西工大机械设计课程设计报告书

下载可编辑机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机班级：学号：设计者：.专业.整理.下载可编辑目录题目⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3电动机选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4分配传动比⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5传动系统的运动和动力参数计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6设计高速级齿轮⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7设计低速级齿轮⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12链传动的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯16减速器轴及轴承装置、键的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯18１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯18２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯24.专业.整理.下载可编辑３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯29润滑与密封⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯34箱体结构尺寸⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯35设计总结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯36参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯36题目：设计参数（4-A）：输送带的牵引力F=2.1kN，输送带的速度为V=1.4m/s,输送带滚筒直径为D=450mm。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期十年（每年个工作日），小批量生产，两班制工作，输输送机转速允许误差为±5%。带式输送机传动功率为0.96。.专业.整理.下载可编辑1.传动装置的总体设计1.1带式输送机传动简图Ⅰ Ⅱ ⅢⅣ.专业.整理.下载可编辑1.2电动机的选择计算项目计算及说明1、选择电动根据用途选择Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机机的类型2、功率的确①工作机所需功率Pw（kW）定Pw2.11.4103Fwvw/(1000w)3.0625kW10000.96②电动机至工作机间的总效率由表3-1取：联轴器效率 c 0.99；一对轴承效率 g 0.99（取球轴承）；高速级斜齿圆柱齿轮（8级精度，油润滑）传动效率 1=0.98；低速级斜齿圆柱齿轮（8级精度，油润滑）传动效率2=0.98；链传动效率0.96（选滚子链）。链故：3320.86767cg12链0.990.990.970.96③电动机所需功率Pd3.06253.53kWPw/0.86767④电动机额定功率由PmPd在表17-7中取Pm4kW。

计算结果Pw 3.0625kW.专业.整理.下载可编辑总0.825Pd3.713kWPm4kW3、转速的确100060V1000601.4nw59.42r/min①输送带带轮的转速nw59.42r/minDD定②优先选用1500r/min的电机，其满载转速为1440r/min，其型号为选用Y112M-4Y112M-4型号的电机，满载转速为nm1440r/min,额定功率为Pm4kW1.3传动比的分配计算项目计算及说明计算结果1、总传动比inm144024.23i总24.23nw59.422、传动比的查表3-2，链传动传动比i链2~5，圆柱齿轮传动比i齿35。分配初选链传动传动比i链=2，二级圆柱齿轮传动比i减速器:i减速器i总24.23i链12.115；2高速级传动比i1（）i减速器3.97~4.12，取i14；1.3~1.4.专业.整理.下载可编辑i减速器12.1153.03，i2=3；低速级传动比i2i14链传动传动比i链=i=24.23=2.02。i14i1i243i2 3i链 2.021.4传动参数的计算计算项目 计算及说明1、各轴的 ①电机轴的转速n0=1440r/min；转速 ②高速轴的转速n1 1440r/min；n(r/min) ③中速轴的转速n2 n1/i1 1440/4 360r/min；④低速轴的转速n3 n2/i2 360/3=120r/min ；⑤滚筒轴的转速 n4 n3/i链 120/2.02=59.4r/min。

计算结果n01440r/minn11440r/minn2360r/minn3120r/minn459.4r/min.专业.整理.下载可编辑2、各轴的①高速轴的输入功率1m联PP输入功率②中速轴的输入功率P2P11gP(kW)③低速轴的输入功率P3P22g

40.99kW3.96kWP13.96kW3.960.980.993.80kWP23.80kW3.800.970.99kW3.649kWP33.649kW④滚筒轴的输入功率P4P3c链3.6490.990.963.468kWP43.468kW3各轴的输①高速轴的输入转矩T19550P1/n195503.96/144026.26NmT126.26Nm入转矩②中速轴的输入转矩T29550P2/n295503.80/360100.8NmT2100.8NmT(Nm)③低速轴的输入转矩T39550P3/n395503.649/120290.4NmT3290.4Nm④滚筒轴的输入转矩T49550P4/n495503.468/59.4557.56NmT4=557.56Nm传动参数的数据表电机轴轴1轴2轴3滚筒轴4功率43.963.803.6493.468转矩26.26100.8290.4557.56转速1440144036012059.42．传动零件设计和联轴器的选择2.1 链传动进行设计计算计算项目计算及说明计算结果1、选定链取小链轮齿数为z119，大链轮齿数z2z1i链192.0238.38，z119轮齿数取38。z238.专业.整理.下载可编辑z1、z22、计算当取双排练计算。KA1.1量单排链的由《机械设计》表9-6，取工况系数KA1.1；Kz1.37计算功率由《机械设计》表9-13，取主动链轮齿数系数Kz1.37；Kp1.75Pca(kW)双排链系数Kp1.75；当量的单排链计算功率PcaKAKP31.11.373.6493.11kWz1.75KpPca3.081kW3、确定链由Pca3.11120r/min，查《机械设计》图9-11，可选链条链条型号为：kW及n3条型号与节型号为：16A-2。16A-2距P查《机械设计》表9-1，链条节距为P25.4mmP25.4mm4、计算链①初选中心距a0(30~50)P(30~50)25.4mm(762~1270)mm节数与中心取a01000mm；a01000mm距②链节数Lp02a0z1z2(z2z1)2PP22a02100019238(3819)225.425.421000107.47取链节数为：Lp节；108③LPz1108194.684,Lp0108z2z13819查《机械设计》表9-7，插值得中心距系数 f1 0.249502.专业.整理.下载可编辑故：链传动的最大中心距为 a f1P[2LP (z1 z2)]=1007.64mm取最大中心距为amax 1008mm。z1n3P1912025.45、计算链①链传动平均链速v1000600.9652m/s601000速v(m/s)、②确定润滑方式：查《机械设计》图9-14，选择润滑方式为滴油润确定润滑方滑。式6、计算压①有效圆周力Fe1000P310003.6490.993742.76N；v0.9652轴力FP(N)②链轮水平布置的压轴力系数为KFP1.15；故：压轴力为:FpKFPFe4304.17N滚子链轮结①大链轮结构设计：构设计大链轮齿顶圆直径da2max：da2maxd1.25Pd1P/sin(180/z2)1.25Pd125.4/sin(180/38)1.2525.415.88323.45mm②小链轮结构设计：

Lp 92节amax 1008mmv 0.956m/s润滑方式为滴油润滑Fe3744.4NKFP1.15Fp4304.17N.专业.整理.下载可编辑小链轮齿顶圆直径da1max：da1maxd1.25Pd1P/sin(180/z1)1.25Pd125.4/sin(180/19)1.2525.415.88170.2mm齿全宽bf2bf2ptbf129.290.93b129.290.9315.7543.94mm轮毂宽度：L (1.5~2)bf2，取L 60mm

da2max 323.45mmda1max 170.2mmbf2 43.94mmL 60mm2.21高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算项目计算及说明计算结果1、选择材考虑带式输送机为一般机械，强度、精度、速度都要求不高，故采小齿轮材料取40Cr,料、热处理用软齿面齿轮。调质处理方法及公差查《机械设计》表10-1，小齿轮材料取40Cr,调质处理，硬度达到大齿轮材料取45等级280HBS；大齿轮材料取45钢，调质处理，硬度达到240HBS，大小钢，调质处理齿轮硬度差达到40HBS之间，满足要求。.专业.整理.下载可编辑查《机械设计》表10-8，取精度等级为8级。 精度等级为8级2、初选参①选小齿轮齿数z121，大齿轮齿数z2i1z142184，取z121、z284数z284；14②初选螺旋角14；Kt1.4③初选载荷系数Kt1.4。.专业.整理.下载可编辑3、按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即d1t32KTt1u1(ZHZE)2du[H]⑴确定公式内的各计算数值①小齿轮传递的转矩T1262600Nmm；②由《机械设计》表10-7，取齿宽系数d11③由《机械设计》表10-6，查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa2④由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa⑤计算应力循环次数：N160n1jLh6014401(2830010)4.147109N2N14.151091.0368109i14⑥由《机械设计》图10-19，取接触疲劳寿命系数KHN1 0.90;KHN2 0.95⑦计算接触疲劳许用应力 [ H]取失效概率为1%，安全系数S 1,故：[H1]KHN1lim10.90600MPa540MPaS[H2]KHN2lim20.95550MPa522.5MPaS[H][H1][H2]540522.5MPa531.25MPa221.23[H2]

T1 262600Nmm11ZE 189.8MPa2Hlim1600MPaHlim2550MPaN1 4.147 109N2 1.0368 109KHN10.90;KHN20.95.专业.整理.下载可编辑故：[H]531.25MPa；[H]531.25MPa⑧由《机械设计》图10-30，选取区域系数ZH2.433;⑨由《机械设计》图10-26，查得端面重合度：1 0.78, 11 2

0.91.68⑩齿数比u：ui4；⑵计算①试算小齿轮分度圆直径 d1t：ZH2.433321.426260412.433189.8)234.576mmd1t11.684(531.251.68②计算圆周速度v：vd1tn134.5761440u410006010002.6m/s60③计算齿宽b及模数mnt：b dd1t 1 34.576mm 34.576mmmntd1tcos34.576cos14mm1.60mmz121h2.25mnt2.251.60mm3.6mmb/h34.576/3.69.6④计算纵向重合度0.318dz1tan0.318121tan141.665⑤计算载荷系数K:v2.6m/s由《机械设计》表10-2，使用系数KA1.0由《机械设计》图10-8，;动载系数Kv1.1；，由《机械设计》表10-3，KHKF1.4;由《机械设计》表10-4，KH1.45;由《机械设计》图10-13，KF1.40；故载荷系数KKAKvKHKF1.01.11.41.4502.233;b34.576mm.专业.整理.下载可编辑⑥按实际载荷系数修正分度圆直径：d1d1t3K34.57632.23340.4mmmnt1.60mmKt1.4⑦计算模数mnd1cos40.4cos14z121mm1.867mm1.665KA 1.0Kv 1.1KH KF 1.4KH 1.450KF 1.40K 2.233d1 40.4mmmn 1.867mm.专业.整理.下载可编辑4、按齿根2KT1cos2YYFaYSa3dz12[F]弯曲强度计⑴确定公式内的各计算数值算①由《机械设计》图10-28，螺旋角影响系数Y0.88②计算当量齿数：Y0.88z121zv123cos3cos314zv2z28492cos3cos314③由《机械设计》表10-5，查齿形系数及应力校正系数：zv123YFa12.578YFa22.144zv292YSa11.596YSa21.794④载荷系数K:KKAKVKFKF1.01.111.41.42.1756;YFa12.144YSa11.596⑤计算需用弯曲疲劳应力[F]:YFa22.144由《机械设计》10-20cYSa21.794查取小齿轮的弯曲疲劳极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE2380MPaK2.1756由《机械设计》图10-18,取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85;KFN20.88;取弯曲疲劳安全系数S1.4[F]1KFN1FE10.85500MPa303.57MPa故：S1.4KFN20.88380MPa[F]2FE2238.86MPaS1.4⑥计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较：[ F].专业.整理.下载可编辑YFa1YSa12.5781.596KFN10.85;0.013553[F]1303.57KFN20.88YFa1YSa12.1441.794YFa1YSa1[F]10.01610[F]1238.86⑵计算[F]1303.57MPa22.17526.26103cos314[F]2203.43MPa30.88模数：mn12421.680.01610mm1.27mm取mn2mm，这样接触疲劳强度及弯曲疲劳强度均能够满足。两齿轮中心距a：YFa1YSa10.013553(z1z2)mn(2184)2[F]1108.6mm；将a圆整为110mm。a2cos2cos14YFa1YSa10.01610arccosmn(z1z2)2(2184)[F]1则螺旋角arccos15.499；2a2110因β改变不多，故参数,k,ZH等不需修正。mn 2mma 110mm15.499.专业.整理.下载可编辑5、齿轮旋 小齿轮左旋；大齿轮右旋。向

小齿轮左旋；大齿轮右旋。6、几何尺①计算分度圆直径寸计算d1mnz1cos

d1、d2：2 21mm 43.6mmmnz2d2

2 84

；mm 176.4mm

d1 43.6mmcos

cos15.5

d2 176.4mm②计算齿宽B1、B2：bdd1143.6mm43.6mmB150mm;B2B15~1055mm;③计算齿顶高ha、齿根高hf、齿全高h、顶隙c：haha*mn12mm2mmhf(ha*c*)mn(10.25)2mm2.5mmhhahf22.54.5mmcc*mn0.252mm0.5mm④计算齿顶圆直径da1、da2、齿根圆直径df1、df2：da1d12ha(5022)mm47.6mmda2d22ha(20022)mm180.4mmdf1d12hf(5022.5)mm38.6mmdf2d22hf(20022.5)mm171.4mm

43.6mmB150mm;B255mm;ha 2mmhf 2.5mm4.5mmc0.5mmda147.6mmda2180.4mmdf138.6mmdf2171.4mm.专业.整理.下载可编辑2.22低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算项目计算及说明1、选择材考虑带式输送机为一般机械，强度、精度、速度都要求不高，故采料、热处理用软齿面齿轮。方法及公差查《机械设计》表10-1，小齿轮材料取40Cr,调质处理，硬度达到等级280HBS；大齿轮材料取45钢，调质处理，硬度达到240HBS，大小齿轮硬度差达到40HBS之间，满足要求。查《机械设计》表10-8，取精度等级为8级。2、初选参①选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z2i1z132472，取数z276；②初选螺旋角14；③初选载荷系数Kt1.6。3、按齿面由设计计算公式进行试算，即接触强度设d1t32KtT1u1(ZHZE)2du[H]计⑴确定公式内的各计算数值①计算小齿轮传递的转矩T1100.8103Nmm②由《机械设计》表10-7，取齿宽系数d11③由《机械设计》表10-6，查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa2④由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa⑤计算应力循环次数：

计算结果小齿轮材料取40Cr大齿轮材料取45钢，调质处理精度等级为8级z1 24z2 7214Kt 1.6T1 100.8 103Nmm11ZE 189.8MPa2.专业.整理.下载可编辑N160n2jLh603601(2830010)1.036109N2N11.0361093.45108i23⑥由《机械设计》图10-19，取接触疲劳寿命系数KHN1 0.90;KHN2 0.95⑦计算接触疲劳许用应力 [ H]取失效概率为1%，安全系数S 1,故：[H1]KHN1lim10.90600MPa540MPaS[H2]KHN2lim20.95550MPa522.5MPaS[H][H1][H2]540522.52MPa531.25MPa1.23[H2]2故：[H]528.5MPa；⑧由《机械设计》图10-30，选取区域系数ZH2.433;⑨由《机械设计》图10-26，查得端面重合度：10.780,10.86121.64⑩齿数比u：ui3；⑵计算①试算小齿轮分度圆直径 d1t：321.6100880312.433189.8)258.3mmd1t11.643(531.25②计算圆周速度v：vd1tn158.33601000601.099m/s601000③计算齿宽b及模数mnt：

N1 1.036 109N2 3.45 108KHN1 0.90;KHN2 0.95[H]528.5MPaZH2.4251.64u 3.03.专业.整理.下载可编辑b dd1t 1 58.3mm 58.3mmmntd1tcos58.3cos14mm2.357mmz124h2.25mnt2.252.357mm5.30325mmb/h58.3/5.3032510.99d1t58.3mm④计算纵向重合度：0.318dz1tan0.318124tan141.903⑤计算载荷系数K:v1.03m/s由《机械设计》表10-2，使用系数KA1.0;由《机械设计》图10-8，动载系数Kv1.10；，由《机械设计》表10-3，KHKF1.4;由《机械设计》表10-4，KH1.4559;由《机械设计》图10-13，KF1.41；b58.3mm故载荷系数KKAKvKHKF1.01.101.41.45592.242;⑥按实际载荷系数修正分度圆直径：mnt2.357mmd1d1t3K58.332.24265.24mmKt1.6⑦计算模数mn：mnd1cos65.24cos14mm2.6376mmz1241.903KA 1.0.专业.整理.下载可编辑Kv1.10KHKF1.4KH1.4559KF1.41K2.2424、按齿根弯曲强度计算

2KT1cos2YYFaYSa3dz1tan[F]⑴确定公式内的各计算数值①由《机械设计》图10-28，螺旋角影响系数Y0.88②计算当量齿数：zv1z12426.27cos3cos314zv2z27278.8cos3cos314③由《机械设计》表10-5，查齿形系数及应力校正系数 ：YFa12.578YFa22.2376YSa11.596YSa21.7676④载荷系数K:K KAKVKFKF 1.0 1.111.4 1.41 2.19;⑤计算需用弯曲疲劳应力 [ F]:

d1 65.24mmmn 2.6376mmY 0.88zv1 27.37zv2 83.20YFa1 2.578YSa1 1.596YFa2 2.2376YSa2 1.7676K 2.19.专业.整理.下载可编辑由《机械设计》10-20c查取小齿轮的弯曲疲劳极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE2380MPa由《机械设计》图10-18,取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85;KFN20.88;取弯曲疲劳安全系数S1.4[KFN1FE1303.57MPaF]1故：SKFN2[FE2238.86MPaF]2S⑥计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较：[F]YFa1YSa12.5781.596[F]1303.570.01355YFa1YSa12.23761.7676YFa1YSa1[F]10.01655[F]1238.86⑵计算322.19100880cos2140.88模数mn：mn12421.640.01655mm1.857mm取mn2.5mm，z1d1cos/mn65.24cos14/2.525.32，z126,z226378两齿轮中心距a：(z1z2)mn(2678)2.5；a2133.98mm2coscos14

KFN10.85;KFN20.88[F]1303.57MPa[F]2238.86MPaYFa1YSa10.01355[F]1YFa1YSa10.01655[F]1将a圆整为135mm。则螺旋角arccosmn(z1z2)arccos2(2678)15.64；2a2135mn2.5mm因为螺旋角与初选值相差不大 ，故不需要进行修正。.专业.整理.下载可编辑5、齿轮旋 为抵消中间轴上的部分轴向力 ，取低速级上小齿轮旋向与高速向 级大齿轮旋向相同，同为右旋，大齿轮旋向为左旋。

z1 26z2 78a 135mm15.64小齿轮旋向右旋、大齿轮旋向为左旋6、几何尺①计算分度圆直径寸计算d1mnz1cos

d1、d2：2.5 26mm 67.5mm

d1 67.5mmd2 202.5mmmnz2d2

2.578

；mm 20.5mmcos

cos15.64②计算齿宽B1、B2：b dd1 1.167.5mm 67.5mmB1 70mm;B2 B1 5~10 75mm;③计算齿顶高ha、齿根高hf、齿全高h、顶隙c：.专业.整理.下载可编辑haha*mn12.5mm2.5mmhf(ha*c*)mn(10.25)2.5mm3.125mmhhahf2.53.1255.625mmcc*mn0.252.5mm0.625mm④计算齿顶圆直径da1、da2、齿根圆直径df1、df2：da172.5mmda2207.5mmdf161.25mmdf2196.25mm2.3斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上的作用力的计算为后续轴的设计与校核 、键的选择与验算以及轴承的选择和校核提供数据计算项目 计算及说明1、高速级 ①已知条件：

B1 70mm;B2 75mm;ha 2.5mmhf 3.125mm5.625mmc0.625mmda172.5mmda2207.5mmdf161.25mmdf2196.25mm计算结果.专业.整理.下载可编辑齿轮传动的高速轴传递的转矩T126260Nmm，转速n11440r/min，高作用力速级齿轮的螺旋角15.499，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d143.585mm；②齿轮1（小齿轮）的作用力：圆周力Ft1：Ft12T1226262.5N1205.1Nd143.585其方向与力的作用点圆周速度方向相反 ；径向力Fr1：Fr1Ft1tann1205.1tan20N455.2Ncoscos15.499其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心；Ft11205.1N轴向力F：Fa1Ft1tan1205.1tan15.499N344.2Na1方向由左手定则确定。法向力Fn1Ft11205.1Fr1455.2N：Fn1N1330.8Ncosncoscos20cos15.499③齿轮2（大齿轮）上的作用力：Fa1344.2N齿轮2上的作用力与齿轮 1上的作用力大小相等方向相反 。Fn1 1330.8N2、低速级 ①已知条件：齿轮传动的 中速轴传递的转矩T1 100885.1Nmm，转速n1 360r/min，高作用力 速级齿轮的螺旋角 13.795，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮.专业.整理.下载可编辑分度圆直径d1 64.356mm；②齿轮3（小齿轮）的作用力：圆周力Ft3：Ft32T32100885.1N3103.1Nd364.356其方向与力的作用点圆周速度方向相反 ；径向力Fr3Ft1tann3103.1tan20：Fr1N1163.0Ncoscos13.795其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心；轴向力Fa3：Fa3 Ft3tan 3103.1 tan13.795N 761.9N方向由左手定则确定。Ft33103.1法向力Fn3：Fn3N3400Ncosncoscos20cos13.795③齿轮4（大齿轮）上的作用力：齿轮4上的作用力与齿轮 1上的作用力大小相等方向相反 。

Ft3 3103.1NFr1 1163.0NFa3 761.9NFn3 3400N.专业.整理.下载可编辑1.4减速器箱体的设计减速器箱体的结构尺寸减速器采用剖分式铸造箱体 ，查表5-1、5-2、5-3得到减速器箱体的主要结构尺寸见表1-9.表1-9：减速器箱体的主要结构尺寸名称代号高速级中心距a1低速级中心距a2箱座壁厚箱盖壁厚1地脚螺栓直径df地脚螺栓数目n地脚螺栓通孔直径d地脚螺栓沉头孔直径D0箱座凸缘厚度b箱盖凸缘厚度b1箱座底凸缘B箱座底凸缘厚度b2轴承旁连接螺栓直径d1

尺寸/mm11013088M164173312125820M12箱座与箱盖连接螺栓直径d2M0.专业.整理.下载可编辑连接螺栓的间距l轴承盖螺钉直径d3视孔盖螺钉直径d4定位销直径d轴承旁凸台半径R1凸台高度h外箱壁至轴承座端面距离l1大齿轮齿顶圆与内箱壁的距离1齿轮端面与内箱壁的距离2箱盖肋板厚度m1箱座肋板厚度m轴承盖外径D2轴承旁连接螺栓距离S

150~200M8M6816结构确定50101088由轴承确定S D2减速器附件的设计与选择一、视孔和视孔盖视孔尺寸为115mm×115mm，位置为两啮合点上方；视孔盖尺寸为150mm×150mm。二、通气器通气器选用简易式通气器 M201.5，由表7-1查取相关尺寸。三、油标.专业.整理.下载可编辑油标选用M12油尺，相关尺寸查表7-3.四、放油孔及螺塞设置一放油孔，便于润滑油的更换。螺塞选用M141.5,相关尺寸查表7-4。五、起盖螺钉取两个起盖螺钉，起盖螺钉查表14-10，取螺钉GB/T5783 2000M1030。顶杆末端要做成半圆形或者制出较大的倒角 。六、定位销取两个定位销，定位销查表14-28，取销GB/T830117 2000。七、起吊装置箱盖采用吊耳，箱座采用吊钩，由图7-21查取相关尺寸。八、油杯轴承采用脂润滑，在轴承座或轴承盖相应部位安装油杯 。取旋盖式油杯A25JB/T7940.31995,相关尺寸查表16-6。1.5减速器装配草图的设计装配图的绘制准备工作减速器的装配图一般需要主视图 、俯视图、左视图三个视图来表达。必要时添加剖视及局部视图。二级减速器用A0图纸绘制装配图，选用1:1比例绘制。装配图草图的初步绘制；.专业.整理.下载可编辑减速器草图绘制如图 1-2示图1-21.6轴的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮及带轮轮毂孔的内径及宽度 、滚动轴承的选择与校核、键的选择与校核、与轴连接的半联轴器的选择同步进行 。低速轴的设计计算低速轴的设计计算见表 1-10表1-10：低速轴的设计计算计算项目 计算及说明 计算结果1、已知条 低速轴传递的功率 P3 3.578kW，转速n3 118.8r/min，齿轮4分件 度圆直径d4 195.644mm，齿轮宽度B4 70mm2、选择轴 因为传递功率不大，并且对重量及结构尺寸无特殊要求 ，故查《机 45钢，调质处理的材料 械设计》表15-1选用常用材料45钢，调质处理.专业.整理.下载可编辑3、初算轴查《机械设计》表15-3，A0126~103，因为转速较低、载荷较平径稳，故A0取较小值103，则dmin32.04mmdminA03P310333.578mm32.04mm；n3118.8输出轴与链轮相连有一个键槽，轴径应当增大5%~7%。轴端最细处直径d1 dmin (1 0.05~0.07) 32.04 (1.05~1.07)mm (33.64~34.28)mm取轴端最细处直径为 d1 34mm。d134mm4、结构设轴的结构构想图如图1-4计按零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计：①链轮轮毂与轴段①：该轴段安装链轮轮毂，此轴段设计与链轮轮毂同步设计。该处轴径取d134mm，链轮轮毂宽度为60mm，轴的长度略小于轮毂孔d134mm的宽度，取L58mm。L158mm1②密封圈与轴段②：在确定轴段②的轴径时，应当考虑链轮的轴向定位以及密封圈的尺寸。链轮用轴肩定位，轴肩高度h(0.07~0.10)d(0.07~0.1)34mm(2.38~3.4)mm。轴段②的轴径为d2d12h34(4.76~6.8)mm(38.76~40.8)mm，最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于 3m/s，可选用毡圈密封，查表.专业.整理.下载可编辑16-9选毡圈40JB/ZQ46061986,则d240mm。轴承端盖外缘到链轮距离为lB(3.5~4)d3(28~32)mm,取lB30mm。（d38mm）③轴承与轴段③及轴段⑦的设计：d240mm轴段③及轴段⑦上安装轴承，其轴径应满足轴承内径系列。有径lB30mm向力存在，采用圆锥滚子轴承，由轴段②到轴段③需要有安装轴肩，轴肩高度为h1~3mm，取h2.5mm，则轴段③及轴段⑦的轴径为d345mm，查表15-1选取圆锥滚子轴承30209GB/T1994。轴承内径为d45mm，轴承外径为D85mm,宽度为T20.75mm。轴承采用脂润滑，故需要甩油环，甩油环宽d345mm度定为B12mm,则轴段③的长度为L333mm。根据轴承外径确定轴承端盖：查图6-27，选取铸铁制造的透盖，另一端选用铸铁制造的闷盖。主要尺寸：D2125;D0105;b115；e10;d146轴承螺钉选用M8，用4个螺钉固定；L333mm因为轴承均为配对使用 ，故轴段⑦轴径d7 d3 45mm，轴承端盖用闷盖，尺寸与上同；长度L7 45mm。则轴段②的长度L2 61mm。④齿轮与轴段⑥的设计：由轴段⑥到轴段⑦需要有安装轴肩，轴肩高度为h 1~3mm，取h 2.5mm，则轴段⑥的轴径为d6 50mm，齿轮左端用套筒定位，右端用轴肩定位，齿轮4轮毂长度为B470mm,要使齿轮4能很好的定位，必须使该段轴比齿轮轮毂长度略短2~3mm，则取.专业.整理.下载可编辑L6 67mm。⑤轴段④的设计：为了使甩油环轴向定位，轴段③到轴段④需要有定位轴肩，L261mmh (0.07~0.10)d (0.07~0.1) 45mm (3.15~4.5)mm，取h 4mm，则该轴段轴径为d4 53mm。⑥轴段⑤的设计：为了定位齿轮4，轴段⑥到轴段⑤需要有定位轴肩（在该处形成轴环），h(0.07~0.10)d(0.07~0.1)50mm(3.5~5)mm，取L667mmh5mm，则该轴段轴径为d560mm，长度L51.4h7mm，取L58mm。d4 53mmd5 60mmL5 8mm.专业.整理.下载可编辑5、键连接键32GB/T链轮与轴段①以及齿轮4与轴段⑥间均采用A型普通平键连接，查1010962003表14-26，得其型号分别为键63GB/T1410962003键1032GB/T10962003和键1463GB/T10962003；.专业.整理.下载可编辑.专业.整理.下载可编辑6、轴的受①画轴的受力简图：轴的受力简图如图1-3所示力分析②计算支反力：在水平面上为FP(99.35118.6558.65)Fr458.65R2H118.6558.65N7103.7NR1HFPFr4R2H1634.6N在垂直面上R2VFt458.65N1026.5N118.6558.65R1VFt4R2V2076.5N轴承1的总支撑反力：R1R12HR12V7289.3N轴承2的总支撑反力：R2R22HR22V7418.0N③画弯矩图： 弯矩图如图1-3所示在水平面上a-a剖面：MaHFP99.35427811Nmmb-b右侧：MbHR1H58.65Nmm95865.3Nmmb-b左侧：MbH'MbHFa4d4Nmm21335Nmm2在垂直面上a-a剖面：MaV0Nmmb-b剖面:MbVR1V58.65Nmm121786.7Nmm合成弯矩：a-a剖面：MaMaH427811Nmmb-b右侧：Mb'2M'2Nmm123641.3NmmM'bHbVb-b左侧：MbMbH2MbV2Nmm164187Nmm.专业.整理.T

R2H 7103.7NR1H 1634.6NR2V 1026.5NR1V 2076.5NR1 7289.3NR2 7418.0NMaH427811NmmMbH95865.3NmmMbH'21335NmmMaV0NmmMbV121786.7NmmMa427811NmmMb'123641.3NmmMb164187NmmT3 9550P3/n3下载可编辑7、校核轴①a-a剖面校核：的强度作用有弯矩和扭矩，采用弯扭合成强度校核。抗弯截面系数为：Wd338946.2mm3；32抗扭截面系数为：WTd4329232mm3；16弯曲应力为：Ma47.82MPa；1bW扭剪应力为：T39.84MPa；1WT按弯扭合成强度进行校核计算 ，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为：2249.26MPa1e1b4(1)查《机械设计》表15-1，许用弯曲应力为[1]60MPa，1e[1]，故强度满足要求。②b-b右侧校核：作用有弯矩和扭矩，采用弯扭合成强度校核。3抗弯截面系数为：W d6 12272mm3；323d 3抗扭截面系数为：WT 4 29232mm；弯曲应力为：2bMa14.2MPa；W扭剪应力为：2T33.4MPa；WT按弯扭合成强度进行校核计算 ，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 0.6，则当量应力为：

W 8946.2mm3WT 29232mm31b 47.82MPa9.84MPa1e 49.26MPa1e [ 1]强度满足要求W 12272mm3WT 29232mm32b 14.2MPa3.4MPa.专业.整理.下载可编辑24(2)214.71MPa2e2b查《机械设计》表15-1，许用弯曲应力为[1]60MPa，2e [ 1]，故强度满足要求。-b左侧校核：仅作用有弯矩，采用弯曲合成强度校核。d63抗弯截面系数为：W8946.2mm3；32Ma47.82MPa；弯曲应力为：3bW查《机械设计》表15-1，许用弯曲应力为[1]60MPa，3b [ 1]，故强度满足要求。④综上所述：轴的强度满足要求。8、校核键①链轮处键连接的挤压应力：的强度4T34287625MPap134105d1hl840②齿轮4处键连接的挤压应力：4T34287625p25058.7MPad6hl849

2e 14.71MPa2e [ 1]强度满足要求W 8946.2mm33b 47.82MPa[ 1] 60MPa3b [ 1]强度满足要求轴的强度满足要求。p1 105MPa.专业.整理.下载可编辑③查《机械设计》表6-2，许用挤压应力为[ p] 120~150MPa；p1 [ p]、 p2 [ p]；故键的强度满足要求。9、校核轴①选用轴承为30209圆锥滚子轴承。查表15-1，查得承寿命C67.8KN,C083.5KN,e0.4,Y1.5,Y01.5派生轴向力：Fd10.4R11119.8NFd20.4R22967.2N外部轴向力向右，轴承2压紧，轴承1放松，故：Fa1 Fd1 1119.8N;Fa2 Fd1 Fa4 1881.7N;②计算当量动载荷：Fa1Fa20.254e；R10.4e；R2故：X1,Y0轴承1的当量动载荷为：112799.4NPR轴承2的当量动载荷为：P2R27418.0N③校核轴承寿命：因为P1P2,故仅需校核轴承2。查《机械设计》表13-4，fT1;查《机械设计》表13-6,fP1.2;PP27418.0N;轴承寿命为：Lh106(fTC)(10/3)122688h14年L'h；60n3fpP故轴承寿命足够。

p258.7MPap1[p]p2[p]键的强度满足要求。Fa1 1119.8NFa2 1881.7NP 2799.4N1P2 7418.0N.专业.整理.下载可编辑Lh 14年 L'h轴承寿命足够。.专业.整理.下载可编辑图1-3图1-4高速轴的设计计算高速轴的设计计算见表1-11表1-11：高速轴的设计计算计算项目计算及说明计算结果1、已知条高速轴传递的功率13.96kW，转速n11440r/min，齿轮1分度圆P件直径d143.585mm，齿轮宽度B155mm2、选择轴因为传递功率不大，并且对重量及结构尺寸无特殊要求，故查《机械40Cr钢，的材料设计》表15-1选用常用材料40Cr钢，调质处理调质处理.专业.整理.下载可编辑3、初算轴查《机械设计》表15-3，A112~97，因为转速较高，故dmin15.4mm0径A0取较大值110，则dminA03P311033.96mm15.4mm；n31440输出轴与链轮相连有一个键槽 ，轴径应当增大5%~7%。轴端最细处直径d1 dmin (1 0.05~0.07) 15.4 (1.05~1.07)mm (16.18~16.48)mm取轴端最细处直径为 d1 22mm。d1 22mm.专业.整理.下载可编辑4、结构设轴的结构构想图如图1-5计按零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计：①联轴器与轴段①：该轴段安装联轴器，此轴段设计与联轴器同步设计。该处轴径取d122mmd122mm，为补偿连接两轴的安装误差，选用弹性套柱销联轴器。查《机械设计》表14-1取工作情况系数为KA1.5,则计算转矩为：TCKAT139.39Nm；查表17-4得GB/T43232002中的LX4型联轴器符合要求：公称转矩为63Nm，许用转速为5700r/min，轴孔范围为20~28mm。取联轴器轴孔直径为d22mm，轴孔长度为L38mm,L152mm，J型轴孔，A型键槽。联轴器代号为联轴器代号为J2238GB/T43232002;J2238GB/TJ2862J2862轴的长度略小于轮毂孔的宽度，取L136mm。43232002②密封圈与轴段②：在确定轴段②的轴径时，应当考虑联轴器的轴向定位以及密封圈L1 36mm的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h(0.07~0.10)d(0.07~0.1)22mm(1.54~2.2)mm。轴段②的轴径为d2d12h222(1.54~2.2)mm(25.08~26.4)mm，最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度