机械设计课程 设计说明书带式输送机传动装置（含全套图纸）

机械设计课程设计说明书CAD图纸，联系QQ153893706设计题目：带式输送机传动装置设计单位：工程学院 05机制（3）班设计者： 学号： 指导教师： 目录一、设计任务 第 2 页二、各主要部件选择 第 2 页三、选择电动机 第 3 页四、计算总的传动比并分配各级传动比 第 3 页五、计算传动装置的运动和动力参数 第 4 页六、传动零件的设计计算 第 5 页七、设计高速级齿轮 第 7 页 八、设计低速级圆柱直齿传动 第 11 页 九、轴的设计与校核 第 15 页十、轴承的校核 第 27 页十一、键的选择和校核及联轴器的选择 第 28 页十二、减速器润滑方式及密封种类的选择 第 29 页十三、箱体的设计 第 30页十四、减速器附件的设计 第 31页十五、设计小结 第 32页十六、参考文献 第 32页一、设计任务题目：带式输送机传动装置 给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力为6000N，输送带速度为0.45m/s，提升机鼓轮直径为300mm。自定条件：工作寿命8年（设每年工作300天），每日工作16小时，带式输送机工作平稳，转向不变。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。，高速级,低速级均做成直齿。整体布置如下： 图示1电动机,2 V型带, ,3减速器,4高速齿轮传动,5低速齿轮传动, 6为联轴器7.输送带鼓轮 0电动机轴，I输入轴，II中间轴，III输出轴，IV卷筒轴. 辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.二、各主要部件选择目的过程分析备注动力源三相交流电电动机齿轮直齿经济。高速级，低速级均做成直齿轴承输入轴（1轴）和中间轴（2轴）有一定的轴向力，输出轴（3轴）的轴向力较小。圆锥滚子轴承和深沟球轴承联轴器经济性和实用性并存弹性联轴器三、选择电动机、 选择电动机的类型按照工作要求选择全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机，电压380，系列。、 查表确定各部分的效率为：V型带传动，滚动轴承传动效率（4对）,闭式齿轮传动效率3=0.97，连轴器效率 ,传动滚筒效率代入得：传动的总效率为：电动机所需工作功率为： KW K=60000.45/1000 KW=2.7 KWPd=2.7/0.825KW =3.27 KW、 确定电动机转速滚动轴工作转速：n=601000V/D=6010000.45/(300)=28.66 r/min通常，V带传动的传动比常用范围 ,二级圆柱齿轮减速器为,则总传动比的范围,古电动机转速的可选范围为n=(16160)28.66r/min=(4594586)r/min符合这一范围的同步转速有750，1000,1500和3000r/min，但由于750 r/min型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，不可取。所以在1000 r/min,1500 r/min和3000r/min三种中选取，见下表：方案电 动 机型 号额定功率（KW）电动机转速n（r/min）电 动 机质量kg参考价格总传动比同步转速满载转速1Y112M-24300028904591094.542Y112M-4415001440 4991847.113Y132M1-64100096075143331.40 方案1电动机重量轻,价格便宜.但总的传动比大,传动装置处廓尺寸大.制造成本高.结构不紧凑,故不可取.而方案2与方案3相比较.综合考虑电动机和传动装置的尺寸重量价格以及总的传动比,可以看出,选择电动机型号为Y112M-4四、计算总的传动比并分配各级传动比由选择的电动机满载传速=1440 r/min，工作机的转速28.66r/min，得转动装的总传动比为： ia=/=1440/28.66=50.24分配传动装置各级传动比 V型传动带的传动比,则减速器的传动i为i=50.24/3=16.7 取两级援助齿轮减速器,高速级的传动比 则低速级的传动比 五、计算传动装置的运动和动力参数将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号为0轴（电机轴），1轴，2轴，相邻两轴之间的传动比为,相邻两轴间的传动效率为,各轴输入功率为,各轴的转速为,各轴输入转矩为,.电动机的输出功率、转速和转距分别为：=Pd r/min T0 = 9550P0/n00轴（电机轴）=3.27KW r/min=9550/=21.71轴(高速轴) = =0.963.27=3.14 KW r/min=95503.14/480=62.52轴(中间轴)=3.140.990.97=2.68KW=480/4.835=99.3 r/min=95502.68/99.3=2583轴（低速轴）=2.680.990.97=2.57 KW =99.3/3.454=28.7 r/min=95502.57/28.7=8554轴（滚筒轴）P4=0.990.99=2.52 KWn4=28.7/1=28.7 r/minT4=95502.52/28.7=83913轴的输出功率和输出转矩则分别为个轴的输入功率和输入转矩乘轴承效率=0.99 04轴运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表格，如下： 轴 名功 率P（KW）转 矩T（）转 速n（r/min）传 动 比效 率输入功率输出功率输入转矩输出转矩电机轴3.2721.71440高速轴3.143.1162.561.948030.96中间轴2.682.6525825599.34.8350.96低速轴2.572.5485584628.73.4540.96卷筒轴2.522.4983983128.710.98六、传动零件的设计计算普通V型带的设计(减速器外的传动零件设计)1.确定计算功率查表得工作情况系数=1.1故=P=1.23.27KW=3.9KW2.选择V带的类型根据, 选用A型 =1440r/min3.确定带轮的基准直径并验算带速V1)初选小带轮的基准直径 =90mm2)验算带速V V=m/s=6.78m/s因为5m/sV)min8.计算压轴力 压轴力的最小值为()min=2Z)min*sin=23161sinN=951N9.带轮结构设计) 由以上计算，查课本表8-10可知轮槽尺寸：基准宽度=11mm，基准线上槽深=2.75mm，基准线下槽深=8.7mm，槽间距e=15mm，槽边距=mm，轮缘厚=6mm；由公式带轮宽度B=(z-1)e+2f得，带轮宽度B=48mm2) 查表8-1可得V带截面尺寸：顶宽b=13.0mm，节宽=11.0mm，高度h=8.0mm，楔角=40，每米质量q=0.10 kg/m，截面面积A=81由公式带轮外径，所以有主动轮外径从动轮外径七.设计高速级圆柱直齿传动目的设计过程备注选定齿轮精度等级、材料及齿数） 选用级精度） 由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为40HBS。） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数取两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮，所以压力角目的过程分析备注按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表选取齿宽系数（） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值0.99 为中间轴轴承的效率4.871为第二级传动比代入中的较小值是为了使得出的d偏大，使齿轮更安全按齿面接触疲劳强度设计（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （） 计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数直齿轮齿间载荷分配系数由表查得使用系数由表查得由图1查得=1.34故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数小齿轮相对支承非对称布置是按齿面接触疲劳强度设计时使用的齿向载荷分布系数按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为按齿根弯曲强度设计） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力，安全系数为S=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算圆整为标准值2.0。是按齿根弯曲强度设计时使用的齿向载荷分布系数确定mn时取较大的，安全。两对直齿的模数2.0。目的分析过程备注按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取齿数几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿顶圆直径） 计算齿根圆直径 ） 计算中心距） 计算齿宽取分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮齿根圆直径：中心距齿宽八.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程备注选定齿轮精度等级、材料及齿数1)选用级精度2 )由表选择小齿轮材料为（调质），并经调质及表面淬火,齿面硬度为48-55HBR3)选小齿轮齿数，大齿轮齿数 取两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮，所以压力角按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1 )确定公式各计算数值(1)试选载荷系数(2)计算小齿轮传递的转矩(3)由表选取齿宽系数(4)由表查得材料的弹性影响系数(5)由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得0.99 为中间轴轴承的效率4.871为第二级传动比按齿面接触疲劳强度设计2 )计算(1)试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(2)计算圆周速度v (3)计算齿宽(4)计算齿宽与齿高之比模数 齿高 (5)计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数齿间载荷分布系数，由表查得由表查得使用系数由表查得齿合载荷分布系数 由图2查得故载荷系数）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得）计算模数代入中的较小值是为了使得出的d偏大，使齿轮更安全小齿轮相对支承非对称布置是按齿面接触疲劳强度设计时使用的齿向载荷分布系数按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为1)确定公式内的计算数值(1)由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)由图查得弯曲疲劳寿命系数 (3)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得(4)计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较小齿轮的数据大2)设计计算是按齿根弯曲强度设计时使用的齿向载荷分布系数确定mn时取较大的，安全。按齿根弯曲强度设计圆整为标准值2.5。按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取=83两对直齿的模数2.5。齿数几何尺寸计算1)计算分度圆直径2)计算齿顶圆直径3)计算齿根圆直径 4)计算中心距5)计算齿宽取分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮齿根圆直径：中心距齿宽九轴的设计与校核箱体的总体结构、 输入轴的设计1 .选择轴的材料选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，其硬度为HBS220，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa2初步估算轴的最小直径1)输入轴的功率,转速,转矩 =3.11kw =480r/min =61 900N/mm 2)初步估算轴的最小直径 取A0112 取21mm3 .轴的结构设计） 拟定轴上零件的装配方案轴段-装配带轮，轴段-装配轴承端盖，轴段-装配轴承，轴段-作为定位轴肩，轴段-装配齿轮，轴段-装配定位套筒和轴承。） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1) d21mm L=68mm2) 为了满足带轮定位 d=26mm 3) 初选滚动轴承 因轴承只受有径向力的作用.和 d=26mm 故选择深沟槽轴承6006查机械手册dDT =30mm55 mm13mm. 所以，dd30mm，两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，定位套筒同时也是齿轮的定位，套筒两节应比安装滚动轴承处和安装齿轮处的轴直径分别要高出一点点(c）取安装齿轮处的轴段-和-的直径： d-= d-= D1=34mm为了使套筒的端面更可靠的压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，因为轮毂宽度b1=60mm,可以取：L-58mm。齿轮的右端由套筒定位，左端由轴的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=4mm,所以 ：d=42mm 。轴环宽度b1.4h，所以：L12 （d）取齿轮距箱体内壁之距离a=10,滚动轴承T=13,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm则可计算：L-=T+a+s+(60-58)=13+8+10+2=33mm为了齿轮1与齿轮2装配对齐L=12+65+13+8-12=86（e）轴段-应比轴承长一点，取：L-=13+2=15mm（f）根据轴承端盖的装折及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离大于30mm，故取L-=50mm（f）为了齿轮1与齿轮2装配对齐，L-=10各轴段设计参数表-d(mm)21263034423430L(mm)685015861258333223). 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联结. 按d- =21mm ，带轮宽度B=48mm由表6-1查得平键截面bh=6mm6mm (键宽和键高), 长度L =21.6mm 按d- =34mm，L-=58mm由表6-1查得平键截面bh=10mm8mm (键宽和键高), 长度L =50mm， 因为齿轮不在轴端,故采用平头平键,联轴器装配采用平键， 4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸（参考表15-2）取、和处倒圆角R=2取、和处的倒角为C=245（5）求轴上的载荷 作用在齿轮上的力圆周力 Ft1=2293N 径向力 Fr1= tanFt1= N轴的结构图作出轴空间受力及简图轴的弯距扭距图(在一页)：AB=179mm， BC=44.5mm ， AC=134.5 mm，BD=279.5mm 从轴的弯矩扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面.计算出截面C处的弯矩M如下: （6）按弯距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距和扭距的截面,即危险截面C强度. 当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的计算应力根据式（15-5）及上述数据，并取a=0.6，轴的计算应力： = 前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得：-1=60 MPa，则ca-1=60 MPa，故安全2、轴的设计1 .选择轴的材料选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，其硬度为HBS220，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa2初步估算轴的最小直径1)输入轴的功率,转速,转矩 =2.65kw =99.3r/min =255000N/mm 2)初步估算轴的最小直径 取A0112（3）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案：轴段-和-装配定位套筒和轴承，轴段-和-装配齿轮装配轴承。 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度查手册，根据d2min=33.5mm 选用深沟滚动轴承6007 dDT =35mm62 mm14mm. 所以，d-=d-=35mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，定位套筒同时也是齿轮的定位，套筒两节应比安装滚动轴承处和安装齿轮处的轴直径分别要高出一点点（b）取安装齿轮处的轴段-和-的直径： d-=d-=45mm为了使套筒的端面更可靠的压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，因为轮毂宽度b2=54mm,b3=65mm,可以取： L-63mm，L-52。齿轮的右端由套筒定位，左端由轴的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=4mm,所以 ：d-=48mm 。两齿轮之间距为15mm，所以： （c）取齿轮距箱体内壁之距离为a =10mm, 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=8mm, 轴承段轴长应比轴承宽大一点，取2mm则可计算： （d）总体长度： 轴2计参数表-d(mm)3545524535L(mm)39631552392083). 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联结. 按d-=d-=40mm由表6-1查得平键截面bh=14mm9mm (键宽和键高), 按 L-=63mm ，L- =52mm，由表6-1取平键长度L1 =57mm，L2 =44mm4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,取、和处倒角为C=245取轴肩和处倒圆角R=1.245（5）求轴上的载荷作用在齿轮上的力 齿轮2所受的圆周力大小等于齿轮1所受的圆周力大小：Ft2=Ft1=2293N齿轮2的径向力大小等于齿轮2的径向力大小：Fr2=Fr1= tanFt1= N齿轮3所受的圆周力：Ft3 =8500N齿轮3的径向力：Fr3= tanFt3= N轴的结构图作出轴空间受力及简图轴的弯距扭距图(见下页)：AB=55mm， BC=74.5mm ， CD=60.5mm，AC=129.5mm， DB=135mm AD=190mm 从轴的弯矩扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面.计算出截面C处的弯矩M如下: （6）按弯距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距和扭距的截面,即危险截面C强度. 当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的计算应力查表15-4，轴的抗弯截面系数根据式（15-5）及上述数据，并取a=0.6，轴的计算应力： = 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60 MP 因此=60 MP，故安全3、轴的设计1 .选择轴的材料选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，其硬度为HBS220，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa2初步估算轴的最小直径1)输入轴的功率,转速,转矩 =2.54kw =28.7r/min =846000N/mm 2)初步估算轴的最小直径 取A0112（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案：轴段-装配定位套筒和轴承，轴段-装配齿轮，轴段-作为定位轴肩，轴段-装配轴承，轴段-装配轴承端盖，轴段-装配联轴器。 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）选择联轴器联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表14-1取KA=1.3。T ca =1.3846000= 1099800Nmm=1099.8Nm查手册选用YL11凸缘联轴器，其公称直径为125000所以d=48mm， 半连轴器长度L=112,半联轴器与轴配合的毂控长度L1=84mm因连轴器L84mm，为了保证轴端挡圈不压在轴的端面上，故段上的长度应比L1略短一些，取：L82mmb）为了满足半连轴器的轴向定位 d=52mmc）初步选择滚动轴承 选取一对深沟球轴承，它能在较高转速下正常工作查手册，根据d=52mm 选用深沟滚动轴承6011 dDT =55mm95 mm18mm. 所以，d=d=55mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，定位套筒同时也是齿轮的定位，套筒两节应比安装滚动轴承处和安装齿轮处的轴直径分别要高出一点点轴肩定位d-= D1=60mmc）取安装齿轮处的轴段-的直径：d-=60mm为了使套筒的端面更可靠的压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，因为轮毂宽度b4=60mm,可以取：L-56mm。齿轮的左端由套筒定位，左端由轴的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=5mm,所以 ：d-=66mm 。轴环宽度b1.4h，所以：L-12mm （d）齿轮4宽度中心应与齿轮3的宽度中心对齐，即齿轮4距箱体内壁之距离 a =13+（65-60）/2=15.5mm, 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,考虑与轴2长度对齐，取s=8mm, 则可计算： L-T+2+s+a+4=18+2+8+15.5+4=47.5mm（e）轴段-应比轴承长一点，取：L-=18+2=20mm（f）根据轴承端盖的装折及便于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大于30mm，故取L-=50mm（f）为了齿轮4与齿轮3装配对齐：L-=(65-60)/2+12+60+10+8-12=80.5（g）各轴段长度：-d(mm)55606660555248L(mm)47.5561280.52050823483). 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联结.按d-=60 mm，由表6-1查得平头普通平键截面bh=18mm11mm (键宽和键高) ，按L-=56mm，查得键长L =50mm按d-=48mm，查表6-1得圆头普通平键截面bh=14mm9mm (键宽和键高) ，按L-=82mm，查得键长L =70mm4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸（参考表15-2）取和处的倒角为C=245取、和处倒圆角为R2（5）求轴上的载荷作用在齿轮上的力 齿轮3所受的圆周力： Ft3=8550N 齿轮3的径向力： Fr3=3094 N轴的结构图作出轴空间受力及简图轴的弯距扭距图(见下页)：AB=207mm， BC=56mm ， AC=151 mm， 从轴的弯矩扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面.计算出截面C处的弯矩M如下: （6）按弯距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距和扭距的截面,即危险截面C强度.当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的计算应力查表15-4，轴的抗弯截面系数根据式（15-5）及上述数据，并取a=0.6，轴的计算应力： = 前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得：-1=60 MPa，则ca-1=60 MPa，故安全1）判断危险截面截面B、D只受扭，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地确定的，所以截面B、D均无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面和的应力集中的影响接近，但截面不受扭矩作用，故不必校核。截面C上虽然应力最大，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、显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数必过盈配合的小，而且，段的直径比段的直径大，因而该轴只需校核截面左侧即可。2)截面左侧抗弯截面系数W0.1d30.160321600mm3抗扭截面系数WT0.2d30.260343200mm3截面左侧的弯距M为M截面上的扭距为T846000Nmm截面上的弯曲应力b 截面上的扭转切力T轴的材料为45钢，调质处理。由课本表151查得b 640MPa ，1 275MPa ，1155MPa 。截面上用于轴间而形成的理论应力集中系数及,按附表3-2查取.因为r/d=2.0/60=0.033,D/d=66/60=1.1,经插值后查得 =2.0,=1.33又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为 =0.82 =0.85故有效应力集中系数 =1+()=1+0.82(2.0-1)=1.82 =1+=1+0.85(1.33-1)=1.28由附图3-2的尺寸系数=0.69; 由附图3-3的扭转尺寸系数=0.84轴按磨削加工，质量系数如上为0.92故得综合系数值为K K 由课本31及32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面左侧的安全系数Sca值得: 故该轴在截面左侧的强度是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。各传动轴总体方案轴 轴段-总长轴d(mm)21263034423430L(mm)68501586125833322轴d(mm)3545524535L(mm)3963155239208轴d(mm)55606660555248L(mm)47.5561280.5205082378十、轴承的校核1、高速轴（轴）上两个深沟球轴承的校核 由轴受力图可知两轴承的最大径向负荷： p=1277N 轴承转速: n=480r/min 预期寿命: 所选的6006型深沟球轴承，其具有的基本额定动载荷为C=13.2KN。计算轴承承受的动载荷为：，所以安全。 2、中间轴（轴）上两个深沟球轴承的校核 已知两轴承的径向负荷： p=1867N 轴承转速: n=99.3r/min 预期寿命: 所选的6007型深沟球轴承，其具有的基本额定动载荷为C=16.2KN。计算轴承承受的动载荷为：，所以安全。3、低速轴（轴）上两个深沟球轴承的校核已知两轴承的径向负荷： p=1937N 轴承转速: n=28.7r/min 预期寿命: 由所选的类型6011型深沟球轴承，其具有的基本额定动载荷为C=30.2KN。计算轴承承受的动载荷为：，所以安全。十一、轴上所用键的设计和校核材料：45号钢，查表得许用应力1、高速轴（轴）（1）带轮与轴联接的键: 根据带轮要求，采用半圆键槽，键槽用盘铣刀铣出， 键的参数：bhd1=5.0mm9.0mm22mm键的工作长度l=L =21.6mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得: =MP60.7MP，所以安全。（2）与高速级大齿轮相结合的键齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接，键槽用键槽铣刀铣出键的参数：bhL =10mm8mm50mm；键的工作长度l=L-b=50-8=42mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm由式(6-1)可得:= MP=21.7MP，所以安全。2、中间轴（轴）（1）齿轮2与轴联接的键齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接，键槽用键槽铣刀铣出键的参数：bhL =14mm9mm57mm键的工作长度l=L-b=57-14=43mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得:= MP58.6MP，所以安全。（2）齿轮3与轴联接的键齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接，键槽用键槽铣刀铣出键的参数：bhL =14mm9mm44mm键的工作长度l=L-b=44-14=30mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得: = MP84MP，所以安全。3、低速轴（轴）（1）齿轮4与轴联接的键齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，故选择B型平键联接，键槽用键槽铣刀铣出键的参数：bhL =18mm11mm50mm键的工作长度l=L=50键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=5.5mm由式(6-1)可得:= MP=102.5 MP。所以安全（2）轴与联轴器联接的键齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，故选择B型平键联接，键槽用键槽铣刀铣出键的参数：bhL =14mm9mm70mm键的工作长度l=L=70键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得:= MP111.9 MP，所以安全。十二 润滑与密封方式的选择1、滚动轴承润滑方式的选择轴深沟球轴承：dn=30480=1.44mmr/mir 查表13-10 采用脂润滑方式轴深沟球轴承：dn=3599.3=0.35104mmr/mir查表13-10 采用脂润滑方式。轴深沟球轴承：dn=5528.7=0.16104mmr/mir 查表13-10 采用脂润滑方式。2、润滑油的选择（1）轴承润滑脂由于减速器是在常温下连续工作，载荷平稳，环境有轻度粉尘，采用的是深沟球轴承，适宜选用用于低速、重载的滚动轴承的4号钙基润滑脂（GB49187）（2）减速器齿轮箱润滑油齿轮1圆周速度：齿轮2圆周速度：齿轮3圆周速度：齿轮4圆周速度：平均圆周速度：按教材表10-12取润滑油粘度值：v/cSt(40 oC)=240查教材表10-11 选用工业齿轮油（SY117288）牌号为2203、密封方式的选择为防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室，由于轴圆周速度较低，因此采用毡圈式油封。十三 箱体的设计箱体结构设计通常用HT200灰铸铁铸造而成。参考机械设计课程设计表4-6计算得箱体各主要结构尺寸。表5-1减速器铸铁箱体主要结构尺寸序号代号名称二级减速器型式1箱体壁厚=0.025a+3=0.025133.75+3=6.3mm21箱盖壁厚1=0.85=5.48， 取6mm3b箱座凸缘厚度b =1.5=9.5mm4b1箱盖凸缘厚度b1=1.511.569mm5b2箱座底凸缘厚度b2=2.5=15.8mm6df地脚螺栓直径df =0.047133.75814.3mm7n地脚螺栓数目n48d1轴承旁联接螺栓直径d10.75df 11mm9d2箱盖与箱座联接螺栓直径d=(0.50.6)d=7.9mm10d3、n 轴承端盖螺钉直径及数目d3n轴8mm4轴8mm4轴12mm611d4窥视孔盖螺钉直径d48mm12c1 、c2c1c2df到外箱壁距离df至凸缘边缘距离26mm24mmd1到外箱壁距离22mm20mmd2到外箱壁距离d2至凸缘边缘距离16mm14mm13D2轴承座外径轴92mm轴102mm轴170mm14L1箱外壁至轴承座端面距离L1= c1 +c2+（58）=mm15m1 ，m箱盖箱座肋厚m1=7mm ， m =7.3mm16大齿轮顶圆与箱内壁距离10.5mm17齿轮端面与箱内壁距离=16mm十四减速器附件的设计（一） 观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.54（二） 通气器：设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M201.53025.422281546（三） 游标：选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M1241262810642016（四） 油塞dD0LhbDSed1HM181.52527153282124.215.82（五） 吊环螺钉：dd1Dd2h1lhr1ra1d3abD2h2d1M1614343412283161613416224.562（六） 定位销：为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.70.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度于分箱面凸缘总厚度。(七) 起盖螺钉：为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。十五 设计小结 这次课程设计为期三个星期,经过三个星期的努力.发现机械的设计不单单抄一下书本.理解就可以.还要根据实际来思考问题.要有统筹兼顾的思想.只见树木,不见森林是设计好坏的关键.以下是我从设计中得到的体会.1. 在整个设计的过程中，数据的计算是一个庞大的工程，等到设计的数据计算出来以后，在进行校核以后，才发现原先的设计构想不符合要求，所以就要重新计算一次，在多次修改以后，才得到比较理想的设计结果。2. 课程设计设计很多模糊的对象。很多数据并不是都有章可循，必须按照自己的经验给与灵活处理。所以，在设计过程中，我懂得了如何去把握主次。我们只要达到我们预先的设计目标，我们就可以完成我们的任务。3.机械设计是一门综合性的任务.所涉及的科目不单单是机械设计,机械原理这两门课程,还有材料力学.机械制图等等的知识.从设计的过程中.可以把以前的基础知识再复习一遍,从理论上升到实践.使我对所学过的专业知识掌握得更牢固.跟深刻。4.提高了计算机绘图的能力。通过绘制轴.齿轮.装配图的过程中.熟练掌握CAD软件5学会了运用各种工具来获取自己需要的资料。图书馆、Internet有着非常多非常齐全的资料，以前我们很少意识到自觉去运用它们，这就是一种资源的浪费。课程设计，不仅仅要参考课本，更多的要查找与之相关的资料，各种手册，各种标准，等等。自觉去利用各种有用的资料，也是这次课程设计的目的之一。十六 参考文献1、机械原理（第七版） 高等教育出版社 孙桓 陈作模 主编2、机械设计（第八版） 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚 主编3. 简明机械零件设计实用手册 机械工业出版社 胡家 主遍4.简明机械设计手册(第二版) 上海科学技术出版社 唐金松 主编 5机械设计课程设计 华南理工大学出版社 熊文修 主编6.机械设计手册（软件版）7轴承手册 江西科学技术出版社 张松林 主编8、机械设计课程设计哈尔滨工业大学出版社 王连明 主编9、机械设计课程设计华南理工大学出版社 朱文坚 黄平 主编10、机械设计课程设计浙江大学出版社 陈秀宁，施高义编