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1、机械设计课程设计原始资料机械设计课程设计原始资料一、设计题目一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图二、运动简图图图 1 11电动机2V 带3齿轮减速器4联轴器5滚筒6输送带三、工作条件三、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、原始数据四、原始数据滚筒直径 Dmm ：320运输带速度 Vm/s ：0.75滚筒轴转矩 TNm ：900五、设计工作量五、设计工作量1 减速器总装配图一*2 齿轮、轴零件图各一*3 设计说明书一份六、设计说明书内容六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据-2
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. 机座构造尺寸计算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、设计要求七、设计要求1. 各设计阶段完成后,需经指导教师审阅同意前方能进展下阶段的设计;2. 在指定的教室内进展设计.一一. . 电动机的选择电动机的选择一、电动机输入功率一、电动机输入功率Pw二、电动机输出功率二、电动机输出功率Pd其中总效率为查表可得 Y132S-4 符合要求,应选用它。Y132S-4(同步转速
3、1440r min，4 极)的相关参数表表 1 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.z.-5.5 kw1440 r min2200N mm2300N mm68kg二二. . 主要参数的计算主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i总nm1440 32.15nw44.785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i11.31.5i2。初分传动比为iV带2.5，i14.243，i23.031。二、计算传动装置的运动和动力参数二、计算传动装置的运动和动力参数本
4、装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则1、各轴转速2、各轴功率3、各轴转矩表表 2 2工程电机轴高速轴转速(r min)功率(kw)14405.536.4765765.2887.542135.7535.070356.69562.7064.8691038.221中间轴低速轴转矩N m传动比效率2.50.964.2430.963.0310.922.z.-三三V V 带传动的设计计算带传动的设计计算一、确定计算功率一、确定计算功率Pca查表可得工作情况系数kA1.2故Pca kAP 1.25.56.6kw二、选择二、选择 V V 带的带型带的带型根据Pca、n，由图可得选用 A 型带。三、确定带
5、轮的基准直径三、确定带轮的基准直径dd并验算带速并验算带速v1、初选小带轮的基准直径dd1。查表 8-6 和 8-8 可得选取小带轮的基准直径dd1 90mm2、验算带速v按计算式验算带的速度v dd1n6010009014406010006.782m s因为5m s v 30m s，故此带速适宜。3、计算大带轮的基准直径dd 2按式(8-15a)计算大带轮的基准直径dd2 iV带dd1 2.590 225mm8-8，圆整得dd2 224mm。根据教材表4、确定 V 带的中心距a和基准直径Ld1按计算式初定中心距a0 500mm(0.7(dd1 dd2) a0 2(dd1 dd2)2按计算式计
6、算所需的基准长度=1364mm查表可选带的基准长度Ld1400mm3按计算式计算实际中心距a中心距的变化范围为427 mm490 mm。.z.-5、验算小带轮上的包角16、计算带的根数1计算单根 V 带的额定功率Pr由dd1 90mm和n 1440r min查表可得P01.064kw根 据n 1440r min，i 2.7和A型 带 ， 查 表 可 得P00.169kw、kL0.96。故PrP0P0kkL1.0640.1690.9560.961.132kw2计算 V 带的根数 Z Pca6.6 5.830故取 V 带根数为 6 根Pr1.1327、计算单根 V 带的初拉力的最小值F0min查表
7、可得 A 型带的单位长度质量q0.10kg m应使带的实际初拉力F0F0min。8、计算压轴力Fp压轴力的最小值为四四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮一、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，应选用 7 级精度。3材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4选小齿轮齿数Z1 20，大齿轮齿数Z2 4.24320 85，取Z2 85.z.-5选取螺旋
8、角，初选螺旋角1432、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d1t1确定公式内的各计算数值2ktT1u 1ZHZEduH2试选kt1.6，由图 10-261 0.740，20.820则有121.560小齿轮传递转矩T187.542N m查图 10-30 可选取区域系数ZH2.433查表 10-7 可选取齿宽系数d1查表 10-6 可得材料的弹性影响系数ZE189.8MP。 查 图 10-21d 得 按 齿 面 硬 度 选 取 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限12H lim1 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2 550MPa。按计算式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳
9、寿命系数kHN11.02，kHN 21.12。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，平安系数S 1，按计算式(10-12)得2计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽b及模数mnt计算总相重合度计算载荷系数k查表可得使用系数kA1，根据v1.509m s，7 级精度，查表 10-8 可得动载系数kV1.07，由表 10-4 查得KH的值与直齿轮的一样，为 1.419.z.-kF1.350，kH kF1.4故载荷系数k kAkVkHkH11.071.41.4192.126按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数mn33、按齿根弯曲强度设计，按计
10、算式(10-17)试算即mn1确定公式内的各计算数值、计算载荷系数2kT1Ycos2YFaYSa2dZ1F根据纵向重合度1.586，查图 10-28 可得螺旋角影响系数Y 0.88。 查 图 可 选 取 区 域 系 数ZH2.433，3 0.795，4 0.875则 有 341.67查表取应力校正系数YSa11.569，YSa21.783。查表取齿形系数YFa12.724，YFa22.194。(线性插值法)查图 10-20C 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN1 0.87，kFN 2 0.90。计算弯曲
11、疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳平安系数S 1.4，按计算式(10-22)计算得计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以计算大齿轮的数值较大。2设计计算比照计算结果，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.z.-度计算的法面模数，故取mn2mm，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d1 55.046mm来计算应有的齿数，于是有取Z1 27，则Z2i1Z14.243271154、几何尺寸计算1计算中心距将中心距圆整为a 147mm。2按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、k、ZH等不必修正。3计算大、小齿轮的分度圆直径4计算齿轮宽度圆整后取
12、B1 55mm，B2 60mm。二、低速级齿轮二、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，应选用 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，应选用一样牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为 52HRC；大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 45HRC.Z 233.031 70.924 704选小齿轮齿数Z3 23，大齿轮齿数45选取螺旋角，初选螺旋角14.z.-32、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d3t1确定公式内的
13、各计算数值试选kt1.6小齿轮传递转矩T2356.695 Nm2ktT2u1ZHZEd uH2查表 10-7 可选取齿宽系数d1,查图 10-26 可选取区域系数ZH2.433，3 0.765，4 0.870则有1.63534查表可得材料的弹性影响系数ZE189.8MP。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限H lim3 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim4 550MPa。按计算式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳寿命系数kHN31.12，kHN 41.18。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，平安系数S 1,于是得2计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
14、计算圆周速度计算齿宽b及模数mnt计算总相重合度计算载荷系数k查表可得使用系数kA1，根据v 0.546m s，7 级精度，查表可得动载系数kV1.04，kH 1.425，kF1.36，kH kF 1.412.z.-故载荷系数k kAkVkHkH11.041.41.4242.075按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数mn33、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即mn 1确定公式内的各计算数值计算载荷系数2kT2Ycos2YFaYSa2dZ3F根据纵向重合度1.824，查图可得螺旋角影响系数Y 0.88。计算当量齿数查表可取齿形系数YFa3 2.616，YFa4 2.227。
15、查表可取应力校正系数YSa31.591，YSa41.763。(线性插值法)查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3 500MPa， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4 380MPa。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN3 0.90，kFN 4 0.93。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S 1.4，按计算式计算计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以计算大齿轮的数值较大。2设计计算比照计算结果，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mn3mm，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d383.804mm来计.z.-算应有的齿数，于
16、是有取Z3 26，则Z4i2Z33.031 2884.868 854、几何尺寸计算1计算中心距将中心距圆整为a175mm。2按圆整后的中心距修正螺旋角因 值改变不多，故参数、k、ZH等不必修正。3计算大、小齿轮的分度圆直径4计算齿轮宽度圆整后取B390mm，B4 95mm。五五轴的设计计算轴的设计计算一、高速轴的设计一、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 dd1 51.761mm2、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A0112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-与带轮相配合，且对于直径d 100mm的轴有
17、一个键槽时，应增大 5%-7%，然后将轴径圆整。故取d- 25mm。4、拟定轴上零件的装配草图方案(见以下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度.z.-1根据前面设计知大带轮的毂长为 93mm,故取L90mm，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取d32mm，根据装配关系，定L 35mm2初选流动轴承 7307AC，则其尺寸为dDB 35mm80mm21mm，故d35mmd，段 挡 油 环 取 其 长 为19.5mm, 则L 40.5mm。3段右边有一定位轴肩，故取d42mm，根据装配关系可定L100mm， 为 了 使 齿 轮 轴 上 的 齿 面 便 于 加 工 ， 取L
18、L 5mm,d 44mm。4齿面和箱体内壁取 a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取 s=8mm,故右侧挡油环的长度为 19mm,则L42mm5计算可得L1104.5mm,L2151mm,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bhL 10mm8mm80mm,大带轮与轴的配合为H7，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Fr1和Fr2带传动有压轴力FP(过轴线，水平方向)，FP1614N。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图二图三注图二中Fae通过另加弯矩而平移到作用轴线上
19、.z.-图三中Fte通过另加转矩而平移到指向轴线同理6 、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd0.68 Fr故Fa1 2215.2N,Fa2 Fd11369.52N7、求轴承的当量动载荷P1和P2对于轴承 1Fa12215.2 0.70 0.68Fr13131Fa21369.52 0.68Fr22014对于轴承 2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1X1 0.41，Y1 0.87对于轴承 2X21，Y2 08、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1 P2则有故7307AC符合要求。9、弯矩图的计算水平面：FNH1853N,FNH2 25
20、45N,则其各段的弯矩为：BC 段：由弯矩平衡得 M-FNH1x 0 M 853x(0 x 151)CD 段：由弯矩平衡得铅垂面：FNV1 2163N,FNV21824N,FP1614N,则其各段弯矩为：.z.-AB 段：则M FPx 0 M 1614(0 x 104.5)BC 段：则M FPx FNV1(x104.5) 0 M 549x 226034(104.5 x 255.5)CD 段：则M Fpx FNV1(x104.5) Fr(x255.5) Ma 0做弯矩图如下从轴的构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表表表 3 3载荷
21、支 持 力水平面HFr1H 2545NFr2H853NMH128803N mm垂直面VFr1V1824NFr2V 2163NMV1 85765N mmMV 2101523N mmF弯矩M总弯矩M1MH2MV12 1288032857652154745N mmM2MH2MV 22 12880321015232164003N mm扭矩TT187542N mm10、按弯扭合成应力校核轴的强度进展校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 (即危险截面B)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 0.6，轴的计算应力.z.-前已选定轴的材料为45 钢，调质处理
22、，查表可得1 60MPa，因此ca1，故平安。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，应选用单圆头平键C 型根据d 35mm，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度：b 10mm,高度：h 8mm,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P120 150MPa取其平均植，P135MPab80575mm2键的工作长度l L键和轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.58 4mm2T28.75410417.0MPaP，故适宜。则Pkld47535所以选用：键 C10mm8mm80mmGB/T 1096-200312
23、、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、中间轴的设计二、中间轴的设计1、求作用在齿轮上的力Fre、Fae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Fte、都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为中速轴小齿轮上的三个力分别为2、选取材料可选轴的材料为 45 钢，调质处理。.z.-3、计算轴的最小直径，查表可取A0112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 100mm的轴有一个键槽时，应增大 5%-7%，然后将轴径圆整。故取d- 40mm。4、拟定轴上零件的装配草图方案(见以下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各
24、段直径和长度1初选滚动轴承 7008AC,则其尺寸为：dDB 40mm68mm15mm.故d40mm.用挡油环定位轴承，故L 21mm,段右边有一定位轴肩， 故d48mm.低速级小齿轮与箱体内壁距离为 16mm,与箱体内壁距离为 8mm，故左边挡油环长为 24mm，则L20mm.2 低速级小齿轮轮毂为 95mm， 即L IV95mm.取两齿面的距离为 8mm，即LIV V8mm. 3 右 边 也 用 挡 油 环 定 位 轴 承 和 低 速 级 大 齿 轮 ， 故LVIIVIII 21mm,LVIVII 26.5mm。V VI段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55mm，故取LV VI51mm.V、
25、VI、VII各有一定位轴肩，故依次可取4计算可得L1 68.4mm,L283mm,L3 55mm.6、轴上零件的周向定位低速级大齿轮的轴采用普通平键 A 型连接。其尺寸为bhL 16mm10mm40mm,齿轮与轴的配合为H7，滚动轴承r6与轴的周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Fr1和Fr2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.z.-图一图二图三7、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由齿轮中计算得，Fr1v1128N,Fr2v1629N对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd0.68 Fr算得所以Fae Fd21564.4
26、N Fd1Fa1 Fae Fd21564.4N Fa2 Fd21397.4N8、求轴承的当量动载荷P1和P2对于轴承 1Fa11564.4 0.98 0.68Fr11588Fa21397.4 0.6 0.68Fr22329对于轴承 2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1X1 0.41，Y1 0.87对于轴承 2X21，Y2 09、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1 P2则有故7208AC符合要求。10、弯矩图的计算水平面：FNH11664N,FNH21118N。AB 段：则M FNH1x,即M 1664x(0 x 68.4).z.-BC 段：则M FNH1x Ft3(x68.
27、4) 0 M 2280 x269770(68.4 x 151.4)CD 段：则M FNH1x Ft3(x68.4) Ft2(x151.4) 0M 1118x784227(151.4 x 206.4)。铅垂面：FNV11629N,FNV21128NAB 段：BC 段：CD 段：做弯矩图如下从轴的构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。 现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表表表 4 4载荷支 持 力水平面HFr1H1118NFr2H1664NMH270928.860N mm垂直面VFr1V1128NFr2V1629NMV1163419.598N mmMV 2 86873.
28、080N mmF弯矩M总弯矩M1MH2 MV12270928.8602163419.5982 316399.134N mmM2MH2 MV 22270928.860286873.0802 284516.044N mm扭矩TT2 2.77327 105N mm11、按弯扭合成应力校核轴的强度.z.-进展校核时，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 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1 60MPca1，a，故平安。12、键的选择和校核一般的 8 级以上精度的齿轮有
29、空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，应选用圆头普通平键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P120 150MPa取其平均植，P135MPa键的工作长度l Lb 4016 24mm键和轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.510 5mm2T23.56695105110MPaP，故适宜。则Pkld42552所以选用：键16mm10mm40mmGB/T 1096-200313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径见 365 页三、低速轴的设计三、低速轴的设计1、求作用在齿轮上的力Fre、Fae因为高速轴的
30、小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合， 故两齿轮所受的Fte、都是作用力与反作用力的关系，则2、选取材料.z.-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A0112轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d为了使所选的轴直径d-，-与联轴器的孔径相配合，且对于直径d 100mm的轴有两个键槽时，应增大10%-15%，然后将轴径圆整，故取d- 60mm。并选取所需的联轴器型号联轴器的计算转矩Tca KAT3，查表可得，考虑到转矩变化小，故取KA1.3其公称转矩为2.8106N mm。 半联轴器的孔径d1 60mm， 长度L 142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm4、拟
31、定轴上零件的装配草图方案(见以下图)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， -轴段右端需制出一轴肩， 故-段的直径d- 72mm。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dDB 75mm115mm20mm.故dIIIIV dVIIVIII75mm.左边轴承安装处有挡油环，取其长度为 20mm，则LIIIIV40mm.挡油环右侧用轴肩定位，故可取dIV V88mm取齿面与箱体内壁距离a 18.5mm,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，VI VII段应略短于轮毂
32、宽度，故取LVIVII86mm,所以取LVIIVIII 53mm.齿轮左侧用轴肩定位，取h 7mm,则dV VI104mm，轴换宽度b 1.4h，取LV VI12mm。.z.-由装配关系可确定LIV V60mm.计算得L1145.5mm，L2132.5mm，L3 67mm。6、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bh 25mm14mm，L=70mm，齿轮轮毂与轴的配合为H7。n6同样半联轴器与轴连接，采用键bhL 18mm11mm100mm。半联轴器与轴的配合为H7。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
33、m6。7、 轴上齿轮所受切向力Fte3944N， 径向力Fre1482N， 轴向力Fae1013NT31038221N mm，d4 263.274mm。8、求两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2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图二图三9、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7315AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd0.68 Fr故Fa1 Fae Fd2 5042.130N10、求轴承的当量动载荷P1和P2Fa1Fr1Fa2283.589520.666 0.68，2 0.47。查表可得径向载荷系数和轴3358.219Fr21120.828向载荷系数分别为：对于轴承 1
34、X11，Y1 0.z.-对于轴承 2X21，Y2 0因轴承运荷平稳，按表 13-6，则fp1.01.2，取fp1P1 fp(X1Fr1Y1Fa1) 113358.219 3358.219N。P2 fPX2Fr2Y2Fa2111102.8281102.828N11、求该轴承应具有的额定载荷值。106c106468003 P因为P则有L () () 75700h12h60n P6044.7883358.2191预期寿命Lh 530016 24000h故合格12、弯矩图的计算水平面：FNH11072N,FNH 2 2852N.AB 段：弯矩为 0BC 段：CD 段：铅垂面：FNV1 259N,FNV
35、 21741N.AB 段弯矩为 0BC 段:CD 段：做弯矩图如下从轴的构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表表表 5 5载荷水平面H垂直面V.z.-支 持 力Fr1H 2871.921NFr2H1072.079NMH142040N mmFr1V1740.605NFr2V 258.605NMV1 34318N mmMV 2 99031N mmF弯矩总弯矩M1MH2MV12 1420402(34318)2161909N mmM2MH2MV 22 1420402990312184000N mm扭矩TT31038221N mm13、按弯
36、扭合成应力校核轴的强度进展校核时，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 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1 60MPa，因此caM22(T3)21840002(0.61038221)26495398.911，故30.19072900平安。14、键的选择和校核选键型为普通平键A 根据d 90mm，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度b=25mm， 高度h 14mm。 取键长L 70mm。 键轴和毂的材料都是钢，有表 6-2 查得许用挤压应力p135MPa。p12
37、0150MPa，取平均值键 的 工 作 长 度l Lb 7025 45mm， 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度2T 10321038.221103 74MPa pk 0.5h 0.514 7mm，pkld74590应选取键 A：25mm14mm70mmGB/T 1096-2003.z.-7、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径为 2。六六. .箱体构造的设计箱体构造的设计减速器的箱体采用铸造 HT200 制成， 采用剖分式构造为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用H7配合.is61.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
38、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，同时为了防止油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接外表应精创，其外表粗糙度为6.33.机体构造有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进展操作，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外表并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 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
39、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.z.-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，以便到达体内为压力平衡.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
40、以起吊或搬运较重的物体.减速器机体构造尺寸如下：名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径符号计算公式结果109121525M246M12 0.025a 381 0.02a 38b11.511b1bb2b 1.5b2 2.5df 0.036a 12dfn查手册d1 0.72dfd1.z.-机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径d2d2=0.50.6dfM10d3d3=0.40.5df10d4d4=0.30.4df88342218dC1d=0.70.8d2查机械课程设计指导书表 4df，d1，d2至外机壁距离df，
41、d2至凸缘边缘距离外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖，机座肋厚轴承端盖外径C2查机械课程设计指导书表 4281650l1l1=C1+C2+812111.2152210m1,mm10.851,m 0.85D2m19m 8.5D2 D+55.5d31201 轴1252 轴1503 轴轴承旁联结螺栓距离SS D21201 轴1252 轴1503 轴.z.-七七. . 润滑密封设计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5(1.5 2) 10 mm.r /min，所以采用脂润滑，箱体内选用其速度远远小于SH0357-92 中的 50
42、 号润滑，装至规定高度.油的深度为 H+h1H=30h1=34所以 H+h1=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，联接凸缘应有足够的宽度，联接外表应精创，其外表粗度应为密封的外表要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国 150mm。并匀均布置，保证局部面处的密封性。八、课程设计心得体会八、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根底课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业根底课的理论面，如何去锻炼我们的实践面.如何把
43、我们所学到的专业根底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，尽情在梦想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的设想永远只能是设想，永远无法升级为设计。.z.-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，还望教师批评指正。参考文献参考文献1濮良贵,纪明刚. 机械设计. 7 版. :高等教育, 2001.2*策, 机械原理与机械设计M. ：机械工业， 2004.3 *宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. : 高等教育, 2007.4 王伯平.互换性与测量技术根底(第 2 版). : 机械工业,2006.z.