机械设计设计说明书

机械设计课程设计

计算说明书

机械工程学院 系 09级工业工程设计者： 陈 鹏 指导教师： 刘 鸣 学号： 200900162016 组号: 第一组 2012 年 1 月 11日

专业

专业提升品质

目录

一、设计任务书 ....................................................................................................... - 2 - 二、减速器测绘与结构分析 ................................................................................... - 2 -

1、传动系统的作用： ..................................................................................... - 2 - 2、平面布置简图： ......................................................................................... - 2 - 3、 分析传动方案的合理性 ........................................................................... - 3 - 三、总 体 设 计 ........................................................................................................ - 3 -

3.1选择电动机 ................................................................................................. - 3 -

3.1.1、电动机类型的选择 ....................................................................... - 3 - 3.1.2、 确定电动机型号 .......................................................................... - 3 - 3.2传动比的计算和分配 ................................................................................. - 4 - 3.3 传动装置运动参数和动力参数的计算 ..................................................... - 4 - 3.4V带传动设计计算 ...................................................................................... - 5 - 3.5齿轮传动的设计计算 ................................................................................. - 6 -

3.5.1对高速级齿轮设计: i=3.6 .............................................................. - 6 - 3.5.2对低速级齿轮设计: i=3 ............................................................... - 11 - 3.6轴的设计计算 ........................................................................................... - 14 -

3.6.1轴的设计 ........................................................................................ - 14 - 3.6.2对轴II进行设计 ........................................................................... - 15 - 3.6.3对轴III进行设计 .......................................................................... - 17 - 3.6.4输出轴设计最终校核计算 ............................................................ - 19 - 3.6轴承的选择与设计 ................................................................................... - 21 -

3.6.1对轴I上的轴承 ............................................................................. - 21 - 3.6.2对轴II上的轴承 ........................................................................... - 23 - 3.7键联接的设计 ........................................................................................... - 26 - 3.8联轴器的计算与设计 ............................................................................... - 26 - 3.9齿轮设计数据汇总 ................................................................................... - 27 - 四、装配图设计 ..................................................................................................... - 27 -

4.1装配图的作用 ........................................................................................... - 27 - 4.2减速器装配图的绘制 ............................................................................... - 27 - 五、零件图设计 ..................................................................................................... - 28 - 六、三周感悟 ......................................................................................................... - 29 -

6.1软件学习收获 ........................................................................................... - 29 - 6.2减速箱设计学习收获 ............................................................................... - 29 - 6.3三视图及各种标准件的画法学习收获 ................................................... - 29 -

- 1 -

专业提升品质

一、设计任务书

设计题目：砂型运输带的减速传动装置

原始数据：运输带主动鼓轮输入端转矩Tw=650 N.m

主动鼓轮直径D=134mm 运输带速度 Vw=0.679m/s

工作环境：铸工车间 工作期限：7年 工作班制：两班制

二、减速器测绘与结构分析

1、传动系统的作用：

作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。

2、平面布置简图：

X X X X

- 2 -

专业提升品质

3、 分析传动方案的合理性

（1） 采用两级圆柱齿轮减速器，其动力应从远离齿轮端输入，以改善齿轮受力

（2） 第一级为V带传动，能缓冲吸震，有过载保护作用，应布置在传动系统的高速级。若带传动水平布置时应使紧边在下，松边在上。

（3） 斜齿圆柱齿轮较之直齿圆柱齿轮，具有传动平稳，承载能力高等优点，应优先选用。

（4） 链传动运转不平稳，有冲击，宜布置在低速级。若链传动为水平布置时，应使其松边在下。

三、总 体 设 计

3.1选择电动机

3.1.1、电动机类型的选择

根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机

3.1.2、 确定电动机型号

（1）

工作机输入功率的计算

工作机的转速nw=Vw÷D=43.16r/min

pw= KW TwNw95502.937（2）

传动效率:

1圆柱齿轮传动 七级精度 =0.98 2带传动 V带 =0.95 3一对滚动轴承 球轴承 =0.99 4联轴器 弹性联轴器 =0.99 5链传动 =0.91

（3）

电动机所需的输出功率Po的计算

0.95(0.99)50.9820.970.993 KW pPw040.78173.757KW

- 3 -

专业提升品质

（4）

确定电动机型号

根据Pm需大于等于Po，由表2—3取电动机的额定功率为4Kw 电机型号 Y112M-4 额定功率PM 4KW 满载转速nm 1440r/min 同步转速r/min 1500r/min 额定转矩 2.2N.m 3.2传动比的计算和分配

总传动比i= nm/nw=1440/43.16=33.36 i减=i高x i低 取i减=10.8， i高=1.2 i低 则得i低=3 i高=3.600

取i带=1.500 则i链=i / i带i减 = 33.36 ÷10.8÷1.500 =2.06

3.3 传动装置运动参数和动力参数的计算

3.3.1、转速：

轴I： 轴II： Nn/i带1440/ 轴III： NIm1.500960.000r/minIInm/i 轴承 960/3 266.67r/minNIIInm/i 轴承 266.67/3.6 88.89r/min3.3.2输入功率：

轴I： PIPo带3.920.953.800KW

轴II： PIIPI啮合轴承3.8000.990.983.687KW

轴III： PIIIPII啮合轴承3.6870.990.983.577KW3.3.3、输出转矩：

轴I： T9550PI95503.800 I轴II：T Pn37.8NmIIIII955095503960..687

n132.243NmII266.67轴III：T 9550PIII95503.577384.745N IIIn88.89mIII

参数 轴入功率P输出转矩T （KW） 转速n(r/min) （N.m） 轴名 轴I 3.92 960 37.8 轴II 3.68 266.67 132.24

- 4 -

专业提升品质

轴III 3.577 88.898 384.745 3.4V带传动设计计算

计算项目 工作情况系数 计算功率 选带型 小带轮直径 大带轮直径 大带轮转速 计算带长 Dm △ 初取中心距 带 长 基准长度 求中心距和包角 中心距 小轮包角 求带根数 带速 带根数 轴上载荷 计算内容 计算结果 由表11.5 Pc=KAP=1.2x3.72 由图11.15 由表11.6 D2=（1—  ）D1 nm / n I =(1-0.01)X125X1440 /960 n I=（1—  ）D1 nm /D2=(1-0.01)X125X1440/134 E=(822.857-821.2)/822.857 X100%=0.2%<5% 13490D1D2Dm= = =171mm 22D1D2 △= =22mm 2 a=448mm 2Dm2aL = =1249mm a由表11.4 A LDm1LDm28244 14249112112491122822244 D2D121712560o180o60o 1180oa428.9 901440D1nmv= = 6010060100 由表 11.8 Po=1.93 kw 由表11.7 Ka=0.975 由表 11.2 KL = 0.96 由表11.16 △Po=0.15 kw Pc4.8Z= = (PPo)KKL(1.060.17)0.990.97 由表11.4 q=0.1kg/m P2.5K2Fq500qvvZK 4..82.50.9925000.16.796.7950.99 KA=1.2 Pc=4.800kw A型 D1=90mm 选D2=134mm n I=960r/min 符合要求 Dm=112mm △=22mm L=1249mm a=448mm<500mm 1=177.13o> 120o v=6.791m/s 取Z=5根 Fq=112.4N

- 5 -

专业提升品质

3.5齿轮传动的设计计算

3.5.1对高速级齿轮设计: i=3.6 计算项目 齿面转矩T 齿宽系数d 接触疲劳极限 Ad 值 初步计算许用接触应力 初步计算小轮直径d1 初步计算 齿宽 b 校核计算 圆周速度v 齿数Z 模数m 螺旋角 验证传动比 计算内容 齿面接触疲劳强度计算 P14.0T19.551069.55106 n19601i高13.536a0.3 由表12.13取 d22选用调制处理,小齿轮硬度在270HB左右，大齿轮在240HB左右 由图12.17C H10.9Hlim10.9720 H20.9Hlim20.9580 由表12.16估计 =15 取Ad82 T1u1378003..613 d1Ad38222u3.60.69480dr b=dd10.6962 计算结果 T1=37800N.mm d0.69 Hlim1680MPa Hlim2530MPa [Hlim1]612MPa[Hlim2]480MPa Ad82 取d1=62mm b=43.4mm v3.12m/s Z1=30 , Z2=108 mt=2.07 mn=2 13356'24'' （和估计值相近） KA=1.5 KV=1.2 KH1.84 KH1.21 vd1n160100062960601000 取Z1=30 , Z2=iZ1=108 mtd1/Z162/30=2.06 由表12.3 mn=2 m2 arccostarccosmn2.06 i=Z2/Z1=108/30=3.6 相对误差=（3.6—3.53）/3.536 x100%=0.08% 合 格 使用系数KA 使用系数KV 由表12.9 齿间载荷分布 由图12.9 齿向载荷分布系数 由表12.10先求 系数

- 6 -

ZE189.8 ZH2.42 专业提升品质

弹性系数 节点区域系数

- 7 -

专业提升品质

Ft重合度系数 螺旋角系数 接触最小安全系数 2T12378001219Nd162KAFt1.5121942.5N/MM100N/mmb43 r3.44 11a1.883.2cosZ1Z2110'''1.883.2cos135624301081.69 bsindZ10.730tantan14o56'24''mn 1.70 r1.691.70 tanntan20oo'''tarctanarctan203230 coscos13o56'24'' cosbcoscosn/costcos13o56'24''/cos20o38'30'' 0.97 2 由此得 KHKF/cosb1.68/0.97^2 由表12.11 2b 0.4710343KHABC103b1.110.16(43/62)2d1 KKAKVKHKH1.51.201.841.21 K=4 由表12.12 由图12.16 ZE189.8 由式12.31因1取1故 4Z0.76 Z11/1/1..73 3 Zcoscos13o56'24'' Z0.98 SHlim1.05 由图12.23c SHlim1.05 由表12.14 

- 8 -

专业提升品质

工作时间 应力循环次数 接触寿命系数 许用接触应力 验算 确定传动 主要尺寸 中心距 圆整中心距 齿宽b 螺旋角 重合度系数 螺旋角系数 齿间载荷分配

假定工作时间七年 ,双班制,则有,一年按工作360天计 th736082 NL160rntn6096033600NL2NL1/i5.3810由图12.18 8th33600h NL11.7109NL24.810Zn10.98 Zn21.21 H1649MPa8 H1Hlim1Zn1SHlim7100.961.055301.151.05H2Hlim2Zn2SHlim H2602.8MPa 24389003.53613.536<43622HZEZHZZ2KT1u1ubd12H574MPa 189.82.420.980.77 h2 计算表明,接触疲劳强度合适 d1(i1)62(3.61)a=143mm a143 22d1=62mm 取a=141, 则d1=62mm d2=223mm d2=id1=3.6x62=223mm b2=43mm b1=48m m b=d1=0.69x62 m213o56'24'' arccosnarccosmt2.07 齿根弯曲疲劳强度计算 Z130 ZV132.8 333'''coscos135624 Z2108ZV2118 33o'''coscos135624 由图12.22 11 av1.883.2Zv1Zv2cos  11o'''1.883.2cos1456241.70 34118  0.750.75Y0.250.250.69Y0.69 av1.70 YMIN10.2510.2510.75 O13.94OY1110.886YminY0.876 120O1200 由表12.11注 - 9 -

专业提升品质

系数 齿向载荷分布系数 载荷系数 弯曲疲劳极限 弯曲最小安全系数 应力循环系数 弯曲寿命系数 尺寸系数 许用弯曲应力 验算 3.332.75 Y1.730.70前已求得 KF1.792.75 b/h43/(2.253)6.37rYFa12.55KF1.34故 KF YFa22.18YSa11.68 YSa21.81 KF1.34 KF1.79 KKAKVKFK1.51.151.791.344.14K=4.14 Flim1400MPa由图12.23c 由表12.14 Flim2400MPa SFmin1.25 NL11.4109 NL11.41098NL24.37108NL24.3710 由图12.24 Yn10.86由图12.25 1.79 Yn20.87Yx1.0 F1Flim1YN1YXSFlim6000.860.11.25SFlim2KT`1F1YFa1YSa1Ybd1m2.8378002.431.640.700.876 49622.5193F1YYF2F1Fa2Sa2YFa1YSa12.191.822.431.64152.7F2178 F2Flim2YN2YX4500.8711.25F1413MPa F2313MPa 经验证，齿根弯曲疲劳强度合适 得出高速级齿轮参数为：

a=143mm d1=62mm d2=223mm b=43mm 13o56'24''

- 10 -

专业提升品质

3.5.2对低速级齿轮设计: i=3 计算项目 齿面转矩T 齿宽系数 接触疲劳极限 初步计算许用接触应力 Ad 值 初步计算小轮直径 初步计算齿宽 b 校核计算 圆周 速度v 齿数Z 模数m 螺旋角 使用系数KA 使用系数KV

对低速级齿轮设计: i=3.0 计算内容 齿面接触疲劳强度计算 P23.687T29.551069.55106 n2266.67由表12.13取 d0.6 参数与高速级设计中一致 T1u1132024313 d1Ad38122u30.8480drb=dd10.882 v计算结果 T2132.039Nm d0.6 Hlim1MPaHlim2533MPa[Hlim1]639MP[Hlim2]480MPAd82 取d1=85mm b=51mm v1.15m/s Z1=29 Z2=87 mt=3.1 mn=3 14o35'48'' KA=1.5 KV=1.2 1.68 d1n160100082266,67601000 取Z1=29 , Z2=iZ1=87 mtd1/Z190/293.10 由表12.3 mn=3mm m3 arccostarccosmn3.10由表12.9 由图12.9 由表12.10先求 2T1213200Ft2933.3Nd190KAFt1.52933.366.6N/MM100N/mmb6611a1.883.2cosZ1Z2111.883.2cos14035'48''2987bsindZ10.629tantan14o35'48''mn 1.44 r1.681.44tarctantanntan20o'''arctan203612coscos14o35'48''or3.01 cosbcoscosn/costcos14o35'48''/cos20o13'12''0.99- 11 -

专业提升品质

齿间载荷分系数 齿向载荷分布系数 载荷系数 弹性系数 节点区域系数 许用接触应力 验算 确定传动 主要尺寸 中心距 不用圆整 齿宽b 螺旋角 齿形系数 应力修正系数

KH1.78 由表12.11 2b3KHABC103b1.170.16120.6110112K1.23 Hd1 K=3.9 KKAKVKHKH1.51.021.781.23 ZE189.8 由表12.12 由图12.16 ZH2.42 11由式12.31因取故 4 11/1/1.68Z3Z0.77 Zcoscos14o35'48'' Z0.99 同高速级设计中一致 2KK/cosb1.68/0.99^2 HF由此得 HZEZHZZ2KT1u12ubd1H1777MPaH2613.8MPa23.9413200031189.82.420.980.7723 5490 计算表明,接触疲劳强度合适 d1(i1)90(31)a180mm22 取a=160, 则d1=82 d2=id1=2.828x82=350 b=d1=0.8x82=66mm 14o35'48'' 齿根弯曲疲劳强度计算 Z129ZV132cos3cos14335'48'' Z287ZV29633o'''coscos143548 由图12.21 由图12.22 H605MPa <H2 a=180mm d1=90mm d2=270mm b=66mm 14o35'48'' YFa12.55 YFa22.18 YSa11.62 YSa21.82 - 12 -

专业提升品质

重合度系数 螺旋角系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分布系数 载荷系数 许用弯曲应力 验算 斜齿 螺旋角 齿轮 直径 11av1.883.2cosZv1Zv2''111.883.2cos14o35'48''1.73 2987Y0.250.75YMINav10.250.250.750.681.6910.2510.75Y1 O120O8.83O110.926Ymin0120由表12.11注 r3..332.75Y1.730.7 前已求得 KF1.752.75 故 KF1.75 b/h66/(2.253)9.78 Y0.70 Y0.926 KF1.75 KF1.35 K=2.77 KF1.35 KKAKVKFK1.51.21.751.253.93 同高速级一致 2KT`1F1YFa1YSa1Ybd1m23.931320002.401.640.680.6954903136F1 YYF2F1Fa2Sa2YFa1YSa1 F1418MPaF2317MPa 1362.181.822.642,4138F2 经计算，齿根弯曲疲劳强度合适 得出低速级齿轮参数为 a=180mm d1=90mm d2=270mm o'''143548b=54mm

- 13 -

专业提升品质

3.6轴的设计计算

斜齿 螺旋角 齿轮 直径 带对轴上载荷 小齿轮受力 转矩 圆周力 径向力 轴向力 最小直径 计算支承反力 水平支反力 竖直之范例 3.6.1轴的设计 根据指导书5-1图所给出的参数初定主动轴的长度 如表中图所示： 14o56'24'' d1=62mm d2=223mm 对轴I进行设计 T=T1 FQ1124N M1=10080N.mm M2=34335N. T=37800N.mm Ft2T1/d1237800/62 FrFttann/cos1323tan200/cos14o56'24'' FFttan1350tan14o56'24'' P37.8dC3112323.58 n960Ft1350NFr508N Fa360N FR'1FR'2 113.528508113.51124111173 1729-5081113-1124FR''1FR''2 1350113.5173 1350-886FR'1-1113NF 'R21729N FR''1886NF ''R2464N 初定尺寸受力图 画受力图 水平面受力图 垂直受力图

- 14 -

专业提升品质

水平弯矩图 垂直弯矩图 合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图 许用 应力 许用应力值 应力校正系数 转矩 当量 弯矩 轴径 最小

由表16.3查 0b102.5MPa 1b60MPa60 1b0b102.5 T0.5937800 在齿轮中间截面处 M‘IVM’IIIM2T1247642223022 2在左轴颈中间面处 M2T845742223022 2d13M312674127.6 66M387465d2324.4 66 0.59 T22302N.mm M’IV126741N.mmMI'II87465N.mm 3.6.2对轴II进行设计 dC3P3.687112326.85 n266.7 - 15 -

专业提升品质

直径 大齿轮受力 螺旋角 转矩 圆周力 径向力 轴向力 画受 力图 计算支承反力 水平面反力 垂直面反力 初定尺寸 受力图 水平面受力图 垂直受力图 水平弯矩图 垂直弯矩图

与轴I小齿轮互为相反力 由前计算 T=TII 14o39'48'' Ft2T1/d12132000/90 FrFttann/cos2933tan200/cos14o39'48 FFttan2933tan14o39'48 Ft大2933NFr大1103N F大763N Ft小3397NFr小1251N F小527.7N M1=10080N.mm508(6756.5)3422510080.59.556.567FR'21103303508293367508(6756.5)FR''16756.559.5 FR''229335082988FR'1dC3P3.259112334.323 n82.286FR'1303NF 'R2290N FR''12298NF ''R21985N - 16 -

专业提升品质

合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图 许用 应力 许用应力值 应力校正系数 当量 转矩 当量 弯矩 轴径 最小直径

- 17 -

由表16.3查 0b102.5MPa 1b60MPa60 1b0b102.5 T0.59132000 在齿轮中间截面处 M‘IVM2T143452778302 2在左轴颈中间面处 M’IIIM2T845742223022 2 M316320630 66M3158359d2330 66d13 0.59 T77830N.mm M’IV163206N.mmM'III 158359强度符合 3.6.3对轴III进行设计 dC3P3.577112338.3 n88.9N.mm df230 与轴II小齿轮互为相反力 专业提升品质

齿轮受力 画受力图 计算支承反力 水平面反力 垂直面反力 受力图 水平面受力图 垂直受力图 水平弯矩图 垂直弯矩图 合成弯矩图 转矩图

11036710300067116 FR'21103159293367FR''111667 FR''229331074FR'1 FR'1159NFR'21262N FR''11074NF ''R21859N 由表16.3查 - 18 -

专业提升品质

当量弯矩图 许用 应力 许用应力值 应力校正系数 轴径 102.5MPa 60MPa60 102.50b1b1b0b T0.59384000 在齿轮中间截面处 M‘IVM2T12455322265602 2 d13M327201436mm 66 负符合强度要求 0.59 T226560N.mm M’IV272014N.mm df4262.5mm36mm

3.6.4输出轴设计最终校核计算

最小直径 齿轮受力 画受力图 计算支承反力 水平面反力 垂直面反力

P3.577dC112338.3 n88.93 与轴II小齿轮互为相反力 11036710300067116 FR'21103159293367FR''111667 FR''229331074FR'1 - 19 -

FR'1159NF 'R21262N FR''11074NFR''21859N 专业提升品质

受力图 水平面受力图 垂直受力图 水平弯矩图 垂直弯矩图 合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图 许用 应力

由表16.3查 0b102.5MPa 1b60MPa- 20 -

专业提升品质

许用应力值 应力校正系数 轴径 1b0b60 102.5 T0.59384000 在齿轮中间截面处 M‘IVM2T12455322265602 2 d13M327201436mm 660.59 T226560N.mm M’IV272014N.mm 负符合强度要求

df4262.5mm36mm 3.6轴承的选择与设计

3.6.1对轴I上的轴承

初选用角接触球轴承 7207ACJ d D B Cr 35 72 17 22.5 计算项目 受力图 轴向力 径向力 附加轴向力 轴承轴向力 X、Y值

C0r 16.5 极限转速（脂） 8000 计算结果 FA360N Fr11790N Fr21423N FS11217N FS2968N Fa11217N Fa21577N X1=1 Y1=0 计算内容 FAFa指向轴承2 Fr1FR21FR211113217292 Fr2FR22FR2288624642 Fa/C0r360/165000.021 FS1Fr1e17900.68FS2Fr2e14230.68（由表18.7插值法取得e=0.68） 面对面安装方式 因FS2FS1FA轴承1压紧 Fa1FS2FA Fa2FS2 - 21 -

专业提升品质

冲击载荷 系数 当量动载荷 轴承寿命 Xo,Yo 当量静载荷 安全系数 计算额定静载荷 许用转速 验算 载荷系数 载荷分布 系数 许用转速 Fa112170.79eFr11790Fa2eFr2 考虑基本无冲击 查表18.8 P1fdX1Fr1Y1Fa11.11790P2fdX2Fr2Y2Fa21.1(0.4114230.871577)因为P2>P1,用P2计算 L10h16670Cr1667035200 np196021513 查表18.12 查手册 P0r1X0Fr1Y0Fa10.517900.381217取大值 P0r1Fr11790P0r2X0Fr2Y0Fa20.514230.381577取大值 P0r2Fr21423正常使用取So=1 ‘C0r1S0P0r111790 P0r1Por2 P119690.059Cr133600 P231510.064Cr233600Fa10.68Fr1 Fa21.11Fr2N1=f11f21N0=1x1x7500 N2=f12f22N0=1x1x7500 X2=0.41 Y2=0.87 fd=1.1 P1=1969N P2=2151N L10h76097h33600h X0=0.5 Y0=0.46 P0r11790N P0r21423N So=1 'C0r2061N 'C0rC0r f11=1 f12=1 f21=1 f22=1 N1=7500r/min N2=7500r/min 均大于工作转速 960r/min

- 22 -

专业提升品质

3.6.2对轴II上的轴承

初选用单列角接触球轴承 7208ACJ d D B Cr C0r 极限转速（脂） 40 80 18 35.2 24.5 7500 计算项目 计算内容 受力图 FAFR1FR2指向轴承2 轴向力 Fr1FR21FR21192219852 径向力 Fr2FR22FR22303222982 FS1Fr1e20060.68附加轴向力 FFe23180.68 S2r2 （由表18.7插值法取得e=0.384） 面对面安装方式 因FS1FAFS2轴承2压紧 轴向力 Fa1FS1 Fa2FS1FAX、Y值 Fa11364 0.68eF2006r1 Fa21767冲击载荷系F23180.0.76er2数 考虑基本无冲击 查表18.8 当量动载荷 P1fdX1Fr1Y1Fa11.02006 P2fdX2FY2F1.0(0.413640.871767)r2a2轴承寿命 因为P1- 23 -

计算结果 FA=403N Fr1=2006N Fr2=2318N FS11364NFS21576N Fa11364N Fa21767N X1=1 Y1=0 X2=0.41Y2=0.87 fd=1.1 P1=2206N P2=2291N L10h76451h 33600h X0=0.5 Y0=0.38 P0r11521N P0r22318N So=1 专业提升品质

载荷 载荷系数 载荷分布系数 许用转速 P0r2X0Fr2Y0Fa20.523180.381767取大值 P0r2Fr22318正常使用取So=1 ‘C0r1S0P0r112061 P0r1Por2 P122060.066Cr133600 P222910.068Cr233600Fa10.68Fr1 Fa20.76Fr2N1=f11f21N0=1x1x7500 N2=f12f22N0=1x117500 'C0r3505N'0rC0rC f11=0.99 f12=0.97 f21=1 f22=1 N=17500r/min N2=6111r/min 均大于工作转速 266.67r/min 3.6.3对轴III上轴承

初选用单列角接触球轴承 7208ACJ d D B Cr C0r 极限转速（脂） 40 80 18 35.2 24.5 7500 计算项目 计算内容 受力图 FAFa指向轴承1 轴向力 Fr1FR21FR21159212622 径向力 Fr2FR22FR221074218592 FS1Fr1e22640.68 FFr2e10860.68附加轴向力 S2（由表18.7插值法取得e=0.68） 面对面安装方式 因FS1FAFS2轴承2压紧 Fa1FS1轴向力 Fa2FS1FA

- 24 -

计算结果 FA=763 N Fr11527N Fr2733N FS11527N FS2739N Fa11527N Fa2764N 专业提升品质

X、Y值 冲击载荷系数 当量动载荷 轴承寿命 Xo,Yo 当量静载荷\\ 安全系数 计算额定静载荷 许用转速验算 载荷系数 载荷分布系数 许用转速 X1=1 Y1=0 X2=0.41Y2=0.87 Fa2764fd=1.1 0.70eFr21086P1=2471N P2=1221N 考虑基本无冲击 查表18.8 P1fdX1Fr1Y1Fa11.12246L5421168h P2fdX2Fr2Y2Fa21.00.41110860.8776410h33600h 因为P1>P2,用P1计算 X0=0.5 3Y0=0.46 16670Cr1667035200L10h  np188.892461P0r11703N P0r21086N 查表18.12 So=1 查手册 P0r1X0Fr1Y0Fa10.522460.381527'取大值 C0r2264NP0r1Fr12246 'C0rC0rP0r2X0Fr2Y0Fa20.514550.46989.4取大值 P0r2Fr21086f11=1 f12=1 正常使用取So=1 ‘C0r1S0P0r113376 P0r1Por2 P13376 0.074Cr161000f21=1 f22=1 P214730.036 Cr261000N1=7500r/min Fa1 0.68Fr1N2=7500r/min Fa20.70均大于工作转速 Fr289.28r/min N1=f11f21N0=0.97x0.97x6300 N2=f12f22N0=1x1x6300 Fa115270.68eFr12246

- 25 -

专业提升品质

3.7键联接的设计

对轴I上与大带轮相联处 选用平键键圆头A型

b=8mm h=7mm L=63mm [p] =125MPa L’=L-b=55mm d=30mm

T=1/4 h L’ d [p] =360937>125000N.mm 符合要求 轴II大齿轮

选择平键圆头A型

b=12mm h=8mm L=40mm [p] =130 MPa L’=L-b=20mm d=40mm

T=1/4 h L’ d [p] =208000>130000N.mm 符合要求 轴II小齿轮

选择平键圆头A型

b=12mm h=8mm L=50mm [p] =130000 MPa L’=L-b=38mm d=40mm

T=1/4 h L’ d [p] =395200>139285N.mm 符合要求 轴III上大齿轮 选择平键圆头A型

b=18mm h=11mm L=65mm [p] = 100MPa L’=L-b=47mm d=45mm

T=1/4 h L’ d [p] =710875>378236N.mm 符合要求

联轴器上的键与联轴器配套，在这里不做校验。

3.8联轴器的计算与设计

取KA=1.3

KT=1.3X38400=499.2N.m 选HL3型

公称转矩Tn=630N.m 孔径d=40mm L=112mm L1=107mm D=160mm 许用转速5000r/min 适用 HL3型联轴器ZC40X107/JB35X107 GB5014-85

- 26 -

专业提升品质

3.9齿轮设计数据汇总

高速机齿轮 低速级齿轮 齿数 Z1=30 Z2=108 Z3=29 Z4=87 模数 Mn=2 Mn=3 螺旋角 分度圆直径mm β1= d1=62 13°56 ′24″ d2=223 d3=90 β2= 14°34 ′24″ d4=270 齿宽 mm b1=48 b2=43 b3=65 b4=55 中心距 齿旋向 a1= 左旋 142.5 右旋 a2= 左旋 180 右旋 齿顶、根圆直径mm 66/59.5 227/220.5 96/86.25 276/2226.3 四、装配图设计

4.1装配图的作用

作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。

4.2减速器装配图的绘制

1、装备图的总体规划： （1）、视图布局：

①、选择3个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。 ②、选择俯视图作为基本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工作原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。

布置视图时应注意：

a、整个图面应匀称美观，并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、标题栏和零件明细表的位置。

b、各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。 （2）、尺寸的标注：

①、特性尺寸：用于表明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其极限偏差等。

②、配合尺寸：减速器中有配合要求的零件应标注配合尺寸。如：轴承与轴、轴承外圈与机座、轴与齿轮的配合、联轴器与轴等应标注公称尺寸、配合性质及精度等级。

③、外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。

④、安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。 （3）、标题栏、序号和明细表：

①、说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989标题栏和明细表的格式。

- 27 -

专业提升品质

②、装备图中每个零件都应编写序号，并在标题栏的上方用明细表来说明。 （4）、技术特性表和技术要求：

①、技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级、表的格式参考机械设计标准，布置在装配图右下方空白处。

②、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。 2、绘制过程： （1）、画三视图：

①、绘制装配图时注意问题：

a先画中心线，然后由中心向外依次画出轴、传动零件、轴承、箱体及其附件。

b、先画轮廓，后画细节，先用淡线最后加深。 c、3个视图中以俯视图作基本视图为主。

d、剖视图的剖面线间距应与零件的大小相协调，相邻零件剖面线尽可能取不同。

e、同一零件在各视图上的剖面线方向和间距要一致。

五、零件图设计

5.1、零件图的作用：

1、反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要技术文件。

2、表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据。

5.2、零件图的内容及绘制：

1、选择和布置视图： （1）、轴：采用主视图和剖视图。主视图按轴线水平布置，再在键槽处的剖面视图。 （2）、齿轮：采用主视图和侧视图。主视图按轴线水平布置（全剖），反映基本形状；侧视图反映轮廓、辐板、键槽等。 2、合理标注尺寸及偏差： （1）、轴：参考《机械设计课程设计》P92，径向尺寸以轴线为基准标注，有配合处径向尺寸应标尺寸偏差；轴向尺寸以轴孔配合端面及轴端面为基准，反映加工要求，不允许出现封闭尺寸链。 （2）、齿轮：参考《机械设计课程设计》P99：径向尺寸以轴线为基准，轴孔、齿顶圆应标相应的尺寸偏差；轴向尺寸以端面为基准，键槽尺寸应相应标出尺寸偏差。

- 28 -

专业提升品质

六、三周感悟

从2011年12月25日到2012年1月12日的18天里,完成了减速箱的设计,计算,校核,收获颇丰.总结起来一共有以下三点感悟。

6.1软件学习收获

软件OUTCAD的运用，在大一的第二学期我们学习了outcad，但是当时只是做了很简单的图形设计，根本没用像这次如此细致的。此次一共学习绘图六大操作与命令，最基础的“平移”-适合对称图形或是轴类图形的设计和修改，不过平移指令还是过于死板，对于对称图形的快速有效画法还是应该用“对称”命令，只需要结合“平移”指令完成可迅速完成另一半图形；当然还有“复制”指令结合“移动”指令，这是当需要相同图形时，但又找不到对称轴或是相关线时运用的，还有“阵列”指令，最为突出的运用实在画端盖上主视图的6个螺栓时，十分有效；“剪切”指令，是用在图形修改时（如尺寸的改变或是需要添加约束时），删除多余线，结合“延伸”会更好（这个指令是在老师用的时候才学会的）。在装配图完后，还熟练学习了“填充”指令和“标注”指令，特别是标注，里面的“字体格式”、“公差”等指令都是完成最终尺寸和形状确定的重要命令，标准的中字用“仿宋”3.5mm或是5mm大小，数字用阿拉伯数字，公差也是比较繁琐的，因此设计创建新公差可以让之后的标注变得高效。当然在这期间也要感谢宋戈同学的指导，他帮助了我解决了指令许多运用问题。

6.2减速箱设计学习收获

这次的任务是设计砂型带的减速箱，在设计之前我一直对于“减速”装置有一定疑问，因为生活中和学习中听的大多都减速，不知道为什么，而在设计学习中，我了解到电机的输出转矩是相对较小的，而转速是很大的，而我们需要的时大转矩和任意相对中等或是较小的转速；于是减速装置在生活、生产中广泛运用。

在设计第一个星期，我主要进行了齿轮、轴、联轴器、轴承键等设计，特别是设计齿轮，在强度校核时就反复校核了三次，才满足疲劳强度，而在后续的减速箱设计中，又发现两个大齿轮的分度圆需满足一定要求才满足浸油要求（润滑油应该到高速级大齿轮的1-2个吃高，但不应小于10mm，此时浸油高度不超过低速级大齿轮的齿顶圆的1/3），而我设计两个齿轮恰好超出要求2毫米，因此我又重新调整了高速级大齿轮，才满足要求。而轴的设计主要是验算，基本上设计的轴直径都是满足的，这里就需要考虑在满足强度的要求的情况下，尽量少用材料，到达经济性要求。之后的联轴器、键、；联轴器也都是强度校核，进而进行标准选择，也都需要仔细选择。

6.3三视图及各种标准件的画法学习收获

在整个制图过程中，主要绘制了“齿轮”、“轴承”、“螺栓”、“端盖”、“密封圈”、“窥视盖部分”、“游标尺部分”及“箱体”。这其中，虽然有许多标准件，

- 29 -

专业提升品质

而且设计指导书上也都有标准画法，但是由于前期的预习工作未到位，导致图中存在多处错误，比如最为简单的螺栓，就需要鱼眼坑、弹性垫片、孔、螺栓牙底线，封油环密封圈的牙形及伸出端面的距离，定位销时锲形的，露出表面的距离都是有规定的，这些都是有标准的，而最为困难的是需要自己设计的“窥视盖”部分，在设计时老师两次给我指出了“加工面和非加工面的区别”，我在一开始并没有理解，在反复学习后才明白，我绘图在有些时候就是小和尚念经，照着书本画，也不去理解，所谓加工面如窥视孔是需要突出来的，而连接螺栓如要加工也需要画出孔，非加工则不需要画全。

致谢

本次机械设计纯属本人自行设计，计算和绘制，在这期间要特别感谢宋戈等同学给予的软件等的指导和帮助，还有感谢刘鸣老师三次对装配图的指点（主要是指出了很多错误），才致使砂型运输带减速装置的装配图、零件图（输出

轴齿轮及轴）的顺利圆满完成，特此深深致谢！

参 考 文 献

[1] 邱宣怀 主编.机械设计 高等学校教材出版社, [2] 黄珊秋 主编.机械设计课程设计 机械工业出版社 [3] 廖系亮 吴凤芳 刘素萍 主编 机械制图 化学工业出版社

- 30 -