机械设计课设-最终设计一链板式输送机传动装置

设计题目：设计一链板式输送机传动装置

一、传动简图的拟定....................................... 3 二、电动机的选择......................................... 3 三、传动比的分配......................................... 5 四、传动零件的设计计算.................................. 7 五、轴的设计及校核计算........................... .......19 六、轴承的选择和计算.....................................35 七、键连接的校核计算.....................................38 八、减速箱的设计......................................... 40 九、减速器的润滑及密封选择............................. 43 十、减速器的附件选择及说明............................. 43

十一、设计总结............................ .................46 十二、参考书目............................ .................47

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课程设计题目：

设计链板式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

输送链的牵引力F/kN 运输机链速V/(m/s) 传送链链轮的节圆直径d/mm

工作条件： 连续单向转动，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为±5%。链板式输送机的传动效率为0.95。

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8 0.37 351 一、 传动简图的拟定 设计一链板式输送机传动装置 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为±5%。链板式输送机的传动效率为0.95。 第四组原始数据：输送链的牵引力F8kN；输送链的速度v0.37m/s；输送链链轮 节圆直径D351mm。 二、 电动机类型和结构型式的选择 1、电动机类型的选择：根据用途选择Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电 动机。 2、功率的确定： ⑴工作机所需功率Pw： PwFwvw/(1000w) 因为F8kN；v0.37m/s；w0.95，把数据带入式子中，所以 3

Pw80000.37/(10000.95)3.1158kW Pw=⑵传动装置的总效率η： 联轴器效率联=0.99，滚动球轴承效率轴=0.99，锥齿轮效率锥=0.97，圆柱齿轮效率圆（8级精度）=0.97，滚子链效率链=0.96。 3联轴器锥圆柱球轴承滚子链3.1158kW 电动机工作功率0.990.970.970.9930.960.8677⑶所需电动机的功率Pd： PdPw/3.1158/0.86773.72kW ⑷电动机额定功率Pm： 按Pm≥Pd选取电动机型号。故选Pm4kW的电动机 3、电动机转速的确定： 计算工作机轴工作转速： nw601000v/(d)6010000.37/(351) 20.14r/minPm=4KW， 转速nm= 960r/min 按推荐的传动比范围，取锥齿轮、圆柱齿轮和链传动的一级减速器传动比范围分别为2~3、3~5和2~5，则总传动比范围为i=12~75。故电动机转速的可选范围为 ninw(1275)20.14241.681510.5r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min。 由上可见，电动机同步转速可选750、1000和1500r/min，额定功率为4kW。因在 本课程设计中，1000r/min 1500r/min的电动机最常用，因此查表14-5(P166)选择电动机 型号为Y132M1-6。 电动机的主要参数见下表 4、电动机型号的确定 4

/kW nm(r/min) 选择 Y132M1-Y132M1-6 4 960 2.0 2.2 6 三相异 步电动机 三、传动比的分配 计算总传动比及分配各级的传动比 1、 总传动比：inm/nw960/20.1447.7 2、 分配各级传动比: 设减速器的传动比为i减，高速级锥齿轮传动比为i1，低速级圆柱齿轮传动比为i2， 链传动传动比为i链。 按表推荐的传动比范围，取锥齿轮、圆柱齿轮和链传动的一级减速器传动比范围分 别为2~3、3~5和2~5。经验公式i10.25i减。为使大锥齿轮不至于过大，i13。 各级传故i1i减i链，取i链=4，则有i减i/i链11.925 动比： 锥齿轮啮合的传动比：i10.25i减2.98，故i13。 i3 型号 额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩1圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i减/ i1=4.0111，i24。 链传动的传动比：i链=ii1×i2i24 i33.975=3.975。 3、 各轴的转速n（r/min） ① 电机轴的转速nd: ndnm960r/min ② 高速轴的转速n1：n1nd960r/min ③ 中速轴的转速n2：n2n1/i1960/3320r/min ④ 低速轴的转速n3：n3n2/i2320/480r/min 5

⑤ 工作轴的转速n4：n4n3/i链80/3.97520.13r/min 各轴转速： n1=960r/min 4、 各轴的输入功率P（kW） ①电机轴的输入功率Pd:Pd4kW ②高速轴的输入功率P1:P1Pd联轴器40.993.96kW ③中速轴的输入功率P2: P2P锥齿轮球轴承3.960.970.993.803kW 1n2=320r/min n3=80r/min ④低速轴的输入功率P3: P3P2圆柱齿轮球轴承3.8030.970.993.65kW n4=20.13r/min ⑤工作轴的转速P4： P4P3滚子链球轴承3.60.960.993.47kW 5、 各轴的输入扭矩T（N·m） ①电机轴的输入功率Td:Td9550Pd4955039.8N•m nd960②高速轴的输入转矩T1:T19550P3.961955039.4N•m n1960P23.8039550113.40N•m n2320P33.6509550435.7N•m n380P43.47955016.2N•m n420.14 各轴功率： P13.96kW ③中速轴的输入转矩T2:T29550P23.803kWP33.65kWP43.47kW④低速轴的输入转矩T3:T39550 ⑤工作轴的输入转矩T4:T49550Td、T1、T2、T3、T4依次为电动机轴，高速轴，低速轴，链轮轴和工作机轴的输入转矩。 参数轴名 电动机轴 轴Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ 工作机轴 6

功率P/kW 转矩T/nm 转速r/min 传动比 效率 4 39.8 960 1 0.99 3.96 39.4 960 3 3.803 113.4 320 4 3.65 435.7 80 3.47 16.2 20.13 3.975 0.9504 各轴扭矩： Td39.8N•mT139.4N•mT2113.40N•T416.2N•mT3435.7N•m 6、 验证带速 dn435120.13v0.3699m/s 601000601000 0.370.3699误差为100%0.0012%5%，合适 0.37 四、 传动零件的设计计算 1.圆锥齿轮的设计计算 已知输入功率P13.96kW，齿数比为3，小齿轮的转速为960r/min，由电动机驱 动，使用期为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻 微震动，空载启动。 （1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数 1）选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制GB/T123691990齿形角20，顶隙 系数c*0.2，齿顶高系数ha*1，螺旋角14。，轴夹角90，不变位，齿高用m 等顶隙收缩齿。 2）该减速器为通用减速器，速度不高故选用8级精度。 3）因传递功率不大转速不高，由表选择小齿轮材料为45Gr（调质），硬度为250HBS， 锥齿齿轮为45钢（调质），硬度为200HBS，二者材料硬度差为50HBS 重要参数： 4）选小齿轮齿数z122，大齿轮z2i1z132266 z122 （2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算 z266 7

0.9603 0.9603 对标准锥齿轮传动，节点区域系数ZH=2.5 1）小齿轮转矩T139400N•mm 2）试取载荷系数Kt1.6 3）由表7-5选取齿宽系数d0.3 1 24）由表7-6(P139)查得材料弹性影响系数ZE1.8MPa 5）由图7-18按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿 轮的接触疲劳极限Hlim2570MPa 6）计算应力循环次数 N160n1jLh6096012830010 2.78109 N2N1/u2.78/39.216108 7）由图7-19查得接触疲劳寿命系数 ZHN10.93 ZHN20.95 允许一定点蚀, 8）计算接触疲劳许用应力 取安全系数SH=1 H1ZHN1lim1/SH0.93600558MPa H2ZHN2lim2/SH0.95570541.5MPa 9）试算小齿轮分度圆直径 代入H中的较小值得 2ZEKTt1 d1t2.92310.52u70.863mm Hdd 10）计算圆周速度v 锥齿轮平均分度圆直径dm1d1t10.5d70.863(10.50.3)60.23mm ZEZH由设计公式进行计算，即d1t3H4KT110.52udd28

11）计算载荷系数 根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),，查表10-2得KA1.25 根据v=3.027m/s,8级精度，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，由图7-7查得动载 系数KV1.1 v(dm1n1)/(601000)(60.23960)/(601000) 3.027m/s由表7-3查得齿间载荷分配系数KHKF1 由大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查图取得齿向载荷分布系数 由KH1.875 则接触强度载荷系数 KKAKVKHKH1.251.111.8752.578 H541.5MPa12）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1d1t3K/Kt70.8632.578/1.683.07mmmd1/z183.07/223.77mm 3 取标准值m3.75mm 13）计算齿轮的相关参数 d1mz13.752282.5mm d2mz23.7566247.5mm 计算锥角 u=z2=cotδ1=tanδ2=3 1z1arctan1/u1843' 29017157' 计算锥距 Rd1u2132182.5130.4mm22 计算平均分度圆直径 dm1=d1(1−0.5∅R)=70.125 dm2=d2(1−0.5∅R)=210.375 9

计算平均模数 mm=m(1−0.5∅R)=3.1875 计算当量齿数 zv1=cos1δ=23.23 zv2=cos2δ=213.01 12zz14）确定并圆整齿宽 bdR0.3130.439.12mm d182.5mm 圆整取B235mm，B140mm 15）结构选择。 小齿轮齿顶圆直径＜160mm，选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径＞160mm，选用腹板式结构。 高速级锥齿轮的主要设计参数 齿数z 齿宽b 锥角 分度圆直径 平均分度圆直径 小锥齿轮 22 39.12mm 18.43° 82.5mm 70.125mm 大锥齿轮 66 39.12mm 71.57° 247.5mm 210.375mm 锥距R 模数m 平均模数 当量齿数 结构 小锥齿轮 大锥齿轮 130.4mm 3.75mm 3.1875mm 23.23 实心 213.01 腹板式 d2247.5mm 11843' 27157' B235mm，B140mm (3)按核齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定弯曲强度载荷系数KKAKVKFKF1.251.111.8752.578 2）计算当量齿数 zv1z1/cos123.2 zv2z2/cos2213.0 3）查表7-4得 YFa1=2.69,YSa1=1.575,YFa2=2.06，YSa2=1.97 4）计算弯曲疲劳许用应力 由图7-17查得弯曲疲劳寿命系数 YFN1=0.82，YFN2=0.85 取安全系数SF1.4 10

由图7-18c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FN1550MPaFN2510MPa 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力 F1YFN1FN1/SF0.82550/1.4322.1MPa F2YFN2FN2/SF0.85510/1.4309.6MPa 5）计算大小齿轮的YFa1YSa1/F1并加以比较 YFa1YSa1F12.691.5750.01315322.1 YFa2YSa2F22.061.970.01310 309.6 小齿轮的数值大 4KTYFaYSam3.7222d(10.5d)Z1u1F 取标准值m=3.75，与接触疲劳强度设计相同 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数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3.7就近圆整为标准值m=3.75 mm。按接触强度所得的分度圆直径d1=82.5 mm，算出小齿轮齿数 z1=d1m=3.75=22 82.5大齿轮齿数 z2=3×22=66 这样设计出的齿轮传动，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。 6）大锥齿轮结构设计 因为锥齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板式结构为宜有关尺寸按推荐的结构尺寸设计 D0173.2mm，C=（3--4）m=15mm D1D0D3/2114.6mm,D20.250.35D0D340mml11.2D442 D31.6D456mm故D435mm 2.斜齿圆柱齿轮的设计计算 11

已知输入功率P23.803kW，齿数比为4，小齿轮的转速为320r/min，由电动机驱动，使用期为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。 （1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数 1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。 2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度。 3）因传递功率不大转速不高，由表7-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为200HBS，二者材料硬度差为50HBS。 4）选小齿轮齿数z124，大齿轮z242496 5）选取螺旋角。初选螺旋角14 （2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算 由设计公式进行计算，即d1t32KT2u1ZHZEduH 21）小齿轮转矩T2113400N•mm 2）试取载荷系数Kt1.6 3）由图7-12选取区域系数ZH2.433 4)由表7-6查得材料弹性影响系数ZE1.8MPa 5）由表7-5选取齿宽系数d1 6）由图7-15查得10.79，20.， 则121.68 7) 由图7-18按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550MPa 8）计算应力循环次数 N160n2jLh60320128300101.612810

912 12

N2N1/u1.6128109/44.032108 9）由图7-19查得接触疲劳寿命系数 YHN10.96YHN20.98 10）计算接触疲劳许用应力 H1KHN1lim1/S0.96600576MPa KHN2lim2/S0.98550539MPa H1H2则HH22576539537.5MPa 211）试算小齿轮分度圆直径d1t 2KT2u1ZHZEd1t358.41mm duH12）计算圆周速度v v(d1tn2)/(601000)(58.41320)/(601000) 0.98m/s213）计算齿宽b及模数mnt bdd1t158.4158.41mm mntd1tcos58.41cos142.36mm z124h2.25mnt2.252.365.31mm b/h58.41/5.3111 14）计算纵向重合度 0.318dz1tan0.318124tan141.903 15）计算载荷系数K 齿轮工作时有轻微振动，查表7-2得KA1.25 由图7-7查得动载系数KV1.05 13

由表7-3查得齿间载荷分配系数KHKF1.2 由表7-8得轴承系数KH则接触强度载荷系数 1.42 斜齿轮重要参数： z126z2109 KKAKVKHKH1.251.051.21.422.2365 16）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1d1t3K/Kt58.412.2365/1.665.31mm3 md1cos/z165.31cos14/242.mm （3）按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定弯曲强度载荷系数KKAKVKFKF1.251.051.21.352.1263 2）根据纵向重合度1.903，从图7-14查得螺旋角影响系数Y0.88 3）计算当量齿数 zv1z1/cos324/cos31426.272 zv2z2/cos396/cos314105.0 4）查表7-4得 YFa1=2.592,YSa1=1.596,YFa2=2.176，YSa2=1.794 5）计算弯曲疲劳许用应力 由图7-17查得弯曲疲劳寿命系数 YFN1=0.，YFN2=0.9 取安全系数SF1.4 由图7-16c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FN1500MPaFN2380MPa 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力 F1KFN1FN1/SF0.9500/1.4317.9MPa KFN2FN2/SF0.99380/1.4244.3MPa F26）计算大小齿轮的YFaYSa/[F]并加以比较 14

m2.5 YFa1YSa12.5921.5960.01301 [F]1317.9YFa2YSa22.1761.7940.01598 [F]2252.429小齿轮的数值大 7）模数mnt 2KT1Ycos2YFaYSamnt3•2.38mm dz12[F]对比计算结果，取mnt2.5mm，已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径d165.31mm，来计算应有的齿数 z1d1cos65.31cos1425.3 mn2.5故取z126，则z2264104 8）计算中心距 a(z1z2)mn(26104)2.5167.48mm 2cos2cos14 17.08 d168mmd2272mm将中心距圆整为a170mm 9）按圆整后的中心距修正螺旋角 (z1z2)mn2a (26104)2.5arccos17.082170arccos B173mm B268mm 10）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1z1mn262.568mm coscos17.08z2mn1042.5272mm coscos17.08d211）计算齿轮宽度 15

bdd116868mm 取B173mm；B268mm 12）计算齿顶高ha、齿根高hf、齿全高h、顶隙c： *hahamn12.5mm2.5mm*hf(hac*)mn(10.25)2.5mm3.125mmhhahf2.53.1255.625mmcc*mn0.252.5mm0.625mm 13）计算齿顶圆直径da1、da2、齿根圆直径df1、df2：da1d12ha(6822)mm73mmda2d22ha(27222)mm276mmdf1d12hf(6823.125)mm61.75mmdf2d22hf(27223.125)mm262.625mm14）齿轮旋向： 小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。 （4）大齿轮结构设计 齿轮结构选择。 小齿轮齿顶圆直径＜160mm，选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径＞160mm，选用腹板式结构。 中间级斜齿圆柱齿轮的主要设计参数 齿数z 齿宽B 修正后螺旋角 分度圆直径 齿顶圆直径 小齿轮 24 73mm 大齿轮 96 68mm 中心距a 当量模数mn 结构 当量齿数 19.7 小齿轮 大齿轮 链轮的重要参数： 170mm 2.5mm 实心 腹板式 79.3 262.625mm z119 z276 14.853° 68mm 73mm 272mm 276mm 齿根圆直径 61.75mm 3.链传动的设计计算 已知输入功率P33.65kW，传动比为3.975，小链轮的转速为80r/min，由电动机16

驱动，使用期为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。 1）选择链轮齿数 取小链轮齿数z119 大链轮的齿数z2i3z13.9751975.52576 2）确定计算功率 由表6-7，轻微冲击，工况系数KA=1.0。 p31.75mmzKZ119 由表6-5，齿数19，假定工作点落在图6-12某曲线的左侧，则主动链轮齿数系数 取单排链，则Kp1 KL1.06 则计算功率为 1.081 KAP33.65P0KKK111.063.44KW ZLP 3）选择链条型号和节距 根据Pca3.44kW和主动链轮转速n380r/min，由表6-1得链条型号为20A，得节距p31.75mm。 4）计算链节数和中心距 初选中心距 a0(3050)p(3050)31.75952.51587.5mm 取中心距为1000mm，相应的链长节数为 LP0azzzzp201221p22a010001976761931.75125.26mm31.7522100022 2故取链长节数LP126节 17

Lz126191.877，查得f10.24333， 由P1z2z17619 d1192.mm则链传动的最大中心距为 af1p[2LP(z1z2)]0.2433331.75[2126(1976)]1212.9mm d2768.3mm 5）计算链速v，确定润滑方式 vz1n3p198031.750.804m/s 601000601000又因为链号20A，查图6-12得润滑方式为：滴油润滑 6）计算压轴力FP 有效圆周力： Fe1000P/v10003.65/0.8044539.8N 链轮水平布置时的压轴力系数KFp1.15 则FPKFpFe1.154539.85220.8N 7）计算链轮主要几何尺寸 d1p31.75192.90mm 180180sinsinz119p31.75768.3mm 180180sinsinz276d28）链轮材料的选择与处理 根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况采取两班制，工作时有轻微振动。每年300个工作日，齿数不多，根据表6-4得链轮材料选用40号钢，淬火、回火，处理后的硬度为40—50HRC。 9）①大链轮结构设计： 大链轮齿顶圆直径da2max： 查表得p=31.75 d1=19.05 18

da2maxd1.25pd1p/sin(180/z2)1.25pd131.75/sin(180/76)1.2531.7519.05788.93mm ②小链轮结构设计： 小链轮齿顶圆直径da1max： da1maxd1.25Pd1P/sin(180/z1)1.25Pd131.75/sin(180/19)1.2531.7519.05213.5mm 齿全宽bf2： bf2ptbf135.760.93b135.760.9318.953.337mm 轮毂宽度：L(1.5~2)d，取L60mm 低速级链轮的主要设计参数 齿数z 链号 排数 链节数 最大中心距 小齿轮 19 大齿轮 76 20A（节距31.75mm） 1 126 1212.9mm 五、轴的设计及校核计算 1.初算轴径。 1. 选择材料 选择45刚，调质处理。取C115 2. 按照扭转强度条件初步估算轴径。 19

P3.96 115318.44 轴Ⅰ:dC3n960 P3.803 115326.24 轴Ⅱ:dC3n320 P3.65 115341.09 轴Ⅲ:dC3n80 考虑到轴上键槽的影响，对于d≤100mm的轴，直径放大5%。 d1=18.44×1.05=19.36mm d2=26.24×1.05=27.6mm d3=41.09×1.05=43.1mm 2选择联轴器和轴承。 选择高速输入轴联轴器 1. 类型选择 选择弹性柱销联轴器，适用于连接两同轴线的传动轴系，并具有补偿两 轴相对位移和一般减振性能。工作温度-20~70℃。 2. 载荷计算 P3.96公称转矩T=9550000n=9550000×960=39.4N·m由表查得KA= 1.5，由Tca=KAT计算得到计算转矩 Tca=39.4×1.5=59.1N·mm 3. 型号选择 根据转矩，轴最小直径19.36mm选择型号。 取LT4弹性套柱销联轴器，其额定转矩63N·m，半联轴器的孔径 d124mm,故取d1224mm，轴孔长度L=52mm，联轴器的轴配长度L1 =38mm。 选择轴承类型 考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列02。0级公差，0 组游隙。α=25°。脂润滑。 3：绘制基本结构装配底图 功率P/kw 转速n/(r/min) 电机轴 4 960 轴Ⅰ 3.96 960 轴Ⅱ 3.803 320 轴Ⅲ 3.65 80 滚筒轴Ⅳ 3.47 20 20

如图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计。 查手册表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚δ=δ1=8mm。 地脚螺栓直径df=0.018(dm1+dm2)+≥12mm。取df=12mm。 箱盖与箱座连接螺栓直径d2=(0.5~0.6)df=6~7.2。根据螺栓标准取8mm。 对应螺栓的扳手空间，至外箱壁距离c1=13mm，至凸缘边缘直径c2=11mm。 ∆1=∆2=8mm，∆4=4.8~8mm，取∆4=6mm。∆5≥8mm，初取8mm。 后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。 输入轴的设计计算 1．已知：P13.96KW,n1960r/min,T139.4N•m 2．选择材料并按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS，b650Mpa，根据课本P235（10-2）式，并查表 3A11510-2，取0。dmin1153.96/96018.44mm。 考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=18.44× 21

(1+5%)mm=19.36mm 3.初步选择联轴器 要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号，查得KA1.5， d124mmd230mmTCKAT11.539.459.7N•m。 查《机械设计课程设计》P298，取LT4弹性套柱销联轴器，其额定转矩63N·m，半联轴器的孔径d124mm,故取d1224mm，轴孔长度L=52mm，联轴器的轴配长度L1 =38mm。 d335mmd444mmd535mm4.轴的结构设计 （1）拟定轴的装配方案如下图： d630mm l136mml245mml321mml470mml519mml660mm （2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 ○1为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=30mm L=50mm ○2选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球 轴承。参考d2-3=30mm。选取标准精度约为03，尺寸系列7307AC。尺寸： dDB358021 故d3-4= d5-6=35mm，而l3-4=21mm 。此两对轴承均系采用轴肩定位，查表，7307AC轴 承轴肩定位高度h=9mm 因此取d4-5=44mm。取LB(2.53)d91mm 则l=70mm 22

○3取安装齿轮处的直径d6-7=30mm，使套筒可靠的压在轴承上，故l56垂直面内力平衡：FNV1−FNV2+Fr=0 竖直面内对右边轴承处力矩平衡：73.5FNV1+(得：FNH1=558.9N， FNH2=1682.4N， FNV1=169.2N FNV2=557.2N (2) 画弯矩图 根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV图；然后按式M=22√MH+MV 并作出M图及扭矩图。 70.1252)Fa−44Fr=0 水平面内对右边轴承处力矩平衡：73.5FNH1−44Ft=0 画水平方向和竖直方向弯矩图： 由图可知，最大合成弯矩在右边轴承处。最大弯矩为可以看出最大计算应力处， 22M=√MH+MV =√（654.9×75.5)2+（19.2×75.5）=49466.2N∙mm 2转矩图：T=39.4N·m (3).校核轴的强度。 已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数α=0.6，计算应力σcaMW2=√σ2+4（ατ） 从弯扭图中可以看出，危险截面为右边轴承处，其轴径为d6=30mm，将弯曲应力σ=，扭转切应力τ=2W，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为 24

T

σca=+4（）≤[σ−1] 2W 23bt(d−t) πdW为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为W=−=322d 3810.209，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。 查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。 πd3bt(d−t)2π×3538×3.5(35−3.5)2−=−=3810.209mm3 322d322×35 代入公式 22MαT √σca=（）+4（）=14.39MPa W2W 查表15-1[σ−1]，45钢，调质，[σ−1]=60Mpa。 强度足够。 中间轴的设计 1．已知：P13.8028KW,n1320r/min,T1113.4N•m 2．选择材料并按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS，b650Mpa A115根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取0 dmin11533.8028/32026.24mm，考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径 增大5%，则d=26.24×(1+5%)mm=27.6mm 取d=28mm 3.轴的结构设计 拟定轴的装配方案如下图 2M√（）WαT225

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 ①初步选择滚动轴承。 因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列角接触球轴承，参照工作要求并根据d12d5628mm 。取7306AC 型，尺寸dDT30mm72mm19mm l140 l240 l329 l471l539 故d12= d56=30mm，此两对轴承均系采用套筒定位，查表18-4，轴定位轴肩高度h=3.5mm,因此取套筒直径为37mm。长18，总长39.采用凸缘式闷盖。 ②取安装齿轮处的直径：d23=d45=35mm，锥齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=（1.2~1.5）ds，取lh=42mm为了使套筒可靠的压紧端面，故取l23=40mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=2.5mm,则此处轴环的直径d34=40mm. ③已知圆锥斜齿轮的齿宽为b1=73mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面，此处轴长l45d130 d235 d340 d435d530 (4) 轴圆角：245度 轴Ⅱ强度校核。 （1） 计算受力。画受力分析图。 由轴Ⅰ小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。 2T圆周力Ft1=d1=1123.7N m1 径向力𝐹𝑟1=𝐹𝑡1tan𝛼cos𝛿1=1123.7×tan20°×cos18.43°=388.0𝑁 轴向力𝐹𝑎1=𝐹𝑡1tan𝛼sin𝛿1=1123.7×tan20°×sin18.43°=122.67𝑁 小圆柱齿轮受力情况如下： 2𝑇2×113.4 圆周力𝐹𝑡2=𝑑1=68=3335.3𝑁 1 𝐹𝑡2tan𝛼𝑛3335.3×tan20°径向力𝐹𝑟2=cos𝛽=cos14.853°=1256𝑁 轴向力𝐹𝑎2=𝐹𝑡2tan𝛽=3335.3×tan14.853°=884.5𝑁 水平面内Z方向上力平衡：FNH1+FNH2+Ft1−Ft2=0 竖直面内力平衡：FNV1+FNV2+Fr1−Fr2=0 水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡： (124.5)FNH1−74.5FNH2−112.5Fa1+74.5Ft1=0 竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡： (124.5)FNV1+84.5×Fr1−74.5FNV2=0得： FNH1=942.7N， FNH2=2590.4N， FNV1=135.0N FNV2=683N （2） 画弯矩图。 根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯 矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV图；然后按式M= 22√MH+MV 并作出M图及扭矩图。 承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6。 27

22M=√MH+MV =√842112+446742=95327N·mm=95.327N·m 转矩图 （3） 已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计 算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数α=0.6，计算应力σca=√σ2+4（ατ）。从弯扭图中可以看出，危险截面为小MW2圆柱齿轮安装处，其轴径为d=30mm，将弯曲应力σ=带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为 σca，扭转切应力τ=2W，T=2M√（）W+4（αT2W）≤[σ−1] πd3322W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。 −bt(d−t)22d，其中d查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。 πd3bt(d−t)2π×3038×3.5(30−3.5)2−=−=2323.002mm3 322d322×30代入公式 22MαTσca=√（）+4（）=25.136MPa W2W28

强度足够。 输出轴设计（Ⅲ轴） 已知：输出轴功率为P33.65kw，转速为n380r/min,转矩为T16.2N•m,大圆柱 齿轮的分度圆直径为d280mm，齿轮宽度B70mm。 1.选择轴的材料 选取轴的材料为45钢（调质），取A0100。 查表15-1[σ−1]，45钢，调质，[σ−1]=60Mpa。 2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径 则：dminA0l158 l259 l339 P335.7mm，考虑到输出轴与链轮相连有一个键槽，与圆柱斜齿轮相n3连有一个键槽，轴径应当增大5%~7%。，将直径增大5%，则d=35.7×(1+5%)mm=37.485mm，取轴端最细处直径为d140mm。 l459l565l649.5 3.轴的结构设计 （1）拟定轴的装配方案如下图： d140 d245 d350 d458 d556 d650 29

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 按零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计： ① 轮轮毂与轴段①： 该轴段安装链轮轮毂，此轴段设计与链轮轮毂同步设计。该处轴径取d140mm，轴的长度略小于轮毂孔的宽度，取L158mm。 ② 封圈与轴段②： 在确定轴段②的轴径时，应当考虑链轮的轴向定位以及密封圈的尺寸。链轮用轴肩定位，轴肩高度 h(0.070.10)d(0.070.1)402.84mm。轴段②的轴径为d2d12h40(5.68)mm45.648mm，最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈密封，查表16-9选毡圈40JB/ZQ46061986,则d245mm。轴承端盖外缘到链轮距离为lb(3.54)d33540mm，取lb36mm。（d310mm） ③ 轴承与轴段③的设计： 轴段③及轴段6上安装轴承，其轴径应满足轴承内径系列。有径向力存在，采用角接触球轴承，由轴段②到轴段③需要有安装轴肩，轴肩高度为h13mm，取h2.5mm，则轴段③及轴段6的轴径为d350mm，查表15-1选取角接触球轴承7310ACGB/T2921994。轴承内径为d50mm，轴承外径为D110mm,宽度为T27mm。轴承采用脂润滑，故需要甩油环，甩油环宽度定为B12mm,则轴段③的长度为L339mm。 30

根据轴承外径确定轴承端盖：查图，选取铸铁制造的透盖，另一端选用铸铁制造的闷盖。主要尺寸：D2160mm,D0135mm,12mm,d144mm。轴承螺钉选用M8，用六个螺钉固定。 因为轴承均为配对使用，故轴段6轴径d6d350mm，轴承端盖用闷盖，尺寸与上同；长度L649.5mm。轴段②的长度L259mm。 ④轴上的周向定位 大圆柱斜齿轮与轴用键连接查《机械设计课程设计》取bh1610mm，L=B-(5~10)=56mm 。同时保证齿轮与轴有良好对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m6。 链轮与轴用键连接查《机械设计课程设计》取bh128mm，L=B-(5~10)=70mm 。同时保证齿轮与轴有良好对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m6。 ⑤确定轴的倒角尺寸：2450。 轴Ⅲ强度校核。 弯扭校核 1） 大斜齿轮上的作用力的大小 由于大斜齿轮受力与校核轴2时小斜齿轮的受力互为作用力与反作用力，则 圆周力：Ft43152N 径向力：Fr41187N 轴向力：Fa4835N 2） 链轮对轴的作用力 链轮对轴只作用一个水平的压轴力，则 压轴力：Fp5201.4N 3） 4） 绘制轴受力简图（如下图） 轴承支反力： 水平面上的支反力：FpFb1Fr4Fd10 Fr4bcM'FpabFd1bd0 31

M'Fa4d2/2 解得：Fb17746N,Fd13163N 垂直面上的支反力：Fb2Fd2Ft40 Fd2bdFt4bc0 解得：Fb2934N，Fd22218N 5） 求弯矩，绘制弯矩图（如下图） M1Fpab439600N•mm M2M1(Fb1Fp)bc121350N•mm M3M2M'221550N•mm M4Fb2bc88730N•mm 32

6） 合成弯矩： M5M1439600N•mm M6M77） M22M42150329N•mm M32M42270134N•mm 求扭矩： TFt4d2/2378240N•mm 8） 判断危险截面并验算强度 剖面B弯矩最大，而直径相对较小，故剖面B为危险截面。 因为轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力： 33

caM52(T)2W439600(0.6378240)39.6MPa 30.15022前面已选轴的材料为45#钢，调质。查表得：[1]=60MPa 因为ca[1]，所以其强度足够。 （1） 疲劳强度校核 1）判断危险截面 因为截面I处相对弯矩较大，而且轴肩处倒角也会增加其应力集中，所以截面I为危险截面。 2）截面I右侧 抗弯截面系数：W0.1d30.150312500mm3 抗扭截面系数：WT0.2d30.250325000mm3 截面I右侧的弯矩：M439600(M5M6)6421330N•mm bc截面I上的扭矩：T378240N•mm 截面上的弯曲应力：bM33.7MPa W截面上的扭转切应力：TT15.1MPa WT轴的材料为45#钢，调质处理。查表可知： B0MPa,1275MPa,1155MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，查表可知： 2.0，1.32 轴材料的敏性系数q0.82,q0.85 故有效应力集中系数为： k1q(-1)1.82 k1q(-1)1.27 34

查表可知：尺寸系数0.73，扭转尺寸系数0.84 轴按磨削加工，查表可知：表面质量系数0.92 轴未经表面强化处理，即q1 综合系数： Kk112.58 Kk111.60 碳钢的特性系数： 0.10.2，取0.1 0.05-0.1，取0.05 于是，计算安全系数： SS-12753.16 Kam2.5833.70.10-1Kam1.615515.115.10.052212.44 ScaSSSS223.06S1.5 故可知其安全。 六、轴承的选择与计算 1.输入轴的轴承：7307AC角接触球轴承 1两个轴承分别受到的总的径向力为：F○r1558.9N,Fr21682.4N 查表可知：e0.68,Cr32800N 35

截面 I右侧安全 2轴承内部轴向力： ○Fd10.68Fr1380N Fd20.68Fr21144N Fa1Fd2Fa1000N Fa2Fd21144N 3计算当量动载荷： ○Fa11.8e，故：X10.41,Y10.87 Fr1Fa20.68e，故：X21,Y20 Fr2查表可知：fp1 轴承1：P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1099N 轴承2：P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1682.4N 4校核寿命： ○因P1P2，故仅需要校核轴承2。 查表可知：ft1。PP21682.4N。则 LhfC106(tr)3128650h27年 60960P故轴承寿命足够。 2.中间轴轴承7306AC角接触球轴承 1两个轴承分别受到的总的径向力为：F○r1942.7N,Fr22590.4N 查表可知：e0.68,Cr32800N 2轴承内部轴向力： ○Fd10.68Fr11N Fd20.68Fr21761.5N 36

Fa1Fd2Fa1286.6N Fa2Fd21761.5N 3计算当量动载荷： ○Fa11.36e，故：X10.41,Y10.87 Fr1Fa20.68e，故：X21,Y20 Fr2查表可知：fp1 轴承1：P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1505.8N 轴承2：P2fp(X2Fr2Y2Fa2)2590.4N 4校核寿命： ○因P1P2，故仅需要校核轴承2。 查表可知：ft1。PP22590.4N。则 LhfC106(tr)3128650h18.4年 60384P故轴承寿命足够。 3.输出轴轴承7310AC角接触球轴承 1两个轴承分别受到的总的径向力为：F○r17802N,Fr23863N 查表可知：e0.68,Cr55500N 2轴承内部轴向力： ○Fa15305.4N Fa24470N 3计算当量动载荷： ○ 37

Fa10.68e，故：X11,Y10 Fr1Fa21.16e，故：X20.41,Y20.87 Fr2查表可知：fp1 轴承1：P1fp(X1Fr1Y1Fa1)7802N 轴承2：P2fp(X2Fr2Y2Fa2)5473N 4校核寿命： ○因P1P2，故仅需要校核轴承1。 查表可知：ft1。PP17802N。则 LhfC106(tr)362494h13年 6096P故轴承寿命足够。 七、键的计算校核 1.输入轴上的键 1联轴器处： ○ Lbh3287 轴径d124mm，T139.4N•m，lLb24mm p14T1439.439MPa[p]110MPa d1hl24724满足强度要求。 2小锥齿轮处： ○Lbh3287 38

轴径d230mm，T239N•m，lLb24mm p24T2d2hl43931MPa[p]110MPa 30724满足强度要求。 2.中间轴的键的校核计算： 1大锥齿轮处： ○Lbh56108 轴径d135mm，T194.57N•m，lLb46mm p14T1d1hl494.5729.4MPa[p]110MPa 35846满足强度要求。 2小斜齿轮处： ○Lbh32108 轴径d235mm，T293.6N•m，lLb22mm p24T2d2hl493.660.8MPa[p]110MPa 35822满足强度要求。 3.输出轴键的校核： 1链轮处： ○Lbh56128 轴径d140mm，T1363N•m，lLb44mm p14T1d1hl4363103MPa[p]110MPa 40844满足强度要求。 2大圆柱斜齿轮处键的校核： ○Lbh561610 轴径d255mm，T2367N•m，lLb40mm 39

p2 满足强度要求。 八、减速箱的设计 十三：箱体结构和附件设计 箱体采用水平刨分式，刨分面与轴线平面重合，将箱体分为箱盖和箱座两部分。 材料选为HT150。 箱体设计主要是在满足强度，钢度的前提下，同时考虑结构紧凑，制造方便，重 量轻及使用等方面要求进行设计。 436766.7MPa[p]110MPa d2hl5510404T240

名称 代号 尺寸/mm 高速级锥距 R 131 低速级中心距 a2 170 箱座壁厚  8 箱盖壁厚 1 8 地脚螺栓直径 df 16mm，M16 地脚螺栓数目 n 6 地脚螺栓通孔直径 d 17 地脚螺栓沉头孔直径 D0 33 箱座凸缘厚度 b 12 箱盖凸缘厚度 b1 12 箱座底凸缘 B 50 41

箱座底凸缘厚度 b2 20 轴承旁连接螺栓直径 d1 9mm，M10 箱座与箱盖连接螺栓直径 d2 7.2mm，M8 连接螺栓的间距 l 150~200 轴承盖螺钉直径 d3 M8 视孔盖螺钉直径 d4 M6 定位销直径 d 6mm 轴承旁凸台半径 R1 14 凸台高度 h 结构确定 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮齿顶圆与内箱壁的距离 齿轮端面与内箱壁的距离 l1 42 1 8 2 8 42

箱盖肋板厚度 m1 7 选毡圈密封 箱座肋板厚度 m 7 轴承盖外径 D2 由轴承确定 轴承旁连接螺栓距离 减速器中心高 主箱体宽 主箱体长 S H SD2 H≥180mm da/2+(30~50)+δ+(5~8) 内壁宽123mm，外壁宽139mm，凸缘部分163mm 内壁长419mm，外壁长435mm，凸缘部分540mm 九、减速器的润滑及密封选择 1、 传动零件的润滑 因为减速器的齿轮圆周速度油面高度h0105mm12m/s，所以选用浸油润滑。 。 2、 滚动轴承的润滑 因为浸油齿轮的圆周速度2m/s，所以滚动轴承均采用脂润滑。 3、 轴承的密封 因为轴承采用的是脂润滑且接触面速度v5m/s，所以采用毡圈密封。 十、减速器的附件选择及说明 43

1、 视孔和视孔盖 确定检查孔尺寸为 A为100 A1A5d4130 A21(AA1)115 2B1箱体宽2060 BB16d430 B21(B1B)45 2d4M6，螺钉数4 R5，h5，3 2、 通气器的选用 选择简易式通气器 dM271.5 D115 B30 H45 h15 D236 H132 a6 4 K10 b8 h122 b16 44

D332 D418 L32 孔数6 3、 油标的选用 选用圆形油标，尺寸为： M271.5 D40.5 H15 h10 4、 油塞的选用 六角螺塞及封油圈尺寸： dM271.5 D022 L22 l12 a3 D19.6 s17 D10.95s d115 H2 5、 吊钩吊耳的选用 吊钩尺寸为： 45

C118 C216 KC1C234 H0.8K27.2 h0.5H13.6 r0.5K8.5 b(1.82.5)16 吊耳尺寸为: db(1.82.5)16 R(11.2)d18 e16 6、 定位销尺寸确定 定位销直径可取d(0.70.8)6（d2为凸缘上螺栓的直径）长度应大于分箱面凸缘的总厚度。 7、 起盖螺钉的确定 为便于开启箱盖，在箱盖侧边的凸缘上装一个启盖螺钉。取M620的螺钉，材料为Q235。 十一、设计总结 虽然这次课程设计只有短短的三周，但是使我体会到了很多。明白了一张比较完美的装配图是要付出多少努力，加强了我的动手、思考和解决问题的能力，使我对机械设计有更深刻的认识。 46

刚开始看到设计题目和设计内容的时候认为还是比较简单的，但是，机械设计的博大精深完全不是我可以想象到的，以前书本上学的一些概念的东西相比这次的设计内容来说真的是太过简单。 由于刚开始对于情况的认识不足，初步的课程设计说明书编写了很长时间，但是也有慢工出细活的好处，我的课程说明书比较细致认真，而且设计过程严谨有序，并且绘制了许多相对比较精确的草图，这对我们后边的绘制装配图有很大的帮助，也是我们可以很快绘制出装配图的一个前提。 绘制装配图的时候才真的体会到，牵一发动全身，毕竟前期的设计只是以简单的草图为基础，缺少整体的关联尺寸，于是进行了大量的修改。这个修改的过的考验了我的脑细胞和体力，几天的时间都一直在画图，但是一直坚持着精益求精从不乱画，每一条线段，每一个尺寸都经过了推敲，每一次下笔都经过三思，遇到小的错误也绝对不姑息，尽量做到最好。因为我知道，即使我自己觉得已经做到了最好，其实还是有很多的错误和不足。如果我自己都做的没那么，那么距离真正的机械设计要求就差距更大了。为了让自己收获更多，我努力了，我也成功了。 当这个时间开始的时候，老师告诉我们“这三周会让你们来一个蜕变”，我觉得我做到了。这次课程设计的过程，真的获益良多，感慨颇多，值得细细品味。 十二：参考书目 1.《机械设计课程设计》第2版 哈尔滨工程大学 杨恩霞 刘贺平主编 2.《机械设计》第2版哈尔滨工程大学 杨恩霞 刘贺平主编 47

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