皮带运输机传动装置机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计计算说明书设计题目：皮带运输机传动装置 车辆工程 专业 081班设计者： 指导教师： 2016 年 7 月 14 日（xx理工大学）目录:课程设计任务书3课程设计说明书51、传动装置总体设计方案52、电动机的选择 53、V带传动的设计64、确定传动装置的总传动比和分配传动比75、计算传动装置的运动和动力参数76、齿轮的设计8高速级齿轮的设计计算8低速级齿轮的设计计算117、选定联轴器的类型148、输出轴及传动轴承的设计15传动轴承设计15输出轴设计16轴的校核计算169、中间轴及传动轴承的设计21传动轴承设计21中间轴设计21轴的校核计算2210、输入轴及传动轴承的设计27传动轴承设计27输入轴设计28轴的校核计算2911、键的设计和计算3312、箱体结构的设计3413、润滑密封设计36机械设计总结37参考文献37xx理工大学机械设计课程设计任务书课题名称：皮带运输机传动装置设计者：詹丽冬 学号：200824213设计数据及要求课题号：_03_技术数据：输送带有效拉力F= _2000_N ； 带速V=_0.9_m/s滚筒直径 D=_250_mm工作条件及技术要求： 电源：380V ； 工作年限：10年工作班制：两班； 运输机单向运转，工作平稳。传动装置简图：设计要求：1. 总要求：（1）树立正确的设计思想，结合生产实际，综合地考虑经济性、实用性、可靠性、安全性和先进性诸方面的因素，严肃认真地进行设计，设计一律在设计室进行。（2）在设计中遇到的问题，要随时查阅资料，积极思考，提出个人见解。不要简单的向指导老师索取答案，更不能盲目抄袭，（3）充分发挥自己的主观能动性和创造性，对各种资料中所附的减速器结构图要作仔细的研究和比较，以明确优劣、正误，根据特定的工作条件作具体的分析，取长补短，创造性地进行设计，力争使设计最优。（4）保质、保量、按时、独立地完成设计任务。2. 计算部分：（1）选取合适的电动机；（2）计算三角皮带传动（3）计算并确定减速器内各传动件的尺寸和结构；（4）按纯扭初步计算减速器内各轴直径，选键，确定轴的结构；（5）对减速器选择合适的联轴器。3. 绘图部分（1）用A0图纸绘制减速器装配图一张，并注上装配尺寸、配合代号、技术要求、减速器特性、标题栏和零件明细表。（2）绘制零件零件工作图（A3）2张（轴、齿轮），应做到：标注正确完整，技术要求经济合理，符合生产实际。（3）必须符合设计规范，采用新标准。4. 编写设计说明书一份，格式、封面均按有关规定。内容包括：（1） 目录（2） 设计任务书（3） 设计计算过程（简明扼要、书写工整并附有必要的简图）（4） 设计总结（即心得体会）（5） 参考文献5. 将图纸按规定叠好，连同设计说明书一起装入档案袋（自备），准备答辩。6. 答辩。进度计划与时间安排：（1） 初步计算 1天（2） 绘制减速器草图及核算 2天（3） 绘制减速器总装配图 3.5天（4） 绘制零件工作图 1.5天（5） 整理说明书 1天（6） 答辩 1天课程设计方案说明书一、传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：初步确定传动系统总体方案如传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率：0.960.980.960.970.816；为V带的效率, 2为一对滚动轴承的效率，3为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为8级精度，油脂润滑，为联轴器的效率，5为卷筒的传动效率, 6为一对滑动轴承的效率。二、电动机的选择电动机所需工作功率为：20000.9/10000.8162.21kW工作机卷筒轴的转速为：n=68.75r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为16160，电动机转速的可选范围为n（16160）68.75110011000r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L24的三相异步电动机，额定功率为3.0kw,额定电流8.8A，满载转速1420 r/min，同步转速1500r/min。型号HABCDEFGDGKbb1b2hAABBHAL1Y100L2-41001601406328608724122051801052454017614380三、V带传动的设计为使V带传动外廓尺寸不致过大，初选带传动传动比 =2.31、确定计算功率由教材8-7表查的工作情况系数=1.1，故=P=1.13=3.3kw2、选择V带的型号根据、由教材图8-11选用A型带3、确定带轮的基准直径并验算带速v初选小带轮的基准直径。由教材表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径=90mm。验算带速v。按式（8-13）验算带的速度：因为5m/sv8、计算压轴力：压轴力的最小值为822N带轮主要参数：小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z传动比90200400125042.2四、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为/n1420/68.7520.652、分配传动装置传动比：式中分别为带传动和减速器的传动比。根据2.2，得减速器传动比为20.65/2.29.39考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取=3.63，则2.59各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.23.632.59五、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速1420/2.2645.45r/min645.45/3.63177.81r/min/177.81/2.59=68.75 r/min=68.75 r/min2、各轴输入功率2.210.962.12kW22.120.990.982.06kW22.060.990.982.00kW54=2.000.990.981.94kW3、 各轴输入转矩=Nm电动机轴的输出转矩=9550=95502.21/1420=14.86 Nm所以:=14.862.20.96=31.38 Nm=31.383.630.990.98=110.51Nm=110.512.590.990.98=277.69Nm=277.690.990.98=269.41Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输入电动机轴14201轴2.1231.38645.452轴2.06110.51177.813轴2.00277.6968.754轴1.94269.4168.75六、齿轮的设计1、高速传动齿轮的设计计算、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）、选用直齿圆柱齿轮传动。2）、运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为：高速级小齿轮选用45Cr(调质)，齿面硬度为280HBS；高速级大齿轮选用钢（调质），齿面硬度为240HBS ，两者材料硬度差为40HBS4）选小齿齿数=24，大齿轮齿数Z=iZ=3.6324=87.12 取Z=88、按齿面接触强度设计（1）、确定公式内的各计算数值: 试选载荷系数=1.3 计算小齿轮传递的转矩=31.38 Nm 由表10-7选取齿宽系数=1 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8M 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600M；大齿轮的接触疲劳强度极限=550 M 计算应力循环次数=60645.451（2830010）=1.8589=1.8589/3.63=5.1209 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.93；=0.96。 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1=0.93600=558 M=0.96550=528M（2） 、计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 计算圆周速度v 计算齿宽b b=143.79=43.79mm 计算齿宽与齿高之比模数=齿高h=2.25=2.251.825=4.105 = =10.67 计算载荷系数K根据v=1.48m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数K=1.12；直齿轮 由表10-2查得使用系数=1由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， K=1.418 由 =10.67，K=1.418查图10-13得K=1.35；故载荷系数K= K K=11.1211.418=1.588 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 计算模数m、按齿根弯曲强度计算弯曲强度的设计公式为 1) 确定公式内各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 M；大齿轮的弯曲强度极限； 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85,0.88; 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得= 计算载荷系数KK= K K=11.1211.35=1.512 查取齿形系数由表10-5查得=2.65 =2.208 查取应力校正系数由表10-5查得 =1.58 =1.778 计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大（2）、设计计算mm=1.39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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.39并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=46.81mm，算出小齿轮齿数32大齿轮齿数 32=116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。、几何尺寸计算（1）、计算分度圆直径(2)、计算中心距(3)、计算齿轮宽度148mm=48mm取，2、低速传动齿轮的设计计算、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）、选用直齿圆柱齿轮传动。2）、运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为：速级小齿轮选用45Cr(调质)，齿面硬度为280HBS；高速级大齿轮选用钢（调质），齿面硬度为240HBS ，两者材料硬度差为40HBS4）选小齿齿数=24，大齿轮齿数Z=iZ=2.5924=62.12 取Z=63、按齿面接触强度设计（1）、确定公式内的各计算数值: 试选载荷系数=1.3 计算小齿轮传递的转矩=110.51 Nm 由表10-7选取齿宽系数=1 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8M 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600M；大齿轮的接触疲劳强度极限=550 M 计算应力循环次数=60177.811（2830010）=5.1209=5.1209/2.59=1.9771 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.96；=0.98。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1=0.96600=576M=0.98550=539M（3） 、计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 计算圆周速度v 计算齿宽b b=167.557=67.557mm 计算齿宽与齿高之比模数=齿高h=2.25=2.252.815=6.33 = =10.67 计算载荷系数K根据v=0.63m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数K=1.08；直齿轮 由表10-2查得使用系数=1由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， K=1.418 由 =10.67，K=1.424查图10-13得K=1.35；故载荷系数K= K K=11.0811.424=1.538 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 计算模数m、按齿根弯曲强度计算弯曲强度的设计公式为 （1）、确定公式内各计算数值a) 、由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 M；大齿轮的弯曲强度极限；b) 、由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.88,0.90;c) 、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得=d)、计算载荷系数KK= K K=11.0811.35=1.458e)、查取齿形系数由表10-5查得=2.65 =2.268f)、查取应力校正系数由表10-5查得 =1.58 =1.736g)、计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大（2）、设计计算mm=2.08mm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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.08并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=71.451mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数 29=76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。、几何尺寸计算（1）、计算分度圆直径（2）、计算中心距（3）、计算齿轮宽度172.5mm=72.5mm取，七、选定联轴器的类型减速器低速轴和工作机轴相连的联轴器，由于转速较低，传递转矩较大，安装同心度不能保证，应选用有良好补偿位移偏差性能的无弹性元件的挠性联轴器金属滑块联轴器。八、输出轴及传动轴承的设计1、传动轴承的设计、求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.00KW=68.75r/min=277.69N.m 对标准齿轮，啮合角、求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=190而 F= 、初步确定各轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据教材取因为低速轴最小直径处安装联轴器有一个键槽，所以输出轴的最小直径低速轴最小直径是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查,选取因为计算转矩小于联轴器许用转矩,所以选取金属滑块联轴器kl6其许用转矩为500N.m，半联轴器的孔径, 联轴器轴孔的长度L=82mm， 许用转速3800r/min。.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承只承受轴向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的深沟球轴承.DB轴承代号 50902062102输出轴的设计 （1）.对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;而 .靠近联轴器端的滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得6209深沟球轴承定位轴肩高度mm,1）、取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为72.5mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm.2）、轴承端盖的总宽度为33mm(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,故取.3）、取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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=8,已知滚动轴承宽度B=20高速齿轮轮毂长L=48,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 4）.轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按 由表6-1查得平键截面bh=1610，键槽用键槽铣刀加工，根据 键槽长为56mm，同时为了保证齿轮的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为10mm8mm63mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。5）.确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径见图（2）、求轴上载荷首先根据结构图作出轴的计算简图确定顶轴承的支点位置时,对于6210球轴承,b=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. F= T=277.69N.m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可以看出轴的危险截面，危险界面的具体受力情况情况已求出。（3）按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP因此,故安全（4）、精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A,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A、B无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面右侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数=0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为截面上的扭矩为=277.69截面上的弯曲应力截面上的扭转应力=轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：因经插入后得轴性系数为=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05计算安全系数S=10.73 S=16.7 S=1.5 截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=16637.5抗扭系数=0.2=0.2=33275截面左侧的弯矩M为M= 截面上的扭矩为=277.69N.m截面上的弯曲应力截面上的扭转应力= ，过盈配合处的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8 ，于是得=3.16 =2.53K=K=综合系数为：K=3.25 K=2.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=12.3213.9=S=1.5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬间过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。九、中间轴及其传动轴承的设计1、传动轴承的设计、求输出轴上的功率P2，转速，转矩P2=2.06KW =177.81r/min=110.51Nm 对标准齿轮，啮合角、求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为=72.5而 F= 已知高速级大齿轮的分度圆直径为174mm，所以F =1270.23N， 。、初步确定各轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据教材取（4）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承.因轴承只承受轴向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的深沟球轴承.DB轴承代号 30621662062、中间轴的设计 （1）、对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;.故 .靠近低速级小齿轮的滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得6209深沟球轴承定位轴肩高度mm1）、取安装低速级小齿轮处的轴段;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为78mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取，两圆柱齿轮间的距离 c=16 ，。2)、安装高速级大齿轮处的轴段 ,齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为48mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 3）、取齿轮距箱体内壁之距离a=17.5,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,轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)已知滚动轴承宽度B=16,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 4）.轴上零件的轴向定位低速级小齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按 由表6-1查得平键截面bh=128，键槽用键槽铣刀加工，根据 键槽长为63mm，同时为了保证齿轮的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，高速级大齿轮与轴的连接，选用平键为12mm8mm32mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。5）.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径见图（2）、求轴上载荷首先根据结构图作出轴的计算简图确定顶轴承的支点位置时,对于6206球轴承,b=16mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.L1=73.5mm F= 已知高速级大齿轮的分度圆直径为174mm，所以F =1270.23N， 。T=110.51N.m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可以看出轴的危险截面，危险界面的具体受力情况情况已求出。（3）按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP因此,故安全 （4）、精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面III和VI处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面III的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面III左右两侧需验证即可.截面III左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=4287.5抗扭系数=0.2=0.2=8575截面的右侧的弯矩M为截面上的扭矩为=110.51截面上的弯曲应力截面上的扭转应力=轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：因经插入后得轴性系数为=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05计算安全系数S=4.15 S=14.4 S=1.5 所以它是安全的截面III右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=8518.4抗扭系数=0.2=0.2=17036.8截面III左侧的弯矩M为：截面III上的扭矩为=110.51N.m截面上的弯曲应力截面上的扭转应力= ，过盈配合处的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8 ，于是得=3.48 =2.78K=K=综合系数为：K=3.57 K=2.87碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=6.4616.36S=1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬间过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。十、输入轴及其传动轴承的设计1、传动轴承的设计、求输出轴上的功率P1，转速，转矩P1=2.12KW=645.45r/min=31.38Nm 对标准齿轮，啮合角、求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为=48而 F= 、初步确定各轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据教材取因为高轴最小直径处安装大带轮开有一个键槽，所以输出轴的最小直径低速轴最小直径是安装大带轮处的直径,为了使所选的轴与大带轮内孔吻合,故需同时计算大带轮内安装孔参数因为大带轮,所以选用孔板式带轮结构。, 因此，则L=65mm.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足带轮要求的轴向定位要求,-轴段左端需要制出一轴肩,故取-的直径;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径。带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承只承受轴向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的深沟球轴承.DB轴承代号 40801862082主动轴的设计 （1）.对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;而 .靠近带轮端的滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得6209深沟球轴承定位轴肩高度mm, 1）、由于高速轴上安装的小齿轮直径很小，因此采用齿轮轴的形式。;已知齿轮的宽度为55mm,故取.同时V-VI段轴不起到定位作用，只满足强度要求即可 2）、轴承端盖的总宽度为33mm(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,取端盖的外端面与齿轮左端面间的距离,故取.3）、取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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=8,已知滚动轴承宽度B=19低速小齿轮轮毂长L=78,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 4）.轴上零件的轴向定位带轮与轴的轴向定位采用平键连接。按 由表6-1查得平键截面bh=108，键槽用键槽铣刀加工，根据 键槽长为50mm，同时为了保证带轮的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。5）.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径见图（2）、求轴上载荷确定顶轴承的支点位置时,对于6208球轴承,b=18mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距。L1=103mm，L2=154mm，L3=60mmF= T=31.38N.m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可以看出轴的危险截面，危险界面的具体受力情况情况已求出。（3）、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP因此,故安全（4）、精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面该轴只需校核截面左右两侧需验证即可。.截面右侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=6400抗扭系数=0.2=0.2=12800截面的右侧的弯矩M为截面上的扭矩为=31.38截面上的弯曲应力截面上的扭转应力=轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：因经插入后得轴性系数为=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05计算安全系数S=5.33 S=75.76 S=1.5 截面左侧抗弯系数 W=0.1=0.1=13265.1抗扭系数=0.2=0.2=26530.2截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩为=31380N.m截面上的弯曲应力截面上的扭转应力= ，过盈配合处的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8 ，于是得=3.16 =2.53K=K=综合系数为：K=3.25 K=2.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=9.5398.39=S=1.5 故该轴在截面两侧的强度都是足够的。因无大的瞬间过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。十一、键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据轴的设计供选用了一下几种尺寸的平键：16mm10mm56mm；10mm8mm63mm；12mm8mm63mm；12mm8mm32mm；10mm8mm50mm；校和键联接的强度 查表6-2得 =100120MP工作长度 63-10=53mm63-12=51mm 键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=4mmK=0.5 h=4mm 由式（6-1）得： 所有的键都合适取键标记为：键1：1063 A GB/T1096-1979键2：1656 A GB/T1096-1979键3：1263 A GB/T1096-1979键4：1232 A GB/T1096-1979键5：1050 A GB/T1096-1979十二、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，大端盖分机体采用配合.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。（1）、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为40mm（2）、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6.33、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4、对附件设计（1）、窥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M6紧固（2）、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。（3）、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.（4）、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.（5）、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.（6）、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.（7）、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：名称符号计算公式结果机座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目a1.216齿轮端面与内机壁距离16机盖，机座肋厚8 9轴承端盖外径+（55.5）110（1轴）92（2轴）125（3轴）轴承端盖凸缘厚度e(11.2) 9轴承旁联结螺栓距离110（1轴）92（2轴）125（3轴）十三、润滑密封设计1、润滑对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，难以飞溅形成油雾，或难以导入轴承，或难以使轴承浸油润滑。其速度远远小于，所以减速器齿轮选用润脂脂润滑的方式润滑，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+H=30mm =34mm所以H+=30+34=64mm其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。2、密封为了防止泄漏，减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密封措施。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。箱体与箱盖的密封可以通过改善接合处的粗糙度，一般为小于或等于6.3，另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大，安装时必须把螺栓拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注U型密封圈，并匀均布置，保证部分面处的密封性。机械设计总结为其二周的课程设计终于结束了，本次课程设计的设计题目是二级圆柱齿轮减速器。根据设计任务书的要求以及查阅大量资料，结合机械设计、互换性、机械制图等专业知识，进行了系统的设计。但是设计当中还是遇到了很多问题，主要有以下几方面：1、 传动比分配时忘记考虑v带设计时传动比与初选时的差距，应具体设计v带之后再分配齿轮减速比。2、 为使工作机运转平稳，应尽量把模数取小，齿数增大，这样也便于加工，且运动过程中噪声、振动均小。3、轴设计中出现的问题轴的初步设计过程中，我采用的是分别设计各轴的尺寸关系，虽然考虑到齿轮之间的装配，但是因为轴的尺寸与轴和轴的尺寸和结构有关而导致轴的长度方面设计的有些错误，通过总结和修改方案，在设计时就把第、轴的结构设计排列在一张纸上，综合考虑最终正确把握各轴的轴向定位。4、 由于对减速箱箱体的不太了解，因此对设计结构理解有一定的偏差。5、由于综合性知识的运用不是很熟练导致了设计时间延长。因此，必须继续努力学习，培养设计习惯，提高计算能力和操作能力。通过这次课程设计，使我更加深入地了解了机械设计这一门课程。机械设计不仅仅是一门课，我们必须通过理论接合实际，深入地去了解其中的概念和设计过程，这样我们不但学到了理论知识，而且有助于提高我们的综合素质。这次设计不但涉及到我们学过的机械设计基础、画法几何及机械制图、理论力学、材料力学、CAD制图等知识，还涉及到我们还没学过的公差与配合等。可以说机械设计是一门广泛综合的课程，单单靠教材学的点点是远远不够的，我们很有必要多点吸收课外的有关知识。通过此次课程设计我认识到了许多自己的不足之处，同时学习到了许多知识。此次课程设计不仅结合了理论知识，同时增加了我们对事物的理解认知能力、认图识图的能力，这些都是以后工作中必不可少的能力。机械设计课程设计可以说是让我受益匪浅，希望以后能够有更多这样的机会磨砺自己，扎实基础，不断进步，为以后走上工作岗位养成良好的学习做事习惯。最后感谢学校以及学院领导能给我们提供这样难得的机会，感谢指导老师的谆谆教诲！参考文献：1、机械设计（教材）第八版，高等教育出版社，主编：濮良贵、纪名刚2、机械设计课程设计指导书，高等教育出版社，主编：哈尔滨工业大学 宋宝玉3、机械制图（教材），中国建材工业出版社，主编：张琳、杨月英。4、AutoCAD2008（教材），机械工业出版社，主编：张琳、杨月英。5、机械设计手册单行本6、机械设计图册