带式运输机传动装置设计-课程设计

湖北文理学院理工学院机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书设计题目：带式运输机传动装置专业班级：机械1312姓名：学号：指导老师：成绩评定等级评阅签字评阅日期湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系2016年1月目录第一章课程设计任务书 11.1主要内容 11.2任务 11.3进度安排 11.4设计数据 21.5传动方案 21.6已知条件 2第二章电动机的选择 32.1电动机容量的选择 32.2 电动机转速的选择 32.3．电动机型号的确定 4第三章传动装置运动及动力参数计算 43.1分配传动比 43.1.1总传动比 43.1.2分配传动装置各级传动比 43.2各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算 5第四章传动装置设计 64.1高速齿轮的计算 64.1.1 选精度等级、材料及齿数 64.1.2按齿面接触强度设计 64.1.3确定公式内的各计算数值 74.1.4 按齿根弯曲强度设计 84.1.5 几何尺寸计算 104.2低速齿的轮计算 114.2.1选精度等级、材料及齿数 114.2.2．按齿面接触强度设计 114.2.3确定公式内的各计算数值 114.2.4计算 124.2.5确定计算参数 134.2.6设计计算 144.2.7几何尺寸计算 15第五章轴的设计 165.1 低速轴3的设计 165.1.1总结以上的数据。 165.1.2求作用在齿轮上的力 165.1.3初步确定轴的直径 165.1.4联轴器的型号的选取 175.1.5轴的结构设计 175.2中间轴2的设计 235.2.1总结以上的数据。 235.2.2求作用在齿轮上的力 235.2.3初步确定轴的直径 235.2.4选轴承 245.3第一轴1的设计 265.3.1总结以上的数据。 265.3.2求作用在齿轮上的力 265.3.3初步确定轴的直径 265.3.4联轴器的型号的选取 265.3.5联轴器的型号的选取 275.3.6.轴的结构设计 27第六章．滚动轴承的计算 28第七章．连接的选择和计算 30第八章．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 31第九章．箱体及其附件的结构设计 31第十章总结 34参考文献 35第一章课程设计任务书班级：机械1312姓名：学号：指导老师：雷芳日期：2016年1月班级：机械1312姓名：学号：0指导老师：雷芳日期：2016年1月设计题目：带式运输机传动装置的设计设计时长：二周1.1主要内容1.掌握减速器齿轮、轴、轴承、箱体、键等所有零件的设计计算；2.会用《机械设计手册》查取数据和标准件的型号。1.2任务1、按照设计数据（编号）a和传动方案（编号）A0，高速级选用圆柱直齿轮，低速级选用圆柱直齿轮设计减速器装置。2、绘制传动装置装配图一张（A0/A1）；3、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)；4、编制设计说明书一份。（字数在8000字左右）1.3进度安排时间内容安排第1天布置任务，总体设计第2天运动分析、计算传动比、计算功率第3天齿轮的设计计算第4天轴的结构设计计算第5天轴的计算，箱体的设计第6-8天绘制装配图、零件图第9-10天编制设计说明书、答辩1.4设计数据数据编号A0运输带工作拉力F(N)4800运输带速度（m/s）1.25卷筒直径D(mm)5001.5传动方案a二级展开式1.6已知条件1、第四部分的设计数据；2、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带、卷筒及支撑包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑），环境最高温度40C；3、使用折旧期：8年检修间隔期：4年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;4、动力来源：电力，三相交流，380/220V;5、运输带速度允许误差：±5%；6、生产条件：中等规模制造厂，可加工7～8精度的齿轮及蜗轮，小批量生产。第二章电动机的选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的——交流电动机。2.1电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw由题中条件查询工作情况系数KA，查得KA=1.3设计方案的总效率n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…nn本设计中的η联——联轴器的传动效率（2个），η轴——轴承的传动效率（4对），η齿——齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率其中η联=0.99（两对联轴器的效率取相等）η轴承123=0.99（123为减速器的3对轴承）η轴承4=0.98（4为卷筒的一对轴承）η齿=0.95（两对齿轮的效率取相等）η总=η联*3轴承123*齿*η联*η轴承4=0.8412） 电动机的输出功率Pw=kA*=5.9592KWPd＝Pw/，=0.841Pd＝5.9592/0.841=3.464KW2.2 电动机转速的选择由v=1.25m/s求卷筒转速nV==1.25→nw=79.614r/minnd＝（i1’•i2’…in’）nw有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他传动比都等于1。由[1]表13-2知圆柱齿轮传动比范围为3—5。所以nd=(i1*i2)nw=[32，52]*nw所以nd的范围是（859.88，2547.65）r/min，初选为同步转速为1430r/min的电动机2.3．电动机型号的确定由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L2-4,3.014302.22.338第三章传动装置运动及动力参数计算3.1分配传动比3.1.1总传动比3.1.2分配传动装置各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1＝（1.3-1.5）i2。因为i＝17.96，取i＝18，估测选取i1=5.2i2=4.9速度偏差为0.3%，所以可行3.2各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算电动机转轴速度n0=1430r/min高速In1==1430r/min中间轴IIn2==283.92r/min低速轴IIIn3==95.4r/min卷筒n4=93.1r/min。各轴功率电动机额定功率P0=Pd*=3Kw(n01=1)高速IP1=P0*n12=P0*=3*0.99*0.99=2.9403Kw(n12==0.99*0.99=0.98)中间轴IIP2=P1=P1*n=2.9403*0.95*0.99=2.7653Kw(n23==0.95*0.99=0.94)低速轴IIIP3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.99=2.600Kw(n34==0.95*0.99=0.94)卷筒P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523Kw（n45==0.98*0.99=0.96）各轴转矩电动机转轴T0=2.2N高速IT1===19.634N中间轴IIT2===88.615N低速轴IIIT3===264.118N卷筒T4===256.239N其中Td=(n*m)项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min9293.193.1功率（kW）32.793292.6282.42042.4204转矩（N·m）2.219.65488.6177264.1175256.2395传动比114.83.21效率10.980.940.940.96第四章传动装置设计4.1高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.9403KW1430r/min4.819.643N·m 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝96的；4.1.2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（10—21）试算，即dt≥2.32*4.1.3确定公式内的各计算数值1）（1） 试选Kt＝1.3（2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1（3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4） 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（5） 由[1]式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9N2＝N1/4.8＝8.35×10e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥==37.043（2） 计算圆周速度v===2.7739（3） 计算齿宽b及模数mb=φdd1t=1×37.043mm=37.043mmm===1.852h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4） 计算载荷系数K由[1]表10—2已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.7739m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.14；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同，所以：KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=1.41652查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得d1==mm=41.10968mm（6） 计算模数mm=mm=2.0554.1.4 按齿根弯曲强度设计由[1]式(10—5)m≥1） 确定计算参数由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4见[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S==238.86Mpa（1） 计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875（2） 查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3） 计算大、小齿轮的并加以比较==0.014297==0.016341大齿轮的数值大。2） 设计计算m≥=1.4212对结果进行处理取m=2Z1=d1/m=41.1097/2≈21大齿轮齿数，Z2=u*Z1=4.8*21=1004.1.5 几何尺寸计算1） 计算中心距d1=z1m=21*2=42d2=z1m=100*2=200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圆整后取121mm2） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=42mm，d2=200mm3） 计算齿轮宽度b=φdd1，b=42mmB1=47mm，B2=42mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm4） 验算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919Nm/s结果合适5） 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。4.2低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.7654KW297.92r/min3.288.6177N·m选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝77的；4.2.2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算dt≥2.32*4.2.3确定公式内的各计算数值试选Kt＝1.3由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；由[1]式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝8.351×10e8N2＝N1/3.2＝2.61×10e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥==62.93494.2.4计算1)计算圆周速度v===0.9810m/s计算齿宽b及模数mb=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mmm===3.1467h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08=8.89计算载荷系数K由[1]表10—2已知载荷平稳，所以KV=1.14由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92，KHB=1.414查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.414=1.77314)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得d1==mm=69.78mm计算模数mm=mm≈3.4890按齿根弯曲强度设计。由[1]式(10—5)m≥4.2.5确定计算参数由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4见[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S==238.86Mpa1）计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875查取应力校正系数有[1]表10-5查得YFa1=2.8;YFa2=2.18由[1]表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79K=1.7875=0.014297=0.016341所以大齿轮的数值大。4.2.6设计计算m===3.4485对结果进行处理取m=3.5，（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20大齿轮齿数Z2=u*Z1=3.2*20=644.2.7几何尺寸计算计算中心距d1=z1m=20*3.5=70，d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147，a圆整后取147mm，d1=70.00mm计算齿轮宽度计算大、小齿轮的分度圆直径b=φdd1b=70mmB1=75mm，B2=70mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm验算Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934NN/mm。结果合适由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮3.57020°75大齿轮3.522420°70第五章轴的设计5.1 低速轴3的设计5.1.1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.6Kw264.118N·m93.1r/min224mm20°5.1.2求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N5.1.3初步确定轴的直径先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。5.1.4联轴器的型号的选取查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY5型凸缘联轴器，其公称转矩为400N·m。半联轴器的孔径d1=35mm.固取d1-2=35mm。5.1.5轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm,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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=80mmb初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承又根据d2-3=42mm选61909号右端采用轴肩定位查[2]又根据d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.07~0.1倍所以在d7-8=45mml6-7=12c取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l4-5=67mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的0.07~0.1倍）这里去轴肩高度h=4mm.所以d5-6=54mm.轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm.d轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L2-3=40mme取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=7mm小齿轮的轮毂长L=50mm则L3-4=T+s+a+(70-67)=30mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步确定轴得长度3)轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm由手册查得平键的截面b*h=16*10(mm)见[2]表4-1,L=56mm同理按d1-2=35mm.b*h=10*8,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4)确定轴的的倒角和圆角参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图5)求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19NFr=Fttana=Fttan20°=858.31N通过计算有FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61N·M同理有FNV1=330.267NFNV2=697.23NMV=40.788N·MN·M载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267NFNV2=697.23N弯矩MH=93.61NMV=40.788N总弯矩M总=102.11N扭矩T3=264.117N6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）计算轴的应力（轴上载荷示意图）前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩为T3=264.117N截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[1]附表3-2查取。因，，经插值后可查得，又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为由[1]附图3-2得尺寸系数；由[1]附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为于是，计算安全系数值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。5.2中间轴2的设计5.2.1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.765Kw88.615N·m93.1r/min200mm20°5.2.2求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=322.53N5.2.3初步确定轴的直径先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有5.2.4选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承在本次设计中尽可能统一型号,所以选择6005号轴承5.轴的结构设计A拟定轴上零件的装配方案B根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知，轴的总长度为L=7+79+6+67+30=189mm由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm所以左端L1-2=12mm直径为D1-2=25mm左端轴承采用轴肩定位由[2]查得6005号轴承的轴肩高度为2.5mm所以D2-3=30mm,同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm8mm为轴承里减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm由手册查得平键的截面b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。D确定轴的的倒角和圆角参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图5.3第一轴1的设计5.3.1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.94Kw19.634N·m1430r/min42mm20°5.3.2求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N5.3.3初步确定轴的直径先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有5.3.4联轴器的型号的选取查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·mTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63N·m。半联轴器的孔径d1=16mm.固取d1-2=16mm5.3.5联轴器的型号的选取查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63N·m。半联轴器的孔径d1=16mm.固取d1-2=16mm见下表5.3.6.轴的结构设计A拟定轴上零件的装配方案B根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm,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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mmb初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位查[2]又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mmc取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mmd轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm，c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则L3-4=12mm至此已初步确定轴得长度有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1]表15-2取1.0mm第六章．滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=758NFNV1=330.267NFNH2=1600.2FNV2=697.23N由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1）求比值轴承所受径向力所受的轴向力它们的比值为根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。2）计算当量动载荷P，根据[1]式（13-8a）按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，，取。则3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为（工作时间）,根据[1]式（13-5）（对于球轴承取3）所以所选的轴承61909满足要求。第七章．连接的选择和计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。1）对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=52mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm。根据[1]式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×63GB/T1069-1979。2）对连接联轴器与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据d=35mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根据[1]式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键10×8×70GB/T1069-1979。第八章．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[2]表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T491-1987），代号为L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。第九章．箱体及其附件的结构设计1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m）可取。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2.合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3.合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。2）减速器附件的结构设计（1）检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。（2）放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。（3）油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。（4）通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。5）起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。（6）起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。（7）定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。第十章总结为期两个周的课程设计终于结束了,经过这一段时间的努力，我的课程设计终于完成了，看着自己辛苦的劳动成果，心里别提有多高兴，虽然在这次课程设计中我遇到了很多问题，但是在老师和同学的帮助下,我还是顺利的完成了此次课程设计。这次课程设计是我大学以来做得最认真的一次。在这次课程设计中，不可避免地我又发现了很多自己的不足之处，尤其是对专业知识掌握的不充分，总是遇到一些专业知识上的难题，还有就是粗心大意，有多少次因为搞错数据而重新修改，但是在老师和同学的帮助下，我还是顺利的解决了这些难题，这也让我对所学过的知识有了进一步的巩固和理解。通过这次课程设计，首先它不仅锻炼了我的动手动脑的能力，还使我更加熟练的使用AutoCAD等制图工具，并对使用UG等三维制图工具有了更加深入的理解与应用，真正做到学以致用。其次，它让我对本学期所学的《机械设计》进行了较全面的复习，掌握并巩固了里面许许多多的知识点。总之，通过这次机械设计综合课程设计，使我对机械专业有了更进一步的了解。虽然在第一次中期检查中，我没有完成所给的任务，在这里我要检讨。但在接下来的设计中，我不再松懈，设计过程中不可能一帆风顺，难免会有些困难、痛苦和无聊，但很高兴我还是能按时完成设计。此次设计对我来说获益匪浅，非常感谢学校和老师能够给了我这次难得的锻炼学习机会。参考文献[1]陈国定、吴立言、濮良贵.机械设计第9版.高等教育出版社[2]吴宗泽、高志.机械设计课程设计手册第4版.高等教育出版社[3]孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理[M].7版.高等教育出版社[4]哈尔滨工业大学理论力学研究室.理论力学（I）高等教育出版社[4]哈刘鸿文.材料力学（I）第5版.高等教育出版社基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设