、420onm轴（高速轴）表 3-182.13.04wmani5.312.5.1aii41i inrMNT1.420.950唐山学院机械设计课程设计5轴（中间轴）轴（低速轴）轴（滚筒轴）功率/KW 转矩 /(N M)轴输入 输出 输入 输出转速/(r/min)传动比 效率0 轴 2.12 14.1 1440 1 0.98轴 2.07 2.05 13.7 13.6 14403.455 0.96轴 1.99 1.97 58.1 57.5 4164 0.96KWP07.29.012.01 球联 min4rnMNT.1320.959511 KWP9.1.097212 锥滚 子 min465.312rin
9、MNnPT1.8469.095022 KWP91.7.09123 柱球 min46 rinMNT8210.59033 KWP7.9.4 联球 min10434rnMNT58.5904表 3-2 各轴运动和动力 参 数唐山学院机械设计课程设计6轴 1.91 1.89 182 180.2 104轴 1.87 1.85 175 173.3 1041 0.98四、传动零件的设计计算4.1 直齿圆锥齿轮传动设计计算已知输入功率为 =2.12kw、小齿轮转速为 =1420r/min、齿数比为1P1n3.455，由电动机驱动，工作寿命 10 年，每年工作 250 天，三班制，单向连续运转，载荷较平稳。1、选
10、定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第九版）表 10-1 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。（3）选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿数4z1 02.154.3z45.122、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算（1）由机械设计（第九版）式（10-29）计算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式内的各参数值试选载荷系数 =1.3HtK查机械设计（第九版）（图 10-20）选取区域系数 =2.5HZ查机械设
11、计（第九版）（表 10-5）选取弹性影响系数 =189.8 E22131 )(45.3.0HERHtt ZTKd唐山学院机械设计课程设计712MPa由机械设计（第九版）式（10-15）计算应力值环次数N =60n j =609601（3825010）=3.45610 h1hL 9N =1.0X10 h29查机械设计（第九版）（图 10-19）得：K =0.9 K =0.9512查机械设计（第九版）（图 10-25d）取齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 550Mpa Hlim1Hlim2小齿轮传递的转矩 =1N.m1T齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由机械设计（第
12、九版）式（10-14）得: = =0.9600=540 H1SKHN1limMPa = =0.95550=523 22li许用接触应力为 PaH5232）计算小齿轮分度圆直径 22131 )(6.)5.0(4HERHtt ZTKd= m7.42)5238.19.(4.3).1(3. 07.2 （2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备计算圆周速度smndvm169.210643.106当量齿轮的齿宽系数 ddRtm 3085742)5.(1唐山学院机械设计课程设计82）计算载荷系数 HK由机械设计（第九版）表 10-2 查得系数 =1，AK根据 =3.92m/s，8 级精度（降
13、低了一级精度）查机械设计（第九mv版）（图 10-8）得动载系数 =1.12v直齿圆锥齿轮精度较低，取齿间载荷分布系数 =1H由机械设计（第九版）表 10-4 查得 =1.261 所以载荷系数3)由机械设计（第九版）式（10-12）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 1d及相应模数3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由机械设计（第九版）式（10-27）计算模数，即1）确定公式内各参数值试选 =1.3FtK计算 SaYmdbtR 079.232145.37.3.02145.31 9.07.41mdb412.6.12.HVAHKmKdHtt 972.43.17.42331 zdm98.0472.31
14、3212)(45.3)5.0( FSaRFtt YzTKm唐山学院机械设计课程设计9由分锥角 ， 可得当量齿数1423.6)5.3arctn(1 857.3190，80.96.04coszv .462.coszv查机械设计（第九版）图 10-17 查得 =2.74 ， =2.151FY2F查机械设计（第九版）图 10-18 查得 =1.54 ， =1.83SS查机械设计（第九版）图 10-24c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 =380MPa 。1limF 2limF查机械设计（第九版）图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 K =0.85 K1FN=0.88
15、 2N取弯曲疲劳安全系数 S=1.7，由式 得FNES =F1 2507.180SKFN = 2 197.3206.254.16.1FSY齿轮的数值大.选用.2.197822）计算模数mmn 90.2.0145.320)3.501(3. 2（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周数度 v唐山学院机械设计课程设计10齿宽 b2）计算实际载荷系数 FK根据 v=2.008 m/s,8 级精度由机械设计（第九版）图 10-8 查得动载系数 =1.1vK直齿圆锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 =1FK由机械设计（第九版）表 10-4 查得 =1.265,于是 =1.22HF则载荷系数为
16、3）由机械设计（第九版）式 10-13 可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数 =1mm，按照接触m疲劳强度算得的分度圆直径 =43.912mm，算出小齿轮齿数 =43.912，取1d1z=44.则大齿轮齿数 =3.455x44=152.02，取 =155.1z2z2z4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算分锥角smndvm52.10643.7106R3.7).(.9)5.(1mzmd912.4390.1b 6805324.331.2.1.FvAFKKmFtt 98.03.190.3mmzd41152唐山学院机械设计课程设计11（3）计算齿轮
17、宽度取 mb215、主要设计结论齿数 =44， =155。模数 =1mm，压力角 =20，变位系数1z2 =0， =0。分锥角 , 齿宽 ，小齿轮1x2 1089625074 mb21选用 40Cr（调质），大齿轮选用 45 钢（调质），齿轮按 7 级精度设计。4.2 直齿圆柱齿轮设计计算已知输入功率为 =1.99kw、小齿轮转速为 =416r/min、齿数比为 4，由2P2n电动机驱动。工作寿命 10 年，每年工作 250 天，三班制，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用 7 级精度，压力角 =20。（2）材料选择
18、 由机械设计（第九版） 表 10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料取 45 钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。（3)选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿数 23z192z4122、按齿面接触疲劳强度设计（1）由机械设计（第九版）式（1011）试算小齿轮分度圆直径，即 322)(45HEdHtt zTK1）确定公式内的各参数值试选载荷系数 =1.3t108916)54arctn(227390mdR 45.212)415(.1)485(21 唐山学院机械设计课程设计12小齿轮传递的转矩 =58100N.m2T由机械设计（第九版）表 107 取
19、齿宽系数 =1d查机械设计（第九版）图 10-20 查得区域系数 =2.5Hz由机械设计（第九版）表 105 查得材料的弹性影响系数 =189.8Ez21MPa由机械设计（第九版）式（109）计算接触疲劳强度用重合度系数 z18.23)9(20cosar)2(cosar*22 hz718. 2)tan18.3(tan9)0ta4.30(tan)1 z872.034z接触疲劳许用应力 H由机械设计（第九版）图 10-23 得小齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 大齿轮的接触疲劳极限 550MpaHlim1 Hlim2由机械设计（第九版）式 10-15 计算应力值环次数N =60n j =6041
20、61（3825010）=1.4976101hL 9N =3.741028由机械设计（第九版）图 1023 得：K =0.9 K =0.9512取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由机械设计（第九版）式（10-14）得: = =0.9600=540 H1SKHN1limMPa = =0.95550=52322li取 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即1H174.30)2(0cos23ar)(cosar*111 hz唐山学院机械设计课程设计13= =523 MPaH22）试算小齿轮分度圆直径m1.49 )52387.019.(4108.532 2（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实
21、际载荷系数前的准备计算圆周速度 V齿宽 b2）计算载荷系数 HK由机械设计（第九版）表 102 查得系数 =1，AK根据 V=1.069m/s，8 级精度，查 机械设计（第九版） 图 10-8 得动载系数 =1.10vK由机械设计（第九版）查表 10-3 得齿间载荷分布系数 =1.2HK有机械设计（第九版）表 10-4 得 =1.421HK由此,得载荷系数3)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得及相应的齿轮模数 M413.298.51zdm3221 )(HEdHtt zTKmdbt 1.49.1smndt 069.11064.9106V876.142.1.HVAHKmKdHtt 498.5
22、3.1876.4931 唐山学院机械设计课程设计143、齿根弯曲疲劳强度设计（1）由机械设计（第九版）式 107 计算模数，即321)(FSadFtt YzTKm1)确定公式内各参数值试选 =1.3Ft由机械设计（第九版）式 105 计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算 FSaY由机械设计（第九版）图 10-17 查得齿形系数 72.1FY19.2FY由机械设计（第九版）图 10-18 查得应力校正系数 58.1S80.2S由机械设计（第九版）图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaF51lim MPaF3802lim由机械设计（第九版）图 10-22 取弯曲
23、疲劳寿命系数 K =0.85 K1FN=0.88 取弯曲疲劳安全系数 ，得2N 1.4S =F1 aKFN57.30.850lim =F2 MPSF86.24.12li 057.381FSaY1.6.292Sa大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.2）试算模数687.01.207.25.0唐山学院机械设计课程设计15（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数钱的数据准备圆周速度 v齿宽 b2）计算实际载荷系数 FK根据 v=0.748 m/s,8 级精度，由机械设计（第九版） 图 10-8 查得动载系数 =0.748vK由机械设计（第九版）表 10-3 查得 =1.2FK由机械设计（第九版）表
24、 10-4 查得 =1.45，因为 =6.28 查Hhb机械设计（第九版）图 10-13 得 =1.40F则载荷系数为3）由机械设计（第九版）式 10-13 得取 ，分度圆直径 ， ，取m2md498.51 749.28.51mdz，则大齿轮91z 6412z4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距mzmdt 36.4249.11sndv 748.01.634106mdb36.4184.1.21.VAFKKFtt 679.3.1.3mmzd2341658921 mYzTKmFSadFtt 49.1.87018.5)(2331 唐山学院机械设计课程设计16（3）计算齿轮宽度考虑到不可
25、避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm，即 ， 取 ，mb683)105(1 mb651取大齿轮齿宽 。mb5825、强度校核（1）接触疲劳强度校核, ， ， ， ， ,876.HKmNT42108.51dm924u5.2Hz, ，将他们代入机械设计（第九版）式 10-10 得9Ezz（2）弯曲疲劳强度校核, ， ， ，84.1FKmNT42108.5 72.1FaY58.1Sa， ， , ， ， ，将它们代92aY0.2Sa67Yd29z入机械设计（第九版）式 10-6 得故接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均满足要求。6、主要设计结论齿数 ， ，模数
26、，压力角 ，变位系数 ，291z16zm22001x，中心距 ，齿宽 ， ，小齿轮选用 40Cr（调质）02xma45b651b582，大齿轮选用 45 钢（调质），齿轮按 7 级精度设计。mda14523581d81HEHdHzuTK9.60 872.0195.245108.7.23312 12342131 28.6917.08.1.08.54. FdSaFFzmT 22342132 43. FdSaFFzYK唐山学院机械设计课程设计174.3 高速轴设计1、求输入轴上的功率 、转速 和转矩IPnT=2.07kw =1420 r/min =13.7 N.MIPn2、初步确定轴的最小直径先初步
27、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（第九版）表 15-3，取 ，得120A输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 ，为了使所选的轴直径 与联12d12d轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，TKAca查机械设计（第九版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取 ，则.3A查机械设计课程设计表 6-97，选 YL3 型凸缘联轴器其工称转矩为25N.m，取 =16mm，半联轴器长度 L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为12d40mm。 3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图 4-1）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为
28、了满足半联轴器的轴向定位，12 段轴右端需制出一轴肩，故取 23 段的直径 。左端用轴端挡圈定位，12 段长度应适当小于 L 所以取md23=40mm。1Lm70.124.12.n PA33I0min NTKAca 448.071图 4-1唐山学院机械设计课程设计182）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ，由 机械设计课程设计表 6-67m2d3中初步选取 0 组游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30205，其尺寸为 25 52 16.25 所以 而 =16.25mmT Dd54334L这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设
29、计表 6-97 查得30206 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取6da 6d453）取安装齿轮处的轴段 67 的直径 ；为使套筒可靠地压紧轴承，m1756 段应略短于轴承宽度，故取 =15mm，56L256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油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 ，取 =50mm。l3023l锥齿轮轮毂宽度为 22mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 ，取m067ml3045（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第九版）md167表 6-1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 12mm，同时为保5hb证
30、齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同67nH样，半联轴器处平键截面为 与轴的配合为 ；滚动轴承与轴的125lhb67k周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。4524.4 中间轴设计1、求输出轴上的功率 、转速 和转矩2P2n2T=1.99 kw =416r/min =58.1N.M22、求作用在齿轮上的力已知小直齿圆柱齿轮的分度圆直径为唐山学院机械设计课程设计19已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径圆周力 、径向力 及轴向力 的方向如图 4-2 所示tFraFmd581
31、NTFt 2.190.231tr .7tan4.an1 t 2130cos1mdRm 65.8)3.51(69)5.01(2 NTFmt 2.91.802tr 37.6952074cos2tn.198cosan 22 ta 8.ita.i 唐山学院机械设计课程设计203、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（第九版）表 15-2，取 ，得1260A轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 和12d564、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图 4-3）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力
32、和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据 ，由 机械设计课程设计表 6-66md23.15612中初步选取 0 组游隙，标准精度级的单列角接触球轴承 7005AC，其尺寸为m23.1.36912.nPAd32 0min 图 4-3图 4-2唐山学院机械设计课程设计21, 。 12475BDdmd165这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表 6-66 查得7206AC 型轴承的定位轴肩高度 30mm，因此取套筒直径 30mm。2）取安装齿轮的轴段 ，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒d284523定位，已知锥齿轮轮毂长 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段mL应略短于轮毂长，
33、故取 ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度23，故 ，则轴环处的直径为 。dh)1().07.(h8.4 md8.3243）已知圆柱直齿轮齿宽 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴b651段应略短于轮毂长，故取 。ml344）齿轮距箱体内比的距离为 =16mm，大锥齿轮与大直齿圆柱齿轮的距离为 c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=8mm。则取。 mL385612（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由 机械设计（第九版）md32表 6-1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 28mm，同时为保证78hb齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与
34、轴的配合为 ；圆柱齿轮67H的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第九版） 表 6-1 查得d245平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，同时为保证齿轮与轴10配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；滚动轴承与轴的周m向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。4525、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得 7005AC 型的支点距离 a=14.4mm。所以轴承跨距分别为 L1=119.2mm 做出弯矩和扭矩图。其弯矩和扭矩值如下：载荷 水平面 H
35、垂直面 V支反力 F =-39.43N1NH=582.05N2 =1986.57N1NVF=1998.03N2表 4-1唐山学院机械设计课程设计22弯矩=-1.07N.M1NHM=22.95N.M2=31.49N.M3=53.83N.M1NVM=108.09N.M2总弯矩扭矩 T=58.1N.M6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为.0前已选定轴的材料为 40Cr（调质），由机械设计（第九版）表 15-1查得， ， 故安全。MPa6011c4.5 低速轴设计1、输出轴上的功率 、转速 和转矩33n3T=1.91 kw =10
36、4 r/min =182N.M3P2、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（第九版）表 15-2，取 ，得120Am5.29041nPd33 mi 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 ，为了使所选的轴直径 与联d12d轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，3TKAca查机械设计（第九版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取 ，则.A查机械设计课程设计表 6-97 选 YL10 型凸缘联轴器其工称转矩为 630N.M半联轴器的孔径 ，所以取 ，半联轴器长度 L=82mm，半联轴器md301md3012与轴配合的毂孔长度
37、为 60mm。.519.084.12MPaWTca 30.14.78).560(12)( 22 MNTKAca 6.8.3唐山学院机械设计课程设计233、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图 4-4）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，12 段轴右端需制出一轴肩，故取 23 段的直径 ，左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度md352，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 12 段L601的长度应比 略短些，现取 。1mL58122）初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据 ，由机械设计课md352程设计表 6-66 中
38、初步选取 0 组游隙，代号为 6007，其尺寸为， ，轴承右端采用轴肩进行轴向定位，由机械14635BDd3设计课程设计表 6-66 查得 7210AC 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取da41。m453）齿轮右端和轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 58mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 =56mm，齿67L轮的轮毂直径取为 55mm 所以 =55mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩处的直67d径 60mm。轴肩宽度 =8mm。56L4）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油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 =3
39、0mm 故 =50mm。L235）齿轮距箱体内比的距离为 a=16mm，所以 =24mm， =40mm。4578（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按 =30mm 由机械设计12d（第九版）表 6-1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，键长为78hb50mm，半联轴器的配合为 ，按 =55mm 由机械设计（第九版）表 6-167kH6d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，键长为 50mm，同时为保证齿10hb轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ，滚动轴承与67nH轴的轴向定位由过渡配合来保证，轴选尺寸公差 m5。图 4-4唐山学院机械设计课程设计24
40、（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。4524.6 中间滚动轴承校核初步选择滚动轴承 0 组游隙，轴承代号为 7005AC，尺寸为,轴向力 =696.37 N，12475BDdaF载荷 水平面 H 垂直面 V支反力=1986.57N1NHF=1998.03N2=-39.43N1NVF=582.05N2则68.0157.19862raF41.x87.0Y.342r 22NYxPa 6.51.87.0961011 FYxarr 1221P36316 4581)26.508(40)(0 hrh LPCnL 故所选轴承满足寿命要求。表 4-1NHr 9
41、6.181FVr 0.22NFrd 13.596.18.068.11 rd 22dada341N唐山学院机械设计课程设计254.7 中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 ，接触长度 ，键mlhb2678 ml1602与轮毂键槽的接触高度 。则键联接的强度为：k5.3.05MPaPadlTpP 1916.204故合格。2.直齿圆柱齿轮处键的强度校核该处选用普通平键尺寸为 ，接触长度 ，键56810lhb ml46105 与轮毂键槽的接触高度 。则键联接的强度为：mk.3750MPaPadlTpP 246.2 故合格。4.8 联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入
42、轴选 YL3 型凸缘联轴器，其公称转矩为 25N.m，半联轴器的孔径，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 40mm。md16mL42输出轴选选 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630N.m，半联轴器的孔径 ，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 60mm。301 84.9 润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计(第九版)表 10-8 查得选用 100 号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-2011），油量大约为 5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深smv/12度为一齿高、但不小于 10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离30mm
43、。轴承采用脂润滑，毡圈密封。唐山学院机械设计课程设计26五、减速器箱体结构的尺寸减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 配合。67isH1、机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2、考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 35mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精加工。3、机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为 10。机体外型简单，拔模方便。唐山学院机械设计课程设计274、对附件设计A 视孔盖
44、和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入手进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M5 紧固。B 油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处，油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。E 盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F 定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。G 吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。
