机械设计课程设计带式输送机传动装置的设计

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1、课程设计(论文)题 目 名 称 带式输送机传动装置的设计 课 程 名 称 机械设计课程设计 学 生 姓 名 学 号 系 、专 业 机械与能源工程系 指 导 教 师 老师 2009年 12 月 18 日邵阳学院课程设计（论文）任务书年级专业学生姓名学 号题目名称带式输送机传动装置设计时间第1214周课程名称机械设计课程设计课程编号11000031设计地点新教学楼一、 课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、 已知技术参数和条件技术参数：输送带工

2、作拉力：5.6kN输送带速度： 0.8m/s卷筒直径： 450mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差5%。三、 任务和要求3.1 能与机器功能要求出发，制定或分析设计方案，合理的选择电动机.传动机构零件。3.2 能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的荷载，合理选择零件材料，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。3.2 能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济性和安全性等问题，对机器和零件进行结构设计。3.3 绘图表达设计结果、图样符合国家制图标准，尺寸及公差标准完整、正确，技术要求合理、

3、全面。注：1此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材 4.2 机械设计课程设计指导书4.3 减速器图册4.4 机械原理4.5 机械设计手册 4.6 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）： 年 月 日七、主管教学主任意见 主管主任（签字）：

4、年 月 日八、备注指导教师（签字）： 学生（签字）：邵阳学院课程设计（论文）评阅表学生姓名 吕军军 学 号 0841127238 系 机械与能源工程系 专业班级 现代制造技术 题目名称 带式输送机传动装置的设计 课程名称 机械设计课程设计 一、学生自我总结通过为期三周的课程设计，让我找出了自身状况与实际需要的差距，使我懂得在以后的学习中，要加强专业知识的储备和深化，努力做到与实践运用相结合，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，成为一名优秀的大学毕业生。由于学生我基础知识的不牢靠，缺乏经验，此次设计中还有些缺陷和不足，还请老师您批评指正。 学生签名：吕军军 年 月 日二、指导教师评定评分项

5、目综合成绩权 重单项成绩指导教师评语： 指导教师（签名）： 年 月 日注：1、本表是学生课程设计（论文）成绩评定的依据，装订在设计说明书（或论文）的“任务书”页后面；2、表中的“评分项目”及“权重”根据各系的考核细则和评分标准确定。目录1 传动方案拟定.12 电动机的选择.13 计算总传动比及分配各级的传动比.24 运动参数及动力参数计算.25 V带的设计计算. 26 减速齿轮传动设计.36.1 高速轴齿轮的选材与相关计算.36.2 低速轴齿轮的选材与相关计算.57 轴和轴承选择计算.77.1 高速轴的设计.77.2 中间轴设计. 97.3 低速轴设计. 127.4 轴承的选择计算. 138

6、减速器机体结构尺寸.149 减速器各部位附属零件的设计. .1510 润滑方式的确定.17参考文献.17计算项目和主要内容1 传动方案拟定1.1 工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用年限10年（每年300个工作日），小批量生产，二班工作制，输送带工作轴转速允许误差为5%。带式输送机的传动效率为0.96。1.2 原始数据输送带的牵引力F=5.6KN 速度V=0.8m/s滚筒直径D=450mm有上述工作条件及数据选用设计二级圆柱直齿轮减速器和V带传动2 电动机选择2.1 电动机类型的选择Y系列三相异步电动机2.2 电动机功率选择2.2.1 传动装置的总功率 表3-1得：总=带3轴承2齿轮联

7、轴器滚筒=0.960.9930.9720.990.97=0.8422.2.2 工作机所需功率Pw=FwVw=5.60.8=4.48KW2.2.3 电机所需的工作功率P工作=Pw/总=4.48/0.842=5.32（kW）2.3 确定电动机型号根设计手册表17-7上选型号Y132S-4其主要性能：额定功率：为5.5KW，满载转速1500r/min，质量为68kg3 计算总传动比及分配各级的传动比3.1 计算滚筒工作转速: n筒=601000V/D=6010000.8/（450）r/min=33.97r/min3.2 总传动比：i总=n电动/n筒=1440/33.97=42.393.3 分配各级传

8、动比 。3.3.1 设高速级传动比为i1，i3低速级传动比为i2，V带的传动比i33.3.2 取V带的传动比 i3=2.5，又因为我们设计的是同轴式圆柱齿轮减速器，传动比可按下式分配i1i2=i ,i= i总/ i3 , i1= i2=4.1184 运动参数及动力参数计算4.1 计算各轴转速（r/min）轴1的转速 n1=n电机/ i3=1440/2.5= 576r(r/min)轴2的转速 n2=n1/i1= 576/4.118= 139.87(r/min)轴3的转速 n3=n2/i2=139.87/4.118= 33.970(r/min)滚筒的转速 n4=n3= 33.970(r/min)4

9、.2 计算各轴的功率（KW）P1=P电机*带传动=5.50.96=5.28KWP2=P1*轴承*齿轮=5.2800.970.99=5.070KWP3=P2*轴承*齿轮=5.0700.990.97=4.870KWP4 = P 3 *联轴器*轴承=4.8700.990.97=4.680KW4.3 计算各轴扭矩（Nm）T1=9.55103P1/n1=9.551035.28/576=87.54 NmT2=9.55103P2/n2=9.551035.07/139.87=346.17 NmT3=9.55103P3/n3=9.551034.870/33.970=1369.10 NmT4=9.55103P4/

10、n4=9.551034.680/33.970=1315.70 Nm5 V带的设计计算5.1 选择普通V带截型由课本表得：kA=1.2PCa=KAP=5.5*1.2=6.60KW由课本图8-11：选用A型V带5.2 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图8-8得，取小带轮基准直径为dd1=125mm ,验算带速VV=dd1 n电机/( 601000)=9.425m/s因为5m/sV900(适用)5.5 确定带的根数根据课本P152表（8-4a）P0=1.91根据课本P153表（8-4b）P0=0.16KW根据课本P155表（8-5）K=0.95根据课本P146表（8-2）KL=1.01 由课本P1

11、58式（8-26）得Z=PCa/Pr=PCa/(P0+P0)KKL6.6/（1.91+0.16）0.951.01=3.32则取Z=4.5.6 确定带的初拉力F0由课本P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-27）单根V带的初拉力：F0min=500PCa*（2.5-K）/ K*Z*V+qV2=500(2.5-0.95)*6.6/（0.95*4*9.425）+0.19.4252 =151.7N取F0=1.5 F0min =227.55（N）5.7 确定带轮的结构形式小带轮dd1=125mm 采用实心式结构；大带轮dd2=315mm 采用孔板式结构 6 减速齿轮传动设计6.1 高速轴齿轮

12、的选材与相关计算6.1.1 选择齿轮类型，齿数，材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，传动方案选用直齿圆柱齿轮，由于转速不高选用7级精度。由表10-1小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS，取小齿轮的齿数为Z1=24，于是Z2=4.118* Z1=98.8 取Z2=996.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 由式（10-9a） d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 确定公式内的各计算值(1）选择载荷系数Kt=1.3(2) 计算小齿轮传递的转矩。T1=87.54Nm(3）由表10-7选取齿宽系数d=0.8(4）由表10-6查得

13、材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa1/2(5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HlimZ1=600 Mpa HlimZ2=550Mpa(6）由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLn =60*391.997*（2*8*300*10）=1.659*109N2=N1/4.118=0.403*109(7)由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90 KHN2=0.95(8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得H1=Hlim1KNT1/S=6000.90/1=540MpaH2=Hlim2KNT2/S=5500.98/1

14、=522.5Mpa6.1.3 计算(1）代入H中最小的值得d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 =2.231.387540(4.118+1)（189.8/522.5）2 /4.1181/3=66.30mm(2）计算圆周速度。V=d1tn1/601000=3.1461.54576/601000=1.998m/s(3）计算齿宽b b=dd1t=0.866.30mm=53.04mm(4）计算齿宽与齿高之比。模数mt=d1t/Z1=66.30/24=2.7625mm齿高 h=2.25*mt=2.25*2.7625=6.2156mm故 b/h=53.04/6.2156=8.53(5)计

15、算载荷系数 据V=1.855m/s 7精度等级由图10-8查得 动载系数Kv=1.08 KHa=KHb=1 由表10-2查得 系数KA=1 （因为有轻微振动） 由表10-4用插值法查得KH2=1.313 由图10-13查得 KF2=1.28所以载荷系数K=KAKvKHaKH2=1*1.08*1*1.31=1.403(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d1=d1t(K/Kt)1/3=66.30*(1.403/1.3)1/3=68.00mm计算模数m= d1Z1=68.00/24=2.8336.1.4 按齿根弯曲强度计算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/

16、3(1）由图10-20c得FE1=500 Mpa FE2=380 Mpa(2)又图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.8 KFN2=0.88(3)计算弯曲疲劳许用力，弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得F1=FE1* KFN1/s=0.8*500/1.4=285.7 Mpa F2=FE2*KFN2/s=0.88*380/1.4=238.86 Mpa 计算载荷系数K=KAKvKHaKH2=1*1.08*1*1.28=1.382(4)查应力校正系数表10-5YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.182 YSa2=1.789(5)计算大 小齿轮的YFa* YFa/FY

17、Fa1* YFa1/F1=2.65*1.58/285.71=0.01465 YSa2* YSa2/F2=2.182*1.789/238.86=0.01634 大齿轮的数值大(6）计算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3=(2*1.728*128634*0.01645/242*1) 1/3=2.047mm 对比计算结果，由齿轮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，由于齿轮模数的大小主要取决与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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.36并就近圆为标准值m=2.5 算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=

18、68/2.5=28 取Z1=28则Z2=4.118*28=115但为了满足同轴式的要求，使两对齿轮的中心距相等，则取m=3.56.1.5 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1=Z1*m=32*3.5=112mm d2=Z2*m=107*3.5=374.5mm(2)计算中心距 a=( d1+ d2)/2=(112+374.5)/2=243.25mm(3)计算齿宽 b=d * d1=112mm 取 B2=112mm B1=120mm6.2 低速轴齿轮的选材与相关计算6.2.1 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，传动方案选用直齿圆柱齿轮，由于转速不高选用7级精度。由表10-1小齿轮选

19、用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS，取小齿轮的齿数为Z3=24，于是Z4=3.35*z1=80 6.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 由d3t2.32kT2(u+1) *ZEH2/du1/3确定公式内的各计算值(1）选择载荷系数Kt=1.3(2) 计算小齿轮传递的转矩。T2 =413.784Nm(3）由表10-7选取齿宽系数d =1.(4）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa1/2(5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600 Mpa Hlin4=550Mpa(6）由式10-13计算应力循环次

20、数。N3=60n1jLn =60*117.014*1*（2*8*300*10）=3.37*108N4=3.37*108/3.35=1.006*108(7)由图10-19取接触疲劳寿命系数ZNT3=0.93 ZNT4=0.98（8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得H3=Hlim1ZNT1/SH=6000.93/1.0Mpa=558MpaH4=Hlim2ZNT2/SH=5500.98/1.0Mpa=539Mpa6.2.3 计算(1）代入H中最小的值得d3t2.32kT2(u+1) *ZEH2/du1/3=2.231.3413784(3.35+1)（189.

21、8/539）2 /3.351/3=102.647mm(2）计算圆周速度。V=d3tn1/601000=3.14102.647117.014/601000=0.63m/s(3）计算齿宽b b=dd3t=1102.647mm=102.647mm(4）计算齿宽与齿高之比。模数mt=d3t/Z3=102.647/24=4.277mm齿高 h=2.25*mt=2.25*4.277=9.623mm故 b/h=102.647/9.623=10.67(5) 计算载荷系数 据V=0.63m/s 7精度等级由图10-8查得动载系数Kv=1.03 KHa=KHb=1 由表10-2查得系数KA=1.25 （因为有轻微

22、振动） 由表10-4用插值法查得KH2=1.324 由图10-13得KF2=1.3所以载荷系数K=KAKvKHaKH2=1.25*1.03*1*1.324=1.705(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D3=d3t(K/KT)1/3=102.647(1.705/1.3)1/3=113.67mm计算模数m= d3Z3=113.67/24=4.74mm6.2.4 按齿根弯曲强度计算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3(1）由图10-20c得FE3=500 Mpa FE4=380 Mpa(2) 又图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN3=0.92 KFN4

23、=0.95(3) 计算弯曲疲劳许用力，弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得F3=FE3* KFN3/s=0.92*500/1.4=328.57 Mpa F4=FE4*KFN4/s=0.95*380/1.4=257.86 Mpa 计算载荷系数K=KAKvKHaKH2=1.25*1.03*1*1.3=1.673(4) 查应力校正系数表10-5YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.22 YSa2=1.77计算YFa* YSa/F并加以比较(5）YFa3* YSa3/F3=2.65*1.58/328.57=0.0127.43YFa4* YSa4/F4=2.22*1.77/257

24、.86=0.01524 小齿轮数值大(6）m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3=(2*1.673*413.784*0.01524/242*1) 1/3 =3.32mm 对比计算结果，由齿轮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，由于齿轮模数的大小主要取决与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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.36。但为了满足同轴式的要求，使两对齿轮的中心距相等，则取m=3.5。算出小齿轮的齿数Z3=d3/m=113.67/3.532 ，则Z4=3.35*32=1076.2.5 几何尺寸计算(1)计算分度圆直

25、径 d3=Z3*m=32*3.5=112mm d4=Z4*m=107*3.5=374.5mm(2)计算中心距 a=( d3+ d4)/2=(112+374.5)/2=243.25mm(3)计算齿宽 b=d * d3=112mm 取 B4=112mm B3=120mm根据齿轮齿顶圆直径的大小，大齿轮采用腹板式，小齿轮采用实心式。7 轴和轴承选择计算7.1 高速轴的设计7.1.1 材料的选择及热处理：选用45号钢，调质处理，查表15-3取A0 =1107.1.2 各轴段直径和长度的确定由dmin1 = A 0 P1/n11/3, 则 dmin1 =26.2mm 根据轴的键槽数可将直径增大10% 则

26、；dmin28.82 如上图，-段 取d1=30mm 取 L1=90mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 8770. -段 端盖的总宽为20，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，端盖外端与带轮间距离为l=30mm，取d2=36mm 取L2=50mm-段 因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6208深沟球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=18mm.所以取轴直径为d3=40mm。齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故段长：L3=（18+8+16+2）=44mm。-段 此段与齿

27、轮1配合 ， 直径d4=44mm L4=B1-2=110-2=108mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 128100，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段 取d5=50mm, L5=10mm-段 此段与6208深沟球轴承配合故 取d6=40mm, L6=16mm综上所述：该轴的长度L=318mm轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1.6mm7.1.3 按弯扭复合强度计算(1)求齿轮1分度圆直径：已知d1=112mm(2)求转矩：已知T1=128.634Nm(3)求圆周力： Ft=2T1/d1=3430.240N(4)求径向力： Fr=Fttan=3430.240ta

28、n200=1248.505N绘制轴受力简图（如图a）(5)求垂直面的支承反力：L1 =99mm L2 =74mm L3=58mmFV1=548.67N FV2=699.835N(6)求水平面的支承反力：FH1=1507.135 FH2=1923.105N(7)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV=FN1*L2=548.67*74=40.602 Nm(8)绘制水平面弯矩图（如图c）MH=FH1*L2=1507.135*74=111.528 Nm(9)绘制合弯矩图（如图d）M=(MH2+MV2)1/2=(40.6022+111.5282)1/2=118.689Nm(10)绘制扭矩图（如图e）转矩：T1=

29、128.634Nm (11)求危险截面B的计算应力ca从图可见，截面B最危险，（取折合系数=0.6） 由课本15-5式得，ca = M2+(*T)21/2/W= 118.6892+(0.6*128.634)21/2/7.422=19.075Mpa,-1=60 Mpa，所以该轴是安全的。 7.2 中间轴设计7.2.1 材料的选择及热处理：选用45号钢，调质处理，查表15-3取A0 =1107.2.2 各轴段直径和长度的确定由dmin2= A 0 P2/n21/3, 则 dmin2 =38.7mm 根据轴的键槽数可将直径增大10% 则；dmin42.57mm 如上图，-段 此段与轴承相配合，因为轴

30、承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6209深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=19mm.所以取轴直径为d1=45mm。齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm取 L1=19+16+8+2=45mm-段 此段与齿轮2相配合取d2=50mm，取L2=B2-2=103mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 14990，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段 此段主要是定位两边的齿轮 取d3=58mm ，L3=80mm。-段 此段与齿轮3相配合 取直径d4=50mm L4=B3-2=118

31、mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 149100，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段 此段与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6209深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=19mm.所以取轴直径为d1=45mm 取d5=45mm, L5=45mm综上所述：该轴的长度L=391mm轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1.6mm7.2.3 按弯扭复合强度计算（1)求齿轮分度圆直径：已知d2=374.5mm d3=112mm（2)求转矩：已知T2=413.784Nm （3)求圆周力：Ft1=2T2/d2=3310.272N Ft2=2T2/d3

32、=7389N（4)求径向力： Fr1=Ft1tan=3310.272tan200=1204.84N Fr2=Ft2tan=7389tan200= 2689.376N绘制轴受力简图（如图a）（5)求垂直面的支承反力：L1 =100mm L2 =189mm L3=123mmFV1=109.507N FV2=1594.043N（6)求水平面的支承反力：FH1=5986.525N FH2=4712.747N（7)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV1=FV1*L1=10.951 Nm MV2=FV2*L3=-196.067N（8)绘制水平面弯矩图（如图c）MH1=FH1*L1=598.653 NmMH2=F

33、H2*L3=579.668 Nm（9)求合弯矩M1=(MH12+MV12)1/2=(10.9512+598.6532)1/2=598.753NmM2=(MH22+MV22)1/2=(196.0672+579.6672)1/2=611.929 Nm取M=M2=611.929 Nm（10)绘制扭矩图（如图d）转矩：T2=413.784Nm （11)求危险截面B的计算应力ca从图可见，装齿轮3的截面最危险，（取折合系数=0.6） 由课本15-5式得，ca = M2+(*T)21/2/W= 611.9292+(0.6*413.784)21/2/10.854=60.842Mpa,-1=70 Mpa，所以

34、该轴是安全的。 7.3 低速轴设计7.3.1 材料的选择及热处理：选用45号钢，调质处理，查表15-3取A0 =1107.3.2 各轴段直径和长度的确定由dmin3 = A 0 P3/n31/3, 则 dmin3 =57.1mm 根据轴的键槽数可将直径增大10% 则；dmin62.8mm 如上图，-段 该段是与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6213深沟球轴承，其内径为d=65mm,宽度为B=23mm.所以取轴直径为d1=65mm，L1=20mm-段 此段为轴环，取d2=78mm，轴肩宽度b1.4h 取L2=10mm-段 该段是与齿轮4相配合，取d3=70mm，长度L3=

35、B4-2=108mm,故段长：L3=108mm。其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 201290，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段 该段是与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6213深沟球轴承，其内径为d=65mm,宽度为B=23mm。所以取轴直径d4=65mm取L4=40mm-段 此段主要是起定位的作用，取d5=62mm，L5=50mm。-段 该段是与联轴器相配合 ，计算转矩：Tca=Ka*T3=1.5*1331.204=1996.8 Nm 查标准GB/T5014-2003,选用HL5型联轴器，其公称转矩2000 Nm，半联轴器的孔径为60mm，半联轴器与

36、轴配合的毂孔长度为107mm，取d5=60mm, L6=105mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 181190，半联轴器与轴的配合为H7/k6。 综上所述：该轴的长度L=333mm，轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=2mm7.3.3 按弯扭复合强度计算（1)求齿轮4分度圆直径：已知d4=74.5mm（2)求转矩：已知T3=1331.204Nm（3)求圆周力： Ft=2T3/d4=7395.578N（4)求径向力： Fr=Fttan=7395.578tan200=2691.77N绘制轴受力简图（如图a）（5)求垂直面的支承反力：L1 = L2 =79mm L3=105

37、mmFV1=FV2=1345.885N（6)求水平面的支承反力：FH1=FH2=3697.789N（7)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV=FN1*L1=1345.885*0.079=106.325 Nm（8)绘制水平面弯矩图（如图c）MH=FH1*L1=292.125 Nm（9）求合弯矩: M=(MH2+MV2)1/2=(106.3252+292.1252)1/2=310.873Nm（10)绘制扭矩图（如图d） 转矩：T3=1331.204Nm (11)求危险截面B的计算应力ca从图可见，装齿轮3的截面最危险， （取折合系数=0.6）由课本15-5式得，ca= M2+(*T)21/2/W=310

38、.8732+(0.6*1331.204)21/2/29.705=28.853Mpa,-1=60 Mpa所以该轴是安全的。7.4 轴承的选择计算 由轴和齿轮的设计知，要求的用的轴承只受径向力，不受轴向力，所以7.1、7.2、7.3中所选的深沟球轴承设计符合要求。 主要数据F=5.8KNV=0.75m/sD=410mm总=0.850P工作=5.118KW电动机型号Y132M2-6n滚筒=34.936r/mini1= i2=3.35i3=2.449n1 =960r/minn2=117.014r/minn3=34.930r/minn4=n3=34.930r/minP1=5.28KWP2=5.07KWP

39、3=4.869KWP4 =4.7725KWP5=4.545KW T1=128.634NmT2=413.784NmT3=1331.204NmT4=1304.684Nmdd1=125mmdd2=315mm取a0=600L0=1905mmZ=5根F0=158.5N F0min =237.8Ndd1=125mmdd2=315mmi齿=3.35Z1=24Z2=80T1=128.634Nmm HlimZ1=600 Mpa HlimZ2=550MpaN1=1.129*109N2=0.337*108ZNT1=0.90ZNT2=0.95H1=540MpaH2=522.5MpaV=1.46m/sb=70.992m

40、mmt=2.958mmh=7.543mmb/h=9.41d1=80.154mmm=3.34mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.22YSa2=1.77Z1=32Z2=107d1=112mmd2=374.5mm a=243.25mmB2=112mmB1=120mmi齿=3.35Z3=24Z4=80T2 =413.784NmHlim3=600 Mpa Hlim4=550MpaN3=3.37*108N4=1.006*108ZNT3=0.93 ZNT4=0.98H3=558MpaH4=539Mpad3t=102.647mmV=0.63m/sb=102.647mmmt=4.227h=9.

41、623mmb/h=10.67YFa3=2.65YSa3=1.58YFa4=2.22YSa4=1.77Z3=32Z4=107m=3.5d3=112mm d4=374.5mma=243.25mmB4=112mm B3=120mmdmin28.82d1=30mm L1=90mmd2=36mm L2=50mmd3=40mm L3=44mmd4=44mm L4=108mmd5=50mm L5=10mmd6=40mm L6=16mmL=318mmFt=3430.240NFr=1248.505N FV1=548.67N FV2=699.835NFH1=1507.135 FH2=1923.105NMV=40.

42、602 NmMH=111.528 NmM=118.689NmT1=128.634Nm =0.6ca =19.075Mpa-1=60 Mpa轴设计合理dmin42.57mm d1=45mm =45mmd2=50mm L2=103mmd3=58mm L3=80mmd4=50mm L4 =118mmd5=45mm L5=45mmL=391mmFt1=3310.272N Ft2=7389NFr1=1204.84NFr2=2689.376NFV1=109.507N FV2=1594.043NFH1=5986.525N FH2=4712.747NMV1=10.951 NmMV2=-196.067NMH1=

43、598.653 NmMH2=579.668 NmM1=598.753NmM2=611.929 NmM=M2=611.929 NmT2=413.784Nm=0.6ca =60.842Mpa-1=70 Mpa轴是安全的dmin=62.8mmd1=65mm L1=20mmd2=78mm L2=10mmd3=70mm L3=108mmd4=65mm L4=40mm选用HL5型联轴器d5=62mm L5=50mmd6=60mm L6=105mmL=333mmT3=1331.204NmFt=7395.578NFr=2691.77NFV1=FV2=1345.885NMec=807.4NmFH1=FH2=36

44、97.789NMV=106.325 NmMH =292.125 NmM=310.873NmT3=1331.204Nm=0.6 ca =28.853Mpa,-1=60 Mpa该轴是安全的8 减速器机体结构尺寸 箱体选用球墨铸铁QT400-18,=18,布氏硬度130180HBS ,根据工作条件的要求,箱体具体设计参数如表：名称符号计算公式结果箱座壁厚度10箱盖壁厚度1（0.80.85）8mm8地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目4箱座凸缘厚度bb=2.5d15名称符号计算公式结果箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度23轴承旁联结螺栓直径M15盖与座联结螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.

45、40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外箱壁的距离查手册表5-3302216，至凸缘边缘距离查手册表5-32414外箱壁至轴承端面距离=+（510）60大齿轮顶圆与内箱壁距离112齿轮端面与内箱壁距离212箱盖，箱座肋厚分别为0.851、0.8569轴承端盖外径160轴承旁联结螺栓距离1809 减速器各部位附属零件的设计9.1 窥视孔盖与窥视孔在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.9.2 放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近

46、的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。9.3 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.9.4 启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.9.5 定位销为了保证

47、剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.9.6 环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。9.7 调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.9.8 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.9.9 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。

48、10 润滑方式的确定 传动零件的润滑采用浸油润滑。 滚动轴承的润滑采用脂润滑。 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，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。参考文献1 李育锡.机械设计课程设计M.北京：高等教育出版社,2008.2 濮良贵,纪名刚.机械设计.8版M.北京：高等教育出版社，2006.3 孙 桓，陈作模，葛文杰.机械原理.7版M.北京：高等教育出版社，2006.4 裘文言，张继祖，瞿元赏.机械制图M.北京：高等教育出版社，2003.5 刘鸿文.材料力学.4版M.北京.高等教育出版社,2004.6 徐学林.互换性与测量技术基础M.长沙.湖南大学出版社,2005.致谢在这次课程设计中，学生我得到了老师的指导和帮助，在此对二位老师表示最真诚的感谢。