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机械设计计算说明书
武汉工程大学机械设计课程设计设计计算说明书题目: 院系: 班级： 姓名: 学号: 指导教师:双级展开式斜齿圆柱齿轮减速器 机电工程学院 机制中美班 旺旺
秦襄培目一、设计任务书录………………………………
………………2二、传动方案的分析与拟定 …………………………………………2 三、电动机的选择与计算 ……………………………………………3 四、传动比的分配 ……………………………………………………4 五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 ……………………5 六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 ………………6 七、联轴器的选择及计算……………………………………………17 八、键连接的选择及计算……………………………………………18 九、轴的强度校核计算………………………………………………19 十、润滑和密封………………………………………………………22 十一、箱体及附件的结构设计和选择………………………………23 十二、设计小结………………………………………………………24 十三、参考资料………………………………………………………251/ 25计算与说明主要结果一设计任务书T=400N?m; V=0.90m/s; D=450mm设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。 设计数据及工作条件： 1、 带式输送机的原始参数鼓轮直径 D(mm) 输送带速度 v(m/s) 输出转矩 T(N?m)450 0.90 4002、工作条件与技术要求 (1)工作环境：一般条件，通风良好； (2)载荷特性：连续工作，近乎平稳，正向运转； (3)使用期限：8 年，每日两班制工作； (4)卷筒效率：? ? 0.96 ； (5)运输带允许误差：±5% ； (6)生产规模：成批生产. 设计注意事项： 1.设计由减速器装配图 1 张，零件图 2 张（包括低速轴和低速轴上大齿轮） ，以及 设计计算说明书一份组成; 2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写; 3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评 分或答辩。?w? 38.22 r / min二传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为?w?60 ?1000 ? v 60 ?1000 ? 0.90 ? r / min ? 38.22 r / min ?D 3.14 ? 450为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部 V 带传动+内部双级 圆柱齿轮传动。 机构整体布置如图所示：2/ 25总效率： η =0.82三电动机的选择与计算1．电动机的类型选择 根据动力源和工作条件，选用 Y 系列三相交流异步电动机。 2．电动机的功率 工作机有效功率:Pw ?T?400? 38.22 kw ? 1.6kw w?电动机型号： Y100L1-4设电动机到工作机之间的总效率为η ，并设η 1，η 2，η 3，η 4，η 5 分别为弹性联 轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为 8 级） 、滚动轴承、V 带传动以及滚筒的效率。查 文献 4 表 2-2 可得： η 1=0.99，η 2=0.97，η 3=0.99，η 4=0.96，η 5=0.96，由此可得： 总效率： 2 4 η =η 1η 2 η 3 η 4η 5 2 4 =0.99?0.97 ?0.99 ?0.96?0.96 =0.82 电动机所需功率：Pd?Pw??1.6 ? 1.95kw 0.82查文献 4 表 16-1 选取电动机的功率为 2.2kW。 3．电动机型号的确定 在常用的同步转速为 1500 r/min 和 1000 r/min 两者之间选择。 根据电动机所需功率 好同步转速，查[2]表 20-1，电动机型号为 Y112M-6 和 Y100L1-4 型，根据电动机 的满载转速nm和滚筒转速可算出总传动比。3/ 25表 1 电动机的数据及总传动比方案号电动机型 号额定功 率 Kw 2.2 2.2电动机转速 同步 满载 电动机质量 Kg 45 34总传动 比 24.59 37.15参考比 价 2.22 1.671 2Y112M-6 Y100L1-4两个方案均可行，方案 2 电动机成本低，对选定的传动方案传动比也适中，故选方案 2. 选定电动机型号为 Y100L1-4，其它主要参数列于表 2.电动机型 号额定功 率 Kw电动机转 速 同步 满载中心高 mm外伸轴轴外伸径 mm 长度 mmY100L1-42.21002860四(1)总传动比 i ' ?传动比的分配? ?m w?1420 ? 37.15 38.22(2)取 V 带传动的传动比 i1 ? 2.5 ，则减速器的总传动比为i? i'i?137.15 ? 14.86 2.5双级圆柱齿轮高速级传动比i2? 1.3i ? 1.3 ?14.86 ? 4.40低速级传动比i3 ?i 14.86 ? ? 3.38 i2 4.404/ 255/ 25五传动装置的运动及动力参数的选择和计算1. 各轴的转速计算 电动机轴为 0 轴、高速轴为 I 轴、中间轴为 II 轴、低速轴为 III 轴、卷筒轴为 IV 轴。 nⅠ=?m=1420 r/min减速器总传动 比： i=14.86 高速级传动比： i2=4.40 低速级传动比 i3=3.381420 r / min ? 568 r / min 2.5 568 r / min ? 129 .09 r / min nⅢ=nⅡ/i2= 4.40 129 .09 r / min ? 38.19 r / min nⅣ=nⅢ/i3= 3.38nⅡ=nⅠ/i1= 2. 各轴的输入功率计算 PⅠ=Pd =2.2 kW PⅡ=PⅠη 4=2.2?0.96 kW=2.112 kW PⅢ=PⅡη 2η 3=2.112?0.97?0.99 kW=2.028 kW PⅣ=PⅢη 2η 3=2.028?0.97?0.99 kW=1.947 kW 3. 各轴的输入转矩计算 T1==/1420 N?m =14.80 N?m T2==/568 N?m =35.51 N?m T3==/129.09 N?m =150.03 N?m T4==/38.19 N?m =486.88 N?m 将上述数据归纳总结如下表所示。 表 1. 各轴的运动和动力参数 转速 轴号 （r/min） 电动机输 1420 出轴Ⅰ 高速轴Ⅱ 中间轴Ⅲ 低速轴Ⅳ 568 129.09 38.19 2.112 2.028 1.947 计算与说明 35.51 150.03 486.88 主要结果 2.2 14.80 2.5 4.40 3.38 （kW） （N?m） 功 率 转 矩 传动比 i6/ 25六传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1. 减速器外部传动――V 带传动的设计计算 （1） 、确定计算功率 pc 两班制工作，即每天工作 16h，查阅表 8-8 得工况系数 KA=1.2，故p（2） 、选择普通 V 带的型号 根据ca= KAP = 1.2?2.2 kW =2.64 kWpca? 2.64 kw 、n1=1420 r/min，由文献 3 图 2-7 初步选用 A 型带。带轮基准直径： dd1=90 mm dd2=224mm（3） 、选取带轮基准直径 dd1 和 dd2 由表 8-7 和 8-9 取 dd1=90 mm，并取ε =0.02，则dd 2 ? i1 dd1 ? 2.5 ? 90mm ? 225mm由表 8-9 取最接近的标准系列值 dd2=224 mm。 （4） 、验算带速 vv??d d 1n160 ? 1000?3.14 ? 90 ? 1420 m / s ? 6.69 m / s 60 ? 1000因 v 在 5~25 m/s 范围内，故带速合适。 （5）、确定中心距 a 和带的基准长度 初定中心距 a0 的取值范围为Ld221 mm ? a0 ? 628mm初选中心距 a0=500 mm。 由此计算所需带长为安装中心距： a=524 mmLd 0 ? 2a0 ? ? [2 ? 500? ? 1502m m?2(d d 1 ? d d 2 ) ?(d d 2 ? d d 1 ) 2 4a0带的基准长度：3.14 (224? 90) 2 ? (90 ? 224) ? ]m m 2 4 ? 500查阅文献 3 表 2-4，选择基准长度Ld=1550 mm。由此计算实际中心距得Ld=1550 mma ? a0 ? ( Ld ? Ld 0 ) / 2 ? [500? () / 2]m m ? 524m m中心距变化范围为 477mm 至 547mm. （6） 、验算小带轮包角α 17/ 25计算与说明主要结果 小带轮包角： α 1=165°?1 ? 180? -d d 2 ? d d1 ? 57.3? a 224? 90 ? 180? ? 57.3? ? 165? ? 120?(合适) 524? 1420 r / min ，查表 8-4 得（7） 、确定带的根数 已知 得Δ 得d d =90 mm，?11p0? 1.053 kw kW，查表 8-5dpL0=0.17 kW；因α =165°，查表 8-6 得k? ? 0.96 ；因 L? 1550 mm，查表 8-2k? 0.98 ，因此z?Pc Pc ? [ P0 ] ( P0 ? ?P0 ) K? K L2.64 ? ? 2.30 (1.053? 0.17) ? 0.96? 0.98取 z=3 根。 （8） 、确定初拉力 F0 单根普通 V 带的初拉力为带的根数： Z=3F0 ? 500? ? [500? ? 110N（9） 、计算压轴力 FQ(2.5 ? K? ) Pc ? qv2 K? zv初拉力： F0=110N 压轴力： FQ=654N 小带轮： 顶圆直径： da1=95.5mm 轮毂长度： L1=50mm 大带轮： 顶圆直径： da2=380.5mm 轮毂长度： L2=60mm(2.5 ? 0.96) ? 2.64 ? 0.105? 6.692 ]N 0.96? 3 ? 6.69FQ ? 2 zF0 sin?1 2165? ? [2 ? 3 ?110? sin ]N 2 ? 654N（10）、带轮的结构设计 小带轮装在电动机轴上，轴孔直径应等于电动机外伸轴径，即 28mm 轮缘宽度 B 由[2]表 9-1B ? ( Z ? 1)e ? 2 f ? (3 ? 1) ?15 ? 2 ?10 ? 50mm轮毂长度 L ? (1.5 ~ 2)d ? 42 ~ 56 取 L ? 50mm &电动机处伸出长度=60mm8/ 25小带轮外径由[1]表 8-11da? 95.5mmd2a?99.5 ? 49.75 &电动机中心高，合适 2大带轮装在减速器高速轴上，轴孔直径待定 轮缘宽度同上小带轮 B=50mm 轮毂长度 l 待定 材料：HT150 据[1]式（8-14） ，带传动实际平均传动比为i1 ?n0 dd 2 ? nI d d 1 (1 ? ? )? ? 1% ~ 2% ，取 ? ? 0.015 ，则 i1 ?nI ? n0 1420 ? ? 559.06r / min i1 2.54d d (1 ? 0.015)1dd2?224 ? 2.54 90(1 ? 0.015)TI ? 9550PI 2.112 ? 9550 ? ? 36.08 N ?m nI 559.06A、小带轮的结构设计 由于 dd1=90mm≤300mm, 所以带轮采用腹板式结构， B、大带轮的结构设计 由于 dd2=224mm≤300mm，所以带轮采用腹板式结构。计算与说明主要结果9/ 252．高速级传动齿轮的设计计算 高速级主动轮输入功率 2.112 kW，转速 568 r/min，转矩 T2=35.51N?m，齿数比 u=i2=4.40，单向运转，载荷平稳，每天工作 16 小时，预期寿命 8 年，电动机驱动。 （1） 、选择齿轮的材料及热处理方式 小齿轮:45 钢,调质处理，齿面硬度 280HBS; 大齿轮:45 钢,调质处理，齿面硬度 240HBS。 （2） 、确定许用应力 A. 确定极限应力?H lim和?F lim许用接触应力ζ Hlim1=600MPa，ζ Hlim2=550MPa； 许用弯曲应力ζ Flim1=500MPa，ζ Flim2=380MPa。 B. 计算应力循环次数 N，确定寿命系数 ZN，YNN 1 ? 60a1n1t ? 60?1? 568? （2 ? 8 ? 300? 8） ? 1.31?109N2 ? N 1 1.31?109 ? ? 0.29?109 i2 4.46查文献 3 图 3-7 和图 3-9 得，ZN1=0.9，ZN2=0.95；YN1=0.85，YN2=0.88. C. 计算许用应力 安全系数： SH lim ? 1.0 ， SF lim ? 1.4 ，则：?HP ? ?H lim ZN / SH min ? 540 MPa1 1 1?HP ? ?H21 1lim2ZN / SH min ? 523 MPa21?FP ? ?F YSTYN / SF 1 ? 303 .57 MPa?FP ? ?F YSTYN / SF 2 ? 238 .86 MPa2 2 2（3） 、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸 A. 选择齿轮类型 选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。 B. 选用 8 级精度 C. 初选参数 初 选 参 数 ： ? ? 14? ， Z 1 ? 24 ， Z ２ ＝ Z １ u=24 ? 4.46 ≈ 105.6 ， 取z2? 107 ，小齿轮 1 齿数： Z1=24 大齿轮 2 齿数： Z2=107 变位系数：? ?? ?01 2? ?? ?01 2齿宽系数：, 齿宽系数?d ? 1 。D. 初步计算齿轮主要尺寸?d ? 1计算与说明 主要结果10/ 25由于载荷平稳，取载荷系数 K=1.3,根据螺旋角查得节点区域系数 ZH ? 2.443 ;弹 性系数 ZE ? 189.8 MP取重合度系数 Z? ? 0.8 ;螺旋角系数为：Z? ? cos? ? cos14? ? 0.985；? HP =ζ查表 10-2 得使用系数 查表 10-4 得HP2=523MPa，KA由图 10-8 得 K v ? 1.05 ， 查表 10-3 得 K H? ? 1.4 ， ?1 ，KH?? 1.419， K H ? K A KV K H? K H? ? 2.086因此，有：d1 ? 3 ?32 K H T 1 u ? 1 ? ZHZ?Z?ZE ? ? ?? ? ?d u ? ?HP ?32法面模数：22 ? 2.086? 35.51?10 4.46 ? 1 ? 2.433? 0.985? 0.8 ?189.8 ? ? ?? ? mm 1 4.46 ? 523 ?d 1 cos ? 44.44 ? cos 14? ? mm ? 1.80 mm Z1 24mn ? 2mm? 44.44mm故： mn ? 中心距： a=126 mm取标准模数 mn ? 2mm，小齿轮齿数 z1 ?d1 cos ? 44.44? cos14? ? ? 21.56 ，取 mn 2螺旋角：? ? 12?31 '41 ''z1 ? 22 ， z2 ? uz1 ? 4.46? 22 ? 98.12 ，取 z2 ? 101， z1 与 z 2 互为质数。m ( Z 1 ? Z 2) 2 ? (22 ? 101 ） 则中心距 a ? n ? m m ? 126.765m m 2 cos ? 2 ? cos14?圆整后取 a=126 mm。 调整螺旋角：mn ( z1 ? z 2 ) 2a 2 ? (22 ? 101 ) ? arccos 2 ?126 ? ? 12 31'41' '? ? arccos分度圆直径： d1=45.07mm； d2=206.97mm计算分度圆直径：d 1 ? mn Z 1 / cos ? ? ? 45.07m m d 2 ? mn Z 2 / cos ? ? ? 206.97m m2 ? 22 mm cos 12?31'41' ' 2 ?101 mm cos12?31, 41,,计算与说明11主要结果/ 25计算齿宽： 大齿轮：b2 ? b ? ?dd 1 ? 1? 45.07 mm ? 45mm ，小齿轮：大齿轮齿宽： b2=45mm 小齿轮齿宽： b1=50mmb1 ? b2 ? (5 ~ 10)mm ? (45 ? 5)mm ? 50（4） 、 验算轮齿的弯曲疲劳强度 计算当量齿数:ZV 1 ?Z1 24 ? ? 26.27 3 cos ? cos314?ZV 2 ?Z2 107 ? ? 117.13 3 cos ? cos314?查图得，齿形系数： YFa1 ? 2.62 ， YFa 2 ? 2.19 ；应力修正系数： YSa1 ? 1.6 ，YSa 2 ? 1.81 。取 Y? ? 0.88 ， Y? ? 0.7 ，查图 10-8 取 kv ? 1.03，表 10-3 取 K F? ? 1.4 ，表 10-4 取 K H? ? 1.417，图 10-13 取 K F? ? 1.34， K ? K A KV K H? KH? ? 1.91 则：?F ?12 KT 1 ? YFa1YSa1Y?Y? bd1mn2 ?1.91? 3.551?104 ? ? 2.75?1.57 ? 0.88? 0.7 MP a 45.07 ? 45.07 ? 2 ? 89MPa ? ?FP1?F 2 ? ?F 1? 89?YFa 2YSa 2 YFa1YSa1齿顶圆直径： da1=49.07mm da2=210.97mm2.18?1.8 MP a 错误！未找到引用源。 2.75?1.57 ? 81MPa ? ?FP 2齿根弯曲强度足够。 （5） 、齿轮结构设计 齿顶圆直径：da1 ? d 1 ? 2ha ? （45.07 ? 2 ? 2）mm ? 49.07 mmda 2 ? d2 ? 2ha ? （206.97 ? 2 ? 2）mm ? 210.97mm齿根圆直径：df 1 ? d 1 ? 2hf ? （45.07 - 2 ?1.25? 2）m m ? 40.07m m12/ 25计算与说明主要结果 齿根圆直径： df1=40.07mm df2=201.97mmdf 2 ? d 2 ? 2hf ? (206.97 ? 2 ?1.25? 2)m m ? 201.97m m高速级齿轮设计结果：Z 1 ? 22 ， Z 2 ? 101 ，d1=45.07mm , d2=206.97 mm da1=49.07mm , da2=210.97mm df1=40.07mm , df2=201.97mm b1=50mm , b2=45mmmn ? 2mm,错误！未找到引用源。? ? 12?31'41' ' , a=126mm 。对于高速轴上的小齿轮 1，从键槽底面到齿根的距离 x 过小，故将其做成齿轮轴。 齿轮跟轴的材料相同， 均采用 45 钢调质处理。 对于中间轴上的大齿轮 2， 因为 da2≥200 mm，所以做成腹板式结构。 3. 低速级传动齿轮的设计计算 低速级主动轮输入功率 2.028 kW，转速 129.09 r/min，转矩 T3=150030 N?mm，齿 数比 u=i3=3.38，单向运转，载荷平稳，每天工作 16 小时，预期寿命 8 年，电动机驱动。 （1） 、选择齿轮的材料及热处理方式 大小齿轮均采用 45 钢表面淬火，齿面硬度 40~50HRC，取 45HRC。 （2） 、确定许用应力 A．确定极限应力 ? H lim 和 ? H lim 许用接触应力ζ 许用弯曲应力ζHlim3=600MPa，ζ Hlim4=550MPa Flim3=500MPa，ζ Flim4=380MPaB．计算应力循环次数 N，确定寿命系数 Z N , YNN 3 ? 60a3n3t ? 60?1?129.09? （8 ? 300?16） ? 2.97?108N 4 ? N3 / u ? 8.79?107查图表得，ZN3=0.95, ZN4=0.99; KN3=0.98，KN4=0.99。 C．计算许用应力 安全系数： SH lim ? 1 ， SF lim ? 1.4 故有：计算与说明主要结果13/ 25?HP ?3? H lim3 Z N 3 600? 0.95 ? MPa ? 570MPa S H min 1?HP 4 ?? FP3 ?? FP4 ?? H lim4 Z N 4 550? 0.99 ? MPa ? 545MPa S H min 1? F lim3 K N 3 500? 0.98 ? MPa ? 350MPa S F min 1.4? F lim4 K N 4 380? 0.99 ? MPa ? 268.7 MPa S F min 1.4（3） 、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸 A．选择齿轮类型 初估齿轮圆周速度 v&=2.5m/s，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿 轮传动。 B．初步选用 8 级精度 C．初选参数 初选： ? ? 14? ， Z3 ? 34 , Z4=Z3u=34 ? 3.38≈114.92， ? 数?d ? 1 。 D．初步计算齿轮主要尺寸 当量齿数：3? ? 4 ? 0 ，齿宽系 Z =36 3小齿轮 3 齿数： 大齿轮 4 齿数： Z4=125 变位系数：?3 ? ? 4 ? 0齿宽系数：ZV 3 ?Z3 34 ? ? 37.2 3 cos ? cos314? Z4 114.92 ? ? 125.8 3 cos ? cos314?ZV 4 ??d ? 1据此查得：Ysa3=1.58 ,Ysa4=1.74 ;YFa3=2.65 ,YFa4=2.35 ;取 Y? ? 0.7 ， Y? ? 0.88 ；由 于载荷平稳，取载荷系数 K=1.3，则：mn ? 332 KT3 cos3 ?Y? Y? YFaYSa ? ? d z12 ? FP2 ?1.3 ?150030 ? cos3 14? ? 0.7 ? 0.88 1.58? 2.65 ? ? mm 1? 342 350 ? 1.451m m（因为Y Fa 3Y Sa 3 Y Fa 4Y Sa 4 Y Y 比 大，所以上式将 Fa 3 Sa 3 代入） ? FP 3 ? FP 4 ? FP 3计算与说明14主要结果/ 25取标准模数 mn ? 2mm， 则中心距 a ?法面模数：mn ( Z 3 ? Z 4 ) 2 ? (36 ? 125) ? m m ? 165.9m m 2 cos ? 2 ? cos14?mn ? 2mm圆整后取 a=165mm。 调整螺旋角：中心距： a=165mm? mn ( Z 3 ? Z 4 ) ? ? 2a ? ? 2 ? (34 ? 125) ? arccos 2 ?165 ? ? 12.642? ? arccos ?螺旋角：? ? 12 ?38' 30''计算分度圆直径：2 ? 34 mm ? 74.2mm cos 12.642 ? 2 ?125 d 4 ? mn Z 4 / cos ? ? mm ? 257 .65mm cos 12.642 ? d 3 ? mn Z 3 / cos ? ?计算圆周速度：分度圆直径： d3=74.2mm d4=257.65mmv ? ?d 3 n3 /(60 ?
? 74.2 ? 129.09 m/s 60000 ? 0 .5 m / s ?符合估计值。 计算齿宽： 小齿轮： b3 大齿轮： 圆周速度： v=0.5 m/s? b ? ?dd 3 ? 1? 74.2mm ? 74.2mm，取 b3 ? 75b4 ? 70（4） 、验算轮齿齿面接触疲劳强度 根据螺旋角查得节点区域系数 ZH ? 2.45;弹性系数 ZE ? 189.8 MP取重合度 系数 Z? ? 0.88 ;螺旋角系数 Z? ?大齿轮 4 齿宽： b4=70mm 小齿轮 3 齿宽： b3=75mmcos ? ?cos 12?38' 30'' ? 0.989 ，则：? H 3 ? Z H Z E Z? Z ?2 KT3 u ? 1 ? bd32 u 2 ? 1.3 ?.38 ? 1 ? MPa 74.2 ? 74.2 2 3.38主要结果? 2.45? 189.8 ? 0.8 ? 0.989? ? 570MPa ? ? HP 3计算与说明15/ 25? H 4 ? 545MPa ? ? HP 4齿面接触疲劳强度满足要求。 （5） 、齿轮结构设计 齿顶圆直径：da3 ? d3 ? 2ha ? （74.2 ? 2 ? 2）mm ? 78.2mm da 4 ? d4 ? 2ha ? （257.65 ? 2 ? 2）mm ? 261.65mm齿根圆直径：齿顶圆直径： da3=78.2mm da4=261.651mmdf 3 ? d 3 ? 2hf ? （74.2 - 2 ?1.25? 2）m m ? 69.2m m df 4 ? d 4 ? 2hf ? (257.65 ? 2 ?1.25? 2)m m ? 252.65m m高速级齿轮设计结果：齿根圆直径： df3=69.2mm df4=252.65mmZ 3 ? 36d3=74.2mm b3=75mm da3=78.2mm df3=69.2mm， ,Z 4 ? 125d4=257.65mm , b4=70mm , da4=261.651mm , df4=252.65mm , 错误！未找到引用源。mn ? 2mm? ? 12.642? , a=165mm ，v=0.5m/s. 对于中间轴上的小齿轮 3，从键槽底面到齿根的距离 x 过小，故将其做成齿轮轴。 齿轮跟轴的材料相同，均采用 45 钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴 上的大齿轮 4，因为 da4≥200 mm，所以做成腹板式结构。 4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计已知，最小轴径的初算公式为d min ? C 3P n ，轴的材料均选用 45 钢，调质处理，查得其许用应力[ζ -1]b=60MPa , C=118~107。 （1） 、高速轴 因 V 带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以 C 应取大值，取 C=117，则轴 端直径d min ? C 3P 2.112 ? 117? 3 m m ? 18.13m m n 568计算与说明主要结果16/ 25在该轴段与 V 带轮相配处开有一个键槽，故应将 d min 增大 5%，得 d min =19.04mm, 再根据设计手册查标准尺寸，取 d1 ? d min =20mm。初步设计其结构如下图所示：高速轴最小轴 颈：d min ? 20mm图 2. 高速轴结构设计 （2） 、中间轴 取 C=110，则：d min ? C 3P 2.028 ? 110? 3 m m ? 27.5m m n 129.09中间轴最小轴 颈：在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将 d min 增大 5%，得 d min =28.875 mm, 再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取 d min =30 mm。初步设计其 结构如下图所示：dmin ? 30mm图 3. 中间轴结构设计 （3） 、低速轴 取 C=110，则： 低速轴最小轴 颈：d min ? C 3P 1.947 ? 110? 3 m m ? 40.79m m n 38.19dmin =45 mm在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将 d min 增大 5%，得 d min =42.83mm, 再根据设计手册查标准尺寸，取 d min =45 mm。初步设计其结构如下图所示：17/ 25计算与说明主要结果图 4. 低速轴结构设计 5. 初选滚动轴承 根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承， 选择型号结果如下表所示。 表 2. 轴承代号及其尺寸性能 轴种类 高速轴 中间轴 低速轴 轴承代号
30211d30 30 55D 62 62 100T 17.25 17.25 22.75B 16 16 21C 14 14 18Cr/kN 41.2 41.2 86.5C0r/kN29.5 29.5 65.5滚动轴承选型 结果： 高速轴： 30206 中间轴： 30206 低速轴： 30211由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于 2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑 脂润滑。七联轴器的选择及计算1. 低速轴与工作机之间的联轴器 计算转矩，根据文献 3 表 9-1，取工作情况系数 KA=1.5，则：Tca ? K AT4 ? 1.5 ? 486.88N ? m ? 730.32N ? m查表，选择联轴器型号：HL3。 其主要尺寸如下表所示： 表 3. HL3 型联轴器主动端基本尺寸 型号 HL3 轴孔类型 Y型 键槽类型 A型 d1 45 L 112 D2 160 低速轴与工作 机间联轴器: HL3 联轴器错 误！ 未找到引用 源。计算与说明主要结果18/ 25八键连接的选择及计算大带轮与高速 轴间键： 键 C8Ｘ16 GB/T 10961. 大带轮与高速轴间键的设计与计算 大带轮与高速轴连接处轴颈 d=20 mm,初步选用 C 型键，采用 45 钢调质处理，在 静载荷下其许用挤压应力[ζ P]为 125~150Mpa，取[ζ P]=135MPa。查标准得其公称尺 寸： 宽度 b=6mm， 高度 h=6 mm。 该轴段长度 l=20 mm， 故根据标准， 可取键长 L=16mm， 高速轴上传递的转矩 T2=35.51N?m，由此可得该键所受挤压应力为：?P ?2000 T 4 ? 35.51?103 ? Pa ? 78.9 MPa ? [? P ] ? 135MPa 6 kld 0.5 ? 6 ? (16 ? ) ? 20 2该键满足强度条件，其设计是合理的。 2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算 中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈 d=35 mm,初步选用 A 型键，采用 45 钢调质 处理，在静载荷下其许用挤压应力[ζ P]为 125~150Mpa，取[ζ P]=135MPa。查标准得 中 间 轴 与 其 上 其公称尺寸：宽度 b=10 mm，高度 h=8 mm。该轴段长度 l=50mm，故根据标准，可 大齿轮间键： 取键长 L=45 mm。 中间轴上传递的转矩 T3=150.03N? m， 由此可得该键所受挤压应力为： 键 A10X45
?150 .03 GB/T 1096?P ?dhl?35 ? 8 ? 45Pa ? 47.63MPa ? [? P ]故该键满足强度条件，其设计是合理的。 3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算 低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈 d=58mm,初步选用 A 型键，采用 45 钢调质 处理，在静载荷下其许用挤压应力[ζ P]为 125~150Mpa，取[ζ P]=135MPa。查标准得 其公称尺寸：宽度 b=16 mm，高度 h=10 mm。该轴段长度 l=70 mm，故根据标准，可 取键长 L=56 mm。 低速轴上传递的转矩 T4=486.88N? m， 由此可得该键所受挤压应力为：?P ?4T 4000 ? 486 .88 ? Pa ? 59.96 MPa ? [? P ] dhl 58 ?10 ? 56故该键满足了强度条件，其设计是合理的。 4. 低速轴与工作机间键的设计与计算 工作机与低速轴连接处轴颈 d=45 mm,初步选用 A 型键，采用 45 钢调质处理，在 静载荷下其许用挤压应力[ζ P]为 125~150Mpa，取[ζ P]=135MPa。查标准得其公称尺 低速轴与其上 大齿轮间键： 键A16X10 GB/T 1096计算与说明主要结果19/ 25寸：宽度 b=14 mm，高度 h=9 mm。该轴段长度 l=20mm，故根据标准，可取键 长 L=16 mm。低速轴与工作 机间键： 键 14X16 GB/T 1096九1. 高速轴 （1） 、计算齿轮受力 齿轮 1 的圆周力：轴的强度校核计算Ft1 ?齿轮 1 的径向力：2T2 2 ? 35.51?103 ? N ? 1575 .8N d1 45.07Fr1 ? Ft1齿轮 1 的轴向力：tan? n tan20? ? 1575 .8 ? N ? 587.5 N cos ? cos12?31'41' '齿轮 1 受力： 圆周力：Fa1 ? Ft1 tan? ? 1575 .8 ? tan12?31'41' ' N ? 350.2N（2） 、画受力简图 假定带轮压轴力的方向垂直向下， 轴的转向向右看为顺时针方向， 齿轮啮合点的位 置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度 的中点（后面的受力分析均作此假设） ，则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知 各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。Ft1 ? 1575 .8N径向力：Fr1 ? 587.5N轴向力：Fa1 ? 350.2 N计算与说明主要结果20/ 25图 5. 高速轴的受力分析 （3） 、计算支反力 铅垂面内支反力：(116.5 ? 68.5) 654? (73 ? 116.5 ? 68.5) ? 350.2 ? 45.07 / 2 ? 587.5 ? 68.5 ? N (116.5 ? 68.5) ? 1172 .3NRVA ?FQ (73 ? 116.5 ? 68.5) ? Fa ? d1 / 2 ? Fr ? 68.5高速轴铅垂面 内支反力： RVA ? 1172 .3NRVB ? FQ ? Fr ? RVA ? (654? 587.5 ?1172 .3) N ? 69.2N水平面内支反力：RVB ? 69.2N计算与说明主要结果21/ 25RHA ?Ft ? 68.5 1575 .8 ? 68.5 ? N ? 583.4 N (116.5 ? 68.5) (116.5 ? 68.5)高速轴水平面 内支反力：RHB ? Ft ? RHA ? (1575 .8 ? 583.4) N ? 992.4N（4） 、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图 A．铅垂面弯矩 齿轮所在截面处弯矩有突变，故： 左截面：RHA ? 583.4 NRHB ? 992.4 NM v, ( a ) ? RVA ?116.5 ? FQ ? (73 ? 116.5) ? (6.5 ? 654?189.5) N ? m m ? 12639 .95N ? m m右截面：,, Mv .2N ? mm (a) ? R VB ? 68.5 ? 69.2 ? 68.5N ? mm ? 4740支点 A 处：MVA ? ?FQ ?116.5 ? ?654?116.5N ? mm ? ?76191 N ? mmB．水平面弯矩M H ( a) ? RHA ?116.5 ? 583.4 ?116.5N ? mm ? 67966 .1N ? mm分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图 5（c） 、 （e）所示。 C．合成弯矩 齿轮所在截面左截面：2 ,2 M (,a ) ? M H 67966 .12 ? 1 N ? m m ? 69131 .5 N ? m m (a) ? M v(a) ?齿轮所在截面右截面：2 ,, 2 M (,,a ) ? M H 67966 .12 ? 4740 .22 N ? m m ? 68131 .2 N ? m m (a) ? M v(a) ?支点 A 处：M A ? MVA ? 76191 N ? mm由此作出合成弯矩图，如图 5（f）所示。 画出扭矩图，如图 5（g）所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的 轴段。 （5） 、计算当量弯矩 轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取α =0.6， 则： 齿轮所在截面左截面：, 2 2 M ca M (,a 69131 .52 ? (0.6 ? 35510 ) 2 N ? m m ? 72340 .2 N ? m m (a) ? ) ? (?T ) ?计算与说明主要结果22/ 25齿轮所在截面右截面：,, M ca M (,,a2) ? (?T ) 2 ? 68131 .22 ? (0.6 ? 35510 ) 2 N ? m m ? 99372 .9 N ? m m (a) ?支点 A 处：2 M caA ? M A ? (?T ) 2 ? 76191 2 ? (0.6 ? 35510 ) 2 N ? mm ?
N ? mm（6） 、校核弯、扭合成强度 分析可知，齿轮所在截面的右截面支点 A 处当量弯矩最大，属于危险截面，此处 轴颈 d=30 mm,其抗弯模量 W=0.1d3=（0.1×303）mm3=2700 mm3。由此可得，轴上该 处所受弯曲应力为：?,ca ( a )?, M ca (a)W? MPa ? 38.9MPa ? [? ?1 ]b ? 60MPa 2700显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。十润滑和密封齿轮油池浸油 润滑润滑油型 号： L-CKC460 中 负 荷工业齿轮油 （ GB/T） 滚动轴承脂润 滑润滑脂型号： 1 号通用锂基 润 滑 脂 （GB ）1. 齿轮的润滑 由于齿轮的圆周速度较小，均小于 12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大 齿轮圆周速度较低（&0.5m/s） ，浸油深度可达 1/6~1/3 的齿轮半径，故主要考虑中间轴 上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为 10mm。 齿轮齿面硬度为 280~350HBS，圆周速度小于 0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为 266mm2/s(50 摄氏度)，由此选择 L-CKC460 中负荷工业齿轮油（GB/T） 。 2. 滚动轴承的润滑 由于齿轮圆周速度小于 2m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘 以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内， 每工作 3~6 个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工 作要求，选用 1 号通用锂基润滑脂（GB）润滑。 3. 密封 本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别选 用毡圈30 JB/ZQ 4606和毡圈60 JB/ZQ 4606。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。23/ 25十一箱体及附件的结构设计和选择1. 箱体 减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度 在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，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。铸件壁厚为 8， 圆角半径为 R=5。 机体外型简单，拔模方便。 2.轴承盖与套杯 均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。 3. 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便 于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其具体尺寸，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 M6 螺钉紧固（具体结构参考装配图） 。 4. 油面指示器 选用油标尺。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。油标尺中心线与水平面呈 45°或大于 45°角， 并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉，具体结构见装 配图。 5. 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。本减速器选用通气罩。 6. 启盖螺钉 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以 免破坏螺纹。 7. 定位销 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。 8. 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. 9. 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。 箱体具体各部分的尺寸大小如表 4 所示：计算与说明主要结果24/ 25表 4. 减速器铸造箱体的结构尺寸 箱座壁厚δ 箱盖壁厚δ18mm 8mm 12mm 12mm 20mm 8mm 6mm 6mm1 2 4箱座凸缘壁厚 b 箱盖凸缘壁厚 b1 箱座底凸缘壁厚 b2 轴承盖螺钉直径 窥视孔螺钉直径 定位销直径 大齿顶圆与箱体内壁距离Δ 齿轮端面与箱体内壁距离Δ10 mm 10 mm 49 mm箱体外壁至轴承座断面的距离Δ箱座箱盖上的肋板厚 地脚螺钉 直径与数目 通孔直径 沉头座直径 底座凸缘尺寸m ? 7，m1 ? 7d f ? 16mm，n ? 6' d f =20 mmD0 ? 45mmC1 ? 27.5mm，C2 ? 25.5mmd1 ? 12mm轴承旁连接螺栓直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 轴承旁连接螺栓沉头座直径 轴承旁连接螺栓凸缘尺寸 连接螺栓 连接螺栓 箱座、箱盖的连接螺栓直径 箱座、箱盖的连接螺栓通孔直径 箱座箱盖的连接螺栓沉头座直径 箱座箱盖的连接螺栓凸缘尺寸d ' ? 13.5m mD=26mmC1 ? 22.5mm, C2 ? 18.5mmd2 ? 8d ' ? 9mmD=18C1 ? 17.5mm, C2 ? 14.5mm25/ 25十二设计小结本次课程设计设计的是带式输送机，其中包括电动机的选 择，带传动的设计，二级斜齿圆柱齿轮减速器等，装配图的 绘制，计算说明书的编写. 十三 参考资料[1] 陈国定，吴立言主编. 机械设计，第九版， 高等教育出版社， [2] 王昆，何小柏主编. 机械设计课程设计[M]，高等教育出版社。26/ 25}