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1、24，一级圆柱齿轮传动比*围为：35，因此理论传动比*围为：620。可选择的电动机转速*围为nd=（620）76.43=459-1529r/min。额定功率Pen=4kW，进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，满载转速为n=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160M1-847507202Y132M1-610009603Y112M-415001440Y112M-2300028903.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电

2、动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为： （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3 减速器传动比为i1=4.561第4章 计算运动和动力参数4.1电动机输出参数n=960r/min4.2高速轴的参数n 1=320r/minT1=90128N*mm4.3低速轴的参数N 2=70.16r/minT2=9550000*2.93/70.16=398824N.mm4.4工作机的参数n 3=n 2=70.16r/minT3=9550000*2.76/70.16=375684N*mm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/（r/min）功率P/kW转矩T/（N

3、mm）电机轴3.1531335.9高速轴3203.0290128低速轴70.162.93398824工作机2.76375864第5章 普通V带设计计算 （1）求计算功率Pc 查表13-9得KA=1.1，故 （2）选V带型号 根据Pc=3.465kW、n1=960r/min，选用A型。（3）验算带速v 带速在530m/s*围内，合适。 （4）求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距 由式（13-2）得带长 由表13-2，对A型带选用Ld=1750mm。再由式（13-15）计算实际中心距 （5）验算小带轮的包角1 合适。 （6）求V带根数z 由式（13-14）得 今n1=960r/min，d1

4、=100，查表13-4得 由式（13-8）得传动比 查表13-6得 由1=161.91查表13-8得K=0.954，表13-2得KL=1，由此可得 取4根带型AV带中心距570mm带的根数包角161.91带速5.02m/s带长1750mm （7）.带轮结构设计带宽第6章 减速器内部传动设计计算 （1）选择材料及确定许用应力 小齿轮选用40MnB（调质处理），齿面硬度241286HBS，相应的疲劳强度取均值，Hlim1=720MPa，FE1=595MPa（表11-1）大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241269HBS，Hlim2=615MPa，FE2=510由表11-5，取SH=1.

5、1，SF=1.25，则 （2）按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数d=1（表11-6），取ZE=189.8MPa0.5（表11-4），u=i=4.22则 齿数取Z1=27，则Z2=iZ1=4.2527=115。故实际传动比 模数 齿宽 取b1=65mm b2=60mm 按表4-1取m=2.5mm，实际的 则中心距 （2）验算轮齿弯曲强度 齿形系数 查表 （3）齿轮的圆周速度 可知选用8级精度是合适的。6.1齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.5法面压力角n20法面齿顶高系数ha*1.0法面顶隙系数c*0.25齿数

6、z27115齿顶高ha齿根高hf35分度圆直径d68288齿顶圆直径da73292齿根圆直径df62280齿宽B6560中心距a178第7章 轴的设计及校核计算7.1高速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=320r/min；功率P=3.02kW；轴所传递的转矩T=90128Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40MnB调质，许用弯曲应力为=70MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25 （4）确

7、定各轴段的直径和长度。图7-1 高速轴示意图1）高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=25mm，l1长度略小于大带轮轮毂长度L，取l1=48mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm（GB/T 1096-2003），键长L=36mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 = 30 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故d3 = d7 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，则l3 = l78 = 17+12= 29 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴

8、承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d4 = d6 = 40 mm。 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l5= 65 mm，d 5= 72 mm 4）轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则 5）取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段567直径2530

9、4072长度48662987.2低速轴设计计算 转速n=70.16r/min；功率P=2.93kW；轴所传递的转矩T=398824Nmm 由表选用45钢调质，许用弯曲应力为=60MPa 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。d=37.78 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% 查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42 （4）确定各轴段的长度和直径。图7-3 低速轴示意图 1）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变

10、动微小，故取KA = 1.3，则: 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册，联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，bh = 128mm（GB T 1096-2003），键长L=90mm。参照工作要求并根据d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6210，其尺寸为dB = 509020mm，故d34 = d67 = 50 mm。3）取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 55 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 60 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 58 mm。齿

11、轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = （23）R，由轴径d45 = 55 mm故取h = 5 mm，则轴环处的直径d56 = 65 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 8 mm。 4）轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则 5）取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 20 mm，则424750551106344.55834.5 （5）轴的受力分析

12、 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2549.829N 大齿轮所受的径向力 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=63.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=63.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=128mm 计算支承反力 在水平面上为 在垂直平面上为 轴承1的总支承反力为 轴承2的总支承反力为 1）画弯矩图 弯矩图如图所示 在水平面上，a-a剖面右侧为 a-a剖面左侧为 在垂直平面上,a-a剖面 合成弯矩，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 2）转矩Ta=398824N*mm图7-4 低速轴受力及弯矩图 （6）校核轴的强度 因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a

13、左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得45钢调质处理，抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。 （6）精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 截面A、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看

14、，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 2）截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩 截面上的扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢调质。由表查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表查取，由于： 经过插值后可以查得： 查图可得轴的材料的敏性系数为： 故有效应力集中系数为：

15、 轴按磨削加工，得表面质量系数为： 轴未经表面强化处理，即q=1，得综合系数为： 碳钢的特性系数为： 于是，计算安全系数Sca值，则得： 故可知其安全。 3）截面右侧 截面上的扭矩 所以轴在截面右侧的安全系数为： 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。7.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径（mm）外径（mm）宽度（mm）基本额定动载荷（kN）621090 根据前面的计算，选用6210深沟球轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=35kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得

16、到合成支反力： 查表得*1=1，Y1=0，*2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。第8章 键联接设计计算8.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。 键的工作长度 l=L-b=28mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力8.2低速轴与大齿轮键连接校核h=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。 键的工作长度 l=L-b=29mm 大齿轮材料为ZG35SiMn，可求

17、得键连接的许用挤压应力p=120MPa。8.3低速轴与联轴器键连接校核h=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长90mm。 键的工作长度 l=L-b=78mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。第9章 联轴器及其他标准件的选择9.1低速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=476.5Nm 选择联轴器的型号 （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为L*3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=

18、112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=476.5NmTn=1250Nm n=76.34r/minn=4700r/min第10章 减速器的密封与润滑10.1减速器的密封（参考课本） 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与

19、轴承盖间也为V 1.2齿轮端面与内箱壁距离2箱盖、箱座肋厚m1、mm10.851、m0.858mm、8mm轴承端盖外径D2D+（55.5）d3；D-轴承外径122mm、140mm第14章 设计小结我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.于前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.整个作业过程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文档.尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了

20、减速器执行机构和带传动以及齿轮,的设计步骤与方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!参考文献 1机械设计基础（第六版）.杨可桢.高等教育2机械设计课程设计手册/*泽，罗圣国主编3机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 4机械制图/*理工大学工程制图教研室编.