机械设计基础课程设计说明书：带式运输机传动装置的设计

景德镇陶瓷学院机械设计基础课程设计

共享者：F-0

设计题目： 带式运输机传动装置的设计 学 院： 专 业： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师：

2014年1月3日

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课程设计任务书

2013 —2014 学年第 1 学期

学院： 专业班级：

课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 完成期限：自 2013 年 12 月 30 日至 2014 年 1 月 3 日共 1 周

一、传动装置简图 内 容 及 任 务 二、原始数据 带的圆周力F/N 850 三、工作条件 三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为±5%。 带速v（m/s） 1.6 滚筒直径D/mm 280 三、设计任务 1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。 2、A1装配图1张 进度 安排 主要 参考 资料 起止日期 2013.12.30～2014.01.01 编写设计计算说明书 2014.01.02～2014.01.03 绘制装配图 工作内容 [1] 王继焕.机械设计基础（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.3 [2] 金清肃.机械设计基础课程设计（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.4 指导教师（签字）： 年 月 日 系（教研室）主任（签字）： 年 月 日

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目 录

一、拟定传动方案······························································································· 4 二、选择电动机····································································································· 5 三、传动装置总传动比及其分配··························································· 7 四、传动装置的运动参数及动力学计算········································· 8 五、V带传动设计 ······························································································· 9 六、齿轮传动设计····························································································· 11 七、轴的设计········································································································· 13 八、轴承的选择和校核················································································· 21 九、链连接的选择和校核··········································································· 23 十、联轴器的选择····························································································· 25 十一、箱体的结构设计················································································· 26 十二、减速器附件的选择··········································································· 28 十三、润滑和密封····························································································· 31 十四、课程设计总结······················································································· 32 十五、参考文献··································································································· 32

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一、拟定传动方案 结 果 1.传动装置简图（设计带式运输机中的单级圆柱齿轮减速器） 4 2 1、V带传动 2、运输带 6 3 3、单级圆柱齿轮减速器 4、联轴器 1 5、电动机 5 6、卷筒 图1—1 传动方案简图 1、 工作条件：三班制,使用年限10年,连续单向运转,载荷平稳,小批量生产,运输带速度允许误差为±5%。 2、 原始数据：滚筒圆周力F=850N；带速V=1.6m/s；滚筒直径D=280mm。 3、传动方案的分析： 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动,为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 传动方案首先要满足工作机的要求,如传递的功率和转速。此外,还应该满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求。但是要同时满足所有要求是不可能的,所以,应当根据具体的设计任务统筹兼顾,有侧重的满足工作机的主要要求。若是多级传动,应对多级传动中各传动机构进行合理的布置。而我选择的是一级圆柱齿轮减速器,所以就不详述了。

F=850N V=1.6m/s D=280mm 4

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二、选择电动机 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件,可以选用 Y系列三相异步电动机(380V)。因为Y系列电动机具有高效、节能、噪音小、振动小、运行安全可靠的特点,安装尺寸和功率等级符合国际标准。 电动机的外壳结构形式可选择防护式。 2、电动机容量的选择： (1)传动装置的总效率： η总结 果 Y系列三相异步电动机 =η带3η2轴承3η齿轮3η联轴器 η总=0.92 Pd=1.71kW nw=109.13r/min =0.9730.9930.9930.9830.99 =0.92 其中,查【2】(表10-2)机械传动和摩擦副的效率概略值,确定各部分的效率：联轴器效率为0.99,滚动轴承传动效率为0.99(一对),齿轮传动效率为0.98。 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/(1000η总η机) =85031.60/(100030.9230.86 ) =1.71kW 其中,三相异步电动机的工作效率可取0.86。因载荷平稳,电动机额定功率Pcd略大于Pd即可,由【2】第十九章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数,选择电动机的额定功率Pcd为2.2 kW。 3、电动机转速的选择： 滚筒轴的工作转速： nw=6031000V/πD =603100031.6/(π3280) =109.13r/min 根据【2】(表2-1),取V带传动比iv=2～4,单级圆柱齿轮传动比范围ic=3～5,则合理总传动比i的范围为i=6～20,故电动机转速的可选范围为:nd=i3nw=(6～20)3109.13=654.5～2082.6r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000r/min和1500r/min。由于750 r/min无特殊要求,不常用,因此仅将1000r/min、1500r/min同步转速两种方案进行比较

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由【2】表19-1查出有二种适用的电动机型号,查得电动机数据及计算出的总传动比列于表2-1中： 方案 1 2 电动机型号 Y100L1-4 Y112M-6 额定功率 2.2kW 2.2kW 表2-1 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知：方案2因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案1适中。故选择电动机型号Y100L1-4。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y100L1-4。 其主要性能：额定功率：2.2KW,满载转速1430r/min,额定转矩2.2。 同步转速 满载转速 总传动比 电动机型号： Y100L1-4 1500 r/min 1430 r/min 13.10 1000 r/min 940 r/min 8.61

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三、传动装置总传动比及其分配 我们知道,合理的分配各级传动比,是传动装置总体设计中的一个重要问题,它将直接影响传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件。所以分配传动比要注意以下几点： (1)各级传动比一般应在常用的范围内,不得超过最大值。单级传动比的常用值和最大值可查【2】中表2-1。 (2)各级传动零件应做到尺寸协调,结构均匀,避免传动零件之间发生相互干涉或安装不便。 (3)应尽量使传动装置获得较小的外廓尺寸和较小的重量。 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1430/109.13=13.10 2、分配各级传动比 (1) 取i带=4(V带常用传动比iv=2～4) (2) ∵i总=i齿3i 带 ∴i齿=i总/i带=13.10/4=3.275。 结 果 i总=13.10 i带=4 i齿=3.275

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四、传动装置的运动及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) V带高速轴=满载转速nm=1430(r/min) 减速器高速轴n1=nm/i 带=1430/4=357.5(r/min) 减速器低速轴n2=n1/i齿=357.5/3.275=109.10(r/min) 传动滚筒轴n3=n2=109.10(r/min) 2、计算各轴的功率(KW) 电动机实际输出功率Pd=1.71 减速器高速轴P1=Pd3η减速器低速轴P2=P13η3、 计算各轴转矩 电动机输出转矩Td=9.55Pd/nm=955031.71/1430=11.36N?m 减速器高速轴T1=9.55P1/n1 =955031.66/357.5=44.344N?m 减速器低速轴 T2 =9.55P2/n2=955031.59/109.10=138.45N?m 带结 果 n1=357.5 (r/min) n2=109.10(r/min) n3=109.10(r/min) P1=1.66KW P2=1.59KW Td=11.36N?m T1=44.344N?m T2=138.45N?m =1.7130.97=1.66KW 2轴承3η齿轮=1.6630.9930.9930.98=1.59KW

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五、V带传动设计 设计时应注意检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系。 带轮结构形式主要由带轮直径大小决定。带传动的主要失效形式是打滑和带的破坏。因此,带传动的设计准则为：在保证不打滑的条件下,使带具有一定的疲劳强度和寿命。 1、确定设计功率 根据传递的功率Pc、载荷性质、原动机种类和工作情况等确定设计功率 ： P=KA3Pc 其中P为设计功率,KA工作情况系数,Pc为所需传递的额定功率。由【1】中(表9-7)可知KA=1.2,Pc=Pd=1.71 KW，P=1.231.71 KW=2.05 KW 2、 选择带型 查【2】中(表18-5)得：选用A型普通V带 3、 确定带轮基准直径 国标中规定了普通V带带轮的最小基准直径和带轮的直径系列(见【1】中表9-3)。其他条件不变时,带轮基准直径越小,带传动越紧凑,但带内的弯曲应力也越大,使带轮的疲劳强度减弱,传动效率下降。因此,选择小带轮基准直径时,应使得dd1>dmin,并取标准直径。 取dd1=100mm> dmin=75mm 一般情况下,可以忽略滑动率的影响,通过【1】中（P122表达式9-21）计算出大带基准直径dd2 ， dd2=nm/n13dd1 =1430/357.53100=400mm。 4、验算带速 由【1】课本P122表达式9-22得 带速V：V=πdd1nm/6031000=π310031430/6031000=7.49m/s 在5～25m/s范围内,带速合适。 5、 确定带长和中心距 初定中心距：0.7(dd1+dd2)

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根据【1】中(表9-2)选取相近的Ld=1800mm 确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1800-1830)/2=485mm 考虑安装、调整、和补偿紧张的需要,中心距应有一定的变化范围：amin=a-0.015Ld,amax=a+0.03Ld。所以中心距的变化范围是458mm120°(适用) 7、确定带的根数 (1)计算单根V带传递的额定功率.据dd1=100和n1=1430,查【1】中(表9-4)得：P0=1.32KW。 (2)根据nm=1430 r/min,传动比i带=4,Ld=1800mm和α1=144.6°,查【1】中P119(表9-5)和P120(表9-6)得△P0=0.17 KW,Kα=0.92,KL=0.99。 Ld=1800mm a=485mm α1=144.6° P0=1.32KW 【P0】=1.357 KW 计算【P0】=(P0+△P0)3Kα3KL=1.357 KW。 P=2.05KW (3)计算带的根数 Z>= P/【P0】=1.49 Z=2 所以,V带取2根。 8、确定单根带的初拉力 由【1】中P112(表9-1)查得A型带的单位长度质量q=0.11kg/m,由【1】中公式(9-30)计算单根V带的初拉力： F0=500P(2.5- Kα)/(Kα3z3v)+qV F0=50032.0531.58/(0.9237.4932)+0.1137.4937.49 =123.7N 9、计算轴上压力 作用在轴承的压力FQ FQ=23Z3F03sin(α1/2)=2323123.7sin(156.40°/2)=484.4N。 2 F0=123.7N FQ=484.4N

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六、齿轮传动设计 1、齿轮传动失效形式 (1)齿轮折断 (2)齿面点蚀 (3)齿面磨损 (4)齿面胶合 (5)塑性变形 2、设计准则 在设计齿轮传动时,应按照可能出现的主要失效形式,。悬着相应的强度计算方法,确定齿轮主要参数和尺寸,然后再进行其他方面的强度校核,以保证在规定的试用期间内不发生任何形式的失效。 结 果 3、选择齿轮材料与热处理 小齿轮选用45钢, 所设计齿轮传动属于闭式传动,而且带式输送机的工作载荷比较平稳,对减速器的外廓尺寸没有限制,为了便于加工,采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢,调质处理,齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢,正火调质处理,齿面平均硬度为190HBS。 4、参数选择 确定有关参数如下： (1).传动比i齿轮= 3.275,由于采用软齿面闭式传动,故齿数取,Z1=20,所以： Z 2 = i齿轮3Z1=3.275320=65.5，取Z 2 =66。 Z 2 =66 (2).查资料【1】(P147表11-2),取电动机载荷系数K=1.2。 K=1.2 (3).由于是单级齿轮传动,且两支承相对齿轮为对称布置,两轮均为软齿面,查资料【1】(P151表11-5),取齿宽系数?d=1.0。 5、确定许用应力 小齿轮的齿面平均硬度为240HBS.许用应力可根据表：查【1】(P145表11-1),通过线性插值来计算, [σH] 1=[513+(240-217)/(255-217)3(545-513)] MPa =532MPa [σF] 1=[301+(240-217)/(255-217)3(315-301)] MPa =309MPa Z1=20 大齿轮选用45钢,正火调质处理 调质处理 ?d=1.0 [σH]1=532MPa [σF]1=309MPa 大齿轮的齿面平均硬度为190HBS,查参考资料：【1】(P145表11-1),通过线性插值来计算, [σH] 2=491Mpa [σF] 2=291 MPa 6、计算小齿轮的转距 ：T1=44344N?mm 7、按齿面接触疲劳强度计算

[σH]2=491MPa [σF]2=291MPa T1=44344N?mm 11

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由【1】(P148表11-3),知ZE=189.8,取较小的许用接触应力[σH] 2代入： d1>=2.32[KT/?d(u+1)/u(ZE/[σH] 2)] 21/3 ZE=189.8 m=2.5mm d 1 =50mm d 2 =165mm d a1=55mm d a2=170mm a=107.5mm b2=50mm b1=60mm σF1 =71.3MPa σF2=66.8MPa V齿轮=0.94m/s =51(mm) 式中：d 1——小齿轮的分度圆直径,T 1——小齿轮的转矩,u——齿数比,u= Z 2/ Z1 ?d——齿宽系数,[σH] 2——许用接触应力。 齿轮的模数为 ：m=d 1/Z1?51/20mm=2.55mm 取标准模数m=2.5mm。 8、计算齿轮的主要几何尺寸 分度圆直径:d 1 = m Z1 =2.5320mm=50mm ，d 2 = m Z 2 =2.5366mm=165mm 齿顶圆直径:d a1=( Z1+ 2h a)m=[(20+231)32.5]mm =55mm d a2=( Z2+ 2h a)m =[(66+231)32.5]mm=170mm 中心距：a=(d 1+d 2)/2=(50+165)/2mm=107.5mm 齿宽:b=φbd 1=50 mm 故取b2=50mm,b1=b2+(5~10)mm,取b1=60mm。 9、按齿根弯曲疲劳强度校核 确定有关系数如下： (1)、齿形系数YFa 查【1】(P149表11-4), YFa1=2.65,YFa2=2.236 (2)、应力修正系数Y2**Sa 查【1】(P149表11-4), YSa1=1.58,YSa2=1.754 代入： 2σF1 =2KT1/(bmZ1)YFa1 YSa2=231.2344344/(5032.5320)32.6531.58 MPa =71.3MPa ?[σF]1 =309MPa σF2=σF13YFa2YSa2/ YFa1 YSa1=71.332.23631.754/(2.6531.58) MPa =66.8MPa?[σF] 2=291 MPa 齿根弯曲强度校核合格。 10、计算齿轮的圆周速度V齿轮 ：V齿轮=πd1n1/(6031000)=0.94m/

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七、轴的设计 （一）输出轴的设计计算 1、轴的设计要求 在进行轴的设计时,为了保证其具有足够的工作能力,必须根据使用条件对轴进行强度计算；对于有刚度要求的轴,还要进行刚度计算；对于高速运转的轴,要进行震动稳定性的计算。但对于一般的机械设备中的轴,因转速不高,只要保证强度或刚度要求就行了。另外,还要根据装配、加工等具体要求,合理的进行轴的结构设计。 2、轴的材料的选择 由于工作时轴上的应力多为交变应力,所以轴的失效一般为疲劳断裂,因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度；对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求了,并具有良好的加工性。轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁、和高强度铸铁。 因此,轴的材料选择为45钢,调质处理。查【1】(P224表15-1)可知： 强度极限σb=650MPa,屈服极限σs=360MPa,许用弯应力[σ]=60 MPa, 硬度217～255 HBS。 3、按扭转强度估算轴的最小直径 轴径d的设计计算公式为 d≥A(P2/n2) 1/3结 果 45钢调质处理 σb=650MPa σs=360MPa [σ]=60 MPa P2=1.59KW n2=109.10 (r/min) A=115 d=30mm d1=30mm 13

查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式,得: d≥28mm 考虑键槽影响以及联轴器孔径系列标准,将直径增大5%,则 d=283(1+5%)mm=29.4mm 取d=30mm合适。 因此,可取最细的轴径d1=30mm。 4、轴的结构设计 (1) 轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定。 (2) 确定轴各段直径 绘制轴的计算简图

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图7.1 输出轴的结构图 查【2】(P42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.1中的d1与d2,d4与d5, d6与d7的轴肩. 查【1】(P226表15-2),可知,为保证零件与定位面靠紧,轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径R和倒角C。一般取定位轴肩高度a=(0.07～0.1)d,轴环宽度b?1.4a。 所以,d2= d1+2(0.07～0.1)d1=33.8～36mm 取：d2=34mm d2=34mm 查【2】(P42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.1所示的安装齿轮和联轴器处的直径d4、d1,一般应取标准值(见查【2】表10-7表14-1)。另外,安装轴承及密封元件处的轴径d2、d7和d3 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(查【2】表13-2和表17-5)。 查【2】(P43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为(1～3)mm,如 图7-1中的d2与d3,d3与d4,d5与d6处的直径变化。 因此,由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等,d1=30mm,考虑前面所述决定径向尺寸的各种 因素,其他各段直径可确定为： 求d3： 齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2, 所以,d3=d2+(1～3)=35mm～37mm ，取d3=35mm。 求d4：为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3， 所以,d4= d3+(1～3)=38mm～40mm d4处安装齿轮一般取标准值,查【2】(P97表10-7).可知取d4=40mm。 求d5：考虑在d4与d5处用轴肩实现轴向定位， d3=36mm d4=40mm

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所以，d5=d4+2(0.07～0.1)d4=45.6mm～48mm ，取d5=46mm。 求d7：满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=35mm 求d6：d6与d7用轴肩实现轴向定位,齿轮在左端用轴环定位,轴环直径d6, 所以，d6=d7+2(0.07～0.1)d7=39.9mm～42mm，取d6=42mm。 (3)选择轴承型号 由于d7和d3两处都安装轴承,且d7=35mm,初选深沟球轴承,查【2】(P130表13-2),可知,轴承代号可为6007,轴承宽度B=14mm,安装尺寸为damin=41mm。所以d6 =41mm。 (4)确定轴各段的长度 如图7.1中d4、d1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定。轮毂宽度L0与孔径有关,查【2】(P43).知,一般情况下,轮毂宽度L0=(1.2～1.6)d,最大宽度Lmax?(1.8～2)d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.6～1.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度L应较轮毂宽L0短(2～3)mm,以保证轴上零件定位可靠.因此可以得到 L1=(1.8～2)d-2=(1.8～2)330-3=51mm～57mm 取 L1=52mm L4=(1.2～1.6)d4-3=(1.2～1.6)340-3=45mm～61mm 取 L4=48mm 因为轴端倒角45度,所以 ，L7=B+2=16mm。 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长L套筒 =16mm；所以 ， L3= B+L套筒+2=16+16+2=34mm。 齿轮位于轴的中间,即L5+ L6=L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。 d5=46mm d7=35mm d6=42mm L1=52mm L4=48mm B=14mm L7=16mm L3=34mm L5=6mm L6=10mm 在图7.1中,L2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖,查【2】(表4-15),伸出端盖外部分的长度LB与伸出端安装的零件有关,与端盖固定螺钉的装拆有关,查【2】(P44)。可取B?(3.5～4) d3螺钉,此处d3为轴承端盖固定螺钉直径,轴上零件不影响螺钉等的拆卸,查【2】(P44),这时可取LB=(0.15～0.25) d3螺钉。由装拆弹性套销距离B确定(B值可由联轴器标准查出).轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。 查【2】(P21),可知 地脚螺栓直径：df=0.036a+12=0.0363107.5+12=15.87mm

df=15.87mm 15

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轴承盖螺钉直径：d3螺钉=(0.4～0.5) df =6.348mm～7.935mm ， 取 d3螺钉=7mm 所以LB=(0.15～0.25) d3螺钉=1.05～1.75mm.取LB=1.5mm。 查【2】(P37表4-15).可知：e=(1～1.2)d3螺钉=7mm～8.4mm 取e=8mm,同时取m=16.5mm。 则 L2 =e+m+LB=8+16.5+1.5=26mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：L=L3+L4+L5+L6=60+34+6+10=110mm 5、求作用在轴上的外力和支反力 根据轴系机构图绘制轴的计算简图,如图7.2(a)(b)(c)(d)(e) d3螺钉=7mm LB=1.5mm e=8mm m=16.5mm L2 =26mm L=110mm 图7.2 轴的强度计算 轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力,圆周力Ft和径向力Fr,方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T。 (1)、求转矩：T2 =9.55P2/n2=955031.59/109.10=138.45N?m T2=138.45N?m

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(2)、求分度圆直径：已知: d 2=165mm (3)、求圆周力：Ft=2T2/d2=1678.2 N (4)、求径向力：Fr=Ft2tanα=1678.23tan20 N=610.8N 将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解,然后按水平和垂直面分别计算. 1.垂直面的支反力(见图7.2(b)) ○RAV=RBV=Fr/2=610.8/2=305.4N 0d 2=165mm Ft=1678.2 N Fr=610.8N RAV=305.4N 2.水平面上的支反力(见图7.2(c)) ○RAH=839.1N RAH=RBH=Ft/2=1678.2/2=839.1N 6、作弯矩图 (1).作垂直弯矩图(见图7.2(b)) 垂直面上截面的D处的弯矩 MDV=-RAV3(L3+L4+L5)/2=-305.43110/2N?mm=-16797N?mm (2).作水平面弯矩图(见图7.2(c)) MDH=RAH3(L3+L4+L5)/2=839.13110/2N?mm=46150.5N?mm (3).作合成弯矩图(见图7.2(d)) 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来,其大小为: MD=(MDV+MDH)=(16797+46150.5)N?mm =49112.2N?mm 4).作扭矩图(见图7.2(e)) 扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上，T=T2=138.45N?m。 6.校核轴的强度 轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大,故为轴的危险截面,轴单向转动,扭矩可认为按脉动循环变化,故取折合系数??0.6。轴的材料为45钢,调质处理,查【1】(P224表15-1),得[σ]=60MPa。 221/2221/2 MDV=-16797 N?mm MDH=46150.5N?mm MD=49112.2N?mm T=138450 N2mm ??0.6 [σ]=60MPa

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2MD?(?T)2?ca??W2MD?(?T)2?[49112.22+(0.63138450)2]1/2/(0.13403)MPa 30.1dσca=15.1MPa =15.1MPa?[?]=60MPa 由此可知,轴的强度满足要求。 （二）输入轴的设计 1、选择轴的材料 与输出轴选材一样,选择45钢,调质处理。 2.齿轮上作用力的计算 (1)转矩已知：T1=9.55P1/n1=955031.66/357.5=44344 N2mm (2)分度圆直径已知：d 1=50mm (3)求圆周力：Ft=2T1/d1=1773.8 N (4)求径向力：Fr=Ft2tanα=1773.83tan20 N=645.6N 3.按扭转强度估算轴的最小直径 轴径d的设计计算公式为：d≥A(P1/n1) 1/30 45钢调质处理 P1=1.66KW n1=357.5(r/min) Ft=1773.8 N Fr=645.6N d1=20mm 18

查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式,有 ：d>=19.2mm 查【1】(P230),上式求出的直径为轴的最小直径,即外伸轴段直径,需要圆整为标准直径,与标准件相配是应与标准件相一致。当轴上开有键槽时,轴径还应增大5%～7%(一个键槽)或10%～15%(两个键槽),因为外伸轴段上有一个键槽。所以,取d1=19.2(1+5%)=20.16mm 查【2】(P139表14-1),可知：取最细的轴径 d1=20mm 4、轴的结构设计 (1)确定轴上零件的位置和固定方法 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边.轴外伸端安装联轴

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器,齿轮靠油环和套筒实现.轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位. (2)确定轴的径向尺寸 查【2】(P42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.3中的○1与○2,○4与○5,○6与○7处的轴肩. 查【1】(P226表15-2),定位轴肩高度a=(0.07～0.1)d,轴环宽度b?1.4a. 查【2】(P42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.3所示的安装齿轮处的直径○4,一般应取标准值(见查【2】P97表10-7).另外,安装轴承及密封元件处的轴径○3、○7和○2 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(见查【2】表13-2和表17-5). 查【2】(P43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为1～3mm.如图7.3中○2与○3、○3与○4、○5与○6的轴径变化. 由以上可知 ：d1=20mm， d1=20mm d2=d1+2(0.07～0.1)d1=22.8mm～26mm ， 取d2=24mm。 d2= 24mm d3=d2+(1～3)=25mm～27mm ， 取d3=25mm。 d3=25mm d4=d3+(1～3)=26mm～28mm ， 取d4=28mm。 d4=28mm d5=d4+2(0.07～0.1)d4=31.92mm～33.6mm ， 取 d5=32mm。 d5=32mm d7=d3=25mm 。 d6=d7+2(0.07～0.1)d7=28.5mm～30mm ， 取d6=30mm。 3)选择轴承型号 由于○7和○3两处都安装轴承,初选深沟球轴承,查【2】(P130表13-2),可知,轴承代号为6005,轴承宽度B=12mm,安装尺寸为damin=30mm所以可知d6=30mm。 (4)确定轴的轴向尺寸 由轴上安装零件确定的轴段长度,如图7.3中○1、○4、○7处由带轮轴、齿轮的轮毂宽度及轴承宽度确定.查【2】(P43)知,一般情况下,轮毂宽度L=(1.2～1.6)d,最大宽度Lmax?(1.8～2)d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.6～1.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长

d7=25mm d6=30mm B=12mm 19

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度l应较轮毂宽L短(2～3)mm,以保证轴上零件定位可靠. 所以,L1=(1.8～2)d-3=(1.8～2)320-3=33mm～37mm , 取 L1=36mm。 L4=(1.2～1.6)d4-2=(1.2～1.6)328-2=31.6mm～42.8mm，取 L4=42mm。 因为轴端倒角45度,所以L7=B+2=14mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长L=16mm；所以 L3=12+16+2=30mm 齿轮位于轴的中间,即L5+ L6= L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。 查【2】(P21),可知： 套筒L1=36mm L4=42mm L7=14mm L3=30mm L5=6mm L6=10mm 地脚螺栓直径、轴承盖螺钉直径与输出轴的相同： df=15.87mm ,d3螺钉=7mm 。 LB=1.5mm 所以LB=(0.15～0.25) ，d3螺钉=1.05～1.75mm.取LB=1.5mm。 e=8mm 查【2】(P37 表4-15).可知：e=(1～1.2)d3螺钉=7mm～8.4mm，取e=8mm,同时取m=16.5mm。 m=16.5mm 所以 ,L2 =e+m+LB=8+16.5+1.5=26mm。 L2 =26mm

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八、轴承的选择与校核 1、滚动轴承的类型选择 选用轴承时,首先是选择轴承类型,正确选择轴承类型时应考虑一下主要因素： (1)、轴承的载荷、 (2)、轴承的转速 (3)、轴承的调心性能 (4)、轴承的经济性 当我们进行选择时应综合考虑。 2、计算输出轴承 (1)、输出轴承类型选择 由已知条件,查【2】(P131表13-2),因其直径与输出轴第3段直径相等故其直径取d3=30mm,可选6007型深沟球轴承,其内径d为35mm,外径D=62mm,宽度B为14mm ,基本额定动载荷Cr=16.2kN 由已知条件知道工作时间为10年,且每天三班制工作,则大概总的各种时间为(轴承预计寿命)： Lh=365310324h=87600h (2)、计算当量动截荷 考虑到最不利的情况,单个轴承所受的径向力为 Fr1=Fr/2= 610.8/2 N =305.4 N 向心轴承只承受径向载荷时,P=Fr1=305.4 N。 (3)、校核轴承寿命 轴承计算寿命公式为：L10h= 10/(60n)3(ftC/P) 查【1】(P185表13-4), ft=1,ε=3 已知：n=n2=109.1r/min， 所以 ， L10h=10/(603109.1)3(1325500/305.4)h=88936938.9h>Lh 由于L10h >Lh满足要求,预期寿命足够,故选用6007型深沟球轴承. 3、计算输入轴承 滚动轴承的失效形式主要有：疲劳点蚀、塑性变形以及润滑不良,疲劳点蚀和塑性变形是最主要的失效形式,因此,要针对这两种主要失效形式进行必要的计算。

636ε结 果 6007型深沟球轴承 Lh=87600h Fr1=305.4 N P=305.4 N ft=1,ε=3 L10h=88936938.9h 6007型深沟球轴承 21

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(1)、输入轴承类型选择 查【2】(P131表13-2),因其直径与输入轴第3段直径相等,故其直径取d3=25mm, 可选用6005型深沟球轴承,其内径d为25mm,外径D为47mm,宽度B为12mm. 基本额定动载荷Cr=10.0kN。 6005型深沟球轴承 由已知条件知道工作时间为10年,且每天三班制工作,则总的各种时间为(轴承预计寿命) L10h=88936938.9h Lh=365310324h=87600h (2)、计算当量动截荷 考虑到最不利的情况,单个轴承所受的径向力为：Fr1=Fr/2=645.6/2 N =322.8 N 向心轴承只承受径向载荷时 ：P=Fr1=322.8 N (3)、校核轴承寿命 轴承计算寿命公式为 L10h= 10/(60n)3(ftC/P) 查【1】(P185表13-4), ft=1 对于球轴承的寿命指数：ε=3 已知：n=n2=357.5r/min 所以 ， L10h=10/(603357.5)3(1325500/322.8)h=23869440h>Lh 由于L10h >Lh满足要求,预期寿命足够,故选用6005型深沟球轴承.

636ε Fr1=322.8 N P=322.8 N ft=1 ε=3 L10h=23869440h预期寿命足够 选用6005型深沟球轴承 22

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九、键连接的选择和校核 在输出轴与输入轴的1,4段都需要键连接 选用A型的普通平键 1、根据轴径的尺寸,查【2】(表12-11) 表9.1 平键 键槽 宽度b 公称直径d 公称尺寸公称尺寸b?h b 极限偏差 深度 毂轴t 公 称 尺 寸 半径r 结 果 选用A型普通平键 min max 轴 键 t1 公 称 尺 寸 轴H9 毂D10 轴N9 毂Js9 b=8mm >12 5?5 5 ～17 >17 ～22 6?6 +0.030 +0.078 0 ±3.0 0 +0.030 -0.030 0.015 +0.030 +0.078 0 ±3.5 0 +0.030 -0.030 0.015 +0.036 +0.098 0 ±4.0 0 +0.040 -0.036 0.018 2.3 0.16 0.25 6 2.8 0.16 0.25 >22 8?7 8 ～30 3.3 0.16 0.25 a.输出轴 1、轴1段d1=30mm,轴4段d4=40mm 查【2】(P119表12-11),可知：d1=30mm在22～30mm之间,则b=8mm,h=7mm.静连接时,一般键长L可比轮毂宽度小5～10mm.则L=b2-(5～10)=40mm～45mm,取L=40mm。 2、强度校核 工作表面的挤压应力,查【1】（P171）静连接公式可知： σp1=4T2/[h(L-b)d1]= 43138450/(7337330)=71.3MPa σp4=4T2/[h(L-b)d4]=43138450/(7337340)=53.5MPa 查【1】(P142表12-7),可知,轮毂材料为45钢,且载荷平稳时,许用挤压应力[σp]=120～150Mpa。σp1<[σp], σp4<[σp],故连接能满足挤压强度要求。

h=7mm b2=50mm L=40mm σp1=71.3MPa σp4=53.5MPa 23

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b.输入轴 1、轴1段d1=20mm,轴4段d4=28mm b1=60mm 查【2】(P119表12-11),可知：d1=20mm在17～22mm之间,则b=6mm,h=6mm.静连接时,一般键长L可比轮毂宽度小5～10mm.则L=b1-(5～10)=50mm～55mm。 取L=50mm 则工作表面的挤压应力为 σp1=4T1/[h(L-b)d1]= 4344344/(6348320)=30.8MPa σp4=4T1/[h(L-b)d4]= 4344344/(6348328)=22MPa 查【1】(P142表12-7),可知,轮毂材料为45钢,且载荷平稳时,许用挤压应力[σp]=120～150MPa. σp1<[σp], σp4 <[σp],故连接能满足挤压强度要求. 键的外型图和键槽的安装图： L=50mm d1=20mm σp1=30.8MPa σp4=22Mpa 图9.1 平键

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十、联轴器的选择 1、类型选择 根据对各种相对位移有无补偿能力以及是否有过载安全保护作用,联轴器可分为刚性联轴器(无位移补偿能力)、挠性联轴器(有位移补偿能力)和安全联轴器(有过载保护作用)。综合考虑各种因素选择刚性联轴器。 2、型号选择 (1)计算名义扭矩T T=9550P2/n2=955031.59/109.10=138.45 N?m (2).确定计算扭矩Tca Tca=KT 由电动机的工作特性可知,查【1】(P217表12-1),取K=1.9. 则 Tca=1.93138.45N?m=263.1N?m (3).选择联轴器的型号 查【2】(P141表14-2),可知 Tca=263.1N?m <[T] = 400 N?m n2 <[n] =8000 r/min 故选择型号为GY5的联轴器。 结 果 T=138.45N?m Tca=263.1N?m 选择型号为GY5的联轴器

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十三、润滑和密封 1.齿轮传动的润滑 齿轮在传动时,相啮合的齿面有相对滑动,易产生摩擦和磨损,从而增加动力消耗,降低传动效率。在轮齿啮合间加注润滑剂,可以避免金属直接接触,减少摩擦损失,还可以散热和防腐蚀。 因为V齿<12m/s,可采用浸油润滑,圆柱齿轮浸油深度以1个齿高,但不小于10mm为宜.浸油润滑的油池应保持一定的深度和储油量,齿顶圆距油池底部不应小于30～50mm,以免搅起油池底部的杂质。 2.滚动轴承的润滑 轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力,还可以起到散热、减少接触应力、吸收震动和防止锈蚀等作用,轴承常用的润滑剂有润滑油和润滑脂两类。 (1)输出轴承的润滑 在前面轴承的选择和校核中,已经选输出轴承的型号为6007,查【2】(P130表13-2)可知,d=35mm.又因为轴承的转速n=n2=109.1r/min,则 dn=353109.1=3818.5mm(r/min)。 查【1】(P193)可知,dn<(1.5～2)310 mm(r/min),所以可采用润滑脂润滑。 (2)输入轴承的润滑 在前面轴承的选择和校核中,已经选高速轴承的型号为6005,查【2】(P130表13-2)可知,d=25mm又因为轴承的转速n=n1=382.1r/min,则 dn=253357.5=8937.5mm(r/min) 查【1】(P193)可知,dn<(1.5～2)310 mm(r/min),所以可采用润滑脂润滑。 3.密封的选取 轴承的密封是为了防止外部粉尘、水分及其他杂物进入轴承,并防止轴承内润滑剂流失。轴承的密封方法有接触式、非接触式和组合式三大类。 选择接触式密封中的毡圈密封,其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的,可补偿磨损后所产生的径向间隙,且便于更换毡圈。 其特点是：结构简单,廉价,但磨损较快、寿命短,它主要用于轴承采用脂润滑,且密封轴的

55结 果 采用浸油润滑 采用润滑脂润滑 采用润滑脂润滑 31

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表面圆周速度较小的场合。 十四、设计小结 课程设计体会 课程设计使我们对所学的知识得到了一次系统,完整的复习,让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识.课程设计的过程中,进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力。 在设计过程中的经验教训总结： 1.设计的过程中必须严肃认真,刻苦专研,一丝不苟,精益求精,才能在设计思想,方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。 2.机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的.必须发挥设计的主动性,主动思考问题分析问题和解决问题。 3.设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料,既可避免许多重复的工作,加快设计进程,同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料,如参考和分析已有的结构方案,合理选用已有的经验设计数据,也是设计工作能力的重要方面。 4.整个设计过程中要注意随时整理计算结果,并在设计草稿本上记下重要的论据,结果,参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题,使设计的各方面都做到有理有据.这对设计正常进行,阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。 5.课程设计达到了专业学习的预期目的.在一个星期的课程设计之后,进一步激发了我们对专业知识的兴趣,并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习. 6.在设计的过程中,还有一些小的问题还未能处理的很好,我会努力找的到不足,多加注意,以便以后能做的更好。 课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！ 课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力 十五、参考资料 参考文献 【1】王继焕.机械设计基础（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.3 【2】金清肃.机械设计基础课程设计（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.4

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