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1、機械工程學院 機械設計 課程設計說明書 設 計 題 目： 機械設計課程設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 　 　 　　 班 級： 　 　　 　　 姓

2、 名： 邵謠夏 學 號 　 指 導 教 師： 完 成 日 期： 同濟大學 目錄 一． 設計任務書 - 3 - 1. 設計目的： - 3 - 2. 設計內容和要求 - 3 - 二． 傳動方案的分析論證 - 4 - 三． 電動機的選擇計算 - 5 - 1. 選擇電

3、動機的類型和結構形式 - 5 - 2. 選電動機的容量 - 5 - 3. 選電動機轉速并確定電動機型號 - 6 - 四． 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 - 6 - 1. 傳動裝置的總傳動比 - 6 - 2. 分配各級傳動比 - 6 - 五． 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) - 6 - 1. 各軸轉速（電機軸為0軸） - 6 - 2. 各軸輸入輸出功率 - 7 - 3. 各軸轉矩 - 7 - 4． 將計算結果列表備用 - 7 - 六． 斜齒輪傳動設計計算 - 7 - Ⅰ.設計低速級斜齒輪傳動 1. 選精度等級、材料和齒數(shù) - 7 - 2. 按齒面接觸疲勞強度設

4、計 - 8 - 3. 幾何尺寸計算 - 10 - 4. 按齒根彎曲疲勞強度校核 - 11 - 5. 主要設計結論 - 12 - 6. 結構設計 - 12 - Ⅱ.設計低速級斜齒輪傳動 1. 選精度等級、材料及齒數(shù) - 12 - 2. 校核齒根彎曲疲勞強度 - 14 - 3. 主要設計結論 - 15 - 4. 結構設計 - 15 - 七． 軸的結構設計及計算 - 15 - Ⅰ軸： 1. 材料及熱處理 - 16 - 2. 求作用在齒輪上的力 - 16 - 3. 初定軸的最小直徑 - 16 - 4. Ⅰ軸結構設計 - 16 - Ⅱ軸： 1. 材料及熱處理 - 1

5、8 - 2. 求作用在齒輪上的力 - 18 - 3. 初定軸的最小直徑 - 18 - 4. Ⅱ軸的結構設計 - 18 - Ⅲ軸： 1. 材料及熱處理 - 20 - 2. 初定軸的最小直徑 - 20 - 3. Ⅲ軸的結構設計 - 20 - Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的精確校核： 1. 精確校核Ⅰ軸的疲勞強度： - 22 - 2. 精確校核Ⅱ軸的疲勞強度： - 25 - 3. 精確校核Ⅲ軸的疲勞強度： - 28 - 八． 滾動軸承的選擇及壽命計算 - 32 - Ⅰ軸： 1. 計算支承的受力 - 32 - 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 - 32 - 3. 計算軸承當量動

6、載荷P1和P2 - 33 - 4. 驗算軸承壽命 - 33 - Ⅱ軸： 1. 計算支承的受力 - 33 - 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 - 34 - 3. 計算軸承當量動載荷P1和P2 - 34 - 4. 驗算軸承壽命 - 34 - Ⅲ軸： 1. 計算支承的受力 - 35 - 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 - 35 - 3. 計算軸承當量動載荷P1和P2 - 35 - 4. 驗算軸承壽命 - 35 - 九． 鍵連接的選擇及校核計算 - 36 - 十． 聯(lián)軸器的選擇 - 36 - 1. 高速軸彈性聯(lián)軸器的設計計算 - 37 - 2. 低速軸

7、彈性聯(lián)軸器的設計計算 - 37 - 十一． 箱體的結構設計 - 37 - 1. 減速器壁厚 - 37 - 2. 減速器其余零部件的選擇 - 38 - 十二． 密封件，潤滑劑及潤滑方式的選擇 - 38 - 1. 齒輪的潤滑 - 38 - 2. 滾動軸承的潤滑 - 38 - 3. 潤滑油的選擇 - 38 - 4. 密封方法的選取 - 38 - 十三． 設計小結 - 38 - 十四． 參考資料 - 39 - 一． 設計任務書 1. 設計目的： （1）、了解機械設計的基本方法，熟悉并掌握簡單機械的設計方法和設計步驟。 （2）、綜合運用已修課程的有關理論和知識進行機械

8、設計，培養(yǎng)學生理論聯(lián)系實際的設計能力，進一步鞏固、加深拓寬所學的知識。 通過設計時間，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，培養(yǎng)獨立設計能力，為后續(xù)課程的設計、畢業(yè)設計和實際工作奠定基礎。 熟悉與機械設計有關的標準、規(guī)范、設計手冊等技術資料，培養(yǎng)運用他們解決實際問題的能力，進行全面的機械設計基本技能訓練。 2. 設計內容和要求 設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器。 （1）、總體布置簡圖 （2）、工作情況：載荷平穩(wěn)，單向旋轉。 （3）、原始數(shù)據(jù) 鼓輪的扭矩T(N?m) 鼓輪的直徑D（mm） 運輸帶速度V（m/s） 帶速允許偏差（5％）

9、 使用期限（年） 工作制度（班/日） 900 350 0.7 5 5 2 （4）、設計內容： 1) 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2) 斜齒輪傳動設計計算； 3) 軸的設計校核； 4) 滾動軸承的選擇； 5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核； 6) 裝配圖、零件圖的繪制； 7) 設計計算說明書的編寫。 （5）、設計任務： 1) 減速器設計草圖一張、總裝配圖一張（1號圖紙）； 2) 齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙）； 3) 設計計算說明書一份。 （6）、設計進度： 1) 發(fā)題日期：2016/7/11； 2) 第一階段：2016/7/11-2016

10、/7/12 3) 第二階段：2016/7-13-2016/7/15 4) 第三階段：2016/7/16-2016/7/20 5) 第四階段：2016/7/21-2016/7/25 6) 答辯日期：2016/7/27 二． 傳動方案的分析論證 由題目確定傳動機構類型為同軸式二級齒輪減速器。 該種機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩個大齒輪的浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長，剛度差，兩短軸之間軸承潤滑較困難。 為了有效提高傳動平穩(wěn)性和承載能力，減速器采用圓柱斜齒輪傳動，軸承使用滾動軸承。由于彈性聯(lián)軸器不僅可以補償兩軸間相對位移，而且具有緩沖減震

11、的能力，因此選用彈性聯(lián)軸器。 計算與說明 結果 三． 電動機的選擇計算 1. 選擇電動機的類型和結構形式 工況為載荷平穩(wěn)，單向旋轉，無特殊要求的場合，選Y系列三相異步電動機。 2. 選電動機的容量 （1） 算電動機的所需功率 PW=TWnW9550ηW 其中 nW=60000VπD=60000Vπ350=38.2r/min 故PW=TWnW9550ηW=90038.295500.95=3.79kW （2） 算電動機的輸出功率Pd 代號 說明 取值 η1 輸入軸彈性聯(lián)軸器效率 0.99 η2

12、Ⅰ軸軸承效率 0.98 η3 1,2齒輪嚙合傳動效率 0.95 η4 Ⅱ軸軸承效率 0.98 η5 3,4齒輪嚙合傳動效率 0.95 η6 Ⅲ軸軸承效率 0.98 η7 輸出軸彈性聯(lián)軸器效率 0.99 η=i=17ηi=0.990.980.950.980.950.980.99=0.83 則Pd=PWη=3.790.83=4.57kW (3)確定電動機的額定功率Ped 由表20-1【1】選Ped=5.5kW 3. 選電動機轉速并確定電動機型號 （1）由表2-1【1】查得圓柱齒輪傳動傳動比i1=3~6,i2=3~6,則電動機轉速nd=nWi1i2=344

13、~1375r/min。由此可知 750r/min,1000r/min的電動機均符合要求。 一般優(yōu)先選取同步轉速為1000r/min的電動機【1】，故選定電動機型號為Y132M2-6。 （2） 電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 額定功率 5.5kW 滿載轉速nm 960r/min 堵轉轉矩/額定轉矩 2.0 最大轉矩/額定轉矩 2.2 安裝高度H 132mm 輸出端直徑d 38mm 四． 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 1. 傳動裝置的總傳動比 i=nmnW=96038.2=25.13 2. 分

14、配各級傳動比 由于為二級同軸減速器，取i1=i2=i=5.01 由2-1【1】，符合圓柱齒輪傳動傳動比的推薦范圍。 五． 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 各軸轉速（電機軸為0軸） n0=nm=960r/min n1=n0=960r/min n2=n0i1=192r/min n3=n1i2=38.4rmin 2. 各軸輸入輸出功率 輸入功率 輸出功率 P1=Pd?η1=4.52kW P’1=P1?η2=4.43kW P2=P’1?η3=4.21kW P’2=P2?η4=4.13kW P3=P’2?η5=3.92kW 3. 各軸轉矩 T1=955

15、0P1n1=44.96N?m T2=9550P2n2=209.40N?m T3=9550P3n3=974.90N?m 4． 將計算結果列表備用 項目 高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 轉速n（r/min） 960 192 38.2 功率P（kW） 4.52 4.21 3.92 轉矩T（N?m） 44.96 209.40 974.90 傳動比i 1 5.01 5.01 六． 斜齒輪傳動設計計算 Ⅰ.設計低速級斜齒輪傳動 1. 選精度等級、材料和齒數(shù) （1） 材料選擇 由表10-1【2】，選小齒輪材料為40Cr（調質），275-285H

16、BS；選大齒輪材料為45鋼（調質），235-245HBS。 （2） 精度選擇 由表10-6【2】選7級精度。 （3） 選小齒輪z3=24,大齒輪z4=i2?z3=120.2,取z4=121。 （4） 初選螺旋角β=14。 （5） 選法面壓力角α=20。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 （1） 試算小齒輪分度圓直徑 d3t≥32KHtT2fdu+1u(ZHZEZεZβ[σH])2 1) 確定公式中各參數(shù)值 試選載荷系數(shù)KHt=1.3; 由圖10-20【2】查ZH=2.433； 由式10-21【2】試算接觸疲勞強度重合度系數(shù)Zε εβ＝fdｚ3ｔａｎ

17、βπ＝１24tan14/π=1.905 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=0.664 由式10-23【2】得 由表10-5【2】得 計算接觸疲勞許用應力[σH] 由圖10-25d【2】查σHlim3=600Mpa,σHlim4=550Mpa 由式10-15【2】計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖10-23【2】查取KHN3=0.98,KHN4=1.13 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，則 取[σH]=[σH]3=588MPa 2) 試算小齒輪分度圓直徑（代入） （2） 調整小齒輪分度圓直徑 1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ① 圓周速度v

18、 ② 齒寬b 2) 計算實際載荷系數(shù)KH ① 工況為平穩(wěn)單向轉動，取使用系數(shù)KA=1.1 ② 由v=0.55m/s,7級精度，由圖10-8【2】查動載系數(shù)Kv=1.03 ③ 查表10-3【2】，得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2 ④ 由表10-4【2】，查得KHβ=1.426 故 3) 由式10-12【2】，可得 從標準中取mn=3mm 3. 幾何尺寸計算 （1） 中心距 取圓整后中心距a=224mm （2） 按圓整后中心距計算螺旋角 （3） 計算d3,d4 （4） 計算齒輪寬度 取小齒輪齒寬b3=80

19、mm，大齒輪齒寬b4=75mm 4. 按齒根彎曲疲勞強度校核 （1） 計算［σＦ］３，［σＦ］４ 由圖10-24【2】得 σＦlim3=520MPa, σFlim4=360MPa； 查圖10-22【2】得 KFN3=0.95, KFN4=0.98； 取安全系數(shù)S=1.4； 則 （2） 計算實際載荷系數(shù)KF ① 由 ,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.04 ② 由 ， 由表10-3【2】查KFα=1.4 ③ 由表10-4【2】，KHβ=1.424,又b/h=75/2.25mn=11.11 由圖10-13【2】，KFβ=1.32 故

20、 （3） 由圖10-17【2】 YFa3=2.62, YFa4=2.18 （4） 由圖10-18【2】 Ysa3=1.61, Ysa4=1.82 （5） （6） （7） 校核σF 因此，齒根彎曲疲勞強度符合要求。 5. 主要設計結論 低速級斜齒輪傳動中，小齒輪材料40Cr(調質)，275-285HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），235-245HBS； 齒輪按7級精度設計 ；齒數(shù)z1=24, z2=121； mn=3mm；α=20； β=13.836； 變位系數(shù)x1=x2=0； 中心距a=224mm； 齒寬b1=80mm,b2=75mm；

21、 小齒輪為左旋，大齒輪為右旋。 6. 結構設計 因之后算得軸徑和小齒輪外徑相差不大，因而小齒輪擬采用齒輪軸結構設計。由于大齒輪160mm

22、2】查 σHlim1=550MPa, σHlim2=510MPa; N2=N3=6.728107, N1=N2?u=6.728107121/24=3.392108; 由圖10-23【2】查取 KHN1=0.94, KHN2=0.99; 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1 則 取[σH]=[σH]2=505MPa （2） 計算KH ① KA=1.1; ② ,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.09 ③ 查表10-3【2】，得KHα=1.4 ④ 由表10-4【2】，查KHβ=1.421 故 （3） 由低速級計算結果，ZH=2.433, Zε=0.664,

23、Zβ=0.985, ZE=189.8MPa1/2 （4） 校核齒面接觸疲勞強度 故齒面接觸疲勞強度符合要求。 2. 校核齒根彎曲疲勞強度 （1） 計算[σF]1 , [σF]2 由圖10-24（c）【2】得 σFlim1=400Mpa, σFlim2=350MPa; N1=3.392108, N2=6.728107 查圖10-22【2】得 KFN1=0.91, KFN2=0.96;取S=1.4 （2） 計算KF ① v=3.73/s,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.09 ② 由表10-3【2】，KFα=1.4 ③ 由表10-4【2】，KHβ=1

24、.421, 又b/h=11.11， 查圖10-13【2】，得KFβ=1.32 故 （3） 由低速級計算結果 （4） 校核齒根彎曲疲勞強度 故齒根彎曲疲勞強度符合要求。 3. 主要設計結論 高速級斜齒輪傳動中，小齒輪材料為45鋼（調質），250-260HBS；大齒輪材料45鋼（調質），215-225HBS； 齒輪按7級精度設計 ；齒數(shù)z1=24, z2=121； mn=3mm；α=20； β=13.836； 變位系數(shù)x1=x2=0； 中心距a=224mm； 齒寬b1=80mm,b2=75mm； 小齒輪為右旋，大齒輪為左旋。 4. 結構設計 因之后算得軸徑

25、和小齒輪外徑相差不大，因而小齒輪擬采用齒輪軸結構設計。由于大齒輪160mm

26、 聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，由GB/T 4323-2002,選用LM4梅花形彈性聯(lián)軸器，軸孔直徑d1=25mm,故軸伸出段直徑dⅠ-Ⅱ=25mm。 4. Ⅰ軸結構設計 （1） 擬定裝配方案 采用齒輪軸制造形式，結構采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，軸承采用兩端各單向固定方法。 （2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 1) dⅠ-Ⅱ=d1=25mm,半聯(lián)軸器與軸配合軸轂長度L1=44mm，取 lⅠ-Ⅱ=42mm。 2) 初選滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力作用，選用角接觸球軸承。根據(jù)密封件內徑標準，取dⅡ-Ⅲ=30mm,并根據(jù)軸承產品目錄

27、初選7207AC，dDT=357217,故dⅢ-Ⅳ=dⅨ-Ⅹ=35mm,lⅨ-Ⅹ=17mm。滾動軸承 ,則定位軸肩高度 ，故dⅣ-Ⅴ=dⅧ-Ⅸ=45mm。 3) 取齒輪兩邊凸緣寬度8mm，則lⅥ-Ⅶ=80+28=96mm。 4) 減載槽dⅤⅥ=dⅦⅧ≈0.9245,取dⅤ-Ⅵ=dⅦ-Ⅷ=39mm（環(huán)槽處最小徑）。 取減載槽寬度為6mm。 5) 其余尺寸由軸的結構要求確定。 將Ⅰ軸各軸段參數(shù)列表如下： Ⅰ軸： 軸段 軸段長度／ｍｍ 軸段直徑／ｍｍ ⅠⅡ 42 25 ⅡⅢ 120 30 ⅢⅣ 17 35 ⅣⅤ 19.3 45 ⅤⅥ 6 環(huán)槽，

28、最小處39 ⅥⅦ 96 小齒輪及兩邊凸緣 ⅦⅧ 6 環(huán)槽，最小處39 ⅧⅨ 19.3 45 ⅨⅩ 17 35 （3） 軸上零件的周向定位 1) 半聯(lián)軸器的周向定位 由表6-1【2】，選平鍵尺寸 bhl=8736, 半聯(lián)軸器與軸的配合取 。 2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6. （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 由表15-2【2】，取軸端倒角C1，各軸肩處圓角半徑如圖。 Ⅱ軸的設計： 1. 材料及熱處理 選取軸的材料為40Cr（調質），275-285HBS。 2. 求作用在齒輪上的力 （1） 求作用在齒輪2（高速級大齒輪）上的力

29、 （2） 求作用在齒輪3（低速級小齒輪）上的力 3. 初定軸的最小直徑 根據(jù)表15-3【2】，取A0=112, 則 ， 該軸上有一個鍵槽，取dmin=1.0731.35=33.54mm 顯然軸的最小直徑在軸承處取得，由于軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，查軸承產品目錄初選30308單列圓錐滾子軸承。dDT=409025.25mm,則dmin=40mm 4. Ⅱ軸的結構設計 （1） 擬定裝配方案 因軸徑和小齒輪直徑相差不大，故小齒輪采用齒輪軸制造形式，大齒輪與軸分開制造裝配，軸承采用兩端各單向固定方法。 （2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 1) 由滾動軸承303

30、08外形尺寸，確定dⅠ-Ⅱ= dⅨ-Ⅹ=dmin=40mm, lⅠ-Ⅱ=lⅨ-Ⅹ=25.3mm。 查軸承標準，，則定位軸肩高度 ，故dⅧ-Ⅸ=54mm。 2) 取大齒輪輪轂處dⅡ-Ⅲ=60mm,大齒輪輪轂寬度b2=75mm，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅡ-Ⅲ=72mm。 由dⅡ-Ⅲ=60mm，查表15-2【2】，零件圓角2.0mm，取h=2R=4mm,則dⅢ-Ⅳ=2h+dⅡ-Ⅲ≈65mm。軸環(huán)寬度lⅢ-Ⅳ=≥1.4h,取lⅢ-Ⅳ=6mm. 3) 由于該軸上小齒輪與高速級小齒輪結構尺寸均相同，故lⅥ-Ⅶ=96mm. 4) 取dⅣ-Ⅴ=54mm 取減載環(huán)槽寬度lⅤ-Ⅵ=lⅦ-Ⅷ=6

31、mm； dⅤⅥ=dⅦⅧ≈0.9254,取dⅤ-Ⅵ=dⅦ-Ⅷ=48mm（環(huán)槽處最小徑）。 5) 其余尺寸由軸的結構要求確定。 將Ⅱ軸各軸段參數(shù)列表如下： Ⅱ軸： 軸段 軸段長度／ｍｍ 軸段直徑／ｍｍ ⅠⅡ 62.3 40 ⅡⅢ 72 60 ⅢⅣ 6 65 ⅣⅤ 156.5 54 ⅤⅥ 6 環(huán)槽，最小處48 ⅥⅦ 96 小齒輪及兩邊凸緣 ⅦⅧ 6 環(huán)槽，最小處48 ⅧⅨ 18 54 ⅨⅩ 25.3 40 （3） 軸上零件的周向定位 1) 大齒輪2的周向定位 由表6-1【2】，選平鍵尺寸 bhl=181163，選齒輪輪轂

32、與軸的配合為。 2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 由表15-2【2】，取軸端倒角C2，各軸肩處圓角半徑如圖。 Ⅲ軸的設計： 1. 材料及熱處理 選取軸的材料為45鋼（調質），250-260HBS。 1. 求作用在齒輪上的力 2. 初定軸的最小直徑 根據(jù)表15-3【2】，取A0=115, 則 ， 該軸上有兩個鍵槽，取dmin=1.1153.75=59.66mm 同時選取聯(lián)軸器的型號 查表14-1【2】，取KA=1.5 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3=1.5974.90=1462.35N.m 聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉

33、矩，由GB/T 4323-2002,選用LM9梅花形彈性聯(lián)軸器，軸孔直徑d1=60mm,故軸伸出段直徑dⅦ-Ⅷ=60mm。 3. Ⅲ軸的結構設計 （1） 擬定裝配方案 結構采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，軸承采用兩端各單向固定方法。 （2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 1) dⅦ-Ⅷ=d1=60mm, L1=105mm，取lⅦ-Ⅷ

34、mm,滾動軸承,則定位軸肩高度h=A/4≈5mm，故取dⅡ-Ⅲ=90mm。 3) 取安裝齒輪處dⅣ-Ⅴ=110mm,此軸段應略短于齒輪輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ=72mm。 由d=110mm，查表15-2【2】，R=2.5mm，取h=2R=5mm, dⅢ-Ⅳ=2h+d=120mm。軸環(huán)寬度lⅢ-Ⅳ≥1.4h,取lⅢ-Ⅳ=8mm。 6) 其余尺寸由軸的結構要求確定。 將Ⅲ軸各軸段參數(shù)列表如下： Ⅲ軸： 軸段 軸段長度／ｍｍ 軸段直徑／ｍｍ ⅠⅡ 22 80 ⅡⅢ 80 90 ⅢⅣ 8 120 ⅣⅤ 72 110 ⅤⅥ 80 80 ⅥⅦ 120 7

35、0 ⅦⅧ 60 105 （3） 軸上零件的周向定位 1) 半聯(lián)軸器的周向定位 由表6-1【2】，選平鍵尺寸 bhl=1811100, 半聯(lián)軸器與軸的配合取 。 2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6。 3) 大齒輪4的周向定位 由表6-1【2】，選平鍵尺寸 bhl=281663，選齒輪輪轂與軸的配合為。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 由表15-2【2】，取軸端倒角C2，各軸肩處圓角半徑如圖。 Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的強度校核： 三根軸的軸向位置關系如下圖： 1. 精確校核Ⅰ軸的疲勞強度： （1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產品手冊得7207AC型軸承的=1

36、5.7mm,由于校核軸時初選的軸承為30207，30207型軸承的=15.3mm，與7207AC的相差很小，故不予修改） （2） 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面： 截面Ⅱ、Ⅲ只受扭矩作用，無需校核；齒輪中點處雖然應力最大但應力集中小且為齒輪軸直徑最大處，無需校核。截面Ⅵ、Ⅶ處應力集中較大，但截面Ⅶ不受扭矩作用，因此校核截面Ⅵ左側環(huán)槽直徑最小處即可。 抗彎截面系數(shù) , 抗扭截面系數(shù) 彎矩 彎曲應力 扭轉切應力 軸的材料為45鋼（調質），由表15-1【2】， σB=640MPa, σ-1=275MPa, τ-1=155MPa。 截面上由于環(huán)槽形

37、成的理論應力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=3/39=0.077, D/d=60.5/39=1.551,查得ασ=2.35, ατ=1.70。 由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為qσ=0.84, qτ=0.86。 有效應力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)εσ=0.77， 由圖3-3【2】得扭轉尺寸系數(shù)ετ=0.87 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質量系數(shù)βσ=βτ=0.92， βq=1。 計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。 2. 精確校核Ⅱ軸的疲勞強度： （1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產品手冊得303

38、08型軸承的=19.5mm） （2） 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面： 大齒輪輪轂處雖然有過盈配合的應力集中，但該處受載較小，無需校核。小齒輪中點處雖然應力最大，但應力集中不大故無需校核。截面Ⅵ、Ⅶ處應力集中均較大，但截面Ⅶ不受扭矩且彎矩也較截面Ⅵ處小，故只需校核截面Ⅵ左側環(huán)槽直徑最小處即可。 抗彎截面系數(shù) , 抗扭截面系數(shù) 彎矩 彎曲應力 扭轉切應力 軸材料為40Cr（調質），由表15-1【2】，σB=735MPa, σ-1=355MPa, τ-1=200MPa。 截面上由于環(huán)槽形成的理論應力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=3/48=0.063, D/

39、d=60.5/48=1.260,查得ασ=2.45, ατ=1.69。 由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為qσ=0.85, qτ=0.86。 有效應力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)εσ=0.72， 由圖3-3【2】得扭轉尺寸系數(shù)ετ=0.86 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質量系數(shù)βσ=βτ=0.86， βq=1。 計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。 3. 精確

40、校核Ⅲ軸的疲勞強度： （1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產品手冊得7016AC型軸承的=34.9mm,由于校核軸時初選的軸承為30207， 30316型軸承的=34.4mm，兩者相差很小，故不予修改） （2） 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面： 截面Ⅵ、Ⅶ只受扭矩作用，無需校核；齒輪中點處雖然應力最大但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的引力集中均在兩端），且此處軸徑最大，無需校核。截面Ⅳ、Ⅴ處由于過盈配合產生的應力集中最大，但截面Ⅳ處不受扭矩作用，且軸徑也較大，故只需校核截面Ⅴ的左右兩側即可。 1) 截面Ⅴ右側 抗彎截面系數(shù) , 抗扭截面系數(shù) 彎矩 彎曲應力

41、扭轉切應力 軸的材料為45鋼（調質），由表15-1【2】， σB=640MPa, σ-1=275MPa, τ-1=155MPa。 截面上由于軸肩形成的理論應力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=2.5/80=0.031, D/d=110/80=1.375,查得ασ=2.17, ατ=1.81。 由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為qσ=0.85, qτ=0.87。 有效應力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)εσ=0.65， 由圖3-3【2】得扭轉尺寸系數(shù)ετ=0.79， 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質量系數(shù)βσ=βτ=0.92， βq=1。 計算綜合

42、系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。 2) 截面Ⅴ左側 抗彎截面系數(shù) , 抗扭截面系數(shù) 彎矩 彎曲應力 扭轉切應力 過盈配合處的 ，由表3-8【2】用插值法求出，并取 ，于是得 , 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質量系數(shù)βσ=βτ=0.92， βq=1。 計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。 取截面Ⅴ左右兩側中安全系數(shù)較小者，則Sca=12.76,符合強度設計要求。 八． 滾動軸承的選擇及壽命計算 設計要求使用壽命 I軸： 軸系采取兩端各單向固定，初選

43、軸承為7207AC。 1. 計算支承的受力 鉛直面： Fr1V=339.27N, Fr2V=114.73N。 水平面： Fr2H=Fr1H=606N。 總支承力： 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 對30000型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊，7207AC型軸承的e=0.68，X=0.41, Y=0.87。 3. 計算軸承當量動載荷P1和P2 由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1。 （1） 計算P1 Fa1/Fr1=636.43/694.51=0.91>e=0.68，查得載荷系數(shù)X=0.41，Y=0.87。

44、 （2） 計算P2 Fa2/Fr2=439.40/616.76=0.68=e=0.37,查得載荷系數(shù) X=1,Y=0。 4. 驗算軸承壽命 查軸承產品手冊，7207AC軸承基本額定動載荷C=29.0kN 因P1>P2,所以按軸承1的受力大小驗算 所選軸承符合壽命要求。 Ⅱ軸： 軸系采取兩端各單向固定，初選軸承為30308。 1. 計算支承的受力 鉛直面： Fr1V=2389.03N, Fr2V=2176.97N。 水平面： Fr1H=88.15N,Fr2H=4332.85N。 總支承力： 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 對300

45、00型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊，30308型軸承的e=0.35，X=0.40, Y=1.7。 3. 計算軸承當量動載荷P1和P2 由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1。 （1） 計算P1 Fa1/Fr1=2415.18/2390.66=1.01>e=0.35，查得載荷系數(shù)X=0.40，Y=1.7。 （2） 計算P2 Fa2/Fr2=1426.18/4849.00=0.29P2,

46、所以按軸承1的受力大小驗算 所選軸承符合壽命要求。 Ⅲ軸： 軸系采取兩端各單向固定，初選軸承為7216AC。 1. 計算支承的受力 鉛直面： Fr1V=468.21N, Fr2V=2580.21N。 水平面： Fr1H=2335.42N,Fr2H=3297.58N。 總支承力： 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 對70000AC型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊， 7216AC型軸承的e=0.68，X=0.41, Y=0.87。 3. 計算軸承當量動載荷P1和P2 由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1

47、。 （1） 計算P1 Fa1/Fr1=1619.69/2388.89=0.68=e，查得載荷系數(shù)X=1，Y=0。 （2） 計算P2 Fa2/Fr2=3007.69/4180.91=0.72>e=0.68,查得載荷系數(shù) X=0.41,Y=0.87。 4. 驗算軸承壽命 查軸承產品手冊，7216軸承基本額定動載荷C=55.5kN 因P1

48、長度（mm） 工作高度 （mm） 轉矩 Nm） I軸 8736（C型） 25 32 3.5 44.96 II軸 181163（A型） 60 45 5.5 209.40 III軸 1811100（C型） 60 91 5.5 974.90 281463（A型） 110 35 7 校核后可知上述鍵均安全。 十． 聯(lián)軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器不僅可以補償兩軸間相對位移，而且具有緩沖減震的能力，因此選用彈性聯(lián)軸器。 1. 高速軸彈性聯(lián)軸器的設計計算 考慮到電動機外伸軸徑的限制，由聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1=1.544

49、.96=67.44N.m聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，根據(jù)GB/T 4323-2002,選用LM4梅花形彈性聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下： 軸孔直徑d1=25mm，軸孔長L=45mm，公稱轉矩Tn=140N?m。 2. 低速軸彈性聯(lián)軸器的設計計算 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3=1.5974.90=1462.35N.m。聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，由GB/T 4323-2002,選用LM9梅花形彈性聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下： 軸孔直徑d1=60mm,軸孔長L=107mm, 公稱轉矩Tn=1800N?m。 PW=3

50、.79kW Pd=4.57kW Ped=5.5kW Y132M2-6 i1=i2=5.01 1

51、 Zε=0.664 mn=3mm [σF]3 =352MPa [σF]4 =252MPa

52、 齒根彎曲疲勞強度符合要求 齒面接觸疲勞強度符合要求

53、

54、

55、 Ⅰ軸安全

56、 Ⅱ軸安全

57、 Ⅲ軸安全 Ⅰ軸軸承符合壽命要求

58、 Ⅱ軸軸承符合壽命要求 Ⅲ軸軸承符合壽命要求 鍵符合要求 高速軸選L

59、M4梅花形彈性聯(lián)軸器 低速軸選LM9梅花形彈性聯(lián)軸器 十一． 箱體的結構設計 此減速為同軸式二級齒輪減速器，采用剖分式結構，箱座和箱蓋材料為HT150，鑄造。 1. 減速器壁厚 根據(jù)表4-1【1】鑄鐵減速器箱體結構尺寸估算壁厚 名稱 符號 數(shù)值 箱座壁厚 ，取 箱蓋壁厚 箱座凸緣厚度 箱蓋凸緣厚度 箱座底凸緣厚度 地腳螺栓直徑 ，取20mm 地腳螺栓數(shù)目 a略小于250，但考慮到箱體整體尺寸較大，取n=6 軸承聯(lián)接螺栓直徑 d1 底蓋聯(lián)接螺栓直徑 d2 軸承端蓋螺釘直徑 d3

60、由表9-9【1】，對輸出軸端蓋，取d3=12mm，對其余三個端蓋，取d3=8mm 定位銷直徑 d 螺栓至外箱壁距離 螺栓至凸緣邊緣的距離 2. 減速器其余零部件的選擇 通氣器：由于使用環(huán)境（室內室外）不明，選通氣器（二次過濾），采用M271.5 油標尺：選用游標尺M12 起吊裝置：采用箱蓋吊環(huán)螺釘、箱座吊耳。 放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M161.5 十二． 密封件，潤滑劑及潤滑方式的選擇 1. 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為0.746m/s，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為31mm。 2. 滾動軸承的潤滑 由于

61、高速級周向速度為>2m/s，所以宜開設油溝，采用飛濺潤滑。 3. 潤滑油的選擇 齒輪與軸承選用同種潤滑油，查表16-1【2】，選用L-AN32潤滑油 4. 密封方法的選取 采用接觸式密封中氈圈密封實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為： I軸選用， 氈圈25 III軸選用，氈圈70 十三． 設計小結 此次機械設計課程設計，是我進入大學以來第一次以機械設計的相關要求的完整流程設計計算一相對復雜的傳動裝置，在這期間，我完成了相關計算、草圖繪制、裝配圖繪制、零件圖繪制、計算說明書編寫和三維模型繪制及渲染等工作，課程設計期間每天投入大量的精力完成設計計算以及繪圖工

62、作，同時對一些關鍵參數(shù)多次驗算。我將這次課程設計的經驗總結如下： 一、 前期規(guī)劃要充分，要對將要完成的設計工作由明確的認識，制定詳細的計劃； 二、 關鍵部分的設計要多參閱相關標準，從而使設計更加合理； 三、 設計過程要敢于融入先進的設計方法和理念，同時要鞏固、發(fā)揚并改進傳統(tǒng)的方法； 四、 設計遇到障礙時不妨變換思路，如結構計算時難以確定各個細節(jié)的尺寸可以先繪制局部草圖在圖紙上對尺寸進行設計規(guī)劃。 同時，這次設計工作完成后我還感到由諸多不足之處，就該減速器設計本身總結如下： 一、 由于之前缺乏相關設計經驗于是大部分尺寸采用保守設計方法，導致最終校核零件時安全系數(shù)比較大，尤其時軸承

63、的計算壽命遠超過設計要求； 二、 細節(jié)結構規(guī)劃仍欠優(yōu)化，比如Ⅲ軸的軸向尺寸可以再減小從而使減速器整體尺寸更緊湊； 三、 設計中期由于工作較多分化為不同的子任務，導致中期的設計計劃比較混亂，從而降低了工作效率。 總之，這次課程設計讓我獲得了非常大的收獲。首先，利用這次課程設計我整合了之前學到的很多知識，也對制圖軟件、建模軟件的使用技術更加熟悉。其次，這次課程設計讓我對做事的條理性有了更加深刻的認識。最重要的是，這次課程設計讓我對機械設計的完整流程有了第一次深刻體會，讓我明白了完成一項設計需要的工作和具體的實現(xiàn)過程?？梢哉f，在此次設計過程中，我鍛煉了自己，充實了自己，更改變了自己。我以后

64、也會努力將此次課程設計學到的理念和知識發(fā)揚光大，在機械工程專業(yè)的道路上不斷豐富經驗，鍛煉能力，實現(xiàn)自我的人生價值。 十四． 參考資料 【1】《機械設計課程設計》，清華大學出版社，李興華 編，2012年4月第1版。 【2】《機械設計（第九版）》，高等教育出版社，濮良貴 陳國定 吳立言 主編，2013年五月第九版。 【3】《機械原理（第八版）》，高等教育出版社，孫恒 陳作模 葛文杰 主編，2013年5月第八版。 【4】《機械制圖》，高等教育出版社，何銘新 錢可強 徐祖茂 主編，2010年7月第六版。 【5】《中國機械設計大典》，江西科學技術出版社，中國機械工程總會 中國機械設計大典編委會 編，2002年1月版。