《机械设计》课程设计说明书某一带式运输机用二级锥齿轮—斜齿圆柱齿轮减速器

仲恺农业技术学院机电工程学院仲恺农业技术学院机电工程学院机械设计机械设计课程设计课程设计说明书说明书班级班级: :机械机械 072072 班班学号学号: :姓名姓名: : 指导老师指导老师: :仲恺农业工程学院仲恺农业工程学院20092009 年年 1 1 月月 1 1 日日目录目录机械设计机械设计课程设计课程设计 .1说明书说明书 .1设计任务书设计任务书 .2设计步骤设计步骤 .3电动机的选择电动机的选择 .5传动件的设计计算传动件的设计计算 .7圆锥直齿轮设计圆锥直齿轮设计.7圆锥直齿轮计算圆锥直齿轮计算.8按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计.9圆柱斜齿轮设计圆柱斜齿轮设计 .11轴的设计轴的设计 .15轴的材料选择和最小直径的估算轴的材料选择和最小直径的估算.15轴的结构设计轴的结构设计.16轴的校核轴的校核.19求轴上的载荷求轴上的载荷.20按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度.22滚动轴承的选择和验算滚动轴承的选择和验算 .25键的强度校核键的强度校核 .26联轴器的选择和验算联轴器的选择和验算 .27减速器的润滑减速器的润滑 .28箱体结构的设计箱体结构的设计 .28设计小结设计小结 .31参考文献参考文献 .32设计任务书设计任务书题目：题目：610设计某一带式运输机用二级锥齿轮斜齿圆柱齿轮减速器。运输机二班制连续工作，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产，使用期限 10 年，运输带速度允差 5。学号学号F（KN）V(m/s)D(mm)082.31.5450二. 设计要求1.减速器装配图一张；2.零件工作图若干张（传动零件、轴和箱体等，具体由教师指定）；3.设计计算说明书一份4. 机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和答辩。 设计步骤设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计传动装置总体设计方案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：原始数据：原始数据：输送带的拉力 F=2.3kN；输送带的线速度V=1.5m/s；驱动滚筒直径 D=450mm；工作机传动效率取为 0.96。工作条件：工作条件：运输机二班制连续工作，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产，使用期限 10 年，运输带速度允差 5。传动方案：传动方案：如图 a-1 所示。初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择二级圆锥圆柱齿轮减速器和链轮传动。传动装置的总效率a543322221a=0.99*298. 0*96. 0*95. 0*98. 0*97. 0*99. 02=0.8075根据机械设计手册可查得各部件的效率如下：1为联轴器效率，取 0.99；2为滚子轴承效率，取 0.98；2为球轴承效率，取 0.99；3为圆锥齿轮效率，取 0.97；3为圆柱齿轮效率，取 0.98；4为 v 带传动效率，取 0.95；5为滚筒效率，取 0.96。（齿轮为 7 级精度，油脂润滑。V 带传动为闭式传动）电动机的选择电动机的选择电动机所需工作功率为： P P / 23001.5/10000.80754.27kW, 执行机构的曲柄转速为 nD60v1000=63.69r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i 615，则总传动比合理范围为 i 1260，电动机转速的可选范围为n i n（1260 ）63.69764.283821.4r/min。方案电动机型号额定功率/KW同步转速/（r*min1）满载转速/（r*min1）总转动比 i1Y132M2-65.5100096039.6632Y132S-45.51500144059.494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 Y132M2-6 的三相异步电动机，额定功率为 5.5KW额定电流 12A，满载转速mn960r/min，同步转速 1000r/min。实际传动比为i=960/63.69=15分配传动比分配传动比根据传动比分配原则：1、V 带传动外廓尺寸不致过大所以其传动比不宜过大2、圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于大齿轮加工，高速级锥齿轮传动比1i =0.25i，且使1i 。根据课程设计指导书 P17 图 12 可查得齿轮传动中，高速级传动比为 1i 3,低速级为2i 5传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算各轴转速的计算n=nm=960r/min n n =nm=960r/minn=1/inm960/3r/min320r/min n2/in320/5r/min64r/min nv=64r/min（2）各轴输入功率 0 Pd=4.27KWP dp =4.27kWP =P 124.270.990.98KW4.14kW P P 34.140.974.02kW P P 234.020.980.983.85kWPVP 21=3.850.980.993.74kW（3）各轴输入转矩 1T =dT0i 1 Nm电动机轴的输出转矩dT=9550mdnP =95504.27/960 Nm=42.5Nm所以: TdT=42.5NmT T12=42.50.980.99=41.2NmTT 1i 3=41.230.98=121.1NmT=T2i32=121.10.980.995=581.6 Nm TV=T21=581.60.980.99=564.3项目轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5转速(r/min)9609603206464功率(kw)4.274.144.023.853.74转矩(N*m)42.541.5121.1581.6564.3传动比113.05.01效率10.9760.970.9580.971传动件的设计计算传动件的设计计算圆锥直齿轮设计圆锥直齿轮设计已知输入功率 P2=4.27KW，小齿轮转速 960r/min，齿数比 u=3.，由电动机驱动，工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，二班制，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产。选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择小齿轮材料为40rC(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。3） 选小齿轮齿数125z ，大齿轮齿数 z2=3*25=75 1、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即1132.92 ()2(1 0.5)2EtRRHZKTdu（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数1.8tK 2） 计算小齿轮的转矩T=95.510512/nP=95.51054.14/960=4.12104N.m选齿宽系数0.33R4）由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550HMPa5）由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数189.80.5EZMPa6） 计算应力循环次数由计算应力值环数N1=60n2jhL =609601（2830010）=2.76109hN2= =2.76109/3=0.92109h #(3 为齿数比,即 3=12ZZ)7) 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数K1=0.93 K2=0.968) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用202P公式 10-12 得:H1=SKHHN1lim1=0.93600=558MPaH2=SKHHN2lim2=0.96550=528MPa圆锥直齿轮计算圆锥直齿轮计算1） 试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值 1132.92 ()2(1 0.5)2EtRRHZKTdu =2.923223*33. 0*5 . 0133. 041200*8 . 15588 .189）（）（=67.7mm2） 计算圆周速度 vsmsmndt/40. 3/10006096067.7100060113） 计算载荷系数根据 v=3.40m/s，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系数1.12vK 直齿轮由3表 10-3 查得锥齿轮齿间载荷分配系数，2 . 1FHKK由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数1.25AK 根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版） 表得轴承系数1.25HbeK，则1.51.5 1.251.875HFHbeKKK接触强度载荷系数15. 3875. 12 . 112. 125. 1HHVAKKKKK4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得mmmmKKddtt24.818 . 13.1567.733115） 计算模数 mmmmmzdm3.255281.2511取标准值 m=4mm按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计1.按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计由3式（10-24）得弯曲强度的设计公式为3211)(12214FSFRRYYuzKTm）（1.确定齿轮弯曲疲劳强度由3图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001；大齿轮的弯曲强度极限MPaFE4202；MPaFE5001MPaFE42022.弯曲疲劳寿命系数由3图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数88. 0,82. 021FNFNKK82. 01FNK88. 02FNK3.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.3,由3式（10-12）得MPaMPaSKFEFNF385.3153 . 150082. 0111MPaMPaSKFEFNF308.2843 . 142088. 0222MPaF385.3151MPaF308.28424.计算载荷系数 K15. 35 . 125. 112. 125. 1FFVAKKKKK485. 1K5.查取齿形系数由3表 10-5 查得62. 21FY；22.22FY62. 21FY19. 22FY6.查取应力校正系数由3表 10-5 查得59. 11SY；77. 12SY59. 11SY785. 12SY7.计算大小齿轮的FSFYY并加以比较01321. 0385.31559. 162. 2111FSFYY0138. 0308.28477. 122. 2222FSFYY01321. 0111FSFYY01375. 0222FSFYY大齿轮的数值大大齿轮的数值大8.设计计算1）.确定模数2）.计算齿数1）.mmmmm90. 201375. 012325231131105 .4115. 34323）（对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按 m=2.90 接近标准模数 m=3,故取模数为 m=4,按接触强度算得的分度圆直径mmd81.2412）3 .20424.8111mdz，取211z大齿轮齿数，632132z1）.mmm11. 22）.241z902z9.几何尺寸计算1）.计算分度圆直径2）平均分度圆直径3）计算齿轮宽度4）计算分锥角5）计算当量齿数1）.mmmzd6442111 mmmzd25246322mmddRm4 .53)315 . 01 (64)5 . 01 (11mmddRm210)315 . 01 (252)5 . 01 (222）mmmmb7 .3313264/231RR取mmBmmB40,351256.71)tan(a2urc44.18902114.2244.18cos21cosZZ11133.34907.75cos90cosZZ222圆柱斜齿轮设计圆柱斜齿轮设计设计某一带式运输机用二级锥齿轮圆柱齿轮减速器。运输机二班制连续工作，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产，使用期限 8 年，运输带速度允差 5。 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用45钢，齿面硬度为小齿轮 250HBS 取小齿齿数1Z=20速级大齿轮选用45钢，齿面硬度为大齿轮 220HBS z2=520=100 圆整取 z2=100 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选 Kt=1.6查课本由215P图 10-30 选取区域系数 ZH=2.45试选o12,查课本由214P图 10-26 查得1=0.76 2=0.92 =0.76+0.92=1.68应力循环次数N1=60n2jLn=603201(2830010)=7.37108 N2=51037. 781iN1.47108由课本图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K1HN=0.95 K2HN= 0.98查课本由209P图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim,大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5701lim取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力12lim11lim 220.95 6005700.98 570558.6HNHHHNHHKMPaSKMPaS 12570558.6564.322HHHMPa查课本由198P表 10-6 查材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa选取齿宽系数1d T=95.510522/nP=95.51054.02/320=12.0104N.m3242131)3 .5648 .18945. 2(5668. 11100 .126 . 12)(12HEHdttZZuuTKd =57.1mm2. 计算圆周速度 1000603201 .5710006021ndt0.956sm/3. 计算齿宽b=ddt 1=157.1=57.1mm4. 计算齿宽与齿高之比hb 模数 mnt=mmZdt792. 22012cos1 .57cos11 齿高 h=2.25mnt=2.252.792=6.283mmhb =57.1/6.283=9.0885. 计算纵向重合度351. 112tan20318. 0tan318. 01zd6 计算载荷系数 K根据 v=0.956m/s，七级精度可得动载荷系数为 kv=1.06由机械设计（第八版） 表 10-3 查得KH=KF=1.2由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数KA=1由机械设计（第八版） 表 10-3 查得 1.34FK由机械设计（第八版） 表 10-4 查得1.42HKKHHvAKKKK=11.061.21.42=1.8067. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d1=dt 1tKK3=57.1mm384.596 . 1806. 13计算模数mmzdmn904. 22012cos384.59cos118. 按齿根弯曲强度设计mcos212213FSFdYYZYKT确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩121.1kNm（2） 确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 20，z i z 520100传动比误差 iuz / z 5i0.055，允许（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4） 初选螺旋角 初定螺旋角12（5） 载荷系数 KKK K K K=11.061.21.341.704（6） 当量齿数 zz /cos20/ cos31221.37 zz /cos100/ cos312106.86由课本197P表 10-5 查得齿形系数 Y和应力修正系数 Y14. 2,72. 221FFYY 83. 1,56. 121SSYY（7） 螺旋角系数 Y 轴向重合度 1.35Y 10.865（8） 计算大小齿轮的 FSFFY由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1440FEMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2425FEMPa查课本由202P图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数K1FN=0.88 K2FN=0.92 S=1.4 1112220.88 440276.571.40.92 425279.291.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaS 计算大小齿轮的FSaFaFY,并加以比较0153. 057.27656. 172.2111FSaFaFY 0140. 029.27983. 114. 2222FSaFaFY 小齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算. 计算模数mmmmmn6 . 268. 12010153. 012cos865. 010211. 1704. 122253对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=59.384mm来计算应有的齿数.z1=nm12cos384.59=19.362 取 z1=20z2=520=100 取 z2=100 初算主要尺寸计算中心距 a=cos2)(21nmzz =12cos23)10020(=184.02mm将中心距圆整为 185 mm修正螺旋角=arccos18523)10020(arccos2)(21nm13.37因值改变不多,故参数,k,hZ 等不必修正 分度圆直径 d1=4 .13cos320cos1nmz=58.12mmd2=4 .13cos3100cos2nmz=290.6 mm计算齿轮宽度mmdbd384.59384.5911圆整后取 mmB601mmB652轴的设计轴的设计1、轴的材料选择和最小直径的估算、轴的材料选择和最小直径的估算根据工作条件，初选轴的材料为 40 钢，调质处理。按扭转强度进行最小直径估算，即：dminA0131Pn。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大 57，两个键槽时，d 增大 1015。A0值由教材表 15-3 确定。高速轴A01125，中间轴 A02120，低速轴 A03=112。高速轴：mmmmnPAd23.1896014. 4112331101min1,因为高速轴最小直径出安装联轴器，查机械设计手册 2.0 的联轴器标准件，取联轴器的孔径，所以mmd20min1。 中间轴：mmmmnPAd03.2632002. 4112332202min2,因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取标准值mmd30min2。低速轴：mmmmnPAd88.436485. 3112333303min3，因输出轴最小直径处安装滚动轴承，取标准值min3d=45。轴的结构设计轴的结构设计高速轴的结构设计高速轴的结构设计 1）各轴段直径的确定d11：最小直径，安装在联轴器上，d11=d1min=20mm；d12：密封处轴段，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封） ，d12=30mmd13：滚动轴承处轴段，d13=35mm，由于该轴同时受到径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，轴承代号为 30207，其尺寸为：dDB=30mm72mm17mm。14d ：过渡轴段，由于这段轴在两个轴承的中间，可以选取14d =40mm15d : 滚动轴承处轴段，1315dd =35mm。16d : 安装齿轮处的轴段的直径16d =30mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。2）各轴段长度的确定11l：为了满足联轴器的轴向定位要求，轴的最小直径为安装联轴器的直径12d，为了使所选的轴直径12d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩1AcaKT，查3表 14-1，由于转矩变化很小，故取1.3AK ，则mN82.5341.41.3KT1Aca查1表 8-5，选 TL4 弹性套销联轴器，其公称转矩为 63，半联轴器的孔径 d1=20mm，故取 d=20mm，联轴器与轴配合的毂孔长度521Lmm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故11l的长度应比1L略短一些，现取11l=50mm12l：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，12l=50mm；13l：由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定13l=20mm14l：由装配关系、箱体结构等确定，14l =60mm；15l：由滚动轴承装配关系确定15l=18mm；16l：由小锥齿轮的结构和装配关系等确定，16l=40mm。3）细部结构设计略，参见中间轴中间轴的结构设计中间轴的结构设计1）各轴段直径的确定21d：最小直径，滚动轴承处轴段，min221dd=30mm，滚动轴承选取30206，其尺寸 dDB=30mm62mm16mm；22d：低速级小齿轮轴段22d=40mm；23d：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，23d=45mm；24d：高速级大齿轮轴段，24d=40mm；25d：滚动轴承处轴段，2125dd=30mm。2）各轴段长度的确定21l：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定，21l =38mm；22l：由低速级小齿轮的毂孔宽度 B60mm 确定22l=63mm；23l：轴环宽度，23l =20mm；24l：由高速级大齿轮的毂孔宽度 B45mm 确定24l=48mm；25l：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定25l=38mm。低速轴的结构设计低速轴的结构设计1）各轴段直径的确定31d ：最小直径，滚动轴承处轴段，min331dd=45mm，滚动轴承选取6208，其尺寸 dDB=45mm80mm18mm；32d：低速级大齿轮轴段32d=47mm;33d：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，43d=50mm；34d：过渡轴段，34d=45mm；35d：滚动轴承处轴段，3135dd=45mm；36d：接外部轴段，根据轴唇形密封圈标准，mmd4236；37d: 接链轮处轴段，根据链轮大小，37d=35mm。2）各轴段长度的确定31l：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定，31l =37mm；32l：由低速级大齿轮的毂孔宽度 B70mm 确定32l=67mm；33l：轴环宽度，33l =12mm；34l：由装配关系确定过渡轴段，34l=66mm；35l：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定35l=30mm；36l：接外部轴段，根据装配关系确定36l=45mm；37l：接传动带轮轴段，根据装配关系确定37l=50mm。轴的校核轴的校核(这里以中间轴为例这里以中间轴为例)计算轴上的作用力计算轴上的作用力锥齿轮上：NdTFFmtt15544 .53105 .412231112122sintantrFFN17944.18sin20tan155400 122costantaFF N566.53644.18cos20tan155400斜齿轮上：NdTFt7 .403660101 .121223323， NFFtr7 .30512sin20tan7 .4036sinbtan0033 Ftanat3a3Fsina=4036.7tan20cos12=1437N求轴上的载荷求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下在确定轴承的支点位置时，应从手册 中查得 a 值，对于 30206 型的圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=13.8。因此作为 简支梁的轴的支承跨距 L1+L2=108+36mm，由计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如上图所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴的危险截面。现将计算出的截面 B 出的HM、VM及 M 的值列于下表载荷水平面 H垂直面 V支反力 F880NF1093.3NFNH2NH1234NFN251FNV2NV1弯矩 Mmm 54665NMHmm12550NMV左mm9594NMV右总弯矩mmNMMMmmNMMMVHVH11.5550018.560872222右左扭矩 TmNT1 .121按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭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矩和扭矩的截面的强度。根据3式 15-5 及上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力MPaMPaWTMMPaMPaWTMcaca20.14401 . 0)1211006 . 0(54665)(20.14401 . 0)1211006 . 0(54665)(3222232222右左前已选定轴的材料为 40Cr（调质） ，由3表 15-1 查得MPa701，所以1ca故安全。轴上的受力分析图，可以知道截面处受载荷和弯矩最大，故需要校核截面 M 左右两侧即可。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面根据轴上的受力分析图，可以知道截面 M 处受载荷和弯矩最大，故需要校核截面 M 左右两侧即可。（1）截面 M 右侧抗弯截面系数 323232164163*27637*1863*0.1d2t-dbt32d14. 3mmW）（）（抗扭截面系数 323234664663*27637*1863*0.2d2t-dbt32d14. 3mmWT）（）（截面 5 右侧弯矩 M 为 mmNMMMVH5608722右截面 5 上的扭矩2T为 mNT1 .121截面上的弯曲应力 MPaWMb2.5912164156087截面上的扭转切应力 MPaW2.596466461211002轴的材料为 40Cr，调质处理。由3表 15-1 查的 MPa735B MPa3551 200MPa1 -。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按3表 3-2 查取。因33. 13040,330 . 0301dDdr 可查的2 . 2=1.6 又图 3-1 可得轴的敏性系数为82. 0q 85. 0q故有效应力集中系数为 89 . 1) 12 . 2(82. 01) 1(1qk51. 116 . 185. 01) 1(1）（qk由3附图 3-2 的尺寸系数，75. 0，扭转尺寸系数87. 0。轴按磨削加工，由3附图 3-4 得表面质量系数为 0.92轴未经表面强化处理，即1q，则综合系数为73. 2192. 0/175. 0/89 . 111kk82. 1192. 0/187. 0/51. 111kk又由 3-1 及 3-2 取碳钢的特性系数0.1,0.05于是计算安全系数caS值，按3式 15-615-85 . 135. 915.12261.1705. 0261.1782. 120066.1401 . 087. 873. 23552211SSSSSSKSKScamama故可知其安全。（2）截面 M 左侧抗弯截面系数 323232164163*27637*1863*0.1d2t-dbt32d14. 3mmW）（）（抗扭截面系数 323234664663*27637*1863*0.2d2t-dbt32d14. 3mmWT）（）（截面 5 左侧弯矩 M 为 mmNMMMVH5608722右截面 5 上的扭矩2T为 mNT1 .121截面上的弯曲应力 MPaWMb2.5912164156087截面上的扭转切应力 MPaW2.596466461211002过盈配合处的k，由附表3表 3-8 用插值法求出，并取k=0.8k，于是k=2.52，k=0.8*2.52=2.016轴按磨削加工，由3附图 3-4 得表面质量系数为0.92故综合系数为：61. 2192. 0/152. 211kk087. 2192. 0/1016. 211kk于是计算安全系数caS值，按3式 15-615-85 . 108.142 .1721 .1105. 021 .11087. 22005 .2401 . 056. 561. 23552211SSSSSSKSKScamama故可知其安全。综上，该轴满足要求。 滚动轴承的选择和验算滚动轴承的选择和验算轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为hLh480001030028,由前计算结果知：轴承所受的径向力NFr67.536，轴向力NFa9 .179。2、初选滚动轴承 30205（GB/297-1994） ，基本额定动载荷KNCr2 .32， 基本额定静载荷KNCor373、径向当量动载荷.33. 067.5369 .179raFF，查1表 6-7GB/297-1994，得 37. 0e。即eFFra。所以动载荷NFPrr67.536， 根据3P319 式 13-6 得：rhCKNLnPC79. 510480009606067.5361060310631061，满足要求。轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为hLh480001030028,由前计算结果知：轴承所受的径向力NFr78.132，轴向力NFa22.398。2、初选滚动轴承 30206（GB/297-1994） ，基本额定动载荷KNCr2 .43， 基本额定静载荷KNCor5 .503、径向当量动载荷.378.13222.398raFF，查1表 6-7GB/297-1994，得 37. 0e。即eFFra。查得 Y=1.6。所以动载荷NYFFParr26.69022.3986 . 178.1324 . 04 . 0， 根据3P319 式 13-6 得：rhCKNLnPC348. 51048000320606901060310631062，满足要求。轴上滚动轴承的选择轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为hLh480001030028, 2、初选滚动轴承 30207（GB/297-1994） ，基本额定动载荷KNCr2 .54， 基本额定静载荷KNCor5 .633、寿命验算：查3表 13-6 取2 . 1Pf。则轴承的当量动载荷， NFfPrP3 .173114422 . 173633610879. 0)3 .173154200(96.5816010)(6010hrhLhPCnL合适。键的强度校核键的强度校核轴联轴器的键联接校核轴联轴器的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸 ，与联轴器联接处选用普通圆头平键（A 型）mmmmmmlhb2566 2、校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由3表 6-2 查得许用挤压应力为 aPMP120。键的工作长度， mmbLlc222/6252/,键与联轴器键槽的接触高度，mmhkc365 . 05 . 0。由3式（6-1）得87.622022341500210231ppcMPakldT, 合适轴齿轮的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸选用圆头普通平键（A 型） 。联接齿轮：mmmmmmlhb28810校核键联接的强度 由3表 6-2 查得许用挤压应力为 aPMP120mmbLlc232/10282/,键与联轴器键槽的接触高度，mmhkc485 . 05 . 0。由3式（6-1）得07.303023441500210231ppcMPakldT, 合适轴联轴器的键联接校核轴联轴器的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸 ，与联轴器联接处选用普通圆头平键（A 型）mmmmmmlhb40812 2、校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由3表 6-2 查得许用挤压应力为 aPMP120。键的工作长度， mmbLlc362/12402/,键与联轴器键槽的接触高度，mmhkc0 . 485 . 05 . 0。由3式（6-1）得01.4240364121000210232ppcMPakldT, 合适轴齿轮的键联接校核轴齿轮的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸选用单圆头平键（C 型） 。联接齿轮：mmmmmmlhb28812校核键联接的强度 由3表 6-2 查得许用挤压应力为 aPMP120mmbLlc222/12282/,键与联轴器键槽的接触高度，mmhkc485 . 05 . 0。由3式（6-1）得75.6840224121000210232ppcMPakldT, 合适轴联轴器的键联接校核轴联轴器的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸 ，与联轴器联接处选用普通圆头平键（A 型）mmmmmmlhb40810 2、校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由3表 6-2 查得许用挤压应力为 aPMP120。键的工作长度， mmbLlc352/10402/,键与联轴器键槽的接触高度，mmhkc0 . 485 . 05 . 0。由3式（6-1）得18.5935354587600210233ppcMPakldT, 合适轴齿轮的键联接校核轴齿轮的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸选用圆头普通平键（A 型） 。联接齿轮：mmmmmmlhb5078校核键联接的强度 由3表 6-2 查得许用挤压应力为 aPMP120mmbLlc462/8502/,键与联轴器键槽的接触高度，mmhkc5 . 375 . 05 . 0。由3式（6-1）得32.4625465 . 393210210233ppcMPakldT, 合适联轴器的选择和验算联轴器的选择和验算见各轴的设计在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000Nmm，半联轴器的孔径120dmm，故取1220dmm，半联轴器长度52Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。输出轴选选 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000Nmm，半联轴器的孔径140dmm，故取1240dmm，半联轴器长度112Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。 减速器的润滑减速器的润滑1、润滑方式的选择齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。2、密封方式的选择计算可得，各轴与轴承接触处的线速度smv10，所以采用毡圈密封3、润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油 320 号润滑。箱体结构的设计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67isH配合.1、 机体的刚度机体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、机体内零件的润滑，密封散热、机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于 12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm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3 . 63.、 机体结构的工艺性机体结构的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4 4、 对附件设计对附件设计 A 视孔盖和窥视孔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B B 油螺塞：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。C 油标：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.D 通气孔：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。E 盖螺钉盖螺钉：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.F F 位销：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.G 吊钩：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箱座壁厚83025. 0a10箱盖壁厚18302. 01a9箱盖凸缘厚度1b115 . 1b12箱座凸缘厚度b5 . 1b15箱座底凸缘厚度2b5 . 22b25地脚螺钉直径fd12036. 0adfM24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径1dfdd72. 01M12机盖与机座联接螺栓直径2d2d=（0.50.6）fdM10轴承端盖螺钉直径3d3d=（0.40.5）fd10视孔盖螺钉直径4d4d=（0.30.4）fd8定位销直径dd=（0.70.8）2d8fd ，1d，2d至1C查机械课程设计指导书表 43422外机壁距离18fd ，2d至凸缘边缘距离2C查机械课程设计指导书表 42816外机壁至轴承座端面距离1l1l =1C+2C +（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离111.215齿轮端面与内机壁距离22 10机盖，机座肋厚mm ,185. 0,85. 011mm1m9 m8.5轴承端盖外径2DDD 2+（55.5）3d120（1 轴）125（2 轴）150（3 轴）轴承旁联结螺栓距离S2DS 120（1 轴）125（2 轴）150（3 轴）润滑密封设计润滑密封设计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，所以其速度远远小于（2m/s） ，所以采用脂润滑，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+1h H=30 1h =34所以 H+1h =30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从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。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，150mm 为宜。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 设计小结设计小结这次关于带式运输机上的两级直齿圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD 实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考参考文献文献1.濮良贵，纪名刚主编.机械设计.北京：高等教育出版社，2007 2.孙恒，陈作模，葛文杰主编.机械原理.北京：高等教育出版社，2006 3.龚溎义主编.机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社，20064.龚溎义主编.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006 年5.机械设计手册电子版 R2.0