机械设计课程设计

机械设计课程设计

设计题目计算说明书

带式运输机传动装置

目 录

一 课程设计任务书 2

二 设计要求

三 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数 6 5. 设计V带和带轮 7 6. 齿轮的设计 9 7. 滚动轴承和传动轴的设计 14 8. 键联接设计 28 9. 箱体结构的设计 29 10.润滑密封设计 31 11.联轴器设计 32

四 设计小结 五 参考资料

2 2

32 32

5 111

一 课程设计任务书 课程设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 1——V带传动 2——运输带 3——一级圆柱齿轮减速器 4——联轴器 5——电动机 6——卷筒 原始数据： 数据编号 A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 运送带工作拉力1100 1150 1200 1250 1300 1350 1450 1500 F/N 运输带工作速度1.50 1.60 1.70 1.50 1.55 1.60 1.55 1.65 v/(m/s) 卷筒直径D/mm 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5% 二. 设计要求 1.减速器装配图一张。 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。 3.设计说明书一份。 250 260 270 240 250 260 250 260 1．传动装置总体设计方案 三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 本组设计数据： 第三组数据：运送带工作拉力F/N 1200 。 运输带工作速度v/(m/s) 1.7 。 F1200N v1.7ms D270mm 卷筒直径D/mm 270 。 1）外传动机构为V带传动。 2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。 3) 方案简图如上 4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动 2、电动机的选择 1）选择 电动机 的类型 2）选择 电动机 的容量 3）确定电动机转速 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这 种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆 柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异 步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠， 此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 2、电动机的选择 1）选择电动机的类型 Pw2.04kw 0.86 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电 压380V。 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 PwFv 从电动机到工作机传送带间的总效率为 3 12345 由《机械设计课程设计》表3-1可知： 1 ： V带传动效率 0.96 2：滚动轴承效率 0.99（球轴承） Pd2.37kw3 ：齿轮传动效率 0.97 （7级精度一般齿轮传动） 4 ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器） 5 ：卷筒传动效率 0.96 所以电动机所需工作功率为 Pd3）确定电动机转速 Pwnw120rmi '4~30 按表9.2推荐的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比i而工作机卷筒轴的转速为 3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比vn w D 选定电动机型 所以电动机转速的可选范围为 号Y100L2-4 ' ndinw(4~30)120rmin(480~3600)rmin 符合这一范围的同步转速有750rmin、1000rmin、1500rmin和 3000rmin四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动 装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500rmin的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计指导书》表14.1选定电 动机型号为Y100L2-4。其主要性能如下表： 电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 启动转矩最大转矩 额定转矩额定转矩 Y100L2-4 3 1420 2.2 2.2 电动机的主要安装尺寸和外形如下表： 中心高 100 ×HD 外型尺寸 L×（AC/2+AD）380× 350× 245 底脚安装地脚螺轴伸装键部位尺寸A栓孔直尺寸×B 160 ×140 径K 12 D×E 28× 60 尺寸F×GD 8 ×7 i (2)分配传动比 i11.83 3.计算传动装置的总传动比i并分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴的转速 2）各轴的输入功率 3）各轴的输入转矩 (1).总传动比i为 i(2).分配传动比 inm nwi3.2 i3.7 n1420rminii 考虑润滑条件等因素，初定 i i n443.75rmin3.2 n120rmin3.7 nw120rmin4. 计算传动装置的运动和动力参数 1).各轴的转速 I轴 n nm1420rmin n443.75rmin II轴 nin120rmin III轴 ni卷筒轴 nw P2.37kw P2.25kw P2.16kw n120rmin P卷2.12kw 2).各轴的输入功率 I轴 P Pd2.37kw II轴 PP122.25kw III轴 P 卷筒轴 P卷P322.16kw P422.12kw 3）.各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td为 6 ITd9.5510Pdnm1.59104Nmm 5.设计V带和带轮 1).确定计算功率I轴 TTd1.5910Nmm II轴 T4T12i4.84104Nmm 1.72105Nmm III轴 TT32i卷筒轴 T卷 5T1.6910Nmm 42将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 轴名 I轴 II轴 功率P/kw 转矩T/(N·mm) 转速n/(r/min) 传动比i 效率 2.37 2.25 1.59104 4.84104 1420 444 3.2 0.95 Pca2.84kw 选用A型带 1 0.98 min，带传动传动比 3.7 0.96 III轴 2.16 Pca 2).选择V带1.72105 120 卷筒轴 2.12 1.69105 120 5. 设计V带和带轮 类型 3).确定带轮的基准直径并电动机输出功率 Pd2.37kw，转速n1nm1420ri=3.2，每天工作16小时。 1).确定计算功率Pca 由《机械设计》表8-7查得工作情况系数KA2).选择V带类型 根据Pca，1.2，故PcaKAPd2.84kw dd1100mm dd1验算带速 n1，由《机械设计》图8-11可知，选用A型带 3).确定带轮的基准直径dd1并验算带速 (1).初选小带轮基准直径dd1 v7.43ms 4).确定V带的中心距a和基准长度Ld 5).验算小带轮上的包角 由《机械设计》表8-6和8-8，选取小带轮基准直径dd1100mmdd12H100mm，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。 ，而 (2).验算带速v dd2320mm vddn116010007.43ms 选取 dd2315mm 因为5msv30ms，故带速合适。 idd1320mm 315mm，则传动比idd2dd13.15， (3).计算大带轮的基准直径 dd2 a0700mm 根据《机械设计》表8-8，选取dd2从动轮转速 n2n1450.8rmin i Ld2000mm 4).确定V带的中心距a和基准长度Ld (1).由式 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)得 290.5a0830，取a0700mm a666mm amax726mm(2).计算带所需的基准长度Ld Ld02a02(dd1dd2)(dd2dd1)24a02068mm amin636mm 由《机械设计》表8-2选取V带基准长度Ld2000mm (3).计算实际中心距a aa0 LdLd02666mm 1 6).计算带的 amaxa0.03Ld726mm amina0.015Ld636mm 根数z 7).计算单根V带的初拉力的最小值5).验算小带轮上的包角1 57.3180(dd)161.590d2d1 1 a 6).计算带的根数z 1420rmin，查《机械设计》表8-4a得P01.31kw Pr1.448k (1) 计算单根V带的额定功率Pr 由dd1100mm和n1z2 (F0)min162N i3.2n1420rminP0.17kw根据1，和A型带，查《机械设计》表8-4b得0 查《机械设计》表8-5得K0.95，查表8-2得KL Pr(P0P0)KKL1.448kw (2)计算V带的根数1.03，于是 z Pca2.844z1.96 Pr1.448 7).计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由《机械设计》表8-3得A型带的单位长度质量q0.1kgm，所以 (F0)min 取2根。 8).计算压轴力Fp 9).带轮的结构设计 6. 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、 (Fp)min640N(F0)min500(2.5K)Pcaqv2162N Kzv 选用直齿圆柱齿轮传动 7级精度 小齿轮材料45钢 （调质） 大齿轮材料45钢 (正火) 应使带的实际初拉力F0(F0)min。 8).计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 (Fp)min 9).带轮的结构设计 小带轮采用实心式，大带轮为腹板式，由单根带宽为13mm，取带轮宽为35mm。 2z(F0)minsin12640N z124精度等级、材料及齿数 2) 初步设计齿轮主要尺寸 6. 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 z289 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。 (3)材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS， 大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 (4)选小齿轮齿数z124，则大齿轮齿数z2iz189 2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 KT1u1ZE2 3d2.32() 1t du[H] 1> 确定公式内的各计算数值 K1.3Ⅰ.试选载荷系数t。 Ⅱ.计算小齿轮传递的转矩 595.510P T4.84104Nmm 1 n2 Ⅲ.由《机械设计》表10-7选取齿宽系数d1。 1 Ⅳ.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE188MPa2。 Ⅴ.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa。 Ⅵ.计算应力循环次数 N160n2jLh1.56109 N1N24.21108 iⅦ.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.97；KHN2Ⅷ.计算接触疲劳许用应力 1.25。 取失效概率为1%,安全系数S=1 [H]1KHN1lim1S0.97600MPa582MPa d1t47.05mm [H]2KHN2lim21.25550MPa687.5MPa Sv1.09ms b47.05mm 2>.计算 Ⅰ. 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值。 d1t2.323 Ⅱ.计算圆周速度v。 vKT1u1ZE2()47.05mm du[H]d1tn26010001.09ms Ⅲ.计算齿宽b。 bdd1t47.05mm b10.67h b Ⅳ.计算齿宽与齿高之比 h d1t m1.96mm 模数 t z1 齿高 h2.25mt4.41mm b47.05 10.67 h4.41 Ⅴ.计算载荷系数 根据v1.09ms，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数KV1.11； 直齿轮，KHKF1； 由《机械设计》表10-2查得使用系数KA1； K1.454 由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时， KH1.310； dt48.84m m2.04mm 故载荷系数 KKAKVKHKH1.454 Ⅵ.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 K48.84mm dtd1t3Kt Ⅶ.计算模数 dt m2.04mm z1 (3).按齿根弯曲强度设计 2KT1YFaYSa() 弯曲强度的设计公式 m32dz1[F] 1>.确定公式内的各计算数值 Ⅰ.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大 齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa； Ⅱ.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.87，KFN20.90； Ⅲ.计算弯曲疲劳许用应力； K1.41 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，有 b 由10.67，KH1.310查《机械设计》图10-13得KF1.27 h [F]1KFN1FE1311MPa SKFN2FE2244.3MPa S[F]2Ⅳ.计算载荷系数K； KKAKVKFKF1.41 Ⅴ.查取齿形系数； 由《机械设计》表10-5查得YFa12.65；YFa22.20 Ⅵ.查取应力校正系数； 由《机械设计》表10-5查得YSa11.58；YSa21.78 YFaYSaⅦ.计算大、小齿轮的并加以比较； [F]YFa1YSa10.0135 [F]1YFa2YSa20.016 [F]2大齿轮的数值较大。 Ⅷ.设计计算 2KT1YFaYSa3()1.56mm m2dz1[F] 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计m2mm 算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取z125 z293 由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值m2mm，按接触强度算得的分度 圆直径，算出小齿轮齿数 d125 z1m大齿轮齿数，取z293。 d150mmd2186mm这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费。 (4).几个尺寸计算 1>.计算分度圆直径 d1 d2a118mm z1m50mm z2m186mm B250mm2>.计算中心距 B155mm 7. 滚动轴承和传动轴的设计 (一).轴的设计 d1d2a118mm 2 板式结构为宜。其他有关尺寸按《机械设计》图10-39荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。 3>.计算齿轮宽度 bdd150mm 取B250mm，B155mm。 (5).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹 7. 滚动轴承和传动轴的设计 (一).轴的设计 Ⅰ.输出轴上的功率P、转速n和转矩T 由上可知P2.16kw，n120rmin，T1.7210Nmm 5 Ft1849.5N Ⅱ.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 d2mz2293186mm Fr673.1NFa0 dmin28.8mm2T1849.5N 而 Ftd2tanFF673.1N rtcos Fa0 Ⅲ.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据《机械设计》表15-3，取A0110，于是 P ''29.7mm dminA0328.8mm，由于键槽的影响，故dmin1.03dmin n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 d30mm 联轴器的计算转矩TcaKAT，查《机械设计》表14-1，取KA1.5，则： TcaKAT258000Nmm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL2型弹性柱销联轴器， 其公称转矩为 345000Nmm。半联轴器的孔径 d30mm，故取d30mm， 半联轴器长度L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L60mm dⅡⅢ36mm lⅠⅡ58mm 选取单列角接触球轴承7008AC dⅢⅣ40mmdⅥⅦ40mm Ⅳ.轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 lⅥⅦ29mmdⅣⅤ42mm 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段lⅣⅤ47mm的直径dⅡⅢ36mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度dⅤⅥ48mmL60mm， lⅤⅥ9mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L 略短一些，现取lⅠⅡ58mm lⅡⅢ53mm 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，故选用角接触球 轴承。按照工作要求并根据dⅡⅢ36mm，查手册选取单列角接触球轴承7008AC，其 尺寸为dDB40mm68mm15mm，故dⅢⅣdⅥⅦ40mm；而lⅥⅦ29mm。 lⅢⅣ39mm 3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣⅤ42mm；齿轮的左端与左轴承之间采 用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端 应略短于轮毂宽度，故取lⅣⅤ47mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d， 故取h3mm，则轴环处的直径dⅤⅥ48mm。轴环宽度b1.4h，取 lⅤⅥ9mm。 4).轴承端盖的总宽度为35mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的 距离l18mm，故lⅡⅢ53mm。 5).取齿轮距箱体内壁的距离a11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s10mm，已知滚动轴承宽度T15mm，大齿轮轮毂长度L50mm，则 lⅢⅣTsa(5047)(1510113)mm39mm 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅣⅤ由《机械设计》表6-1查得平键截面bh12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为43mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为 H7；同样，半联轴器n6H7。滚动轴承k6与轴的连接，选用平键为8mm7mm52mm，半联轴器与轴的配合为与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角245。 Ⅴ.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得a15mm。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距L2L346mm46mm92mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1925N,FNH2925N 弯矩M 总弯矩 扭矩T FNV1337N,FNV2337N MH15480Nmm MV142540Nmm,MV242540Nmm, M145270Nmm ，M245270Nmm T172000Nmm Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 caM12(T)2W15.21MPa 前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由《机械设计》表15-1查得[1]55MPa 因此ca[1]，故安全。 Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面 截面A，Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡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,Ⅱ,Ⅲ,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Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，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Ⅵ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，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Ⅳ左右两侧即可。 (2).截面Ⅳ左侧 抗弯截面系数 W0.1d30.14036400mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.140312800mm3 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 MM1 截面Ⅳ 上的扭矩T为 T172000Nmm 截面上的弯曲应力 b462322635Nmm 46M3.54MPa W 截面上的扭转切应力 TT13.44MPa WT 轴的材料为45钢，正火处理，由《机械设计》表15-1得B590MPa，1255MPa，1140MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取。因r2.0D420.05，1.05，经差值后可查得 d40d40 1.72，1.24 又由《机械设计》附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 q0.80，q0.85 故有效应力集中系数为 k1q(1)1.576 k1q(1)1.204 由《机械设计》附图3-2 的尺寸系数0.77；由附图3-3的扭转尺寸系数0.86 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 0.93 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 Kkk1112.13 K查手册得碳钢的特性系数 11.48 0.1~0.2，取0.1 0.05~0.1，取0.05 于是，计算安全系数Sca值，则 S133.82 Kam S116.62 KamSSSS22 Sca故可知其安全。 (3).截面Ⅳ右侧 14.92S1.5 抗弯截面系数 W0.1d30.14237408.8mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.142314817.6mm3 截面Ⅳ右侧的弯矩M为 MM1 截面Ⅳ 上的扭矩T为 T172000Nmm 截面上的弯曲应力 b462322635Nmm 46M3..06MPa W 截面上的扭转切应力 TT11.61MPa WTk0.8k，于是得 过盈配合处的k，由附表3-8用插值法求出，并取k 2.30，k1.84 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 0.93 故得综合系数为 Kkk1112..38 K11..92 所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为 S135.01 Kam S112.24 Kam (二).齿轮轴的设计 ScaSSSS2211.55S1.5 故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。 Ⅷ.绘制轴的工作图，如下： (二).齿轮轴的设计 Ⅰ.输出轴上的功率P、转速n和转矩T 由上可知P2.25kw，n444rmin，T4.8410Nmm Ⅱ.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 d1mz122550mm 4 而 Ft2T1936N d1 FrFt Fatan704.6N cos0 Ⅲ.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据《机械设计》表15-3，取A0115，于是 dminA03P'19.75mm，由于键槽的影响，故dmin1.03dmin20.3mm n 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径dⅠⅡ，取dⅠⅡ22mm，根据带轮结构和尺寸，取lⅠⅡ35mm。 Ⅳ.齿轮轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡⅢ26mm； 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，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据dⅡⅢ26mm，查手册选取单列角接触球轴承7006AC，其尺寸为dDB35mm62mm14mm，故dⅢⅣdⅥⅦ30mm；而lⅥⅦ28mm。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径dⅤⅥ54mm，lⅤⅥ55mm。 轴肩高度h0.07d，故取h3mm，则轴环处的直径dⅣⅤdⅥⅦ36mm。轴环宽度b1.4h，取lⅣⅤlⅥⅦ6mm。 4).轴承端盖的总宽度为35mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l15mm，故lⅡⅢ50mm。 5).取齿轮距箱体内壁的距离a8.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s10.5mm，已知滚动轴承宽度T13mm，，则 lⅢⅣTsalⅣⅤ(1310.58.56)mm26mm 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅠⅡ由《机械设计》表6-1查得平键截面bh6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为27mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角245。 Ⅴ.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得a13mm。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距L2L346.5mm46.5mm93mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V (三).滚动轴支反力F FNH1484N,FNH2484N 弯矩M 总弯矩 扭矩T FNV1176N,FNV2176N MH21540Nmm MV17840Nmm,MV27840Nmm, M122900Nmm ，M22290Nmm T48400Nmm Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度 承的校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 caM12(T)2W34.7MPa 前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由《机械设计》表15-1查得[1]55MPa 因此ca[1]，故安全。 (三).滚动轴承的校核 轴承的预计寿命L'H108236558400h Ⅰ计算输入轴承 (1).已知n444rmin，两轴承的径向反力FR1FR2484N 由选定的角接触球轴承7006AC，轴承内部的轴向力FS0.63Fr FS1FS20.63FR304.9N (2).因为FS1FaFS2，所以Fa0 故FA1FS1304.9N，FA2FS2304.9N (3). FA1FR10.63，FA2FR20.63，查手册可得e0.68 由于FA1FR1e，故X11,Y10; FA2FR2e,故 X21,Y20 (4).计算当量载荷P1、P2 由《机械设计》表13-6，取fp1.5，则 P1fp(X1FrY1FA)726N P2fp(X2FrY2FA)726N (5).轴承寿命计算 由于P1P2，取P726N，角接触球轴承，取3，ft1 8. 键联接设计 查手册得7006AC型角接触球轴承的Cr14.5，则 106ftC()299474hL'H LH60nP 故满足预期寿命。 Ⅱ. 计算输出轴承 (1).已知n120rmin，两轴承的径向反力FR1FR2924.75N 由选定的角接触球轴承7006AC，轴承内部的轴向力FS0.63Fr FS1FS20.63FR582,6N (2).因为FS1FaFS2，所以Fa0 故FA1FS1582.6N，FA2FS2582.6N (3). FA1FR10.63，FA2FR20.63，查手册可得e0.68 由于FA1FR1e，故X11,Y10; FA2FR2e,故 X21,Y20 (4).计算当量载荷P1、P2 由《机械设计》表13-6，取fp1.5，则 P1fp(X1FrY1FA)1387.13N P2fp(X2FrY2FA)1387.13N (5).轴承寿命计算 由于P1P2，取P726N，角接触球轴承，取3，ft1 查手册得7006AC型角接触球轴承的Cr14.5，则 106ftC()356916hL'H LH60nP 故满足预期寿命。 9.箱体 结构的 设计 8. 键联接设计 Ⅰ.带轮与输入轴间键的选择及校核 轴径d22mm，轮毂长度L35mm，查手册，选A型平键，其尺寸为 b6mm，h6mm，L27mm(GB/T 1095-2003) 现校核其强度：lLb21mm,T48.4Nmm，kh 2p2T103kld69.84MPa 查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键符合强度要求。 Ⅱ.输出轴与齿轮间键的选择及校核 轴径d42mm，轮毂长度L47mm，查手册，选A型平键，其尺寸为 b12mm，h8mm，L43mm(GB/T 1095-2003) 现校核其强度：lLb31mm,T172Nmm，kh 2p2T103kld66.05MPa 查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键符合强度要求。 Ⅲ.输出轴与联轴器间键的选择及校核 轴径d30mm，轮毂长度L58mm，查手册，选A型平键，其尺寸为 b8mm，h7mm，L52mm(GB/T 1095-2003) 现校核其强度：lLb44mm,T169Nmm，kh 2p2T103kld73.16MPa 9.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， H7大端盖分机体采用配合. is6 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. F 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器机体结构尺寸如下： 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号  计算公式 结果 8 8 0.025a38 10.02a38 1 10. 润滑密封设计 11.联箱盖凸缘厚度 b 1箱座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚度 b2 b11.51 12 12 20 M18 4 M14 M12 M10 M8 M8 10 24 20 18 22 16 48 10 11 m8 b1.5 b22.5 df0.036a12 地脚螺钉直径 d f地脚螺钉数目 n 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df，d1，d2至查手册 d10.75df d1 d2 d3 d2=（0.5~0.6）df d3=（0.4~0.5）df d4 d4=（0.3~0.4）df d C1 d=（0.7~0.8）d2 查《机械设计课程设计指导书》表4.2 查机械课程设计指导书表4 l1=C1+C2+（8~12） 外机壁距离 df，d2至凸缘C2 边缘距离 外机壁至轴承l 1座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机座肋厚 1 1>1.2 2> 2 m1m m0.85 轴承端盖外径 D 2 10. 润滑密封设计 D2D+（5~5.5）d3 118 96 对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度轴器设计

5远远小于(1.5~2)10mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+h1，H=30 h1=34。所以H+h1=30+34=64 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。 11.联轴器设计 1.类型选择. 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2.载荷计算. 见轴的设计。

四 设计小结 这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础. 1．机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。 2．这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 3．在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。 4．本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助. 5．设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。 五． 参考资料 《机械设计》 高等教育出版社 主编 濮良贵 纪名刚 《机械原理》 高等教育出版社 主编 孙桓 陈作模 葛文杰 《工程制图》 中国林业出版社 主编 霍光青 刘洁 《材料力学》 高等教育出版社 主编 刘鸿文 《互换性与技术测量基础》 高等教育出版社 主编 胡凤兰 《金属工艺学》 高等教育出版社 主编 邓文英 《机械设计课程设计》 北京航空航天出版社 主编 任嘉卉 李建平 《机械设计课程设计指导书》高等教育出版社 主编 宋宝玉 《机械设计课程设计》 高等教育出版社 主编 席伟光 杨光 李波 《机械设计基础课程设计》 东北工学院出版社 主编 高泽远 王金 《机械设计手册》 机械工业出版社 主编 王文斌 《机械传动设计手册》 煤炭工业出版社 主编 江耕华 胡来瑢