机械设计课程设计 V带一级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说

明书

设计题目： 带——单级圆柱齿轮减速器 班 级： 机械系090826班 设 计 者： 周 彪 学 号： 07 号 指导教师： 魏玉兰 陈建清

二○一一 年 十二 月 八 日

目 录

一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….4 五、传动零件的设计及校核计算……………………………..5 六、轴的设计及校核计算……………………………………..15 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….….24 八、键联接的选择及校核计算………..………………………26 九、联轴器、减速器附件的选择及箱体主要结构尺寸…..27 十、润滑与密封…………….………………………………….29 十一、感想…………….………………………………….……30

参考文献

另附CAD设计图

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计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 结果： （1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷较平稳，F=3300N 工作环境有粉尘，最高温度35摄氏度。 V=1.2m/s （2） 原始数据：滚筒圆周力F=3300N；带速V=1.2m/s； D=350mm 滚筒直径D=350mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率：（查机械设计课程设计手册表7-1可得） η总=ηV带×η减速器×η有压紧平带×η弹性联轴器 =0.96×0.98×0.97×0.993 η总=0.9062 =0.9062 (2)电机所需的工作功率：

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P W= FV 1000总 PW=4.37KW 33001.2= 10000.9062=4.37KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： 601000Vn筒= D n滚筒=65.481 =60×1000×1.2/π×350 =65.481r/min r/min 查表1-8推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传 动比范围I’2=4~6，取V带传动比I’1≤7，取I’1=5则总传动比理时范 围为I’a=20~30。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a× n筒=（20~30）×65.481r/min =1309.62~19.43r/min 如指导书P167页查表12-1，符合这一范围的同步转速有1500r/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 电动机型号为Y132S-4。 Y132S-4 其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转 矩2.2。质量68kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/65.481=21.99，由于运输带速度允许

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误差：±5%，故取i总=22 2、分配各级伟动比 （1） 查机械设计课程设计手册表7-1，取齿轮i齿轮=5.5（单级减速器 i=4~6合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮=22/5.5=4 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=1440r/min nII=nI/i带=1440/4=360(r/min) nIII=nII/i减速机=360/5.5=65.5(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作=5.5KW PII=PI×η带=5.5×0.96=5.28KW PIII=PII×η减速器=5.28×0.98 =5.1744KW 3、 计算各轴扭矩（N·mm） 9.55106TI=PI=9.55×106×5.5/1440 nIi总=22 i齿轮=5.5 i带=4 nI =1440r/min nII=360r/min nIII=65.5r/min PI=5.5KW PII=5.28KW PIII=5.1744KW 4

=376N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×5.28/360

=140067N·mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×5.1744/65.5 =7435N·mm 五、传动零件的设计计算 1、 V带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本P156表8-7得：kA=1.1 PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW 且小带轮转速为1440r/min 查课本P157图8-11得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 查课本图8-11得，推荐的小带轮基准直径为 80~100mm 则取dd1=100mm>dmin=75mm dd2=n1/n2·dd1=1440/360×100=400mm 查课本P157表8-8，取dd2=400mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=1440×100/400 =360r/min 转速误差为：n2-n2’/n2=（360-360）/360 =0(允许)

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TI= 376N·mm TII=140067N·mm TIII=7435N·mm dd1=75mm dd2=400mm 取标准值 dd2=400mm n2’=360r/min 带速V：V= dd1n1601000 V=7.m/s =π×100×1440/60×1000 =7.m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定V带基准长度Ld和中心矩a 根据课本P152式（8-20）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+400)≤a0≤2×(100+400) 所以有：350mm≤a0≤1000mm 取a0=500mm 由课本P158式（8-22）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0 =2×500+1.57(100+400)+(400-100) 2 /4×500 =1830mm 根据课本P146表（8-2）取Ld=1800mm 根据课本P158式（8-23）得： a≈a0+Ld-L0/2=500+1800-1830/2 =500-15=485mm (4)验算小带轮包角 由课本公式（8-25） α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30

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210mm≤a0≤600mm 取a0=500mm Ld=1800mm a=485mm =1800-（400-100）/485×57.30 =1800-35.40 =144.60>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本P152表（8-4a）P1=1.32 KW 根据课本P152表（8-4b）△P1=0.17KW 根据课本P155表（8-5）Kα=0.91 根据课本P146表（8-2）KL=1.01 由课本P158式（8-26）得 Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =6.05/[(1.32+0.17) ×0.91×1.01] =4.42 故 取带的根数为5根 α1=144.60 Z=5根 由课本查表8-1，A型V带顶宽13mm，13×5=65，带间留一定间隙， 故取带轮宽度75mm。 (6)计算带的初拉力F0 由课本P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-3）单根V带的初拉 力： F0=500PC（2.5—Kα）/（ KαZV） +qV2 =[500×6.05×（2.5—0.91）/（ 0.91×5×7.） +0.1×7.2]N

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=145.88N 则作用在轴承的压力FQ，由课本P159式（8-28） Fp=2ZF0sin（α1/2）=2×5×145.88sin（144.6/2） =13.7N 2、齿轮传动的设计计算及校核 （1）选择齿轮材料及精度等级 F0=145.88N Fp =13.7N 考虑减速器传递功率不高，所以齿轮采用软齿面。查课本191表 10-1小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用 45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P210表10-8选7级精度。 齿面粗糙度Ra=1.6~3.2μm （2） 确定有关参数如下：传动比i齿=5.5 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=5.5×20=110 实际传动比I0=110/20=5.5 传动比误差：i-i0/I=5.5-5.5/5.5=0%<2.5% 可用 齿数比：u=i0=5.5 试选k t=1.6 螺旋角β应10≦β≧20，初选螺旋角β=14 由课本P205表10-7取φd=1 转矩T1

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i齿=5.5 Z1=20 Z2=110 u=5.5 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.5/1440=376N·mm (3) 按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥[2k t T1 (u+1)ZH2Z E2 /（φd uεα[σH]2）]1/3 =76.43[k tT1 (u+1)/φdu（σH）2]1/3 1）查课本P217图10-30，可知ZH=2.4333 表10-6，可知Z E=1.8 Mpa1/2 2）查课本P215图10-26，可知εα1=0.75，εα2=0.9 则εα=εα1+εα2=1.65 3）许用接触应力：[σH]=（[σH] 1+ [σH] 2）/2 σH=σHlimKHN/S 由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa 由课本10-13式N1=60n1jlh N1=60×1440×1×（2×8×300×8）=3.318×109 N2= N1/4=0.829×109 由课本图10-19取KHN1=0.9，KHN2=0.95 取失效概率为1%，安全系数S=1 [σH] 1=σHlimZ1KHN1/S=600×0.9=0 Mpa [σH] 1=σHlimZ2KHN2/S=550×0.95=522.5 Mpa [σH]=（[σH] 1+ [σH] 2）/2 =（0 Mpa+522.5 Mpa）/2=531.25 Mpa

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T1=376N·mm αHlimZ1=600Mpa αHlimZ2=550Mpa NL1=3.318×109 NL2=0.829×109 ZNT1=0.90 ZNT2=0.95 [σH]1=0Mpa [σH]2=522.5Mpa [σH]=531.25 Mpa 4）计算 2ktT1u1ZH2ZE2d1t≥3du[H]2 =[2×1.6×376×(4+1)×2.4332×1.82/（1×4×1.65×531.25）]=40.58mm 2 1/3d1t=40.58mm 5）计算齿轮的圆周速度V V=πd1tn1/（60×1000）=3.14×40.58×1440/（60×1000） V=3.06m/s =3.06m/s 6）计算齿轮宽度b及模数mnt b=φd d1t=1×40.58=40.58mm mnt=d1tcosβ/ Z1=40.58×cos 14/20=1.97mm b=40.58mm h=2.25 mnt=2.25×1.97=4.43mm h=1.97mm b/h=40.58mm /4.43mm=9.16 7）计算纵向重合度εβ εβ=0.318φd Z1tanβ=0.318×1×20×tan14=1.586 8）计算载荷系数K KA =1， 根据V=3.06m/s 7级精度，查表10-8 KV=1.13，查表 10-4，K Hβ与直齿轮相同，取K Hβ=1.417 据图10-13查得：K Fβ=1.35 据图10-3查得：K Hα=K Fα=1.2 载荷系数：K= KA KV K HαK Hβ=1×1.13×1.2×1.417=1.92 K=1.92 9）按实际载荷系数校正分度圆直径

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d1= d1t31.92k=40.583=43.12mm 1.6kt 10）计算模数m n m n= d1cosβ/ Z1=2.1mm m n=2.1mm （4）按齿根弯曲强度设计 由课本式（10-17） m n≥3YFaYSa2kT1Ycos•[F]dZ122 1）确定计算参数 由课本图10-20c 查得消除论弯曲疲劳强度σFE1=500MPa，大齿 轮弯曲强度极限σFE2=380MPa 由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88 计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式10-12得： KFN1KFE1=0.85×500/1.4=303.57 SKK [σF] 2=FN2FE2=0.88×380/1.4=238.86 S [σF] 1=303.57 [σF] 2=238.86 K=1.83 11

[σF] 1= 大齿轮数值大 2）计算载荷系数 K= KA KV K FαK Fβ=1×1.13×1.2×1.35 =1.83 3）纵向重合度εβ=1.586，查课本图10-28，Yβ=0.88 4）计算当量齿数 Zv1= z1/cos3β=20/ cos314=21.9

Zv2= z2/cos3β=110/ cos314=120.4 5）设计计算 m n≥32YFaYSa2kT1Ycos•= [F]dZ123 4.73=1.68mm m n=1.68mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n大于由齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取m n=2.0已经可以满足弯曲疲劳强 度，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度 圆直径d1=43.12mm来计算应有的齿数，于是 Z1=21 Z1=d1cosβ/ mn=43.12×cos14/2=20.9 Z2=115 取Z1=21，则Z2= u Z1 =5.5×21=115.5，取115 （5）几何尺寸计算 1）计算中心距 a=（Z1 +Z2）m n /2cosβ=181.4 取181mm a=181mm 将中心距调整为181mm 2）按调整后的中心距修正螺旋角 β=arccos[（Z1 +Z2）m n/2a]= arccos[（21 +115）2/2×181] β=13°29′″ =13°29′″ 因β值改变不多，故其他参数不必改变 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=43.2mm d1= Z1 m n/cosβ=21×2/cos13.5=43.2mm d2=236.5mm d2= Z2 m n/cosβ=115×2/cos13.5=236.5mm 4）计算齿轮宽度

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b=dd1=1×43.2=43.2 调整后，取B2=45mm，B1=50mm 5）结构设计 B1=50mm B2=45mm 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮直径大于160mm，小于500mm， 故选用复式结构为宜，详细如CAD大齿轮零件图。 （6）校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本P132（6-48）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径： d1= Z1 m n/cosβ=21×2/cos13.5=43.2mm d2= Z2 m n/cosβ=115×2/cos13.5=236.5mm 齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm 取b=45mm b1=50mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 前面数据已经求的： YFa1=2.70 YSa1=1.55 YFa2=2.16 YSa2=1.80 (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式：

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d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mm YFa1=2.70 YSa1=1.55 YFa2=2.16 YSa2=1.80 [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本图6-35C查得： σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算及校核 1、按扭矩初算轴径 1）选用45#调质，硬度217~255HBS

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σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 YST=2 SF=1.25 σF1=77.2Mpa σF2=11.6Mpa 2）取每级齿轮传动效率为η=0.98，则 PI=PI×η带×η=5.5×0.96×0.98=5.1744KW n=nI/i带=1440/4=360(r/min) T=9.55×106PII/nII×η =9.55×106×5.28/360×0.98=137×103N•mm 3）作用在齿轮上的力： Ft=2T/d1=2×137/43.2=00N Fr=Ft·tanα/cosβ=00×tan200/cos13.5°=2400N Famin=Ft tanβ=00×tan13.5°=10N 4）初步确定轴的最小直径 PI= 5.1744KW n= 360(r/min) T=137×103N•mm 先按课本式15-2初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45 钢，根据课本表15-3=112，取A0=112，于是得： dmin= A03P5.1744=112×3=27.2mm n360 dmin =28mm 取最小轴径为28mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 输入轴采用斜齿轮轴结构，故无需对齿轮定位，单级减速器中可 将轮齿安排在箱体，两轴承对称分布，左轴承用挡油圈、套筒轴 向固定，径向过渡配合固定，右轴承以轴肩和箱体端盖定位，径向则 采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度

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1）Ι段：d1=28mm 由于，输入轴最小段与V带大轮相连，并以平键形式链接，此 处同时设计好大带轮内径及最小段轴长度，故大带轮内径为d28mm，而根据以上前面的数据，大带轮宽度为L=75mm，取L1=75mm 带轮 d128mm L1=73mm 带轮2）II段:为了满足大带轮的轴向定位要求，第一段到第二段需 要制出一轴肩，故取第二段直径d2=32mm。 ∴d2=32mm d2=32mm 第二段应与箱体相连，故需要考虑箱体内壁厚度，暂取38mm同 时挡油圈应介于此内壁与轴承之间，查表选取内径为32mm的挡油圈 厚度12，,故II段长： L2=（38+12）=50mm L2=50mm 圆锥滚子轴承3）III段：优先确定轴承型号及内径，轴承需要同时承受径向力30207 与轴向力，查机械设计课程设计手册表6-7，选取圆锥滚子轴承30207， D=72mm，d=35mm，T=18.25mm，故轴第三段直径d3=35mm，由于 该轴承与轮齿之间有轴间挡圈间隔，查机械设计课程设计手册表5-1， 选取轴间挡圈，内径为35mm，宽度为4mm，所以： d3=35mm L3=18.25+4=22.25mm 考虑到制造，取L3=22mm d3=35mm L3=22mm 4）Ⅳ段：该段为齿轮轴的轮齿段，根据前面计算，输入轴小齿 轮分度圆直径d1=43.2mm，齿顶高ha=2mm，齿根高hf=2.5mm，故该d4=47.2mm 段轴径为d4= d1+2ha=43.2+2×2=47.2mm

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L4=50mm L4：根据前面计算得小齿轮b1=50mm，L4=b1=50mm d5=32mm 5）Ⅴ段：考虑便于轴承的拆卸，及节省材料，取Ⅴ段直径L5=9.5mm d5=32mm. 长度L5=9.5mm d6=41 6）Ⅵ段、Ⅶ段：用于Ⅴ段与轴承间的连接，即作为轴肩使用，L6=4mm 两轴承型号相同，故先可以Ⅶ段的轴径为d7=35mm，长度d7=35mm L7=18.25mm，作为轴肩的Ⅵ段d6=41，L6=4mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108.5mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=43.2mm ②求转矩：已知T2=137000N·mm ③求圆周力：Ft 根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=00N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft·tanα=2400N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=.25mm 3、输入轴的校核 (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=182.05N

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L7=18.25mm L=108.5mm Ft =1000.436N Fr=3.1N FAY =182.05N FBY =182.05N FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m (3)绘制水平面弯矩图（如图cFAZ =500.2N MC1=9.1N·m ） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m MC2=25N·m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m

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MC =26.6N·m (6)绘制当量弯矩图（如图f） T=48N·m 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯 矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 = [26.62+(1×48)2]1/2=.88N·m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算及校核 具体如cad输出轴零件图 Mec =99.6N·m σe =14.5MPa <[σ-1]b

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1、按扭矩初算轴径 1）选用45#调质，硬度217~255HBS 2）取每级齿轮传动效率为η=0.98，则 PI=PI×η=5.1744×0.98=5.02KW n=nI/i带=360/5.5=65.5(r/min) T=9.55×106PII/nII×η =9.55×106×5.28/360×0.98=732×103N•mm 3）作用在齿轮上的力： Ft=2T/d2=2×732000/236.5=6190N Fr=Ft·tanα/cosβ=66190×tan200/cos13.5°=2322N Famin=Ft tanβ=13N 4）初步确定轴的最小直径 先按课本式15-2初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，根据课本表15-3=112，取A0=112，于是得： dmin= A03P5.02=112×3=27.6mm n65.5 Ft=6190N Famin=13N d=30mm 取最小轴径为30mm 5）此处可同时选取与轴径相适应的联轴器型号，查机械设计课弹性柱销联轴器程设计手册表8-7，选用LX3型弹性柱销联轴器，公称转矩：n=50N·m，LX3型 d=30mm，L=60mm，D=75mm 2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配

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单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体，相对两轴承对称分 布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，径向定位采用键和 过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，径向定位则用过渡配合， 轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮，套筒，右轴承 依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选30207型圆锥滚子轴承，其内径为35mm，宽度为 18.25mm。安装齿轮段长度的轮毂宽度为45mm。 （3）按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=236.5mm ②求转矩：已知T3=732N·m ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=6190N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft·tanα=2322N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm （4）输出轴具体机构设计： Ft =6190N 1）Ⅰ段：从右端（输出端）起，已知最小径d1=30mm，而根据d1=30mm 已经确定的联轴器长度L=60mm，为避免轴端碰触联轴器，取第一段L1=58mm 长度L1=58mm d2=34mm 2）Ⅱ段：为满足联轴器的轴向定位要求，第二段需要制出一轴L2=12mm

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肩，故取d2=34mm ，为箱体壁留出一点距离并以一挡油圈连接箱体d3=35mm 定位右轴承，挡油圈宽度为12mm，故取L2=12mm L3=22.25mm 3）Ⅲ段：由于轴承内径为35mm，故该段轴径为d3=35mm，轴d4=40mm 承左端采用轴间挡圈分别对大齿轮及右轴承的轴向定位，35mm的轴L4=45mm 间挡圈，宽度为4mm，故L3=22.25mm d5=45mm 4）Ⅳ段：由于大齿轮已经确定，内径为40mm，宽度为45mm，L5=4mm 故第四段设计数据为d4=40mm，L4=45mm 5）Ⅴ段：该段为齿轮作轴向定位，d5=45mm，L5=4mm d6=41mm L6=52mm 6）Ⅵ段：该段为做轴承作轴肩轴向定位，d6=41mm，L6=52mm d7=35mm 7）Ⅶ段：该段仅承载左轴承，d7=35mmL7=18.5mm 3、输出轴校核 (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=903.35N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2

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L7=18.5mm FAX=FBY =328.6N FAZ=FBZ =903.35N MC1=16.1N·m MC2=44.26N·m =（16.12+44.262）1/2 =47.1N·m (5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N·m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×360×8=46080小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=360r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为圆锥滚子轴承30207型 根据课本P316式（13-1）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N （2）∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

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MC =47.1N·m Mec =275.06N·m σe =1.36Mpa <[σ-1]b 轴承预计寿命46080h FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N （3）求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本P321表（13-5）得e=0.68 FA1/FR148720h ∴预期寿命足够

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LH=1047500h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 （1）已知nⅢ=65.5r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选30207型圆锥滚子轴承 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N （2）计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N （3）求系数x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本P321表（13-5）得：e=0.68 ∵FA1/FR125

FR =903.35N FS1=569.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=1355N P2=1355N （5）计算轴承寿命LH ∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根据机械设计课程设计手册P75表6-7，30207型轴承Cr=.2KN 根据课本P320 表（13-4）得：ft=1 根据课本P320（13-5a）式得 Lh=16670/n(ftCr/P)ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 1、输入轴与V带大带轮连接 轴径d1=28mm,L1=75mm 查手册得，选用C型平键，得： 键A 8×7 GB1096-79 L=36mm T2=48N·m h=7mm 根据课本P106（6-1）式得 σp=2T2/dhl=4×48000/22×7×36 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、输出轴与齿轮连接采用平键连接 轴径d3=40mm L3=45mm T=271N·m

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Lh =2488378.6h 故轴承合格 A型平键8×7 σp=29.68Mpa 查机械设计课程设计手册P53 选A型平键 键12×8 GB1096-79 L=32mm h=8mm σp=2T/dhl=4×271000/35×8×32 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 3、输出轴与联轴器连接用平键联接 轴径d2=30mm L2=58mm T=61.5Nm 查机械设计课程设计手册P51 选用A型平键 键8×7 GB1096-79 L=36mm h=7mm 据课本P106式（6-1）得 σp=2T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp] 九、联轴器、减速器附件的选择及箱体主要结构尺寸 A型平键 12×8 σp=101.87Mpa A型平键 8×7 σp =60.3Mpa 1、由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及 经济问题，选用弹性套柱联轴器 查课本表14-1得：K=1.5 TC=KT=1.5×732=10N·m 选用LX3型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩Tn=1250 N·m， TC27

LX3型弹性套住联轴器有关参数如下表： 许用 公称 轴孔 轴孔 转速 外径 型号 转矩直径 长度 D/mm T/(N·m) n/（r·min1 d/mm L/mm 材料 轴孔 类型 LX3 1250 4700 30 60 160 HT200 Y型 2、减速器附件的选择： 列表如下： 名称 螺栓 螺栓 销 垫圈 螺母 油标 通气器 功用 安装端盖 安装端盖 定位 调整安装 安装 测量油 面高度 透气 数量 12 24 2 3 3 1 1 材料 Q235 Q235 35 65Mn A3 =10mm 1=8mm 规格 M6×16 GB 5782—1986 M8×25 GB 5782—1986 A6×40 GB 117—1986 10 GB 93—1987 M10 GB 6170—1986 组合件 A3 2、箱体主要结构尺寸 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm 箱盖厚度1=8mm 箱盖凸缘厚度b1=1.5 ,1=12mm

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箱底座凸缘厚度b2=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半h=45 径R=20mm 齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mm 大齿轮顶与内机壁距离1=12mm 小齿端面到内机壁距离2=15mm 上下机体筋板厚度m1=6.8mm , m2=8.5mm 主动轴承端盖外径D1=105mm 从动轴承端盖外径D2=130mm 地脚螺栓M16，数量6根 十、润滑与密封 1、润滑剂 查机械设计课程设计手册P85表7-1，选用L-AN32 40℃时运动粘度28.8~35.2 倾点≤-5℃ 闪点≥150℃ L-AN32 由于齿高h=4.5mm，箱体底部润滑剂深度要求≥30mm，故取箱 体底部深度为35mm，润滑剂总深度H=40mm 2、油标 H=40mm 查机械设计课程设计手册P88表7-7，选用B形压配式圆形油标 B形压配式圆形油D=58mm, 视孔d=40mm 3、密封

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标 d=40mm （1）轴承孔的密封 查机械设计课程设计手册P90表7-12 输入轴左轴承左端采用毡圈油封，输出轴右轴承右端采用毡圈油 封，由于两处轴径均为d=35mm，故均选用毡圈35（d=35mm的毡圈） D=49mm，d1=34mm，d0=36mm，材料为半粗羊毛毡。 （2）箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 （3）观察孔和油孔等处接合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。 十一、感想 两星期的机械设计课程设计在我们埋头间不经意划过，在此期间，我们认真学习，查考资料，悉心思索，终于在规定时间内我完成了两张零件图纸、一张装配设计图、一份设计说明书的全部设计任务。 在为期两星期内完成这次设计不可谓不艰辛，然而，我却从这两星内学到了许多大三、大四都没来得及好好学的关键内容，同时对大一大二的内容也进行了复习，而且在实践中运用，更是令我印象深刻，深切体会到机械这门课程并非以前所想像的那样纸上谈兵。所有理论、公式都是为实践操作而诞生庆幸自己终于认真地做了一次全面的机械设计，我从中学到了很多很容易被忽视的问题、知识点，甚至还培养了自己的耐心细心用心的性格。从翻看以前的课本，一次次

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毡圈35 计算数据，一遍遍修改草图，一遍遍整理装配图，这些都是我从来未曾做过的。所以虽然很辛苦，但本次的课程设计我的收获却更多，毫无疑问，本次课程设计是非常值得非常有意义的。 最后必须感谢在本次课程设计中指导过我，耐心回答我问题的两位指导老师及我的同学们，谢谢！ 参考文献 【1】 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[M].3版.北京：高等教育出版社，2006. 【2】 濮良贵等.机械设计[M].8版.北京：高等教育出版社，2006.

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附图、CAD设计截图

图一、A4输出轴零件图

图二、A3大齿轮零件图

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图三、A0装配图

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