链式运输机传动装置课程设计

机械基础综合课程设计说明书

课程名称： 课程设计 设计题目： 链式运输机传动装置设计 学 院： 机械工程学院 专业年级： 机设11-1 姓 名： ××× 班级学号： 机设11-1-20 指导教师： ×××

二Ｏ一三年 九 月十三日

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目 录

一、 课程设计任务书-----------------------------------------------------------1 二、 传动方案的拟定与分析---------------------------------------------------2 三、 电动机的选择--------------------------------------------------------------3 四、 计算总传动比及分配各级传动比----------------------------------------4 五、 动力学参数计算-----------------------------------------------------------5 六、 传动零件的设计计算------------------------------------------------------6 七、 轴的设计计算-------------------------------------------------------------13 八、 滚动轴承的选择及校核计算--------------------------------------------29 九、 键

连

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-----------------------------------------------30

十、减速器的润滑与密封-------------------------------------------------------32 十

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附

件

的

结

构

设

计

--------------------------------------------------33

设计小结-------------------------------------------------------------------------34 参考文献-------------------------------------------------------------------------35

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一、 课程设计任务书

题目：链式运输机传动装置设计

工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动；使用期10年，每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，运输链速度允许误差为±5%。

原始数据：运输链工作拉力F=4500N；运输链工作速度v=0.96ms；运输链链轮齿数z=10；运输链链节距p=60mm。

1-电动机；2-联轴器；3-圆锥-圆柱齿轮减速器；4-传动链；5-运输链

图1.1 链式运输机传动示意图

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二、 传动方案的拟定与分析 传动方案拟定步骤： 1-电动机；2-联轴器；3-圆锥-圆柱齿轮减速器；4-传动链；5-运输链 图2.1 链式运输机传动方案示意图 优缺点分析： 优点： 1. 在圆锥-圆柱齿轮减速器后接一级链传动，链传动能保持准确的传动比，无弹性滑动和整体打滑现象，可在恶劣的环境下工作。 2. 圆锥齿轮减速器布置在高速级，使圆锥齿轮减速器齿轮不致太大，否则加工困难。 缺点： 1. 电动机直接与两级圆锥-圆柱齿轮减速器相连接，使减速器的传动比和结构尺寸较大。 2. 链传动时工作振动噪声较大。 . . . 资 料. .

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三、 电动机的选择 1、电动机类型的选择 选择Y系列三相异步电动机。 2、电动机功率选择 （1）传动装置的总效率： 43总联轴器轴承圆柱齿轮圆锥齿轮链 总=0.7916 P电机=5.46kW =0.990.9940.970.970.963=0.7916 d链轮194.2mm （2）电机所需的功率： p电机FV45000.965.46KW 1000总10000.7916n运输链=94.41rmin 3、确定电动机转速 计算链轮分度圆直径： d链轮=sin180/z链轮齿数p运输链链节距194.2mm n电动机1510.56~7080.75rmin 计算运输链链轮工作转速： n运输链601000V6010000.9694.41r/min d链轮194.2 电动机型号： . . . 资 料. .

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按《机械设计课程设计指导书》P17表2-3推荐的传动比合理范围，取链传动比i链2~5，按《机械设计课程设计指导书》P18表2-4推荐的传动比合理范围，取二级圆锥-圆柱减速器传动比范围'i减速器8~15，则总传动比合理范围为ia16Y132S2-2 i总30.93 75。故电动机转速的可选范围为： 'n电动机ian运输链（16~75）94.411510.56~7080.75r/min。 综合考虑选择同步转速为3000r/min,额定功率为5.5KW，满载转速为2920 r/min的型号为Y132S1-2的电动机 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Y132S1-2。 其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速3000r/min；额定转矩2.2；质量70kg。 i链3 i减速器10.31 i12=2.58 四、 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比 i23=4 292030.93 94.41i总n电动机n运输链 2、分配各级传动比 （1） 据指导书P17表2-3，取链传动i链3（链传动单级传动比i链2~5合理） . . . 资 料. .

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（2） i总i链i减速器 i减速器i总30.9310.31 i链3i12=0.25i减速器=2.58 取二级圆柱圆锥齿轮减速器高速级传动比 则低速级传动比 i减速器i23==4 i圆锥 P0=5.46kWn02920r/min T0=17.86Nm P15.35kWn12920r/min T117.5Nm 五、 动力学参数计算 1、 0轴 P0=P电机=5.46kWn0n电机=2920r/minT0=9550P0/n0=95505.46/2920=17.86NmP25.14kWn21131.78r/min T243.37Nm P34.94kW n3282.945r/min T3166.74Nm 2、 1轴（高速轴） . . . 资 料. .

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P1=P0联轴器滚动轴承=5.460.990.995.35kWn1n0/i01=2920r/minT1=9550P1/n1=95505.35/292017.5NmP44.69kW n494.315r/min T4474.Nm 3、 2轴（中间轴） P2=P1圆锥齿轮滚动轴承=5.350.970.995.14kWn2n1/i12=2920/2.581131.78r/minT2=9550P2/n2=95505.14/1131.7843.37Nm 4、 3轴（低速轴） P3=P2圆柱齿轮滚动轴承=5.140.970.994.94kWn3n2/i23=1131.78/4282.945r/minT3=9550P3/n3=95504.94/282.945166.74Nm 5、 4轴 （链轮轴） P4=P3圆柱齿轮链传动=4.940.990.964.69kWn4n3/i34=282.945/394.315r/minT4=9550P4/n4474.Nm 1~3轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率的0.99。 z119 z257 Pca8.29kW p25.4mm a0952.5~1587.5mm

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Lp118 六、 传动零件的设计计算 ➢ 滚子链传动的设计计算 因为链传动处于低速级，传递功率小，所以选择滚子链完全能满足条件。 1、 选择链轮齿数 取小链轮齿数z119，大链轮齿数z2i341931957。 2、 确定计算功率 v2.28m/s Fe2394.7N 由表9-7查得KA1.0，由表9-13查得Kz1.52，单排链，则计算 功率为 PcaKAKZP1.11.385.468.29kW Fp2753.9N 3、 选择链条型号和节距 根据Pca8.29kW及n3282.945查图9-11，可选16A。查表9-1，链条节距p25.4mm。 4、 计算链节数和中心距 初选中心距a0(30~50)p762~1270mm。取a01000mm。相应的链长节数为 Lp02a0z1z2z2z1pp22a02210001957571925.42117.7mm25.4221000. . . 资 料. .

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取链长节数Lp118节。 查表9-7得到中心距计算系数f10.24708，则链传动的最大中心距为 af1p2Lpz1z20.2470825.4211819571004mm5、 计算链速v,确定润滑方式 n1z1p282.9451925.4v2.28m/s 601000601000由v2.28m/s和链号16A，查图9-14，应选择油池润滑或油盘飞溅润滑。 6、 计算压轴力Fp Z1=20 Z2=52 P5.46有效圆周力为：Fe100010002394.7N v2.28链轮水平布置时的压轴力系数KFp1.15，则压轴力为FpKFpFe1.152394.72753.9N ➢ 圆锥齿轮传动的设计计算 已知输入功率P小齿轮转速2920r/min，连续单向15.46kW，运转，工作时有轻微振动，空载起动；使用期10年，每年300个工作日，小批量生产，两班制工作。 1、选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm 2、按齿面接触疲劳强度设计 i0=2.6 u2.6 . . . 资 料. .

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由设计计算公式进行试算，即 d1t2.923(ZE)^2KT1 R(10.5R)^2•u R0.33 H（1） 确定公式内的各计算数值 1） 传动比i122.58 取小齿轮齿数Z120。则大齿轮齿数： Z2iZ12.582051.6 Hlim1570MPa Hlim2350MPa ZE1.8MPa1/2 取Z252 实际传动比i0=52/20=2.6 传动比误差：ii0/i2.62.58/2.60.7%<2.5% 可用 2） 齿数比：ui02.6 3） 试选载荷系数K1 4） 计算小齿轮的转矩 T117.5Nm N18.41109N23.2610 8 5） 选齿宽系数R1/3 6） 许用接触应力 Hlim1570MPa Hlim2350MPa7） 由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa1/2 计算应力循环次数 H1513MPa H2343MPa N160n1jLh6029201(1630010)8.41109N18.41109N23.26108i2.58 . . . 资 料. .

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由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN10.90,KHN20.98 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 KHN1Hlim10.90570513MPaS KHN2Hlim20.98350343MPaH2Sd1t60.47mm H1 m2.97 （2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径d1，代入H中较小的值 ZEKT1d12.923H(10.5)2uRR117.51.82.9231/3(10.50.33)22.659.47mm34322 d160mm d2156mm 2） 计算模数m md159.472.97 z120 取整，m3，所以 d1m1z160mmd2m2z2352156mm3） 计算齿轮的主要参数 取20 ha*1 c*0.2 0 根据ucot1tan2 计算得121.1 268.9 当量齿数zv1z121.417 不会发生根切现象。 cos1Rd1u2183.6mm 2. . . 资 料. .

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齿宽bRR127.6mm 查手册14-205 表14-3-8 得x10.42 x2x1 齿顶高 ha1ha*x1m4.26mmha2hax2m1.74mm* 齿高h2ha*c*m6.6mm 3、按齿根弯曲疲劳强度 1） KKAKvKFKF11.221.41.672.85 2） 计算当量齿数 z120zv121.44cos1cos21.1zv2z152144.45cos2cos68.9 K2.85 3） 由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系数 YFa12.76 YFa22.06 应力校正系数 zv121.44 zv2144.45 Ysa11.56 Ysa21.97 4） 由《机械设计（第八版）》图20-20c查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1FE2500MPa 5） 由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数 YFa12.76 YFa22.06 KFN10.88 KFN20.90 6） 计算弯曲疲劳许用应力 Ysa11.56 Ysa21.97 取弯曲疲劳安全系数S1.4，得 KFN1FE10.88500314.29MPaS1.4 KFN2FE20.90500321.43MPaF2S1.4 F17）校核弯曲强度 . . . 资 料. .

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根据弯曲强度条件公式F2KTYFaYSaF进行校核 bm2(10.5R)2Z F12KTYFa1YSa1b1m2(10.5R)2Z122.85205002.761.56175.62MPaF122333(10.51/3)202KTYFa2YSa2b2m2(10.5R)2Z2 F222.85205002.061.9736.35MPaF222333(10.51/3)52 满足弯曲强度，所选参数合适。 ➢ 圆柱齿轮传动的设计计算 1、选择圆柱齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿F1175.62MPaF1 面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm 2、按齿面接触疲劳强度设计 2F236.35MPaF2 KT1u1ZE3根据教材P203式10-9a：d32.32进行计duH 算 确定有关参数如下： ① 传动比i234 取小齿轮齿数Z320。则大齿轮齿数：Z4iZ342080 实际传动比i080/204 传动比误差：ii0/i44/40%<2.5% 可用 . . . 资 料. .

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齿数比：ui04 ② 由教材P205表10-7选取齿宽系数d=1 ③ 转矩T2 T2=43.37Nmm i234 ④ 载荷系数k 取k=1 ⑤ 许用接触应力H Z320Z480 H=KHNlim1 Si04 由教材P209图10-21d查得： Hlim3=570MPa Hlim4=350MPa 由教材P206式10-13计算应力循环次数N u4 N3=60n2jLh60282.94511630010=8.1108 N4=N3/i2.04108 由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数： KHN30.95 KHN40.98 T2=43.37Nmm 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0 H3=KHN3lim3=541.5MPa SKH4=HN4lim4=343MPa SσHlim3570Mpa σHlim4350Mpa 2故得： 2KT1u1ZE161100411.83d32.32=2.32=51.2mmN3=8.1108 duH14541.53模数：md3/z3=51.2/20=2.56mm N4=2.04108 . . . 资 料. .

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取标准模数：m3mm 3、校核齿根弯曲疲劳强度 根据教材P201公式10-5a： KHN30.95 KHN40.98 F确定有关参数和系数 ① 分度圆直径： 2KTY1FaYSaF dm3z12H3=541.5MPa H4=343MPa d3mz332060mmd4mz4380240mm齿宽：bdd316060mm ② 齿形系数YFa和应力修正系数YSa d348.9mm m=2.56mm 根据齿数Z3=20，Z4=120由《机械设计（第八版）》表10-5查 得齿形系数 YFa32.8 YFa42.22 应力校正系数 Ysa31.55 Ysa41.77 ③许用弯曲应力 [σF] 根据公式：F=Flim/SF σFlim3=290Mpa σFlim4 =210Mpa 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]3=σFlim3 /SF=290/1.25=232Mpa [σF]4=σFlim4 /SF=210/1.25=168Mpa ④ 将求得的各参数代入式 d360mmd3240mm b60mm . . . 资 料. .

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F3F42KTY212345502.81.551Fa3YSa390.MPa<F13232dmz314202KTY212345502.221.551Fa4YSa44.5MPa<F23232dmz41480 YFa3=2.80 YSa3=1.55 YFa4=2.22 YSa4=1.77 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 4、计算齿轮传动的中心矩a am/2z3z4150mm 5、计算齿轮的圆周速度V vd3n3/6010000.97m/s σFlim3=290Mpa σFlim4 =210Mpa SF=1.25 [σF]3=232Mpa [σF]4=168Mpa σF3=90.MPa 七、 轴的设计计算 ➢ 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 σF4=4.5MPa . . . 资 料. .

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选用45调质，硬度217~255HBS 根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=110 d1A03P6.13110314.08mm n2920 a =150 考虑有两个键槽，将直径增大10%，则： d=19.7×(1+10%)mm=15.488mm v0.97m/s ∴选d=18mm 1、求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P117.5Nm 15.46kw n12920r/min T 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 而 2T1175002700Ndm150FrFt•tan•cos1700tan20cos21.1237.70N FtFaFt•tan•sin1700tan20sin21.191.72N 3、 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选用45调质，硬度217~255HBS 根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=110 d1A03P5.46110313.55mm n2920考虑有两个键槽，将直径增大10%，则： d=13.55×(1+10%)mm=14.91mm ∴选d=18mm 为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联. . . 资 料. .

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轴器型号。 联轴器的计算转矩TcaKAT2，查《机械设计（第八版）》表14-1， 由于转矩变化很小，故取KA1.5，则 TcaKAT21.517.526.25Nm=26250Nmm 查标准GB/T 5843-1986，选YLD4型凸缘联轴器，其公称转矩为40Nm，半联轴器的孔径为18mm，故取d1218mm，半联轴器长度L42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。 4、 轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的装配方案（见图7.1） 图7.1 高速轴 A0=110 （2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，d114.08mm故取2-3段的直径d2322mm 2） 初步选择单列圆锥滚子轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力， 但轴向力相对较小，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d=18mm d2322mm，由《机械设计课程设计》表5-12中初步选取0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32005，其尺寸 为dDT25mm47mm15mm，d34d5625mm，而 . . . 资 料. .

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l3415mm。 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械零件设计手册》 查得32005型轴承的定位轴肩直径da30mm，因此取 d4530mm Ft700NFr237.70N Fa91.72N3） 取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6722mm；为使挡油环可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取l5613mm。 4） 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm，故取l2350mm 5） 由《机械设计手册》锥齿轮轮毂宽度为1.2d6726.4mm，为 使套筒端面可靠地压紧齿轮取l6738mm。 6） l4550mm （3） 轴上的周向定位 dmin14.91mm 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，因为d6722mm由《机 械设计（第八版）》表6-1查得平键截面bh8mm7mm，键槽 用键槽铣刀加工，长为20mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的 H7；滚动轴承与轴的周向 k6 定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 （4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 Tca26250N•mm 对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为5、 求轴上的载荷 表7.1 高速轴载荷 d1220mm l1238mm . . . 资 料. .

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载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H 垂直面V FNH1534.5N FNH21681.5N MH68.56N•m FNV139.43N FNV278.47N MV16.22N•m MV213.28N•m M68.5626.22268.84N•m T217.5N•m 图7.2 d2322mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 M2(T2)268.562(0.617.5)2ca25.80MPa W0.10.033前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》. . . 资 料. .

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表15-1查得160MPa,ca1，故安全。 6、 精确校核轴的疲劳强度 （1） 判断危险截面 截面5右侧受应力最大 （2）截面5右侧抗弯截面系数 W0.1d30.12531562.5mm3 d34d56 25mml3415mm d4530mm d6722mm 抗扭截面系数 WT0.2d30.22533125mm3 l5613mm 截面5右侧弯矩M为 M68560Nmm 截面5上的扭矩T2为 l2350mm T117500Nmm 截面上的弯曲应力 l6738mm M6856043.88MPa W1562.5 b截面上的扭转切应力 l4550mm T17500T15.6MPa WT3125轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 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按《机械r2.0D300.08，1.2，设计（第八版）》附表3-2查取。因d25d25经插值后查得 1.93,1.55 又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数 . . . 资 料. .

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为 q0.82,q0.85 轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质 故有效应力集中系数为k1q(1)10.82(1.931)1.76k1q(1)10.85(1.551)1.47 由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。 量系数为 0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 1.76112.570.710.92k11.471K111.780.870.92 K1又取碳钢的特性系数 k1 0.1,0.05 计算安全系数Sca值 12754.21Kam2.5725.390.101155S25.32Kam1.786.690.056.69S22SS4.2125.32Sca4.20S1.5S^2S^24.21^225.32^2故可知安全。 . . . 资 料. .

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➢ 中间轴设计 1、求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T3 P25.14kw n21131.78r/min T243.37Nm 2、已知圆柱直齿轮的分度圆直径 d160mm 而 2T22433701445.67Nd160tanntan20Fr1Ft11445.67542.29N coscos14Fa1Ft1tan1445.67tan14360.45NFt1已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径 dm2157.5mm 而 2T2243370550.73Ndm2157.5Fr2Ft2tancos2550.73tan20cos68.972.16N Ft2Fa2Ft2tansin2550.73tan20sin68.9187.01N3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根 据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0110，得 5.1415.46mm，中间轴最小直径显然是安装滚动1131.78 轴承的直径d12和d56 dminA03ca25.80MPa 3、 轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图 图7.3） . . . 资 料. .

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ca1 W1562.5mm3 WT3125mm3 M68560N•mm 图7.3 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，轴T117500N•mm 向力较小，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d12d5615.46mm，由《机械设计课程设计》表5-12中初步选b43.88MPa 取0基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承32005，其尺寸为dDT25mm47mm15mm，d12d5625mm。 T5.6MPa 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由《机械设计手册》查得 32005型轴承的定位轴肩直径da30mm，因此取挡油环直径 30mm。 2）取安装齿轮的轴段d23d4530mm，锥齿轮左端与左轴 承之间采用挡油环定位，查机械设计手册知锥齿轮轮毂长 L(1~1.2)d2337mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴 段应略短于轮毂长，故取l2335mm，齿轮的右端采用轴肩定位， . . . 资 料. .

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轴肩高度h0.07d，故取h4mm，则轴环处的直径为 d3439mm。 3）已知圆柱直齿轮齿宽b60mm，为了使套筒端面可靠地压 紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l4556mm。 4）取l1230mm,l3410mm,l5630mm。 （3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，d2331mm，所以由《机 械设计（第八版）》表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽 用键槽铣刀加工，长为25mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的 H7；圆柱齿轮的周向定位 m6 采用平键连接，d4531mm，所以由《机械设计（第八版）》表6-1 查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮 H毂与轴的配合为7；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保m6 对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 4、 求轴上的载荷 表7.1轴上载荷系数 K2.57K1.78 . . . 资 料. .

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载荷 支反力F 水平面H 垂直面V FNH11785N FNH22123N MH1133N•m MH2167N•mFNV1335N FNV21345N MV120.69N•mMV252.75N•mMV340.81N•mMV492.59N•m0.1,0.05 S4.21S25.32Sca4.20S1.5弯矩M 总弯矩 扭矩T MmaxM4167292.592190.95N•m T243.37N•m d160mm 图7.4 5、 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变. . . 资 料. .

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应力，取0.6，轴的计算应力 Ft11445.67NFr1542.29N Fa1360.45NM2(T2)2190.952(0.643.37)2ca44.95MPa 3W0.10.035前已选定轴的材料为40Cr（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得 170MPa,ca1，故安全。 6、 精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 截面5左右侧受应力最大 （2）截面5右侧 抗弯截面系数 W0.1d30.13032700mm3 dm2157.5mm Ft2550.73NFr272.16N Fa2187.01N抗扭截面系数 WT0.2d30.23035400mm3 T243370N•mm M967N•mm 截面5上的扭矩T2为 dmin15.46mm 截面上的弯曲应力 b截面上的扭转切应力 M96735.85MPa W2700 TT2433708.03MPa WT5400 轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得B735MPa,1355MPa,1200MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械. . . 资 料. .

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设计（第八版）》附表3-2查取。因经插值后查得 r2.0D350.067，1.167， d30d30 1.90,1.47 又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数 为 q0.82,q0.85 轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质 故有效应力集中系数为 k1q(1)10.82(1.901)1.74k1q(1)10.85(1.471)1.40 由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。 量系数为 0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 1.74112.540.710.92k11.401K111.700.870.92 K1又取合金钢的特性系数 k10.1,0.05 计算安全系数Sca值 . . . 资 料. .

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13553.Kam2.5435.850.101200S9.2324.2124.21Kam1.740.05S 22SS3.9.23Sca3.58S1.5S^2S^23.^29.23^2故可知安全。 （3）截面5左侧 抗弯截面系数 W0.1d^30.135^34287.5mm3 d23d4530mm 抗扭截面系数 WT0.2d^30.235^38575mm3 l2335mm 截面5左侧弯矩M为 M967N•mm 截面5上的扭矩T2为 T243370N•mm d3439mm 截面上的弯曲应力 b截面上的扭转切应力 M96722.57MPa W4287.5l4556mm l1230mm l3410mmT过盈配合处的法求出，并取T2433705.06MPa WT8575l5630mm k，由《机械设计（第八版）》附表3-8用插值k0.8k，于是得 k2.13,k 0.82.131.70 轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为 . . . 资 料. .

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0.92 故得综合系数为 112.220.92k11K11.7011.790.92 K12.13计算安全系数Sca值 k1 13557.09Kam2.2222.570.101200S14.99Kam1.7015.250.0515.25S22SS7.0914.99Sca6.41S1.5S^2S^27.09^214.99^2故可知安全。 ➢ 输出轴的设计计算 1、求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3 P34.94kw n3282.945r/min T3166.74Nm 2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱齿轮的分度圆半径 d2240mm 而 Ft2T3216674013.5Nd2240 tanntan2013.5521.22N coscos14FaFttan13.5tan14346.44NFrFt3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质），根据 . . . 资 料. .

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《机械设计（第八版）》表15-3，取A0110，得 4.9428.54mm，输出轴的最小直径为安装小链轮的282.945 直径d12，取d1235mm，小链轮与轴配合的毂孔长度为56mm。 4、轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的装配方案（见图七） dminA03 图7.5 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足小链轮的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2340mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D54mm，小链轮与轴配合的毂孔长度L157.5mm，为了 保证轴端挡圈只压在小链轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长 度应比L1略短些，现取l1255mm。 2）初步选择滚动轴承。 . . . 资 料. .

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因轴承只受有径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根 据d3440mm，由《机械设计课程设计》表5-12中初步选取0基 本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6208，其尺寸为 dDT40mm80mm18mm，l3420mm。左端轴承采用轴 肩进行轴向定位，由《机械设计手册》查得6208型轴承的定位轴 肩直径da47mm，因此取d4547mm；齿轮右端和右轴承之间 采用挡油环定位，已知齿轮轮毂的宽度为58mm，为了使套筒端面 可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取d6745mml6756mm， 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故 取h4mm，则轴环处的直径为d5653mm。轴环宽度b1.4h， 取l568mm。 3）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于 对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的 距离l20mm，故取l2335mm 4）l4540mm,l7835mm。 （3）轴上的周向定位 齿轮、小链轮的周向定位均采用平键连接，因为d6745mm，由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面bh14mm9mm， 键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良 ca44.95MPa H7好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，小链轮与m6轴的连接，选用平键10mm8mm35mm，半联轴器与轴的配合为ca1 H7，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴m6 . . . 资 料. .

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的尺寸公差为k6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 5、求轴上的载荷 表7.3 轴上载荷系数 W2700mm3 WT5400mm^3 垂直面V 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H FNH11062N FNH21872N MH202.37N•m FNV1156N FNV21399N MV135.36N•m MV298.69N•m M967N•mm T243370N•mm M1202.37235.362205.43N•mM2202.3798.69225.15N•m22T4166.74N•m b35.85MPa T8.03MPa 图7.6 . . . 资 料. .

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6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变 应力，取0.6，轴的计算应力 ，故安全。 （1）判断危险截面 截面7右侧受应力最大 （2）截面7右侧 抗弯截面系数 W0.1d^30.14539112.5mm3 M2(T2)2225.152(0.6166.74)2ca14.81MPa 3W0.10.055前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得160MPa,ca17、精确校核轴的疲劳强度 抗扭截面系数 WT0.2d30.245318225mm3 K2.54K1.70 截面7右侧弯矩M为 M81499N•mm 截面7上的扭矩T2为 T4166740N•mm 截面上的弯曲应力 bM814998.94MPaW9112.5 0.1,0.05 截面上的扭转切应力 TT21667409.15MPa WT18225轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 . . . 资 料. .

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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按《机械设计（第八版）》附表3-2查取。因经插值后查得 S3.S9.23Sca3.58S1.5 r2.0D55=0.044，=1.2， d45d45 2.00,1.32 又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数 为 q0.82,q0.85 W4287.5mm3 故有效应力集中系数为 k1q(1)10.82(21)1.82k1q(1)10.85(1.321)1.27 WT8575mm3 由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.73，扭转尺寸系数0.86。 轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为 M967N•mm T243370N•mm 0.92 1.82112.580.730.92k11.271K111.560.860.92 K1又取碳钢的特性系数 k1 b22.57MPa 0.1,0.05 计算安全系数Sca值 T5.06MPa . . . 资 料. .

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127521.79Kam2.584.0.101155S10.5718.2118.21Kam1.560.05S 22SS21.7910.57Sca9.51S1.5S^2S^221.79^210.57^2 故可知安全。 K2.22K1.79 . . . 资 料. .

S7.25S20.14Sca6.82S1.5 S .. . ..

d2240mm Ft13.5NFr521.22N Fa346.44N dmin28.54mm d1235mm 八、 滚动轴承的选择及校核计算 计算输入轴轴承 （1）已知n=2920r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N . . . 资 料. .

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初选两轴承为角接触球轴承70000AC型 根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力 FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=315.1N （2）∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N （3）求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据教材P321表13-5得e=0.68 FA1/FR1S .. . ..

Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h l1255mm ∴预期寿命足够 根据相同原理，可得： 表 10.2 d3440mm l3420mm 标准 GB/T297-1994 GB/T276-1994 位置 中间轴 低速轴 型号 圆锥滚子轴承（32005） 深沟球轴承（6208） d4547mm l6756mm 九、 键连接的选择及校核计算 1、输入轴与齿轮采用 轴径d122mm 轴段长38mm 查手册P51 选用A型平键，得：b8 h7 L20 即：键8×20 GB/T1096-2003 d6745mm d5653mm l568mm lLb12mm T117.5Nm 查《机械设计（第八版）》表6-2 得p100~120MPa 根据教材P106式6-1得 l2335mm l4540mm l7835mm p4T/dhl417500/2271237.88Mpa<p 2、中间轴与齿轮连接采用平键连接 . . . 资 料. .

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1）与锥齿轮的连接 轴径d230mm 轴段长35mm 查手册P51 选用A型平键，得：b10 h8 L25 即：键8×25 GB/T1096-2003 lLb15mm T243.37Nm 查《机械设计（第八版）》表6-2 得p100~120MPa 根据教材P106式6-1得 p4T/dhl443370/3081548.19Mpa<p 2）圆柱直齿轮的连接 轴径d330mm 轴段长56mm 查手册P51 选用A型平键，得：b10 h8 L40 即：键10×40 GB/T1096-2003 lLb30mm T243.37Nm 查《机械设计（第八版）》表6-2 得p100~120MPa 根据教材P106式6-1得 p4T/dhl443370/3083024.09Mpa<p 1、 输出轴与齿轮2连接用平键连接 轴径d145mm 轴段长56mm 查手册P51 选用A型平键，得：b10 h8 L35 即：键10×35 GB/T1096-2003 lLb25mm T3166.74Nm 查《机械设计（第八版）》表6-2 得p100~120MPa . . . 资 料. .

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根据教材P106式6-1得 p4T/dhl4166740/4582574.11Mpa<p . . . 资 料. .

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ca14.81MPa 十、 减速器的润滑与密封 1、齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。 2、滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所 W9112.5mm3 . . . 资 料. .

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以采用飞溅润滑。 3、密封 轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。 WT18225mm3 M81499N•mm T4166740N•mm b8.94MPa T9.15MPa q0.82,q0.85 2.00,1.32 k1.82 k1.27 . . . 资 料. .

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0.92 K2.58 K1.56 0.1,0.05 十一、 箱体及附件的结构设计 1、减速器结构 减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。 2、注意事项 （1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料； （2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm； S21.79S10.57Sca9.51S1.5 . . . 资 料. .

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（3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%； （4）角接触球轴承7213C、7218C、7220C的轴向游隙均为0.10～0.15mm；用润滑油润滑； （5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油； （6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围； （7）减速器外表面涂灰色油漆； （8）按减速器的实验规程进行试验。 . . . 资 料. .

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FR1=FR2=500.2N Fa=0 . . . 资 料. .

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x1=1 x2=1 y1=0 y2=0 P1=750.3N P2=750.3N P=750.3N Cr=23000N Lh=1047500h . . . 资 料. .

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b8 h7 L20 p37.88Mpa<p . . . 资 料. .

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b10 h8 L25 p48.19Mpa<p b10 h8 L40 p24.09Mpa<p . . . 资 料. .

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b10 h8 L35 p74.11Mpa<p . . . 资 料. .

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设计小结

经过几周的时间终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。 这次关于带式运输机上的两级圆锥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.

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》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计课程设计》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,结合生产实际反应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。

刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。

经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word。并且由于在前期为了选定最终使用的CAD软件，通过比较学习我了解了CAD软件的大致框架，觉得受益匪浅。

所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。这次课程设计应该是达到了预期的效果。

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参考文献

[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006． [2] 龚溎义、罗圣国．机械设计课程设计指导书（第二版）．北京：高等教育出版社，1990．

[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．

[4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003． [5] 洪钟德．简明机械设计手册.同济大学出版社. 2002年5月第一版； [6] 周明衡．减速器选用手册．化学工业出版社.主编. 2002年6月第一版；

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