机械设计课程设计__带式运输机传动装置

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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-课程设计任务书2二设计要求2三设计步骤21. 传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数65. 设计V带和带轮76. 齿轮的设计97. 滚动轴承和传动轴的设计148. 键联接设计289. 箱体结构的设计2910. 润滑密封设计3111. 联轴器设计32四设计小结32五参考资料32111一 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 V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 卷筒原始数据:题号4567891011运送带工作拉

2、力F/N2500260028003300400450048005000运输带工作速度v/(m/s)1.11.11.41.21.61.81.251.5卷筒直径D/mm400220350350400400500500工作条件：连续单向运转，载荷平稳，使用期限8年，小批量生产，两班制工作， 输带速度允许误差为5%二.设计要求1. 减速器装配图一张。2. 绘制轴、齿轮零件图各一张。3. 设计说明书一份。1.传动装 置总体设 计方案三.设计步骤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 5000。运输带工作速度v/（m/s）1.5卷筒直径D/mm500。F = 1200Nv

3、 = 1.7 msD = 270mm1）减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3）方案简图如上图4）该方案的优缺点：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 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这 种简单的结构，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 柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y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的性能要求，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、电动机的选择2、电动 机的 选择1）选择 电动机 的类型2）选择 电动机

4、的容量1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构压 380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为P = Fv从电动机到工作机传送带间的总效率为L =门；f3 f4 -n5由机械设计课程设计指导书表9.1可知:V带传动效率0.96 n 2 :滚动轴承效率0.99 （球轴承）:齿轮传动效率0.97 （7级精度一般齿轮传动）:联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器）:卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为Pw-n3）确定电动机转速Pw = 2.04kwf = 0.86乌=2.37 kw3）确定电动 机转 速按表9.2推荐的传动比合理范围，一级圆柱

5、齿轮减速器传动比，顼430而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为n = 120 r/mi七=%n = (4 30) x 120 rmin = (480 3600) rjmin符合这一范围的同步转速有750 rmin、1000 rmin、1500 rmin3000,/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、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1500rmin的电动机。选定电动机型号 Y100L2-4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 动机型号为Y100L2-4。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)

6、启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y100L2-4314202.22.2电动机的主要安装尺寸和外形如下表:3、计算 传动装 置的总 传动比 和分配 传动比 (1)总 传动比iE分 配传动 比中心 高外型尺寸L X( AC/2+AD ) XHD底脚安装 尺寸A XB地脚螺栓孔直径K轴伸 尺寸DXE装键部位尺寸FXGD100380X 350X245160 X1401228 X608 X73.计算传动装置的总传动比is并分配传动比.总传动比iz为.ni m-znw(2).分配传动比. i z - i i考虑润滑条件等因素，初定11 .83i = 3.2= %24.计算 传动装 置的运 动和动 力参数

7、1)各轴 的转速4.计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速I轴n = nII轴n n =11 iiIII轴nn = _u111 iii卷筒轴n - n=120 r min=1420 r / min=443.75 r ； mina 120 r, min=1420 r minn = 443.75 r miniin = 120r minn = 120 r； min2)各轴 的输入 功率2).各轴的输入功率3)各轴 的输入 转矩I轴P =1iii轴P =iiIII轴Pin卷筒轴P卷 = 2.37 kwPH1H 2 = 2.25kw=P 门3q2 = 2.16kw=P T| 门=2.12kw3).

8、各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩T d为ITd = 9.55 x 10 6 xP= 1.59 x 10 4 N mm n mT = Td = 1.59 x 10 4 N - mmII轴广叩2 = 4.84 x 104 N - mmIII 轴 T = T 门门 i = 1.72 x 105 N mm111 轴 III II 3 2 II卷筒轴 = TiP4门2=L69x 105N mmP = 2.37kwP = 2.25 kwP = 2.16kwP= 2.12 kw5.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 的基准 直径 d d并U验算带 速轴

9、名功率P/kw转矩 T/(N mm)转速 n/(r/min)传动比i效率门I轴2.371.59 x 10414203.20.95II轴2.254.84 x 1044443.70.96III轴2.161.72 x 10512010.98卷筒轴2.121.69 x 105120Pc= 2.84kw选用A型带d = 100 mm d(2).验算带速vv = 7.43 ms将上述计算结果汇总与下表，以备查用。5.设计V带和带轮电动机输出功率Pd = 237知，转速n1 = nm = 1420 7min，带传动传动比 i=3.2,每天工作16小时。 P1) .确定计算功率ca由机械设计表8-7查得工作情

10、况系数KA = 1-2，故Pca = KAPd = 2.84kw2) .选择V带类型根据Pca， 1，由机械设计图8-11可知，选用A型带3) .确定带轮的基准直径ddi并验算带速(1) .初选小带轮基准直径dddi由机械设计表8-6和8-8，选取小带轮基准直径ddi = 100mmd冷 H = 100 mm，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。v =。勺1 = 7.43 m/s60 x10004).确的中心基准长度匕5).验算小带轮上的6).算带的因为5m/s v 30mis，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径d = i d = 320mm根据机械设计表8-8，选取dd2 = 315

11、 mm从动轮转速 七=二=450.8,/min2 iI4).确定V带的中心距a和基准长度Ld.由式0.7(气+气) a0 2(d12290.5 a0 90。d1az6).计算带的根数 计算单根V带的额定功率Prdd = m did = 320 mmd 2选取d = 315 mmd 2a 0 = 700mmLd = 2000 mma = 666mma = 726mm maxa . = 636mm min根数乙7) .计 算单根 V带的 初拉力 的最小 值(8) .计 算压轴 力FP9) .带 轮的结 构设计6.齿 轮的设 计1)选 定齿轮 类型、由dd1 = 100mm和n1 = 1420min

12、，查机械设计表8-4a得P0 = 1.31晶 根据n1 1420rjmin， 3.2和A型带，查机械设计表8-4b得静。=0.17kw 查机械设计表8-5得K了。.95，查表8-2得Kl = L03，于是P = (P +AP ) - K -匕=1.448kwz(2)计算V带的根数z = L =竺竺 1.96 P 1.448r取2根。7).计算单根V带的初拉力的最小值(F ). 0 min由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q = 0.1 kg/m，所以(F )= 500(2,5 Ka)Pca + qv2 = 162N0 minK zv应使带的实际初拉力F0 (F0)min。8) .计算压轴

13、力F p压轴力的最小值为(F )= 2 z (F )sin 1 = 640Np min0 min29) .带轮的结构设计小带轮米用实心式，大带轮为腹板式，由单根带宽为13mm，取带轮宽为35mm。6.齿轮的设计1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。(3) 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，二者材料硬度差为40HBS。(4) 选小齿轮齿数七二24，则大齿轮齿数z 2-七z1

14、 - 89P - 1.448k z 2(F0) , 162N(F L = 640N选用直齿圆 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 24精度等 级、材 料及齿 数2)初 步设计 齿轮主 要尺寸89bH lim1H.计算应力循环次数2)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 2 2.3摆.立二)21t d U g h 1确定公式内的各计算数值I. 试选载荷系数Kt= I-3。II. 计算小齿轮传递的转矩95.5 x 105 P_T =ii = 4.84 x 104 N -

15、 mm1 n2III.由机械设计表10-7选取齿宽系数中d = 1。1 冬 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze = 188MPa 2。V.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=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限b H lim2 =550MPaN = 60n2 jLh = 1.56 x 109N = N = 4.21 x 108 2 i11W.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数K= 97 ； K T25。V1*2w.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1bH = Khn(limi = 0.97 X 600MPa = 582MPab =

16、hn2七血2 = 1.25x550MPa = 687.5MPa h 2 s2.计算I.试算小齿轮分度圆直径d 1t，代入b温中较小的值。d 2.32括-史(_)2 = 47.05mm itd uE-Hd = 47.05mm itII.计算圆周速度V。v = = 1.09 mis60 x 1000III.计算齿宽b。b = Q x d = 47.05mmbW.计算齿宽与齿高之比万模数 m = 1.96mmKKt z1齿高 h = 2.25m = 4.41mmtb 47.05-=10.67h 4.41V.计算载荷系数根据v = L09 ms , 7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数、=1.1

17、1v = 1.09 msb = 47.05mmb -=10.67 h直齿轮，K = K =1 ；HaFa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 = 1.310 ；Hp；b / 由厂10.67 ,匕=1.310查机械设计图10-13得K = L27故载荷系数K = KKK K = 1.454Ha HpH.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径K:=48.84mm KK = 1.454d = 48.84W.计算模数m = 2.04mmd m = l = 2.04mmz1(3) .按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式 m Z

18、3：撰1(#)3中g尸1.确定公式内的各计算数值I .由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b fe1 = 500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限。=380MPa ；FE 2II.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 1 = 0.87III.计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有K b ”=f% fei = 311MPaK b b = fn fe2 = 244.3MPaW.计算载荷系数K ;K = 1.41K = K K K K邓=1.41V. 查取齿形系数；由机械设计表10-5查得yf 1 = 2.65 ； yf 2 2.20H.查取应力校正系数；由机械设计

19、表10-5查得、广1.58； Ysa2 =1.78W.计算大、小齿轮的土 并加以比较；bFb F 1=0.0135七 2 七 2 = 0.016 。2大齿轮的数值较大。训I.设计计算m 乙：2Ki （七七）= 1.56mm 3中片。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值m = 2mm，按接触强度算得的分度m = 2mm圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数，取&= 93。这样设计

20、出的齿轮传动，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.计算分度圆直径d = zm = 50mmd = z m = 186mm2.计算中心距a = d* 2 = 118mm23.计算齿轮宽度b = d = 50mm取 B = 50mm，B = 55mmz1= 25z 2 = 93d = 50mmd 2 = 186mma = 118mmB2 = 50mmB = 55mm（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荐用的结构

21、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的设计部分。7.滚动轴承和传动轴的设 计 （一）.轴的设计7.滚动轴承和传动轴的设计（一）.轴的设计I .输出轴上的功率由上可知I 2.16即II.求作用在齿轮上的力% = 120r/min，T= 1.72 x 105 N - mm因已知低速大齿轮的分度圆直径d - mz = 2 x 93 = 186mm4 = 1849.5N2T.F =_m = 1849.5N t d2F =F 悴=673.1N r t cos pF = 0aIII.初步确

22、定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表15-3，取A0 = 110，于是d = A= 28.8mm，由于键槽的影响，故d = 1.03d = 29.7mm min 0 nminminIII输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径di ii o为了使所选的轴直径di ii 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩K 查机械设计表14-1，取、=1.5，则：T = KaTii= 258000N - mm按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL2型弹性柱销联轴器， ca其公称转矩为 345000N - mm。半联轴器的孔径 d= 30mm，故取

23、 = 30mm，半联轴器长度L = 82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度气=60mmF =rF =ad二mindi-ii-e-ro=w 寸=zfVIninIVV叫vnw.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，I-II段右端需制出一轴肩，故取II-I段的直径d = 36mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度dii-m ii-iii673.1N0：28.8mm=30 mm=36 mm选取单列角接触球轴承7008ACd = 40 mmIII-wd = 40 mmvi-wl = 29 mmd = 42 mm应略短于轮毂宽度，故

24、取l= 47mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，w-v故取h = 3mm，则轴环处的直径dvv = 48mm。轴环宽度b 1.4h，取v v = 9 mm。4).轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的l = 47 mm w-vd = 48mmv-vl = 9 mmL = 60mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比匕=58 mm略短一些，现取=58 mm2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触

25、球 轴承。按照工作要求并根据din= 36mm，查手册选取单列角接触球轴承7008AC，其 尺寸为 d x D x B = 40mm x 68mm x 15mm，故 d = d = 40mm ；而 l = 29mm。3) .取安装齿轮处的轴端W-V的直径dw v = 42mm ；齿轮的左端与左轴承之间采 用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端l = 53mml= 39 mmIII-W距离 l = 18mm，故 l = 53mm。5).取齿轮距箱体内壁的距离a = 11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取s = 10

26、mm，已知滚动轴承宽度了 = 15mm，大齿轮轮毂长度L = 50mm，则ZB w = T + s + a + (50-47) = (15 +10 +11 + 3) mm = 39 mm至此，己初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dw-v由机械设计表6-1 查得平键截面b x h = 12mm x 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为43mm，同时为了保证H 7齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为-;同样，半联轴器n 6 H 7与轴的连接，选用平键为8mm x 7mm x 52mm，半联轴器与轴的配合为亍。滚动轴承 k

27、 6与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为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2x 45。V.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中 查取a值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得a = 15mm。因此。作为简支梁 的轴的支撑跨距L2 + L3 = 46mm + 46mm = 92mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图 和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处 的截面C处的Mh、M 及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FF1 = 925 N

28、, Fg = 925 NFnv1 = 337 N, Fg = 337 N弯矩MM h - 15480 N - mmM1 = 42540 N - mm, M 2 = 42540 N - mm,总弯矩M = 45270N - mm ，M = 45270N - mm扭矩TT = 172000N - mmH.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。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力，取a =0.6，轴的计 算应力=15.21MPa-M 2 + (aT )2a =_1caW前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表1

29、5-1查得a = 55MPa -i因此a S = 1.5CJS2 + S2故可知其安全。(3).截面W右侧抗弯截面系数W = 0.1d3 = 0.1 x 423 = 7408.8mm3抗扭截面系数K = 0.2d 3 = 0.1 x 423 = 14817.6mm 3截面W右侧的弯矩M为M = M1 x 464623 = 22635 N - mm截面W上的扭矩T为T = 172000N - mm截面上的弯曲应力q = M = 3.06 MPa b W截面上的扭转切应力t t = = 11.61MPaT过盈配合处的土，由附表3-8用插值法求出，并取匕=0.8匕，于是得 &= 2.30， = 1.

30、84TT轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为。=。=0.93故得综合系数为K = + - 1 = 2.38K =1 1 Ta TT所以轴在截面W右侧的安全系数为七 K b +1甲 b 350 o ab mSt= 7 = 12.24 t aT mS = So ST= 11.55 S = 1.5C JS2 + S2故该轴在截面w右侧的强度也是足够的。训I.绘制轴的工作图，如下：P d , = A = 19.75mm in，由于键槽的影响，故 d= 1.03d、=20.3mmminmin266556y onCM-e-II 产yJ 一 inmIV Vvi vn1vm输出轴的最小直径显然是安装带轮

31、处的直径dI-II和尺寸，取1 = 35mm。，取di-ii=22 mm，根据带轮结构W.齿轮轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足带轮的轴向定位要求，1 -II段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径 d = 26 mm ； ii-m2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球 轴承。按照工作要求并根据dim= 26mm，查手册选取单列角接触球轴承7006AC，其 尺寸为 d x D x B = 35mm x 62mm x 14mm，故 d = d = 30mm ；而 l = 28mm。3) .由小齿轮尺寸可知，齿轮

32、处的轴端W-V的直径dy町=54mm， 0.07d，故取h = 3mm，则轴环处的直径d “ = d训=36mm。轴环宽 度 b 1.4h，取V v = l侦如=6mm。4) .轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的 距离 l = 15mm，故 I m = 50mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离a = 8.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S ,取s = 10.5mm ,已知滚动轴承宽度T = 13mm , 则l w = T + s + a V

33、 v = (13 +10.5 + 8.5 6)mm = 26mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按Hn由机械设计表6-1查得平键截面 b x h = 6mm x 6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为27mm。滚动轴承与轴的周向定位是 由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为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2x 45。V.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中 查取a值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得a = 13mm。因此。作为简支梁

34、的轴的支撑跨距气+ L = 46.5mm + 46.5mm = 93mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩 图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处 的截面C处的Mh、M 及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 = 484 N, Fg = 484 NFnv 1 = 176 N, Fnv 2 = 176 N弯矩MM = 21540 N - mmM1 = 7840N - mm, M2 = 7840N - mm,总弯矩M1 = 22900N - mm ，M 2 = 2290N - mm扭矩TT = 48400N - mm前已选定轴的材料为45钢

35、，正火处理，由机械设计表15-1查得g = 55MPa(三).-1滚动轴因此b b ，故安全。ca-1算应力M 2 + (aT )2 b ca 1 W=34.7 MPa承的校核(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命Lh 10 X 8 X 2 X 365 - 58400hI计算输入轴承(1) .已知匕=444 rj min ,两轴承的径向反力F = Fr 2 - 484 N由选定的角接触球轴承7006AC，轴承内部的轴向力=0.63 FFs 1 - Fs2 - 0.63Fr - 304.9N(2) .因为 F + F - F ，所以 F - 0S1。S 2a故。=FS1 - 304.9N , Fa

36、2 - Fs2 - 304.9N(3) . FJFr1 - 0.63 , Fa JFr2 - 0.63，查手册可得 e - 0.68由于 FJFr、 e，故 X-1, Y - 0 ;F2 2 / Fr 2 L H60 n PH故满足预期寿命。II.计算输出轴承(1).已知n-120口min，两轴承的径向反力 F - Fr2 - 924.75N8.键 联接设 计由选定的角接触球轴承7006AC，轴承内部的轴向力=0.63 FFs 1 = Fs 2 = 0.63 Fr = 582,6N(2) .因为 FS1+ Fa = Fs2，所以 F广 0故。=F1 1 = 582.6N，Fa2 = Fs2 =

37、 582.6N(3) . FJ FR1 = 0.63，FA J Fr 2 = 0.63，查手册可得 e = 0.68由于 FJFR1 e，故 X = 1,K = 0 ;Fa J Fr 2 L H 60n PH故满足预期寿命。8.键联接设计I .带轮与输入轴间键的选择及校核轴径d = 22mm，轮毂长度L = 35mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b = 6mm， h = 6mm， L = 27mm (GB/T 1095-2003)一 .、，、一 一- 一.一 h现校核其强度：l = L - b = 21mm, T = 48.4N - mm， k =2q = 2T x 103/kld = 69.

38、84MPa查手册得。p = 110 MPa，因为Q广Q p ，故键符合强度要求。II.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d = 42mm，轮毂长度L = 47mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b = 12mm , h = 8mm , L = 43mm (GB/T 1095-2003)h现校核其强度：l = L - b = 31mm , T = 172N - mm , k =2b = 2T x 103/ kld = 66.05MPa查手册得卜p = 110 MPa,因为b广b p ,故键符合强度要求。III.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d = 30mm，轮毂长度L = 58mm，查手册，选A

39、型平键，其尺寸为b = 8mm , h = 7mm , L = 52mm (GB/T 1095-2003)h现校核其强度：l = L - b = 44mm, T = 169N - mm , k =29.箱体 结构的 设计b = 2T x 103：. kld = 73.16MPa9.箱体结构的设计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佳合质量， 大端盖分机体采用坐配合.is 61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，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

40、底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面 粗糙度为6.3 V3. 机体结构有良好的工艺性.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，能金0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M8紧固B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

41、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。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D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.E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.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的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚bb = 0.025a + 3 88箱盖壁厚b1b i = 0.02a + 3 88箱盖凸缘厚度bib = 1.5bi

42、i12箱座凸缘厚度bb = i.5b12箱座底凸缘厚 度b2b = 2.5b220地脚螺钉直径dfd = 0.036a +12 fM18地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径did = 0.75dfM14机盖与机座联d2d2 = (0.50.6) d亍M1210. 润 滑密封 设计11. 联接螺栓直径轴承端盖螺钉 直径d3d3 =（0.40.5）dfM10M8视孔盖螺钉直 径d4d4 =（0.30.4）dfM8定位销直径dd =（0.70.8）d210d , d，d 至外机壁距离C1查机械设计课程设 计指导书表4.2242018寸亍,d2至凸缘边缘距离C2查机械课程设计指导 书表42216外

43、机壁至轴承座端面距离l1l1 = C1 + C 2 +（812）48大齿轮顶圆与 内机壁距离A1A 1.2。10齿轮端面与内机壁距离A2A 。11机座肋厚m 1 mm = 0.85bm = 8轴承端盖外径D2D = D +（55.5）d1189610.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的，且传速较低，所以其速度 远远小于（1.52）x 105mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50 号润滑，装至规定高度。油的深度为H+ h，H=30 h =34。所以H+ h =30+34=64111其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证

44、机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面 应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀 布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。轴器设 计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.见轴的设计。四设计小结这次关于带式运输机上的单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，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过 两个星期的设计实践，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.1. 机械设计是机械工业的

45、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、互换性与技术测量、CAD实用软件、机械工程材料、 机械设计手册等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。2. 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。3. 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，

46、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。4. 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5. 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。五.参考资料机械设计高等教育出版社主编濮良贵纪名刚机械原理高等教育出版社主编孙桓陈作模葛文杰工程制图中国林业出版社主编霍光青刘洁材料力学高等教育出版社主编刘鸿文互换性与技术测量基础高等教育出版社主编胡凤兰金属工艺学高等教育出版社主编邓文英机械设计课程设计北京航空航天出版社 主编 任嘉卉 李建平机械设计课程设计指导书高等教育出版社主编 宋宝玉机械设计课程设计高等教育出版社主编 席伟光 杨光 李波机械设计基础课程设计 东北工学院出版社 主编高泽远王金机械设计手册机械工业出版社主编王文斌机械传动设计手册煤炭工业出版社主编 江耕华 胡来瑢