机械设计课程设计说明 举例

西南大学工程技术学院课程设计（论文）

目录

带式运输机传动装置的设计 .................................................................... 3 1.前 言.............................................................................................. 3 2.传动装置的总体设计 ............................................................................. 3 2.1比较和选择传动方案 .................................................................... 3 2.2选择电动机 .................................................................................... 3 2.2.1选择电动机类型 ................................................................... 3 2.2.2确定电动机功率 ................................................................... 3 2.2.3确定电动机转速 ................................................................... 4 2.3 计算总传动比和分配各级传动比 ............................................... 4 2.4 计算传动装置运动和动力参数 ................................................... 4 3 传动零件的设计计算 ............................................................................ 5 3.1 第一级齿轮传动设计计算 ........................................................... 5 3.2 第二级齿轮传动设计计算3.2 第二级齿轮传动设计计算 ....... 9 3.3 传动零件尺寸小结 .................................... 错误！未定义书签。 4 箱体尺寸计算 ..................................................... 错误！未定义书签。 5装配草图设计 ...................................................... 错误！未定义书签。 5.1 初估轴径 .................................................... 错误！未定义书签。 5.2 初选联轴器 ................................................ 错误！未定义书签。 5.3 初选轴承 .................................................... 错误！未定义书签。 6润滑及密封........................................................... 错误！未定义书签。 6.1轴承润滑方式 ............................................. 错误！未定义书签。

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6.2齿轮润滑方式 ............................................. 错误！未定义书签。 6.3密封方式 ..................................................... 错误！未定义书签。 7 轴的校核计算 ..................................................... 错误！未定义书签。 7.1 高速轴受力分析 ........................................ 错误！未定义书签。 7.2 中速轴校核计算 ........................................ 错误！未定义书签。 7.3 低速轴校核计算 ........................................ 错误！未定义书签。 8 轴承验算 .............................................................. 错误！未定义书签。 8.1 高速轴轴承校核 ........................................ 错误！未定义书签。 8.2 中速轴轴承校核 ........................................ 错误！未定义书签。 8.3 低速轴轴承校核 ........................................ 错误！未定义书签。 9 键联接的选择和计算 ......................................... 错误！未定义书签。 9.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算 ..................................... 26 9.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算 .... 错误！未定义书签。 9.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算 ..................................... 27 9.4 低速轴与齿轮键联接的选择和计算 ........ 错误！未定义书签。 9.5 低速轴与联轴器键联接的选择和计算 ..................................... 28 10 齿轮和滚动轴承设计 ....................................... 错误！未定义书签。 10.1齿轮设计 ................................................... 错误！未定义书签。 10.2 滚动轴承的组合设计 ............................................................... 29 11 结论 .....................................................................................................29

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带式运输机传动装置的设计

胡涛

西南大学工程技术学院，重庆 400716

1.前 言

带式运输机传动装置的设计的目的主要是培养机械设计能力的基础，同时增加我们对各种标准件的运用和各种器件的选取及合理运用。教会我们从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，正确计算零件的工作能力等。

2.传动装置的总体设计

2.1比较和选择传动方案

传动装置可选方案有以下几种： a. 带—单级圆柱齿轮减速器 b. 锥齿轮减速器—开式齿轮 c. 二级展开式圆柱齿轮减速器 d. 二级同轴式圆柱齿轮减速器 e. 二级圆柱—圆锥齿轮减速器 f. 单级蜗杆减速器

以上方案各有优缺点，应针对不同情况灵活选用。在本设计方案中，综合所有条件和要求，选择c方案：二级展开式圆柱齿轮减速器。

2.2选择电动机

2.2.1选择电动机类型

常选用Y系列的三相异步交流电动机。 2.2.2确定电动机功率 已知工作机效率 ?w=1

传动装置各部分的效率，查表1-7 8级精度齿轮传动效率 ?齿=0.97 弹性联轴器传动效率 ?l=0.995

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齿式联轴器传动效率 ??=0.99 球轴承传动效率 ?球=0.99 则传动装置的总效率：

?=?l?球?齿?球?齿?球??=0.995?0.99?0.97?0.99?0.97?0.99?0.99=0.89 工作机所需输入功率

Pw?FV2300?1.1??2.53kW

1000??1000所需电动机功率

Pd?P2.53W??2.84kW η0.892.2.3确定电动机转速

60?1000V60?1000?1.1nW???70r/min

πDπ?300查表13-2，得圆柱齿轮传动比常值为3~5，故电动机转速的可选范围：

n?(i1i2)nw?(32~52)?70?630~1750r/min

对Y系列电动机通常多选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机，故选用同步转速为1000r/min。

查表12-1，选用Y132M1-6,额定功率4kW,满载转速为960r/min。D=38mm,E=80mm。

2.3 计算总传动比和分配各级传动比 传动装置的总传动比要求为

i?nm?960/70?13.7。又i?i1?i2,i1?(1.3~1.5)i2,取i1?1.4i2 nw解得：i1?4.38,i2?3.13

2.4 计算传动装置运动和动力参数 （1）. 各轴转速

n1?n n2?n1/i1?960/4.?38m?960r/m i n n3?n2/i2?219/3.?13r70 /min（2）.各轴功率

p1?pd?l=2.84?0.995?2.826kW

p2?p1?l?球?齿=2.84?0.995?0.99?0.97=2.714kW

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2r19 /min西南大学工程技术学院课程设计（论文）

p3?p2?齿?球=2.714?0.97?0.98?2.606kW (3).各轴转矩 T1?9550p1n/1?95?502.826?/96N0? m28.1T2?9550p2/n2?9550?2.714/219?118.3N?m T3?9550p3/n3?9550?2.606/70?355.5N?m

3 传动零件的设计计算

3.1 第一级齿轮传动设计计算

选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

①．由于斜齿轮啮合性能好，传动平稳，噪声小，重合度大，承载能力强，故第一级

选用斜齿轮传动

②．运输机为一般工作机器，速度不高，由表10-4查得可选用8级精度 ③．由表10-1可选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ④．选小齿轮齿数为20，则大齿轮齿数z2?20?4.38?87.6，圆整取z2=88 ⑤．初选螺旋角??15? 计算及说明 齿面接触强度计算 按教材公式10-21试算，即： 结果 2KtT1u?1?ZHZE d1t???d??u????H?3? ???2Kt=1.6 ZH=2.42 ⑴试取Kt=1.6 ⑵由图10-36选取区域系数ZH=2.42 ⑶由图10-26查得??1=0.77，插值法算得??2=0.85， 故??=0.77+0.85=1.62 ⑷由表10-7取齿宽系数?d=1 ⑸由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE= 189.8MPa

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12??=1.62 ?d=1 12ZE=189.8MPa

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计算及说明 ⑹由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 σHlin1?650MPa σHlin2?550MPa 结果 σHlin1?650MPa ⑺由式10-13计算应力循环次数 N1?60n1jLh?60?960?1?(2?8?365?8)?2.69?109 同理可得：N2?6.14?108 故由图10-19查得接触疲劳寿命系数 σHlin2?550MPa N1?2.69?109 KHN1?0.9 KHN2?0.93 取失效概率为1%，安全系数S=1,则 N2?6.14?108 [σH]1?KHN1?lim1S?0.9?650?585Mpa KHN1?0.9 [σH]2?0.93?550?511.5Mpa [σ]?[σH]2[σH]?H1=548.25MPa 2⑻由计算公式得： 2KHN2?0.93 [σH]?548.25MPa 32?1.6?28.1?104.38?1?2.42?189.8?d1t?3?????36.3mm 1.624.38?548.25?d1t=36.3mm ?d1tn13.14?36.3?960??1.82m/s 所以，圆周速度V= 60?100060?1000⑼计算齿宽及模数 V=1.82m/s b??dd1t?36.3mm,mn1?36.3?cos15?/20?1.75mm b=36.3mm 齿高 h=2.25mn1=3.94mm 所以，b/h=36.3/3.94=9.2 h=3.94mm ⑽计算纵向重合度?? ???1.704 ???0.318?dZ1tan??0.318?1?20?tan15??1.704 ⑾计算载荷系数 使用系数KA=1由V=1.82m/s,8级精度，查图10-8得动载荷系数Kv=1.13

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Kv=1.13 西南大学工程技术学院课程设计（论文）

计算及说明 结果 选用软齿面齿轮，由表10-4用插值法查得KH??1.449 由图10-3查得KH??KF??1.2 K?KAKVKHαKHβ?1?1.13?1.2?1.449?1.96 ⑿按实际载荷系数校正算得的分度圆直径 d1?d1t3 ⒀模数 mn=38.84?cos15?/20?1.88mm 按齿根弯曲强度计算 KH??1.449 K=1.96 d1=38.84mm mn=1.88mm K=1.7 K1.96?36.3?3?38.84mm Kt1.6y??0.87 ZV2?97.6 ⑴由图10-13查得F??1.25,故，动载系数K K?KAKVKFαKFβ?1?1.13?1.2?1.25?1.7 由图10-28查得y??0.87 ⑵计算当量齿数 ZV1?20/cos315??22.2,ZV2?88/cos315??97.6 ⑶查取齿形系数 由表10-5查得yF?1?2.72,yF?2?2.19,yS?1?1.57 由插值法算得yS?2?1.79 ⑷计算弯曲疲劳需用应力 由图10-20C查得?FE1?530MPa,?FE2?360MPa 由图10-18查得KFN1?0.84,KFN2?0.88 安全系数取S=1.4 则： [?F]1?0.84?530/1.4?318MPa [?F]2?0.88?360/1.4?226.3MPa yF?1=2.72 yF?2?2.19 yS?1?1.57 yS?2?1.79 ?FE1?530MPa ?FE2?360MPa KFN1?0.84 KFN2?0.88 [?F]1?318MPa [?F]2?226.3MPa

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计算及说明 结果 YY⑸计算大小齿轮的F?S?并加以比较 [?F] YF?1YS?12.72?1.57??0.01343 [?F]1318YF?2YS?22.19?1.79??0.01732 [?F]2226.3YF?1YS?1?0.01343 [?F]1 大齿轮数值较大 ⑹设计计算 22KTY1?cos?YF?YS?.由式10-17有：m?3=1.28mm 2?dz1??[?F]YF?2YS?2?0.01732 [?F]2 mn?1.5mm 由于齿面接触疲劳强度计算的齿面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5，已满足弯曲强度，但同时为了满足接触疲劳强度，需接触疲劳强度算的分度圆直径d1=38.84mm来计算应有齿数 故Z1?38.84?cos15?/1.5?24.98，圆整取Z1=28 Z2?i1Z1?4.38?28?122.7， 圆整取Z2=124 Z1?28 Z2?124 a=118mm ''' ??14?5736⑺几何尺寸计算 中心距a?(28?124)?1.5/2?cos15???118.02mm 圆整取a=118mm (28?124)?1.5?14?57'36'' 118?2故分度圆直径分别为： 修正螺旋角??arccos'''d1?28?1.5/cos14?5736?43.5mm ''d2?124?1.5/cos14?5736?192.5mm d1?43.5mm d2?192.5mm ⑻齿轮宽度分别为：

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计算及说明 结果 b??dd1?1?43.5?43.5mm 圆整后取B1?45mm B2?40mm B1?45mm B2?40mm 3.2 第二级齿轮传动设计计算

该级采用直齿圆柱齿轮传动，同样选择8级精度，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.二者硬度差为40HBS 选小齿轮齿数为20，则大齿轮 ，圆整取 63 计算及说明 齿面接触强度计算 ⑴试选Kt?1.3 ，齿宽系数?d?1 由表10-6查得ZE?189.8MPa ⑵由图10-21d查得小齿轮的疲劳极限σHlim1?650Mpa 大齿轮为σHlim2?550Mpa ⑶由教材式10-13计算应力循环次数 12 结果 Kt?1.3 ?d?1 ZE?189.8MPa 12σHlim1?650Mpa σHlim2?550Mpa N1?60n1jLh?60?219?1?(2?8?365?8)?6.14?108 N2?60n1jLh?60?70?1?(2?8?365?8)?1.96?108 ⑷由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1?0.93 KHN2?0.96 ⑸计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，失效概率为1% 由10-12得： N1?6.14?108 N2?1.96?108 KHN1?0.93 KHN2?0.96 [σH]1?KHN1?lim1SKHN2?lim2S?0.93?650?605Mpa [σH]2??0.96?550?528Mpa [σH]1?605Mpa [σH]2?528Mpa 9

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计算及说明 结果 ⑹计算小齿轮分度圆直径，代入[σH]较小值 KtT2u?1?ZE?3 d1t?2.32 ????du????H??1.3?118.33.13?1?189.8?=2.323?? 13.13?528?22d1t?68.92mm =68.92mm 所以，圆周速度为 ?d1tn23.14?68.92?219??0.8m/s V=60?100060?1000 齿宽b??dd1t?68.92mm ⑺计算宽高比b/h 模数mt?d1t/Z1?68.92/20?3.446mm 齿高 h?2.25mt?7.75mm 所以，b/h?68.92/7.75?8.89 ⑻计算载荷系数 根据V=0.8m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数 KV?1.04 又由直齿轮 KH??KF??1 v?0.8m/s b=68.92mm mt?3.446mm h?7.75mm b/h?8.89 KV?1.04 KH??KF??1 由表10-2查的KA?1,由表10-4查得8级精度，小齿轮相对KA?1 支承非对称布置时，KH??1.46 查图10-13的KF??1.39 故载荷系数 K?KAKVKHαKHβ?1?1.04?1?1.46?1.518 ⑼按实际载荷校正所算得的分度圆直径，由式10-10a可知 KH??1.46 KF??1.39 K?1.518 d1?d1t3K1.518?68.92?3?72.6mm Kt1.3d1?72.6mm 模数m?d1/Z1?72.6/20?3.63mm m?3.63mm

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6润滑及密封

6.1轴承润滑方式

各轴轴承dn值分别为：

4m1m0?r高速轴 d?n?35?960?3.3?6 /min7m0?r/m中间轴 d?n?30?219?65m m0m?r/ m低速轴 d?n?45?70?315由课本表13-10知，深沟球轴承和角接触球轴承油润滑和脂润滑的界限均为

16?104mm?r/min，而上面算得的dn值均小于16?104mm?r/min，故各轴轴承

均选用脂润滑

6.2齿轮润滑方式

本方案采用闭式齿轮传动，由于两级齿轮圆周速度均为V＜12m/s,故大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑，由于第二级从动大齿轮齿高为： h?(2ha*?c*)?m?2.25?3?6.75mm

故该齿轮浸入油中的深度取为10mm,齿顶到油池底面距离取为30mm

6.3密封方式

本方案中由于轴承采用的是脂润滑，故采用毡圈密封，需在高速轴和低速轴根据轴径各选一组毡圈

7 轴的校核计算

7.1 高速轴受力分析

T

Fr1 高速轴

Fa1

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7.2 中速轴校核计算

求轴上载荷

⑴假设高速轴上小齿轮为左旋斜齿轮，则顺时针旋转，由课本10-14有： Ft1?2T1/d1?2?28.1/43.5?103?1291.9N

'\ Fr1?Ft1tan20?/cos??1291.9?tan20?/cos14?5736?486.7N '\ Fa1?Ft1tan??1291.9?tan14?5736?345.2N

由作用力与反作用力可知第一级从动齿轮受到大小相等方向相反的力作用

⑵中间轴在第一级从动齿轮的带动下，应做逆时针转动，同理，对于第二级主动齿轮有：

Ft2?2T2/d?2?118.3/0.075?3154.7N Fr2?Ft2tan??3154.7?tan20??1148N 由于第二级为直齿轮，故不受轴向力作用

Ft1'

Fa1'

Fr2 中间轴 Ft2 Fr1' FNV2

FNH1 FNH2 FNV1

以左端支承初为原点，求矩有：

水平：M1?Ft2?57.26?Ft1?(57.26?67.5)?FNH2?(57.26?67.5?42.48)?0 FNH2?(3154.N(?75?7.26?1291.9124.?76)/16垂直纸面向外7.24204) 3.8 FNH1? Ft1?Ft2?FNH2?3154.7?1291.9?2043.8?2402.8 (同FNH2) 竖直：

d1'M2?Fr2?57.26?Fr1?124.76?Fa1??FNV2?167.24?0

2 FNV2?(?114?857.?26?486.7?124.?76

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)/167.2345.2149?2.1658./N27西南大学工程技术学院课程设计（论文）

（方向竖直向上）

又FNV1?Fr1'?Fr2?FNV2?486.7?1148?168.7??830N （方向竖直向下） 故，中间轴弯曲图为：

⑶ 从轴的结构图和弯矩图可以算出C截面是危险截面，现将计算出的C截面处的MH、MV和M值列于下表：

载荷 支反力 弯矩 水平面H 竖直面V FNH1?2402.8NFNH2?2043.8N FNV1??830N,FNV2?168.7N MH1?137.6N?m，MH2?86.8N?m MNV1??47.5N?m,MNV2??7.2N?m 总弯矩 M1?137.62?47.52?145.6N?m M2?86.82?(?7.2)2?87.1N?m 扭矩 T=118.3N.m ⑷根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变

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应力，取??0.6，轴的计算应力

M12?(?T)2 ?ca?W又表15-4可得：圆形截面抗弯截面系数为

W?0.1d3?0.1?323?10?9m3?3.3?10?6m3

145.62?0.62?118.32所以，?ca??49MPa ?63.3?10由表15-1查得40Cr钢的许用弯曲应力???1??70MPa??ca

所以，安全

7.3 低速轴校核计算 ⑴求轴上载荷

由作用力与反作用力可得，低速轴大齿轮所受载荷为：

Ft2'??Ft2?3154.7N (方向垂直纸面向外) Fr2'??Fr2?1148N（方向竖直向下）

Ft2'

Fr2'

低速轴 FNH1

FNH2 FNV2 FNV1

对左支承求矩，则

水平：Ft2'?69?FNH2?(69?121.5)

即：FNH2'?3154.7?69/190.5?1142.6N,FNH1?3154.7?1142.6?2012.1N

竖直：Fr2?69?FNV2?(69?121.5)

' 19

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即：FNV2?1148?69/190.5?415.8N,FNV1?1148?415.8?732.2N 所以，低速轴弯矩、扭矩图为：

⑵根据轴的结构图以及弯矩、扭矩图可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表：

载荷 支反力 弯矩 总弯矩 水平面H 竖直面V FNH1?2012.1N，FNH2?1142.6N FNV1?732.2N,FNV2?415.8N MH?138.8N?m MV=50.5N?m M?MH2?MV2?147.7N 20

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受力简图如下所示

Fr2'

Ft2'

FNV1 FNV2

FNH1 FNH2

⑵计算轴承寿命

106c? Lh?()

60np1又n3?70r/min,??3，由手册表6-1查得6209型轴承的基本额定动载荷为C=31500N

106315003Lh??()?43850小时> 2年

60?702570故，所选轴承满足寿命要求

9 键联接的选择和计算

9.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算

这时，键将轴端与联轴器连接起来，故选用圆头平键 因为，此时轴径d=25mm

所以，查教材表6-1知，应选键的截面尺寸为b?h?8mm?7mm 此段轴长为40mm,故取键长L=32mm 由教材式6-1有：

32T?10 ?p?

kld 26

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而 T=28.1N?m，k=0.5h=3.5mm l=L-b=32-8=24mm d=25mm 解得?p?26.72MPa

又由教材表6-2查得许用挤压应力

???p???100~120MPa??p

故，该键强度满足要求

9.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算

此处选用圆头平键，因轴径d=35.5mm,故由教材表6-1选键截面尺寸为 b?h?10mm?8mm，又由于轴长为73mm,故键长取L=63mm

32T2?10 ?p?

kld而T2?118.3N?m k=0.5h=4mm l=L-b=63-10=53mm d=32mm

解得：?p?34.8MPa 而查表知其许用挤压应力为

???p???100~120MPa??p

故，该键强度满足要求

9.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算

此处选用圆头平键，因轴径d=35.5mm,故查得键截面尺寸为

b?h?10mm?8mm

又由于轴长为38mm,故键长取L32mm

2T2?103?p?

kld而T2?118.3N?m k=0.5h=4mm l=L-b=32-10=22mm d=32mm

解得：?p?84MPa

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而查表知其许用挤压应力为

???p???100~120MPa??p

故，该键强度满足要求

9.4 低速轴与齿轮键联接的选择和计算

此处选用圆头平键，因轴径d=50mm.故查得键截面尺寸为 b?h?16mm?10mm，又轴长为68mm，故取键长L=63mm

32T3?10 ?p?

kldT3?355.5N?m，k=0.5h=5mm l=L-b=63-16=47mm d=50mm

解得：?p?60.5MPa 而查表知其许用挤压应力为

???p???100~120MPa??p

故，该键强度满足要求

9.5 低速轴与联轴器键联接的选择和计算

此处选用圆头平键，由轴径d=35mm,查得键截面尺寸为 b?h?10mm?8mm，又因轴长为80mm,故取键长L=70mm

32T3?10 ?p?

kld而T3?355.5N?m，k=0.5h=4mm l=L-b=70-10=60mm d=35mm

解得：?p?84.6MPa 而查表知其许用挤压应力为

???p???100~120MPa??p

故，该键强度满足要求

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10 齿轮和滚动轴承设计

10.1齿轮设计

⑴由于高速轴上小齿轮齿根圆直径小于轴径，故应与轴一起做成齿轮轴

⑵中间轴第一级从动大齿轮分度圆d=192.5mm

故，齿根圆直径df?d?2.5m?192.5?2.5?1.5?188.75mm 所以，齿根圆到键槽底部距离 e?df2?(32?8)?74.3mm75 2'\而 2.5mt?2.5?1.5/cos14?5736?3.88mm

因为，e?2.5mt

所以，该齿轮应与轴分开制造，然后再装配 又其齿顶圆直径

da?d?2mn?192.5?2?1.5?195.5mm 即有：160mm?da?500mm

所以，该齿轮应做成腹板式结构

⑶同理可算得中间轴上第二级主动小齿轮也应与轴分开制造，然后装配，且应做成实心式结构，低速轴上第二级从动大齿轮也应与轴分开制造，然后装配，，且应做成腹板式结构

10.2 滚动轴承的组合设计

轴承内圈采用挡油环轴向定位，外圈用凸缘式轴承端盖定位，齿轮的轴向定位采用轴肩和挡油环，采用垫片来调整轴向间隙，轴承采用脂润滑，毡圈密封。

11 结论

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器的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的实践考验，对于提高我们机械

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设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.

设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

参考文献

[1] 吴宗泽，罗圣国.《机械设计课程设计手册》[M].3版.北京：高等教育出版社，2006

[2] 濮良贵，纪名刚.《机械设计》[M].8版.北京：高等教育出版社，2006 [3] 《画法几何学》（第六版）大连理工大学主编高等教育出版社出版,2006 [4] 《机械制图》（第六版）大连理工大学 主编 高等教育出版社出版，2007

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扭矩 T=355.5N?m ⑶根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，循环切应力应为脉动循环变应力，取?=0.6，轴的计算应力

M12?(?T)2 ?ca?W又由表15-4查得圆形截面抗弯截面系数为

W?0.1d3?0.1?503?12500mm3

147.72?(0.6?355.5)2解得：?ca??20.7MPa

12500?10?9由表15-1查得45钢的许用弯曲应力???1??60MPa??ca 所以，安全

8 轴承验算

8.1 高速轴轴承校核

查手册表6-6可知角接触球轴轴承7007AC的基本额定动载荷C=18.5KN，基本额定静载荷C0?13.5KN

⑴求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

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Fd1 Fd

Fae

Ft Fr

力与力矩平衡方程：

水平：Ft?125.17?FNH2?165.53

得FNH2?977N,FNH1?1291.9?977?314.9N 竖直：Fr?125.17?FNV2?165.53?Fae?125.17 得FNV2?107N,FNV1?379.7N

又 Fae?345.N2

所以，左端承受到径向载荷

Fr1?F22NH1?FNV1?314.92?379.72?493.3N

右端承受到径向载荷

Fr2?F22NH2?FNV2?9772?1072?983N

⑵求两端轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于7007AC型轴承，由教材表13-7查得派生轴向力 Fd?0.6F8r

所以，Fd1?0.68Fr1?0.68?493.3?335.4N Fd2?0.68Fr2?0.68?983?668.4N

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因为，Fd1?Fd2?Fae，由教材式13-1

Fa1?Fd2?Fae?668.4?345.2?1013.6N

Fa2?Fd2?668.4N 又

Fa1?1013.6/4?93.3 0.68Fr1由教材表13-5有：x=0.41 y=0.87 而对于右端轴承

e2?Fa2?668.4/1013.6?0.66?0.68 Fr2所以，x=1 y=0

又由表13-6，取fp?1.2，则当量动载荷为：

p1?1.2?(0.41?493.3?0.87?1013.6)?1300.9N p2?1.2?(1?983?0)?1179.6N

因为，p1?p2 所以，按轴承1来计算寿命

106c?Lh?()

60np1而n?960r/min,??3

解得：Lh?50043小时?11680=2年 故，所选轴承满足寿命要求

8.2 中速轴轴承校核

⑴求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 由7.1算得得结果可知

FNH1?2402.8N，FNV1??830N

FNH2?2043.8N，FNV2?168.7N

所以，Fr1?FNH12?FNV12?2402.82?(?830)2?2542N Fr2?

2222FNH2?FN27V?2043.8?168.?20N 50.723

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⑵求两端轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 受力简图如下所示：

Fr1' Ft1'

Fae

Fd Fd2

Ft2 Fr2

对于7306AC型轴承，由教材表13-7知，轴承派生轴向力为 Fd?0.6F8r Fd1?0.68Fr1?0.68?2542?1728.6N Fd2?0.68Fr2?0.68?2050.7?1394.5N 因为，Fd1?Fae?Fd2 由教材式13-12有： Fa1?Fd1?1728.6N

Fa2?Fd1?Fae?1728.6?345.2?2073.8N 因为，

Fa1?0.68 所以，取 x=1 y=0 Fr1而

Fa2?2073.8/2050.7?0.68 Fr2所以，取 x=0.41 y=0.87

又由表13-6，取fp?1.2，则当量动载荷为：

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p1?1.2?(1?2542?0)?3050.4N

p2?1.2?(0.41?2050.7?0.87?2073.8)?3174N 因为，p1?p2 所以，按轴承2来计算寿命

106c?Lh?()

60np2 而n?219r/min,??3，查手册表6-6知7306AC型轴承基本额定动载荷C=25200N

Lh?38240小时?11680=2年 故，所选轴承满足寿命要求

8.3 低速轴轴承校核

⑴求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 由7.2计算结果知，两轴承受力分别为

FNH1?2012.1N，FNV1?732.2N FNH2?1142.6N，FNV2?415.8N

所以，Fr1?FNH12?FNV12?2012.12?732.22?2141.2N Fr2?2222FNH2?FN2415.?8V?1142.6?1N 216由于低速轴不受轴向载荷，且由教材表13-5知：深沟球轴承最小e值为0.22，即e?Fa 所以，取 x=1 y=0 Fr又由表13-6，取fp?1.2，则当量动载荷为： p1?1.2?(1?2141.2?0)?2570N p2?1.2?(1?1216?0)?1460N

因为，p1?p2 所以，按轴承1来计算寿命

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