机械设计 设计说明书

目录 0 设计任务书…………………………………………2 一、电动机的选择计算…………………………………3 二、带传动的设计计算…………………………………………7 三、齿轮传动的设计计算…………………………………… 20 四、轴的设计计算………………………………………38 五、滚动轴承的选择和寿命验算………………………19六、键联接的选择和验算………………………………37 七、联轴器的选择………………………………………39 八、减速器的润滑方式及密封形式的选择，润滑油 装 牌号的选择及装油量的计算…………………………40 订 线 1

0 设计任务书 一、设计题目： 低 速 级：直齿轮 高 速 级：直齿轮 设计热处理车间零件清洗传输设备。该传输设备由电机，V带传动，二级圆柱齿轮减速器，主传送带及鼓轮等组成。两班工作制，工作期限八年。 设计带式运输机传动装置（简图如右） 1——输送胶带 装 2——传动滚筒 3——二级圆柱齿轮减速器 4——V带传动 5——电动机 二、设计参数： 订 线

传送带传送速度 传送带从动轴 题号项目 3 鼓轮直径 mm m/s 350 0.85 所要扭矩 N·m 650 2

第三组课程设计 参数：D=350mm V=0.85m/s T=650Nm 一、选择电动机 （1）选择电动机的类型和结构形式 三相交流电动机 Y系列电动机 开启式 装（2）选择电动机的功率（容量） 订皮带运输机： 线F=T D=3714.3N=3.7143KN 2Pw=Fv3714.30.71000=1000=3.16KW 按表4.2.9取 带传动效率η带=0.95 齿轮啮合效率η齿=0.97（8级精度） 滚动球轴承传动效率η承=0.99 联轴器传动效率η联=0.99 运输滚筒传动效率η滚筒=0.96 传动装置总效率η*η4总=η带承*η2联*η2齿*η滚筒=0.808 3

Pw=3.16kw Pr=3.91kw

所需电动机功率：Pr=Pw总=3.91KW 查课程设计书表4.12-1可选Y132M1-6或Y112M-4 （3）确定电动机转速 nw=60v=46.4rmin D总传动比=电动机输入转速 nw电机型额定号 功率KW Y112M-4.0 同步转速r/min 转速r/min 质量 kg 总传动比 nw=46.4r/min 1500 1440 51 31.03 i带=2.5 减装 4 Y132M1-6 （4）经分配传动比预先计算得出Y132M1-6的i带>i齿，故不选择Y132M1-6。Y112M-4电机质量和价格较低，又能满足各方面要求 分配传动比。故选择Y112M-4电机。 外伸轴段为28mm 据表4.2-9 i带=2.5 4.0 1000 960 73 20.7 =12.412 订 i1=4.093 i2=2.560 线

4

i31.03减=ii=带2.5=12.412 取两级齿轮减速器高速级的传动比 i1=1.35i减=1.3512.412=4.093 则低速级的转动比： i2=i减i=12.412=3.032 14.093(5)传动装置的运动和动力参数计算 O轴：即电动机轴 Po=Pr=3.91KW no=1440r/min 装TPo9．553.91103 O=9.55 n=1440=25.93Nm o订 线I轴：即减速器高速轴 P1=Po*η01=3.91*η带*η联=3.68KW nn1=oi=1440012.5=576r/min T319.553.68101=9.55Pn==61.01Nm 1576II轴：即减速器中间轴 P2=P1*η12=P1*η齿*η承=3.68*0.97*0.99=3.53Kw nn2=1i=576=140.7r/min 124.093TP2=9.552n=239.6Nm 2III轴：减速器低速轴 5

P1=3.68Kw n1=576r/min T1=61.01Nm P2=3.53Kw n2=140.7r/min T2=239.6Nm P3=3.39Kw n3=46.4r/min T3=697.73Nm

P3=P2*η23=P2*η齿*η承=3.530.970.99=3.39Kw n140.73=n2i==46.4r/min 233.032T=9.55P33n=697.73Nm 3IV轴：传动滚筒轴 P4=P3*η34=P3*η承*η联=3.390.990.99=3.32Kw n4=n3=46.4r/min T4=9.55P4n=683.84Nm 4各轴运动及运动参数 轴序功率转速转矩传动形传效率装 号 P/KW n/r/miT/Nm 式 动η 订 线n 比 0 3.91 1440 25.93 带传动 2.5 0.95 I 3.68 576 61.06 联轴器 1.0 0.99 II 3.53 140.7 239.6 齿轮传3.80.96 动 4 III 3.39 46.4 697.7齿轮传2.80.96 3 动 4 IV 3.32 46.4 683.8 4 二、V带传动的设计计算 6

P4=3.32Kw n4=46.4r/min T4=683.84Nm

云飞 卢玉明 主编·高等教育出版社出版》） 由电动机为Y112M-4型，额定功率P=4kw 满载转速 N=1440r/min 从动轴转速N=576r/min 两班工作。 ⑴ 计算功率P 由表8-3查得K=1.2 故P=KP=4.8kw ⑵ 选取V带型号 根据P=4.8kw和小带轮转速N=1440r/min，由《机械 设计基础·第七版·陈云飞 卢玉明 主编·高等教育出 版社出版·图8-10》，可知工作点处于ZA型相邻区之间， （该部分的查表内容见《机械设计基础·第七版·陈12cAcAc1装 可取A型、Z型分别计算，最后择优选用。 为减少带的根数，现取A型带计算。 ⑶ 小轮基准直径dd1和大轮基准直径dd2 希望结构紧凑。由表8-4并参考表8-2a，取dd1=112mm，选取Ɛ=0.01，则大轮的基准直径dd2=（1-Ɛ）=277.2。由表8-4取dd2=280mm。 ⑷ 验算带速 V=πN1dd1/60000=8.44m/s<25m/s 合适 ⑸ 初定中心距a0 a0可以初定为1-1.5dd2，在此选取n1dd1n2dd1=112mm dd2=280mm 订 线

1.3dd2=1.3*280=364mm ⑹ 验算带的基准长度L0 7

L0=2a0+0.5π（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0=1362.8 由表8-1，选取带的基准长度Ld=1400 ⑺ 实际中心距 中心距a可调整，则 a≈a0+（Ld-L0）/2=383mm ⑻ 小带轮包角： a0=364mm L0=1362.8mm Ld=1400mm α1=180°-57.3°（dd2-dd1）/a=154.9° >120° 能a=383mm 满足要求。 ⑼ 单根V带能传递的功率： 根据n1=14400r/min和dd1=112mm 查表8-2a 由比例 α1=154.9° P0=0.16kw 装 求得P0=1.60kw ⑽ 单根V带传递功率的增量△P0 订 线

已知A型V带，小带轮传速n1=1440r/min 传动比P0=1.60kw i=n1/n2=dd2/dd1=2.5 查表8-2b得△P0=0.16kw ⑾ 计算V带的根数 Z≥Pc/（P0+△P0）kαkl 由表8-5查得kα=0.94由表8-6查得kl=0.96 故 Z=3.02 取Z=4根、所采用的V带为A-1400x4 ⑿ 作用在带轮轴上的力 由式（8-17）F0=500PC2.52 (1)+qvZvK求单根V带的张紧力F0=125.1N 所以作用在轴上的力为F∈=2ZF0sinα1/2=976.9N 8

⒀ 带轮结构设计 由dd1=90mm dd2=224mm 按照《机械设计课程设计》课Z=4 F∈=976.9N 本P169即dd1<300mm 小带轮采用腹板式 dd2>300mm 大带轮F0=125.1N 采用腹板式。 方案，进行带轮结构设计。带轮结构简图如下。 大带轮——孔板式结构设计简图 装 订 小带轮——实心轮式结构设计简图 线 三、 齿轮传动的设计计算 9

低速级和高速级的齿轮全为直齿轮 1、高速轴直齿轮的设计计算 ⑴齿面接触疲劳强度设计 ○ 1确定作用在小齿轮上的转矩： 由输入轴转速n2=576r/min p=3.68kw p 转矩T1=955*10n1=6.1x104Nm 4 n2=576r/min p=3.68kw ○2选择齿轮材料、确定许用接触应力[H] 根据工作要求，采用齿面硬度≤350HBS 小齿轮选用45钢、调质、硬度为260HBS 大齿轮选用45刚、调质、硬度为240HBS T1=6.1x104Nm 装 由表9-5可确定许用接触应力[H] 小齿轮[H]1=380+0.7HBS=562MPa 大齿轮[H]2=380+0.7HBS=548MPa 3选择齿宽系数○取a=0.4 4确定载荷系数○k，由齿轮相对轴承为非对称布置且载a订 线

由本次设计为轻型减速器 荷较平稳：故取k=1.5 5计算中心距a ○a=48（i+1）33iaH2mm =153.6mm i=4.093 kT16选择齿数并确定模数 ○ 取Z1=26 则Z2=iZ1=106 ∴m=2a/（Z1+Z2）=2.33查标准模数表9-1可知，经过10

计算两者均满足强度条件，本设计中使生产经济、节省材料、且减少尺寸使结构紧凑。取m=2.5 7齿轮几何尺寸计算 ○ Z1=26 Z2=106 装 订 线

小齿轮尺寸： 分度圆直径d1=mZ1=65mm 齿顶高ha=ha*m=2.5mm 齿顶圆直径da1=d1+2m=70mm 齿根圆直径df1=d1-2hf=58.75mm 基圆直径db1=d1cosα= 61.1mm 齿槽宽e=P/2=πm/2=3.925mm 齿根高hf=（ha*+c*）m=3.125mm 全齿高h=ha+hf=5.625mm 齿厚s=P/2=3.925mm 齿距P=πm=7.85mm 大齿轮尺寸： 分度圆直径d2=mZ2=265mm 齿顶圆直径da2=d2+2m=270mm 齿根圆直径df2=d2-2hf=258.75mm 基圆直径db2=d2cos20°=249mm 中心距a=（d1+d2）/2=165mm 大齿轮宽度：b2=aa=50mm（圆整） 小齿轮宽度：因小齿轮齿面硬度高为补偿装配误差，11

m=2.5 d1=mZ1=65mm ha=2.5mm da1=70mm df1=58.75mmdb1= 61.1mm e=3.925mm hf=3.125mm h=5.625mm s=3.925mm P=7.85mm

工作时右大齿距齿面上造成压痕，一般b1比b2宽些，d2=265mm 取b1=b2+5=55mm 8确定齿轮精度等级：根据齿轮工作要求、取经济精度○da2=270mm df2=258.75m8级。 ⑵齿根弯曲疲劳强度校核 ① 确定许用应力，根据表9-7 得 [F]1=140+0.2HBS=192MPa [F]2=140+0.2HBS=188MPa ② 查齿形系数YF 比较YF/[F] 小齿轮Z1=26由表9-6得YF1=2.6 装大齿轮Z2=106 由表9-6得YF2=2.23 订由YF1/[F]1=0.013 YF2/[F]2=0.012 线 ∵YF1/[F]1>YF2/[F]2 ∴应验算小齿轮。 ③ 验算弯曲应力 计算时应从齿宽b2代入，则 F1=2kT2YF1/bZ1m²=51.8<192MPa 安全 ⑶结构设计 高速级直齿轮结构设计参数表 小齿轮1 大齿轮2 分度圆直径d 65 265 齿顶圆直径向 径da 70 270 齿根圆直径df 58.75 258.75 基圆直径61.1 249 12

m db2=249mm a=165mm b2=50mm b1=55mm

db 齿厚s 周向 齿槽宽e 齿距P 齿顶高ha 高度 齿根高hf 全齿高h 与设计制造有关 其他 模数m 压力角α 中心距a 传动比i 齿数Z 齿宽b 26 55 3.925 3.925 7.85 2.5 3.125 5.625 2.5 20° 165 4.093 106 50 F1=51.8MPa 2、低速级齿轮设计计算 （1）齿面接触疲劳强度设计 装 ① 确定作用在小齿轮上的转矩：由输入轴转速n2=140.7r/min p=3.35kw p 转矩T2=955x10n2=239.6Nm 4订 线 ② 选择齿轮材料、确定许用接触应力[H]、根据工作要求，采用齿面硬度≤350HBS 大齿轮选用45钢、调质、硬度为240HBS 小齿轮选用45钢、调质、硬度为220HBS 由表9-5可确定许用接触应力[H] 小齿轮[H]1=380+0.7HBS=548MPa 大齿轮[H]2=380+0.7HBS=534MPa ③ 选择齿宽系数a 由本次设计为轻型减速器 取a=0.4 ④ 确定载荷系数k，由齿轮相对轴承为非对称布置且载荷13

较平稳：取故k=1.6 ⑤ 计算中心距a a=48（i+1）3kT2=220.5mm iaH2⑥ 选择齿数并确定模数 取Z1=28 则Z2=iZ1=85 ∴m=2a/（Z1+Z2）=3.9 查标准模数表9-1可知,经过计算两者均满足强度条件，本设计中使生产经济、节省材料、且减少尺寸使结构紧凑。取m=4 ⑦ 齿轮几何尺寸计算 小齿轮尺寸： 分度圆直径d1=mZ1=112mm Z1=28 Z2=85 m=4 d1=112mm ha=4mm da1=120mm df1=102mm db1=105.25mm e=6.28mm hf=5mm h=9mm 装 齿顶高ha=ha*m=4mm 齿顶圆直径da1=d1+2m=120mm 齿根圆直径df1=d1-2hf=102mm 基圆直径db1=d1cosα= 105.25mm 齿槽宽e=P/2=πm/2=6.28mm 齿根高hf=（ha*+c*）m=5mm 全齿高h=ha+hf=9mm 齿厚s=P/2=6.28mm 齿距P=πm=12.56mm 大齿轮尺寸： s=6.28mm 分度圆直径d2=mZ2=340mm 齿顶圆直径da2=d2+2m=348mm 14

订 线 P=12.56mm

齿根圆直径df2=d2-2hf=330mm 基圆直径db2=d2cos20°=319.5mm 中心距a=（d1+d2）/2=226mm 大齿轮宽度：b2=aa=67.8mm（圆整）取68mm d2=340mm da2=348mm Df2=330mm db2=319.5m小齿轮宽度：因小齿轮齿面硬度高为补偿装配误差，m 工作时右大齿距齿面上造成压痕，一般b1比b2宽些，a=226mm 取b1=b2+5=73mm b2=68mm ⑧ 确定齿轮精度等级：根据齿轮工作要求、取经济精度b1=73mm 8级。 ⑵齿根弯曲疲劳强度校核 F1=64.6Mp装 ① 确定许用应力，根据表9-7 得 [F]1=140+0.2HBS=192MPa [F]2=140+0.2HBS=184MPa ② 查齿形系数YF 比较YF/[F] 小齿轮Z1=28 由表9-6得YF1=2.56 大齿轮Z2=85 由表9-6得YF2=2.23 由YF1/[F]1=0.0136 YF2/[F]2=0.0121 ∵YF1/[F]1>YF2/[F]2 ∴应验算小齿轮。 ③ 验算弯曲应力、计算时应从齿宽b2代入，则 F1=2kT2YF1/bZ1m²=64.6<188MPa a 订 线

安全 ⑶结构设计 低速级直齿轮结构设计参数表 15

分度圆直径d 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 基圆直径db 齿厚s 小齿轮1 112 120 102 105.25 大齿轮2 340 348 330 319.5 6.28 6.28 12.56 4 5 9 4 20° 226 3.032 径向 周向 齿槽宽e 齿距P 齿顶高ha 高度 齿根高hf 全齿高h 模数m 压力角α 中心距a 传动比i 齿数Z 齿宽b 28 68 与设计制造有关 其他 85 73 装 订 高速直齿大齿轮结构简图 而参照《机械设计基础P212》，将直齿小齿轮与高速轴制成一体，为齿轮轴。具体结构见后面高速轴的设计部分。 高速轴的大齿轮 线 16

低速直齿大齿轮结构简图 装 订 线 低速斜齿小齿轮结构简图 17

装 订 线

四、轴的设计计算 I、轴的轴向尺寸的设计 1、中速轴 （1）初选轴承【材料是45钢】 根据工作条件，初选轴的材料为45钢、调质处理， p按扭转强度法进行最小直径估算，即d=C n 查表12-2,45钢的C估为118~107， 3.53 d=（107~118）x=31.3~34.6 140.7 查表II-10选取轴承6307型号，d=35mm，D=80mm，B=21mm min3min3安装尺寸D1=44mm 18

课程设计书p21,2.由表1.5-1 p17得=0.025a*+38（a*=8.65 的意义在p18） 2=0.025x226+3=8.65 故取2=9 （2）有以上数据及前面设计数据可知 L1=B=21mm L2=15.5mm L3=50mm L4=10mm L5=68mm L6=13mm L7=L1=21mm a=L1/2+L2+L3/2=21/2+15.5+50/2=51mm b=L3+L4+L5/2=50/2+10+68/2=69mm c=L5/2+L6+L7/2=68/2+13+21/2=57.5mm 2、高速轴【材料为45钢】 装 高速轴的结构图 订 线 （1）选取联轴器 dmin=C3p3.n=（107~118）x368576mm=19.85~21.9mm 该轴的转矩T=61.01Nm 查课程设计书表4.7-1 p149 选取HL1轴孔直径d=22mm，轴孔长度L=52mm （2）初选轴承 19

2=9 L中1=B=21mm L中2=15.5mm L中3=50mm L中4=10 mm 中5=68mm L中6=13mm L中7=21mm a中=51mm b中=69mm c中=57.5mm L

d1，d2间的轴肩是定位轴肩，则d2=d1+（3-4）c1 c1由课程设计书p111表4.2-12查得d1=22mm，d2=27mm。由d2，d3间的轴肩是非定位轴肩，则d3=d2+（2-4）=30mm。 L高1=19mm L高2查表II-10选取型号为6306的轴承，d=30mm，D=72mm，m=39mm B=19mm，安装尺寸D1=38mm （3）轴承盖的尺寸计算 由课程设计书p162 表4.9-4知e=1.2d3 d3查该表得=13mm L高d3=8，故e=1.2x8=9.6mm。m由结构确定，由课程设计书p23 3=55mm 图1.5-9第二个图可知m=k++2-B-(3~5) L高4=116mm 5k：查课程设计书p18 表1.5-1，k=c1+c2+（5~8）。c1、L高=19mm =56mm 装 c2查该表p17，选取轴承旁凸台的凸缘尺寸 *L高6订 ：壁厚，查该表下箱座壁厚=0.025a+3，取值为9mm L高7=52mm 线

2：垫片厚度 B:轴承宽 3~5：润滑油 m=24+20+7+9+2-19-4=39mm （4）有以上计算数据可知 L1=19mm L2=13mm L3=55mm L4=116mm L5=19mm L6=56mm L7=52mm a=L1/2+L2+L3/2=19/2+13+55/2=50mm b=L3+L4+L5/2=55/2+116+19/2=153mm c=L5/2+L6+L7=19/2+56+52=117.5mm 3、低速轴【材料为45钢】 低速轴的结构图 20

a高=50mm b高=153mm （1）选联轴器 dmin=C3p3.39=（107~118）3=44.7~49.4 n46.4c高=117.5mm 装 订 线

d1、d2间的轴肩为定位轴肩，则d2=d1+（3~4）c1，c1 查课程设计书p111。d2=48+8=56mm 2 3 该轴的转矩T=697.73Nm 查表，课程设计书p149 4.7-1 选取型号为HL4的联轴器。轴孔直径d=48mm， 轴孔长度L=112mm，故d=48mm （2）初选轴承 1 d、d间的轴肩为非定位轴肩，则d=d+（2~4）=56+4=60mm 查表II-10 p 选取型号为6312的轴承。D=60mm， D=130mm，B=31mm，安装尺寸D=72mm d=72mm （3）轴承盖的尺寸计算 由课程设计书p162 表4.9-4知e=1.2d3 d3查该表得 d3=8，故e=1.2x8=9.6mm。m由结构确定，由课程设计书p23 图1.5-9第二个图可知 m=k++2-B-(3~5)=24+20+7+9+2-31-4=27mm 32 41414 （4）由以上计算数据可知 21

L=10mm L=68mm L=44mm a=L+L+L/2=112+44+31/2=171.5mm b=L/2+L+L+L/2=125mm L1=112mm L2=44mm L3=31mm L4=65.5mm 5671233456装 订 线

c=L6/2+13+31/2=62.5mm 轴的径向尺寸设计 ：已知a=51mm，b=69mm，c=57.5mm 轴的额定转矩T=239.6Nm。轴的材料为45钢，正火。=600Mpa，大齿轮d1=265mm，小齿轮d2=112mm。中速轴的受力图如下图所示 22

L低1=112mm L低2=44mm L低3=31mm L低4=65.5mm L低5=10mm L低6=68mm L低7=44mm a低=50mm b低=153mm c低=117.5mm II【中速轴】

装 订 线 1、决定作用在轴上的载荷 圆周力Ft=

2T2T2T Ft1==1808.3N Ft2==4278.6N dd1d223

径向力Fr=Ft*tan（=20。） Fr1=Ft1*tan20=658.2N Fr2=Ft2*tan20=1557.3N 2、计算支点反作用力及弯曲力矩 水平面：Mc=0 FRBH(a+b+c)-Ft2c-Ft1（b+c）=0 Ft2cFt1(bc)RBH=Fabc=2674.8N MB=0 Ft1a+Ft2（a+b）-FRCH(a+b+c)=0 Ft1aFt2(ab) FRCH=abc=3412.1N 截面A-A的弯曲力矩和截面D-D的弯曲力矩 MA= FRBH*a=-2674.8x51=-136414.8Nmm MD= FRCH*c=-3412.1x57.5=-196195.75Nmm 装 垂直面：Mc=0 FRBV(a+b+c)-Fr2c-Fr1（b+c）=0 订 FFr2cFr1(bc)RBV= abc=-35.39N 线 MB=0 Fr1a+Fr2（a+b）-FRCV(a+b+c)=0 FFr1aFr2(ab)RCV=abc=-863.71N 截面A-A的弯曲力矩和截面D-D的弯曲力矩 MA1= FRBV*a=-35.39x51=-1804.89Nmm MD1= FRCV*c=-863.71x57.5=-49663.33Nmm 合弯矩：MWA==136426.74Nmm MWD=MD2MD12=202383.84Nmm 轴上的转矩T=239600Nmm 3、确定A-A、D-D的直径 由轴的材料为45钢，其=600Mpa；查表12-3 p262得24

Ft1=1808.3N Ft2=4278.6N Fr1=658.2N Fr2=1557.3N FRBH=2674.8N FRCH=3412.1N MA=-136414.8Nmm MD=-196195.75Nmm FRBV=-35.39N

[1b]=55Mpa [0b]=95Mpa 则=[1b]/ [1b]=0.58 轴截A-A面处的当量弯矩和轴截面D-D处的当量弯矩 MIA=MWA2(T)2=194741.78Nmm MID=MWD2(T)2=245502.19Nmm 故轴截面A-A处的直径d3=3 FRCV=-863.71N MA1=-1804.89MIA=32.84mm 因该截面处Nmm 0.11b 有键槽，所以轴的直径要增加，并考虑结构要求取d3=47mm MD1=-49663.3d1为该轴的轴承内径尺寸d1=35mm 3Nmm d2为该轴轴承的安装尺寸d2=44mm d3为该轴与大齿轮轮毂配合面直径d3=47mm [1b]=55Mp装 d4与 d3之间的轴肩属于定位轴肩d4=d3+（3~4）C1=47+6=53mm 轴截面D-D处的直径d5=3MID=35.47mm 因该截面处0.11ba 订 线 有键槽，所以轴的直径要增加，并考虑结构要求取d5=46mm [0b]=95Mpa d5为该轴与小齿轮轮毂配合面直径d5=46mm 中速轴的结构数据如下： 键的尺寸： 与大齿轮轮毂配合的键bxh=14x9 L=70 与小齿轮轮毂配合的键 bxh=14x9 L=56 中速轴 轴段 1 2

=0.58 MIA=194741.78Nmm MID=245502.19Nmm MWA=136426.74Nmm 轴段直径d/mm 35 35 轴段长度l/mm 21 15.5 25

倒、圆角尺寸mm 1.6 1.6

3 4 5 6 7 高速轴结构图 47 53 46 44 35 50 10 68 13 21 1.6 2.0 1.6 1.6 1.6 MWD=202383.84Nmm d1=35mm d2=44mm d3=47mm d4=53mm d5=46mm 装 Lh10=36000h Fa=0 FrB=2675.03N FrC=3519.7N ε=3 C`=23.67kN 订 线 【 高速轴】：已知a=50mm，b=153mm，c=117.5mm 轴的额定转矩T=61.06Nm。轴的材料为45=600Mpa，齿轮d=65mm。 钢，正火。 26

高速轴的受力图 bxh=14x9， L=40mm Ls=26mm Ft=10195.68N P =87.14 装 28.01 订 线 bxh=14x9 L=56 Ls=42mm Ft=10417.32N P =55.12 27

1、决定作用在轴上的载荷 圆周力Ft=2Td F=2Ttd=1878.77N 径向力Fr=Ft*tan（=20°） Fr=Ft*tan20=683.82N 2、计算支点反作用力及弯曲力矩 水平面：Mc=0 FRBH(a+b)-Ftb=0 FRBH=Ftbab=1416.02N MB=0 Fta-FRCH(a+b)=0 装Fta FRCH= ab=426.75N 订截面A-A的弯曲力矩 线 MA= FRBH*a=1416.02x50=70801Nmm 垂直面：Mc=0 FRBV(a+b）+Frb=0 FFrbRBV=ab=-515.39N MB=0 -Fra-FRCV(a+b)=0 FFraRCV=ab=-168.43N 截面A-A的弯曲力矩 MA1= FRBV*a=-515.39x50=-25769.5Nmm 合弯矩：MWA==75344.87Nmm 轴上的转矩T=61060Nmm 3、确定A-A 28

17.71

装 订 线

[]=55Mpa []=95Mpa 则=[]/ []=0.58 轴截A-A面处的当量弯矩和轴截面D-D处的当量弯矩 M=M2(T)2=83252.97Nmm M故轴截面A-A处的直径d==24.74mm 因该截面处 0.1 有键槽，所以轴的直径要增加，并考虑结构要求取d=48mm d为该轴的轴承内径尺寸d=30mm d由定位轴肩可知d=27mm d为该轴与联轴器配合面直径d=22mm 高速轴结构数据 键的尺寸：bxh=6x6 L=56 中速轴 轴段直径轴段长度倒、圆角尺寸 轴段 d/mm l/mm mm 1 30 19.13 1 2 38 13 1 3 70 55 2 4 38 116 1.6 5 30 19 1 由轴的材料为45钢，其=600Mpa；查表12-3 p262得 1b0b1b1bIAWA43IA1b333221129

6 7 27 22 56 52 1 1 Ft=1878.77N 高速轴的结构图 Fr=683.82N FRBH=1416.02N FRCH=426.75N MA=70801Nmm FRBV=-515.39N FRCV=-168.43 N MA1=-25769.5装 订 线 【 低速轴】：已知a=171.5mm，b=125mm，c=62.5mm =600Mpa，齿轮d=340mm。 Nmm 轴的额定转矩T=697.73Nm。轴的材料为45钢，正火。 MWA=75344.87Nmm 1、决定作用在轴上的载荷 圆周力Ft=2T2T Ft==4104.29N dd 径向力Fr=Ft*tan（=20°） Fr=Ft*tan20=1493.84N 30

2、计算支点反作用力及弯曲力矩 水平面：Mc=0 FRBH(c+b)-Ftc=0 FcRBH=Ftcb=1368.10N MB=0 Ftb-FRCH(c+b)=0 FRCH=Ftbcb=2736.19N 装低速轴的受力图 订 线

31

[1b]=55Mpa [0b]=95Mpa =0.58 MIA=83252.97Nmm Lh10=36000h Fa=0 FrB=1506.9N FrC=492.45N C`=16.20kN C=27.0KN

bxh=6x6 L=56 Ls=26mm Ft=5546.72N P =71.11 35.56 装 订 线 截面A-A的弯曲力矩 MA= FRBH*c=2736.19x62.5=171011.88Nmm 32

垂直面：Mc=0 FRBV(c+b）-Frc=0 FRBV=Frc=497.95N cbMB=0 Frb-FRCV(c+b)=0 FRCV=Frb=995.89N cb截面A-A的弯曲力矩 MA1= FRBV*c=995.89x62.5=62243.33Nmm 合弯矩：MWA==181987.07Nmm 轴上的转矩T=697730Nmm 3、确定A-A 由轴的材料为45钢，其=600Mpa；查表12-3 p262得 装 [1b]=55Mpa [0b]=95Mpa 则=[1b]/ [1b]=0.58 轴截A-A面处的当量弯矩和轴截面D-D处的当量弯矩 MIA=MWA2(T)2=443720.57Nmm 故轴截面A-A处的直径d6=3MIA=48.21mm 因该截面处0.11b Ft=4104.29N Fr=1493.84N 订 线

FRBH=1368.10N 有键槽，所以轴的直径要增加，并考虑结构要求取d6=62mm d1=48mm d2=56mm d3=60mm d4=72mm d5=74mm FRCH=2736.19低速轴的结构数据 N 键的尺寸：bxh=14x9 L=70 33

中速轴 轴段 1 2 3 4 5 6 7 轴段直径d/mm 30 38 70 38 30 27 22 轴段长度l/mm 19.13 13 55 116 19 56 52 倒、圆角尺寸mm 1 1 2 1.6 1 1 1 装 低速轴的结构图 订 线 MA==171011.88Nmm FRBV=497.95N 34

FRCV=995.89N

五轴承的强度校核 【高速轴】轴承的强度校核 LC16667Cε h10=106/60n*(P)ε=n(P)取 Lh10=36000h P=fP(XFr+Fa) 查表13-8可取fP=1.0~1.2 再次取1.0 X查表13-7取X=1，因齿轮为直齿轮故Fa=0 FrB==1506.9N FrC=FRCH2FRCV2FRBH2FRBV2=492.45N 球轴承ε=3 C`=nLh1016667P16.20kN 装 订查表II-10 型号为6306的基本额定动载荷C=27.0KN>C` 线故该轴承符合要求 【中速轴】轴承的强度校核 L=106/60n*(C)ε16667Cε h10P=n(P)取 Lh10=36000h P=fP(XFr+Fa) 查表13-8可取fP=1.0~1.2 再次取1.0 X查表13-7取X=1，因齿轮为直齿轮故Fa=0 FrB=FRBH2FRBV2=2675.03N FrC=FRCH2FRCV2=3519.7N 球轴承ε=3 C`=nLh1016667P23.67kN 35

MA1=62243.33Nmm MWA=181987.07Nmm [1b]=55Mpa [0b]=95Mpa =0.58 MIA=443720.57Nmm d6=62mm d1=48mm d2=56mm d3=60mm d4=72mm d5=74mm

查表II-10 型号为6307的基本额定动载荷C=33.2KN>C` 故该轴承符合要求 【低速轴】轴承的强度校核 Lh10=106/60n*()ε=CP16667Cε()nP FrB=1455.9N FrC=2911.80N 取 Lh10=36000h P=fP(XFr+Fa) 查表13-8可取fP=1.0~1.2 再次取1.0 X查表13-7取X=1，因齿轮为直齿轮故Fa=0 FrB=FRBH2FRBV2=1455.9N FrC=FRCH2FRCV2=2911.80N 球轴承ε=3 bxh=14x9 L=70 Ls=56mm Ft=29071.93N 装 C`=nLh10P13.53KN 16667订 线 查表II-10 型号为6312的基本额定动载荷C=81.8KN>C` 故该轴承符合要求 六 键联接的选择和验算 P =115.36 【高速轴】键的选择及其强度校核 在截面D-D处轴与联轴器由键连接 d1=22mm 查表7-2可知键的尺寸bxh=6x6 L=1.5d=33mm。查表7-2圆整并取合适值L=56取键的材料为45钢 圆头平键。 Ls=L-2R R=b/2 Ls=26mm 圆周力Ft=2T/d5=5546.72N 挤压强度校核：P=2Ft/bLsp 36

37.08

查表7-3可得p125~150 P装 订 线

由计算得  =71.11< Ft剪切强度校核： bLs可由p105可知=90Mpa 经计算得35.56< 故符合要求 【中速轴】键的选择及其强度校核 ○1截面A-A处 d=47mm，查表7-2可知键的尺寸 bxh=14x9，键的长度L=1.5d=70.5查表圆整并取合适值 L=40mm 取键的材料为45钢，该键为圆头平键 Ls=L-2R R=b/2故Ls=26mm 圆周力Ft=2T/d=2x9550000P/dn=10195.68N 挤压强度校核：=2Ft/bLs 查表7-3可得125~150  =87.14< Ft 剪度强度校核： bLs可由p105可知=90Mpa 经计算得28.01< 故符合要求 2截面D-D处 d5=46 查表7-2可知键的尺寸bxh=14x9 ○L=1.5d=69mm。查表7-2圆整并取合适值L=56取键的材料为 45钢 圆头平键。 Ls=L-2R R=b/2 Ls=42mm p333PppPp37

圆周力Ft=2T/d5=10417.32N 挤压强度校核：P=2Ft/bLsp 查表7-3可得p125~150由计算得 P =55.12<p 剪切强度校核：Ft bLs可由p105可知=90Mpa 经计算得17.71< 故符合要求 【低速轴】键的选择及其强度校核 在截面D-D处轴与联轴器由键连接 d1=48mm 查表7-2可知键的尺寸bxh=14x9 L=1.5d=72mm。查表7-2圆整并取合适值L=70取键的材料为装 45钢 圆头平键。 Ls=L-2R R=b/2 Ls=56mm 圆周力Ft=2T/d5=29071.93N 挤压强度校核：P=2Ft/bLsp 查表7-3可得p125~150 由计算得 P =115.36<p 剪切强度校核：Ft bLs订 线

可由p105可知=90Mpa 经计算得37.08< 故符合要求 38

七 联轴器的选择 高速轴上的联轴器 型号：HL1 公称转矩：160N.m 许用转速：7100r/min 轴孔直径：22mm 轴孔长度L：Y型=52mm D=90mm b=20mm 装S=2.5mm 订转动惯量：0.0064kg.㎡ 线 质量：2kg 低速轴上的联轴器 型号：HL4 公称转矩：1250N.m 许用转速：4000r/min 轴孔直径：42mm 轴孔长度L：Y型=112mm D=195mm b=100mm S=3mm

39

质量：22kg 八、减速器的润滑方式及密封形式的 转动惯量：3.4kg.㎡ 选择，润滑油牌号的选择 及装油量的计算 减速器的润滑形式：油润滑 密封形式：毡圈油封形式 毡圈尺寸(单位：mm)： d=30 D=45 d1=29 B=7 质量=0.0023kg D0=44 d0=31 b=6 δ=15 装d=55 D=74 d1=53 B=8 质量=0.0060kg D0=72 d0=56 b=7 δ 订=15 线 装油量： 51.555ml V=0.05×5.80×1.76-0.05×5.63×1.63=51.555ml 润滑油牌号：L-AN7 v=2πnr=2π111.14×0.035=24.44m/s 压强<3MPa 由《机械设计基础P280表13-2》选得润滑油牌号为L-AN7 箱盖图 40

装 订 线 41

装 箱座图 订 线

42

装 订 线

43

装 订 线

装配图

44

装 订 线

45

装 订 线

46

附表：铸造箱体结构尺寸

地脚螺栓沉头座直径 D L1 48 32 30 两级齿轮 见表4.9-4d6207/6213 348 32 30 6 8/10 9/11 6 20 190 2底脚凸缘尺寸（扳手空间） 地脚螺栓数目 轴承盖螺钉直径 轴承盖螺钉孔直径 检查孔盖联接螺钉直径 圆锥定位销直径 减速器中心高 L2 n d3 d2 d4 d2d31mm M8 20 H=(1-1.12)a*=182 根据低速轴承座外径D1d5 H 装 订 轴承旁凸台高度 h R D2 和md扳手空间c确定 轴承旁凸台半径 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 RC2 线

20 120/170 120/170 见表4.9-7207/7213 D2=D+2.5d3 取SD27207/7213 S 2420(5~8)(49~52)箱体外壁至轴承端面距离 轴承座孔长度（即箱体内壁至轴承座端面距离） 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 齿轮端面与箱体内壁距离 k kC1C2(5~8)50 D1 D2 k 58.9 11.0 9.0 D11.2810.68 D28 47

13 参考资料目录

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装版社，2008. 杨月英主编.机械制图.北京：中国建材工业出版社，2008. 订[3] 张琳， 线[4] 互换性与技术测量.第七版 北京：机械工业出版社

[5] 张展主编.联轴器、离合器与制动器设计选用手册.北京：机械工业出版社，2009.

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