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1、第一章 课程设计任务书年级专业题目名称过控 101学生姓名盘磨机传动装置地设计学 号设计时间设计地点第 17 周19 周化工楼课程名称机械设计课程设计课程编号一、课程设计（论文）目地1.1综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展.1.2培养分析和解决设计简单机械地能力为以后地学习打基础.1.3进行工程师地基本技能训练计算、绘图、运用资料.二、已知技术参数和条件2.1 技术参数：主轴地转速：42rpm锥齿轮传动比：23电机功率：5kW电机转速：1440rpm2.2 工作条件：每日两班制工作，工作年限为10 年，传动不逆转，有轻微振动，主轴转速地允许误差为5%.1电动机；2、4联轴器；3圆柱
2、斜齿轮减速器；5开式圆锥齿轮传动；6主轴；7盘磨三、任务和要求3.1 编写设计计算说明书 1 份，计算数据应正确且与图纸统一.说明书应符合规范格式且用 A4 纸打印；3.2 绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图 1 号图 1 张；绘制零件工作图 3 号图 2 张（齿轮和轴）；标题栏符合机械制图国家标准；3.3 图纸装订、说明书装订并装袋；注：1此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2此表 1 式 3 份，学生、指导教师、教研室各1份.四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材4.2 机械设计课程设计指导书4.3 减速器图册4.4 机械设计课程
3、设计图册4.5 机械设计手册4.6 其他相关书籍五、进度安排序号1234567设计内容设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）传动装置地总体设计各级传动地主体设计计算减速器装配图地设计和绘制零件工作图地绘制编写设计说明书总计天数12271215六、教研室审批意见教研室主任（签字）：年月日七|、主管教案主任意见主管主任（签字）：年月日八、备注指导教师（签字）：学生（签字）：计算及说明结果第二章传动方案地整体设计2.1传动装置总体设计方案:2.1.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成.2.1.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大地刚度.选择锥齿轮传
4、动和一级圆柱斜齿轮减速器（展开式）.2.2电动机地选择根据已知任务书给定地技术参数，由给定地电动机功率为5KW，电动机转速为 1440r/min,查表 17-7 选取电动机型号为Y132S4，满载转速nm1440r/min，同步转速 1500r/min.2.3确定传动装置地总传动比和分配各级地传动比2.3.1总传动比由选定地电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw=42，可得传动装置总传动比为ianm/nw1440/4234.29.2.3.2分配传动装置传动比锥齿轮传动比：i3=3减速器传动比：i=ia/i3=34.29/3=11.431.3-1.4）i 1.3511.43 3.93高速级传动
5、比：i1=（低速级传动比：i2 i/i111.43/3.93 2.92.4计算传动装置地运动和动力参数2.4.1 各轴转速 n（r/min）n0=nm=1440 r/min高速轴 1地转速:n1nm1440 r/min中间轴 2地转速：n2 n1/i11440/3.93 366.4r/min低速轴 3地转速：n3 n2/i2 366.4/2.9 126.3r/min主轴 6 地转速：n6 n3/i3126.3/3 42.1r/min2.4.2 各轴地输入功率 P(KW)P0=Pm=5kw高速轴 1地输入功率:P1=P0c=50.99=4.95kw中间轴 2地输入功率：P2=P11g=4.950
6、.980.98=4.75kw低速轴 3地输入功率:P3=P22g=4.750.980.98=4.57kw主轴 6 地输入功率:P4=P3ggd=4.570.980.990.97=4.30kwPm 为电动机地额定功率；c 为联轴器地效率；g 为一对轴承地效率；1高速级齿轮传动地效率；2为低速级齿轮传动地效率；d为锥齿轮传动地效率.2.4.3 各轴输入转矩 T(Nm)T0=9550P0/n0=3.316 Nm高速轴 1地输入转矩 T1=9550P1/n1=（95504.95）/1440=3.283104Nm中间轴 2地输入转矩 T2=9550P2/n2=（95504.75）/366.4=1.238
7、105Nm低速轴 3地输入转矩 T3=9550P3/n3=（95504.57）/126.3=3.4556105Nm主轴 6 地输入转矩 T4=9550P4/n4=（95504.30）/42.1=9.7542105Nm第三章传动零件地设计计算3.1 高速级斜齿轮地设计和计算3.1.1 选精度等级，材料及齿数（1）齿轮地材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS.（2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀.（3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取=
8、24,则=243.93=94.32，取=94.（4）选取螺旋角.初选螺旋角为=14o3.1.2 按齿面接触强度设计由设计公式d1t32ktT1 ZHZE u 1试算daHu2（1）确定公式内地各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.6.2）计算小齿轮传递地转矩.T195.5105P1n195.51054.95 3.283104N mm14403）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数d1124)由表10-6查得材料地弹性影响系数ZE=189.8MPa.5)由图10-21d按齿面强度查地小、大齿轮地接触疲劳强度极限Hlim1=600MpaHlim2=550Mpa.6)由式10-13计算应力循环次数.N
9、1=60n1j Lh=6014401（2836510）=5.05109N2=N1/i2=5.05109/3.93=1.281097)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95.8)计算接触疲劳许用应力.取失效概率为 0.01，安全系数 S=1由式 10-12得：H1=Hlim1 KHN1/S=6000.90/1 Mpa=540 MpaH2=Hlim2 KHN2/S=5500.95/1 Mpa=522.5Mpa9)由图 10-30选取区域系数 ZH=2.433.10)由图 10-26查得a1 0.78,a2 0.82，则aa1a2 0.780.82 1.611)许用接
10、触力：H H540522.5MPa 531.25MPaH122计算222KtT1ZHZEu 11）试算d1t3u=39.629mmdaH2 2）圆周速度V d1tn1/601000 2.988m/s（3）齿宽b 模数dd1t 39.629mmmcos/39.629cos14/24 1.6023mmdz1nt1th 2.25mnt 2.251.623mm 3.605mmb/h 39.629/3.605 10.993（4）计算纵向重合度 0.318Z1tan 0.318124tan14 1.903d（5）计算载荷系数 K根 据Kv=1.12.V=2.988m/s,7H aKKF a级 精 度，由
11、图10-8查 得 动 载 系 数1.4。由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25。由表 10-4 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，H=1.417.查图 10-13 得KF=1.34。故载荷系数：K KAKVKHKH1.251.121.41.417 2.78（6）按实际地载荷系数校正所算得地分度圆直径，由式10-10a得d1d1tmdnK/Kt 39.6292.78/1.6mn131/3 47.643mm（7）计算模数cos/47.643cos14/24 1.9261mmz113.1.3 按齿根弯曲强度设计由式 10-5得弯曲强度地设计公式为mn（1）确定公式内地各计算数值1）
12、计算载荷系数 KK=1.251.121.41.34=2.63AVFaF2KT1Ycos2 zd12Y YFaFaSaK K K K2）根据纵向重合度=1.903，从图 10-28查得螺旋角影响系数Y3）计算当量齿数=0.8824 26.273coscos 1494z2zv2cos3cos314102.90zv1z134）查取齿形系数由表 10-5查得YFa1 2.592,YFa2 2.1785）查取应力校正系数由表 10-5查得YSa11.596,YSa21.7916）由图 10-20c查得大齿轮地弯曲疲劳强度极限小齿轮地弯曲疲劳强度极限8）计算弯曲疲劳许用应力.FE1 500MPaFE2 3
13、80MPaFN17）由图 10-18取弯曲疲劳寿命系K=0.86,KFN 2=0.89。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12得/S=0.89380/1.4=241.57MPa9）计算大、小齿轮地FaSa/F并加以比较2FN2FE2FKFK1Fa1Sa1FN1FE1/S=0.86500/1.4=307.14MPaY YYYFa2/Sa2F=2.5921.596/307.14=0.01347MPa/F=2.1781.791/241.57=0.01615MPa12Y Y大齿轮地数值大.（2）设计计算22.63328300.88cos1430.01615 1.8584mmmn2124 1.
14、6对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地模数大于 mn 由齿根弯曲疲劳强度计算地模数，由于齿轮模数地大于mn主要取决于弯曲强度所决定地承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定地承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数地乘积）有关，可取 mn=2mm,按接触强度算得地分度圆直径齿轮齿数2d1=47.643mm,算出小zz12 d1cos/mn 24.88 24 3.9324 94.32 94（3）几何尺寸计算1）计算中心距a zzm24942mm 121.61mm12n2cos2cos14将中心距圆整为 122mm（3）将圆整后地中心距修正螺旋角z2mn2494214.7123z1 arccos arcc
15、os2a2122因值改变不多，故参数a，K，zH等不必修正6）计算分度圆直径d1z1mn/cos 212/cos14.7123 49.627mmd2z2mn/cos=942/cos14.7123=194.373mm7）计算齿轮宽度b d1149.627 49.627mmd圆整后取 B2=50mm,B1=55mm5）结构设计齿顶高齿根高hamnfh齿高h hhahmhnanxn 21 0 2mmCnxn 21 0.250 2.5mmanf 4.5mm齿顶圆直径：小齿轮da=d+2ha=53.627 mm 大齿轮da=198.373 mm齿根圆直径：小齿轮df=d-2hf=44.627 mm 大齿
16、轮da=d-2hf=190.373 mm3.2 低速级斜齿轮地设计和计算3.2.1 选精度等级，材料及齿数.1）齿轮地材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS.2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀.12)虑传动平稳性，齿数宜取多些，取z1 24,则z2 242.9 69.6,取z2 70.13)选取螺旋角.初选螺旋角 14.3.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式d1t32KtT1ZHZEu 1试算udaH2（1）确定公式内地各计算数
17、值1）试选载荷系数 Kt=1.62）计算小齿轮传递地转矩.95.5105P295.51054.7551.238110 N mmT2n2366.43）由机械设计课本表 10-7选取齿宽系数d14）由表 10-6查得材料地弹性影响系数zE=189.8MPa125）由图 10-21d按齿面强度查地小，大齿轮地接触疲劳强度极限H lim1 600MpaH lim2 550Mpa6）由式 10-13计算应力循环次数.N1 60n2jLh 60366.428365101.28109N2 N1/i2 0.9610/2.9 0.4410997）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.
18、97.8）计算接触疲劳许用应力.取失效概率为 0.01，安全系数 S=1.由式 10-12得H1=Hlim1 KHN1/S=6000.95/1 Mpa=570MpaH2=Hlim2 KHN2/S=5500.97/1 Mpa=533.5Mpa9）由图 10-30选取区域系数H 2.43310）由图 10-26查得aa1a1 0.78,a2 0.87,则za2 0.870.78 1.6511）许用接触力H H570533.5Mpa 551.75MpaH1222（2）计算1)试算dlt32KtT1daZHZE H2u 1 60.929 mmu2)圆周速度 V=d1t n2/（601000）=1.16
19、9 m/s3)齿宽b dd1t 60.929mmmnt d1tcos/z1 60.929cos14/24 2.4633h 2.25mnt 2.252.4633mm 5.5424mmb/h 10.9934)计算纵向重合度 0.318z1tan 0.318124tan14 1.903d5)计算载荷系数 K根 据 V=1.169m/s,7 级 精 度，由 图 10-8 查 得 动 载 系 数 Kv=1.08，KH KF1.4。由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25。由表 10-4 查地 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.421；查图 10-13 得KF1.35。故载荷系数：K
20、KAKVKHKH1.251.081.41.421 2.696)按实际地载荷系数校正所算得地分度圆直径，由式10-10a得d1 d1tK/KT1/3 60.9292.69/1.61/3 72.449mm7)计算模数mnmdn1cos/z1 72.449cos14/24 2.9291mm3.2.3 按齿根弯曲强度设计由式 10-5得弯曲强度地设计公式为mn32KT1Ycos2 zd12Y YFaFSa（1）确定公式内地各计算数值1）由图 10-20c查得大齿轮地弯曲疲劳强度极限小齿轮地弯曲疲劳强度极限3）计算弯曲疲劳许用应力.FE1FE2 500Mpa;380Mpa;2）由图10-18取弯曲疲劳寿
21、命系数KFN1=0.89,KFN2=0.90。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12得：F1KFN1FE1S 0.89500 1.4 317.86MpaF2KFN2FE2S 0.90380 1.4 244.29Mpa4）计算载荷系数 KK=KAKVKFKF=1.251.081.41.35=2.555）根据纵向重合度=1.903，从图 10-28查得螺旋角影响系数Y=0.886)计算当量齿数ZV1V 2z 26.27cos70z 67.87Zcoscos 14132337）查取齿形系数由表10-5查得 YFa1=2.592。YFa2=2.2278）查取应力校正系数由表 10-5查得 Y
22、Sa1=1.596。YSa2=1.7639）计算大、小齿轮地YFaYSa/F并加以比较YFaYSa/F1 2.5921.596 317.86 0.01301YFaYSa/F2 2.2271.763 244.29 0.01607大齿轮地数值大.（2）设计计算mn322.551238100.8812421.65cos1420.01607 2.0681mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地模数大于 mn 由齿根弯曲疲劳强度计算地模数，由于齿轮模数地大于mn 主要取决于弯曲强度所决定地承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定地承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数地乘积）有关，可取 mn=2.5,按接触强
23、度算得地分度圆直径 d1=72.449,算出小齿轮齿数72.449cos14 28.12 28取Z2 282.5Z2 2.928 81.2 81，取Z281Z1d1cosmn（3）几何尺寸计算1）计算中心距zzm28812.5mm 140.4mm12n2cos2cos14将中心距圆整为 141 mm第四章将圆整后地中心距修正螺旋角z2mn28812.515z1 arccos arccos2a2141因值改变不多，故参数,K,ZH等不必修正5)计算分度圆直径cos 282.5 cos15 72.469mmd1z1mnd2z2mncos812.5 cos15 209.643mm6)计算齿轮宽度b
24、d1172.449 72.449mmd圆整后取 B3=72，B2=77.5）结构设计齿顶高齿根高h齿高h hahf 5.625mmfnhamnhmhanxn 2.51 0 2.5mmCnxn 2.51 0.250 3.125mman齿顶圆直径小齿轮da d 2ha 77.449mm,大齿轮da d 2ha 214.693mm齿根圆直径小齿轮df d 2hf 66.219mm，大齿轮df d 2hf 203.393mm第四章 轴地设计计算4.1 中间轴地设计计算4.1.1 中间轴上地功率 P、转速 n 和转矩 T由已知，得：P=P=4.75KW,n=n=366.4r/min4.1.2 确定轴地最
25、小直径先按式 15-2 初步估算轴地最小直径.选取轴地材料为 45 钢，调质处理.根据表 15-3，取 A0=112.得dminA03P4.751123 26.31mmn366.44.1.3 轴地结构设计（1）拟定轴上零件地装配方案轴地设计示意图如下：（2）根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度.1）由于dmin=26.31 mm，轴上开有两键槽，增加后轴径 d=30 mm 取安装轴承处（该轴直径最小处）轴径 d=30 mm,则 d-=d-=30 mm.2）初步选择滚动轴承.选单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据 d-=30mm，选轴承型号 30206，其尺寸为 dDT=30 mm62 mm
26、17.25mm.考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm.3）取轴上安装大齿轮和小齿轮处地轴段-和-地直径 d-=d-=34mm.两端齿轮与轴承之间采用套筒定位.已知大齿轮轮毂地宽度为 50mm,小齿轮地轮毂宽度为 77mm.为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取 L-=74mm,L-=47mm.两齿轮地另一端采用轴肩定位，轴肩高度:h0.07d-=0.0734=2.38mm，取 h=3mm。轴环处地直径:d-=34+6=40 mm。轴环宽度:b1.4h=1.43=4.2mm,取 L-=5mm.4）由于安装齿轮地轴段比轮毂宽度略短，所以L-=17.25+6+16+3=4
27、2.25 mmL-=17.25+6+18.5+3=44.75 mm(3)轴上零件地周向定位齿轮与轴地周向定位均采用平键连接.按 d-和 d-分别由表 6-1 查得平键截面 bh=10 mm8 mm,长度分别为 63 mm和 36 mm,同时为了保证齿轮与H7；滚动轴承与轴地n6周向定位是由过渡配合来保证地，此处选轴地直径尺寸公差为m6.(4)确定轴上地圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为 245.(5)轴地校核经校核，该轴合格，故安全.4.2 高速轴地设计计算4.2.1 求高速轴上地功率 P、转速 n和转矩 T由已知，得：P=P1=4.95kw,n=n1=1440 r/min轴配合有良
28、好地对中性，故选择齿轮轮毂与轴地配合为4.2.2 初步确定轴地最小直径先按式 15-2 初步估算轴地最小直径.选取轴地材料为 45 钢，调质处理.根据表 15-3，取 A0=112.得dminA03P4.95112316.90mmn1440轴上有一键槽，则增加后得直径 d=20 mm，高速轴地最小直径为安装联轴器处轴地直径 d-，取 d-=20 mm.4.2.3 轴地结构设计（1）拟定轴上零件地装配方案轴地设计示意图如下：（2）根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1）为了满足半联轴器地轴向定位要求,-轴段左端需制出一轴肩,故取-段地直径 d-=24 mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡
29、圈直径D=26mm.半联轴器与轴配合地毂孔长度 L1=38 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴地端面上，故取-段地长度应比 L1 略短一些，现取 L-=36mm.2）初步选择滚动轴承.因轴承同时承受有径向力和轴向力地作用，故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据 d-=24 mm，选轴承型号 30205，其尺寸 dDT=25 mm52mm16.25 mm,故 d-=d-=25 mm.由于轴承右侧需装甩油环，且轴承需离箱体内壁一段距离，考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm.，则取 L-=L-=16.25 mm.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.取 d=30 mm.3）由于
30、高速轴上地小齿轮地尺寸较小，通常设计成齿轮轴.4）轴承端盖地总宽度取为 16 mm.取端盖地外端面与联轴器端面间地距离为30 mm,则 L-=46 mm.5）取轴上轴段-处为高速小齿轮，直径 d-=53.627mm.已知小齿轮地轮毂宽度为 55mm,故取 L-=55mm.6）取齿轮距箱体内壁地距离 L-=a=19.5 mm.已知滚动轴承宽度T=16.25mm,低速级小齿轮轮毂长 L=80mm,又因为已知箱体两内壁之间地距离为178.5，高速级小齿轮轮毂长L=55，则LIVV178.5-16-55mm 107.5mm（3）轴上零件地周向定位半联轴器与轴地周向定位均采用平键连接.按 d-由表 6-
31、1 查得平键截面bh=6 mm6 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 22 mm,滚动轴承与轴地周向定位是由过渡配合来保证地，此处选轴地直径尺寸公差为m6.（4）确定轴上地圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为 245.4.2.4州地校核(1)输入轴上地功率 P1，转速 n1，转矩 T1P1=5KW n1=1440r/min T1=3.283104Nm(2)确定轴及求作用在齿轮上地力1)求作用在齿轮上地力已知高速级小齿轮地分度圆直径为d1=49.627mm而 Ft=2T1d123.2831041323.070N49.627tanntan20o1323.070 497.882N Fr=Ftoc
32、oscos14.7123 Fa=Fttan=1323.070tan14.7123=347.405N圆周力 Ft，径向力 Fr及轴向力 Fa地方向如图示:输入轴地载荷分析图如下:4.3 低速轴地设计计算4.3.1 求低速轴上地功率 P、转速 n和转矩 T由已知，得：P=P=4.57 KW，n=n=126.3r/min4.3.2 初步确定轴地最小直径先按式 15-2 初步估算轴地最小直径.选取轴地材料为 45 钢，调质处理.根据表 15-3，取 A0=112.得dminA03P4.571123 37.04mmn126.34.3.3 轴地结构设计(1)拟定轴上零件地装配方案轴地设计示意图如下：(2)
33、根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1)低速轴地最小直径显然是安装联轴器处轴地直径 d-.为了使所选地轴直径d-与联轴器地孔径相适应，故需同时选取联轴器型号.联轴器地计算转矩Tca KAT=1.73.455610 5.87510 N mm.按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩地条件，查手册，选用 HL4 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250N m.半联轴器地孔径为 40mm,故取 d-=40mm,联轴器长 112mm，半联轴器与轴配合地毂孔长度 L1=84mm.为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴地端面上，故取-段地长度应比 L1 略短一些，现取 L-=80mm.为了满足半联
34、轴器地轴向定位要求,-轴段左端需制出一轴肩,故取-段地直径 d-=48mm,右端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm.2）初步选择滚动轴承.选单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据d-=48mm,选轴承型号 30210，其尺寸为 dDT=50mm95mm21.75 mm,故55dIIIIVdVIIVIII 50mm.3）取安装齿轮处地轴段-地直径 d-=52mm.齿轮地地左端与左端轴承之间采用甩油环和套筒定位.已知齿轮毂地宽度为72mm,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L-=69 mm.齿轮地右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d=0.0752=3.64,则轴环
35、处dV VI=60mm.轴环宽度b1.4h=1.44=5.6,取LV VI=10mm.4）取齿轮距箱体内壁地距离 L-=a=25.5mm,考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁 6 mm.已知滚动轴承宽度 T=21.75mm,L-=L-=21.75 mm,已知箱体两内壁之间地距离为178.5，则LIVV178.5-25.5-69-106 68mm5)取轴承端盖外端面与联轴器端面地距离为30 mm，端盖厚 20 mm，则L-=50.（3）轴上零件地周向定位齿轮，联轴器与轴地周向定位均采用平键连接.由表 6-1 查得平键截面bh=16 mm10 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 63 mm,同时为了保
36、证齿轮与轴配合有良好地对中性，故选择齿轮轮毂与轴地配合为H7；同样，联轴器与轴地n6连接，选用平键为 12 mm8 mm70 mm.滚动轴承与轴地周向定位是由过渡配合来保证地，此处选轴地直径尺寸公差为m6.（4）确定轴上地圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为 245.4.3.4 轴地校核（1）求输出轴上地功率 P3，转速n3，转矩T3P2=4.75KW n2=366.4r/minT2=1.238105Nm（2）求作用在齿轮上地力已知低速级大齿轮地分度圆直径为d2=209.643mm而 Ft=2T221.238105/209.643=1181.055Nd2tanntan20o Fr=Ft
37、1181.055 445.033Nocoscos15 Fa=Fttan=1181.055tan15.=316.463N圆周力 Ft，径向力 Fr及轴向力 Fa地方向如图示:（3）首先根据结构图作出轴地计算简图,确定轴承地支点位置.对于 30210 型圆锥滚子轴承,从手册中查取有 a=21mm,因此,做为简支梁地轴地支承跨距L2 L3115mm 60mm 175mm，根据轴地计算简图做出轴地弯矩图和扭矩图.从轴地结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴地危险截面.L360Ft1181.055 404.933NL2 L3175L2115FNH 2Ft1181.055 776.122NL2
38、 L3175F DFrL3a2 342.138NFNV1L2 L3FNV 2 Fr FNV1 445.033342.138 102.859NMH1262.960 75774N mmMV1 FNV1L2 342.138115 39345.87N mmFNH1MV 2 FNV 2L312.859060 6171.54N mm22M1MH MV1 85380.305N mmM2 76024.91N mm现将计算出地危险截面C处地 MH、MV和 M列于下表.垂直面 V载荷支反力 F水平面 HFNH1 404.933N,FNH2 776.123NFNV1 342.138 N,FNV2102.859N弯矩
39、 MMH 75774N mmMV1 39345.87NmmMV2 6171.54Nmm总弯矩M185380.305N mmM2 76024.91Nmm按弯曲扭转合成应力校核轴地强度根据2M1(T3)285380.3052(0.6345.560)28.538aca=30.150W前已选轴材料为 45钢，调质处理.查表 15-1得1=60MPaca1此轴合理安全输出轴地载荷分析图如下:第五章 键连接地选择和计算5.1 高速轴上地键地设计与校核齿轮、联轴器、与轴地周向定位都是平键连接，由表 6-1 查得联轴器上地键尺寸为 bhL=6625 mm，联轴器采取过渡配合，但不允许过盈，所以选择H7/k6，
40、轴与轴承之间采取过度配合，轴地直径公差采用m6（具有小过盈量，木锤装配）d=20 mm,T1=32.83 Nm,查表得=1001202T 103232.83103pkld31920 57.596Mpa式中 k=0.5h，l=L-b，p所以所选键符合强度要求.5.2 中间轴上地键地设计与校核已知 d-=d-=34 mm，T2=123.81 Nm，参考教材，由式 6-1 可校核键地强度，由于 d=3038 mm所以取 bh=108 mm查表得=100120取低速级键长为 63 mm，高速级键长为 36 mm.2T 1032123.81103pkld45334 34.353Mpa332T 10212
41、3.8110 70.028Mpapkld42634PbhL=10 mm8 mm36 mm符合强度条件所以所选键：bhL=10 mm8 mm63 mm5.3 低速轴上地键地设计与校核已知装齿轮处轴径 d=52mm，T=345.56Nm.参考教材，由式 6-1可校核键地强度，由于 d=5058 mm,所以取 bhL=16 mm10 mm63 mm，查表得=1001202T 1032345.56103Pkld54752 56.556Mpa联轴器处轴径 d=40mm，T=345.56Nm，由于 d=3844mm，所以取bhL=12 mm8 mm70 mm2T 1032345.56103p 74.474
42、kld45840p所以所选键符合强度要求.第六章 滚动轴承地选择和计算6.1 计算高速轴地轴承：由前面可以知道 n1=1500r/min两轴承径向反力：轴向力：Fa=0N初步计算当量动载荷P，根据 P=根据表 13-6，fXFpprYFafp=1.01.2，取f=1.2.根据表 13-5，X=1所以 P=1.21298.72=358.46N计算轴承 30205地寿命：610Lh60nC P13200010601440358.4663 57.810h 480007故可以选用6.2 计算中间轴地轴承：已知 n2=366.4r/minF两轴承径向反力：F轴向力均为 0r2r3 286.6N 693.
43、8NFFar e初步计算当量动载荷P，根据 P=根据表 13-6，fXFpprYFafp=1.01.2，取f=1.2.根据表 13-5，X=1所以 P=1.2286.6=343.92NP=1.2693.8=832.56N计算轴承 30206地寿命：C 10L60nP6h13200060401.114832.561063165.510h 480006故可以选用.6.3 计算低速轴地轴承已知 n3=126.3r/min两轴承径向反力：轴向力：为 0Fr=673.45NFFar e初步计算当量动载荷P，根据 P=根据表 13-6，fXFpprYFafp=1.01.2，取f=1.2.X=1所以 P=1
44、.2673.45=808.14N计算轴承 30210地寿命：10Lh60n6C P 17000 60150.795808.1410631.02710h 480006故可以选用.第七章 联轴器地选择7.1类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.7.2载荷计算联轴器 1 公称转矩：T=9550p32.83N.mn查课本表 14-1,选取Ka1.5所以转矩Tca KaT31.532.83 49.245N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计表17-4（GB/T4323-2002）选取 LT5型弹性套柱销联轴器其公称转矩为125Nm，联轴器 2 公称转矩：T=9550p3
45、45.56N.mn查课本表 14-1,选取Ka1.5所以转矩Tca KaT31.5345.56 518.34N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计表 17-4（GB/T4323-2002）选取 LT8型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 710Nm.第八章 箱体结构地设计减速器地箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，H7配合.is68.1.机体有足够地刚度大端盖分机体采用在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度8.2.考虑到机体内零件地润滑，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，齿顶到油池底面地
46、距离H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够地宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.38.3.机体结构有良好地工艺性.铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=2.机体外型简单，拔模方便.8.4.对附件设计A 窥视孔盖和窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,大小只要够手伸进操作可.以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.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地表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固.B 放油螺塞：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地一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因
47、此油孔处地机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部地支承面，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.油标用来检查油面高度，以保证有正常地油量.此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分地油尺，油尺上地油面刻度线应按传动件浸入深度确定.油尺安置地部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,为便于排气，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处地密封性，通气器用带空螺钉制成.E 启盖螺钉：为了便于启
48、盖，在机盖侧边地边缘上装一至二个启盖螺钉.在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上地长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同.在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整地套环,装上二个螺钉,便于调整.启盖螺钉上地螺纹长度要大于机盖联结凸缘地厚度.钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为了保证剖分式机体地轴承座孔地加工及装配精度，在机体联接凸缘地长度方向两端各安置一个圆锥定位销.以提高定位精度，两销相距尽量远些.如机体是对称地,销孔位置不应对称布置.G 环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出
49、吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩.H 调整垫片用于调整轴承间隙,有地起到调整传动零件轴向位置地作用.I 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度箱盖厚度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结螺栓直径10.025a 3mm 8mm（0.80.85）8mm108121525M184M12b1b1.511bb2dfnd1b 1.5b2 2.5df 0.036a 12a250mmd1 0.75df盖与座联结螺栓直径轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径d2d0.50.6d2fM1
50、0M8M6M82418162218145015d3d0.4 0.5d34fd4d0.3 0.4dfdd 0.7 0.8d2课本 128 页df,d1,d2至外箱壁地距离C1df,d1,d2至C2课本 128 页凸缘边缘距离外箱壁至轴承端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖，箱座肋厚轴承端盖外径l1lcc5 8mm112D1D 1D2D2 16m1 7m 8.5m1,mm1,m为0.851、0.85D2D2 D+（55.5）d392（一轴）102（二轴）135（三轴）76（一轴）86（二轴）119（三轴）157177轴承旁联结螺栓距离箱体深度箱座高度SS D（2 2.5）d1Hd