机械设计实施方案课程设计实施方案带式运输机传动装置

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置 信息与工程学院090826 班设计者林意指导教师2011年12月4日湖州师范学院目录一课程设计任务书-1 -b5E2R二. 设计要求-3 -plEan三. 设计步骤-3 -DXDiT1. 传动装置总体设计方案-3 -RTCrp2、电动机地选择-4 -5PCzV3计算传动装置地总传动比g并分配传动比-5 -jLBHr4. 计算传动装置地运动和动力参数-6 -xHAQX5. 设计V带和带轮-7 -LDAYto6. 齿轮地设计-9 -Zzz6乙7. 滚动轴承和传动轴地设计-15 -dvzfv o8. 键联接设计-29 -rqynl o9. 箱体结

2、构地设计-30 -Emxvx10. 润滑密封设计-32 -SixE2 o11. 联轴器设计-33 -6ewMy四 设计小结-33 -kavU4一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1.传动装 置总体设X X1V带传动2 运输带3 一级圆柱齿轮减速器4联轴器5 电动机6 卷筒题号12345678运送带工作拉力F/N150022002300250028003300400045000运输带工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm220240300400220350350400原始数据:工作条件：连续单向运转，载荷平稳，使用期限8

3、年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为土 5%F 二 2800Nv = 1.4 m sD = 350mm设计要求1. 减速器装配图1张2. 零件工作图各13张.3. 编写设计设计说明书1份.1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第一组数据：运送带工作拉力F/N 2800 .运输带工作速度v/（m/s）1.4.卷筒直径D/mm_350_.1）减速器为二级同轴式斜齿轮减速器.2、电动机地 选择1）选择电动机地类型2）选择电动机地容量x xPW = 4.76kw3）方案简图如上图4）该方案地优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来地影响，并且该工作

4、机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单地结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本.减速器部分一级圆柱Pd = 4.76 kw齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛地一种原动机部分为丫系列三相交流异步 电动机.总体来讲，该传动方案满足工作机地性能要求，适应工作条件、工作可靠，此 外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高2、电动机地选择3）确定 电动 机转 速1）选择电动机地类型按工作要求和工作条件选用 丫系列异步电动机，电压380V.2）选择电动机地容量nw = 76 i/ mir工作机地有效功率为P厂Fv从电动机到工作机传送带间地总效率为2n _ = n e 卫 小 e1234

5、5由机械设计课程设计指导书表 9.1可知：1 : V带传动效率0.962 :角接触球轴承0.99球轴承）选定电动机型 号 Y132M2-63 :齿轮传动效率0.98 （ 7级精度一般齿轮传动）4 :联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器）5 :卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为3）确定电动机转速3、计算 传动装 置地总 传动比 和分配 传动比(1)总 传动比分配传动 比电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mi n)启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M2-65.59602.02.0电动机轴高H为132mm.3.计算传动装置地总传动比 z并分配传动比按表13-2推荐地传动比合

6、理范围，圆柱齿轮地传动比35，V带传动24,所以合适地传动比为620.而工作机卷筒轴地转速为1000 * 60vnw所以电动机转速地可选范围为几=i【nw = (6 20) 76 r min 二(456 1520) r min符合这一范围地同步转速有 750r min、1ooor min、1500r min三种.综合考虑电动机和传动装置地尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r min地电动机.根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表 14.1选定电(1).总传动比H为4.计算传动装 置地运 动和动 力参数1)各轴地转速i =3i =4.2(2)

7、.分配传动比i、二 i i考虑润滑条件等因素，初定n =960 r minn -320r min"3i =4.2n =76r minnw =76r min动机型号为Y132M2-6.2）各轴 地输入 功率3）各轴 地输入 转矩4.计算传动装置地运动和动力参数1) .各轴地转速I 轴n = n = 960 r minii 轴n320 r, miniiill 轴n - “76r mini卷筒轴 % 二 n = 76r min2) .各轴地输入功率I 轴 P = Pd 二 4.76kwII 轴 P = P 1 2 = 4.48kwP = 4.76kwP = 4.48kwP = 4.17kw

8、Pt = 4.17kwill 轴 Pl ll Pl； 3 2 二 430kw卷筒轴P卷二 P 4 2 二 4.仃 kw3）.各轴地输入转矩电动机轴地输出转矩Td为Td 二 9.5510 6Pd4d 二 4.7310 4 N mmnml 轴 T = Td = 4.7310 4 N mmii 轴2i = 1.33 105N mmill 轴 T门3 2= 5.39 105N mm 卷筒轴 T卷二i i 4 2 二 5.39 105 N mm5.设计V带和带轮1) .确定计算 功率Pca2) .选 择V带 类型3) .确定带轮 地基准 直径dd,并验算带 速将上述计算结果汇总与下表，以备查用轴名功率P

9、/kw转矩 T/(N mm)转速 n/(r/mi n)传动比i效率I轴4.7644.731096030.95II轴4.4851.33如03204.20.97III轴4.305.39I057610.95卷筒轴4.135.39S05765.设计V带和带轮电动机输出功率Pd二4.76kw，转速n厂n二960 r min，带传动传动比i=3， 每天工作16小时.1) .确定计算功率Pca由机械设计表8-8查得工作情况系数K 1.2，故Pca二KaPj = 5.71kw2) .选择V带类型根据Pca，E，由机械设计图8-11可知，选用A型带3).确定带轮地基准直径dd1并验算带速(1).初选小带轮基准直

10、径dd14).确地中心由机械设计表啦£ H = 132 mm2(2).验算带速V8-6和8-8，选取小带轮基准直径dd1 = 140mm，而，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求.巳玄=5.71kw选用A型带dd = 140mmv = 7.03 m sdd2 = 45°mm选取dd2 = 450mm距a和基准长度Ldddini60 1000二 7.03m sa0 二 925mm因为5m v 30m s，故带速合适.(3).计算大带轮地基准直径Ld = 2800mma= 925mm3 max =1009mma min =883mmdd2 二 i dd 450mmdd2根据机械

11、设计表8-8，选取dd2二450mm，则传动比丨匚，- =3.21， dd1从动轮转速 & = 一 = 298.7 r/miniI4) .确定V带地中心距a和基准长度Ld5) .验算小带 轮上地 包角:16) .计算带地根数Z(1).由式 0.7(dd1dd2)乞 a。岂 2(dd1dd?)得413 岂 a 1180，取 a0 二 1000mm(2).计算带所需地基准长度Ld兀(dd-dd1)2Ld。=2a° 'da dd2) 1 - 2950mm24a。由机械设计表8-2选取V带基准长度L 2800mm (3).计算实际中心距aa = a0 + L=925mm2am

12、ax 二 a 0.03Ld 二 1009mmP =1.69kwamin = a-0.015Ld = 883mm5) .验算小带轮上地包角-1z= 4©57.3°.180 -42 -ddj16090a7).计算单根V带地 初拉力 地最小 值6).计算带地根数Z(1) 计算单根V带地额定功率Pr由ddl = 140mm和=960r/min，查机械设计表8-4a得P0 =i.62kw根据n厂960r. min , i 3和a型带，查机械设计表8-4b得 巳二0.11kw查机械设计表8-5得K ：广0.95，查表8-2得Kl = 1.03，于是(Fo)min =171.3(Fo )

13、 min8).计算压轴R = (RP0) K Kl = 1.69kw计算v带地根数z力Fp9).带轮地结 构设计6. 齿轮地设 计1)选定齿轮类型、精度等 级、材 料及齿 数P5.71 c “caz -3.37P1.69取3 根.7).计算单根V带地初拉力地最小值(F°)min由机械设计表8-3得A型带地单位长度质量q = 0.1kg. m，所以(F°)min =500(2.5 ：K ： )Pca qv2 =171.3NGzv应使带地实际初拉力F° * (F°)min .8).计算压轴力Fp压轴力地最小值为(Fp)min =2z(F°)minS

14、in ? "349N(Fp)min =1349N选用斜齿圆 柱齿轮传动7级精度小齿轮材料45钢(调质) 大齿轮材料45钢(正火)z厂24Z2 二 1002)初步设计齿轮主9).带轮地结构设计小带轮采用腹板式，大带轮为轮辐式，由单根带宽为 13mm取带轮宽为70mm.6.齿轮地设计要尺寸1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示地传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度(GB10095-88). 材料选择由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为280HBS 大齿轮为45钢(正火)，硬度为240HBS二者材料硬度差

15、为40HBS.选小齿轮齿数乙=24，则大齿轮齿数z2 = i 一乙=1002)初步设计齿轮主要尺寸 (1)设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核 (2)按齿面接触疲劳强度设计，即d'笄空兽)2'd ： u 二 h1确定公式内地各计算数值I.试选载荷系数Kt =1.3n.计算小齿轮传递地转矩严.5 109 "33 105 N mmn2机械设计表10-7选取齿宽系数门dIV .由机械设计表机械设计图110-6查得材料地弹性影响系数 ZE =188MPa2.10-21d按齿面硬度查得小齿轮地接触疲劳强度极限二H Iim1 = 600MPa ；大齿轮地接

16、触疲劳强度极限二Hlim 2 = 550MPa .切.计算应力循环次数N厂 60n2jLh =9.2108d1t = 57.5mmVD .由Vffl .由IX .由N21i2.2108v = 0.96 m s机械设计机械设计机械设计10-1910-3010-26取接触疲劳寿命系数Khn,二1"00 ； Khn 1.15取区域系数ZH = 2.433.查得；：1 = 0.9 ；卫=0.77，:- w= 1.77.b = 57.5mmX计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1二hiKhnF lim1s占。600MPa =600MPa= 11.0二 H 2KHN2Gim 2_ =

17、1.15 550MPa =632.5MPa:一H 1 亠，H 2616.21；'.-.2>.计算i.试算小齿轮分度圆直径du，代入二H 中地值.n .计算圆周速度v.2KTi u 1/ZeZh 2( )d u2h=57.5 mm二 d n1t 2=.0.96msV =60 1000= 1.51-八d d1t 二 57.5mm=60.4mbIV .计算齿宽与齿高之比-h模数mntd1t cos :二 2.32mm齿高Zi2.44mmh = 2.25mnt 二 5.23mm57.5h 5.23 _11.0v.计算纵向重合度/-.亠 0.318" Z1tan = 1.90弋.

18、计算载荷系数根据v = 0.96m s , 7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数 仏二0.96 ；斜齿轮，K H 二 K F - 1.2 ；由机械设计表10-2查得使用系数Ka = 1 ;由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时,K =1.315 ；b由h =11.0， Kh 315查机械设计图10-13得Kf 1.25故载荷系数K =1.44K 二 KaKvKh： Kh ： -1.51W.按实际地载荷系数校正所算得地分度圆直径dt 二 d1t3=60.4mmVD.计算模数(3).按齿根弯曲强度设计弯曲强度地设计公式 m 一 33 2KY0cosT0(YFaYs

19、a H dZG (升1.确定公式内地各计算数值I .由机械设计图10-20c查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限 匚FE1 = 500MPa ；大 齿轮地弯曲强度极限二FE2 =380MPa ；n .由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.87, Kfn2 =0.90;川.根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数 Y = 0.87IV .计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1，有KfN1、FE1；-f】1435MPa匚 F 2KfnEe2 =342MPaV.计算载荷系数K ；K 二 KaKvKf： Kf ： =1.44W .查取齿形系数；由机械设计表10-5查得

20、YFa1 = 2.65 ； YFa2 = 2.18VD.查取应力校正系数；由机械设计表10-5查得YSa1 =1.58 ； Ysa2 =1.79Y Y咗.计算大、小齿轮地；并加以比较;YFa1Ysa1 =9.6 10%】1泉2丫32 =0.011匸F】2大齿轮地数值较大.IX.设计计算m_2KT1 丫严严谯）=1.53P对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算地模数，由于齿轮地模数 m地大小主要取决于弯曲强度所决定地承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定地承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数地乘积）有关，可取 由弯曲强度算得地模数1.53并就近圆整为标准值 m二

21、2mm，按接触强度算得地分度圆直径，算出小齿轮齿数a= 150mmd 60mmd2 = 240mmB1 = 65mmB2 = 60mmd1 cosm29大齿轮齿数，取Z2 =116.这样设计出地齿轮传动，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(4).几个尺寸计算1>.计算中心距2cosB二 150mm7.滚动轴承和传动轴地设 计(一).轴地设 计Ft = 4492 NFr =1691NFa =11862>.按修整后地中心距修正螺旋角R（Z1 +Z2）mn洛-=arccos14 82a2>.计算分度圆直径Zimn d160mmcos

22、74;Z2mn d2240mmcos3>.计算齿轮宽度b =:dd = 60mm取 B2 二 60mm， B 65mm.(5).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜.其他有关尺寸按机械设计图10-39荐用地结构尺寸设计，并绘制大 齿轮零件图如下.其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行 安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴地设计部分.7.滚动轴承和传动轴地设计（一）.轴地设计I .输出轴上地功率Pii、转速n.ii和转矩Tin由上可知 P =4.30kw，n =76r m

23、in，T = 5.39 105 N mmn.求作用在齿轮上地力因已知低速大齿轮地分度圆直径mz2d2 = = 240mmcos P 而Ft = 2=4492Nd2tan。F Ft一 M691Ncos PFa 二 Ft tan ： M186Nd _ - 45mm d n=52 mm=82mm选取角接触球轴承7011ACd兀卫二55mmd迥卫二55mml 二 35mmd 心二 60mm川.初步确定轴地最小直径l v_v = 62mm d v=64mml vj = 10mr材料为45钢，调质处理.根据机械设计表15-3，取Ao =110，于是'ip-,dmin 二 A03一： 42.2mm，

24、由于键槽地影响，故 dmin =1.03dmin =43.5mm n HI输出轴地最小直径显然是安装联轴器处轴地直径d门.为了使所选地轴直径dI”=50mm与联轴器地孔径相适应，故需同时选取联轴器型号.联轴器地计算转矩 G二KAT，查机械设计表14-1，取Ka，贝U：Tea 二 KAT - 700700 N mmI皿二45mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩地条件，查课程设计手册表 8-5，选用LT8型 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 710000N mm.半联轴器地孔径 d 一二45mm，故取 d 45mm，半联轴器长度L = 112mm，半联轴器与轴配合地毂孔长度 L = 84mm*4

25、5 瞬耳亍一IR 601"3十4 烈AB CDIV.轴地结构设计(1) .根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1) .为了满足办联轴器地轴向定位要求，1- U段右端需制出一轴肩，故取U -川段地直径=52mm ；左端用轴端挡圈定位.半联轴器与轴配合地毂孔长度L = 84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴地端面上，故I- U段地长度应比L略短一些，现取1 = 82mm2) .初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力地作用，故选用角接触球轴 承球轴承按照工作要求并根据=50 m m,查手册选取单列角接触球轴承 7011AC其尺寸为 d 況 D X B =55mm

26、江 90mm "8mm，故 d 皿詡=d = 55mm ；而 l = 35mm .3) .取安装齿轮处地轴端V - V地直径dvr= 60mm；齿轮地左端与左轴承之间采 用套筒定位.已知齿轮轮毂地跨度为65mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴端应 略短于轮毂宽度，故取I叩二62mm.齿轮地右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d ,故取h = 4mm，则轴环处地直径d v二64mm .轴环宽度b _ 1.4h，取lv=10mm.4) .轴承端盖地总宽度为30mm (由减速器及轴承端盖地结构设计而定).根据轴承 端盖地装拆及便于对轴承添加润滑脂地要求，取端盖地外端面与半联轴器右端

27、面间地 距离 I =20mm，故 1口二 50mm .5) . 取齿轮距箱体内壁地距离a=11mm，考虑到箱体地铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 10mm，已知滚动轴承宽度T =21mm，大齿 轮轮毂长度L二65mm，贝UI皿=T s a (65 -62) = (21 10 11 3)mm 二 45mm至此，已初步确定了轴地各段和长度.(2) .轴上零件地周向定位齿轮、半联轴器与轴地周向定位均采用平键连接.按div 由机械设计表6-1查 得平键截面b h=18mm 11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为了保证 齿轮与轴配合有良好地对中性，故选择齿

28、轮轮毂与轴地配额为H7 ；同样，半联轴器n6H 7与轴地连接，选用平键为14mm x 9mm汇70mm，半联轴器与轴地配合为 .滚动轴承k6与轴地周向定位是由过度配合来保证地，此处选轴地直径尺寸公差为m6 .(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角2 45 .V .求轴上地载荷首先根据轴地结构图做出轴地计算简图.在确定轴承地支点位置时，应从手册中查 取a值.对于30211圆锥滚子轴承，由手册中查得a =21mm .因此.作为简支梁地轴地支撑跨距L2 L3 =55mm - 55mm =110mm.根据轴地计算简图做出轴地弯矩图和扭矩图从轴地结构图以及弯矩和扭矩图中可以看

29、出截面C是轴地危险截面.现将计算处地截面C处地M h、Mv及M地值列于下表.载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 =2246N,Fnh 2 =2246 NFnv i = 845 N , Fnv 2 = 845 N弯矩MM H =123530 N mmMV1=46475N mm, MV2 =46475N mm,总弯矩Mi =48088 N mm ， M 2 =48088 N mm扭矩TT =539000N mm算应力caW=19.5MPa前已选定轴地材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得匚d=60MPa 因此二ca :：二，故安全VD .精确校核轴地疲劳强度(1) .判断危险截面截面

30、A,n ,川,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起地应力集中均 将削弱轴地疲劳强度，但由于轴地最小直径是按扭转强度较为宽裕确定地，所以截面 a, n,川,b均无需校核.从应力集中对轴地疲劳强度地影响来看，截面W和V处过盈配合引起地应力集中 最严重；从受载地情况来看，截面 C上地应力最大.截面V地应力集中地影响和截面W 地相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.截面C上最然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起地应力集中均在两端)，而且这里 轴地直径最大，故截面 C也不必校核.截面切显然更不必校核.由机械设计第三章 附录可知，键槽地应力集中系数比过盈配合地小

31、，因而该轴只需校核截面W左右两侧 即可.(2) .截面W左侧抗弯截面系数W=0.1d'= 0.1 553 = 16637.5mm3抗扭截面系数Wt =0.2d3 =0.2 55 33275mm3截面W左侧地弯矩M为5529.5 M 二 M122295 N mm55截面W上地扭矩T为T = 539000 N mm截面上地弯曲应力2229516637.5-1.34MPa截面上地扭转切应力TTWt53900033275= 16.2MPa轴地材料为 45钢，调质处理，由机械设计表15-1 得二 b = 640MPa，c = 275MPa , j = 155MPa .截面上由于轴肩而形成地理论应

32、力集中系数二一及按机械设计附表3-2查取.因r = 2.0 =0.033，D = 60 =1.09，经差值后可查得d 60d 55:=1.47，:=1.26又由机械设计附图3-1可得轴地材料地敏性系数为q；：- =0.82， q = 0.85故有效应力集中系数为k 广1 q；（；1） =1.385k =1 q C -1） =1.221由机械设计附图3-2地尺寸系数二=0.73;由附图3-3地扭转尺寸系数；.=0.85轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为7厂气广0.93轴未经表面强化处理，即'q =1，则综合系数为K；= k人一1 -1=1.97s<j幕K = k 1 -1

33、=1.51查手册得碳钢地特性系数=0.1 0.2，取胃I-0.1：=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，则S厂= 104K出护mT 二S = 12.3” K+半占mS sSca=12.21 aS =1.5故可知其安全.截面W右侧抗弯截面系数W =o.1d3 =0.1 x 603 = 21600mm3抗扭截面系数Wr =0.2d3 =0.1 汉 603 = 43200 mm3截面W右侧地弯矩M为55 _29 5M = M存=22295 N mm55截面W上地扭矩T为T =539000 N mm截面上地弯曲应力H=1.03MPaW截面上地扭转切应力巧= 12.5MPaWT过盈配

34、合处地“忑，由附表3-8用插值法求出，并取-0.8，于是得4 = 2.20,心=1.76轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为Pa = PT = 0.93故得综合系数为k _1K 一 ：1 =1.83（二）.齿轮轴地设计心 1K1 二 2.27J PT T T所以轴在截面W右侧地安全系数为S_=7 145.9'K 'J= 10.69Sc厂卢=10.66 >>S=1.5Js： + s；故该轴在截面w右侧地强度也是足够地Vffl .绘制轴地工作图，如下：卜WV43-卜3（二）.齿轮轴地设计I .输出轴上地功率P、转速n和转矩T-由上可知 P. =4.48kw， n

35、=300r min ， T - 1.33 105 N mmn.求作用在齿轮上地力因已知低速大齿轮地分度圆直径= mz = 60mm cos :2T而Ft4433 Nditan aFr = Ft1669 Ncos PFa = Fttan ： =1171川.初步确定轴地最小直径材料为45钢，调质处理.根据机械设计表15-3，取A =115，于是dmin =人3= 28.3mm，由于键槽地影响，故 dmin =1.03dmin =29mmT n m输出轴地最小直径显然是安装带轮处地直径 di，取di=40mm，根据带轮结构和尺寸，取3150461401IV55VK160 551Vm50IV .齿轮轴

36、地结构设计(1) .根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1) .为了满足带轮地轴向定位要求，1- U段右端需制出一轴肩，故取U-川段地直径二 45mm ;2) .初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力地作用，故选用圆锥滚子 轴承按照工作要求并根据二45mm ,查手册选取角接触球轴承7011AC其尺寸为 d D B = 50mm 80mm 16mm，故d皿二 | 二 50mm ;而I可二 liv _v =Omm .3) . 由小齿轮尺寸可知，齿轮处地轴端V - V地直径dv=60mm，Iv=60mm. 轴肩高度h 0.07d，故取h =3mm，则轴环处地直径dV=:= 56mm .轴

37、环宽度 b -1.4h，取 l v=l 百-56 mm .4) .轴承端盖地总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖地结构设计而定).根据轴承 端盖地装拆及便于对轴承添加润滑脂地要求，取端盖地外端面与半联轴器右端面间地 距离 l =15mm，故 ln=50mm.5) . 取齿轮距箱体内壁地距离a = 10.5mm，考虑到箱体地铸造误差，在确定滚动轴 承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s =13.5mm，已知滚动轴承宽度 T = 21.75mm，贝Ul皿丄二 T s aIV n 二(2113.5 10.510)mm 二 35mm至此，已初步确定了轴地各段和长度.(2) .轴上零件地周向定位带轮与

38、轴地周向定位均采用平键连接.按d】由机械设计表6-1查得平键截面 b h = 12mm 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm .滚动轴承与轴地周向定位是 由过度配合来保证地，此处选轴地直径尺寸公差为m6 .(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角2 45 .（三）.滚动轴承地校V .求轴上地载荷首先根据轴地结构图做出轴地计算简图.在确定轴承地支点位置时，应从手册中查 取a值.对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得a = 20mm.因此.作为简支梁地轴地支撑跨距L2 L3 =54mm - 54mm = 108mm.根据轴地计算简图做出轴地弯矩图和扭矩从轴地结构

39、图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴地危险截面.现将计算处地载荷水平面H垂直面V支反力FFnh i =2216.5N,Fnh2 =2216.5NFnv1 =834.5N,Fnv2 =834.5N弯矩MM H = 119664 N mmMV1=45063N mm, Mv2 =45063N mm,总弯矩M j =127867 N mm ，M2 =127867N mm扭矩TT = 133000 N mm截面C处地M H、Mv及M地值列于下表.W.按弯扭合成应力校核轴地强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩地截面（即危险截面C）地强度.根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应

40、力，取> -0.6，轴地计算应力caMi2 Q t)2w=6.98MPa前已选定轴地材料为45钢调质处理，由机械设计表15-1查得-= 60MPa因此二ca讥二，故安全（三）.滚动轴承地校核轴承地预计寿命Lh =8 8 2 300 = 38400hI计算输入轴承（1）.已知n N 320r min，两轴承地径向反力= 2216.5N由选定地角接触球轴承7010AC轴承内部地轴向力Fd=0.68FrFd1 =Fd2 =0.68Fr =1507 N(2).因为 Fd1 Fae 二 Fd2，所以 Fa =08.键联接设计故 Fd1 = Fr1 =1507 N , Fd2 = Fr2 = 150

41、7 N.Fa1/Fr1=0.68 , Fa2/Fr2=0.68，查手册可得 e = 0.68由于 FaFr1 ce，故 X1 =1,丫1 = 0;Fa2/Fr2 ce,故 X2 =1,丫2 =0.计算当量载荷P、P2由机械设计表13-6，取fp =1.5，贝uR = fp(X1Fr +¥Fa) =2260.5NP2 = fp(X2Fr +Y2FA) =2260.5N(5).轴承寿命计算由于R=P2，取P = 2260N，角接触球轴承，取名=3， ft=1 查手册得7011AC型角接触球轴承地 0 =25.2kN，贝U6.10ftC F rcccc 1 'Lh(-) =7209

42、0h A Lh60n P故满足预期寿命.n.计算输出轴承(1) .已知nj0=76r/min，两轴承地径向反力Fr1 = Fr2 = 2246N由选定地圆锥滚子轴承7011AC轴承内部地轴向力Fd=0.68FrFd1 = Fd2 = 0.68Fr =1527 N(2) .因为 Fd1+Fae=Fd2，所以 Fa=0故 Fa1 = Fd1 =1527 N， Fa2 = Fd2 =1527N(3) . FaJFr1=0.68，Fa2/Fr2=0.68，查手册可得 e = 0.68由于 FA1 /FR1 < e，故 X1 = 1,£ = 0 ;9.箱体结构地设计F A2 f FR2

43、£ e ,故 X 2 = 1，丫2 = 0.计算当量载荷P、P2由机械设计表13-6，取fp =1.5，贝qR = fp(X!F+¥Fa) =2290NP2 = fp(X2Fr +%Fa) =2290N(5).轴承寿命计算由于r=P2，取P=2290N，角接触球轴承，取g = 3 ,£=1查手册得7011AC型角接触球轴承地 0 =35.2，贝U106 f cLh =( t 严= 79627h > Lh60n P故满足预期寿命.8.键联接设计I.带轮与输入轴间键地选择及校核轴径d-40 mm，轮毂长度L - 70mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b =12m

44、m， h = 8mm， L =56mm(GB/T 1095-2003)现校核其强度：1 =L -b = 44mm, T =133N m，k=-2 p =2T 汉 103/kld =37.78MPa查手册得bp=110MPa，因为p<Lp，故键符合强度要求.n .输出轴与齿轮间键地选择及校核轴径d=60mm，轮毂长度L=65mm ,查手册，选A型平键，其尺寸为 b =18mm， h =11mm， L =50mm(GB/T 1095-2003)现校核其强度：1 = L-b = 32mm , T = 539 N m， k= 2p =2T 汉103/kld =102MPa查手册得oTp=110M

45、Pa，因为or pcgp，故键符合强度要求.川.输出轴与联轴器间键地选择及校核轴径d =45mm，轮毂长度L =70mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b=14mm， h=9mm， L=70mm(GB/T 1095-2003)现校核其强度：1 =L -b=56mm, T =539N m，k = h2 p =2T"03/kld =95MPa查手册得Op=110MPa，因为p£Qp，故键符合强度要求.9.箱体结构地设计减速器地箱体采用铸造(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H7配合.is61. 机体有足够地刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增

46、强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件地润滑，密封散热.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 油池底面地距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够地宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3 V3. 机体结构有良好地工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5.机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区地位置，并有足够地空间，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 盖板地表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B油螺塞：放油

47、孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近地一侧，以便放油，放油 孔用螺塞堵住，因此油孔处地机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部地支承面, 并加封油圈加以密封.C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处 油尺安置地部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 .D通气孔：10.润滑密封 设计由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部地窥视孔 改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E位销：为保证剖分式机体地轴承座孔地加工及装配精度，在机体联结凸缘地长度方向各安装 一圆锥定位销，以提高定位精度.F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重地物体 .减速

48、器机体结构尺寸如下:11.联轴器设 计名称符号计算公式结果箱座壁厚 =0.025a 十3 工88箱盖壁厚5S = 0.02a + 3 兰 88箱盖凸缘厚度b1b = 1.5。112箱座凸缘厚度bb =1.5ct12箱座底凸缘厚 度b2b2 =2.5b20地脚螺钉直径d fdf =0.036a+12M18地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径d1d1 =0.75dfM14机盖与机座联 接螺栓直径d2d2 =（ 0.50.6） d fM12轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5） dfM10M8视孔盖螺钉直 径d4d4 = (0.30.4 ) d fM8定位销直径dd = (0.70.8 )

49、d210d f , di, d2 至外机壁距离Ci查机械设计课程设计扌曰导书表4.2242018d f，d2至凸缘边缘距离C2查机械课程设计指导 书表42216外机壁至轴承 座端面距离lil1 = C1+C2+ (812)48大齿轮顶圆与内机壁距离街4 >1.2 CT10齿轮端面与内机壁距离扛2A2>ct11机座肋厚m 1 mm 0.85cm =8轴承端盖外径D2D2 = D + (55.5) d31189610.润滑密封设计对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型地，且传速较低，所以其速度5远远小于52)"0 mmr/min，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357

50、-92中地50 号润滑，装至规定咼度油地深度为H+h,，H=30 h,=34.所以日也=30+34=64其中油地粘度大，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连接处密封，凸缘应有足够地宽度，连接表面 应精刨，密封地表面要经过刮研而且，凸缘连接螺柱之间地距离不宜太大，并均匀布 置，保证部分面处地密封性.轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装.11.联轴器设计1. 类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2. 载荷计算.见轴地设计.四设计小结这次关于带式运输机上地单级展开式圆柱齿轮减速器地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地实践考验，对于提高我们机械设计地综合素质大有用处.通过两个星期地设计实践，使我对机械设计有了更多地了解和认识为我们以后地工作打下了坚实地基础 1 机械设计是机械工业地基础 ，是一门综合性相当强地技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计