机械设计课程设计报告

1、燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目： 带式输送机传动装置 学 院： 机械工程学院 年级专业： 2013级机控卓工班 学 号： 学生姓名： 蒋东廷 指导教师： 齐效文 目 录1 项目设计目标与技术要求12 传动系统方案制定与分析13 传动方案的技术设计与分析2 3.1电动机选择与确定23.1.1 电动机类型和结构形式选择23.1.2 电动机容量确定33.1.3 电动机转速选择4 3.2传动装置总传动比确定及分配4 3.2.1 传动装置总传动比确定4 3.2.2 各级传动比分配4 3.2.2.1分配方案4 3.2.2.2各级传动比确定4 3.3各轴运动学、动力学参数确定54

2、关键零部件的设计与计算5 4.1设计原则及主要零件材料、加工工艺制定5 4.2齿轮传动设计方案6 软齿面/硬齿面方案选择6 4.2.2 设计及校核原则6直齿轮/斜齿轮选择方案6 4.3第一级齿轮传动设计计算7 4.3.1 第一级齿轮传动参数设计7 4.3.2 第一级齿轮传动强度校核9 4.4第二级齿轮传动设计计算10 第二级齿轮传动参数设计10 第二级齿轮传动强度校核13 4.5轴径初估14 4.6键的选择及键联接的强度计算15 4.6.1 键联接方案选择15 4.6.2 键联接的强度计算16 4.7滚动轴承选择方案185 传动系统结构设计与总成18 5.1轴上零件的固定方案18 5.2支承结

3、构的基本形式20 5.3典型结构的选择与集成设计21 5.4轴系结构设计与方案分析22 5.4.1 高速轴结构设计与方案分析22 5.4.2 中间轴结构设计与方案分析23 5.4.3 低速轴结构设计与方案分析23 5.5输入与输出轴的位置与相对关系；轴系结构与零件定位关系24 5.6主要零部件的校核与验算24 5.6.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核).24 5.6.2 滚动轴承的寿命计算26 5.7装配图设计28 5.7.1 装配图布局原则28 5.7.2 装配图整体布局286 主要附件与配件的选择30 6.1联轴器选择30 6.2润滑与密封的选择31 6.2.1 润滑方案对比及确定

4、31 6.2.2 密封方案对比及确定32 6.3通气器33 6.4油标33 6.5螺栓及吊环螺钉33 6.6油塞347 零部件精度与公差的制定34 7.1精度制定原则34 7.2精度设计的具体实施35 7.3减速器主要结构、配合要求35 7.4减速器主要技术要求358 项目经济性与安全性分析36 8.1零部件材料、工艺、精度等选择经济性36 8.2减速器总重量估算及加工成本初算37 8.3安全性分析37 8.4经济性与安全性综合分析379 设计小结3810 参考文献3911 附录三维图39前言 随着自动化生产不断发展，输送机械化得到广泛应用。由于输送机可进行水平倾斜和垂直输送，也可组成空间输送

5、线路，输送线路一般是固定的。输送机输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。未来输送机将向着大型化发展，扩大适用范围，物料自动分拣，降低能量消耗，减少污染等方面发展。  一、继续向大型化发展。大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面。水力输送装置的长度已达440公里以上。带式输送机的单机长度已近15公里，并已出现由若干台组成联系甲乙两地的“带式输送道”。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构。    二、扩大输送机的使用范围。发展能在高温、低温条件下、有腐蚀性、放射性、易燃

6、性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性的物料的输送机。    三、使输送机的构造满足物料搬运系统自动化控制对单机提出的要求。如邮局所用的自动分拣包裹的小车式输送机应能满足分拣动作的要求等。    四、降低能量消耗以节约能源，已成为输送技术领域内科研工作的一个重要方面。已将1吨物料输送1公里所消耗的能量作为输送机选型的重要指标之一。    五、减少各种输送机在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。随着国内贸易活动的不断增加，带式输送机因作为一种输送量大、运行费

7、用低、使用范围广、结构简单、便于维护、能耗较小、使用成本低的输送设备而会得到更宽广的应用范围，市场前景十分看好。  在冶金、电力、煤炭、化工、建材、码头、粮食等方面的发展日新月异，为了提高生产率，带式输送机已经运用到各个方面。其中起到决定性作用的是传动装置，不同的传动机构决定着整个机器不同的使用条件，而传动机构的性能也间接地反映了更个机器的性能，总的来说传动机构是带式运输机的核心。 摘 要 根据许用切应力计算轴的最小直径，并按许用弯曲应力法对轴进行校核；对齿轮按齿面接触疲劳强度进行设计并按齿根弯曲疲劳强度进行校核；对进行键按照手册进行选择并校核键联接的强度度；进行了轴承的选

8、择，并进行了轴承寿命校核，且对轴承的静载荷、极限转速进行验算；算出使用功率并考虑安全系数和裕度的条件下选取适当的电动机。根据使用地点为室内，载荷性质为平稳的特点等条件选取其他附件与配件，如选用：油标尺、简单性通气器、螺栓、联轴器等。设计计算过程结果 1 项目设计目标与技术要求 任务描述：根据：使用条件为室内，大批量，载荷性质平稳，使用年限为八年一班，要求输入轴输出轴交错。设计一个带式输送机传动装置使用的二级减速器。 技术要求：F=1406N D=0.28m V=1.37m/s 2传动系统方案制定与分析 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

9、形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 方案制定： 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了单级传动，传动为二级圆锥圆柱齿轮减速器。 分析对比： A、带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。链传动工作可靠，平均传动比恒定，轴间距大，瞬时速度不均匀、高速时运动不平稳，适应恶劣环境，多用于低速环境。

10、 结论：考虑到工作环境为室内，载荷平稳，工作机应具有缓冲吸振的作用，噪音小，经济低廉等角度最终确定以带传动为工作机传动。 B、渐开线圆柱齿轮传动：1、能保证瞬时传动比的恒定，传动平稳性好，传递运动准确可靠。 2、传递的功率和速度范围大。 3、传动效率高。一般传动效率 =0.940.99。 4、结构紧凑，工作可靠，寿命长。设计正确、制造精良、润滑维护良好的齿轮传动，可使用数年乃至数十年。 传动也存在以下不足: 1、制造和安装精度要求高，工作时有噪声。 2、中心距过大时将导致齿轮传动机构结构庞大、笨重，因此，不适宜中心距较大的场合. 圆锥齿轮传动：加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，工作时

11、震动和噪音较大，圆周速度不宜过高。所以只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级。 蜗杆传动平稳，但效率低，适合用于中小功率间歇运转场合。 结论：由于输入轴与输出轴在使用时应保持垂直，且运动连续不间断，所以二级齿轮减速器的第一级选用圆锥齿轮，又由于圆柱齿轮性能好，价格低所以第二级选用圆柱齿轮。 C、直齿轮用仿形法、成型法加工比较方便；直齿轮传动能力小，噪音大。 斜齿轮相对加工制造困难，会产生轴向力，但是传动能力大、噪音小。 结论：由于在室内工作，噪音应较小，且应具有较高的传动能力，所以选择斜齿轮。 3 传动方案的技术设计与分析 3.1 电动机选择与确定 3.1.1 电动机类型和结构形式

12、选择   选择电动机类型时，首先考虑的是电动机的性能应能全面满足被驱动机械负载的要求，如启动性能、正反转运行、调速性能、过载能力等。在这个前提下，优先选用结构简单、运行可靠、维护方便、价格便宜的电动机。      一般情况下，对于不需要调速或对调速要求不高的生产机械，可优先选用Y系列笼型三相感应电动机。这时应充分考虑电动机的启动容量与电源容量的对应关系。普通笼型电动机的启动转矩不大，特别是采用降压启动时，只适用于空载或轻载启动的场合，例如，风机、泵类 负载等。高启动转矩的笼型电动机（深槽式、双笼式）可应用于重载启动

13、的生产机械，如压缩机、皮带运输机等。对于需要有级调速的生产机械，可选用变级多速笼型电动机，如电梯、机床等。对于带有飞轮的冲击性负载，则应选用高转差率笼型电动机，如冲压机床、锻压 机床等。    对于启动、制动转矩要求较大，需要频繁启动、制动，并且需要调速的生产机械，可选用绕线型感应电动机，如起重机、升降机、轧钢机、压缩机等。对于容量较大且不需要调速的生产机械，应优先选用同步电动机，让同步电动机运行于过励状态，还可以改善电网的功率因数。    对于有爆炸性危险的场所应选用具有防爆结构的电动机。有爆炸性危险的场所称为危险场所，危

14、险场所分为若干等级，不同等级的危险场所应选用不同类型的防爆电动机。  按电动机的结构及安装型式，可分为卧式安装和立式安装两种，它们又分为端盖无凸缘和端盖有凸缘两种型式。一般情况下大多采用卧式安装，特殊情况下才考虑采用立式安装。立式和有凸缘安装的电动机价格较贵 最终选择：根据工作要求和室内的工作环境，且从经济角度出发，选用Y系列三相笼型异步电动机，密封卧式结构。    3.1.2 电动机容量确定 (1)工作机功率其中：查阅机械设计课程设计指导手册p89表12-10，可得轴 =0.99， 带=0.96所以，可求得 Pw =2.05 kw（2) 电动

15、机实际输出功率传动装置的总效率 由机械设计课程设计指导手册表12-10查得： 轴承效率（滚柱轴承）， 弹性联轴器效率， 圆柱齿轮传动效率（8级精度齿轮传动）， 圆锥齿轮传动效率（8级精度齿轮传动） 故 考虑安全系数和裕度为0.8 由机械设计课程设计指导手册P120表14-4选取电动机额定功率。 3.1.3 电动机转速选择 工作机的输出速度： 根据机械设计课程设计指导手册8表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i=820故电动机转速的可选范为 =×=7481870r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机

16、型号：方案电 动 机型 号额 定 功 率电动机转速(r/min)同 步满 载1Y100L2-43kw150014302Y132S-63kw10009603Y132M-83kw750710综合考虑电动机和传动装置的尺寸：方案3满载时转速较低不合适；而方案1，体积较大，价格较高，亦不合适，因此选定方案2尺寸适中价格便宜，电动机型号为Y132S-6，=960 r/min 3.2 传动装置总传动比确定及分配 传动装置总传动比确定 传动装置总传动比 3.2.2 各级传动比分配 分配方案 对于圆锥-圆柱齿轮减速器，为使圆锥齿轮直径较小，一般可取圆锥 齿轮传动比为i1（0.250.4）i，并尽量使i13。

17、各级传动比确定i1=2.574.12；取i2=4，则 3.3各轴的运动和动力学参数确定传动功率计算：转速计算： 转矩计算： 运动和动力参数计算结果整理于下表:表3-1 传动与动力装置运动学参数表轴号功率P/kW转矩T/（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率电机轴2.3523.389601.000.99轴2.3323.679602.570.95轴2.2156.50373.5440.95轴2.10214.7493.391.000.95卷筒轴2.00204.5293.39 4 关键零部件的设计与计算 4.1 设计原则制定 机器设计的基本原则是首先要能够胜任对机器提出的功能要求（或工作职能），在此

18、前提下，同时满足使用方便、经济合理、安全可靠和外形美观等各方面要求。 关键件或主要件材料及加工工艺制定 （1）箱盖：材料选HT150，铸造工艺，端盖旁凸台上机械加工沉孔锪平，窥视孔盖处机械加工。 （2）箱座：材料选HT150，铸造工艺，端盖旁凸台下机械加工沉孔锪平，底座机械加工。 （3）小锥齿轮材料用45钢（调制），大锥齿轮材料为45钢（正火）由于是大批量，所以毛坯采用模锻，机械加工。 小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（正火）由于是大批量，所以毛坯采用模锻，机械加工。 （4）轴：材料选45钢，机械加工。 （5）窥视孔盖：材料选HT150，铸造，机械加工 （6）轴承端盖：材料选HT

19、150，铸造，机械加工 4.2齿轮传动设计方案 软齿面/硬齿面方案选择 通常来说，大功率的齿轮减速机的齿轮都是采用硬度高的材料锻造而成，硬齿面齿轮减速机不单单齿轮的硬度高，其输出轴、输入轴的硬度也比普通齿轮减速机高的多，因为功率大，其箱体的材料也是采用铸铁锻造，能很好的应付在高负载时产生的振动和冲击力。使用寿命更加长，适用于高负载的器械使用。因材料和工业上的加强，硬齿面减速机的价格相对来说要高些。 软齿面减速机应用的领域也是非常广泛，尤其是各种包装机、传送机等较小功率的器械上使用相当广泛。其工艺简单，相对低廉的价格也负荷客户要求，是市面上使用最多的产品。 考虑到所需的功率不大，且从价格，工艺性

20、等方面出发，选择软齿面。设计及校核原则闭式软齿面以齿面接触疲劳强度进行设计，以齿根弯曲疲劳强度进行校核。闭式硬齿面以齿根弯曲疲劳强度进行设计，以齿面接触疲劳强度进行校核。开式齿轮传动以齿根弯曲疲劳强度进行设计，将模数增大10%15%。直齿轮/斜齿轮选择方案 直齿轮用仿形法、成型法加工比较方便；直齿轮传动能力小，噪音大。 斜齿轮相对加工制造困难，会产生轴向力，但是传动能力大、噪音小。 结论：由于在室内工作，噪音应较小，且应具有较高的传动能力，所以选择斜齿轮。 4.3 第一级齿轮传动设计计算 4.3.1 第一级齿轮传动参数设计(1) 选取齿数：由于此件为常规件,Z1=(2040),因而,第一级小齿

21、轮选择齿数为24，大齿轮齿数，Z2 =Z1*i=61.68,取Z2 =62,传动比误差为0.81%,< 5% 所以，满足要求(2) 齿宽系数R0.3(3) 按齿面接触疲劳强度进行设计：初定小齿轮大端分度圆直径d1 确定公式内的各计算数值.确定载荷系数 使用系数 由于动力机为电动机，载荷性质为：平稳 由机械设计P82页，表6-4查得 动载系数Kv 估计圆周速度，由机械设计P82页图6-11(b)查得动载系数 齿间载荷分配系数对于圆锥齿轮传动，由于制造精度较低，不考虑与重合度有关的的影响，取=1。 齿向载荷分布系数由机械设计P85图6-17，在非对称布置，软齿面，尺宽系数的前提下，查得故，

22、.确定弹性系数由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由机械设计P87页表6-5查得材料的弹性影响系数 .确定区域系数 由机械设计P87页图6-19选取区域系数 应力循环系数为其中，n1，n2分别为小齿轮，大齿轮转速，j为小齿轮每转一圈同一齿面啮合的次数，Lh为齿轮的工作寿命。由机械设计P95 图6-25取接触疲劳寿命系数 iv. 材料的接触疲劳强度极限由机械设计图6-27c）、图6-27b）按齿面硬度（小齿轮采用调质处理，大齿轮采用正火处理）分别查得， 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 v. 齿轮传动许用应力 取失效概率为1%，安全系数，则 得， （1）各项参数已求得，初算小齿轮

23、直径 （2）计算圆周速度 （3）修正载荷系数 按 ， 查得动载系数 (4) 校正计算的分度圆直径 至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮分度圆直径最小值是58.13mm (5) 确定各尺寸参数 .选定法面模数 通过查阅机械设计P76,表6-1，取标准值 .分度圆锥角 . 分度圆锥距 R=. 计算大端分度圆直径 . 计算齿轮宽度 取b1=b2=30m 4.3.2 第一级齿轮传动强度校核 根据齿根弯曲疲劳强度校核i.计算当量齿数 .查取齿形系 由机械设计P89 表6-21查得齿形系数 .查取应力修正系数 由机械设计P89 表6-22查得应力修正系数 强度校核： 所以所选参数合适 4.4第二级齿轮传动

24、设计计算 第二级齿轮传动参数设计 （1）选取齿数：由于此件为常规件,Z1=(2040),因而,第一级小齿轮选择齿数为21，大齿轮齿数，Z2 =Z1*i=84，传动比误差为0 （2）选取螺旋角：一般件的螺旋角在8°25°之间，因而，在此初选螺旋角10° （3）齿宽系数 取0.71.15,取1按齿面接触强度设计 由公式进行试算，即 (1) 确定公式内的各计算数值.确定载荷系数 使用系数 由于动力机为电动机，工作状态为平稳，由机械设计P82页，表6-4查得 动载系数Kv 估计圆周速度，由机械设计P82页图6-11(b)查得动载系数 齿间载荷分配系数 K可由重合度查表可得

25、，对于圆柱齿轮，有 ； 由机械设计P84 图6-13 查得 齿向载荷分布系数 由机械设计P85图6-17，在非对称布置，软齿面，尺宽系数的前提下，查得故，.确定弹性系数由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由机械设计P87页表6-5查得材料的弹性影响系数 .确定节点区域系数由机械设计P887页图6-19选取区域系数.确定重合度系数 当时，则.螺旋角系数 应力循环系数为其中，n1，n2分别为小齿轮，大齿轮转速，j为小齿轮每转一圈同一齿面啮合的次数，Lh为齿轮的工作寿命。由机械设计P95 图6-25取接触疲劳寿命系数 vi. 材料的接触疲劳强度极限 由机械设计图6-27c）、图6-27b）按齿面硬度（

26、小齿轮采用调质处理，大齿轮采用正火处理）分别查得， 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 v. 齿轮传动许用应力 取失效概率为1%，安全系数，则 得， （2）各项参数已求得，初算小齿轮直径（3）计算圆周速度 （3）修正载荷系数 按 ，查得动载系数 (4) 校正计算的分度圆直径 至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮直径最小值是51.28mm (5) 确定各尺寸参数.选定法向模数 通过查阅机械设计P76,表6-1，取标准值.确定中心距 圆整取a=135mm. 按圆整后的中心距修整螺旋角 . 计算分度圆直径 . 计算齿轮宽度 圆整取 ， 取b2=50mm 第二级齿轮传动强度校核 （1）

27、各项参数计算.重合度系数 .螺旋角系数 (由于 =1.18>1，按=1计算) .计算当量齿数.查取齿形系数由机械设计P89 表6-21查得齿形系数 .查取应力修正系数由机械设计P89 表6-22查得应力修正系数 v. 弯曲疲劳强度极限 由机械设计P96图6-28c查得， 小齿轮的弯曲疲劳强度极限应力， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限应力 vi. 疲劳寿命系数 由机械设计图6-26按 ，分别查得弯曲 疲劳寿命系数： vii.计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，得 故,校核弯曲强度 满足弯曲强度，故所选参数合适。4.5 轴径初估输入轴轴设计1.输入轴上的转速、功率、和转矩： 2.切应力

28、法初定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。根据机械设计P143表10-2得C=118且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查机械设计课程设计指导手册P126页表15-1，选GYH2 J1型 II轴设计1.输入轴上的转速、功率、和转矩： 2.切应力法初定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。根据机械设计P143表10-2得C=118 III轴设计1.输入轴上的转速、功率、和转矩： 2.切应力法初

29、定最小轴径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式初步计算轴径。根据机械设计P143表10-2得C=118且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： 最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查机械设计课程设计指导手册P126页表15-1，选GYH4型 4.6 键的选择及键联接的强度计算 4.6.1 键联接方案选择 键是标准件，一般分为两大类：平键和半圆键，构成松联接；斜键，构成紧联接。普通平键用于静联接，按结构分为圆头、方头、一端圆头一端方头。圆头键牢固的卧于指状铣刀铣出的键槽中；方头键卧于用盘状铣刀铣出的键槽中，常用

30、螺钉紧固。一端圆头一端方头的键用于轴伸处。导键和滑键都用于动联接，导键固定在轴上，而毂可以沿着键作轴向移动。滑键固定在毂上而随毂一同沿着轴上的键槽移动。半圆键用于静联接，优点是工艺性好；缺点是轴上的键槽较深，对轴的削弱较大。它主要用于载荷较小的联接，也常用作锥形轴联结的辅助装置。平键和半圆键联接制造容易，装拆方便，在一般情况下不影响被联接件的定心，因而应用相当广泛。平键和半圆键联接不能实现轴上零件的轴向定位，所以也不能传递轴向力。斜键能传递单向轴向力，扭矩。主要缺点是引起轴上的零件于轴的配合偏心，在冲击、震动或变载下也容易松动，因此，不宜用于要求准确定心、高速和冲击、震动或变载的联接。结论：由

31、使用条件为平稳，不需要传递轴向力和扭矩的动连接，且应保持轴的强度，齿轮等精度等级为8级键应该具有一定的定心性，根据键使用地方不为轴伸处且不应用螺钉紧固，最终选择，普通圆头平键联结。尺寸选择依据：普通平键的剖面尺寸,一般应根据( 轴径尺寸 )按标准选择。普通平键的长度主要是根据( 轮毂宽度及长度系列 )来选择的。键距轴端为13mm距轴肩为35mm。 4.6.2 键联接的强度计算III轴受到的转矩最大，III轴与大齿轮联接的普通圆头平键，对键联接进行强度计算。装齿轮处的轴径为50mm，轴长为47mm。联接传递的转矩为214.74N.m，载荷平稳。由机械设计课程设计指导手册P191页续表17-30查

32、得当d=（4450）mm时，键的剖面尺寸为宽：b=14mm，高h=9mm。键长l=47-2-5=40mm由机械设计P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联接所能传递的转矩为：因此，强度通过。III轴输出端，对键联接进行强度计算。轴径为35mm，轴长为60 mm。联接传递的转矩为214.74N.m，载荷平稳。由机械设计课程设计指导手册P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=55mm由机械设计P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联接所能传递的转矩为：因此，强度通过。II轴小齿轮处，对键联接进行强度计算。轴径为37

33、mm，轴长为50 mm。联接传递的转矩为56.50N.m，载荷平稳。由机械设计课程设计指导手册P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=45mm由机械设计P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联接所能传递的转矩为：因此，强度通过。II轴大锥齿轮处，对键联接进行强度计算。轴径为37mm，轴长为50 mm。联接传递的转矩为56.50N.m，载荷平稳。由机械设计课程设计指导手册P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=45mm由机械设计P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联接

34、所能传递的转矩为：因此，强度通过。I轴输入端处，对键联接进行强度计算。轴径为25mm，轴长为44 mm。联接传递的转矩为23.67N.m，载荷平稳。由机械设计课程设计指导手册P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸为宽：b=8mm，高h=7mm。键长l=35mm由机械设计P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联接所能传递的转矩为：因此，强度通过。4.7 滚动轴承选择方案滚动轴承的选择方案：由于第一级为锥齿轮，第二级为斜齿圆柱齿轮，都会产生一定的轴向力。所以可以为角接触轴承或圆锥滚子轴承。角接触轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，这类轴承宜成对使用，使用旋转精度较高

35、的支承。圆锥滚子轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，且比角接触轴承大。但极限转速低，轴承外圈可分离，安装、调整方便，宜成对使用。最终选择承载能力更大，使用方便，无需较高旋转精度支承的圆锥滚子轴承。 5 传动系统结构设计与总成 5.1 轴上零件的固定方式固定方式简图特点平键制造简单，装拆方便，对中性好。用于较高精度、高转速及受冲击或变载荷作用下的固定联接中，还可用于一般要求的导向联接中。过盈配合结构简单对中性好，承载能力高，可同时起周向和轴向固定作用，但不宜于常拆卸的场合。对于过盈量在中等以下的配合，常与平键联接同时采用，以承受较大的交变、振动和冲击固定方法简图特点轴肩轴环轴伸结构简单，

36、定位可靠，可承受较大轴向力。常用于齿轮、链轮、带轮、联轴器和轴承等定位。 套筒结构简单，定位可靠，轴上不需开槽、钻孔和切制螺纹，因而不影响轴的疲劳强度。一般用于零件间距较小场合，以免增加结构重量。轴的转速很高时不宜采用。 圆螺母固定可靠，装拆方便，可承受较大的轴向力。由于轴上切制螺纹，使轴的疲劳强度降低。常用双圆螺母或圆螺母与止动垫圈固定轴端零件。弹性挡圈结构简单紧凑，只能承受很小的轴向力，常用于固定滚动轴承。端盖固定能够承受较大的轴向力，拆装方便，可靠性高。 结论：齿轮的固定选用受冲击能力强，转速高的平键联接。轴承内圈与轴采用过盈量较小的过度配合，轴承内圈的轴向固定采用轴肩或套筒的固定方式，

37、其中输入轴靠近输入端的轴承内圈因轴有较大的径向力所以采用圆螺母固定方式。轴承外圈采用端盖固定。 5.2支承结构的基本形式 1）两端固定支承 指两个支承端各限制一个方向的轴向位移在纯径向载荷或轴向载荷较小的联合载荷作用下的轴，一般采用采用向心型轴承组成两端固定支承，并在其中一个支承端，使轴承外圈与外壳孔间采用较轻松的配合，同时在外圈与端盖间留出适当的空隙，以适应轴的受热伸长。 两端固定支承2） 固定-游动支承 指在轴的一个支承端使轴承与轴及外壳孔的位置相对固定。以实现轴的轴向定位。而在轴的另一支承端，使轴承与轴或外壳孔间可以相对移动，以补偿轴因热变形及制造安装误差引起的长度变化固定-游动支承的运

38、转精度高，对各种工作条件的适应性强。因此，在各种机床主轴、工作温度较高的蜗杆轴以及跨距较大的长轴支承中得到广泛的应用。 固定-游动支承3） 两端游动支承 两端游动支承结构中两个支承端的轴承，都对轴不作确的轴向定位，因此都属于游动 由于选用锥齿轮、斜齿圆柱齿轮会使轴承受一定的轴向力，因此选用可以适用于联合载荷的两端固定支承。 5.3典型结构的选择与集成设计圆锥齿轮输入轴悬臂支撑结构选择： 1、 图5-27是将套杯作成独立部件，这种结构可以减小机体长度，简化机体结构，这是应注意套杯刚度，并增加支承肋。 2、 图5-26为短套杯结构，轴承一端固定一端游动，结构简单，装配方便。 3、图2-25可以承受

39、较大的径向载荷，深沟球轴承外圈不应与孔接触，以免承受径向力。 4、 图5-24轴承安装都在套杯内进行，很不方便，而且轴承间隙靠螺母调整也很麻烦，轴刚度虽然较大，但用的较少。最终选择：齿轮轴两端固定方式。 5.4轴系结构设计与方案分析 5.4.1 高速轴结构设计与方案分析 高速轴的结构设计 轴上零件装配方案 A、轴段1由联轴器型号可知：直径为25mm，长度为60mm B、轴段6先选轴承型号，由于该轴为悬臂梁且受轴向力，所以选取圆锥滚子轴承，型号为30207E内径为35mm，外径为72mm B为17mm T为18.25mm a=15.3mm。所以轴段6的直径为35mm，长度为20mm。 C、轴段4

40、放置轴承直径为35mm，长度为20mm，左侧用圆螺母固定，右端用套杯固定。 D、轴段3 圆螺母选用M36x1.5 则宽度m=10mm 且与圆螺母配套使用的止动垫圈厚度s=1.5mm 适当增加轴长，取长度为20mm。E、轴段2 联轴器距端盖15mm 端盖厚12mm 所以长度取为32mm 直径为30mm F、轴段5 由于小齿轮悬臂布置，轴承支点 a、b 应该取悬臂长的二倍，径计算得长度为80mm，为了减少加工面，轴径取33mm。 轴上零件固定方案： 5.4.2 中间轴结构设计与方案分析 中间轴的结构设计 从左到右分别为轴段1轴段5 A、轴段4，设计结果斜齿小齿轮分度圆半径为54.01mm，齿宽为5

41、5mm。取此段轴长为50mm 轴径为37mm。 B、轴段2，齿轮轮毂长为40mm，轴长定为50mm，直径为齿轮孔径37mm C、轴段1，轴承型号为30207E，所以轴径为35mm，齿轮端面距离箱体内壁取10mm，轴承距内壁3mm，所以周长为38mm。D、轴段5与轴段1相同。 E、轴段3由于箱体内壁应该相对于输入轴中心线对称，通过计算的，轴长为47mm 轴径为47mm。 5.4.3 低速轴结构设计与方案分析低速轴的结构设计轴上零件装配方案 从左到右分别为轴段1轴段6 A、轴段1 由联轴器型号得轴径为35mm 长为60mm。 B、轴段5处与大齿轮配合，轴径为大齿轮孔径50mm，长的为b-3=47m

42、m C、轴段6选取轴承型号为302009E，所以轴径为45mm，轴承距内壁为3mm所以长度为40mm。 D、轴段4 用于大齿轮定位，轴肩为4mm，所以轴径为58mm，右端定位轴承，轴承距内壁3mm，长度取116mm。 E、轴段3与轴承配合，直径为45mm，长为20mm。 F、轴段2，根据端盖宽度加右轴端应距端盖15mm，确定长度35mm，轴径为42mm。 5.5输入与输出轴的位置与相对关系；轴系结构与零件定位关系 输入轴于输出轴呈90°夹角 轴系结构与零件定位关系： 1、由于箱体内壁应对输入轴轴线对称，通过中间轴大圆锥齿轮端面距离箱体内壁为10mm，就可以确定内壁距轴线的长度，延伸到

43、输出轴，由于轴承距离内壁为3mm，就可以确定输出轴定位轴承的位置。 2、由1可知内壁距中轴线的距离，对称过去得到另一侧内壁的位置，进行逆推，由轴承端面距内壁3mm确定轴承位置，由齿轮端面距离内壁为10mm确定大齿轮的位置，进而可以确定轴系的结构对其进行固定，轴承与齿轮中间用套筒进行定位。这样中间轴的轴系结构就全部定好了。3、 确定好内壁位置延伸到输出轴，输出轴轴线应与中间轴轴线保持a=135mm，由于大小齿轮啮合即齿轮中心线应在同一平面内，即中间轴的小齿轮中心线为输出轴大齿轮的中心线，可以确定大齿轮位置，即轴系固定确定，轴承也用逆推确定位置方法与2一样，进而确定定位的轴系结构。输出轴轴系设计完

44、成。 5.6 主要零部件的校核与验算 5.6.1 轴系结构强度校核1.整体受力图如下： 2.水平面受力图： 3. 垂直面受力图： 4.计算斜齿轮上的三个力： 5.计算轴承反力 .水平面 .垂直面 6.各个力矩图：.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： .水平面弯矩图 .垂直弯矩图10094222 .合成弯矩图 .转矩图 214740222124470222148900222 =0.275由机械设计P143页，表10-3得 dmin=3510.78 所以合格 5.6.2 滚动轴承的寿命计算1.由于传动装置采用二级圆锥-圆柱传动，存在一定的轴向力，故选用圆锥滚子轴承。现计输出轴上的一对轴承的寿命

45、。轴承型号为30209E，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷 C=64.2KN，基本额定静载荷 Co=47.8N，采用油润滑，极限转速为5600r/min.载荷水平面H垂直面V支反力FFNHA=1530.34N因而，有RA=1547N，RB=907.65N1.低速轴寿命计算 (1)当量动负荷P A轴承当量动负荷： 由于此轴承仅受径向力作用，因此 (查阅机械设计P169 表11-7 得载荷系数fP为1.1) B轴承当量动负荷： B轴承收到轴向力和径向力的联合作用。 因而，需要根据FA/RB与e的关系来选择相应的计算公式， 当FA/RB<=e时，PB=fpRB；当FA/RB> e时，PB=fp(XRB+YFA) 其中，e为界限值，查阅机械设计P168，表11-6可得， e=0.55，此时，X=0.4，Y=1.1 FA/RB=70.89/213.67=0.33e=0.55，因而，选用第一个公式。 (2)取A,B两轴承较大载荷计算 (3)计算寿命 取PA、PB中的较大值带入寿命计算公式 因为是圆锥滚子轴承，取=3/10，则 远远大于额定寿命19200h，因而，寿命合格。 2.静载荷验算 计算当