机械厂装配车间输送带传动装置设计.pdf

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1、 机械设计课程设计 说明书 设计题目：机械厂装配车间输送带传动装置设计 机械工程及自动化专业 班级：学号 设计人 指导教师 完成时间：2013-01-14 校名：机械课程设计说明书 题目 D3.机械厂装配车间输送带传动装置设计 目 录 机械设计任务书 机械课程设计任务书 3 机械课程设计第一阶段 1.1、确定传动技术方案 4 1.2、电动机选择 4 1.3、传动件的设计 8 机械课程设计第二阶段 2.1 装配草图设计第一阶段说明 16 2.2 轴的设计及校核 16 2.3 轴承的设计及校验 21 2.4 键的设计及校验 22 机械课程设计第三阶段 3.1、轴与齿轮的关 23 3.2、端盖设计

2、23 3.3、箱体尺寸的设计 26 3.4、齿轮和轴承的润滑 27 机械课程设计小结 4.1、机械课程设计小结 28 附 1：参考文献 机械设计课程设计任务书 题目 D3.机械厂装配车间输送带传动装置设计 设计带式运输机传动装置 1、设计条件：1）机器功用 由输送带传送机器的零.部件；2）工作情况 单向运输、轻度振动、环境温度不超过 35；3）运动要求 输送带运动速度误差不超过 5%；4）使用寿命 10 年，每年 350 天，每天 16 小时；5）检修周期 一年小修；两年大修；6）生产批量 单件小批量生产；7）生产厂型 中型机械厂 2、设计任务 1）设计内容 1、电动机选型；2、带传动设计；3

3、、减速器设计；4、联轴器选型设计；5、其他。2）设计工作量 1、传动系统安装图 1 张；2、减速器装配图 1 张；3、零件图 2 张；4、设计计算说明书一份。3、原始数据 主动滚筒扭矩（Nm）：800 Nm 主动滚筒速度（m/s）：0.8 m/s 主动滚筒直径（mm):300 mm 23541IIIIIIIVPdPw二、课程设计第一阶段 2.1 确定传动技术方案（1）、传动技术方案：技术方案：电动机直接通过带传动接在两级圆柱齿轮减速器上，该技术方案的优点是圆柱齿轮的设计、加工制造容易，采用卧式两级圆柱齿轮减速器。（2）、减速器内部工作方式：展开式斜齿啮合。（3）、减速器的总传动比为 28.26

4、，其中带传动为 2，高速级为 4.28低速级为 3.30。减速器传动比范围为 8i60。（4）、部分面形式：水平剖分面形式。（5）、轴承类型：深沟球轴承。（6）、联轴器类型：HL 系列 其中电动机和输入轴之间采用弹性套柱销联轴器 HL1-J；工作机构和输出轴之间采用 HL3-J1。（7）、传动技术方案简图如下：2.2 电动机的选择 1、电动机的输出功率的计算 已知工作机的扭矩 T 和卷筒转速 n，则工作机输入功率 P：/9550 PTn 卷筒转速：n=601000v/D=610000.7/(3.14 340)V 带传动效率：1=0.96 4 对深沟球轴承传动效率：24=0.994 2 对 8

5、级圆柱齿轮传动效率：32=0.972 联轴器的传动效率：4=0.99 滚筒传动效率：5=0.96 =124.3245=0.960.990.970.990.96 把上述值代入后得：P=Tn/9550=80050.96/95500.82 2、电动机的输入功率 P 的计算：本题中起动系数 kd=1.2，故 P kdP=1.25.21 查表 16-2 得:Y 系列 1500r/min 电动机的具体牌号为：Y132S4-2-B3 型 额定功率为：5.5kW 堵转转矩/额定转矩：2.2 Nm 最大转矩/额定转矩：2.2 Nm 3、计算总传动比并确定传动比 计算总传动比i 在上面已经确定了电机满载转速为 n

6、=1440r/min 传动装置的总传动比为 nin1440/50.96 n=50.96r/min =0.82 P=5.21kW P=6.25kW i 28.26 传动比的分配 01iii总 取带传动比为 0i=2 1223iii1 而设高速级与低速级传动满足12i=（1.3-1.4）23i即：12231.3ii，得 12i4.28 23i3.30 4、传动装置运动参数的计算 各个参数说明：n1、n2、n3I、II、III 轴的转速（r/min）P1、P2、P3I、II、III 轴的输入功率（kW）T1、T2、T3I、II、III 轴的输入转矩(Nm)P0电动机实际输出功率（kW）n电动机满载转

7、（r/min）各个轴转速的计算：n1=n/i0=1440/2 n2=n1/i12=720/4.28 n3=n2/i23=168.22/3.30 各个轴功率的计算：P1=P012=6.250.960.99 P2=P123=5.940.980.98 P3=P223=5.700.980.98 T1=9550P1/n1=95505.94/720 T2=9550P2/n2=95505.70/168.22 T3=9550P3/n3=95505.48/50.98 12i4.28 23i3.30 n1=720r/min n2=168.22r/min n3=50.98r/min P1=5.94kW P2=5.7

8、0kW P3=5.48kW T1=78.79Nm T2=323.59Nm T3=1026.56Nm 将以上数据列表如下：轴号 转速 n 功率 P 输出转矩 T 传动比 i 效率 电机轴 1440 6.25 2 0.95 轴 1 720 5.94 78.79 4.28 0.97 轴 2 168.22 5.70 323.59 3.30 0.97 轴 3 50.98 5.48 1026.56 1 0.97 车轮轴 50.98 5.48 1026.56 注：其中传动比和效率为上下相邻两格参数内的，如“传动比 2，指的是电机轴和轴 1 之间的传动比为 2”2.3、传动件的设计 1、V 带的设计 确定 V

9、 带型号 工作情况系数 KA 查表 4-6 计算功率 Pc由 Pc=KAP=1.25.5 V 带型号 根据 Pc和 n1值查图 4.6 确定带轮基准直径 D1和 D2 小带轮直径 D1 查表 4.7 大带轮直径 D2D2=(n1/n2)D1=1440/720 x100 按表 4.7 圆整 验算带速 v V=D1n1/60000=x100 x1440/60000 要求 V 带速在 525 m/s 范围内 确定 V 带长度 Ld和中心距 a 按 0.7(D1+D2)a02(D1+D2)初选 a0=600mm，初算带基准长度 L KA=1.2 Pc=6.6 kw A 型 D1=100 mm D2=2

10、00 mm V=7.54 m/s 带速符合要求 L=2 a0+221DD+02214aDD =2x600+2200100+2200 1004 600 按表 4.3 圆整 aa0+2LLd=600+(1800-1675)/2 验证小带轮包角1 1=180-(200-100)/662x57.3 确定 V 带根数 z 单根 V 带实验条件下许用功率 P0 查表 4.4 传递功率增量P0 查表 4.5(i=200/100=2)包角系数 Ka查表 4.8 长度系数 KL查表 4.3 z=La00KK PPCP=6.6/(1.32+0.17)0.981.01=4.478 圆整得 z=5 计算初拉力 F0

11、F0=215.2500qvKzvPaC=25006.532.510.1 7.545 7.540.98 计算轴压力 Q Ld=1800 mm a=662 mm 1=171.3120 P0=1.32kW P0=0.17 Ka=0.98 KL=1.01 Z=5 F0=140.4N Q=2zF0)2sin(1=2 x 5x 140.4 x 171.3sin()2 2、齿轮的设计 1）、闭式传动 采用软齿面 HBS350 2）、齿轮的结构与齿轮的尺寸有关。齿轮的材料是根据齿轮尺寸决定的，尺寸小时采用锻钢（40、45 钢）；尺寸大时（如圆柱齿轮 d 500mm）时，由于受到锻造设备能力的限制，采用铸钢。当

12、毛坯的制造方法不同时，齿轮的结构也不同，也就是齿轮结构必须与毛坯的制造方法相适应。故不同的尺寸的齿轮要视其材料而决定结构。3）、圆柱齿轮在强度计算中得到的齿宽应作为大齿轮齿宽，而小齿轮宽度应该取得大一些。一般(5 10)mmbb小大，以补偿轴安装误差，保证足够的齿宽接触。4）、齿轮传动的参数及尺寸分别进行规范化，也不能圆整，而有的尺寸则不能规范化，也不能圆整，如圆柱齿轮模数、压力角、中心距应该规范化，而齿数、齿宽及其他结构尺寸应该圆整；齿顶圆直径、齿根圆直径、齿高、齿顶高、齿根高等则不能圆整小数点后至少保留 2 位准确数字，而啮合角、螺旋角等则应计算到度、分、秒。5）、开式的传动：开式的传动主

13、要失效形式是磨损，故按弯曲强度计算时，所得的模数要增大 10%20%，并取规范值。作为动力传动的齿轮，其最小模数不得小于 1.5，开式齿轮要采用耐磨性较好的材料。由于开式齿轮往往是悬臂式布置故而刚度小，因此齿宽小一些，以避免大的载荷集中。3、低速级圆柱齿轮设计及计算 选择齿轮材料，确定许用应力由（机械设计课本）表 6.2 选 ：小齿轮 40Cr 调质：1260HBSHBS（）大齿轮 45 正火：2210HBSHBS（）Q=1399.6N 1260HBSHBS2210HBSHBS 许用接触应力 H与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有关。其计算公式为：limminHHNHZS 接

14、触疲劳极限,查（机械设计课本）图 64 得：2lim1700/HN mm 2lim2550/HN mm 接触强度寿命系数 ZN 应用循环次数 N 由式 67：N1=60n1jLh=6072011035016 N2=N1/i=N1/4.28 查图 65 得；ZN1=1.0 ZN2=1.04 接触强度最小安全系数：SHmin=1，则 H1=7001/1 H2=5501.04/1 所以取 H=520N/mm 许用弯曲应力F：limminFFNXFY YS 由（机械设计课本）式 612，弯曲疲劳强度极限limF 查（机械设计课本）图 67，2lim12lim2540/420/FFN mmN mm 弯曲

15、强度寿命系数 YN,查（机械设计课本）图 68 YN1=YN2=1 2lim1700/HN mm2lim2550/HN mm N1=2.42109 N2=5.7108 ZN1=1.0 ZN2=1.04 H1=700N/H2=520N/H=520N/2lim1540/FNmm2lim2420/FN mm YN1=YN2=1 弯曲强度尺寸系数 YX查（机械设计课本）图 69 YX=1 弯曲强度最小安全系数 SFmin=1.4 则：1540 1 1/1.4F 2420 1 1/1.4F 齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按311110.013 0.022/vnPn，估取圆周速度 vt=

16、2m/s，参考（机械设计课本）表 6.7、表 6.8 选取 齿轮为：2 公差组 8 级 小轮分度圆直径 d1，由（机械设计课本）式 65 得 213112EHHdZ Z Z ZuKTdu 齿宽系数1.0d 查（机械设计课本）表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数 z1，在推荐值 2040 中选 z1=27 大轮齿数 z2：z2=i z1=4.2827=115.56 圆整取 115 齿数比 u u=z2/z1=115/27=4.26 传动比误差：YX=1 21385.7/FN mm22300/FN mm 2 公差组 8 级 z1=27 z2=115 u=4.26 合格 S=u/u=(4

17、.28-4.26)/4.26=0.00470.05 小轮转矩 T1：T1=7.8810 载荷系数 K：AVKK K K K AK使用系数 查表 6.3 VK动载系数 由推荐值 1.051.4 K齿间载荷分配系数 由推荐值 1.01.2 K齿向载荷分布系数 由推荐值 1.01.2 1.25 1.2 1.1 1.1AVKK K K K 材料弹性系数 ZE 查表 6.4 2189.8/EZN mm 节点区域系数 ZH 斜（012120 xx，）ZH 直（=0，x1=x2=0）查图 63 ZH 斜=2.45 ZH 直=2.5 螺旋角系数 cosZ 重合度系数Z ，由推荐值 0.750.88 取 0.7

18、8，故 231189.82.45 0.78 0.992 1.822620004.041610.50.84.04d 齿轮模数 m T1=7.8810 1.25AK 1.2VK 1.1K 1.1K 1.82K 2189.8/EZN mm ZH 斜=2.45 ZH 直=2.5 0.99Z d152.26mm m=d1cos/z1=52.26cos12o/27 按表 6.6 圆整 m2 规范中心距 a a=m(z1+z2)/(cos)=2(27+118)/(2cos12o)圆整后取：a=145 mm 分度圆螺旋角：=arccos(m(z1+z2)/2a)=arccos(2(27+118)/(1452)

19、小轮分度圆直径 d1：d1=mz1cos=227cos11.68o 圆周速度 v：v=d1n1/60000=3.1453720/60000 齿宽 b b=ad1=155 大轮齿宽 b2 b2=b 小轮齿宽 b1：12510bb 3）、齿根弯曲疲劳强度校核计算 由（机械设计课本）式610 112FFaSaFKTY Y Y Ybd m 当量齿数 Zv Zv1=Z1/cos3=27/cos311.68o Zv2=Z2/cos3=118/cos311.68o 齿形系数 YFa 查表 6.5 m2 a=145mm =11.68o d1=56m v=1.998m/s b=55mm b2=56m b1=61

20、m Zv2=28.75 Zv1=122.45 YFa2=2.18 小轮 YFa1=2.57 大轮 YFa2=2.18 应力修正系数 YSa 查表 6.5 小轮 YSa1=1.61 大轮 YSa2=1.79 重合度a：11221(tantan)(tantan)213.07 27 cos20.4527 tan(arccos)tan20 23.07 272 3aazz 3.07 109 cos20.45109(tan(arccos)tan20)3.07 1092 3 解得：a=1.7485 重合度系数:0.250.75/Y F1=21.6678787.52.571.610.6790.89/60532

21、 F2=21.6618181.52.181.790.6790.89/55532 齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径 d2：d2=mz2/cos=2118/cos11.68o 根圆直径 df：df1=d1-2hf=56-23 df2=d2-2hf=235-23 顶圆直径 da da1=d1+2ha=55+22 da2=d2+2ha=235+22 YFa1=2.57 YSa2=1.79 YSa1=1.61 a=1.7485 Y=0.679 F2=116.38N/mm2 F1=109.80N/mm2 d2=235mm df1=50mm df2=229mm da2=59mm da1=239mm 高速

22、级圆柱齿轮几何参数 工程 小齿轮 大齿轮 模数 m 2 2 齿数 Z 27 118 压力角 20 20 分度圆直径 d 56 236 齿顶高 ha 2 2 齿根高 hf 3 3 齿顶圆直径 da 59 239 齿根圆直径 df 50 229 规范中心距 a 146 齿宽 b 61 56 2、高速级圆柱齿轮设计及计算 选择齿轮材料，确定许用应力 由（机械设计课本）表 6.2 选 ：小齿轮 40Cr 调质：1260HBSHBS（）大齿轮 45 正火：2210HBSHBS（）高速级齿轮设计跟低速级一样，将齿宽系数d改为 0.8。高速级圆柱齿轮几何参数如下 工程 小齿轮 大齿轮 模数 m 2 2 齿数

23、 Z 38 125 压力角 20 20 分度圆直径 d 75 250 齿顶高 ha 3 3 齿根高 hf 3.75 3.75 齿顶圆直径 da 81 256 齿根圆直径 df 69.5 242.5 规范中心距 a 162.5 齿宽 b 65 60 课程设计第二阶段设计 2.1、装配草图设计第一阶段说明 1260HBSHBS2210HBSHBS 1）、准备 减速器装备图采用三个视图及必要局部剖视图才能表达完整。根据传动件尺寸大小，参考类似的减速器装配图，估计出待设计的减速器外部轮齿尺寸，并考虑标题栏、明细栏、零件序号及技术要求等位置，选择合适的比例尺，合理的布局图面。2）、在俯视图的位置上画三根

24、线作为传动轴 1、2、3 的中心线，并绘出传动件的外廓。小轮宽度应大于大齿轮 510mm，二级传动件之间的轴向间隙3=815mm。3）、画出箱体内壁线及减速器中心线。在俯视图上小齿轮端面与箱体内壁之间间隙和大齿轮顶圆之间间隙为1。4）、按纯扭矩初步估算轴径。确定轴的跨距。先按纯扭矩确定轴径，在经轴的阶梯化吧跨距准确的确定下来。按照纯扭矩计算轴径时，用降低许用扭转剪切应力的方法来计入弯矩的影响。2.2、轴的设计及校核 1、轴 1 的设计及校核 1）、计算作用在齿轮上的力 转矩 T1=95505.94/720 轴 1 上小齿轮分度圆直径 d1=mz1/cos=227/cos11.68o 圆周力 F

25、t=278787.5/55.14 径向力 Fr=Fttan an/cos=2857.73tan20/cos11.68 轴向力 Fa=Fttan=1062.11tan11.68 2）、初步估算轴的直径 T1=78787.5N/mm d1=55.14mm Ft=2857.73N Fr=1062.11N Fa=590.8N 选取 45 号钢材作为轴的材料，调制处理 由式 8-2：3/dApn，计算轴的最小直径并加大 3%以考虑键槽的影响。查表 8.6 取 A=115 dmin 1.03115（5.94/720）1/3 3）、轴的结构设计（1）确定轴的结构技术方案 右轴承从轴右端装入，靠轴肩定位。齿轮

26、和左轴承从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。左右轴承均采用轴承端盖，半联轴器靠轴端档圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用普通平键得到轴向固定。采用单列圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器。（2）确定各轴段长度和直径 1 段 根据mind圆整（按照 GB5014-85）,并由1T、1n选择联轴器型号为HL6-JA型联轴器35 82/35 82JAJA(按照 GB5014-85),比轂孔长度 78mm 短 15mm，作为第一段的长度。2 段 为使半联轴器定位，轴肩高度(2 3)hcmm，孔倒角 C 取 3mm（GB6403.4-86）,212ddh且符合

27、规范密封内径（JB/ZQ4606-86）。取端盖宽度 28mm，端盖外端面与半联轴器右端面 26mm 3 段 为便于拆装轴承内圈，32dd且符合规范轴承内径。查 GB/T297-95，暂选滚动轴承型号为30204，d3=30mm，其宽度 B=20。T=21.75,轴承润滑方式选择：d3720=30720 21300 105，故选择脂润滑，齿轮与箱体内壁间隙取 10，考虑轴承脂润滑，要求轴承与齿轮间要有挡油环，取挡油环轴承距箱体内壁为f=13.5mm，l3=29mm 4 段，定位轴承 5 段 取齿根圆直径为直径，齿宽为轴段长度。dmin=23.93 d1=75mm l1=40mm d2=28mm

28、 l2=29mm d3=30mm l3=29mm d4=38mm l4=7mm d5=50mm l5=60mm d6=38mm 6 轴肩略低于轴承内径 2 3mm。取 d6=38mm,l6=85.5mm 7 段 该段轴径直径与右侧轴承处直径相同，为30mm；该段轴长度为 50mm 下面是轴 1 的弯矩图和扭矩图：2、轴 2 的设计 l6=85.5mm d7=30mm l7=50mm 1）、计算作用在齿轮上的力 转矩 T2=95505.71000/168.22 轴 2 上大齿轮分度圆直径 d2=mz/cos=2118/cos11.68 圆周力 Ft2=2T2/d2=270858/235 径向力

29、Fr2=Ft2tan an/cos=603tan20/cos11.68 轴向力 Fa2=Ft2tan=602tan11.68 轴 2 上小齿轮分度圆直径 d3=mz3=238 圆周力 Ft3=2T3/d3=2102656/76 径向力 Fr3=Ft3tan an/cos=27015tan20/cos11.68 轴向力 Fa3=Ft3tan=110040tan11.68 2）、初步估算轴的直径 选取 45 号钢材作为轴的材料，调制处理 由式 8-2：3/dApn，计算轴的最小直径并加大 3%以考虑键槽的影响。查表 8.6 取 A=115 则 dmin 1.03115（5.7/168.22）1/3

30、 3）、轴的结构设计（1）确定轴的结构技术方案 两个齿轮和左右轴承分别从轴的相应两端装入，大齿轮右侧端面和小齿轮左侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。左右轴承均采用轴承端盖 （2）确定各轴段长度和直径 T2=70858Nm d2=235mm Ft2=603N Fr2=224N Fa2=124.5N d3=76mm Ft3=27015N Fr3=10040N Fa3=22748N dmin=26.8mm 段 根据mind圆整（按照 GB5014-85）,且符合规范轴承内径。查 GB/T297-95，暂选滚动轴承型号为 30204，d1=30mm，其宽度 T=16m

31、m。轴承润滑方式选择脂润滑，取箱体内壁距轴承距离为 f=10mm，小齿轮左侧端面距箱体内壁距离为 10mm，故 l1 T+f+10+10=27mm 段 齿轮内轴段，为便于拆装齿轮，取 d2=35mm，略大于前面轴径；长度l2=62mm 段 为了使减速器整体好看，取大小齿轮之间距离l3=15mm，该段轴径比两侧轴径大 10mm，以靠轴肩定位齿轮。段 齿轮内轴段，为便于拆装齿轮，取 d4=35mm；长度 l4=63.5mm。段 该段轴承与第一段基本相同，仅到箱体内壁距离不同。取 l5=35mm 3、轴 3 的设计 1）、计算作用在齿轮上的力 转矩1119550/1011810TPnN mm 轴 1

32、 上小齿轮分度圆直径11/cosndm z 圆周力112/tFTd 径向力tan/cosrtnFF 轴向力tanatFF 方向如图所示：2）、初步估算轴的直径 选取 45 号钢材作为轴的材料，调制处理 由式 8-2：3/dApn，计算轴的最小直径并加大 3%以考d1=30mm l1=78mm d2=35mm l2=62mm d3=45mm l3=15mm d4=35mm l4=63.5mm d5=30mm l5=35mm 11011810TN mm1335dmm 6020tFN 2252rFN a1346FN dmin=39.6mm 虑键槽的影响。查表 8.6 取 A=115 则 3min1.

33、03 1154.72/2/44.55d（）3）、轴的结构设计（1）确定轴的结构技术方案 右轴承从轴右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。左右轴承均采用轴承端盖，半联轴器靠轴端档圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用普通平键得到轴向固定。采用单列圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器。（2）确定各轴段长度和直径 1 段 根据mind圆整（按照 GB5014-85）,并由1T、1n选择联轴器型号为HL3-J 型联轴器60 107/60 107JAJC(按照 GB5014-85),比轂孔长度 30 短 15mm，作为第一段的长度

34、。2 段 为使半联轴器定位，轴肩高度(2 3)hcmm，孔倒角C 取 3mm（GB6403.4-86）,212ddh且符合规范密封内径（JB/ZQ4606-86）。取端盖宽度 15mm，端盖外端面与半联轴器右端面 35mm 3 段 为便于拆装轴承内圈，32dd且符合规范轴承内径。查GB/T297-95，暂选滚动轴承型号为 60210，其宽度 B=15。轴承润滑方式选择：53225 960240001 10dn，故选择脂润滑，取箱体内壁距轴承距离为f=8mm，3427lTfmm 4 段 左侧轴肩到齿轮轴的齿轮的离右端面 4mm 处的距离为35mm，直径略大于前者取 44mm 5 段 为定位方便故

35、意设的轴肩，取直径为54mm、长度 8mm 6 段 该段轴径直径与段直径相同，为644dmm；该段轴长度由箱体内壁自然生成，为 58mm d1=42mm l1=78mm d2=48mm l2=65mm d3=50mm l3=32mm d4=67mm l4=54mm d5=60mm l5=70mm d6=50mm l6=40mm 3.5、轴承设计及效验 1）、第一对轴承的校验 选用圆锥滚子轴承 30210：查表 13-2 得KNC2.73r，42.0e 由NF5.1347r，NF2.816得：eFFr606.05.1347/2.816/查表 10.5 得：4.1,40.0yx 查表 10.6 得

36、，取1pf 载荷NyFxFfPrp68.1681)(查表 10.3，取1tf hL38400163008h 由 10-6 公式61060htnLfPC 得：KNnLfPCht79.14792.8682.110384003.60860682.1106033.366 则rCC 故轴承满足强度要求。2）、第二对轴承的校验 选用圆锥滚子轴承 30210：查表 13-2 得KNC2.73r，42.0e 由NF2.2217r，NF9.1245得：eFFr562.02.2217/9.1245/查表 10.5 得：4.1,40.0yx 查表 10.6 得，取1pf 载荷NyFxFfPrp14.2631)(KN

37、C2.73r，42.0e 4.140.0yx 1pf NP68.1681 1tf hL38400h KNC79.14 满足强度要求 KNC2.73r，42.0e 4.140.0yx 1pf NP14.2631 1tf hL38400h 查表 10.3，取1tf hL38400163008h 由 10-6 公式61060htnLfPC 得：KNnLfPCht89.1504.663114.210384008.1736063114.2106033.366则rCC 由于轴向力几乎为零，因此，NFP1.3187r 查表 10.3，取1tf hL38400163008h 由 10-6 公式61060htn

38、LfPC 得：KNnLfPCht25.1904.61871.310384008.173601871.3106033.366 则rCC 故轴承满足强度要求。3）、第三对轴承的校验 选用深沟球型轴承 6015 查表 13-2 得KNC2.40r，由于轴向力几乎为零，因此，NFP29.3079r 查表 10.3，取1tf hL38400163008h 由 10-6 公式61060htnLfPC 得：KNnLfPCht85.13497.40793.310384001.65600793.3106033.366 KNC89.15 NP1.3187 hL38400h KNC25.19 满足强度要求 KNC2

39、.40r NP29.3079 1tf hL38400h KNC85.13 满足强度要求 则rCC 故轴承满足强度要求。3.6、键的设计及效验 1、轴 1 大带轮上 A10890 型普通平键 挤压强度条件为：ppdhlT/4，查表 3.2 得，2/100mmNp 取mmlmmh908，mmd32，MMNT.1628001，则 ppmmNdhlT2/26.2890832/1628004/4 满足强度要求。2、轴 2 大齿轮上 A161076 型键 挤压强度条件为：ppdhlT/4，查表 3.2 得，2/100mmNp 取mmlmmh7610，mmd54，MMNT.5472802则 ppmmNdhl

40、T2/34.53761054/5472804/4 满足强度要求。3、轴 2 小齿轮上 A 161080 型键 挤压强度条件为：ppdhlT/4，查表 3.2 得，2/100mmNp 取mmlmmh8010，mmd54，MMNT.5472802则 ppmmNdhlT2/67.50801054/5472804/4 2/100mmNp 2/26.28mmNp满足强度要求 2/100mmNp 2/34.53mmNp 满足强度要求 2/100mmNp 2/67.50mmNp 满足强度要求 2/100mmNp 2/21.60mmNp 满足强度要求。4、轴 3 齿轮上 A221482 型键 挤压强度条件为：

41、ppdhlT/4，查表 3.2 得，2/100mmNp 取mmlmmh8214，mmd82，MMNT.14170973则 ppmmNdhlT2/21.60821482/14170974/4 满足强度要求。5、轴 3 联轴器上 A201284 型键 挤压强度条件为：ppdhlT/4，查表 3.2 得，2/100mmNp 取mmlmmh8412，mmd65，MMNT.14170973则 ppmmNdhlT2/5.86841265/14170974/4 满足强度要求。3.4、齿轮和轴承的润滑 由于齿轮圆周速度 v12m/s，因而采用浸油润滑，润滑油牌号为N46 机械润滑油。四、装配图设计第三阶段 3

42、.1、轴与齿轮的关系 第一根轴的轴径和齿轮齿根圆尺寸相近，故而将齿轮与柱设计为一体，设计成为一个齿轮轴。其余各个齿轮和轴径相差较大，采用平键连接。、3.2、端盖设计 材料：HT150 满足强度要求 2/100mmNp 2/5.86mmNp 满足强度要求 1）、轴 1：轴承外径 45，查表 15-3 知：选用螺栓直径3d=8；端盖上螺栓数目为 4 03210212ddmm 032.5DDd=115 2032.5DDd=140 e=1.2*8=9.6 m 由结构确定 11db、由密封尺寸来确定。b=7 轴 2（1）：轴承外径 40，查表 15-3 知：选用螺栓直径3d=8；端盖上螺栓数目为 4 0

43、3210212ddmm 032.5DDd=110 2032.5DDd=140 e=1.2*10=12 m 由结构确定 11db、由密封尺寸来确定。b=7 轴 2（2）：轴承外径 40，查表 15-3 知：选用螺栓直径3d=8；端盖上螺栓数目为 4 03210212ddmm 032.5DDd=110 2032.5DDd=140 e=1.2*10=12 m 由结构确定 11db、由密封尺寸来确定。b=7 2)、轴 3 轴承外径 75，查表 15-3 知：选用螺栓直径3d=10；端盖上螺栓数目为 4 03210212ddmm 032.5DDd=160 2032.5DDd=190 e=12 m 由结构

44、确定 11db、由密封尺寸来确定。b=7 3.3、箱体尺寸的设计 名 称 数据（mm）箱体壁厚 10 箱盖壁厚1 10 箱座上部凸缘厚度 b 12 箱盖凸缘厚度1b 12 箱座底凸缘厚度 b2 20 地脚螺钉直径fd M20（共 4 个）轴承旁连接螺栓直径1d M16 盖与座连接螺栓直径 M16 链接螺栓间距 平均（15 到 200）轴承端盖螺钉直径3d M10 检查孔盖螺钉直径4d M10 定位销直径 d M8 fd、1d、2d至外箱壁距离 32、30、30 fd、1d、2d至凸缘边缘距离 28、20、30 轴承旁凸台半径1R 23 凸台高度 h 便于扳手操作为准 外箱壁至轴承座端面距离1l

45、 C1+C2+8 齿轮顶圆与内箱壁距离1 20 齿轮端面与内箱壁距离2 8 箱盖肋厚1m 10 箱座肋厚2m 10 轴承端盖外径 D2 D+（5-6）3d 轴承旁联结螺栓距离 S 尽量靠近，1d、2d不干涉 3.4、齿轮和轴承的润滑 由于齿轮圆周速度 v12m/s，因而采用浸油润滑，润滑油牌号为N46 机械润滑油。参考文献 1.唐大放，冯小宁等。机械设计工程学II.徐州：中国矿业大学出版社，2001 2.王洪欣，李木等。机械设计工程学I.徐州：中国矿业大学出版社，2001 3.刘鸿文。材料力学(第四版).北京：高等教育出版社，2004 4.李爱军等。画法几何及机械制图.徐州：中国矿业大学出版社，2002 5.甘永立。几何量公差与检测（第四版）.上海：上海科学技术出版社，2001 6.任嘉卉，李建平等。机械设计课程设计.北京：北京航空航天大学出版社，2000 7.程志红 机械设计 徐州 东南大学出版社