课程设计带式输送机传动系统设计(含cad图纸)正稿

页共47页目录1设计任务书 32传动方案的拟定 43原动机的选择 64传动比的分配 85传动装置运动和运动参数的计算 96传动件的设计及计算 127轴的设计及计算 208轴承的寿命计算及校核 369键联接强度的计算及校核 3810润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 4011减速器箱体及附件的设计 4212设计小结 4613参考文献 471.设计任务书1.1课程设计的设计内容设计带式输送机传动系统中的减速器，其传动转动装置图如下图1-1所示。图1.1带式输送机传动系统简图1—电动机；2—联轴器；3—两级圆柱齿轮减速器；4—联轴器；5—滚筒；6—输送带1.2课程设计的原始数据动力及传动装置已知条件：①运输带最大有效拉力：F=3000N；②运输带的工作速度：v=1.4m/s；③输送机滚筒直径：D=355mm；④使用寿8年（其中轴承寿命为3年以上）。1.3课程设计的工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为±5％；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2～3年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。2.传动方案的拟定2.1传动方案的要求传动方案应满足工作机的要求，适应工作环境和条件，应满足工作可靠的要求且结构简单，尺寸紧凑，制造成本低，传动效率高，维护方便。2.2工作机器的分析带式运输机的传动方案如下图所示图2.1带式输送机传动系统简图1—电动机；2—联轴器；3—两级圆柱齿轮减速器；4—联轴器；5—滚筒；6—输送带图2.1中展开式两级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。2.3传动方案说明传动装置组成:电动机1、联轴器2、两级圆柱齿轮减速器3、联轴器4、滚筒5和输送带62)传动原理:电动机与减速器是通过皮带进行传动的，由于电动机转速高，所以经过减速器二级变速，通过联轴器带动滚筒转动。在同样的张紧力下，V带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且V带所允许的中心距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级(高速级)采用V带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。3.原动机的选择3.1原动件的选择a．计算工作机功率式中：—工作机所需的有效功率（kw）—运输带最大有效拉力(N)—运输带的工作速度（m/s）3.2工作机的有效功率传动装置总效率：设:——联轴器效率，——闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级）——一对滚动轴承效率，=0.98——输送机滚筒效率，=0.96——输送机滚筒轴至输送带间的效率（见文献【2】表3-3）估算传动系统总效率为其中：QUOTE=QUOTE=0.99QUOTE=QUOTE=QUOTE=QUOTE=QUOTE=QUOTE=0.98QUOTE==0.98传动系统的总效率：η=工作时，电动机所需功率为：由参考材料【2】表12-1可知，满足条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率应取为。3.3选择电动机的型号a.计算卷筒的转速b.根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的额定功率选取3KW、转速可选择常用同步转速：3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min以便比较。传动系统的总传动比为式中：nm—电动机满载转速n—运输带的转动速度根据电动机型号查【2】表8-53确定各参数。将计算数据和查表数据填入表3-1，便于比较。方案电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比1Y132S1-25.53000290034.482Y132S-45.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55表3-1电动机的数据及总传动比由上表可知，相比1、3、4方案，方案2转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现，此方案较优，所以选方案2。4.传动比的分配4.1总传动比4.2各级传动比的分配由传动系统方案知：由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为高速级圆柱齿轮传动比低速级圆柱齿轮传动比：各级传动比分别为5.传动装置运动和运动参数的计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为0轴--电动机轴I轴--减速器高速轴Ⅱ轴--减速器中间轴Ⅲ轴--减速器低速轴Ⅳ轴--输入机滚筒轴5.1各轴转速0轴：

Ⅰ轴：=Ⅱ轴：

Ⅲ轴：

Ⅳ轴：5.2各轴输入功率0轴：Ⅰ轴：Ⅱ轴：QUOTEp2=p2Ⅲ轴：QUOTEⅣ轴:QUOTEp4=p45.3各轴输入转矩0轴：QUOTEⅠ轴：

Ⅱ轴：

Ⅲ轴：

Ⅳ轴：运动和动力参数结果如下表：轴号功率转矩T/（QUOTE）转速n/（）传动比i0轴5.2034.4714401Ⅰ轴5.2534.1614404.98Ⅱ轴4.90161.83289.163.84Ⅲ轴4.66591.0175.301Ⅳ轴4.52573.4075.30表5-1运动和动力参数6.传动件的设计及计算6.1高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算6.1.1选精度等级、材料及齿数材料及热处理：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。精度等级选用7级精度：齿数：选小齿轮齿数，大齿轮齿数的故取QUOTEQUOTEz2=100z2=1006.1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（6.2-1）试算，即（6.2-1）1.确定公式内的各计算数值试选Kt＝1.3由文献【1】中表10－7选取尺宽系数＝1由文献【1】中表10－6查得材料的弹性影响系数由文献【1】中图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；由文献【1】中式10－13计算应力循环次数QUOTEQUOTE此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。为齿轮的工作寿命，单位小时由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数由文献【1】中式10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1）2.计算①试算小齿轮分度圆直径QUOTEd1td1t，代入QUOTE中较小的值。②计算圆周速度v。③计算齿宽b④计算齿宽与齿高之比QUOTE⑤计算载荷系数K。根据v=1.4m/s，7级精度，由文献【1】中图10-8（p194）查得动载系数QUOTEKv=1.05Kv=1.05由文献【1】中表10-3查得直齿轮，QUOTE=1；由文献【1】中表10-2查得使用系数=1；由文献【1】中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，QUOTEKH尾KH尾=1.417。由QUOTEbhbh=8.89，QUOTEKH尾KH尾=1.417由文献【1】中图10-13得QUOTE=1.32故载荷系数：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⑦计算模数m所以根据《机械原理》表7.2可得标准模数：6.1由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1.确定公式内的各计算数值①由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限QUOTE=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限QUOTE=380Mpa②由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数QUOTEKFN1KFN1=0.85，QUOTEKFN2KFN2=0.88③计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得④计算载荷系数KQUOTEQUOTE1.39⑤查取齿形系数。由文献【1】中表10-5查得QUOTEYFa1YFa1=2.80QUOTEYFa2YFa2=2.18；⑥查取应力校正系数由文献【1】中表10-5查得QUOTEYSa1YSa1=1.55；QUOTEYSa2YSa2=1.79；⑦计算大、小齿轮的QUOTEQUOTEYFaYsa蟽FYFaYsa蟽大齿轮的数值大。2.设计计算对比计算结果，由齿面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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值QUOTEQUOTE，按接触强度算得的分度圆直径d1=44.84mm，算出小齿轮齿数。取QUOTEz1z1=23，则大齿轮数QUOTEz2z2=QUOTE=4.98x23=114.54，QUOTEz2z2=115.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。6.1.3几何尺寸计算1.计算分度圆直径2.计算中心距3.计算齿轮的宽度圆整后取QUOTE。6.2低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算6.2.1选精度等级、材料及齿数材料及热处理：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。精度等级选用7级精度：齿数：选小齿轮的齿数，大齿轮齿数QUOTEQUOTE故取QUOTEQUOTEz4=77z4=776.2.2按齿面接触强度计算根据文献【1】中10-21式进行试算，即1.确定公式内的各计算数值①试选载荷系数QUOTEKt=1.3Kt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩。③由文献【1】中表10-7选取齿宽系数QUOTE。④由文献【1】中表10-6查得材料弹性影响系数。⑤由文献【1】中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限QUOTEQUOTE。⑥由文献【1】中式10-13计算应力循环次数。QUOTEQUOTEQUOTEQUOTEQUOTEn1n1—齿轮的转速（r/min）。—齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数，。—齿轮的工作寿命（h）。⑦由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数⑧由文献【1】中式10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1）2.计算①试算小齿轮分度圆直径QUOTEd1td1t，代入QUOTE中较小的值。②计算圆周速度v③计算齿宽b④计算齿宽与齿高之比QUOTE模数：齿高：⑤计算载荷系数K。根据v=1.4m/s，7级精度，由文献【1】中图10-8（p194）查得动载荷系数QUOTEkvkv=1.05，由文献【1】中表10-3查得直齿轮，QUOTE=1；由文献【1】中表10-2查得使用系数=1；由文献【1】中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，QUOTEKH尾KH尾=1.417。由QUOTEbhbh=8.88，QUOTEKH尾KH尾=1.417由文献【1】中图10-13（p198）得QUOTE=1.32⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得⑦计算模数m所以根据《机械原理》表7.2可得标准模数：6.2.3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1.确定公式内的各计算数值①由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限QUOTE=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限QUOTE=380Mpa②由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数QUOTEQUOTEKFN1KFN1③计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得④计算载荷系数K⑤查取齿形系数。由文献【1】中表10-5查得=2.80QUOTEQUOTEYFa2YFa2=2.22；⑥查取应力校正系数由文献【1】中表10-5查得=1.55；=1.77；⑦计算大、小齿轮的QUOTEQUOTEYFaYsa蟽FYFaYsa蟽大齿轮的数值大。2.设计计算对比计算结果，由齿面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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.601并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮数=3.84x26=99.84，=100.这样设计储的齿轮传动，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。6.2.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径2.计算中心距3.计算齿轮的宽度圆整后取QUOTE。7.轴的设计及计算7.1低速轴的设计7.1.1轴的受力分析根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：输出轴的功率输出轴的转速输出轴的转速7.1.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45钢，调质处理。7.1.3轴的最小直径根据文献【1】中表15-3,取=112,由15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得—低速轴的功率（），由表5-1可知:—低速轴的转速（），由表5-1可知：输出轴的最小直径应该安装联轴器g处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中表14-1式查得式中：—联轴器的计算转矩（）—工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得，—低速轴的转矩（），由表5-1可知：因此：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或根据文献【2】中表8-36查得，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250。其具体结构及基本参数如图7.1及表7-1所示： 图7.1LX3型弹性柱销联轴器结构形式图型号公称转矩许用转速[n]（）轴孔直径（）轴孔长度mmS转动惯量Kg.质量kgY型J、J1、Z型LX31250475030,32,35,3882608216075362.50.026840,42,45,4811284112表7-1.LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸由上表可知，其公称转矩为。半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。7.1.4轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图7.2所示，图7.2低速轴的结构与装配2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①满足半联轴器的轴向定位要求。Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径式中：—轴Ⅱ处轴肩的高度（），根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比稍短一些，现取。②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33011，其基本尺寸资料如下表7-2所示参数数值标准图d45D90T27C21a19B27表7-233011型圆锥滚子轴承由上表7.2可知该轴承的尺寸为，故、；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。由手册上查的33011型轴承的定位轴肩高度，因此，取。③取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径QUOTE已知齿轮轮轮毂的宽度为78，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取QUOTE。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6，则轴环处的直径QUOTE。轴环宽度b≥1.4h，取QUOTE。④取轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离（参看图7.1），故取。⑤根据轴的总体布置简图7.2可知，齿轮距箱体内壁之距离，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离（参考图7.1）。考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取。已知滚动轴承宽度,根据文献【1】图10-39（b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长，则至此，经过步骤①②③④⑤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7-3所示，轴的参数参数符号轴的截面（）ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧ轴段长度82502775127455轴段直径45525562726055轴肩高度—3.552.5—表7-3.低速轴的参数值7.2.4轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.2。7.2.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7.4）做出轴的设计简图（7.1图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.3所示。图图7.3低速轴的受力分析从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。支反力F:(水平面H)(垂直面V)弯矩M:(水平面H)(垂直面V)现将计算出的截面处的、以及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩表表7-4低速轴上的载荷分布7.2.7精确校核轴的疲劳强度7.2.1判断危险截面截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度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Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面VII的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面VII不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。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)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面IV所受弯矩也不大，所以也不必校核，而截面V显然更不必校核。所以只需要校核截面VI右侧即可。7.2.2分析截面Ⅵ右侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面VI右侧的弯矩M为：截面Ⅵ上的扭矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。由文献[1]表15-1查得QUOTE。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按文献[1]附表3-2查取。因QUOTE，QUOTEQUOTEDd=7260=1.2Dd=7260=1.2，经过插值后可查得QUOTEQUOTEQUOTEQUOTE又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数QUOTEQUOTE；由附图3-3的扭转尺寸系数QUOTEQUOTE.轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，式中：，故可知该低速轴的截面VI右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有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，低速轴的设计计算即告结束。7.3高速轴的设计7.3.1轴的材料的选择取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.3.2轴的最小直径根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得—高速轴的功率（），由表5.1可知：—高速轴的转速（），由表5.1可知：因此：输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得，式中：—联轴器的计算转矩（）—工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得，—高速轴的转矩（），由表5.1可知：因此：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或根据文献【2】中表14-4查得，选用GY2凸缘联轴器，其基本参数如下：公称转矩为63。半联轴器的孔径故=22，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的毂孔长度即。7.3.3轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案高速轴的装配方案如下图7.3所示，图图7.4高速轴的结构与装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①满足半联轴器的轴向定位要求。Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径式中：—轴Ⅱ处轴肩的高度（），根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比稍短一些，现取。②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承320/32，其基本尺寸资料如下表7-5所示参数数值标准图d32D58T17C13a14.0B17表表7-5320/32型圆锥滚子轴承由表6.3.1可得轴承尺寸为QUOTEQUOTE，故；两滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位，由上表7-4可知320/32型轴承的定位轴肩高度，因此，QUOTE。③取轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。④取圆锥齿轮距箱体内壁之距离，轴Ⅱ上的两个大小齿轮之间的距离为。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，退刀槽=5mm，因为轴Ⅰ小齿轮比轴Ⅱ大齿轮的宽度大5mm。所以啮合时大齿轮的左端距离小齿轮的左端距离相差2-3mm，取该长度为=3mm，所以：至此，经过步骤①②③④基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.5所示，并归纳为下表7-6所示，轴的参数参数符号轴的截面（）ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧⅨ轴段长度3650171015齿宽461917轴段直径2227323828齿轮直径3832轴肩高度—2.511.53——3—表表7-6高速轴的参数值轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为；滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.4。7.4中间轴的设计7.4.1轴端齿轮的分度圆直径由上述6.2中高速级齿轮设计可知：小圆柱齿轮的分度圆直径：大圆锥齿轮的大端分度圆直径：7.4.2轴的材料的选择取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.4.3轴的最小直径根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得—高速轴的功率（KW），由表5.1可知：—高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此：7.4.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案中间轴的装配方案如下图7.5所示，图图7.5中间轴的结构与装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径和。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304，其基本尺寸资料如上表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为，故。②取安装齿轮处的轴II-III的直径QUOTE；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮轮毂的宽度为83mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取QUOTE。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=7.5mm，则直径QUOTE。取安装齿轮处的轴段IV-V的直径QUOTE；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮轮毂的宽度为46mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取QUOTE。两齿轮轮毂之间的距离为20mm，所以QUOTE。③取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=19mm，轴2大齿轮的宽度为B=46mm，则：至此，经过步骤①②③基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.6所示，并归纳为下表7-7所示，参数名称参数符号轴的截面（mm）ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ轴段长度4779204247轴段直径4045604540轴肩高度—2.5—表表7-7.中间轴的参数值轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得圆柱齿轮与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为。确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.5。8.轴承的寿命计算及校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。8.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力:径向力:8.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图8.1所示。两个轴承型号均为33011型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.4可得：8.3轴承的轴向载荷计算根据文献【1】中表13-1查得30307型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数和轴向动载荷系数。故两轴承的派生轴向力为：因为故轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松。则轴承的轴向派生力为,8.4轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表13-6按轻微冲击查得载荷系数，又因为，根据文献【1】中表13-5查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数。所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为8.5轴承寿命的计算及校核根据设计要求每年工作日300天，双班制，每班8小时，寿命为8年。可算得预期寿命为QUOTEQUOTE故轴承绝对安全。9.键联接强度计算及校核9.1普通平键的强度条件根据文献【1】表6-1中可知，式中：—传递的转矩()—键与轮毂键槽的接触高度，，此处为键的高度（）—键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（）—轴的直径（）—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。9.2高速轴上键的校核对于键，已知：于是得，，故该键安全。对于键，已知：于是得，，故该键安全。9.3中间轴上键的校核对于键已知：于是得，，故该键安全。对于键已知：于是得，，故该键安全。9.4低速轴上键的校核对于键已知于是得，，故该键安全。对于键已知：于是得，，故该键安全。10.润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择10.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。10.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表17-1中查得，齿轮润滑油可选用全工业闭式齿轮用油，代号是：，运动粘度为：135165（单位为：mm²/s）。10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择10.2.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承:中间轴轴承：低速轴轴承：故三对轴承均应采用脂润滑。10.2.2滚动轴承润滑剂的选择根据文献【2】表17-2中查得，滚动轴承润滑可选用通用锂基润滑脂1号。10.3密封方式的选择10.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。10.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。11.减速器箱体及附件的设计11.1减速器箱体的设计减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示：名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座壁厚δ考0.025×138+3=6.45≤88虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚δ10.0085（d1+d2）+1≥88箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、b1、b2b＝1.5δ；b1＝1.5δ1；b2＝2.5δ12、12、20地脚螺栓直径df0.015（d1+d2）+1≥1216地脚螺栓数目nn＝66轴承旁联接螺栓直径d10.75df12箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.5～0.6）df8连接螺栓直径d8轴承盖螺钉直径（0.4～0.5）df8视孔盖螺钉直径d4（0.3～0.4）df6定位销直径d（0.7～0.8）d26轴承旁凸台半径R1c212凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准35外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+（5～10）35大齿轮顶圆与箱体内壁距离⊿1≥1.2δ10齿轮端面与箱体内壁距离⊿2≥δ8箱座肋厚mm≈0.85δ8轴承端盖外径凸缘式：＝D+(5～5.5)；D为轴承座孔直径130、108、9811-111-1铸铁减速器箱体结构尺寸11.2减速器附件的设计11.2.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图11-2所示。11.2.2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油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M16×1.5的通气塞，综上述及根据文献【2】表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图11-2所示。图11-1通气塞图11-1通气塞图图11-2视孔盖11.2.3放油孔及螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表4-7中选取M18×1.5的外六角螺塞，其结构如下图11-3所示。图11-3放油螺塞图11-4图11-3放油螺塞图11-4油标11.2.4油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据文献【2】表4-12中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图11-4所示。11.2.5起吊装置为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表4-13和表4-14，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图11-5和图11-6所示。图11-6图11-6吊钩图11-5吊环螺钉11.2.6启盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M8的启盖螺钉，其结构如下图11-7所示。图11-7启盖螺栓图11-7启盖螺栓图11-8定位销11.2.7定位销定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下两半孔始终保持加工时的位置精度。根据文献【2】表12-12选取圆锥销,其型号为A10×60GB117-2000，其结构如上图11-8所示。11.2.8轴承盖轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用。该减速器采用凸缘式的轴承盖。12.设计小结经过十天的努力,我终于将《机械设计》课程设计做完了，一开始热情高涨，但随着设计工作的一步步进行，我遇到了一些未曾想到的困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，但始终保持着对课程设计的热情，积极认真的查阅资料，不懂的问同学，参考课本，最终顺利完成了课程设计。尽管这次课程设计花了十天的时间的,过程也有曲折,但我的收获还是很大的。这次的课程设计,不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法；也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力，那些分析和解决问题的方法与能力。同时，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,结合生产实际反系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。在做课程设计的同时相当于又复习巩固了一遍《机械原理》、《机械设计》、《机械设计课程设计》、《理论力学》、《材料力学》、《工程制图》、《工程材料》、《互换性与测量技术》等一系列课程。在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。总体来说,我觉得做这个课程设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，关于带式运输机的两级圆柱减速器的课程设计可以说是我们步入大学以来真正意义上的一次机械设计。通过十天的设计实践，既让我们加深了对机械设计概念的理解，提高了我们机械设计认识以及自身设计方面的综合素质，为以后我们走向社会、走向工作岗位打下了坚实的基础。13.参考文献《机械设计》第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，2001。《机械设计课程设计》，金清肃主编，华中科技大学出版社，2007。《机械原理》，朱理主编，高等教育出版社，2003。【4】《互换性与测量技术》，徐学林主编，湖南大学出版社，2005。【5】《机械设计手册》，成大先主编，化学工业出版社，2008。【6】《工程制图》，赵大兴主编，高等教育出版，2004。【7】《理论力学》第六版，哈尔滨工业大学理论力学教研室编，高等教育出版社，2002。【8】《材料力学》第四版，刘鸿文主编，高等教育出版社，2003。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计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究\t"