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机械零件课程设计1机械零件课程设计设计计算说明书设计单级斜齿圆柱减速箱原始数据组号组员名单减速器输出轴转速n（r/min）70减速器输出功率P（kW）5.2齿轮类型斜齿轮使用年限Y（年）7每天工作小时数T（h）16机械零件课程设计2设计说明书目录一、计算及说明过程―――――――――――――――――――――――第1页1.选择电动机―――――――――――――――――――――――――第3页2.传动比的分配――――――――――――――――――――――――第3页3.运动参数的计算―――――――――――――――――――――――第3页4.V带的设计―――――――――――――――――――――――――第4页5.齿轮的设计―――――――――――――――――――――――――第5页6.轴的设计，轴承与键的选择――――――――――――――――――第7页7.轴承与键的校核―――――――――――――――――――――――第12页8.润滑剂及润滑方案的选择―――――――――――――――――――第15页9.密封方案的选择―――――――――――――――――――――――第15页10.箱体外形尺寸的设计―――――――――――――――――――――第15页11.轴承盖设计―――――――――――――――――――――――――第16页12.箱体附件选择――――――――――――――――――――――――第18页二、小组分工及感悟――――――――――――――――――――――第18页三、参考资料――――――――――――――――――――――――――第20页四、设计图纸――――――――――――――――――――――――――附页1.减速器装配图一张――――――――――――――――――――――附页2.齿轮和轴的零件图共三张―――――――――――――――――――附页机械零件课程设计3一．计算及说明过程1.选择电动机根据功率要求选择Y132M—4电机，主要参数见下表额定功率/Kw7.5额定电流/A15.4转速(r/min)1440效率/%87.0功率因数COSφ0.85参考质量/kG79数据来源：Y电动机型号大全=UKpcAtG8nqjuV9KzL0fCIMznXpY3CZ49SfDdJKS8OBlPaCbjLaRtdtD9vT5af0K100snroM0I5dmAPiGc3eFo0sgF7DpUeUBWlMEt9e3PRe2.传动比的分配总传动比i总=i总=20.571i带=3.158i齿轮=6.52i实际=20.59带传动比i带=齿轮组传动比i齿轮=实际传动比i实际=数据来源：《机械设计与理论》P547-（17-21）见带传动的设计部分、见齿轮传动的设计部分、见最终计算结果3.运动参数的计算轴名参数输入功率（kW）转速（r/min）传动效率电动机轴（轴一）6.5914400.882高速轴（轴二）5.81455.980.841低速轴（轴三）5.47700.95最终输出功率为减速器通过滚筒输出P=5.2Kw机械零件课程设计4P3==5.74kw、P2==5.81kw、P1==6.59kwV带传送η1=0.90、滚动轴承η3=0.98齿轮传动η2=96（9级精度油润滑）、联轴器η4=0.99、滚筒η5=0.96数据来源：《常用机械传动形式及轴承效率的概率值》、参见带传动设计i=3.1584.V带的设计（参考资料4）V带的设计V带选型Pc=kaP选A型V带参数计算————小带轮基准直径dd1查表17-2，图17-4和表17-3选定直径dd1=140mm大带轮基准直径dd2根据P547页的公式计算，符合表17-3标准值dd2=435mm传动比i=取ε=0.015i=3.0158带速Vv=ωω=48π（rad/s）v=10.56m/s初定中心距a0取i=3，查表17-4初定中心距a的荐用值，得a0=1·a0=435mm初定带长L0L0=1823.22mm确定带长Ld———————————————Ld=1800mm实际中心距小带轮包角α1单根能传动的额定功率计额定功率增量P0ΔPP0=2.29KWΔP=0.17KW计算V带根数Z==Z=3.95取Z=4机械零件课程设计5计算单根V带预紧力F0=+qF0=315.18N计算压轴力FQ=2•Z•F0sinFQ=2369.4N计算带轮的轮宽BB=(Z-1)e+2fB=65mm数据来源：《常用机械传动形式及轴承效率的概率值》带传动的设计部分按图17.5普通V带基准长度的标准系列值，选定相近的标准基准长度Ld根据带型、n1、dd1，查表17-5A型V带的额定功率查表17-6包角修正系数Ka，得kα=0.89，查表17-7带长修正系数Kl，得kc=0.99查表17-1普通V带的型号及其剖面尺寸、V带带轮轮槽尺寸得三角形每米长上质量q=0.15.齿轮传动的设计布局和选材初定7级精度闭式软齿面齿轮标准传动小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H1=270HB；大齿轮45钢，锻件，调质H2=240HB齿数比μ和齿数Z1、Z2初定Z1=25、Z2=·Z1、μ=Z2=163、μ=6.52齿宽系数φd取φd=1.2φd=1.2工况系数kAkA=1.25动载系数kvZ1=25、v1=1.2m/skv=1.01齿相载荷分布系数kβkB=1.07材料弹性系数ZEZE=189.8载荷系数KK=kA·kv·kβ·kαK=1.71齿间载荷分布系数Zαkα=1.265重合度系数、、、初定β=15º螺旋角系数ZβZβ=Zβ=0.983节点区域系数ZHZH=2.43转矩TT=、ω=2·n2、P=P2T=121675N·mm计算许用接触疲劳应力=720N/机械零件课程设计6720N/=1=接触疲劳强度设计d1≥d1≥45.9mm定模数取d1=46mm，mn=mn≥1.777定mn=2再定螺旋角a==194.6mm、圆整a=195mm、β=arccosβ=15.40º再定分度圆直径d1=、d2=d1=51.86mm、d2=338.14mm重新设算各强度系数同理，根据新的分度圆、螺旋角、模数，重新计算各系数，为之后的强度校核做准备。kA=1.25、kv=1.03、kB=1.08、kα=1.26、K=1.752、ZH=2.40、Zβ=0.981、、ZE=189.8校核d1d1≥45.8mm当量齿数Zv校核弯曲疲劳强度δF=、=280N·mm2、=210N·mm2、b=取=63mm取=2.61、=2.2、=1.58、=1.82、=0.871、=0.699、=165.60MPa、=160.78MPa校验合格机械零件课程设计76.轴的设计，轴承与键的选择高速轴的尺寸设计轴的尺寸设计初定按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217～255HBS，查表20.2轴的常用材料及其机械性能，得ЪB=650N/mm2、ЪS=360N/mm2、Ъ-1=300N/mm2、τ-1=155N/mm2ЪB=650N/mm2ЪS=360N/mm2Ъ-1=300N/mm2τ-1=155N/mm2d≥C•∛(P/n)，由机械设计与理论P583页的计算公式得C取107，又P=5.81Kw,n=455.98r/min得d≥23.82mm再考虑轴上有键槽，取直径应增大7%，取d=25mmd=25mm轴的结构初定装带轮段大带轮直径D2=435mm，为了使轴承可装入，取轴段长度为31mm，由带轮的宽度尺寸得周向长度为65mm（见表17-1普通V带的型号及其剖面尺寸、V带带轮轮槽尺寸）轴段长度31mm周向长度65mm轴身段直径定为33mm，用来装轴承端盖，取周段长度40mm轴身段直径33mm周段长度40mm装轴承段由转矩和功率初定为32207轴承，查表得内径为35mm、取轴段长度为28mm（外伸3mm+轴承宽24mm）轴段长度28mm取轴身长度为5mm，径向尺寸为45mm轴身长度5mm径向尺寸45mm小齿轮齿宽68mm，取轴头长度为66mm（便于精确定位），直径为38mm轴头长度66mm直径38mm轴身长度为10mm，使箱体设计对称轴身长度10mm轴承段同上总长度247mm低速轴的尺寸设计轴的尺寸设计初定按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217～255HBS查表20.2轴的常用材料及其机械性能，得ЪB=650N/mm2、ЪS=360N/mm2、Ъ-1=300N/mm2、τ-1=155N/mm2ЪB=650N/mm2ЪS=360N/mm2Ъ-1=300N/mm2τ-1=155N/mm2同理d≥C•∛(P/n)得，取d=45mmd=45mm轴的结构初定选用33010轴承，内径50mm，宽24mm，故由对称性得轴段长为28mm，直径为50mm轴段长度28mm直径48mm轴身直径选为67mm轴身直径67mm齿轮轴直径由D2=338.14mm，故直径选60mm，长度选为60mm（齿宽为63mm）直径60mm长度60mm轴身长度13mm，直径54mm轴身长度13mm直径54mm轴承段长度28mm，直径50mm轴承段长度28mm直径50mm机械零件课程设计8外伸端定为115mm总长度257mm轴的尺寸初次校核之后的结果高速轴AB段d≥30.62BC段d≥34.7低速轴d≥38.98高速轴的强度校核受力示意图压轴力方向向下：======4692.44N=1771.51N=1292.51N垂直面受力图200.5Fe-114-57-25.93=086.5Fe+57-25.93-114=0=2987.49N=2389.60N垂直面弯矩图机械零件课程设计9水平受力图==2346.22N水平受弯矩图合成图受力示意图压轴力方向向上：垂直面受力图200.5Fe+57-114=086.5Fe-57+25.93-114=01206.07N机械零件课程设计10垂直面弯矩图水平受力图==2346.22N水平受弯矩图合成图强度校核不取转矩，取α=0.3，故Me=在AB段，取M=204.95N·m，T=121.675N·m故Me=208.18N·m在BC段，取M=303.45N·m，T=121.675N·m故Me=305.64N·mAB段：d≥=30.62mmBC段：d≥=34.7mmAB段：dmin=31mm，BD段:dmin=34mm机械零件课程设计11低速轴的强度校核垂直面受力图-114+169.07-57=057169.07-114=0=969.86N=2636.11N垂直面弯矩图水平面受力图==2206.80N水平面弯矩图机械零件课程设计127.轴承与键的校核高速轴轴承校核（反装）高速轴轴承设计运用32207轴承，T=24.25mm，Cr=66KN（见附件轴承的参数），e=0.37，Y=1.6，x=0.4=4692.44N，=1771.51N，=1292.5N径向力分析见高速轴校核=3798.66N=3348.87N压轴力向下=5839.09N=2638.06N压轴力向上附加轴向力分析压轴力向下==*3798.66N=1187.08N=1187.08N=1046.52N压轴力向下合成图强度校核不变转矩，取α=0.3，故Me=大齿轮齿心处，取M=276.05N·m，T=746.209N·m故Me=208.18N·m固定大齿轮处d≥=38.98mm固定大齿轮处d≥38.98mm机械零件课程设计13==*3348.87N=1046.52N压轴力向上==*5839.09N=1824.72N==*2638.06N=824.39N=1824.72N=824.39N压轴力向上轴向载荷分析轴承2被压紧=1187.08N=2479.58N压轴力向下=1824.72N=2116.89N压轴力向上动载荷分析压轴力向下对1有=0.3e=0.37对2有=0.74e=0.37P1=、P2=x+y=0.4+1.6压轴力向上对1有=0.31e=0.37对2有=0.8e=0.37P1=、P2=x+y=0.4+1.6P1=3798.66NP2=5306.88N压轴力向下P1=5839.09NP2=4442.25N压轴力向上工作