机械厂装配车间输送带传动装置设计

《机械设计基础》

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

一设计任务书……………………………………………………1

二传动方案的拟定及说明………………………………………2 三传动设计………………………………………………………6 四轴的设计计算…………………………………………………14 五滚动轴承的选择及计算………………………………………21 六键联接的选择及校核计算……………………………………23 七联轴器的选择…………………………………………………23 八减速器箱体、附件及润滑……………………………………24 九设计小结………………………………………………………26 十参考资料………………………………………………………27

一设计任务书

1.1 题目：机械厂装配车间输送带传送装置设计

1.2 任务：

（1）传动装置的总体设计。（2）传动件及支承的设计计算。（3）减速器装配图一张，零件图两张。（4）设计计算说明书编写

1.3 传动方案：

图（1）传动方案示意图

1——电动机 2——V 带传动 3——同轴式双级齿轮减速器 4——联轴器 5——底座 6——传送带鼓轮 7——传送带

1.4 设计参数：

（1）主动滚筒扭矩 T= 1200N·m

（2）主动滚筒速度 V= 0.7m/s （3）主动滚筒直径 D= 360 mm

1.5 其它条件：

（1）机器功用：由输送带传送机器的零部件；

（2）工作情况：单向连续运输，轻度振动，环境温度不超过35°C ；（3）运动要求：输送带运动速度误差不超过5%；（4）使用寿命：十年，每年350天，每天工作16小时；（5）检修周期：一年小修，二年大修；（6）生产批量：单件小批生产；（7）生产厂型：中型机械厂。

二．传动方案拟定及说明

2.1 电动机的选择

2.1.1电动机类型和结构型式

因为本传动的工作状况是：载荷平稳，单向旋转，所以选用常用的封闭式Y 系列的电动机。 2.1.2 选择电动机容量

(1)工作机所需功率P w

2T 2⨯1200

=6666. 67 N 滚筒牵引力F ==

0. 36D

工作机所需功率P w

P w =

F v 6666. 67⨯0. 8==4. 7 kW 10001000

式中： V ---传送速度; D ---滚筒直径; T ---滚筒扭矩 (2) 由电动机至工作机的总效率 η

η=η1⋅η2⋅η3⋅η4⋅⋅⋅ηn

带传动V 带的效率——η1=0.94～0.97

取η1= 0.96

一对齿轮传动的效率——η2=η3=η8=0.96～0.98

取η= 0.97

联轴器的效率——η4=0.99～0.995

取η4= 0.99

一对滚动轴承的效率——η5=η6=η7=0.98～0.995

取η= 0.99

∴ η=η1⋅η2⋅η3⋅η4⋅η5⋅η6⋅η7⋅η8=0. 96⨯0. 993⨯0. 972⨯0. 99⨯0. 97=0. 87 (3) 电动机所需的输出功率P d

P d =

P w

4. 7

=5. 4 kW 0. 87

2.1.3 电动机额定转速的选择

n d ≈i b ⋅i 1⋅i 2⋅n w

式中: n d ---电动机转速; I b ---V 带的传动比;

i 1 ---高速齿轮的传动比； i 2 ---低速齿轮的传动比;

n w ---工作机的转速确定工作机主轴所需转速n w

9550⨯p W 9550⨯4. 7

=∴n w =

r/minT 1200

=37.00 r/min

圆柱齿轮减速器传动比 i 1⋅i 2=9～36 推荐V 带传动比 i b =2～4

2.1.4 确定电动机的型号

选择电动机型号为Y132M2-6型，其额定功率为5.5kW ，满载转速960r/min，额定转矩

2.0kN ·m ，最大转矩2.2kN ·m ，同步转速1000r/min。

2.2 总传动比的确定及各级传动比的分配

2.2.1 理论总传动比i '

i ' =

n m 960

=≈25. 95 n w 37

2.2.2 各级传动比的分配

(1)V带传动的理论传动比i v '

初取i ' b =2.88

(2)两级齿轮传动的传动比, 由于是同轴式布置，故i 1= i2；

i 1' ⋅i 2' =

i ' 25. 95

==9 i b ' 2. 88

2.3 各轴转速，转矩与输入功率

2.3.1 各轴理论转速

设定：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，联轴器为IV 轴

(1)电动机

n d =n m =960 r/min

(2)Ⅰ轴

n Ⅰ' =

(3)Ⅱ轴

n d 960

==333. 33 r/mim i b ' 2. 88

n Ⅱ' =

(4)Ⅲ轴

n I' 333. 33==111. 11 r/min i 1' 3

n Ⅲ' =

2.3.2 各轴的输入功率

(1)电动机P ed =5. 5 kW (2)Ⅰ轴

n ∏' 111. 11==37. 04 r/min i 2' 3

P η1=5. 5⨯0. 96=5. 28

kW Ⅰ=P ed

(3)Ⅱ轴

P η2η5=5. 28⨯0. 99⨯0. 97=5. 07 kW Ⅱ=P I

(4)Ⅲ轴

P Ⅲ=P ∏η3η6 =5. 07⨯0. 99⨯0. 97=4. 87 kW

(5)工作轴

P w =P Ⅲη4η7=4. 87⨯0. 99⨯0. 99=4. 77 kW

2.3.3 各轴的理论转矩

(1)电动机

T d =9550⨯

(2)Ⅰ轴

P ed 5. 5

=9550⨯= 54. 71N ∙m n m 960

P 5. 28

T I=I=9550⨯=151. 27 N·m

333. 33n I

(3)Ⅱ轴

P 5. 07

T II=II=9550⨯=435. 77N ·m

n II' 111. 11

(4)Ⅲ轴

P 4. 87

T III=III=9550⨯ =1255. 63N ·m

n III' 37. 04

2.3.4各轴运动和动力参数汇总表

三、传动设计

3.1 带传动设计

3.1.1 原始数据

电动机功率——P d =5. 5 kw 电动机转速——n d =960 r/min V 带理论传动比——i b ' =2.88 3.1.2 设计计算

（1）确定计算功率P ca

P ca =KA ·P d

根据每天工作16小时，工作机为带式运输机，查得工作系数K A =1.2 P ca =KA ×P d =1.2×5.5= 6.6 kw （2）选取普通V 带带型

根据P ca ，n d 确定选用普通V 带A 型。（3）确定带轮基准直径 dd1和d d2

a. 初选小带轮基准直径d d 1=125mm b ．验算带速 5m/s

πd d 1n 1

60⨯1000

π⨯125⨯960

60⨯1000

=6. 28 m/s

5m/s

c. 计算d d2 dd2=i ⋅d d 1=2. 88⨯125=360 mm （4）确定普V 带的基准长度和传动中心距

根据0.7（d d1+d d2）

(d d 2-d d 1) 2

L d ’ =2a 0+(d d 1+d d 2) +

24a 0

(360-125) 2

=2⨯650+(125+360) +

24⨯650

=2082.69mm 取L d = 2000 mm 计算实际中心距

'L d -L d 2082. 69-2000

a =a 0+=650+=691. 345mm

22圆整后取a=690mm。（5）验算主轮上的包角α1

α1=180︒-

d d 2-d d 1

⨯(57. 3︒)a

=180︒-(360-125)⨯∴ 主动轮上的包角合适

（6）选取V 带的根数Z

57. 3︒

≈160︒≥90︒ 690

Z =

P ca

(P 0+∆P 0) K αK L

P 0 —— 基本额定功率查表得P 0=1.3816kW

∆P 0——额定功率的增量查表得 ∆P 0=0.09kW K α——包角修正系数查表得K α=0.95

K L ——长度系数查表得K L =1.03

∴Z ≥

P ca 6. 6

= =4.58

(P 0+∆P 0) K αK L 1. 44

取Z=5根

（7）计算预紧力 F0

(F 0) min =500

P ca 2. 5(-1) +qv 2 Zv K α

q ——V 带单位长度质量查表得q=0.10 kg/m

(F 0)min =500P ca (2. 5-1) +qv 2

Zv K α

=500

6. 62. 5

(-1) +0. 1⨯6. 282

5⨯6. 280

. 95

=175.42 N

应使带的实际出拉力F 0>(F 0)min

（8）计算作用在轴上的压轴力F P

(F P 0)min =2Z v F 0sin α1

3.1.3带传动主要参数汇总表

=2⨯5⨯175. 42⨯sin

160︒

=1727.55 N 2

3.2 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径dd1=125mm采用实心式结构。

大带轮基准直径dd2=360mm，采用孔板式结构。

3.3 高速级齿轮传动设计 3.5.1原始数据

输入转矩——T I=151. 27⨯10 N·mm

小齿轮转速——n I =333.33 r/min 齿数比——u=i =3 3.5.2设计计算

一选齿轮类、精度等级、材料及齿数

1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；

2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45 Cr调质处理硬度为280HBS 接触疲劳强度极限σH lim 1=600MPa 弯曲疲劳强度极限σFE 1=500 Mpa 大齿轮材料：45号钢调质处理硬度为240HBS

接触疲劳强度极限σH lim 2=550 MPa 弯曲疲劳强度极限σFE 2=380 Mpa

4初选小齿轮齿数Z 1=22 大齿轮齿数Z2 = Z1⋅i = 22×3=66 5初选螺旋角

β=14︒

二按齿面接触强度设计计算公式：

2K t T 1u +1⎛Z E Z H

d 1t ≥⋅

φd εαu ⎝σH ⎫

⎪⎪

⎭ mm

1．确定公式内的各计算参数数值

初选载荷系数K t =1. 8

T =T =1. 5127⨯10I小齿轮传递的转矩1 N·mm

齿宽系数φd =1. 0 材料的弹性影响系数 Z E =189. 8 Mpa1/2 区域系数Z H =2. 433

εα=[1. 88-3. 2(

应力循环次数

+)]cos β=1. 636z 1z 2

N 1=60n 1at =60⨯333. 33⨯1⨯24000=4. 8⨯108

N 14. 8⨯108

N 2===1. 6⨯108

接触疲劳寿命系数K HN 1=0. 94 K HN 2=0. 98 接触疲劳许用应力

取安全系数S H =1

[σ]H 1=

K HN 1⋅σH lim 10. 94⨯600==564MPa

S 1

[σ]H 2=

K HN 2⋅σH lim 20. 98⨯550

==539MPa

S 1

[σ]H =

[σ]H 1+[σ]H 2564+539

==551. 5MPa

2．计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d 1t

d 1t ≥2K t T Iu +1Z H ⋅Z E 2

⋅⋅() φd εαu [σ]H

52⨯1. 8⨯8151. 27⨯103+12. 433⨯189. 82=⨯⨯()

1⨯1. 6363551. 5

=67.76mm

（2）计算模数m nt

d 1t ⋅cos β67. 76⨯cos 14︒

m n ===2. 99取m n =3

Z 122

三几何尺寸计算 1 计算中心距阿a

a =

(z 1+z 2)m n

2cos β

=136.04mm

a 圆整后取136mm

2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

β=(z 1+z 2)m n

=13°55’50”

3 计算大小齿轮的分度圆直径d 1、d 2 d 1=

z 1m n

=68.04mm cos β

z 2m n

=204.12mm cos β

d 2=

4 计算齿轮宽度b

b =φd d 1=1⨯68. 04=68.04mm 取b2=68mm

b1=b+(5～10)mm=(73～78)mm ，取b1=75mm； 5 计算齿顶圆和齿根圆直径

d a 1=d 1+2m n =74. 04m m d a 2=d 2+2m n =210. 12m m d f 1=d 1-2. 5m n =60. 54m m d f 2=d 2-2. 5m n =196. 62m m

四校核齿根弯曲疲劳强度 YFS1=4.1，YFS2=4.0

校核大小齿轮的弯曲强度.

σF 1=

2KT

Z m

2⨯1. 8⨯151270

=41. 67M 23

1⨯22⨯3

4. 0

=40. 65M 4. 1

P ≤[σ]

FH 1FH 2

FS 2=41. 67⨯=σF 2σF 1

FS 1

P ≤[σ]

3.4 低速级齿轮传动设计

3.4.1原始数据

输入转矩——T Ⅱ=4. 3577⨯105 N·mm 小齿轮转速——n Ⅱ=111.11 r/min 齿数比——u =i ' =3 3.6.2设计计算

一选齿轮类、精度等级、材料及齿数

1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；

2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40 Cr调质处理硬度为280HBS 接触疲劳强度极限σH lim 3=600MPa 弯曲疲劳强度极限σFE 3=500 Mpa 大齿轮材料：45号钢调质处理硬度为240HBS 接触疲劳强度极限σH lim 4=550 MPa 弯曲疲劳强度极限σFE 4=380 Mpa

4初选小齿轮齿数z 3=22 大齿轮齿数z 4= z 3⋅i h ' = 22×3=66 5初选螺旋角βt =14︒

二按齿面接触强度设计计算公式： d 3t ≥2K t T ∏u +1⎛Z E Z H

⋅

φd εαu ⎝σH ⎫

⎪⎪ mm ⎭

1. 确定公式内的各计算参数数值

初选载荷系数K t =1. 8

小齿轮传递的转矩T ∏=4. 3577⨯105 N·mm 齿宽系数φd =1 材料的弹性影响系数 Z E =189. 8 Mpa1/2 区域系数Z H =2. 433 εα=[1. 88-3. 2(应力循环次数

+)]cos β=1. 636 z 1z 2

N 3=60n 2at =1. 6⨯108

N 31. 6⨯108

N 4===5. 33⨯107

接触疲劳寿命系数K HN 3=0. 98 K HN 4=0. 99 接触疲劳许用应力

取安全系数S H =1

[σ]H 3=[σ]H 4=[σ]H =

K HN 3⋅σH lim 30. 98⨯600==588MPa

S 1K HN 4⋅σH lim 40. 99⨯550

==544. 5MPa

S 1

[σ]H 3+[σ]H 4588+544. 5

==566. 25MPa

2. 计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d 1t

52⨯1. 8⨯4. 3577⨯103+12. 433⨯189. 82=⨯⨯()

1⨯1. 6363566. 25

=94.74mm

（2）计算模数m nt

m n =

三几何尺寸计算

d 3t ⋅cos β

=4. 18取m n =5 z 3

1 计算中心距a

a =

(z 3+z 4) m n (22+66) ⨯5

==226. 73mm

2cos β2cos 14︒

将a 圆整为227mm

2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

β=

(z 3+z 4) m n

=14 15' 57"

3 计算大小齿轮的分度圆直径d 3、d 4 d 3=

z 3m n 22`⨯5

==113.52mm cos βcos 14 15' 57"

z 4m n 66⨯5d 4===340.56mm

cos βcos 14 15' 57" 4 计算齿轮宽度b

b =φd d 3=1⨯113. 52=113.52mm 圆整后 b 4=114mm b 3=120mm

5 计算齿顶圆和齿根圆直径

d a 1=d 1+2m n =123. 52m m d a 2=d 2+2m n =350. 56m m d f 1=d 1-2. 5m n =101. 02m m d f 2=d 2-2. 5m n =328. 06m m

四校核齿根弯曲疲劳强度

YFS1=4.1，YFS2=4.0

校核大小齿轮的弯曲强度.

σF 1=

2KT

Z m

2⨯1. 8⨯435770

=26M

1⨯222⨯53

4. 0

=25. 3M 4. 1

P ≤[σ]

FH 1

FH 2

FS 2=26⨯=σF 2σF 1

FS 1

P ≤[σ]

3.5 齿轮结构

小齿轮采用齿轮轴，大齿轮齿顶圆直径大于160mm 而小于500mm ，故采用腹板式。

3.6 齿轮参数汇总表

四轴的设计计算

选轴的材料为４５钢，调质处理。

拟定输入轴齿轮为右旋

4.1 中间轴的设计：

1．初步确定轴的最小直径

d min =A 0P 5. 07

=110⨯=39. 31m m n 111. 11

2．求作用在齿轮上的受力高速大齿轮:

2T 2⨯435770

F t 1===4270N

d 1204. 12

tan a n tan 20

F r 1=F t =4270⨯=1602N

cos βcos 13︒55'50"

F a 1=F t tan β=4270⨯tan 13︒55' 50" =1088N

低速小齿轮：

F t 2=

2T 2⨯435770

==7677N d 1113. 52

tan a n tan 20

F r 2=F t =7677⨯=2884N

cos βcos 14︒15'57"

F a 2=F t tan β=7677⨯tan 14︒15' 57" =1957. N

3．轴的结构设计

a ．拟定轴上零件的装配方案

a. I-II 段轴用于安装轴承30208，取直径为40mm 。 b. II-III 段轴肩用于固定轴承，直径为44mm 。 c. III-IV 段为小齿轮，外径113.52mm 。 d. IV-V 段分隔两齿轮，直径为60mm 。

e. V-VI 段安装大齿轮，直径为45mm 。 f. VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为40mm 。

b ．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1. I-II 段轴承宽度为23mm ，所以长度为23mm 。

2. II-III 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm ，轴承和箱体的间隙4mm ，所以长度为

16mm 。

3. III-IV 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度114mm 。 4. IV-V 段用于隔开两个齿轮，长度为120mm 。

5. V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于大齿轮的宽度为73mm 。 6. VI-VIII 长度为50mm 。

4．求轴上的载荷

84.5 213.5 75

5．精确校核轴的疲劳强度 a ．

判断危险截面

由于截面IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

b. 截面IV 右侧的

bt (d -t ) 2

W =0. 1d -

σb =

M m

=37. 5MPa W

bt (d -t ) 2

W T =0. 2d -

τT =

截面上的转切应力为

T 2

=27. 64MPa W T

τb =τm =

τT

15. 98

=13. 82MPa 2

由于轴选用45号刚，调质处理，所以

σB =640MPa ，σ-1=275MPa ，τ-1=155MPa 。

r D

==0. 046==1. 26因d , d , 经插值后可查得

ασ=2. 09 ατ=1. 66

又可得轴的材料的敏性系数为

q σ=0. 78 q τ=0. 83

故有应力集中系数按式(附3-4) 为

k σ=1+q σ(ασ-1) =1+0. 78(2. 09-1) =1. 85 k τ=1+q τ(ατ-1) =1+0. 83(1. 66-1) =1. 55

尺寸系数εσ=0. 72; 扭转尺寸系数ετ=0. 85 βσ=βτ=0. 92 轴未经表面强化处理, 即

βq =1

, 得综合系数值为

K σ=

k σ

εσ

k τ

βσ

-1=-1=

1. 811

+-1=2. 440. 770. 92

K τ=

ετβτ

1. 511

+-1=1. 810. 880. 92

碳钢的特性系数

ϕσ=0. 1~0. 2, 取ϕσ=0. 1

ϕτ=0. 05~0. 1, 取ϕτ=0. 05 于是, 计算安全系数S ca 值, 则得

S σ=S τ=

S ca =

σ-1275

==6. 09

K σσa +ϕσσm 2. 44⨯18. 5+0. 1⨯0 τ-1155

==23. 15

K ττa +ϕττm 1. 81⨯3. 6+0. 05⨯3. 6

S σS τS σ+S τ

=5. 89>>S =1. 3~1. 5

故安全

4.2 输入轴的设计：

P =5. 28kw , 转速n =333. 33r /min T =1. 5127⨯10N ⋅mm 111．输入轴上的功率1

2．求作用在齿轮上的力

2T 12⨯1. 5127⨯105

F t 2===4446N

d 168. 04

tan a n tan 20

=4446. 5⨯=1668N F r 2=F t

cos βcos 13︒55'50"

F a 2=F t tan β=4446. 5⨯tan 13︒55' 50" =1114. N

1．初步确定轴的最小直径

d min =A 0P I 5. 28

=110⨯mm =27. 62mm n I 333. 33

2．轴的结构设计

i. 确定轴上零件的装配方案

ii. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

(1)各段长度的确定从右到左分述如下

a) 由于联轴器一端连接带轮，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸选为25mm 。 b) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm ，所以该段直径选为30。

c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm 。

d) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，经标准化，定为40mm 。 e) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm ，所以该段直径选为46mm 。 f) 轴肩固定轴承，直径为42mm 。 g) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm 。 (2)各段长度的确定从左到右分述如下：

h) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm ，该段长度定为18.25mm 。 i) 该段为轴环，宽度不小于7mm ，定为11mm 。

j) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm ，齿轮宽为68mm ，定为66mm 。 k) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm 、轴承与箱体内壁距离取4mm （采用油润滑），轴承宽18.25mm ，定为41.25mm 。

l) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm 。

m) 该段由联轴器孔长决定为42mm

3．按弯扭合成应力校核轴的强度

45钢的强度极限为[σp ]=275MPa ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以α=0. 6。

σp =

M m +(αT 3) 2

=83MPa

4.3输出轴的设计

1．输出轴上的功率P Ⅲ= =4. 87kW

转矩T III=1255. 63N ·m 2．求作用在车轮上的力

2T III 2⨯12. 55⨯105

F t 3===7370N

d 340. 56

tan a n tan 20

F r 3

=F t =7370⨯=2768N

cos βcos 14︒15'50"

F a 3=F t tan β=7370⨯tan 14︒15' 50" =1879N

3．初步确定轴的最小直径

d min ≥A 0

P Ⅲ4. 87

=110⨯=55. 93mm n Ⅲ37. 04

4．轴的结构设计 i 轴上零件的装配方案

ii 轴承选用30214

iii 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

σp =

M m +(αT 1) 2

=71. 2MPa

五滚动轴承的选择及计算

5.1 输入轴轴承30207的校核

原始数据：根据机械设计手册，30207轴承

C r =51500N ，e=0.37，Y=1.6

F A =1879N

F r 1668

=N =834N 22

由于轴承在齿轮两边等距F R 1=F R 2=

1. 求轴承的轴承载荷F A

F s 1=F s 2=F AI

F R 1834.

=N =261N 2Y 2⨯1. 6

=F S 1=261N

F AII =F S 1+F A =2140N 2）求轴承的当量动载荷P

F AI 261

==0. 313

查表得X =1, Y =0, f p =1. 5P 1=f p ⋅F R 1=1. 5⨯834N =1251N F AII 2140

=>e =0. 37F R 2834查表得X =0. 4, Y =1. 6, f p =1. 5P 2=f p (XF R 1+YF AII ) =5630N

因两端轴承相同，而且P 2>P 1，故应以P2作为轴承寿命的计算依据。 3）轴承寿命的校核已知滚子轴承ε=10/3

106Cr ε

L h =() =80039h >10⨯350⨯16h =56000h

60n 1P 2

实际寿命比预期的寿命大，故所选的轴承合适。

5.2 中间轴轴承30208的校核

原始数据：根据机械设计手册，30208轴承

C r =59800N ，e=0.37，Y=1.6 F A =F a 2-F a 1=1879N -1088N =791N F r 1⨯75+F r 2⨯(213. 5+75)

84. 5+213. 5+75

1602⨯75+2884⨯(213. 5+75) =N

84. 5+213. 5+75

=2553N F R 1=

F r 2⨯84. 5+F r 1⨯(213. 5+84. 5)

84. 5+213. 5+75

2884⨯84. 5+1602⨯(213. 5+84. 5) =N

84. 5+213. 5+75

=1933N F R 2=

1）求轴承的轴承载荷F A

F R 12553

=N =798N 2Y 2⨯1. 6F 1933F s 2=R 2=N =604N

2Y 2⨯1. 6F AI =F S 1=798N F s 1=

F AII =F S 1+F A =1395N

2）求轴承的当量动载荷P

F AI 789

==0. 309

查表得X =1, Y =0, f p =1. 5P 1=f p ⋅F R 1=1. 5⨯2553N =3830N F AII 1395

=>e =0. 37F R 21933

查表得X =0. 4, Y =1. 6, f p =1. 5P 2=f p (XF R 1+YF AII ) =4880N

因两端轴承相同，而且P 2>P 1，故应以P2作为轴承寿命的计算依据。

3）轴承寿命的校核

已知滚子轴承ε=10/3

106Cr ε

L h =() =636355h >10⨯350⨯16h =56000h

60n II P 2

实际寿命比预期的寿命大，故所选的轴承合适。

5.3 输出轴轴承30214的校核

原始数据：根据机械设计手册，30214轴承

C r =59800N ，e=0.37，Y=1.6

106Cr ε

L h =() =2. 82⨯108h >10⨯350⨯16h =56000h

60n III P 2

实际寿命比预期的寿命大，故所选的轴承合适。

六键连接的选择及校核计算

p 全。

七连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为K A =1. 5，计算转矩为T ca =K A T 3=1. 5⨯1255. 63=1883N ⋅m 所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200

公称转矩

T n =2000N ⋅m 轴孔直径d 1=d 2=63mm 轴孔长L =142mm ，L 1=107mm 装配尺寸A =80mm 半联轴器厚b =58mm

八减速器箱体、附件及润滑

8.1 箱体结构形式及材料

本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。

此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。

箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。

减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。

8.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm ）

8.3 减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器选用游标尺M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

8.4 润滑与密封

一、

齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm 。

二、

滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、

润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、

密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F ）B25-42-7-ACM ，（F ）B70-90-10-ACM 。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

九设计小结

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受

到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准。

此次课程设计，主要是设计减速器，虽然表面上似乎并不复杂，但是在这三周的设计过程中感觉到，一个减速器远远并非想象中的那么简单。

在这二级减速器的过程中需要运用的知识很多，除了机械设计这门课的知识外，同时还让我必须掌握工程材料、机械原理、材料力学及机械制图各个基础课程的知识。虽然许多数据只需查表所得数据就可以，所运用的计算内容并不复杂，但是，要真正领会全部知识点并不容易，同样需要考虑的地方有很多，只有将他们综合运用了，才能设计出一个合理的减速器。

在设计齿轮、轴、螺纹联接等过程中，让我对《机械设计》中的各个公式加以运用，不再单单是书本上的死公式，通过设计的步骤，进一步地掌握那些公式，了解到它们的作用，对《机械设计》这门课程有了全新的认识。

在画图纸的过程中，也并不是很容易的，由其画草图，所需要的工作量也是相当的大。需要零件的结构尺寸与图纸相结合，有时会因强度不够而反算，也有时因为结构间出现干涉而重新设计结构。通过一个星期的边草图边计算的过程，感觉到草图在设计环节中的重要性。同时，在画图纸的阶段中，又再一次地复习了《机械制图》这门基础课程，在没有软件的帮助下，对各图纸的细节问题需要考虑周到才行。

我想这次课程设计也会对我的毕业设计起到很好的启蒙作用，也会对将来踏上设计类的工作岗位打下很好的基础，总之是受益匪浅。

十参考资料

[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； [2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编

[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；

《机械设计基础》

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

一设计任务书……………………………………………………1

一设计任务书

1.1 题目：机械厂装配车间输送带传送装置设计

1.2 任务：

（1）传动装置的总体设计。（2）传动件及支承的设计计算。（3）减速器装配图一张，零件图两张。（4）设计计算说明书编写

1.3 传动方案：

图（1）传动方案示意图

1——电动机 2——V 带传动 3——同轴式双级齿轮减速器 4——联轴器 5——底座 6——传送带鼓轮 7——传送带

1.4 设计参数：

（1）主动滚筒扭矩 T= 1200N·m

（2）主动滚筒速度 V= 0.7m/s （3）主动滚筒直径 D= 360 mm

1.5 其它条件：

（1）机器功用：由输送带传送机器的零部件；

二．传动方案拟定及说明

2.1 电动机的选择

2.1.1电动机类型和结构型式

因为本传动的工作状况是：载荷平稳，单向旋转，所以选用常用的封闭式Y 系列的电动机。 2.1.2 选择电动机容量

(1)工作机所需功率P w

2T 2⨯1200

=6666. 67 N 滚筒牵引力F ==

0. 36D

工作机所需功率P w

P w =

F v 6666. 67⨯0. 8==4. 7 kW 10001000

式中： V ---传送速度; D ---滚筒直径; T ---滚筒扭矩 (2) 由电动机至工作机的总效率 η

η=η1⋅η2⋅η3⋅η4⋅⋅⋅ηn

带传动V 带的效率——η1=0.94～0.97

取η1= 0.96

一对齿轮传动的效率——η2=η3=η8=0.96～0.98

取η= 0.97

联轴器的效率——η4=0.99～0.995

取η4= 0.99

一对滚动轴承的效率——η5=η6=η7=0.98～0.995

取η= 0.99

∴ η=η1⋅η2⋅η3⋅η4⋅η5⋅η6⋅η7⋅η8=0. 96⨯0. 993⨯0. 972⨯0. 99⨯0. 97=0. 87 (3) 电动机所需的输出功率P d

P d =

P w

4. 7

=5. 4 kW 0. 87

2.1.3 电动机额定转速的选择

n d ≈i b ⋅i 1⋅i 2⋅n w

式中: n d ---电动机转速; I b ---V 带的传动比;

i 1 ---高速齿轮的传动比； i 2 ---低速齿轮的传动比;

n w ---工作机的转速确定工作机主轴所需转速n w

9550⨯p W 9550⨯4. 7

=∴n w =

r/minT 1200

=37.00 r/min

圆柱齿轮减速器传动比 i 1⋅i 2=9～36 推荐V 带传动比 i b =2～4

2.1.4 确定电动机的型号

选择电动机型号为Y132M2-6型，其额定功率为5.5kW ，满载转速960r/min，额定转矩

2.0kN ·m ，最大转矩2.2kN ·m ，同步转速1000r/min。

2.2 总传动比的确定及各级传动比的分配

2.2.1 理论总传动比i '

i ' =

n m 960

=≈25. 95 n w 37

2.2.2 各级传动比的分配

(1)V带传动的理论传动比i v '

初取i ' b =2.88

(2)两级齿轮传动的传动比, 由于是同轴式布置，故i 1= i2；

i 1' ⋅i 2' =

i ' 25. 95

==9 i b ' 2. 88

2.3 各轴转速，转矩与输入功率

2.3.1 各轴理论转速

设定：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，联轴器为IV 轴

(1)电动机

n d =n m =960 r/min

(2)Ⅰ轴

n Ⅰ' =

(3)Ⅱ轴

n d 960

==333. 33 r/mim i b ' 2. 88

n Ⅱ' =

(4)Ⅲ轴

n I' 333. 33==111. 11 r/min i 1' 3

n Ⅲ' =

2.3.2 各轴的输入功率

(1)电动机P ed =5. 5 kW (2)Ⅰ轴

n ∏' 111. 11==37. 04 r/min i 2' 3

P η1=5. 5⨯0. 96=5. 28

kW Ⅰ=P ed

(3)Ⅱ轴

P η2η5=5. 28⨯0. 99⨯0. 97=5. 07 kW Ⅱ=P I

(4)Ⅲ轴

P Ⅲ=P ∏η3η6 =5. 07⨯0. 99⨯0. 97=4. 87 kW

(5)工作轴

P w =P Ⅲη4η7=4. 87⨯0. 99⨯0. 99=4. 77 kW

2.3.3 各轴的理论转矩

(1)电动机

T d =9550⨯

(2)Ⅰ轴

P ed 5. 5

=9550⨯= 54. 71N ∙m n m 960

P 5. 28

T I=I=9550⨯=151. 27 N·m

333. 33n I

(3)Ⅱ轴

P 5. 07

T II=II=9550⨯=435. 77N ·m

n II' 111. 11

(4)Ⅲ轴

P 4. 87

T III=III=9550⨯ =1255. 63N ·m

n III' 37. 04

2.3.4各轴运动和动力参数汇总表

三、传动设计

3.1 带传动设计

3.1.1 原始数据

电动机功率——P d =5. 5 kw 电动机转速——n d =960 r/min V 带理论传动比——i b ' =2.88 3.1.2 设计计算

（1）确定计算功率P ca

P ca =KA ·P d

根据每天工作16小时，工作机为带式运输机，查得工作系数K A =1.2 P ca =KA ×P d =1.2×5.5= 6.6 kw （2）选取普通V 带带型

根据P ca ，n d 确定选用普通V 带A 型。（3）确定带轮基准直径 dd1和d d2

a. 初选小带轮基准直径d d 1=125mm b ．验算带速 5m/s

πd d 1n 1

60⨯1000

π⨯125⨯960

60⨯1000

=6. 28 m/s

5m/s

c. 计算d d2 dd2=i ⋅d d 1=2. 88⨯125=360 mm （4）确定普V 带的基准长度和传动中心距

根据0.7（d d1+d d2）

(d d 2-d d 1) 2

L d ’ =2a 0+(d d 1+d d 2) +

24a 0

(360-125) 2

=2⨯650+(125+360) +

24⨯650

=2082.69mm 取L d = 2000 mm 计算实际中心距

'L d -L d 2082. 69-2000

a =a 0+=650+=691. 345mm

22圆整后取a=690mm。（5）验算主轮上的包角α1

α1=180︒-

d d 2-d d 1

⨯(57. 3︒)a

=180︒-(360-125)⨯∴ 主动轮上的包角合适

（6）选取V 带的根数Z

57. 3︒

≈160︒≥90︒ 690

Z =

P ca

(P 0+∆P 0) K αK L

P 0 —— 基本额定功率查表得P 0=1.3816kW

∆P 0——额定功率的增量查表得 ∆P 0=0.09kW K α——包角修正系数查表得K α=0.95

K L ——长度系数查表得K L =1.03

∴Z ≥

P ca 6. 6

= =4.58

(P 0+∆P 0) K αK L 1. 44

取Z=5根

（7）计算预紧力 F0

(F 0) min =500

P ca 2. 5(-1) +qv 2 Zv K α

q ——V 带单位长度质量查表得q=0.10 kg/m

(F 0)min =500P ca (2. 5-1) +qv 2

Zv K α

=500

6. 62. 5

(-1) +0. 1⨯6. 282

5⨯6. 280

. 95

=175.42 N

应使带的实际出拉力F 0>(F 0)min

（8）计算作用在轴上的压轴力F P

(F P 0)min =2Z v F 0sin α1

3.1.3带传动主要参数汇总表

=2⨯5⨯175. 42⨯sin

160︒

=1727.55 N 2

3.2 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径dd1=125mm采用实心式结构。

大带轮基准直径dd2=360mm，采用孔板式结构。

3.3 高速级齿轮传动设计 3.5.1原始数据

输入转矩——T I=151. 27⨯10 N·mm

小齿轮转速——n I =333.33 r/min 齿数比——u=i =3 3.5.2设计计算

一选齿轮类、精度等级、材料及齿数

1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；

接触疲劳强度极限σH lim 2=550 MPa 弯曲疲劳强度极限σFE 2=380 Mpa

4初选小齿轮齿数Z 1=22 大齿轮齿数Z2 = Z1⋅i = 22×3=66 5初选螺旋角

β=14︒

二按齿面接触强度设计计算公式：

2K t T 1u +1⎛Z E Z H

d 1t ≥⋅

φd εαu ⎝σH ⎫

⎪⎪

⎭ mm

1．确定公式内的各计算参数数值

初选载荷系数K t =1. 8

T =T =1. 5127⨯10I小齿轮传递的转矩1 N·mm

齿宽系数φd =1. 0 材料的弹性影响系数 Z E =189. 8 Mpa1/2 区域系数Z H =2. 433

εα=[1. 88-3. 2(

应力循环次数

+)]cos β=1. 636z 1z 2

N 1=60n 1at =60⨯333. 33⨯1⨯24000=4. 8⨯108

N 14. 8⨯108

N 2===1. 6⨯108

接触疲劳寿命系数K HN 1=0. 94 K HN 2=0. 98 接触疲劳许用应力

取安全系数S H =1

[σ]H 1=

K HN 1⋅σH lim 10. 94⨯600==564MPa

S 1

[σ]H 2=

K HN 2⋅σH lim 20. 98⨯550

==539MPa

S 1

[σ]H =

[σ]H 1+[σ]H 2564+539

==551. 5MPa

2．计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d 1t

d 1t ≥2K t T Iu +1Z H ⋅Z E 2

⋅⋅() φd εαu [σ]H

52⨯1. 8⨯8151. 27⨯103+12. 433⨯189. 82=⨯⨯()

1⨯1. 6363551. 5

=67.76mm

（2）计算模数m nt

d 1t ⋅cos β67. 76⨯cos 14︒

m n ===2. 99取m n =3

Z 122

三几何尺寸计算 1 计算中心距阿a

a =

(z 1+z 2)m n

2cos β

=136.04mm

a 圆整后取136mm

2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

β=(z 1+z 2)m n

=13°55’50”

3 计算大小齿轮的分度圆直径d 1、d 2 d 1=

z 1m n

=68.04mm cos β

z 2m n

=204.12mm cos β

d 2=

4 计算齿轮宽度b

b =φd d 1=1⨯68. 04=68.04mm 取b2=68mm

b1=b+(5～10)mm=(73～78)mm ，取b1=75mm； 5 计算齿顶圆和齿根圆直径

d a 1=d 1+2m n =74. 04m m d a 2=d 2+2m n =210. 12m m d f 1=d 1-2. 5m n =60. 54m m d f 2=d 2-2. 5m n =196. 62m m

四校核齿根弯曲疲劳强度 YFS1=4.1，YFS2=4.0

校核大小齿轮的弯曲强度.

σF 1=

2KT

Z m

2⨯1. 8⨯151270

=41. 67M 23

1⨯22⨯3

4. 0

=40. 65M 4. 1

P ≤[σ]

FH 1FH 2

FS 2=41. 67⨯=σF 2σF 1

FS 1

P ≤[σ]

3.4 低速级齿轮传动设计

3.4.1原始数据

输入转矩——T Ⅱ=4. 3577⨯105 N·mm 小齿轮转速——n Ⅱ=111.11 r/min 齿数比——u =i ' =3 3.6.2设计计算

一选齿轮类、精度等级、材料及齿数

1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；

4初选小齿轮齿数z 3=22 大齿轮齿数z 4= z 3⋅i h ' = 22×3=66 5初选螺旋角βt =14︒

二按齿面接触强度设计计算公式： d 3t ≥2K t T ∏u +1⎛Z E Z H

⋅

φd εαu ⎝σH ⎫

⎪⎪ mm ⎭

1. 确定公式内的各计算参数数值

初选载荷系数K t =1. 8

小齿轮传递的转矩T ∏=4. 3577⨯105 N·mm 齿宽系数φd =1 材料的弹性影响系数 Z E =189. 8 Mpa1/2 区域系数Z H =2. 433 εα=[1. 88-3. 2(应力循环次数

+)]cos β=1. 636 z 1z 2

N 3=60n 2at =1. 6⨯108

N 31. 6⨯108

N 4===5. 33⨯107

接触疲劳寿命系数K HN 3=0. 98 K HN 4=0. 99 接触疲劳许用应力

取安全系数S H =1

[σ]H 3=[σ]H 4=[σ]H =

K HN 3⋅σH lim 30. 98⨯600==588MPa

S 1K HN 4⋅σH lim 40. 99⨯550

==544. 5MPa

S 1

[σ]H 3+[σ]H 4588+544. 5

==566. 25MPa

2. 计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d 1t

52⨯1. 8⨯4. 3577⨯103+12. 433⨯189. 82=⨯⨯()

1⨯1. 6363566. 25

=94.74mm

（2）计算模数m nt

m n =

三几何尺寸计算

d 3t ⋅cos β

=4. 18取m n =5 z 3

1 计算中心距a

a =

(z 3+z 4) m n (22+66) ⨯5

==226. 73mm

2cos β2cos 14︒

将a 圆整为227mm

2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

β=

(z 3+z 4) m n

=14 15' 57"

3 计算大小齿轮的分度圆直径d 3、d 4 d 3=

z 3m n 22`⨯5

==113.52mm cos βcos 14 15' 57"

z 4m n 66⨯5d 4===340.56mm

cos βcos 14 15' 57" 4 计算齿轮宽度b

b =φd d 3=1⨯113. 52=113.52mm 圆整后 b 4=114mm b 3=120mm

5 计算齿顶圆和齿根圆直径

d a 1=d 1+2m n =123. 52m m d a 2=d 2+2m n =350. 56m m d f 1=d 1-2. 5m n =101. 02m m d f 2=d 2-2. 5m n =328. 06m m

四校核齿根弯曲疲劳强度

YFS1=4.1，YFS2=4.0

校核大小齿轮的弯曲强度.

σF 1=

2KT

Z m

2⨯1. 8⨯435770

=26M

1⨯222⨯53

4. 0

=25. 3M 4. 1

P ≤[σ]

FH 1

FH 2

FS 2=26⨯=σF 2σF 1

FS 1

P ≤[σ]

3.5 齿轮结构

小齿轮采用齿轮轴，大齿轮齿顶圆直径大于160mm 而小于500mm ，故采用腹板式。

3.6 齿轮参数汇总表

四轴的设计计算

选轴的材料为４５钢，调质处理。

拟定输入轴齿轮为右旋

4.1 中间轴的设计：

1．初步确定轴的最小直径

d min =A 0P 5. 07

=110⨯=39. 31m m n 111. 11

2．求作用在齿轮上的受力高速大齿轮:

2T 2⨯435770

F t 1===4270N

d 1204. 12

tan a n tan 20

F r 1=F t =4270⨯=1602N

cos βcos 13︒55'50"

F a 1=F t tan β=4270⨯tan 13︒55' 50" =1088N

低速小齿轮：

F t 2=

2T 2⨯435770

==7677N d 1113. 52

tan a n tan 20

F r 2=F t =7677⨯=2884N

cos βcos 14︒15'57"

F a 2=F t tan β=7677⨯tan 14︒15' 57" =1957. N

3．轴的结构设计

a ．拟定轴上零件的装配方案

e. V-VI 段安装大齿轮，直径为45mm 。 f. VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为40mm 。

b ．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1. I-II 段轴承宽度为23mm ，所以长度为23mm 。

2. II-III 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm ，轴承和箱体的间隙4mm ，所以长度为

16mm 。

3. III-IV 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度114mm 。 4. IV-V 段用于隔开两个齿轮，长度为120mm 。

5. V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于大齿轮的宽度为73mm 。 6. VI-VIII 长度为50mm 。

4．求轴上的载荷

84.5 213.5 75

5．精确校核轴的疲劳强度 a ．

判断危险截面

由于截面IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

b. 截面IV 右侧的

bt (d -t ) 2

W =0. 1d -

σb =

M m

=37. 5MPa W

bt (d -t ) 2

W T =0. 2d -

τT =

截面上的转切应力为

T 2

=27. 64MPa W T

τb =τm =

τT

15. 98

=13. 82MPa 2

由于轴选用45号刚，调质处理，所以

σB =640MPa ，σ-1=275MPa ，τ-1=155MPa 。

r D

==0. 046==1. 26因d , d , 经插值后可查得

ασ=2. 09 ατ=1. 66

又可得轴的材料的敏性系数为

q σ=0. 78 q τ=0. 83

故有应力集中系数按式(附3-4) 为

k σ=1+q σ(ασ-1) =1+0. 78(2. 09-1) =1. 85 k τ=1+q τ(ατ-1) =1+0. 83(1. 66-1) =1. 55

尺寸系数εσ=0. 72; 扭转尺寸系数ετ=0. 85 βσ=βτ=0. 92 轴未经表面强化处理, 即

βq =1

, 得综合系数值为

K σ=

k σ

εσ

k τ

βσ

-1=-1=

1. 811

+-1=2. 440. 770. 92

K τ=

ετβτ

1. 511

+-1=1. 810. 880. 92

碳钢的特性系数

ϕσ=0. 1~0. 2, 取ϕσ=0. 1

ϕτ=0. 05~0. 1, 取ϕτ=0. 05 于是, 计算安全系数S ca 值, 则得

S σ=S τ=

S ca =

σ-1275

==6. 09

K σσa +ϕσσm 2. 44⨯18. 5+0. 1⨯0 τ-1155

==23. 15

K ττa +ϕττm 1. 81⨯3. 6+0. 05⨯3. 6

S σS τS σ+S τ

=5. 89>>S =1. 3~1. 5

故安全

4.2 输入轴的设计：

P =5. 28kw , 转速n =333. 33r /min T =1. 5127⨯10N ⋅mm 111．输入轴上的功率1

2．求作用在齿轮上的力

2T 12⨯1. 5127⨯105

F t 2===4446N

d 168. 04

tan a n tan 20

=4446. 5⨯=1668N F r 2=F t

cos βcos 13︒55'50"

F a 2=F t tan β=4446. 5⨯tan 13︒55' 50" =1114. N

1．初步确定轴的最小直径

d min =A 0P I 5. 28

=110⨯mm =27. 62mm n I 333. 33

2．轴的结构设计

i. 确定轴上零件的装配方案

ii. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

(1)各段长度的确定从右到左分述如下

c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm 。

h) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm ，该段长度定为18.25mm 。 i) 该段为轴环，宽度不小于7mm ，定为11mm 。

l) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm 。

m) 该段由联轴器孔长决定为42mm

3．按弯扭合成应力校核轴的强度

45钢的强度极限为[σp ]=275MPa ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以α=0. 6。

σp =

M m +(αT 3) 2

=83MPa

4.3输出轴的设计

1．输出轴上的功率P Ⅲ= =4. 87kW

转矩T III=1255. 63N ·m 2．求作用在车轮上的力

2T III 2⨯12. 55⨯105

F t 3===7370N

d 340. 56

tan a n tan 20

F r 3

=F t =7370⨯=2768N

cos βcos 14︒15'50"

F a 3=F t tan β=7370⨯tan 14︒15' 50" =1879N

3．初步确定轴的最小直径

d min ≥A 0

P Ⅲ4. 87

=110⨯=55. 93mm n Ⅲ37. 04

4．轴的结构设计 i 轴上零件的装配方案

ii 轴承选用30214

iii 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

σp =

M m +(αT 1) 2

=71. 2MPa

五滚动轴承的选择及计算

5.1 输入轴轴承30207的校核

原始数据：根据机械设计手册，30207轴承

C r =51500N ，e=0.37，Y=1.6

F A =1879N

F r 1668

=N =834N 22

由于轴承在齿轮两边等距F R 1=F R 2=

1. 求轴承的轴承载荷F A

F s 1=F s 2=F AI

F R 1834.

=N =261N 2Y 2⨯1. 6

=F S 1=261N

F AII =F S 1+F A =2140N 2）求轴承的当量动载荷P

F AI 261

==0. 313

查表得X =1, Y =0, f p =1. 5P 1=f p ⋅F R 1=1. 5⨯834N =1251N F AII 2140

=>e =0. 37F R 2834查表得X =0. 4, Y =1. 6, f p =1. 5P 2=f p (XF R 1+YF AII ) =5630N

因两端轴承相同，而且P 2>P 1，故应以P2作为轴承寿命的计算依据。 3）轴承寿命的校核已知滚子轴承ε=10/3

106Cr ε

L h =() =80039h >10⨯350⨯16h =56000h

60n 1P 2

实际寿命比预期的寿命大，故所选的轴承合适。

5.2 中间轴轴承30208的校核

原始数据：根据机械设计手册，30208轴承

C r =59800N ，e=0.37，Y=1.6 F A =F a 2-F a 1=1879N -1088N =791N F r 1⨯75+F r 2⨯(213. 5+75)

84. 5+213. 5+75

1602⨯75+2884⨯(213. 5+75) =N

84. 5+213. 5+75

=2553N F R 1=

F r 2⨯84. 5+F r 1⨯(213. 5+84. 5)

84. 5+213. 5+75

2884⨯84. 5+1602⨯(213. 5+84. 5) =N

84. 5+213. 5+75

=1933N F R 2=

1）求轴承的轴承载荷F A

F R 12553

=N =798N 2Y 2⨯1. 6F 1933F s 2=R 2=N =604N

2Y 2⨯1. 6F AI =F S 1=798N F s 1=

F AII =F S 1+F A =1395N

2）求轴承的当量动载荷P

F AI 789

==0. 309

查表得X =1, Y =0, f p =1. 5P 1=f p ⋅F R 1=1. 5⨯2553N =3830N F AII 1395

=>e =0. 37F R 21933

查表得X =0. 4, Y =1. 6, f p =1. 5P 2=f p (XF R 1+YF AII ) =4880N

因两端轴承相同，而且P 2>P 1，故应以P2作为轴承寿命的计算依据。

3）轴承寿命的校核

已知滚子轴承ε=10/3

106Cr ε

L h =() =636355h >10⨯350⨯16h =56000h

60n II P 2

实际寿命比预期的寿命大，故所选的轴承合适。

5.3 输出轴轴承30214的校核

原始数据：根据机械设计手册，30214轴承

C r =59800N ，e=0.37，Y=1.6

106Cr ε

L h =() =2. 82⨯108h >10⨯350⨯16h =56000h

60n III P 2

实际寿命比预期的寿命大，故所选的轴承合适。

六键连接的选择及校核计算

p 全。

七连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

公称转矩

T n =2000N ⋅m 轴孔直径d 1=d 2=63mm 轴孔长L =142mm ，L 1=107mm 装配尺寸A =80mm 半联轴器厚b =58mm

八减速器箱体、附件及润滑

8.1 箱体结构形式及材料

本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。

此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。

箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。

减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。

8.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm ）

8.3 减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器选用游标尺M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

8.4 润滑与密封

一、

齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm 。

二、

滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、

润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、

密封方法的选取

九设计小结

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受

到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

此次课程设计，主要是设计减速器，虽然表面上似乎并不复杂，但是在这三周的设计过程中感觉到，一个减速器远远并非想象中的那么简单。

我想这次课程设计也会对我的毕业设计起到很好的启蒙作用，也会对将来踏上设计类的工作岗位打下很好的基础，总之是受益匪浅。

十参考资料

[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；

机械厂装配车间输送带传动装置设计

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