完整版带式输送机传动系统设计说明书(单级圆柱齿轮减速器+链传动)

('《机械设计》课程设计设计说明书带式输送机传动系统设计起止日期：2019年12月29日至2020年1月10日学生姓名王班级机设1706班学号1740570成绩指导教师(签字)目录第一部分概述.........................................................................................................................11.1设计的目的...................................................................................................................11.2设计计算步骤...............................................................................................................1第二部分.设计任务书及方案拟定............................................................................................22.1《机械设计》课程设计任务书....................................................................................22.2.传动系统方案拟定.......................................................................................................3第三部分选择电动机.............................................................................................................33.1电动机类型的选择.......................................................................................................33.2确定传动装置的效率...................................................................................................33.3选择电动机容量...........................................................................................................43.4确定传动装置的总传动比和分配传动比...................................................................53.5动力学参数计算...........................................................................................................6第四部分减速器齿轮传动设计计算.....................................................................................7第五部分链传动设计计算...................................................................................................11第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计...................................................................136.1输入轴设计计算.........................................................................................................135.2输出轴设计计算.........................................................................................................18第七部分轴承的选择及校核计算.......................................................................................227.1输入轴的轴承计算与校核.........................................................................................227.2输出轴的轴承计算与校核.........................................................................................23第八部分键联接的选择及校核计算...................................................................................248.1输入轴键选择与校核.................................................................................................248.2输出轴键选择与校核.................................................................................................25第九部分联轴器的选择.......................................................................................................25第十部分减速器的润滑和密封...........................................................................................2510.1减速器的润滑...........................................................................................................2510.2减速器的密封...........................................................................................................26第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...................................................................2611.1减速器附件的设计与选取.......................................................................................2611.2减速器箱体主要结构尺寸.......................................................................................31第十二部分设计小结...........................................................................................................33第十三部分参考文献...........................................................................................................34第一部分概述1.1设计的目的设计目的在于培养机械设计能力。设计是完成机械专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为:1.通过设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2.通过设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。3.进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准、规范等)。1.2设计计算步骤1.确定传动装置的传动方案2.选择合适的电动机3.计算减速器的总传动比以及分配传动比4.计算减速器的动力学参数5.链传动设计6.齿轮传动的设计7.传动轴的设计与校核8.滚动轴承的设计与校核9.键联接设计10.联轴器设计11.减速器润滑密封设计12.减速器箱体结构设计13.润滑和密封形式的选择和润滑方法的确定1第二部分.设计任务书及方案拟定2.1《机械设计》课程设计任务书2019-2020学年第一学期机械工程学院机械设计专业机械设计1706班课程名称：《机械设计》课程设计设计题目：带式输送机传动系统设计(含有单级圆柱齿轮减速器及链传动）完成期限：自2019年12月29日至2020年1月10日内容及任务一、设计的主要技术参数：一级斜齿圆柱减速器及链传动，常温下工作、单向运转，起动载荷是名义载荷的1.25倍，工作时中等冲击；三班制（每班工作8h），寿命：10a，大修期2a每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。拉力F1400N速度v1.4m/s直径D360mm二、主要设计内容和任务：机械系统总体传动方案的分析和拟定、电机的选择、传动系统动力和动力参数的计算、传动零件的设计计算、轴承及组合部件设计计算、箱体结构和有关附件设计、装配图及零件图的设计与绘制、设计说明书的撰写、总结和答辩。进度安排起止日期工作内容2019.12.29-2020.1.1传动系统总体设计1.2-1.5传动零件的设计计算；1.6-1.8减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书1.9-1.10整理、打印、提交说明书及图纸，并答辩参考资料[1]银金光，刘杨.机械设计[M].北京:清华大学出版社，2013.[2]银金光，刘杨.机械设计课程设计[M].北京：清华大学出版社，2013.[3]濮良贵，纪名刚.机械设计[M].北京：高等教育出版社，2001.[4]金清肃.机械设计课程设计[M].武汉：华中科技大学出版社，2007.指导老师（签字）：2019年12月29日系（教研室）主任（签字）：年月日2.2.传动系统方案拟定2带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入3单机圆柱齿轮减速器，在通过链传动4，将动力传至输送机的1滚筒5，带动输送带6工作。传动系统简图如下：带式输送机传动系统简图1-电动机2-联轴器3-单机圆柱齿轮减速器4-链传动5-滚筒6-输送带第三部分选择电动机3.1电动机类型的选择电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列白扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98链传动的效率：ηc=0.93滚筒的效率：ηw=0.96ηa=η1η23η3ηcηw=0.99×0.993×0.98×0.93×0.96=0.8433.3选择电动机容量工作机所需功率为Pw=FV1000=1400×1.41000=1.96kW电动机所需最小名义功率:P0=Pwηa=1.960.84=2.333kW电动机所需额定功率:Pd=1.25×2.333=2.916kW工作机轴转速：nw=60×1000VπD=60×1000×1.4π×360=74.272r╱min查课程设计手册表选取推荐的合理传动比范围，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，链传动比范围为：2～4，因此合理的总传动比范围为：6～20。电动机转速的可以选择的范围为额定功率Pen=3kW，转速为nd=ia×nw=(6～20)×74.272=446～1485r/min。方案电机型号额定功率(kW)满载转速(r/min)同步转速(r/min)1YE3-Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002870综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、重量、和减速器、链传动传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-6的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。4图3-1电机尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.4确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=96074.272=12.925（2）分配传动装置传动比取链传动比：ic=3减速器传动比为i1=iaic=4.30853.5动力学参数计算（1）各轴转速：输入轴：n1=nm=960r╱min输出轴：n2=n1i1=9604.308=222.841r╱min工作机轴：n3=n2ic=222.8413=74.28r╱min（2）各轴输入功率：输入轴：P1=Pdη1=2.916×0.99=2.887kW输出轴：P2=P\'1η3=2.858×0.98=2.801kW工作机轴：P3=P\'2ηcηw=2.773×0.93×0.96=2.48kW则各轴的输出功率：输入轴：P\'1=P1η2=2.887×0.99=2.858kW输出轴：P\'2=P2η2=2.801×0.99=2.773kW工作机轴：P\'3=P3η2ηw=2.48×0.99×0.96=2.36kW（3）各轴输入转矩：电机轴：Td=9550×Pdnm=9550×2.916960=29.008N▪m输入轴：T1=9550×P1n1=9550×2.887960=28.72N▪m输出轴：T2=9550×P2n2=9550×2.801222.841=120.039N▪m工作机轴：T3=9550×P3n3=9550×2.4874.28=318.848N▪m则各轴输出转矩：输入轴：T\'1=9550×P\'1n1=9550×2.858960=28.431N▪m输出轴：T\'2=9550×P\'2n2=9550×2.773222.841=118.839N▪m6工作机轴：T\'3=9550×P\'3n3=9550×2.3674.28=303.419N▪m各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N•m)电机轴9602.91629.008输入轴9602.88728.72输出轴222.8412.801120.039工作机轴74.282.48318.848第四部分减速器齿轮传动设计计算1.选择材料并确定许用接触应力。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动，查表7-1得小齿轮40Cr，调质，齿面硬度取HBS1=270大齿轮45，调质，齿面硬度取HBS2=230两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求。查表7-18得，两齿轮材料的接触疲劳强度极限分别为σHlim1=615+1.4×(HBS1−200)=615+1.4×(270−200)=713MPaσHlim2=480+0.93×(HBS2−135)=480+0.93×(230−135)=568.4MPa查表7-8（按可靠度99%），可得接触疲劳强度的最下安全系数SHlim=1两齿轮材料的许用接触应力分别为[σH1]=σHlim1SH=7131=713MPa[σH2]=σHlim2SH=568.41=568.4MPa2.根据设计原则，按轮齿齿面接触疲劳强度初步确定小齿轮的分度圆直径。小齿轮上的转矩为T=9550×Pn=9550×2.887960=28.72N•m原动机为电动机，中等冲击，由表7-2查得载荷系数K=1.5减速器属于闭式软齿面传动，且对称布置，故取ψd1由表7-5可得，材料的弹性系数ZE=189.8√MPa7由于采用闭式软齿面传动，由图7-14查取区域系数ZH=2.462。根据推荐值z1=20～40的范围，初选z1=22，则大齿轮齿数z2=z1×u=22×4.308=94.8，圆整后（四舍五入）取z2=95校验齿数比误差（通常不应超过±5%）;实际齿数比u=z2/z1=95/22=4.318，相对误差为(4.318-4.308)/4.308=-0.232%<5%，故合适根据z1、z2，查取端面重合度εα1=0.765，εα2=0.886。故有εα=εα1+εα2=0.765+0.886=1.651[σH1]+[σH2]2=713+568.42=640.7MPa1.23[σH2]=1.23×568.4=699.132MPa比较上述结果，[σH]取两者中的较小值，即[σH]=641MPa根据齿面接触疲劳强度设计公式，计算小齿轮的分度圆直径为d1t≥3√2KHtTφdu+1u(ZHZEZεZβ[σH])2=3√2×1.3×2872019522+19522(2.462×189.8×0.778×0.987641)2=30.663mm(1)确定齿轮模数m=d1cosβz1=30.663×cos1322=1.76mm转换为标准模数，取第一系列的标准模数m=2mm(2)确定两齿轮实际螺旋角的大小a=(z1+z2)×mn2×cosβ=(22+95)×22×cos13=120.08mm圆整为a=120mmβ=acos((z1+z2)×mn2a)=acos((22+95)×22×120)=12.8386°β=12°50\'18"(3)两齿轮的几何尺寸两齿轮的分度圆直径分别为d1=mnz1cosβ=2×22cos12.8386=45.13mm8d2=mnz2cosβ=2×95cos12.8386=194.87mm两齿轮的齿顶圆直径分别为da1=d1+2ha∗mn=45.13+2×1×2=49.13mmda2=d2+2ha∗mn=194.87+2×1×2=198.87mm全齿高h=(2han¿+cn¿)×m=(2×1+0.25)×2=4.5mmb=ψdd1=1×45.13=45mm故取b2=45mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=50mm3.验算两斜齿齿轮的轮齿齿根弯曲疲劳强度查表计算两齿轮材料的弯曲疲劳强度极限分别为σFlim1=240+0.4×(HBS1−200)=240+0.4×(270−200)=268MPaσFlim2=190+0.2×(HBS2−135)=190+0.2×(230−135)=209MPa查表7-8（按可靠度99%），可得接触疲劳强度的最小安全系数SFlim=1.25两齿轮材料的许用弯曲应力分别为[σF1]=σFlim1SF=2681.25=214.4MPa[σF2]=σFlim2SF=2091.25=167.2MPa两齿轮的当量齿数分别为zv1=z1cos3β=22cos313°=23.782zv2=z2cos3β=95cos313°=102.696根据两齿轮的当量齿数，查表7-16和7-17得两齿轮的齿形系数与应力校正系数分别为YF1=2.659，YF2=2.178；YS1=1.579，YS2=1.792斜齿轮传动的轴面重合度为εβ=0.318φdz1tanβ=0.318×1×22tan12.8386°=1.594>1根据εβ和β大小，由图7-25可查得，斜齿轮的螺旋角影响系数Yβ=0.829将上述参数代入公式可得两斜齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为9σF1=2KTYF1YS1Yβbd1mnεa=2×1.3×28720×2.661×1.579×0.82945×45.13×2×1.651=38.79MPa<[σF1]σF2=2KTYF2YS2Yβbd1mnεa=2×1.3×28720×2.178×1.792×0.82945×45.13×2×1.651=36.03MPa<[σF2]故两齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。4.选择齿轮的精度等级v=πd1n60×1000=π×45.13×96060×1000=2.27m╱s查表7-7，选齿轮精度等级为7级。主要设计结论齿数z1=22，z2=95，模数m=2mm，压力角α=20°，螺旋角β=12.8386°=12°50\'18"，中心距a=120mm，齿宽B1=50mm、B2=45(1)计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=mhan¿=2mmhf=m(han¿+cn¿)=2.5mmh=ha+hf=m(2han¿+cn¿)=4.5mm（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2ha=45.13+2×2=49.13mmda2=d2+2ha=194.87+2×2=198.87mm（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1−2hf=45.13−2×2.5=40.13mmdf2=d2−2hf=194.87−2×2.5=189.87mm注：han¿=1.0，cn¿=0.255.齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m22螺旋角β左旋12°50\'18"右旋12°50\'18"10齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿数z2295齿宽B5045齿顶高ham×ha22齿根高hfm×(ha+c)2.52.5分度圆直径d45.13194.87齿顶圆直径dad+2×ha49.13198.87齿根圆直径dfd-2×hf40.13189.87中心距a120120第五部分链传动设计计算1.确定链轮齿数由传动比3和表6-6初取小链轮齿数Z1=20，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=60，所以取Z2=61。实际传动比i=z2/z1=3.052.确定链条型号和节距查表6-7得工况系数KA=1.3查表6-8小链轮齿数系数：Kz=1.22取单排链,则计算功率为:Pca=KAKzP=1.3×1.222.801kW=4.442kW选择链条型号和节距：根据Pca=4.442kW，n1=222.841r/min，查图6-12选择链号16A-1，节距p=25.4mm。3.计算链长初选中心距a0=40p=40×25.4=1016mm11则，链长为:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0(z1−z22π)2=2×101625.4+20+612+25.41016(20−612π)2=121.565节取Lp=122节采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24661则链传动的最大中心距为：amax=f1p(2Lp−(z1+z2))=0.24661×25.4(2×122−(20+61))=1015.565mm计算链速v，确定润滑方式v=z1np60×1000=20×222.841×25.460×1000=1.887m╱s合适按v=1.887m/s，链号16A，查图选用滴油润滑。4.作用在轴上的力有效圆周力Fε=1000×Pcav=1000×4.4421.887=2354N作用在轴上的力Fq≈1.15Fε=1.15×2354=2707N（1）小链轮结构尺寸滚子直径dr=15.88分度圆直径d1=psin(180°z1)=25.4sin(180°20)=162.37mm齿顶圆直径damin1=d1+p(1−1.6z1)−dr=162.37+25.4×(1−1.620)−15.88=169.858mmdamax1=d1+1.25p−dr=162.37+1.25×25.4−15.88=178.24mm齿根圆直径df1=d1−dr=162.37−15.88=146.49mm由d=162.37mm，查表得常数K=9.512轮毂厚度h=K+dK6+0.01d=9.5+286+0.01×162.37=15.79mm轮毂长度l=3.3h=3.3×15.79=52mm轮毂直径db=dK+2h=28+2×15.79=60mm（2）大链轮结构尺寸滚子直径dr=15.88分度圆直径d2=psin(180°z2)=25.4sin(180°61)=493.41mm齿顶圆直径damin2=d2+p(1−1.6z2)−dr=493.41+25.4×(1−1.661)−15.88=502.264mmdamax2=d2+1.25p−dr=493.41+1.25×25.4−15.88=509.28mm齿根圆直径df2=d2−dr=493.41−15.88=477.53mm由d=493.41mm，查表得常数K=9.5轮毂厚度h=K+dK6+0.01d=9.5+286+0.01×493.41=19.101mm轮毂长度l=3.3h=3.3×19.101=63mm轮毂直径db=dK+2h=28+2×19.101=66mm第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1输入轴设计计算(1)输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=2.887kW；n1=960r/min；T1=28.72N•m(2)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），硬度为270HBS，根据表，取A0=112，于是得13d≥A03√Pn=112×3√2.887960=16.17mm输入轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大5%dmin=(1+0.05)×16.17=16.98mm输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12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Tca=KA×T1，查表，考虑中等冲击，故取KA=1.3，则:Tca=KAT=37.34N•m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，同时兼顾电机轴直径38mm，查标准或手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为25mm，故取d12=25mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。(3)轴的结构设计图图6-1高速轴示意图①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=82mm,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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l12=80mm。(4)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=30mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，则l34=l78=B=17mm。14由手册上查得7207AC型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=42mm。(5)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=50mm，d56=49.13mm(6)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取l23=65mm。(7)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm，则l45=l67=Δ+s=10+5=15mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。数据如下表所示轴段1234567直径2530354249.134235长度80651715501517小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）Ft1=2×Td1=2×2872045.13=1272.77N小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tanαcosβ=1272.77×tan20°cos12.8386°=475.13N小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tanβ=1272.77×tan12.8386°=290N根据7207AC角接触查手册得压力中心a=21mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l1=L12+L2+a=802+65+21=126mm轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=L3+L4+b12−a=17+15+502−21=36mm齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=l2=36mm15①计算轴的支反力水平支反力FNH1=Ftl3l2+l3=1272.77×3636+36=636.385NFNH2=Ftl2l2+l3=1272.77×3636+36=636.385N垂直支反力FNV1=Frl3+Fad2l2+l3=475.13×36+290×45.13236+36=328.452NFNV2=Frl2−Fad2l2+l3=475.13×36−290×45.13236+36=146.678N②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩MH1=FNH1l2=636.385×36=22909.86N•mm截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1l2=328.452×36=11824.272N•mmMV2=MV1−Fad2=11824.272−290×45.132=5280.422N•mm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩M1=√MH12+MV12=√22909.862+11824.2722=25781.293N•mmM2=√MH12+MV22=√22909.862+5280.4222=23510.52N•mm③作合成弯矩图（图d）T=28720N•mm作扭矩图（图e）16图6-2高速轴受力及弯矩图(8)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1d3=0.1×423=7408.8mm³抗扭截面系数为WT=0.2d3=0.2×423=14817.6mm³当量应力为17σca=McaW=√M2+(αT)2W=√25781.2932+(0.6×28720)27408.8=4.19MPa<[σ1b]=70Mpa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。5.2输出轴设计计算(1)求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=2.801kW；n3=222.841r/min；T3=120.039Nm(2)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取A0=112，得:d≥A03√Pn=112×3√2.801222.841=26.04mm输出轴的最小直径是安装链轮的轴径，由于安装键将轴径增大7%dmin=(1+0.07)×26.04=27.86mm故选取:d12=28mm(3)轴的结构设计图图6-3低速轴示意图①为了满足链轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径18d23=33mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。链轮轮毂宽度L=52mm,为了保证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比链轮轮毂宽度L略短一些，现取l12=50mm。(4)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=33mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d34=d67=35mm。(5)取安装齿轮处的轴段的直径d45=38mm；已知大齿轮轮毂的宽度为b2=45mm，为了使定距环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=43mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由轴径d45=38mm，故取h=4mm，则轴环处的直径d56=45mm。(6)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取l23=65mm。(7)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm，已知滚动轴承的宽度B=17mm，则l34=B+s+Δ2+2=17+5+12.5+2=36.5mml56=s+Δ2=5+12.5=17.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径283335384535长度506536.54317.517大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2×Td2=2×120039194.87=1231.99N大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tanαcosβ=1231.99×tan20°cos12.8386°=459.91N大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tanβ=1231.99×tan12.8386°=281N根据7207AC角接触查手册得压力中心a=21mm因齿轮倒角为2齿轮轮毂宽度B=45mm轴承压力中心到第一段轴支点距离:19l1=L12+L2+a=502+65+21=111mm齿轮中点到轴承压力中心距离:l2=B2+L3−2−a=452+36.5−2−21=36mm轴承压力中心到齿轮支点距离:l3=l2=36mm①计算轴的支反力低速轴上外传动件压轴力Fq=2707水平支反力为：FNH1=Ftl3l2+l3=1231.99×3636+36=615.995NFNH2=Ftl2l2+l3=1231.99×3636+36=615.995N垂直支反力为：FNV1=Frl3+Fq(l1+l2+l3)+Fad2l2+l3=459.91×36+2707×(111+36+36)+281×194.87236+36=7490.514NFNV2=Frl2−Fql1−Fad2l2+l3=459.91×36−2707×111−281×194.87236+36=−4323.604N②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩MH1=FNH1l2=615.995×36=22175.82N•mm截面B处的水平弯矩MBV=Fql1=2707×111=300477N•mm截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1l2−Fq(l1+l2)=7490.514×36−2707×(111+36)=−128270.496N•mmMV2=MV1−Fad2=−128270.496−281×194.872=−155649.731N•mm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）20MB=√MBH2+MBV2=√02+3004772=300477N•mm截面C处的合成弯矩M1=√MH12+MV12=√22175.822+128270.4962=130173.297N•mmM2=√MH12+MV22=√22175.822+155649.7312=157221.518N•mm③作合成弯矩图（图d）T=120039N•mm作转矩图（图e）图6-4低速轴受力及弯矩图(8)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1d3=0.1×353=4287.5mm³21抗扭截面系数为WT=0.2d3=0.2×353=8575mm³当量应力为σca=McaW=√M2+(αT)2W=20.9MPa<[σ1b]=60Mpa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。第七部分轴承的选择及校核计算7.1输入轴的轴承计算与校核轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)7207AC35721729根据前面的计算，选用7207AC角接触球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm轴承基本额定动载荷Cr=29kN，额定静载荷C0r=19.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=57600h。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=√FNH12+FNV12=√636.3852+328.4522=716.15NFr2=√FNH22+FNV22=√636.3852+146.6782=653.07NFd1=0.68Fr1=0.68×716.15=486.982NFd2=0.68Fr2=0.68×653.07=444.088N由前面计算可知轴向力Fae=290NFae+Fd2=734.088N>Fd1=486.982N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=290+444.088=734.088NFa2=Fd2=444.088N22Fa1Fr1=1.03Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.5Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41×716.15+0.87×734.088=932.278NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=1×653.07+0×444.088=653.07N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n(ftCrfpPr)3=154832h>57600h由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2输出轴的轴承计算与校核轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)7207AC35721729根据前面的计算，查手册选用7207AC角接触球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm轴承基本额定动载荷Cr=29kN，额定静载荷C0r=19.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=57600h。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=√FNH12+FNV12=√615.9952+7490.5142=7515.8NFr2=√FNH22+FNV22=√615.9952+(−4323.604)2=4367.26NFd1=0.68Fr1=0.68×7515.8=5110.744NFd2=0.68Fr2=0.68×4367.26=2969.737N由前面计算可知轴向力Fae=281NFae+Fd2=3250.737N57600h由此可知该轴承的工作寿命足够。第八部分键联接的选择及校核计算8.1输入轴键选择与校核1.输入轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长70mm。键的工作长度l=L-b=62mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σp=4Thld=11MPa<[σ]p=120MPa8.2输出轴键选择与校核241.输出轴与大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长32mm。键的工作长度l=L-b=22mm大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σp=4Thld=72MPa<[σ]p=120MPa2.输出轴与链轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长40mm。键的工作长度l=L-b=32mm链轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σp=4Thld=77MPa<[σ]p=120MPa第九部分联轴器的选择（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=1.3×28.72=37.34N•m（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为HL3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2003），公称转矩Tn=630N•m，许用转速[n]=5000r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L=82mm。从动端孔直径d=25mm，轴孔长度L=82mm。Tc=37.34N•m2m/s，所以采用油润滑。这是闭式齿轮传动装置中的轴承常用的润滑方式，即利用齿轮的转动把润滑齿轮的油甩到四周壁面上，然后通过适当的油槽把油引入到轴承中去10.2减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零部件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v<3m/s，输出轴与轴承盖间v<3m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸11.1减速器附件的设计与选取1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。26视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相应尺寸计算如下：图11-1窥视孔盖示意图窥视孔及视孔盖尺寸(mm)A1A2B1B2HBdδR直径孔数9075554062564452.放油螺塞27放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油塞通常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：图11-2放油塞283.油标（油尺）油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：图11-3杆式油标4.通气器通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：29图11-4通气器5.起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：图11-5起盖螺钉吊孔尺寸计算：b≈(1.8～2.5)×δ1=(1.8～2.5)×8=16mmd=b=16mmR=(1～1.2)×d=(1～1.2)×16=16mm吊耳尺寸计算：K=C1+C2=16+14=30mmH=0.8K=0.8×30=24mmh=0.5H=0.5×24=12mmr=0.25K=0.25×30=7.5mmb≈(1.8～2.5)×δ1=(1.8～2.5)×8=16mm6.起盖螺钉30为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。起盖螺钉头部应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：图11-6起盖螺钉7.定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体链接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。为便于拆装，定位销长度应大于链接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：31图11-7销11.2减速器箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚δ0.025a+3=0.025×120+3=6取8mm箱盖壁厚δ10.025a+3=0.02×120+3=5.4取8mm箱盖凸缘厚度b11.5δ1=1.5×8=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5δ=1.5×8=12取12mm名称序号公式与计算结果取值箱座底凸缘厚度b22.5δ=2.5×8=20取20mm地脚螺栓的直径df0.036a+12=0.036×120+12=16.32取M1832地脚螺栓的数目n取n=4取4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.75×18=13.5取M=14盖与座连接螺栓直径d2(0.5～0.6)×df=(0.5～0.6)×18=9～10.8取M=10轴承端盖螺钉直径d3(0.4～0.5)×df=(0.4～0.5)×18=7.2～9取M=8视孔盖螺钉直径d4(0.3～0.4)×df=(0.3～0.4)×18=5.4～7.2取M=6定位销直径d(0.7～0.8)×d2=(0.7～0.8)×10=7～8取M=8df、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取24、20、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取22、18、14轴承旁凸台半径R1=C2取18凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+5～10=20+18+5～10=43～48取43mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1△¿1.2δ=1.2×8=9.6取12mm齿轮端面与内箱壁距离2△¿δ=8取12.5mm箱盖、箱座肋厚m1、m≈0.85δ1=0.85×8取8mm高速轴承端盖外径D1D+(5～5.5)d3；D--轴承外径112mm低速轴承端盖外径D2D+(5～5.5)d3；D--轴承外径112mm第十二部分设计小结经过不断的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中，我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案及结论修改，尤其是数据计算时查表数据选错之后要卷土重来的痛苦啊！这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼.后来在老师和同学的解答下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、AutoCAD软件有了更进一步的掌握。对我来33说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我会更加努力。总体来说,虽然过程很痛苦，但是我觉得做这种类型的作业对我的帮助还是很大的,它需要将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作。第十三部分参考文献[1]银金光，刘杨.机械设计[M].北京:清华大学出版社，2013.[2]银金光，刘杨.机械设计课程设计[M].北京：清华大学出版社，2013.[3]濮良贵，纪名刚.机械设计[M].北京：高等教育出版社，2001.[4]金清肃.机械设计课程设计[M].武汉：华中科技大学出版社，2007.34[5]徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，199135',)