二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书.

课程设计说明书
目录
一.课程设计任务书 (3)
二.电动机选择 (4)
三.传动装置的总传动比及其分配 (5)
四.计算传动装置的运动和动力参数 (5)
五.齿轮设计 (6)
六.轴及其轴承装置、键的设计 (12)
6.1输入轴及其轴承装置、键的设计 (12)
6.2中间轴及其轴承装置、键的设计 (18)
6.3输出轴及其轴承装置、键的设计 (25)
七.箱体结构及减速器附件设计 (30)
八.润滑与密封 (34)
九.设计总结 (35)
十.参考文献 (36)
一.课程设计任务书
课程设计题目：带式输送机传动装置的设计学生姓名：
指导教师：
原始数据：数据编号 A6 ；传动方案编号：方案3
参数表
工作条件：一班制，连续单向运转。

载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间、包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。

使用年限：十年，大修期三年。

生产批量：10台
生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及涡轮
动力来源：电力，三相交流（220/380V）。

运输带速度运行误差：±5%。

设计工作量：
（1）减速器装配图1张（A0或A1） （2）减速器零件图1~3张 （3）设计说明书１份
二.电动机选择
1、电动机类型选择：根据一般带式输送机以及该减速箱的运作环境选用Y （IP44）系列封闭式三相异步电动机
2、电动机容量选择：
（1）、工作机的输出功率*2800*1.4 3.92W P F V KW === 查《机械基础》附录3得：
1η－联轴器的动效率：η1=0.99，
2η－每对轴承的传动效率：η
2，=0.98
η3－齿轮传动的传动效率：η3=0.98 η4－输送机滚筒效率：η4=0.96 所以电动机输出地有效功率24
1234
4.798W
R P P KW ηηηη=
=
查《机械设计手册》选取电动机的额定功率为d P =5.5KW 。

（2）、确定电动机的转速 卷筒的转速60*60*1.4*1000
76.43r /min 3.14*350
V nw D =
==π 由设计手册查得二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~60，所以电动机转速范围为611.44-4585.8 r/min 。

符合这一范围的同步转速为750r/min ，1000r/min,1500r/min ，3000r/min 四种。

根据电动机的功率以及转速，查《机械设计手册》表32.1-9可得出只有Y132S1-2、 Y132S1-4、Y132M2-6、Y160M2-8这四种电机合适。

综合考虑电动机的重量、价格等因素，最终选用Y132M2-6型电动机。

根据表32.1-9可得Y132M2-6型电
动机的主要参数如下：
三.传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比i Σ
由电动机的满载转速n m 和工作机主动轴转速n w 可确定传动装置应有的总传动比为： i Σ＝n m /n w =960/76.43 =12.56 2．分配传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i ＝12.56，取6.321==≈i i i 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

四.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速 Ⅰ轴 I n =n m =1440 r/min
Ⅱ轴Ⅱn ＝1
/　Ⅰi n ＝1440/4.34＝331.80 r/min Ⅲ轴Ⅲn ＝ Ⅱn / 2i ＝331.80/4.34=76.45 r/min
Ⅳn =Ⅲn =76.45 r/min （2） 各轴输入功率
ⅠP ＝d p ×1η＝5.5×0.99＝5.445kW
ⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝5.445×0.98×0.98＝5.229kW ⅢP ＝ⅡP ×η2×3η＝5.229×0.98×0.98＝5.022kW
ⅣP ＝ⅢP ×η2×η4=5.022×0.98×0.96＝4.725kW （3） 各轴输入转矩 电动机轴的输出转矩d T =9550
m
d
n P =9550×5.5/960=45.6 N·m 所以: ⅠT ＝d T ×1η =45.6×0.99=45.3 N ·m
ⅡT ＝ⅠT ×1i ×η2×3η=45.3×3.6×0.98×0.98=156.56 N ·m ⅢT ＝ⅡT ×2i ×2η×3η=156.56×3.6×0.98×0.98=541.07 N·m
T 卷=ⅢT ×η1×η2=541.07×0.99×0.98=510.77 N ·m
五.齿轮设计
1. 齿轮选材
（1）按低速级齿轮设计 （2）选用７级精度
（3）材料选择。

小齿轮材料为40Ｃｒ（调质），硬度为280ＨＢＳ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

（4）选小齿轮齿数Ｚ1＝24，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.6×24=86.4,取Z 2=86。

选取螺旋角。

初选螺旋角 14=β 2.接触强度计算
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算，6
即
dt ≥[
]3
2
1·
2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+H E
H d t Z Z u u T K σεφα １）确定公式内的各计算数值 （1）试选6.1=t K
（2）由图10-30，选取区域系数433.2=H Z
（3）由图10-26查得78.01=αε 88.02=αε 66.121=+=αααεεε （4）计算小齿轮传递的转矩
mm N m N T ⋅⨯=⋅=4110656.15566.15 （5）由表10-7选取齿宽系数1=Φd
（6）由表10-6查得材料的弹性影响系数2/18.189MPa Z E =
（7）由图10-21ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
M P a H 6001lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ （8）由式10-13计算应力循环次数 916060266.671(2
103008)
0.610
h N n j L ==⨯
⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 9921016.06.3/100.6⨯=⨯=N
（9）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数90.01=HN K 95.02=HN K （10）计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得
M P a
M P a S
K H HN H 5406009.0][1
lim 11=⨯==
σσ M P a
M P a S
K H HN H 5.52255095.0][2
lim 22=⨯==
σσ M P a M P a H H H 25.5312/)5.522540(2/])[]([][21=+=+=σσσ 3.计算
（1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得
m m d t 33.4325.5318.189433.26.36.466.111037.4.61232
4
1=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
（2）计算圆周速度 11
0.6/601000
t d n v m s π=
=⨯
（3）计算齿宽ｂ及模数nt m
mm d b t d 33.4333.4311=⨯=Φ=
mm Z d m t nt 75.12414cos 33.43cos 11=⨯==
β
11
4.93/33.43/4.937
5.125.225.2===⨯==h b m m
m h nt
（4）计算纵向重合度βε
903.114tan 241318.0tan 318.01=⨯⨯⨯=Φ= βεβZ d （5）计算载荷系数K 已知使用系数1=A K
根据s m v /.60=，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数08.1=V K 由表１０－４查得
42
.133.431023.01)16.01(18.012.11023.0)6.01(18.012.13
223
22=⨯⨯+⨯⨯++=⨯+ΦΦ++=--b
K d d H β
由图１０－１３查得35.1=βF K 假定
mm N d F K t
A /1001
<，由表１０－３查得4.1==ααF H K K 故载荷系数15.242.14.108.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
mm K K d d t t 1.8476.1/15.233.43/3311=== （7）计算模数n m
mm Z d m n 3.912414cos 1.847cos 11=⨯==
β
由式10-17 32121][cos 2F S F d n Y Y Z Y KT m σεβα
αα
β⋅Φ≥
1）确定计算参数 （1）计算载荷系数
04.235.14.108.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
（2）根据纵向重合度903.1=βε，从图１０－２８查得螺旋角影响系数 88.0=βY （3）计算当量齿数
4.19414
cos 86cos 27.2614cos 24cos 3322
3311======
ββZ Z Z Z V V
（4）查取齿形系数
由表10-5查得592.21=Fa Y 194.22=Fa Y （5）查取应力校正系数
由表10-5查得596.11=Sa Y 783.12=Sa Y
（6）由图10-20ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ （7）由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 85.01=FN K 88.02=FN K （8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4，由式10-12得
M P a S K FE FN F 57.3034.1500
85.0][111=⨯==
σσ M P a
S K FE FN F 86.2384
.1380
88.0][222=⨯==
σσ （9）计算大小齿轮的]
[F Sa Fa Y
Y σ
01638
.086
.238783
.1194.2][01363
.057
.303596
.1592.2][222111=⨯==⨯=F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ 大齿轮的数据大 2）、设计计算
mm m n 08.201638.066
.124114cos 88.010656.1504.2232
24=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m ＝2.5mm ，已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm d 3.3481=来计算应有的
齿数。

于是由.4232
14cos 3.348cos 11=⨯== n m d Z β
取231=Z ，则83.882236.32112==⨯==z Z i Z 取 4.计算几何尺寸 （1）计算中心距mm m Z Z a n 25.10914
cos 22
)8323(cos 2)(21=⨯⨯+=+=
β 将中心距圆整为109mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角
47.13109
22)8323(arccos 2)(arccos
21=⨯⨯+=+=a m Z Z n β
圆整后取mm B 602=；mm B 651=
（3）计算齿轮的分度圆直径
mm
m Z d mm m Z d n 7.17047.13cos 283cos 1.5947
.13cos 5
.223cos 22211=⨯===⨯==
ββ
（4）计算、齿轮的齿根圆直径
mm m d d mm m d d n f n f 45.1645.25.27.1705.285.525.25.21.595.22211=⨯-=-==⨯-=-=
（5）计算齿轮宽度
mm d b d 1.591.5911=⨯=Φ=
所以取mm B 602=；mm B 651=
5.验算
N d T F t 52981
.59156560
2211=⨯==
mm N mm N b F K t A /100/6.891
.5952981<=⨯= 所以此齿轮设计符合要求。

由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距 完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定满足高速级齿轮传动的要求。

所以齿轮的各参数如下表：
2.5 2.5
6.齿轮结构设计
根据后面的轴设计计算，大齿轮做出下图的a图形式，而小齿轮由于直径与轴的直径相差不远，所以设计成齿轮轴的形式。

六.轴设计
6.1输入轴的设计
1.输入轴上的功率min /960n ,5.5411r kw P ==转速mm N T ⋅⨯=41103.54
2.求作用在齿轮上的力 N
F F N a F F N d T F t a n t r t 36747.13tan 1533tan 57447.13cos 20tan 1533cos tan 153359.1
103.54224
11=⨯===⨯===⨯⨯==
ββ 3．初定轴的最小直径
选轴的材料为４５钢，调质处理。

根据表１５－３，取112= A 于是由式１５－２初步估算轴的最小直径mm n P A d .818960/5.54112/3311min ===
这是安装联轴器处轴的最小直径21-d ，由于此处开键槽，校正值mm d 4.719%)51(.81821=+⨯=-，联轴器的计算转矩 1T K T A ca =查表14-1取3.1=A K ，则mm N T K T A ca ⋅=⨯⨯==58890103.543.141
查《机械设计手册》（软件版），选用GB5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250 000N ·ｍｍ。

半联轴器的孔径mm 24，轴孔长度L ＝38ｍｍ,J
型轴孔,相应地,轴段1的直径mm d 241=,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取mm l 361=
4．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，１－２轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度d h 1.0~07.0=,故取２段的直径mm d 272=
（2）初选型号６００6的深沟球轴承 参数如下
135530⨯⨯=⨯⨯B D d mm d a 36= mm D a 49= 基本额定动载荷
KN C r .213= 基本额定静载荷KN C r 3.8=
故mm d d 3073== 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取mm l 137=
（3）轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,4d 应略大与3d ,可取mm d 364=.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度4l 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽mm b 60=,故取mm l 584=
（4）齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度d h 1.0~07.0=,取mm d 405=,h l 4.15=,故取mm l 65=
为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径a d 确定,即mm d d a 366==
（5）取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取mm H 12= ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.
故mm
l s H l mm l b H s B l mm
K e B s C l 14)(35)(59)(56432=-+==-+++==++--=
取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得mm L 781=,mm L L 5.5632==
（6）键连接.
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

由表6-1查得 平键截面b ×h=10mm ×8mm, 键槽用键槽铣刀加工，长为45mm, 同 时为保证齿轮和轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合 为H7/n6; 同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm ×7mm ×28mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6.
5.轴的受力分析
1)画轴的受力简图
2)计算支承反力
在水平面上
N F F F t H H .57662
1533221===
= 在垂直面上 ∑=+⨯+⨯=++==N L L d
F L F F M a r v 3835
.565.562.1593675.565742,032312 故N F F F v r v 19138357412=-=-=
总支承反力
N F F F v H 857383.57662221211=+=
+= N F F F v H 790191.57662222222=+=+=
3)画弯矩图
mm N L F M M H H H .5.2433075.56.57662121=⨯=⨯==
mm N L F M v v ..5216395.56383211=⨯=⨯=
mm N d F L F M a v v .5.6107942
212=-⨯= mm N M M M v H ⋅=+=+=7.649412.5216395.2433072221211
mm N M M M v H ⋅=+=
+=.3446325.6107945.2433072222222 4)画扭矩图(见前图)
6.校核轴的强度
C 剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C 剖面左侧为危险剖面
32
323
2179302)530(510301.02)(1.0mm d t d bt d W =⨯-⨯⨯-⨯=--= 32
323
4879302)530(510302.02)(2.0mm d t d bt d W T =⨯-⨯⨯-⨯=--= mpa W M b a 22.22179
7.648412====σσ 0=m σ mpa W T T
T 8.29==τ m p a T m a 4.642===τττ 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 mpa B 640=σ
mpa 2751=-σ,mpa 1551=-τ. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按附表3-2查取.因03.0301==d r , 2.130
36==d D ,经插值后可查得 09.2=σα 66.1=τα
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
74.0=σq 77.0=τq
故有应力集中系数按式(附3-4)为
81.1)109.2(74.01)1(1=-+=-+=σσσαq k
51.1)166.1(77.01)1(1=-+=-+=ττταq k
由附图3-2得尺寸系数;77.0=σε由附图3-3得扭转尺寸系数88.0=τε
由附图3-4得 92.0==τσββ
轴未经表面强化处理,即1=q β,则按式3-12及3-12a 得综合系数值为
44.2192.0177.081.111=-+=-+=σσ
σ
σβεk K 81.1192
.0188.051.111=-+=-+=ττττβεk K 由ξ3-1及ξ3-2得碳钢的特性系数
2.0~1.0=σϕ, 取1.0=σϕ
1.0~05.0=τϕ, 取05.0=τϕ
于是,计算安全系数ca S 值,按式(15-6)~(15-8)则得
09.60
1.05.1844.22751=⨯+⨯=+=-m a K S σϕσσσσσ 15.236.305.06.381.11551=⨯+⨯=+=
-m a K S τϕτττττ 5.1~3.189.522=>>=+=S S S S S S ca τστ
σ 故安全
7. 按弯矩合成应力校核轴的强度
对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数6.0=α,则 m p a
W T M ca 8.425)(2
2=+=ασ 查表15-1得[1-σ]=60mpa,因此][1-<σσca ,故安全.
8. 校核键连接强度
联轴器: m pa hl d T p .944)2
828(724453004411=-⨯⨯⨯==σ 查表得[]mpa p 150~120=σ.[]p p σσ<故强度足够.
齿轮: mpa hl d T p 18)1045(836453004411=-⨯⨯⨯==
σ
查表得[]mpa p 150~120=σ.[]p p σσ<故强度足够.
9. 校核轴承寿命
轴承载荷 轴承1 径向:N F F r 85711==
轴向:N F F a a 3671==
轴承2 径向:N F F r 79022==
轴向:02=a F
因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算
e F F r a ≤==42.0857
36711 按表13-6,2.1~0.1=p f ,取2.1=p f 按表13-5，X=1，Y=0
故 N YF XF f P a r p .8688)36705741(2.1)(=⨯+⨯=+=
h P C n L r h 5363610.21).8
68813200(9606010)(6010⨯=⨯⨯== 查表13-3得预期计算寿命h h L L <=12000`
6.2中间轴设计
1.中间轴上的功率min /7.6266n ,7.3422r kw P ==转速；转矩
mm N T ⋅⨯=4
210656.15
2.求作用在齿轮上的力
高速大齿轮:
N
F F N a F F N
d T F t a n t r t 39447.13tan 1834tan 86647.13cos 20
tan 1834cos tan 18340.7
171056.6152211114
221=⨯===⨯===⨯⨯==
ββ
低速小齿轮:
N
F F N a F F N
d T F t a n t r t 126947.13tan 5298tan 198347.13cos 20tan 5298cos tan 529859.1
1056.6152211114
221=⨯===⨯===⨯⨯==
ββ
3.初定轴的最小直径选轴的材料为４５钢，调质处理。

根据表１５－３，取112= A 于是由式１５－２初步估算轴的最小直径 mm n P A d .4287.6266/7.34112/3322min ===
这是安装联轴器处轴的最小直径21-d ,取轴段1的直径mm d 291=
4.轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）初选型号6307的深沟球轴承 参数如下
218035⨯⨯=⨯⨯B D d mm d a 44= mm D a 71= 基本额定动载荷
KN C r 2.33= 基本额定静载荷KN C r 2.19= ， =1d 355=d =1l mm l 415=
(2)轴段2上安装大齿轮,取mm d 402=，mm l 582=齿轮左端与左端轴承采用套筒定位,为使大齿轮轴向定位，取453=d mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取mm l 903=; 轴段4上安装小齿轮，取404=d ，mm l 634=
3)键连接
大小齿轮与轴的周向定位都选用平键 12mm ×8mm ×50mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6
5.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，轴的支撑跨距为
mm l 541= ， .5mm 1522=l ， mm 5.523=l
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及扭矩和弯矩图可以看出截面C 是轴的危险截面。

1) 画轴的受力简图
2）计算支承反力 在水平面上 N L L L L L F L F F t t H 2524)(321321321=+++⨯+⨯= N F F F F H t t H 46081212=-+= 在垂直面上
∑=+++⨯++=
=N L L L L L F d F L F F M
r a r v 995)(2,03
213211
13212
故N F F F F v r r v 16741212=-+= 3)总支承反力
N F F F v H 27139952524222
1211=+=
+= N F F F v H 4903167446082222222=+=+=
4)画弯矩图
mm N L F M M H H H .136296542524111,1=⨯=⨯== mm N L F M v v .5373054995111=⨯=⨯=
mm N d F L F M a v v .4075821111,=⨯-⨯=
mm N M M M v H ⋅=+=16042)()(2,12,11 mm N L F M H H .241920.552460832,
2=⨯=⨯=
mm N L F M M v v v .87885.552167432,
22=⨯=⨯== mm N M M M v H ⋅=+=25738922222
5)画扭矩图（如前图）
6.校核轴的强度
低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面
32323
532840
2)540(512401.02)(1.0mm d t d bt d W =⨯-⨯⨯-⨯=--=
323
23
1172840
2)540(512402.02)(2.0mm d t d bt d W T =⨯-⨯⨯-⨯=--=
mpa W M b a .3485328
257389===
=σσ 0=m σ mpa W T
T
T .313==
τ m p a T m a 5.662===τττ
轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得
m p a B 640=σm p a 2751=-σ,mpa 1551=-τ. 截面上由于轴肩而形成的理论应力
集中系数σα及τα按附表3-2查取.因038.0405.1==d r , 13.140
45
==d D ,经插值后可查得
09.2=σα 66.1=τα 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 78.0=σq 83.0=τq 故有应力集中系数按式(附3-4)为
85.1)109.2(78.01)1(1=-+=-+=σσσαq k 55.1)166.1(83.01)1(1=-+=-+=ττταq k
由附图3-2得尺寸系数;72.0=σε由附图3-3得扭转尺寸系数85.0=τε 由附图3-4得 92.0==τσββ
轴未经表面强化处理,即1=q β,则按式3-12及3-12a 得综合系数值为 44.2192
.0177.081.111
=-+=
-+
=
σ
σ
σ
σβεk K 81.1192
.01
88.051.111
=-+=
-+
=
τ
τ
τ
τβεk K 由ξ3-1及ξ3-2得碳钢的特性系数
2.0~1.0=σϕ, 取1.0=σϕ
1.0~05.0=τϕ, 取 05.0=τϕ
于是,计算安全系数ca S 值,按式(15-6)~(15-8)则得 09.60
1.05.1844.2275
1=⨯+⨯=+=
-m a K S σϕσσσσσ
15.236
.305.06.381.1155
1=⨯+⨯=+=
-m a K S τϕτττττ
5.1~3.189.52
2
=>>=+=
S S S S S S ca τ
στσ 故安全
7.按弯矩合成应力校核轴的强度
对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数6.0=α,则 m p a
W
T M ca .451)(2
2=+=
ασ 查表15-1得[1-σ]=60mpa,因此][1-<σσca ,故安全. 8.校核键连接强度 高速齿轮: mpa hl d T p .551)
1250(840156560
4432=-⨯⨯⨯==
σ 查表得[]
mpa p 150~120=σ.[]
p p σσ<故强度足够. 低速齿轮: mpa hl d T p .551)
1250(840156560
4432=-⨯⨯⨯==σ
查表得[]
mpa p 150~120=σ.[]
p p σσ<故强度足够. 9. 校核轴承寿命
轴承载荷 轴承1 径向:N F F r 271311== 轴向:N F F a a 8301== 轴承2 径向:N F F r 490322== 轴向:02=a F 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算
e F F r a <==31.02713
830
11,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,2.1~0.1=p f ,取2.1=p f , 故N YF XF f P a r p 2713)(=+=,h P
C n L r h 114535)(60103
6==
查表13-3得预期计算寿命h h L L <=12000`
6.3.输出轴设计
1．输出轴上的功率min /08.74n ,.2433r kw P ==转速
转矩mm N T ⋅⨯=4110107.54 2．求作用在车轮上的力
N
F F N a F F N
d T F t a n t
r t 438647.13tan 18310tan 685347.13cos 20tan 18310cos tan 1831059.11007.154224
11=⨯===⨯===⨯⨯==
ββ 3．初定轴的最小直径
选轴的材料为４５钢，调质处理。

根据表１５－３，取112= A 于是由式１５－２初步估算轴的最小直径mm n P A d 72/333min == 这是安装联轴器处轴的最小直径21-d ，由于此处开键槽，取mm d .42805.127min =⨯=，联轴器的计算转矩
1T K T A ca =查表14-1取3.1=A K ，
则mm N T K T A ca ⋅=⨯⨯==7033911007.1543.141
查《机械设计手册》，选用GB5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N ·ｍ。

半联轴器的孔径mm 32，轴孔长度L ＝60ｍｍ,J 型轴孔,相应地,轴段1的直径mm d 321=,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取mm l 581=
4．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，１－２轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度d h 1.0~07.0=,故取２段的直径mm d 362= （2）初选型号6308的深沟球轴承 参数如下
239040⨯⨯=⨯⨯B D d KN C r .840= KN C r 24=
故mm d d 4073== 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取mm l 237= (3)轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,4d 应略大与3d ,可取mm d 454=.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度4l 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽mm b 60=,故取mm l 564= (4)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度d h 1.0~07.0=,取mm d 525=,h l 4.15=,故取mm l 85=
为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6308深沟球轴承的定位轴肩直径a d 确定,即mm d d a 496==
(5)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取mm H 12= ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=20mm.
故
mm
l s H l mm l b H s B l mm K e B s C l 12)(46)(49)(56432=-+==-+++==++--= 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得mm L 5.921=,mm L L .55932== 5.轴的受力分析 1 )画轴的受力简图
2）计算支承反力
在水平面上 N F F F t H H 91552
18310221==== 在垂直面上
∑=+⨯+⨯=
++=
=N L L d F L F F M
a r v .645155
.595.592.1
5943865.5968532,03
2312
故N F F F v r v .42337.64515685312=-=-= 总支承反力
N F F F v H 10208.6451591552221211=+=
+= N F F F v H 9449.4233791552222222=+=+=
3 )画弯矩图
mm N L F M M H H H .5.5447225.5991552121=⨯=⨯==
mm N L F M v v ..22686785.59.64515211=⨯=⨯=
mm N d F L F M a v v ..91390712
212=-⨯=
故
mm N M M M v H ⋅=+=+=.1607380.2268678.55447222221211
mm N M M M v H ⋅=+=
+=.3562195.9139071.5544711222
2222 4）画转矩图(见前图) 6.校核轴的强度
C 剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C 剖面左侧为危险剖面
3
2323
501440
2)5.740(5.714401.02)(1.0mm d t d bt d W =⨯-⨯⨯-⨯=--=323
23
1141440
2)5.740(5.714402.02)(2.0mm d t d bt d W T =⨯-⨯⨯-⨯=--=
mpa W M b a 4.11215014
.1607380===
=σσ 0=m σ m pa T
m a .7232
==
=τττ
轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得
m p a
B 640=σ,mpa 2751=-σ,mpa 1551=-τ.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按附表3-2查取.因
03.0401==d r , .2140
45
==d D ,经插值后可查得 09.2=σα,66.1=τα又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
74.0=σq ,77.0=τq ,故有应力集中系数按式(附3-4)为 81.1)109.2(74.01)1(1=-+=-+=σσσαq k 51.1)166.1(77.01)1(1=-+=-+=ττταq k
由附图3-2得尺寸系数;77.0=σε由附图3-3得扭转尺寸系数88.0=τε 由附图3-4得 92.0==τσββ
轴未经表面强化处理,即1=q β,则按式3-12及3-12a 得综合系数值为 44.2192
.01
77.081.111
=-+=
-+
=
σ
σ
σ
σβεk K 81.1192
.01
88.051.111
=-+=
-+
=
τ
τ
τ
τβεk K 由ξ3-1及ξ3-2得碳钢的特性系数
2.0~1.0=σϕ, 取1.0=σϕ 1.0~05.0=τϕ, 取05.0=τϕ 于是,计算安全系数ca S 值,按式(15-6)~(15-8)则得 9.060
1.0.51844.2275
1=⨯+⨯=+=
-m a K S σϕσσσσσ
15.23.6
305.0.6381.1155
1=⨯+⨯=+=
-m a K S τϕτττττ
5.1~3.19.852
2
=>>=+=S S S S S S ca τ
στσ
故安全。

7.按弯矩合成应力校核轴的强度
对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数6.0=α,则 m p a
W
T M ca 7.654)(2
2=+=
ασ 查表15-1得[1-σ]=60mpa,因此][1-<σσca ,故安全. 8.校核键连接强度 联轴器: m pa hl d T p .5103)
2
1045(832541070
4413=-⨯⨯⨯==
σ 查表得[]
mpa p 150~120=σ.[]
p p σσ<故强度足够.
齿轮: mpa hl d T p .7112)
1045(945541070
4413=-⨯⨯⨯==σ
查表得[]
mpa p 150~120=σ.[]
p p σσ<故强度足够. 9.校核轴承寿命
轴承载荷 轴承1 径向 N F F r 1020811== 轴向 N F F a a 43861== 轴承2 径向 N F F r 944922== 轴向 02=a F
因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算
e F F r a ≤==43.010208
4386
11 按表13-5取X=1，Y=0，按表13-6，取0.1=p f ，故
N YF XF f P a r p 10208)43860102081(0.1)(=⨯+⨯=+=
h P C n L r h 14365)10208
40800(8.0746010)(60103636=⨯⨯==
查表13-3得预期计算寿命h h L L <=12000`。

7.箱体结构及减速器附件设计
7.1、箱体架构
1）、箱体材料选择。

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。

为了保证齿轮配合质量，大端盖分机体采用6
7
is H 配合。

2）、箱体的性能 (1) 机体有足够的刚度
在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。

(2) 考虑到机体内零件的润滑，密封散热
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，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
3.6。

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) 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。

机体外型简单，拔模方便。

3）、箱体的尺寸如下：
4）.箱体的结构
7.2附件设计
（1）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。

（2）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。

（3）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。

（4）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。

（5）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。

（6）定位销
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。

（7）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。

8.润滑与密封
1、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。

2、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。

3、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。

4、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。

9.设计总结
带式输送机传动装置设计，是我们大学里所接触到的第一次最全面的设计。

从电动机的选择到齿轮的选择，再到轴的选择、箱体的选择；从力的分析到材料的选择，再到几何尺寸的计算，全部都要我们自己来完成。

其中的艰辛是难以比拟，但是在这次课程设计中我们也是受益匪浅。

首先这是一次让我们把理论用于实际的设计，充分锻炼了我们的动手和动脑能力。

以前都是直接使用书本的公式去计算即可，而在这次设计中，大部分数据、公式都是需要我们自己亲手去翻书，去查找。

其次，带式输送机传动装置设计是一个典型的机械设计例子，从这个例子当中我们学会了如何去设计，初步了解到了设计的方法。

最后，这次设计也使我们深深地认识到自己的知识严重不足，若需要真正在设计这个行业上发展，仍需要刻苦学习，补充自己的知识才行。

总之，这是我们的第一次设计，同时也是我们最重要的一次设计。

此次设计对我们以后的设计思路，设计方式都有很大的影响，为我们以后的工作打下了坚实的基础。

10.参考资料
【1】璞良贵纪名刚. 《机械设计》.8版北京高等教育出版社，2006. 【2】孙桓陈作模葛文杰.《机械原理》.7版.北京：高等教育出版社，2006. 【3】璞良贵纪名刚. 《机械设计》.8版北京高等教育出版社，2006. 【4】哈尔滨工业大学理论力学教研室.《材料力学》.7版.北京：高等教育出版社，2004.
【5】闻邦椿.机械设计手册.5版.机械工业出版社
【6】君之博客
【7】酷猫百科
【8】百度百科。