机械原理课程设计说明书施绍毅.pdf

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1、机械设计课程设计说明书带式输送机传动装置院 系：工学院机械系专业：机械工程及自动化年级：2011 级学生 XX：施绍毅学号：5指导教师：俞利宾2014 年 2 月1/30摘要带式输送机是当今社会在机械行业中广泛应用的传动装置之一，学习了机械设计这门课程我们掌握和了解了许多有关机械的知识；比如：转动装置有哪些，齿轮传动、蜗轮蜗杆传动、链条传动、带传动等，还有螺纹的类型，它们有哪些特性和作用，在那些场合使用比较好。轴的设计和分析计算在机械行业中是十分重要和普遍的，还有联轴器的选择和使用，此外还有键的用途和设计。键槽通常在齿轮和轴的接触面使用，用来传递转矩。轴承的使用一般是和齿轮配合起来用的，轴承有

2、多种型号，要会选择使用。一个机器要正常的工作是离不开润滑和良好的密封。所以在设计中我们必须用心选择润滑剂这样才能是机械设备良好的工作。这次课程设计我们都会用到上述这些，我可以增强实际动手能力和大概的了解机械设计的一般步骤。并且本次设计首先对带式运输机的概述.接着分析了带式运输机的主要参数及选型需要,然后进行各主要零件的设计技计算.本次设计带式运输机设计的一般过程对今后的设计有一定的参考价值.2/30一设计题目：带式输送机传动装置1、电动机、2、运输带 3、二级圆柱齿轮减速器、5.联轴器 6.卷筒图图-1-11、原始数据：数据编号运送带工作拉力 F/kN运输带工作速度 v/(m/s)卷筒直径 D

3、/mm2、工作条件（1）、两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35，每年 350 个工作日；（2）、使用折旧期 8 年；（3）、检修间隔期：四年一大修，两年一中修，半年一次小修；（4）、动力来源的：电力，三相交流，电压 380V/220V；（5）、运输速度允许误差为5%；（6）、一般机械厂制造，小批量生产；3/30222.21.12403、课程设计内容（1）、装配图一 X（A3）；（2）、零件工作图两 X（A3）输出轴及输出齿轮；（3）、设计说明书一份。二二.电动机设计步骤电动机设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：运送带工作拉力 F/kN 2.2 运输带工

4、作速度 v/(m/s)1.1,卷筒直径 D/mm240。1.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。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

5、率高。2.计算电机的功率 p1：查机械设计手册第三页表 1-7 可得：带传动效率每对轴承传动效率圆柱齿轮的传联轴器的传动效卷筒的传动效率动效率率1=0.962=0.993=0.98（74=0.993级精度一般齿轮传动）5=0.96传动装置的总效率：4123245=0.86由已知条件可以算出带传输所需的功率 p2：p2=2.21.1=2.42kw所以电机的功率为 2.420.86=2.81kw3.求电机的转速 n：械设计手册可以查表得公式：V Dn/6010004/30已知：卷筒直径 d=240mm、带工作速度=1.1m/s100060vn187.6r/min（这是工作机的转速）D电动机的转速：

6、n n1ii=10-40，所以 n=8763504r/min电机所需功率 2.81kw由课程设计查表可得 12-1Y 系列（IP44）电动机的技术数据的电机为：Y100L2-4、额定功率 p=3kw、满载转速 n2=1430r/min4.传动比的分配：i=n2143016.32，其中 n1 是工作机的转速 87.6r/min、n2 是电机的额定转n187.6速 1430r/min.然后分配传动装置各级传动比：i=i 带i 齿 1i 齿 2，分配原则：i 带=1、i 齿=3-5减速器总的传动比是：16.32靠近电机的是高速级齿轮，靠近输出端的是低速级齿轮，所以，二级减速器的高速级齿轮传动比是：i

7、 齿 1=1.3i=4.61低速级齿轮传动比：i 齿 2=16.32/4.61=3.54三、运动参数和动力参数计算运动参数和动力参数计算1.各轴的转速：n2=1430r/min轴 1 的转速：na1=n2/i 带=14301=1430r/min轴 2 的转速：na2=n2/i 齿 1=14304.61=310.19r/min轴 3 的转速:na3=n2/i 齿 2=310.193.54=87.6r/min2.各级的输入功率：电机额定功率 p=3kwPa1=p1=30.96=2.88kwPa2=2.880.960.99=2.74kwPa3=2.740.960.99=2.61kw3.各轴的输入转矩

8、;电机的输入转矩 T=9.55P/1430=20.03N.mTa1=9.552.88/1430=19.23N.mTa2=9.552.74/310.19=84.36N.mTa3=9.552.61/87.6=284.53N.m下面是装置的运动参数和动力参数:5/30项目轴号电机轴1 轴功率kw转速nr min32.8814301430310.1987.6转矩TN m104传动比20.0319.2384.36284.3614.612 轴2.742.613 轴3.54四四V V 带的设计和带轮的设计计算、带的设计和带轮的设计计算、已知电机的功率是 P1=3kw，电机的转速也就是小带轮的转速是 1430

9、r/min，年工作日。1.确定计算功率：由课本 156 页表 8-8 可查得，工作情况系数 KA=1.3;所以 Pc=KA.P1=1.33=3.9KW.2.确定 V 带的型号:(1).根据 Pc 和小带轮转速 1430r/min 可以选用 A 型，所以取 d1=100mm，查课本157 页图 8-11 得。(2).验算带速 v=d1n1601000=7.48m/s 因为 5m/sV30m/s,故带速是合理的.(3).计算大带轮的基准直径：d2=n1d1（1-）/n2=100mm.查表可得 8-9.3.确定 V 带的中心距和基准长度 Ld：A初定中心距 a0:0.7（d1+d2）a02（d1+d

10、2）,故 a0=140-400 取 a0=270mm。B计算基准长度:Ld0=2a0+2d1d2d2-d14a0=854，查表课本表145 页 8-2 可得。Ld=890mmC,实际中心距 a=a0+LdLd02=27089085422884.小带轮上的包角：1=180-0=1801205.计算带的根数:d1=100mm,n1=1430r/min 查表 152 页 8-4，p0=1.32kw；查表 8-5 可得P0=0.00；查表 8-6，K=1；查表 8-2，Kl=0.87Pr=1.32+010.87=1.15kw；则 z=pcpr=3.91.15=3.39，所以取 4 根。6.v 带的初拉

11、力 F0：V 带的质量是 0.105kg。F0=5002.5-1pckzvqv=103.63N7.计算压轴力 Fp=2zF0sin12=24103.631=829.04N.故 V 带的型号是 A 型 4 根，带的基准长度 890mm，带轮基准直径 d1 和 d2 都是 100mm，中心距控制在 274.5314.7 之间。初拉力 F0=103.3N。6/30五齿轮的设计和计算五齿轮的设计和计算靠近电机的齿轮我们一般设计为高速齿轮，因为电机的转速较高。远离电机靠近输出端的齿轮设计为低速齿。已知输入功率为 3kw，小齿轮转速为 1430r/min，齿数比=4.61，工作寿命 8年。(一).高速级齿

12、轮的计算设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）按图-1 所示的传动简图可以选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角为 20。（2）带式输送机为一般工作机器，参考课本205 页表 10-6，齿轮精度等级选用7级。（3）材料选择，查课本191 页表 10-1，选择小齿轮材料为 40cr（正火），齿面硬度为 280HBS，大齿轮材料选择 45 钢（正火），齿面硬度为 240HBS。（4）由于齿轮是在闭式中作业，选小齿轮齿数为 Z1=25，则大齿轮的齿数为 Z2=z1=254.61=115.25，取大齿轮 z2=116（5）斜齿轮有螺旋角一般在 8-20，这里取=152.按齿面接触疲劳强度设计(1)小齿

13、轮分度圆的直径的 d12Kt.T1u 1 ZH.ZE.ZZ2()duH确定公式中的各参数。a试选载荷系数 Kt=1.3b查课本 203 页图 10-20 可得区域系数 ZH=2.445c计算接触疲劳强度用重合度系数 Zt arctan(tan/cos)arctan(tan20/cos15)20.646at1 aecosz1cost/(z1 2hcos)36.099at2 arcosz2cost/(z2 2hcos)22.66z1(tan1 tant)z2(tana2 tan)/21.763dz1tan/1.9563441.7631.9563(1)(11.9563)0.434331.763由图

14、10-23 可得螺旋角系数 cos cos15 0.9839.55 106 2.88 1.95 104dT1=1430e查表 10-7 选齿轮系数d=1f查表 10-5 差得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPg计算接触疲劳许用应力由图课 本 212 页 10-25 查得 小齿 轮和 大齿轮 的接 触疲 劳 极限H min 600Mp.H min 550Mp.7/30计算应力循环次数 N：N1=60n1jL=601430128300156.177109N2=N1/=6.1771094.64=1.33109,查图 10-23 取接触疲劳强度 KhN1=0.90，KhN1=0.95，安全系数

15、S=1 所以：H1=0.9600/1=540Mp，H2=0.95550/1=523Mp取较小的为接触疲劳许用应力=523Mpd12Kt.T1u 1 ZH.ZE.ZZ2()=18.95mmduH（2）.调整小齿轮的分度圆直径a.圆周速度 V=d1tn1/601000=3.1418.951430/60000=1.41m/s齿宽 b=d.d1t=118.95mmb.计算实际载荷系数 K。查表 10-2 得 KA=1.1根据 v=1.41m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1c.齿 轮 的 圆 周 力Ft1=2T1/d1t=2 20.03 10000/18.95=2.1139 10

16、4,KAFt1/b=1227N/m100N/m,所以查课本表 10-2，KH=1.2，表 10-4，KH=1.417。所以载荷系数 K1=KA.KV.K,K=1.111.21.417=1.873实际分度圆直径 d1=18.951.87=2=32.566mm1.33.计算齿轮的模数 m按齿根弯曲疲劳强度设计：2KfTT1YYCOS2YFaYSam，2dz1Fa载荷系数 Kft=1.3b重合度系数 Yb=arctantancost=arctan（tan14cos20.646）=14.0768/3031/cos2b1.763/cos214.076 1.874 0.250.75/1 0.250.75/

17、1.874 0.533螺旋角系数1计算12011.956315 0.755120Fasa,当量齿数1 1/cos3 25/cos315 27.74,2 2/cos315128.71F查课本200页，图1017,Fa1 2.71,Fa2 2.24查课本201页，图1018，sa11.65，sa21.81许用应力F的计算：查图1024c小大齿轮的Flim1 500Mp，Flim2 380Mp查课本203页图1022查的弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85，KFN2 0.88，取安全系数S 1.4KFN1Flim1KFlim2 303.57Mp，F2 FN2 238.86MPsSFasa2.241.8

18、1 0.0171F238.86F12KfTT1YYcos2Fasa试算齿轮模数：m 2Fd121.320.031040.5330.755cos2150.0171 1.423mm2125圆周速度，d1 mz1/cos15 1.4232/0.966 36.827mmd1n1601000齿宽b dd1136.827 36.827mm齿高h 2hcm （210.25）1.423 3.202mm计算实际载荷K2 KAKVKK,查课本可得kv1.09，k1.2，k1.417，k11.34 2.756m/s则k21.11.091.21.34 1.927实际齿轮模数m 1.42311.9271.4531.3所

19、以从标准中就可以取m 2，d1 32.566，所以小齿轮的齿数z1 d1cos/m 18.63,取z119，则z2 84，z1与z2互为质数9/304.几何尺寸的计算a.计算中心距 aa=z1 z2m=19+84/2cos15=106.635mm 取中心距 a=106mm2cosz1 z2m 13.832a计算小大轮的分度圆直径:b.修正螺旋角 arcosz1m 40.23 d1=cos13.83取 d1=41mmd22m173.01取 d2=174mmcos13.83齿根圆直径：ddf2z2/cos15 2.5m 168mmf1z1/cos 2.5m 34mmc.计算齿轮的宽度 b=dd11

20、40.23 40.23mm考虑不可避免安装误差，一般将小齿轮加宽（5-10）mm，所以取 b2=41，b1=465圆整中心距后的强度校核计算出：KH=2.23、T1=20.03 104N.=4.61、ZH=2.45.、mm、d 1d1=40.23mm2ZE=189.8Mp1、Z=0.41 Z=0.99 所以代入下式：H2KHT1dd13 12 2.23 1.95 1044.61 1ZHZEZZ34.611 40.23强度校核合理。2.45 189.8 0.41 0.99 495MP H轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d 43mm轮毂长

21、度l与齿宽相等l 41(mm)轮毂直径D1178(mm)轮缘厚度010(mm)板厚度c 14(mm)腹板孔直径10/30腹板中心孔直径D0130(mm)d0 20(mm)齿轮倒角取n 2(mm)六六.低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计选定齿轮类型、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，软齿轮面闭式传动。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，选择小齿轮材料为 40Gr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（正火），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4.选小齿轮齿数 z3=

22、25，则大齿轮齿数z4i2z3 25 3.54 88.5取 z4=88(2).按齿轮面接触强度设计 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d3t 2.323KT3u 1ZE2()duH1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数t。2.计算小齿轮传递的转矩K 1.39.55 106Pa3T3 28.5 104Nmmn33.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数d1。4.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE189.8 MPa。5.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H lim1 600MP

23、a；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2550MPa。6.计算应力循环次数11/30N3 60n2jLh 60 310.19 1 350 2 8 8 8.33 108N4N3 2.36 108i27.由机械设计图 6.6 取接触疲劳寿命系数KHN3 0.95；KHN4 0.99。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数 S=1KHN3Hlim 3H3 0.95 600MPa 570MPaSH4KHN4Hlim 4 0.99 550MPa 544MPaS许用应力取较小值H 544MPa2.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径d3t，代入H中较小的值。d3tu 1ZE2 2.32()59.363mmduH3

24、KT32.计算圆周速度v。vd3tn260 1000 59.363 310.1960 1000 0.963m s 计算齿宽 bb dd3 1 59.363 59.363mm 计算齿宽与齿高之比 b/hm=d359.36.2.37z325h=m2.25=2.37 2.25 5.34mmb 59.363/5.34 11.1h12/303.计算载荷系数K查表 10-2 得使用系数KA=1.0;根据v得动载系数KV 1.15直齿轮K/0.963m s、由图 10-8；由表 10-2 查的使用系数KA1KF1查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置K由1.423b/h=

25、11.1K1.423由 图10-13得KF1.35故 载 荷 系 数K=11.1511.4231.35=2.214.校正分度圆直径d1d3由 机械设计，d3t3k/Kt 59.363 32.21/1.3mm 63.41mm5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数mm2d3/z3 63.41/25 2.53mm2.按齿根弯曲强度设计，公式为1.确定公式内的各参数值1.由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限F lim4 380MPa；2.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数YST 2.

26、0KFN3 0.922KT3YFaYSam232dz3FF lim3 580MPa；，KFN 4 0.94,得F3KFN3YSTFE3 580 0.92/1.4 381.14MPaSF4KFN4YSTFE4 380 0.94/1.4 255.14MPaS4.计算载荷系数 KK KAKVKFKF11.1011.351.4855.查取齿形系数YFa3、YSa4、YFa4和应力修正系数YSa313/30YFa4 2.24；YSa3 1.55；YSa4 1.753由 机械设计 表查得YFa3 2.75；YFaYSaF并加以比较；6.计算大、小齿轮的YFa3YSa3 0.0112F3YFa4YSa4 0

27、.0153F4大齿轮大7.设计计算m232KT3YFaYSa2dz3F42 1.485 28.5 103=0.0153 1.45225m2对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 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，可取由弯曲强度算得的模数 1.45 并就进圆整为标准值 m=2mm 接触强度算得的分度圆直径Z3=d3=63.41mm，算出小齿轮齿数d363.41 31m2大齿轮z4i2z3 31 3.54 109.74取z4 110这样设计出的齿轮传动，即满足

28、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。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径d3、d 4d3z3m2 31 2 62mmd4z4m2 110 2 220mm齿根圆直径：2.计算中心距df3z 2.52 57mmdf4z 2.52 215mm14/30a/d3d4(62 220)/2 141mm23.计算齿轮宽度b dd3 1 62 62mm取B3 62mm，B4 67mm。3.轮的结构设计大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d 48mm轮毂长度l与齿宽相等轮毂长度l与齿宽相等l 70(mm)轮毂直径D11.6d 1.648 76.8(mm)取

29、D1 76(mm)轮缘厚度010(mm)腹板厚度c 22(mm)D0154(mm)腹板中心孔直径腹板孔直径d0 24(mm)齿轮倒角取n 2(mm)齿轮工作图如下图所示15/30七轴的设计和计算七轴的设计和计算根据工作条件，初选轴的材料为45 钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：dminA03p。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对n轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大 5%到 7%，两个键槽时，d增大 10%到 15%。A0值由所引用教材确定：高速轴 A01=124，中间轴 A02=120，低速轴 A03=110。高速轴：dminA03p12.88=1

30、24331.23mm,因高速轴最小直径处安装大带轮，n11430设有一个键槽，则：d1min=d1min(1+5%)=32.41mm，取为整数 d1min=32mm.中间轴：dminA23p2=34.3mm.因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标 36mmn23低速轴：d2min.A3p3=37.56；因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键n3槽，则：d3min=d3min(1+7%)=40.19mm。参考联轴器的选择，取为联轴器的孔径。d3min=41mm.根据轴上零件的结构，定位，装配关系，轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器装配草图。1.高速轴的结构设计（1）各轴直径的确定

31、d1:最小直径，安装大带轮的外伸轴段，d1=d1min=32mmd2:密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度h 0.07 0.1d。以及密封圈的标准，d12=34mm.d3:滚 动 轴 承 处 轴 段，d3=35mm.滚 动 轴 承 选 取30207。其 尺 寸 为d DT B 357218.2517mmd4:过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s。滚动轴承采用脂润滑。考虑挡油盘的轴向定位。d4=40mm.齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以和齿轮材料和热处理方式一样，均为 45 钢，调质处理。d=43mmd5:滚动轴承处轴段，d5=d3=35mm.(2)各轴

32、段长度的确定L1:由大带轮的毂孔宽度 B=30mm 确定，L1=36mm.16/30L2:由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定。L2=82mm.L3:由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定 L3=42mm.L4:由装配关系，箱体结构等确定，L14=140mmL5:由高速级小齿轮宽度 B1=60mm 确定，L5=60mm高速级小齿轮处的轴的长度为 L6=35mm高速轴示意图如下：2.中间轴的结构设计（1）各轴直径的确定 d1最小直径，滚动轴承处轴段。d21=d2min=34 滚动轴承选取30207。其尺寸为d DT B 357218.2517mm d2:低速级小齿轮轴段，d2=66m.d3:套筒齿轮

33、的轴向定位要求，d3=55mmd4：安装大齿轮需要的轴肩其直径为 64mmd5高速级大齿轮轴段，d5=50mmd6滚动轴承处轴段，d6=d1=34mm(2)各轴长度的确定L1：由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定，L1=50mmL2:由高级齿轮的毂孔宽度 B3=41mm,L2=43mmL3:轴环宽度，L3=10mm.L4由箱体和安装尺寸可确定为 L4=40mmL5由低级小齿轮毂孔宽度 B2=67mm，确定 L5=70mmL6由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，L6=45mm(3)细部结构设计由表查出高速级大齿轮 b*h-L=18mm*11m-70mm(t=7mm,r=0.3mm。低速级小齿轮处键

34、b*h-L=18mm*11mm-110mm(t=7mm,r=0.3mm).齿轮轮毂与轴的配合60H7n6；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为50m6，各轴肩处的17/30过渡圆角半角为145，各倒角为 C2。中间轴结构示意图3.低速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定 d1:滚 动 轴 承 处 轴 段，d1=41mm,滚 动 轴 承 选 取32008，其 尺 寸d DT B 40681919mm d2:低速级大齿轮轴段，d2=95mm.d3:低速级大齿轮的轴肩轴向定位要求，d3=120mm.d4:过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d4=90mm.d5:滚动轴承处轴段，d5=d1=

35、41mm.d6:密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准，d6=39mm.d7:最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d7=dmin=38mm.(2)各轴段长度确定L1:由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定，L1=60mm.L2:由低速级大齿轮的毂孔宽 B4=67mm 确定，L2=80mm.L3:轴环宽度。L3=10mmL4:由装配关系，箱体结构等确定 L4=80mmL5:由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，L5=40mm.L6:由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L6=70mm.L7:由联轴器的毂孔宽 L1=95mm 确定，L7=102mm.低速轴结构示意图如下：18/305.轴的校核

36、计算首先进行齿轮的受力分析齿轮 1：Ft12T12 19.23 104 0.96 104N，Fr1 0.35 104N，Fa1 0.96 tan 0.257 104Nd141齿轮 2；Ft22T22 84.36 0.977N，Fr2 0.37N,Fa2 0.27Nd21742T22 84.23Ft3 2.717N，Fr3 0.989N,Fa3 2.89Nd362cos齿轮 3：Ft3齿轮 4:Ft42T32 284.53 2.587N,Fr4 0.941N,Fa4Ft4 cos20 2.75Nd4220（1）.高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查

37、得抗拉强度b=735Mpa.计算齿轮上受力（受力如图所示）高速轴的受力分析简图：19/30计算弯矩水平面内的弯矩：MXminFt1ab9600 47 119 321513.7N.mmL167垂直面内的弯矩：MYminFr1ab3500 47 119 117218.6N.mmL16722所以 M=MXMY 342217.05N.mm取=0.6，计算轴上最大应力值：MAXM2T11 383 536MPa，所以 536MPa 735MPa故高速轴安全，合格。弯扭矩图如下：（2).中速轴的强度校核由前面选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度b=735Mpa.计算齿轮上

38、受力（受力如图所示）20/30计算支承反力：在水平面上 FAX=Ft3 47 Ft2(107 47)58 107 47 13120.6NFay=Fa2=2700N,Fbx=Ft2+Ft3-Fax=23820N在垂直面上：MB 0,FAZFr2 47 Fa2 87 Fr2 154212 4616.03N所以;Fbz=Fr2+Fr3-Faz=8973.97N总支承反力：FA=131202 27002 46162 14167.9NFB=89732 238202 25454.01N计算弯矩在水平面上：MBXFBX 47 23820 47 1119540N.mmMAXFAX 58 13120 58 76

39、0960N.mmM2X 1119540N.mmM3X 760960N.mm在垂直面上：MBZFBZ 47 8973 47 421731N.mmMBZFBZ 47 FA2 87 656631N.mmMAZFAZ 58 267728N.mmmM2Z 421731N.mmM2Z 656631N.mmM3Z 267728N.mm所以：,M211195402 421732 1778573N.mmM26566312 11195402 433456.2N.mmM37609602 2677282 334562.6N.mm计算转矩并作转矩图T2=84.23N.M21/30;作受力、弯距和扭距图（3）.低速轴的强

40、度校核由前面选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度b=735Mpa计算齿轮上受力（受力如图所示）（3）.计算弯矩垂直面内的弯矩：Mmax25870 110 190 180228N.mm30022/30水平面内的弯矩：MZmax9410 110 190 655563N.mm300mm所以：M6555632 1802282 324828N.取=0.6，计算轴上最大应力值：W0.1483365MPa 735MPa故低速轴安全，合格。T3=284.53N.m弯矩图如下：maxMT322131666.0720.6360.251032八滚动轴承的选择及寿命校核八滚动轴承的

41、选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列圆锥滚子轴承高速轴选用 30207 两个，中间轴轴30207 两个，低速轴轴选用30208 两个(GB/T297-1994)寿命计算：高速轴：（1）.查机械设计课程设计表 8-159，得圆锥滚子轴承 30207Cr 54.2kN C0r 63.5kN（2.）查机械设计得23/30 X=1,Y=0（3）.计算轴承反力及当量动载荷：Ft19600 4800N22Fr1在水平面内轴承所受得载荷Frv 3500/2 1750N2在水平面内轴承所受得载荷FrH 所以轴承所受得总载荷Fr=FH2 FV2 4800217502 30673N由于基本只

42、受轴向载荷，所以当量动载荷：P=fb(xFr yFr)1.2(130673 0)36808N（4）.已知预期得寿命 8 年，两班制L8h 288350 44800h基本额定动载荷C=p360nL8h60143044800 36808 50.23kN1061000000所以轴承 30207 安全，合格低速轴：（1）.查机械设计课程设计表 8-159，得圆锥滚子轴承 30208Cr 63.0kN C0r 74.0kN2.查机械设计得 X=1,Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：Ft42587012935N22Fr49410 4705N在水平面内轴承所受得载荷 Frv=22在水平面内轴承所受得载荷F

43、rh/所以轴承所受得总载荷Fr/129352 47052 22149N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P=fb(xFr yFr)1.2(122149 0)26579N24/304.已知预期得寿命 8 年，两班制L8h 288350 44800h基本额定动载荷C=p360nL8h60284.5344800 36808 45.34kN6101000000所以：45.34KN 60.32KN故轴承 30208 安全，合格。中间轴上轴承得校核，具体方法同上，由于中间轴上有两个齿轮所以校核较复杂，步骤和上述完全一致，校核结果轴承 30207 安全，合格。九九.键联接选择及校核键联接选择及校核1.键

44、类型的选择选择 45 号钢调质，其许用挤压应力p=150Mpa高速轴：左端连接 v 带的大带轮，键槽部分的轴径为 32mm，轴段长 36mm，所以选择单圆头普通平键(A 型)键 b=6mm,h=5mm,L=25mm中间轴：轴段长为 43mm，轴径为 50mm，所以选择平头普通平键（A 型）键 b=10mm,h=6mm,L=35mm另一个齿轮是直接加工在轴上面的，故用不到键槽。低速轴：轴段长为 80mm，轴径为 95mm，所以选择圆头普通平键（A 型）键 b=18mm,h=10mm,L=60mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为 38mm，轴段长 102mm，所以选择单圆头普通平键(A 型)键

45、 b=16mm,h=8mm,L=80mm2.键类型的校核高速轴：T1=19.23N.MP12T1219.23 73.2Mpa Pb L K6253.5则强度足够，合格25/30中间轴：T2=84.36N.m，p22T2284.23110.53Mpa 150Mpapblk10354则强度足够，合格低速轴：T3=284.54N.mp32T32284.54120.91Mpa p，则强度足够，合格。blk16804十十.联轴器的选择联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用凸缘联轴器1.减速器出口端T3 284.53N.m选用 TX3 型（GB/T 5014-2

46、003）凸缘轴器，采用 Z 型轴孔，A 型键，轴孔直径d=2245mm,选 d=40mm,轴孔长度为 L=45mm2.减速器的进口端我们采用的的 v 带和输入轴（高速轴）连接起来，没用联轴器。减速器的附件设计和选择减速器的附件设计和选择箱体设计名称箱体壁厚箱盖壁厚凸缘厚度箱座箱盖底座箱座肋厚地脚螺钉轴承旁联接螺栓直径符号1bb1b2m型号数目d1参数12818123010dfM16n4M12M100.75 df（0.5-0.6）df设计原则0.025a+380.02a+381.51.512.50.850.036a+12箱座、箱盖联接螺栓直径d226/30尺寸连接螺栓的间距轴承盖螺钉直径观察孔盖

47、螺钉定位销直径d1,d2 至外箱壁距离d2 至凸缘边缘距离df 至外箱壁距离df 至凸缘边缘距离ld3d4dC1C2C3C418087102418282452150200（0.4-0.5）df（0.3-0.4）df（0.7-0.8）d2C1C1minC2C2minC1+C2+(510)箱体外壁至轴承盖座端l1面的距离轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离D2S101101106115 1 40 139注释：a 取低速级中心距，a160mm2.附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与

48、箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。名称规 格 或作用参数窥视孔视孔盖130100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为 Q235通气器通 气 螺减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，塞为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，M101不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通27/30常在箱体顶部装设通气器。材料为 Q235轴承盖凸 缘 式固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端轴承盖用轴承盖封闭。轴承盖

49、有凸缘式和嵌入式两种。图中采用六 角 螺的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴栓（M8）处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为 HT200定位销M938为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为 45 号钢油 面 指油 标 尺检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的示器M16油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用 2 型油塞M201.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位

50、置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为 Q235起 盖 螺M12钉42为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出 1 个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起 吊 装吊耳置28/30为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径 18。十一十一.减速器润滑方式、密封形式减速器润滑方式、密封形式1.润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。（1）.齿轮的润滑采用浸油润滑