机械设计课程设计-减速箱的设计--广西大学机械设计课程设计任务书

机械课程设计-减速箱的设计--广西大学机械设计课程设计任务书 机械设计课程设计 计算说明书 班级 姓名 广西大学 机械学院 目录: 一、 设计任务书 二、 传动方案的与拟定 三、 电动机的选择 四、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 五、 传动零件的设计计算 六、 轴的设计计算 七、 键连接的选择及计算 八、 滚动轴承的选择及计算 九、 联轴器的选择 十、 润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定 十一、 箱体及附件的结构设计和选择 十二、 设计小结 十三、 参考资料 一、广西大学机械设计课程设计任务书 (适用于农机09) 1、 设计题目:带式输送机传动装置 2、 原始数据 F(kN) 滚筒圆周力 V(m/s) 运输带速度 D(mm) 滚筒直径 学号 39 2.3 F(kN) 1.95 V(m/s) 300 D(mm) 3、 技术条件 1、单向运转，输送带速度允许误差5%。 2、每日两班，每班工作8小时，一年按300工作日计算。 3、传动装置使用年限10年。 4、载荷平稳，传动装置无特殊要求。 4、 设计工作量 减速器装配图 零号图1张 零件图(中间轴和大齿轮)，2号或3号图2张 设计说明书1份 二、传动方案的分析与拟定 为了确定传动方案，可以根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为: ，，，，,,n,60*1000v/(,D),60*1000*1.95/,*300,124.14r/minW 1、传动方案 (1)外传动为V带传动。 (2)减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 (3)方案简图上图所示: 2、该方案的优缺点: 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 三、 电动机的选择 1、确定皮带输送机所需功率 P,F,V/1000,2300，1.95/1000,4.485(kW)WWW 2、传动装置的总功率: 根据课程设计P6表2-2，取 滚筒 0.96 则总效率为 4242,,,,,,,,,,,0,.96*0.98*0.97*0.99*0.96,0.792 12345 3电动机所需功率: P,P/,,4.485/0.792,5.66(kW) W 由课程设计P148表16-1 选取电动机的额定功率为7.5 kW 选择常用的同步转速为1500 r/min 和1000 r/min两种 即选择电动机型号Y132M-4 和Y160M-6 方案 电动机额定功电动机转速轴外轴外伸总传动 型号 率伸轴长度比ia r n/min径/mm /kw Ped/mm 同步 满载 1 Y132M-7.5 1500 1440 38 80 11.6 4 2 Y160M-7.5 1000 970 42 110 7.8 6 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可选择1000 转转速比较适合，则选n电=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-6。 其主要性能:额定功率:7.5KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。 四、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 1、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 970nm(1)总传动比 ,,,7.8ian124.14 (2)分配传动装置传动比 i,i,iiia00由式式中 ，分别为带和减速器的传动比。 i7.8ia0为使V带外廓尺寸不致过大，初步选取=3，则减速器传动比 i,,,2.6i30(3)分配减速器的各级传动 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比: ,1.3i,1.3*2.6,1.84 i1 低速级的传动比为: i2.6 i,,,1.412i1.841 2、计算传动装置的运动和动力参数 0轴(电机轴): 输入功率: P,P,5.66kw0d r970,,nn0mmin转速: p0输入转矩: T,9550，,55.7N,m0n01轴(高速轴): 输入功率: P1,P，n,5.66，0.96,5.43kw01 n9700r转速: 323.3n,,,1min3i p5.431输入转矩: T,9550，,9550，,160.4N,m1n323.312轴(中间轴) 输入功率: P,P,,,,,5.43，0.99，0.97,5.21kw2123 n1r转速: 175.7n,,2mini1 p2输入转矩: T,9550，,283.2N,m2n23轴(低速轴): 输入功率: P,P,,,,,5.21，0.99，0.97,5.00kw3223 n2r转速: 124.6n,,3mini2 p3输入转矩: T,9550，,383.2N,m3n34轴(滚筒轴): 输入功率:P,P,,,,,5.00*0.99*0.98,4.85kw 4324 3nr转速:124.6 n,,4min1 p4输入转矩: T,9550，,371.8N,m4n4 计算结果汇总下表2所示: 表2 轴名 功率P/kw 转矩T/(N?m) 转速传动效 比 率 rn/() ,min i 电机5.66 55.7 970 3 0.96 轴 1轴 5.43 160.4 323.3 1.84 0.96 2轴 5.21 283.2 175.7 1.41 0.96 3轴 5.00 383.2 124.6 1 0.98 滚筒4.85 371.8 124.6 轴 五、传动零件的设计计算 第一部分 V带设计 外传动带选为 普通V带传动 Pca1、确定计算功率: 由课程设计P156表8-7查得工作情况系数 ,1.1KA 所以 ,,P,1.2，7.5,9kWPKcaA 2、选择V带型号 根据Pc与n0可查课程设计P161图8-10得此坐标点位于B型区，所以选用B型V带。 dda1a23.确定大小带轮基准直径 dda1a1(1)、由课程设计P157表8-8应不小于125，现取=132mm，由课程设计式8-15(a) ,,dida201得=396mm查课程设计表13-9(机设) 取 ,400mmda2 4、验算带速 由式5-7(机设) ,,,nd1a1 ,,6.6Vm/s160，1000 5、传动比 i da2 i,,3.0 da1 (5)、从动轮转速 ,1n1 ,,323.3nR,min2i aLd4.确定中心距和带长 (1)、按式(5-23机设)初选中心距 取 a,1.5(d，d),798,800mm012a0 ，，，，0.7，,,2，ddadda1a20a1a2 符合 (2)、按课程设计P158式(8-22)求带的计算基础准长度L0 2(，)dd,dd12 ,2a，(，)，,2524mmdd0L0dd1224*a0查表132(机设)取带的基准长度Ld=2500mm (3)、按课程设计P158式(8-23)计算实际中心距:a ,LLd0 a,，,788mma02 中心距的变化范围为750.5~863mm 5.验算小带轮包角α1 由式(13-1机设) ,dddd021 符合 ,180:,，57.3,161:,120:,1a 6.确定V带根数Z (1)查课程设计P152表8-4a得P0=1.68kw (2)、由课程设计P153表8-4b查得?P0=0.30Kw (3)、由课程设计P154表8-5查得查得包角系数 ,0.95:k, (4)、由课程设计P146表8-2查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V带根数Z，由式 Pca,,Z 9/((1.68+0.30)*0.95*1.03 (，,)PPKK00,L ,4.65 取Z=5根 7(计算单根V带初拉力最小值F0 由课程设计P149表8-3 q =0.18 2.52Pca ,500，(,1)，q,222.5NvF0VZKa 500*9(2.5-0.95)/(0.95*6.6*5)+0.18*6.62=222.5 8(计算对轴的压力FQ， 0161,1 ,2Zsin,2*5*222.5*sin,2194.5NFFQ022 9(确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径d1=132mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2=400mm，采用轮辐式 结构。 第二部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮) 1.齿轮的，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，大齿 轮采用45号钢调质，小齿轮40Cr调质，均用软齿面。7级精度，软齿面闭式传动，失效形 式为占蚀。 2.选择齿轮的参数 取小齿轮齿数Z1=24 zn22则实际传动比:， i,,,1.841zn13 n323.32 z,*z,*24,1.84*24,44.16,4521n175.74 3.设计计算 (1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2)按齿面接触疲劳强度设计，由式(7-9) KTZ,1u2E13 ,2.32，，()dt1,,,,udH 试选Kt=1.3 小齿轮传递的转矩 669.55，10P9.55，10，5.4351 T,,,1.60，10N、mm1n323.31 由课程设计P205表10-7，选取齿宽系数=1 ,d 由课程设计P201表10-6，材料的弹性影响系数=189.8MPa 1/2 ZE 4.应力循环次数N由式(7-3)计算 8N,60njL,60*323.3*1*(2*8*300*10),9.311，1011h N881N,,9.311，10/1.84,5.06，102i1 5( 由机械设计P209图10-21d 选取小齿轮的接触疲劳强度极限为бHILim1=600 大齿轮的接触疲劳强度极限为бHILim2=550 根据手册取KHN1=0.9 KHN2=0.95 求许用接触许用应力 ,KHN1lim1,,,0.9*600,540MPa,,H1S K,HN2lim2,,,,0.95*550,522.5MPa,H2S 6.试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入中最小的值 ,,,H 5KTZu,11.3*1.64*102.84189.822E133,2.32，，(),2.32，，(),81.54mmdt1,,,,u11.84522.5dH 齿轮的圆周速度 dn,11 v,,1.48m/s160*1000 计算齿宽b b,,d,1*81.54,81.54mm1d1t b计算齿宽与齿高之比 h d81.541t模数 m,,,3.40tz241 齿高 h=2.25mt=2.25*3.40=7.65mm b81.54 ,,10.66h7.65 根据v=1.33m/s，7级精度，由机械设计P194图10-8得动载系数Kv=1.06 直齿轮，KHa=KFa=1 由机械设计P193表10-2使用系数KA=1 由机械设计P196表10-4 7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KHb=1.424 b81.54由机械设计P198图10-13 KHb=1.424 得KFb=1.35 ,,10.66h7.65 故载荷系数为K= KHa*KA* KHb*Kv=1*1*1.424*1.06=1.509 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 K1.5093 3,d,81.54，,85.69mmt1d1K1.3t 计算模数 d85.691t m,,,3.57tz241 7.按齿根弯曲强度设计 由机械设计P208图10-20c 选取小齿轮的弯曲疲劳强度极限为бFE1=500 大齿轮的弯曲疲劳强度极限为бFE2=380 根据手册取KFN1=0.85 KFN2=0.88 取弯曲疲劳强度安全系数S=1.4 ,KFN1FE1,,,0.85*500/1.4,303.57MPa,,F1S K,FN2FE2,,,,0.88*380/1.4,238.86MPa,F2S 计算载荷系数 K= KFa * KA * KFb * Kv =1*1*1.35*1.06=1.431 查取齿形系数机械设计P200由表10-5 得 Y,2.65.......Y,2.216Fa1Fa2 查取应力校正系数系数机械设计P200由表10-5 得 Y,1.58.......Y,1.772Sa1Sa2 YYFaSa计算大、小齿轮的并加以比较 ,,,F YYFa1Sa1,2.65*1.58/303.57,0.01379,,,F1 YYFa2Sa2,2.216*1.772/238.86,0.01644,,,F2 设计计算 52*1.431*1.64*103 m,*0.01644,2.38mm21*24 取m=2.5 d85.691z,,,34.28,351 m2.5 z,2.6*33,64.4,652 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 d,2.5*35,87.5,881 d,2.5*65,162.5,1632 (2)计算中心距 d，d87.5，162.512 a,,,125mm22 计算齿宽 b,,d,1*88,88mm1d B,88mm2 B,93mm1 二、低速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮) 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，大齿 轮采用45号钢调质，小齿轮40Cr调质，均用软齿面。7级精度，软齿面闭式传动，失效形 式为占蚀。 2.选择齿轮的参数 取小齿轮齿数Z3=24 nz34， 则实际传动比:i,,,1.412zn34 n175.73 z,*z,*24,1.41*24,33.84,3443n124.64 3.设计计算 (1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2)按齿面接触疲劳强度设计，由式(7-9) KTZ,1u2E33 ,2.32，，()dt3,,,,udH 试选Kt=1.3 小齿轮传递的转矩 669.55，10P9.55，10，5.2152 T,,,2.83，10N、mm2n175.72 由课程设计P205表10-7，选取齿宽系数=1 ,d由课程设计P201表10-6，材料的弹性影响系数=189.8MPa 1/2 ZE 4.应力循环次数N由式(7-3)计算 8N,60njL,60*175.7*1*(2*8*300*10),5.06，1031h N881N,,5.06，10/1.41,3.59，104i 5( 由机械设计P209图10-21d 选取小齿轮的接触疲劳强度极限为бHILim3=600 大齿轮的接触疲劳强度极限为бHILim4=550 根据手册取KHN3=0.9 KHN4=0.95 求许用接触许用应力 ,KHN3lim3,,,0.9*600,540MPa,,H3S K,HN4lim4,,,,0.95*550,522.5MPa,H2S 6.试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入中最小的值 ,,,H 5KTZu,11.3*2.90*102.41189.822E333,2.32，，(),2.32，，(),102.02mmdt3,,,,u11.41522.5dH 齿轮的圆周速度 dn,33 v,,1.33m/s60*1000 计算齿宽b b,,d,1*102.02,102.02mmd3t b计算齿宽与齿高之比 h d102.023t模数 m,,,4.25tz243 齿高 h=2.25mt=2.25*4.25=9.56mm b102.02 ,,10.67h9.56 根据v=1.33m/s，7级精度，由机械设计P194图10-8得动载系数Kv=1.06 直齿轮，KHa=KFa=1 由机械设计P193表10-2使用系数KA=1 由机械设计P196表10-4 7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KHb=1.424 b102.02由机械设计P198图10-13 KHb=1.424 得KFb=1.35 ,,10.67h9.56故载荷系数为K= KHa*KA* KHb*Kv=1*1*1.424*1.06=1.509 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 K1.5093 3,d,102.02，,107.22mmt3d3K1.3t 计算模数 d107.223t m,,,4.47tz243 7.按齿根弯曲强度设计 由机械设计P208图10-20c 选取小齿轮的弯曲疲劳强度极限为бFE3=500 大齿轮的弯曲疲劳强度极限为бFE4=380 根据手册取KFN3=0.85 KFN4=0.88 取弯曲疲劳强度安全系数S=1.4 ,KFN3FE3,,,0.85*500/1.4,303.57MPa,,F3S K,FN4FE4,,,,0.88*380/1.4,238.86MPa,F4S 计算载荷系数 K= KFa * KA * KFb * Kv =1*1*1.35*1.06=1.431 查取齿形系数机械设计P200由表10-5 得 Y,2.65.......Y,2.216Fa3Fa4 查取应力校正系数系数机械设计P200由表10-5 得 Y,1.58.......Y,1.772Sa3Sa4 YYFaSa计算大、小齿轮的并加以比较 ,,,F YYFa3Sa3,2.65*1.58/303.57,0.01379,,,F3 YYFa4Sa4,2.216*1.772/238.86,0.01644,,,F4 设计计算 52*1.431*2.90*103 m,*0.01644,2.87mm21*24 取m=3 d85.691z,,,28.56,293 m3 z,1.41*29,40.89,414 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 d,29*3,873 d,41*3,1234 (2)计算中心距 d，d87，12334 a,,,155mm222 计算齿宽 b,,d,1*87,87mm33d B,87mm4 B,92mm3 六、轴的设计计算 七、键连接的选择及计算 八、滚动轴承的选择及计算 九、联轴器的选择 输入轴的计算 (一) 1、求输入轴上的功率P1、转速N1和转矩T1 P,5.43KW1 n,323.3r/min 3 P5.436651T,9.55，10，,9.55，10，,1.604，10N。mm1n323.31 2、求作用在齿轮上的力 因已知高速大齿轮的分度圆直径为 52T2*1.604，101 F,,,3645N1d881 3、初步确定轴的最小直径 选择轴的材料为45刚，调质处理根据表15-3，取A0=112 P5.43233d,A,112，,28.68mmmin0 n323.32 最小轴径为30mm为皮带轮轴径 查表14-1考虑到转矩变化很小，故取=1.3则 KA 55 T,KT,1.3，1.604，10,2.085，10N.mm,208.5N.mcaA1 (二)输入轴的结构设计 1、轴上零件的定位，固定和装配 两级减速器输入轴，相对两轴承为非对称分布，轴上齿轮与轴为一体，两轴承分别以轴肩 定位。 2、确定轴各段直径和长度 第一段(装轴承) 选轴承6207，轴承的小径d滚小=35mm，大径D滚大=72mm 轴承宽B滚=17mm 与之配合的轴段长L=15mm 轴承盖 D=72mm 螺钉直径d3=8mm 螺钉数n=6， 螺孔d0=d3+1=9mm d5=D-4=68mm D0=D+2.5d3=72+2.5*10=97mm D5=D0-3d3=97-3*10=67mm D2=D0+2.5d3=97+2.5*10=123mm e=d3=8mm b=5mm e1=8mm h=0.8b=4mm D4=D-10=62mm .m=e1+4=12mm 第二段(过度) 轴径d过=42 mm(查滚动轴承标准) 轴段长L2过=13mm 第三段(高速级小齿轮) 宽度B齿=93mm， 第四段(过度) D4=42mm，长度L=110.5mm 第五段(装轴承) 轴承的小径d滚小=35mm 轴承长度L=17mm，与轴配合长度d5=15mm 第六段(轴承到皮带轮) D6=32mm L6=40mm 第七段(皮带轮) D7=30mm L7=100mm 由第七段查表得平键截面b*h=8*7，长度取=90mm 滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴端直径公差为m6。 0参考表15-2，取轴端倒角为， 1.6，45 中间轴的计算 (一) 1、求输出轴上的功率P2、转速N2和转矩T2 P5.216652T,9.55，10，,9.55，10，,2.83，10N。mm2n175.62 2、求作用在齿轮上的力 52T2*2.83，102 F,,,3472N2d1632 3、初步确定轴的最小直径 选择轴的材料为45刚，调质处理根据表15-3，取A0=112 P5.21233d,A,112，,34.67mmmin0 n175.62 最小轴为轴承轴径取35mm 查表14-1考虑到转矩变化很小，故取=1.3则 KA 55 T,KT,1.3，2.83，10,3.679，10N.mm,367.9N.mcaA2 (二)中间轴的结构设计 1、轴上零件的定位，固定和装配 两级减速器中输出轴，相对两轴承为非对称分布，轴上齿轮左端用轴环定位，右边用套筒 轴向固定，周向用平键联接以过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位。 2、确定轴各段直径和长度 第一段(装轴承) 选轴承6207，轴承的小径d滚小=35mm，大径D滚大=72mm 轴承宽B滚=17mm 与之配合的轴段长L=15mm 轴段长L1=34.5mm，轴套长15mm 轴承盖 D=72mm 螺钉直径d3=8mm 螺钉数n=6， 螺孔d0=d3+1=9mm d5=D-4=68mm D0=D+2.5d3=72+2.5*10=97mm D5=D0-3d3=97-3*10=67mm D2=D0+2.5d3=97+2.5*10=123mm e=d3=8mm b=5mm e1=8mm h=0.8b=4mm D4=D-10=62mm .m=e1+4=12mm 第二段(高速级大齿轮) 轴径d过=42 mm。宽度B齿=88mm 轴段长L2过=84mm 第三段(轴肩) 轴肩直径d肩=50 mm，长度L肩=L3=7.5mm 第四段(低速级小齿轮) d齿=42 mm，宽度B齿=92mm，与之配合的轴长L4=88mm 第五段(滚动轴承) d滚=35mm，L滚=17mm 与之配合轴承长度L=15mm 轴段长度L=32.5mm，轴套长13.5mm (三)轴上零件的圆周定位 齿轮与轴的圆周定位均采用平键连接 由第二段查表得平键截面b*h=12*8，长度取=56mm 由第四段查表得平键截面b*h=12*8，长度取=80mm H7同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 n6 滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴端直径公差为m6。 0参考表15-2，取轴端倒角为，个轴肩处的圆角半径为1.6mm 1.6，45 3、按弯矩复合强度计算 ?求分度圆直径:已知 d,2.5*65,1632 ?求转矩: 55 T,KT,1.3，2.83，10,3.679，10N.mm,367.9N.mcaA2 ?求圆周力: 52T2*3.679，102 F,,,4514Ntd1632 ?求径向力Fr 0 F,Ftan,,4514*tan20,1643N,t ?求法相载荷Fn F4514t F,,,4804Nn,coscos20 4、绘制轴受力简图 L1=68mm L2=165.5mm 5、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力: LF165.5，16432,F,,,1165NHV1L，L233.521 F,F,F,1643,1165,478NHV2,HV1 LF165.5，45142tF,,,3199NNH1L，L233.5 21 F,F,F,4514,3199,1315NnH2tnH1 平面弯矩为: M,FL,3199，68,217532N.mmHNH12 M,FL,1165，68,79220N.mmVNV12 总弯矩为 2222 M,M，M,217532，79220,231508N.mmHV 转矩: 55 T,KT,1.3，2.83，10,3.679，10N.mm,367.9N.mcaA2 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据公式15-5 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ,,0.6 2222M，T231508，0.6，367900，，，，, ,,,43.2MPa,ca3W0.1，42已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得，故安全 ,,,,60MPa,,,1ca 输出轴计算 (一) 1、 求输出轴上的功率P3、转速N3和转矩T3 P5.006653 T,9.55，10，,9.55，10，,3.83，10N。mm3n124.63 2、 求作用在齿轮上的力 52T2*3.83，103 F,,,6228Ntd1233 3、 初步确定轴的最小直径 选择轴的材料为45刚，调质处理根据表15-3，取A0=112 P5.00333d,A,112，,38.34mmmin0 n124.63 输出轴的最小径显然是安装联轴器的直径d34.为了所选的轴直径d34与联轴器的孔径相适应，故需 要同时选取联轴器型号 4、联轴器的计算 查表14-1考虑到转矩变化很小，故取=1.3则 KA 55T,KT,1.3，3.83，10,4.979，10N.mm,497.9N.m caA3 选择用弹性套柱销联轴器 型号 TL7，额定转矩Tn=500N?m 许用转速[n]=3600r/min 联轴器实际转矩TIII=497.9N?m,Tn=500N?m 联轴器实际转速nIII=124.6r/min,[n]=3600r/min 满足使用要求。 联轴器孔径D=40.则dmin=40mm 半联轴器长度L=112mm 半联轴器与轴配合的毅长度为L1=84mm (二)输出轴的结构设计 1、轴上零件的定位，固定和装配 两级减速器中输出轴，相对两轴承为非对称分布，轴上齿轮左端用轴环定位，右边用套筒 轴向固定，周向用平键联接以过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位。 2、确定轴各段直径和长度 第一段(装联轴器) 联轴器处直径:d联=40mm 长度这L联=112mm 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。 半联轴器与轴配合的毅长度为L1=84mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故应比L1段稍短一些，取L1’=82mm 第二段(位于联轴器与滚动轴承间)直径 取d2=42 mm ，长度L2=50 mm 轴承盖 D=85mm 螺钉直径d3=10mm 螺钉数n=6， 螺孔d0=d3+1=11mm d5=D-4=81mm D0=D+2.5d3=85+2.5*10=110mm D5=D0-3d3=110-3*10=80mm D2=D0+2.5d3=110+2.5*10=140mm e=d3=10mm b=5mm e1=10mm h=0.8b=4mm D4=D-10=75mm m=e1+4=14mm 第三段(装轴承) 选轴承6209，轴承的小径d滚小=45mm，大径D滚大=85mm 轴承宽B滚=19mm 与之配合的轴段长L3=17mm 第四段(过渡段) 过渡段轴径d过=52 mm(查滚动轴承标准) 过渡轴段长L4过=103.5mm 第五段(轴肩) 轴肩直径d肩=60 mm，长度L肩=L5=10mm 第六段(装齿轮) d齿=50 mm，宽度B齿=87mm，与之配合的轴长L6=83mm 第七段(从齿轮到轴承) 取d7=45 mm，长度L7=20mm 轴套长L=16mm 第八段(滚动轴承) d滚=45mm，L滚=19mm 与之配合轴承长度L8=17mm (三)轴上零件的圆周定位 齿轮、半联轴器与轴的圆周定位均采用平键连接 由第六段查表得平键截面b*h=16*10，键槽用键槽铣刀加工，长为1.5*d齿=75mm H7同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 n6 H7同样半轴联轴器与连接，选用平键为12*8*70，半轴联轴器与轴的配合为 k6滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴端直径公差为m6。 0参考表15-2，取轴端倒角为，个轴肩处的圆角半径2mm 2，45 3、按弯矩复合强度计算 ?求分度圆直径:已知mm d,41*3,1234 ?求转矩:已知TIII=497.9N?m ?求圆周力:Ft4 52T2*3.83，103 F,,,6228Ntd1233 ?求径向力Fr 0 F,Ftan,,6228*tan20,2267N,t ?求法相载荷Fn F6228t F,,,6628Nn0,coscos20 4、绘制轴受力简图 L1=98.5mm L2=166.5mm L3=73mm 5、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力: LF73，22673,F,,,691NHV1L，L239.523 F,F,F,2267,691,1576NHV2,HV1 LF73，62283tF,,,1896NNH1L，L239.5 23 F,F,F,6228,1896,4332NnH2tnH1 平面弯矩为: M,FL,1896，166.5,315684NHNH12 M,FL,691，166.5,115052NVNV12 总弯矩为 2222 M,M，M,315684，115052,335996N.mmHV 转矩: 55 T,KT,1.3，3.83，10,4.979，10N.mm,497.9N.mcaA3 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据公式15-5 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ,,0.6 2222M，T335996，0.6，497900，，，，, ,,,36.0MPa,ca3W0.1，50 已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得，故安全 ,,,,60MPa,,,1ca十、 润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定 1.齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿 高(不小于10mm)，1/6齿轮。 V1=323.3/60=5.388m/s V2=175.7/60=2.928m/s V3=124.6/60=2.077m/s 选用118(11)粘度的润滑油，型号为L-CKC150 2(滚动轴承的润滑 因润滑油中的浸油齿轮的圆周速度V?2~3m/s所以采用飞溅润滑， 五(减速器的密封 1.轴伸出端处的密封 选用毡圈密封的方式，毡圈标记JB/ZQ4606-1997. 2.轴承室内侧处的密封 为了防止油脂等的入侵，应在近箱体内壁的轴承旁边设置档油环。 十一、箱体及附件的结构设计和选择 箱体尺寸: 参考课程设计P23表4-1进行尺寸的设计 箱体壁厚所以取(其中a是低速齿轮的中心,,0.03a,0.03，150,4.5mm,8,,8mm距) 箱盖壁厚 ,,0.8,,0.8，8,6.4mm1 ,箱座凸缘厚度b=1.5 =12mm ,1箱盖凸缘厚度b1=1.5 =9.6mm ,箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b2=2.5=20mm ,,箱座的肋厚m=0.85=6.8mm 箱盖上的筋厚m1=0.851=5.44mm 轴承旁凸台的高度和半径:h由结构要求确定，R1=c2 轴承盖的外径D2=D+(5~5.5)d3 (D为轴承座外径) 轴承旁边连接螺栓距:S=D2 地脚螺栓直径df=M20，通孔直径d’=25mm沉头座直径D0=48mm底座凸缘尺寸c1 min=30mm ，c2 min=25mm ，地脚螺栓数目n=6 轴承旁联接螺栓直径d1=M16 ， 箱盖与箱座连接螺栓直径d2=M10 ，联接螺栓d2的间距l=150mm。通孔直径d’=11mm 沉头座直径D=22mm。凸缘尺寸 c1 min=18mm 。c2 min=14mm 轴承盖螺钉直径d3=M8 定位销直径d=8mm 外箱壁至轴承座端面距离L1=44mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离?1=9.6mm 齿轮端面与内箱壁距离?2=8mm 箱盖，箱座肋厚m1=8 m=9mm 轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖:D(轴承外径)+(5,5.5)d3 轴承旁边连接螺栓距:S=D2 二(齿轮的结构尺寸 两小齿轮采用实心结构，两大齿轮采用复板式结构 齿轮z1尺寸 z=35 d1=87.5mm m=2.5 b=70mm ha=ha*m=1×2.5=2.5mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3mm h=ha+hf=3+2.5=5.5mm da=d1，2ha=82mm df=d1,2hf=71 齿轮z2的尺寸 d2=162.5mm z2=65 m=2.5 b=65 mm ha=ha*m=1×2.5=2.5mm hf=(1，0.5)×2.5=3mm h=ha+hf=2.5+3=5.5mm da=d2，2ha=167.5mm df=d1,2hf=156.5mm 齿轮3尺寸 由轴可得, d3=87mm z3=29 m=3 b=92mm ha =ha*m=1×3=3mm hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75mm h=ha+hf=6.75 da=d3+2ha=93 df=d1-2hf=79.5 齿轮4寸 由轴可得 d4=123mm z4=41 m=3 b=87mm ha =ha*m=1×3=3mm hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75mm h=ha+hf=6.75 da=d4+2ha=129mm df=d1-2hf=115.5mm 十二、设计小结 在老师的指导下为期3周时间的机械课程设计终于完成了。作为一名学机械的学生来说我深刻地知道课程设计的重要性，它是自己所学知识的一种复习的方式，也是为后面的毕业设计做基础，所以我很认真地进行了每个环节的任务。本次课程设计给我最大的感受就是要学会利用课本等资料，查资料也是一种技能，在设计过程中课本等资料必不可少的工具，如果资料都不会用，那设计的概念无从谈起。 从布置任务的那天开始我就开始进入设计的过程，但是由于我的基础比较差，效率比较低所以用了比较多的时间，尤其是化装配图的时候通宵画图的经历也有。通过这次的设计我发现自己对机械设计方面的掌握程度不是很好，有待于继续学习并加深所学的知识。 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程(”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义(我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础( 说实话，课程设计真的有点累。从布置任务的那天开始我就开始进入设计的过程，但是由于我的基础比较差，效率比较低所以用了比较多的时间，尤其是化装配图的时候通宵画图的经历也有。通过这次的设计我发现自己对机械设计方面的掌握程度不是很好，有待于继续学习并加深所学的知识。然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这3周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消。虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟。 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致。课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱:有3次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来(但一想起老师对我们耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小 失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定呀养成一种高 度负责，认真对待的良好习惯。这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练。短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用。 经过紧张而有辛苦的三周的课程设计结束了。当我快要完成老师下达给我的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之颠，顿感心旷神意，眼前豁然开朗。 最后，我要感谢我的老师们，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀。今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪。 经过紧张而有辛苦的三周的课程设计结束了。当我快要完成老师下达给我的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之颠，顿感心旷神意，眼前豁然开朗。 十三、参考文献: [1]王大康.机械设计课程设计.北京工业大学出版社,2000 [2]杨可桢、程光平.机械设计基础.高等教育出版社,2006 [3]王文斌.机械设计手册.机械工业出版社，2007 [4]简明机械零件手册。冶金工业出版社，1985 [5]毛振扬.机械零件课程设计。浙江大学出版社，1985 [6]周元康.机械设计课程设计.重庆大学出版社，2001 [7]机械课程设计指导书.高等教育出版社，2007 [8]机械设计.高等教育出版社.2011 [9]机械设计课程设计.华中科技大学出版社.2011