机械设计课程说明书

机械设计课程设计 计算说明书

班 级: 学 号:

设 计 人

指导教师

2014年 1 月 13 日

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目录

一．确定传动方案……...……………………………………………………….….3 二．选择电动机……. ……………………………………………………………...4

（1）电动机的选择……………………………………………………………………………4 （2）传动装置的运动和动力参数的选择和计算……………………………………………4

三．传动零件的设计计算………………………………………………………….5

（1）普通v带传动……………………………………………………………………………5 （2）圆柱齿轮设计……………………………………………………………………………7

四．轴的设计计算………………………………………………………...…….…10

(1)高速轴的设计……………………………………………………………………………10 (2)中间轴的设计……………………………………………………………………………14 (3)低速轴的设计……………………………………………………………………………18

五．轴承的选择和计算…………………………………………………………....21

(1)高速轴承 ………………………………………………………………………………21 (2)中间轴轴承 ……………………………………………………………………………22 (3)低速轴承 ……………………………………………………………………………23

六．键连接的选择和计算………………………………………………………....24 七．减速器附件的选择和密封类型的选择………………………………………25

(1)减速器附件的选择 …………………………………………………………………25 1窥视孔和窥视孔盖 2通气塞和通气器 3油标、油尺 4油塞、封油垫 5起吊装置

(2)润滑与密封 ………………………………………………………………………26 1齿轮传动润滑 2滚动轴承的润滑 3轴外伸端密封

八．联轴器的选择…………………………………………………………………26 九．减速器箱体的设计……………………………………………………………26 十．设计总结………………………………………………………………………27

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1 确定传动方案

1． 确定传动

用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示

2 原始数据和技术要求

(1)工作条件

单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。。

（4）数据要求 工作机轴输入转矩T（N·m） 输送带速度 (m/s) 卷筒直径D（mm） 900 1.4 390 3

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2 选择电动机

计算及说明 结果 1.电动机的选择 (1)运输机所需的功率 60VnwD6010001.4/3.1439068.59r/min PW9550Tw*nww nw68.59r/min 900*68.596.8kw 9550*0.95PW6.8kw (2)电动机所需的输出功率 设η1、η2、η3、η4、η5分别为弹性联轴器、圆柱齿轮传动（设齿轮精度为7级），滚动轴承、v带、滚筒的效率，查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.96，η5 = 0.96，则传动装置的总效率为 η总=η1η22η33η4η5 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.96x0.96=0.85 PdPw Pm7.5kw 查表Pm=7.5kw nm=i总nw=(8~40)*68.59=548.72~2743.6 查表选用Y 132M-4电动机，其功率为7.5kw，额定转速为选用Y 132M-4电1440r/min,同步转速为1500r/min. 动机 2传动装置的运动和动力参数的选择和计算 1总传动比 总传动i21 i总=nm/nw =1440/68.59＝21 2分配各装置传动比 查表可得V带传动常用值2~4 取iV2.5 总6.8/0.85=8kw Pm=(1~1.3)Pd =8~10.4 Pd8kw iv2.5i13.43 i22.57 4

i221/2.5/1.42.45 i11.4i21.42.453.43

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3各轴的转速 n1576r/minn2167.93r/min n368.54r/min n1n/iV1440/2.5576r/min n2n1/i1576/3.43167.93r/min n3n2/i2167.93/2.4568.54r/min 4各轴输入功率 P1P47.50.967.2kw P2P237.20.980.996.99kw 1 P3P2236.990.980.996.78kw T1119.38N.mT2397.51N.m T3944.69N.m 5各轴输入转矩 T09550Pd/no95508/144053.06N.m T19550P.38N.m 1/n195507.2/576119 T29550P2/n295506.99/167.93397.51N.m T39550P3/n395506.78/68.54944.69N.m T49550Pw/nw9550*6.8/68.59946.79N.m 表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 功率kw 7.2 6.99 6.78 转速nrmin 576 167.93 68.54 转矩TNm 传动比 119.38 397.51 944.69 2.5 3.43 2.45 3．传动零件的设计计算 1.普通v带传动

PC9.6kw 5

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1. 确定计算功率 查表得工作情况系数kA1.2 则PCKAP1.289.6kw 2. 选择V带型号 根据PC,n查图可以选用A型带 3. 确定带轮的基准直径并验算带速 查表取V小带轮基准直径d1=125mm 验算带速 v3.1412514409.42m/s 601000601000A型带 d1125mm v9.42m/s d2315mm d1n因为5考虑安装调整，中心距的变化范围为（a-0.015L）~(a+0.03L) 即（518.5mm~599.5mm） 5.小带轮上的包角1 1180d2d131512557.318057.3 a545.5160120

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6. 计算带的根数 P01.92kwP00.16kw V带根数的计算公式为 PPC ZC[P0](P0P0)KakL由d1=125mm，i=2.5和n=1440r/min 查《机械设计基础》表得Ka0.95，KL1.01 Z=5根 P01.92kwP00.16kw 由1160,L1800mm查《机械设计基础》表 得Ka0.95，KL1.01，将查得得值代入得 Z9.64.86 (1.920.16)0.941.01故取V带的根数为5根 7. 计算单根V带的初拉力 查表可得A带单位长度质量q=0.1kg/m F0500PC2.5(1)qv2zvKaF0175.1N FQ1379.5N 5009.62.5大带轮宽B=48mm (1)0.19.422175.1N59.420.95 8. 计算作用在带轮轴上的压力 1FQ2zF0sin24175.1sin801379.5N 小齿轮材料为220CrMnTi 9. 带轮的轮宽 大齿轮材料为20Cr（渗碳淬火） 大带轮的带轮宽B(z1)e2f482648mm 2.圆柱齿轮设计 （1）.高速级齿轮的设计 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料 （1）选用斜齿圆柱齿轮，且速度不高，故选用9级精度 （2）查《机械设计基础》表取小齿轮为20CrMnTi（渗碳淬火）， 齿面硬度为56~62HRC, Hlim11500MPa,Flim1850MPa 大齿轮材料为20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为56~62HRC， Hlim21500MPa,Flim1850MPa 2.按齿轮弯曲强度设计

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查《机械设计基础》表取SH1.1,SF1.25 [H1][H2]载荷系数K=1.5，齿宽系数d1 Hlim1SH150013MPa 1.1850680MPa 1.25[F1][F2]Flim1SFz128,z296实际传动比i=3.43 查《机械设计基础》表取载荷系数K=1.5，齿宽系数d1 弹性系数ZE1.8,ZH2.5， 初选螺旋角β=15° 齿数取z128,z2iz13.432896.04,取96 实实际传动比i当量齿数zv1 查《机械设计基础》表取齿形系数YFa12.80,YFa22.25 应力修正系数YSa11.55,YSa21.74 963.43 282631.1,z106.5 v233cos15cos15YFa1YSa12.801.55YY2.251.74mn1.7mm 0.0123Fa2Sa20.0158 [F1]352[F2]248m=2 需进行弯曲强度计算 法面模数 a=128.4mm 2KT1YFa1YSa12mn3COS2 dz1[F1] 21.5119.3810002.801.5523COS151.7mm14.36 2352128查《机械设计基础》表取模数m=2 中心距amn(z1z2)2(2896)128.4mm 2cos2cos15d157.8mm d2198.2 取中心距为128mm m(zz2)2(2896)arccos14.36 确定螺旋角arccosn12a2128b165mmb260mm 齿轮分度圆直径 d1mnz1/cos228/cos14.3657.8mm

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齿宽bdd1157.857.8mm,取b260mm,b165mm 3. 齿面接触强度 2KT11HZEZHZ 2bd1 1.82.5cos14.3621.5119.3810004.43 23.436057.8v=1.74m/s 709MPa[H1] 所以是安全的 4. 圆周速度 小齿轮为45钢（调d1n13.1457.8576v1.74m/s 质） 60100060000大齿轮材料为45查《机械设计基础》表可知选用9级精度是合适的 钢（正火） (2).低速级齿轮的设计 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料 （1）选用直齿圆柱齿轮，且速度不高，故选用9级精度 （2）查《机械设计基础》表取小齿轮为45钢（调质）， 齿面硬度为197~286HBS Hlim3580MPa,Flim3440MPa 大齿轮材料为45钢（正火），齿面硬度为156~217HRC， Hlim4380MPa,Flim4310MPa 2. 齿面接触疲劳强度设计 查《机械设计基础》表取SH1.1,SF1.25 Hlim3580 [H3] 527MPa SH1.1 Hlim4380[H4]345MPa SH1.1 Flim3440[F3]352MPa SF1.25 Flim4310[F4]248MPa SF1.25 查《机械设计基础》表取载荷系数K=1.5，齿宽系数d1 d2mz2/cos296/cos14.36198.2mm 9

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弹性系数ZE1.8,ZH2.5 d332KT11ZEZH2()D[H]z332,z478 m=5 3 21.53975102.4511.82.52()147mm12.45345齿数取z332,z4iz32.453278.4,取78 模数md3160mm 齿宽bdd31145145mm,取b4150mm,b3155mm d3mz3532160mm d4mz4578390mm 3. 齿弯曲强度 查《机械设计基础》表取齿形系数YFa32.49,YFa42.18 应力修正系数YSa31.65,YSa41.79 2KT1YFa3YSa321.53975102.491.65F340.83MPa[F1] 22bmz3150532 v1.41m/s YFa4YSa42.181.79F4F339.5537.56MPa[F2] YFa3YSa32.491.65 所以是安全的 4. 齿轮的圆周速度 d3n33.14160167.931.41m/s v 60100060000 查《机械设计基础》表可知选用9级精度是合适的 d31474.59取m5 z332d4390mm 4.轴的设计计算 1高速轴的设计 1. 作用在齿轮上的力 高速级齿轮的分度圆直径为d157.8mm Ft14131N Fr11552N Fa11058N

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选轴的材料为45钢，调质处理 Ft1tann4131tan20 Fr11552N coscos14.36 Fa1Ft1tan4131tan14.361058N 2选择轴的材料 可选轴的材料为45钢，调质处理，查表得b650MPa d=28mm 由插值法得[1b]60MPa 3.计算轴的最小直径，查表取C=110， P7.2 dC3110325.5mm n576 考虑到轴上开有键槽，故将轴的直径增大5％则 （15％）26.8mm d25.5 将其圆整后取28mm 应该设计成齿轮轴，轴的最小直径是安装连接大带轮。 4.拟定轴的装配草图 5.根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 （1）取左端与带轮连接处轴直径d128mm，查《机械设计手册》 取L142mm，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故 取d234mm,L230mm，根据轴的直径初选角接触球轴承7208AC， 则其尺寸为dDB408018mm，左右轴承取相同型号，右侧 轴肩d445mm，由前面设计知齿轮齿宽为65mm，齿面和箱体内壁 距离取L617.5mm,d645mm,根据计算及配合知L4181.5mm （2）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为 H7 bhL8730mm,大带轮与轴的配合为，深沟球轴承 r62T2119.381000Ft114131N d157.8 11

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与轴的轴向定位是通过轴套和轴承内圈固定的，此外选轴的直径尺 寸公差为m6. 6.轴的强度校核 （1）画轴的受力简图 FAV433NFBV1119N （2）求支反力并画出弯矩图 FAVFBVFr10 垂直面内 Fr1L2Fa1d1FAVL102其中L1282mm L259mm MCV122.1N.m 解得FAV433NFBV1119N MC'V66N.m 截面C左侧弯矩 FAH8.3NFBH3266.7N MCVFAVL1433282/1000122.1N.m 截面C右侧弯矩 MC'VFBVL2111959/100066N.m MCH243.7N 水平面内FAHFBHFt10Ft1L2FAHL0 解得FAH8.3NFBH3266.7N 截面C处弯矩 MCHFAHL18.3282/1000243.7N 12

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MC272.6N.mMC'252.5N.m （3）绘制合成弯矩图 根据M2MHMV得 222MCMCHMCV243.72122.12272.6N.mMC'MCHMC'V243.766252.5N.m2222 （4）绘制扭矩图 T119.38N.m T119.38N.m MCe281.9N.mMC'e262.5N.m (5) 绘制当量弯矩图 由前面图可知，C处可能是危险截面，轴和齿轮的交界处也有 可能是危险截面 此处的轴的扭矩应力视为脉动循环，取0.6 C截面 2 MCeMC(T)2272.62(0.6119.38)2281.9N.m 2222MC'eMC'(T)252.5(0.6119.38)262.5N.m 30.9MPa

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Ft21205N （6）校核危险截面处得强度 2中间轴的设计 1.求作用在齿轮上的力 高速级齿轮的分度圆直径为d2198.2mm 用齿轮轴左侧轴直径来校核 Fr2452.7N MM281.91000CeCe330.9MPa[1b] 3WC0.1d0.145Fa2308.5N 所设计轴满足要求。 Ft34969N Fr31809N 2T2119.381000Ft211205N d2198.2 Fr2Ft2tann1205tan20452.7N coscos14.36Fn5288N 选轴的材料为45钢，调质处理 d=40mm 14

Fa2Ft2tan1205tan14.36308.5N 低速级齿轮的分度圆直径为d3160mm Ft3 2T22397.5110004969N d3160Fr3Ft3tann4969tan201809N FnFt349695288N coscos202选择轴的材料 可选轴的材料为45钢，调质处理，查表得b650MPa 由插值法得[1b]60MPa 3.计算轴的最小直径，查表取C=110，

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dC3Pn26.99110338.1mm 167.93考虑到轴上开有键槽，故将轴的直径增大5％则 （15％）40mm d38.1将其圆整后取40mm 4.拟定轴的装配草图 5.根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 （1）取左端轴直径D140mm，根据轴的直径初角接触球轴承7208AC，则其尺寸为dDB408018mm，左右轴承取相同型号，齿面和箱体内壁距离取l020mm，由前面设计知齿轮齿宽为155mm，右侧轴肩D255,l29mm，齿面和箱体内壁距离取20mm，右侧齿轮齿宽为60mm，直径取45mm。 （2）左侧齿轮与轴的周向定位采用普通平键A型连接，其尺寸为bhL149100mm,轴向定位采用轴套，右侧齿轮与轴的周向定位采用普通平键A型连接，其尺寸为H7，角接触球轴r6bhL14940mm，齿轮与轴配合都为承与轴的轴向定位是通过轴套和轴承外圈固定的，此外选轴的直径尺寸公差为m6. 6.轴的强度校核 （1）画轴的受力简图 FA2V1328.9NFB2V932.3N

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MCV154.8N MDH55N FAH2840NFBH924N MC2'H330.9N （2）求支反力并画出弯矩图 FA2vFB2VFr2Fr30MD2'H54.5N 垂直面内 d2Fr2L2Fa2Fr3(L1L2)FA2VL02L282mm 其中L1116.5mm 解得FA2V1328.9NFB2V932.3N L259mm 截面C弯矩 MCVFA2VL11328.9116.5/1000154.8N.m 截面D弯矩 MDHFB2VL2932.359/100055N.m 水平面内 FA2HFB2HFt3Ft20FA2HLFt3(L2L3)Ft2L30截面C处弯矩 解得FA2H2840NFB2H924NMC365.3N.mMD'77.4N.m MC2'HFA2HL12840116.5/1000330.9N.m 截面D处弯矩 MD2'HFD2HL292459/100054.5N.m 16

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（3）绘制合成弯矩图 根据M2MHMV得 222MCMCHMCVH154.82(330.9)2365.3N.mMDMDHMDVH5554.577.4N.m2222 T119.38N.m MCe372.3N.mMDe105.5N.m （4）绘制扭矩图 T119.38N.m （4）绘制当量弯矩图 由前面图可知，C处可能是危险截面，轴和齿轮的交界处也有 可能是危险截面 40.9MPa 此处的轴的扭矩应力视为脉动循环，取0.6

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C截面2MCeMC(T)2365.32(0.6119.38)2372.3N.m MDeM(T)77.4(0.6119.38)105.5N.m2D222 Ft44845NFr41763N Fn21876N 材料为45钢，调质处理 d=55mm 18

（5）校核危险截面处得强度 校核C处轴 MCeMCe372.3100040.9MPa[1b] 33WC0.1d0.145所设计轴满足要求。 3.低速轴的设计 1.求作用在齿轮上的力 低速级齿轮的分度圆直径为d4390mm Ft4 2T32944.6910004845N d4390Fr4Ft4tann4845tan201763N Fn2Ft417631876N coscos202选择轴的材料 可选轴的材料为45钢，调质处理，查表得b650MPa 由插值法得[1b]60MPa 3.计算轴的最小直径，查表取C=110， dC3P6.78110350.9mm n68.54考虑到轴上开有键槽，故将轴的直径增大5％则 （15％）53.4mm d50.9

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将其圆整后取55mm 4.拟定轴的装配草图 5.根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 （1）取左端轴直径D165mm，齿面和箱体内壁距离取17.5mm， 根据轴的直径初选角接触球轴承7213AC，则其尺寸为 dDB6512023mm，左右轴承选相同型号，由前面设计 知齿轮齿宽为150mm，取直径D270mm右侧轴肩 为满足联轴器的定位要求，则其左侧有一轴肩，D380,l310mm， 直径取60mm，长度为50mm，与联轴器相配合轴直径取为55mm，查 表取长度为112mm。 （2）左侧角接触球轴承与轴的轴向定位是通过轴套和轴承外圈固 定的，齿轮与轴的周向定位采用普通平键A型连接，其尺寸为 bhL2012100mm,轴向定位采用轴端挡圈，右侧轴承轴 H7向定位是通过轴肩和轴承内圈固定的，齿轮与轴配合都为，此 r6 外选轴的直径尺寸公差为m6,联轴器的轴向定位采用普通平键C型 连接，其尺寸为bhL161080 6.轴的强度校核 （1）画轴的受力简图 FA4V1101.1NFB4V661.9N MC4V114.5N MD4V114.5N F.5NB4H2099

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FA4H2745.5N页第 20 页 共 27 页

（2）求支反力并画出弯矩图 垂直面 FA4VFB4VFr40Fr4L1FB4VL0L277mm其中L1104mm MC4H285.5N.ML2173mm MD4H363.2N.m 解得FA4V1101.1NFB4V661.9N 截面C弯矩 MC4VFA4VL11101.1104/1000114.5N.m 截面D弯矩 MD4VFB4VL2661.9173/1000114.5N.m 水平面 FA4HFB4HFt40Ft4L1FB4HL0L240mm其中L1104mm L2173mm 解得FA4H2745.5NFB4H2099.5N截面C弯矩 MC4HFA4HL12745.5104/1000285.5N.m 截面D弯矩 MC4307.6NMD4380.8N MD4HFB4VL22099.5173/1000363.2N.m T397.51N.m （3）绘制合成弯矩图 22 根据MMHMV得

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MC4MC4VMC4HMD4MD4VMD4H2222 114.5(285.5)307.6N.m 114.52(363.2)2380.8N.m MC4e3.51N.mm 22 （4）绘制扭矩图 T397.51N.m 23.9MPa （5）绘制当量弯矩图 由前面图可知，C处可能是危险截面，轴和齿轮的交界处也有 可能是危险截面 此处的轴的扭矩应力视为脉动循环，取0.6 C截面初选角接触球轴承227208AC MC4eMC307.62(0.6397.51)23.2N.mm4(T4) Fr1294.44N Fr2760.92N（6）校核危险截面处得强度 用D轴直径来校核 FS1294.44NFS2760.92N MeT397.51100023.9MPa[1b] 33WD0.1d0.155所设计轴满足要求。 5．轴承的选择和计算 1高速轴承

Fa11818.92N Fa2760.92N 由前面设计可得初选角接触球轴承7208AC，则其尺寸 21

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为dDB408018mm，查《机械设计基础》，可得 Cr35200N,C024500N （1） 计算轴承受到的径向载荷 Fr1433N由前面计算知 Fr21119N （2） 计算轴承所受轴向力 F0.68Fr10.68433294.44NX10.41,Y10.87查表知S1 FS20.68Fr20.681119760.92NX21,Y20齿轮受到轴向力FA1058N FAFs2FS1,则轴承1压缩，轴承2放松 轴承1所受轴向力Fa1FAFS21058760.921818.92N 轴承2所受轴向力Fa2FS2760.92N (3) 算轴承当量动载荷 查《机械设计基础》可得e=0.68 P11759.99NP21119N F1818.92轴承1a14.2e Fr1433轴承2L'h29200h Lh2.3108(h) 初选角接触球轴承7208AC

Fa2760.920.68e Fr21119查《机械设计基础》可得径向动载荷系数和轴向动载荷系数 X10.41,Y10.87,X21,Y20 当量动载荷分别为 P.921759.99N 1X1Fr1Y1Fa10.414330.871818P2X2Fr2Y2Fa2111191119N (4)验算轴的寿命 应以1轴承的当量动载荷为计算依据，由轴承温度正常， 查表得ft1，因载荷平稳无冲击，取fp1 轴承预期寿命L'h10365829200h Fr11328.9NFr2932.3N FS1903.65NFS2633.96N 22

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106frCr10613520003Lh()()2.3108(h)29200故60nfpP6057611759.99FA308.5N 所选轴承满足要求 2.中间轴轴承 由前面设计可得初选角接触球轴承7208AC，则其尺寸为dDB406815mm，查《机械设计基础》，可得Fa1942.46N Fa2633.96N X10.41,Y10.87X21,Y20Cr35200N,C024500N （1）轴承受到的径向载荷 由前面计算知Fr11328.9NFr2932.3N （2）计算轴承所受轴向力 查表知Fs10.68Fr10.681328.9903.65NFS20.68Fr20.68932.3633.96N 齿轮受到轴向力FA308.5N FAFs2FS1,则轴承1压缩，轴承2放松 轴承1所受轴向力Fa1FAFS2308.5633.96942.46N 轴承2所受轴向力Fa2FS2633.96N (3)计算轴承当量动载荷 《机械设计基础》可得e=0.68 轴承1P113.79NP2932.3N Fa1942.460.71e Fr11328.9Fa2633.960.68e Fr2932.3

轴承2Lh1.7106(h) 初选角接触球轴承7213AC 23

查《机械设计基础》可得径向动载荷系数和轴向动载荷系数 X10.41,Y10.87,X21,Y20 当量动载荷分别为 P.90.87942.4613.79N 1X1Fr1Y1Fa10.411328P2X2Fr2Y2Fr21932.3932.3N 页第 24 页 共 27 页

(4)验算轴的寿命 应以1轴承的当量动载荷为计算依据，由轴承温度正常， 查表得ft1，因载荷平稳无冲击，取fp1 轴承预期寿命L'h10365829200h Fr11101.1NFr2661.9N 106frCr1061352003Lh()()1.7106(h)2920060nfpP60167.93113.79X11,Y10X21,Y20 故所选轴承满足要求 3低速轴承 由前面设计可得初选角接触球轴承7213AC，则其尺寸为dDB658510mm，查《机械设计基础》，可得 P11101.1NP2661.9N Cr66500N,C052500N （1）计算轴承受到的径向载荷 由前面计算知

Fr11101.1NFr2661.9N (2) 计算轴承当量动载荷 查《机械设计基础》可得径向动载荷系数和轴向动载荷系数 Lh5.4108h X11,Y10,X21,Y20 当量动载荷分别为 P.11101.1N 1X1Fr1Y1Fa111101P2X2Fr2Y2Fr21661.9661.9N (3) 验算轴的寿命 应以1轴承的当量动载荷为计算依据，由轴承温度正常， 查表得ft1，因载荷平稳无冲击，取fp1 轴承预期寿命L'h10365829200h 平键C型连接 p181MPa 106frCr1061665003Lh()()5.4108(h)2920060nfpP6068.5411101.1平键A型连接 故所选轴承满足要求 p239.3MPa 24

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平键A型连接 6.键连接的选择和计算 大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为 bhL8730mm 设载荷均匀分布，查表得[p]100~120MPa则平键连接的挤压强度 p398.2MPa 4T14119.38100081MPa[p] p1 dhl28730轴2左侧齿轮与轴的周向定位采用普通平键A型连接，其尺寸为平键A型连接 bhL149100mm 设载荷均匀分布，查表得[p]100~120MPa则平键连接的挤压强度 p2 轴2右侧齿轮与轴的周向定位采用普通平键A型连接，其尺寸为平键C型连接 bhL14940mm 设载荷均匀分布，查表得[p]100~120MPa则平键连接的挤压强度 4T24391.51100039.3MPa[p] dhl459100p444.4MPa p34T4397.511000298.2MPa[p] dhl45940p585.9MPa 25

轴3齿轮与轴的周向定位采用普通平键A型连接，其尺寸为bhL2012100mm 设载荷均匀分布，查表得[p]100~120MPa则平键连接的挤压强度 p44T34944.69100044.4MPa[p] dhl7012100轴3联轴器的轴向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为bhL161080 设载荷均匀分布，查表得[p]100~120MPa则平键连接的挤压强度 p54T34944.69100085.9MPa[p] dhl551080由以上计算知键符合要求 7减速器附件的选择和密封类型的选择

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1减速器附件的选择 1窥视孔和窥视孔盖 设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能够伸进箱体进行检查操作为宜。 其尺寸选择为： l1180,l2165,l3150,b1140,b2125,b3110,d7,n8,4,R5 2.通气塞和通气器 通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上，较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。 主要尺寸：M16x1.5,D=22,D1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=5 3.油标、油尺 由于杆式油标结构简单，应用广泛，选择杆式油标尺，其尺寸选择为:M12,d14,d212,d36,h=28,a=10,b=6,c=4,D=20,D116 4.油塞、封油垫 其尺寸选择为: M20X1.5, D030,L=28,l=15,a=4,D=25.4,s=22,d122,H=2 5.起吊装置 选择吊耳环和吊钩 2润滑与密封 1．齿轮传动润滑 因为齿轮圆周速度vms12ms，故选择浸油润滑。 2．滚动轴承的润滑 因为齿轮圆周速度v<2m/s,滚动轴承采用脂润滑 3.轴外伸端密封 I轴：与之组合的轴的直径是25mm，选d=28mm毡圈油封 II轴：无需密封圈 III轴：与之配合的轴的直径是55mm，选d=55mm 选毡圈油封 4.箱体结合面的密封 软钢纸板 8．联轴器的选择 根据题目的要求要选择弹性套注销联轴器，又因为经各轴功率的计算，低速轴的输出转矩为T=944.69N²m,所以选用TL8Y型联轴器。 9．减速器箱体的设计 箱座壁厚δ1=10mm； 箱盖壁厚δ1=8mm； 箱座凸缘厚度b=15mm 箱盖凸缘厚度b1=12mm 箱座底凸缘厚度b2=25mm

浸油润滑 选d=28mm毡圈油封 II轴：无需密封圈 选d=55mm 选毡圈油封 选用TL8Y型联轴器 26

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地脚螺栓直径df=M20 地脚螺栓数目n=4 轴承旁联接螺栓直径d1=16mm 凸缘联接螺栓d2=10mm 轴承端盖螺钉直径d3=10mm 定位销直径d=8mm 检查孔盖连接螺栓直径d4=8mm 轴承旁凸台半径R＝20mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L1=52mm 齿轮端面与内箱壁距离15mm 十．设计总结 机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准 确。 课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。 通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 27