二级斜齿轮课程设计

一、设计任务书 （一）设计题目 设计带式运输机的传动装置，其工作条件是： 1. 鼓轮直径D=350mm 2. 传送带运行速度v=0.64m/s 3. 鼓轮上的圆周力F=2.5KN 4. 工作年限5年2班制 5. 小批生产 参考方案：电动机→V带传动→二级圆柱齿轮减速器→工作机（鼓轮带动运输带） 图（1）传动方案示意图 1——电动机 2——V带传动 3——展开式双级齿轮减速器 4——连轴器 5——底座 6——传送带鼓轮 7——传送带 （二）设计任务： 设计一带式运输机的传动装置，按照给定的传动方案： 1. 选择适当的原动机 2. 设计计算传动零件（带、齿轮及选择联轴器） 3. 设计计算部分支承零件和连接件 4. 完成减速器设计装配图一张 5. 完成零件工作图两张 6. 编写设计计算说明书一份，约30页左右 1

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （三）设计要求： 1.鼓轮转速允差±5% 即： 2.齿轮减速器中心距为（0或5）毫米结尾的整数。 2

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 二、传动方案设计 （一）传动方案说明 ⑴合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。 ⑵带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级、 ⑶齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。 3

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 1.电动机类型和结构型式 2. 选择电动机容量 （1)工作机所需功率Pw （二）电动机的选择 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。 由【1】P17 式2-2 w1.266kwFwVw17000.7w1.266kw 1000w10000.9432 （2）电动机所需输出功率P0 η=η带²η齿²η承²η联 由【1】P18 表2-4 η带=0.96 η齿=0.99 η承=0.97 η联=0.97 η=0.85 ∴η=η带²η齿3²η承2²η联=0.96³0.993³0.972³0.97=0.85 0w 1.2661.489kw 0.8501.489kw 6104Vw61040.7nw38.2r/min D3.14350（3）电动机的转速 由【1】P327 表8-184 选择Y90L-4型电动机 （4）确定电同步最大 动机型号 额定 满载 电动机型转速 转矩 质量 功率 转速 号 r/mi额定 kg kw r/min n 转矩 n电=i齿1²i齿2²i带²nW 由表2-1 i齿1=4， i齿2=3， i带=3 n电=i齿1²i齿2²i带²nW=4³3³3³38.2=1375.2r/min nw38.2r/min n电=1375.2r/min Y90L-4 1.5 1500 2.2 1400 26 4

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （三）总传动比的确定及各级传动比的分配 1.理论总传动比i 2.各级传动比的分配 3.各轴转速、转矩与输入功率 （1）各轴转速 入功率 （3）各轴的输入转矩

n1400im36.65 nw38.2要求i齿1=（1.4~1.5）i齿2，i减=10~15 由【1】P11 表2-1 可选i齿1=4.52，i齿2=3.24 i减= i齿1²i齿2=14.64，i带=2.5 由【1】P20 式2-6 i=36,65 i齿1=4.52 i齿2=3.24 i减2=14,64 i带=2.5 n1560r/minn1nm1400==560r/min i带2.5n1560==123.89r/min i齿14.52 n2123.89r/min n2n3n2=38.24r/mini齿2 n338.24r/min nwn338.24r/minnw38.24r/min （2）各轴的输由【1】P21 式2-7 10带=1.4890.96=1.429kw 1=1.429kw 2=1齿承=1.373kw3=2齿承=1.318kw w=3齿联=1.266kw 由【1】P21 式2-8 21.373kw3=1.318kw w=1.266kw T124.37NmT2105.84NmT3329.24Nm Tw316.5NmT124.37NmT2105.84NmT3329.24NmTw316.5Nm 5

机械设计课程设计 设计内容 (4)各轴运动和动力参数汇总表 计算及说明 轴号 电动机轴 Ⅰ轴 560 1.429 Ⅱ轴 123.89 1.373 Ⅲ轴 38.2 1.318 工作轴 38.2 1.266 结果 转速n（r/mi1400 n） 功率P1.5 （kW） 转矩10.16 T(N²m) 传动比2.5 i 效率 0.96 24.37 105.84 329.24 316.5 4.52 0.96 3.24 0.96 1 0.96 6

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 （一）V带传动设计 Pca =KA•Pd 根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机， 由【2】P156式8-21 Pca =KA³Pd=1.2³1.5= 1.8kw 结果 1.设计计算 （1）确定计算功率Pca （2）选取普通V带带型 （3）确定带轮基准直径 dd1和dd2 a. 初选 b．验算带速 c. 计算dd2 三、传动设计 （4）确定普V带的基准长dd2idd12.590225 mm 度和传动中心距 由【2】表8-8圆整为250mm 根据0.7（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2） 初步确定中心距a0=500mm 由【2】P158式8-22 根据Pca，nd，由【2】图8-11确定选用普通V带在型 小带轮基准直径dd1=90mm 由【2】式8-13 dd1n1V==6.594F0（F0）minm/s 601000v在5~25m/s范围内，符合要求 (dd2dd1)2Ld0=2a0(dd1dd2) 24a0(25090)2=2500(90250) 24500=1546.6mm 由【2】P158表8-2选取Ld=1600mm Pca= 1.8kw 选用普通V带在型 dd1=90mm v=6.594m/s dd2=250mm a0=500mm Ld=1600mm 7

机械设计课程设计 设计内容 （5）验算主轮上的包角1 （6）计算V带的根数Z （7）计算初拉力 F0 计算及说明 结果 由【2】P158式8-23 LdLd16001546.6aa0500527mm 22由【2】P158式8-24 amin=a-0.015Ld=500-0.015³1600=476mm amax=a+0.03Ld=500+0.03³1600=548mm 由【2】P158式8-25 1180dd2dd157.3 a=1802509057.3527162.690 ∴ 主动轮上的包角合适 由【2】P158 式8-26 a=500mm amin=476mm amax=548mm 1=162.6° Z=5 PcaZ(P0P0)KKl P0 —— 基本额定功率得P0=0.3476 kw P0——额定功率的增量P0=0.031kw ——包角修正系数得Kα=0.946 ——长度系数得∴Z=1.17 Pca=4.3 (P0P0)KKl∴取5根 由【2】P158式8-27 Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m (F0)min500(2.5K)PcaqV247.45N KZV（F0）min 应满足实际初拉力F0对于新装的V带，初拉力为1.5（F0）min F0=71.175N F0=1.5（F0）175N min=71.

8

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （8）计算作由【2】P159式8-28 1162.6用在轴上的Fp2Z（F0）sin2571.175sinmin压轴力FP 22 Fp2Z（F0）minsin 122571.175sin162.6=703.56N 2Fp=703.56N 2. 带传动主要参数汇总表 3.带轮的结构设计 1.设计计算 带型 Z Ld Z mm 1600 5 带型 dd1 mm 90 包角 dd2 mm 250 V带根数 a mm 500 基准直径 250mm F0 FP N N 71.175 703.6 材料 结构 大带轮 小带轮 Z 162.6° 5 HT200 实心式 Z 162.6° 5 90mm HT200 孔板式 （1）选齿轮类、1°高速级齿轮传动设计 精度等级、材料1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮； 及齿数 （二）齿轮设计计算 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=280 接触疲劳强度极限Hlim1550MPa 弯曲疲劳强度极限FE1420 Mpa 大齿轮材料：45号钢调质 HBS2=240 接触疲劳强度极限Hlim2450 MPa 弯曲疲劳强度极限FE2380 Mpa 4初选小齿轮齿数Z122 大齿轮齿数Z2 = 22³4.52=94.92取95 5初选螺旋角t14 Hlim1550MPa FE1420Mpa Hlim2450MPa FE2380Mpa Z122 Z2 =95 t14

9

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 2结果 2. 按齿面接计算公式： 触强度设计 2KtT1u1ZEZH  d1t3udH（1）确定公式内的各计初选载荷系数Kt1.6 算参数数值  mm Kt1.6 9.551061小齿轮传递的转矩T12.44104 N²mm n1齿宽系数d1 材料的弹性影响系数 ZE189.8 Mpa 1/2 ZE189.8Mpa1/2 ZH2.433区域系数ZH2.433 10.78，20.87 121.65 121.65 应力循环次数 KHN10.95N160n1jLh605601(283005)8.064108 N18.064108N21.7841084.52ih 接触疲劳寿命系数KHN10.95 KHN20.97 接触疲劳许用应力，取安全系数SH1.4 []H1[]H2 KHN1Hlim10.9570513MPa S1K1400HN2Hlim2400MPaS1 KHN20.97 KHN1Hlim10.95550373.2MPaS1.4K0.97450[]H2HN2Hlim2311.8MPa S1.4[]H1[]H2[]H342.2MPa1.23[]H2383.512取[]H=345.2MPa[]H1 H345.2MPa 10

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 d1t3（2）计算 a.试算小齿轮分度圆直径 b. 计算圆周速度 c. 计算齿宽b及模数mn d. 计算纵向重合度 e. 计算载荷系数

2KtTμ1ZHZE2() dμ[]H421.62.44105.5212.433189.823() 11.654.52342.5=47.15mm vd1tn1.38m/s 601000bdd1t147.1547.15 mm取48mm mntd1tcos47.15cos142.08 Z122h2.25mnt4.68mm K=1.988 b/h=9.66 KHKAKVKHKH ① 使用系数KA 根据电动机驱动得KA1.0 ② 动载系数KV 根据v=1.38m/s,8级精度,KV1.10 ③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数KH 根据小齿轮相对支承为非对称布置、8级精度、d=1.1b48 mm， 得 KH =1.45 ④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数KF 根据b/h=9.66、KF1.41 ⑤ 齿向载荷分配系数KH、KF 0.318dZ1tgt0.318122tan141.74 11

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 f. 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 d1 3. 按齿根弯曲强度设计 （1） 确定计算参数 a.螺旋角影响系数Y b.弯曲疲劳系数KF ∴KHKAKVKHKH=1³1.11³1.45³1.4=2.25 d1d1t3KH/Kt47.1532.25/1.652.82mm 2KTYcos2YFaYSamn3 2[]dZ1Fmax KKAKVKFKF11.111.41.412.2 K=2.2 由【2】P217图10-28 根据纵向重合系数1.74，得Y0.81 由[1]P206图10-18 得 Y0.81 KFN10.86 KFN20.89 KFN10.86 KHKF1.4 KFN20.89 12

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 c.计算弯曲取弯曲疲劳安全系数S=1.4 疲劳许用应由【2】P205式(10-12) K力[]F 0.86420[]F1FN1FE1258MPaS1.4 KFN2FE20.89320[]203MPa F2S1.4 d.计算当量齿数ZV Z122Z24.08， V133 []F1258MPa []F2203MPa coscos14（ZV2Z2109.473cos ZV124.08 ZV2109.47 YFa12.72 YFa22.28 YSa11.57e.查取齿型 系数YFα 应力由【2】P201表10-5 得 校正系数YSα YFa12.72 YFa22.28 YSa11.57 YSa21.73 （ f.计算大小齿轮的 YFaYSa 并YFa1YSa1[]F0.0166 []F1加以比较 YSa21.8 YFa2YSa20.0194 []F2比较 YFa1YSa1YFa2YSa2< []F1[]F2 YFaYSa[]F 0.0194所以大齿轮的数值大，故取0.0194 13

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （2）计算 4. 分析对比计算结果 5.几何尺寸计算 （1）计算中心距a （2）按圆整后的中心距修正螺旋角β （3）计算大小齿轮的分度圆直径d1、mn32KTYcos2YFaYSa2[]dZ1F max4222.22.44100.81cos1430.0194 21221.65=1.26mm 对比计算结果，取mn=2已可满足齿根弯曲强度。 Z1d1cos52.82cos1425.6 则取Z126 mn2Z2uZ14.5226116 取Z2116 a(Z1Z2)mn(26116)2146mm 2cos2cos14mn=1.26mm Z126 将a圆整为146mm Z2116 a=146mm (ZZ)marccos12n1459'9\"2a d1Z1mn26253.83mm coscos1459'9\"1459'9\"d2 d2Z2mn240.17mm cosd153.83mm d2=240.17mm b155mm （4）计算齿轮宽度b bdd1153.8253.82mm取54m 圆整后 b255m b160m b260mm 14

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 2°低速级齿轮传动设计 1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮； 1. 设计计算 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度； （1）选齿轮类、3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 精度等级、材料小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=280 及齿数 接触疲劳强度极限Hlim3550MPa 弯曲疲劳强度极限FE3420 Mpa 大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=240 接触疲劳强度极限Hlim4450 MPa 弯曲疲劳强度极限FE4380 Mpa 4初选小齿轮齿数Z320 大齿轮齿数Z4= Z3ih'=20³3.42= 64.8取65 5初选螺旋角t14 计算公式： d3t3 Hlim3550MPa FE3420Mpa Hlim4450MPa FE4380Mpa Z320 2.按齿面接触强度设计 Z4=65 2KtTu1ZEZHduH mm 2t14 15

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （1） 确定公初选载荷系数Kt1.6 式内的各计算参数数值 小齿轮传递的转矩T1.06105 N²mm 齿宽系数d1 材料的弹性影响系数 ZE189.8 Mpa1/2 区域系数ZH2.433 Kt1.6 T1.06105N²m d1 ZE189.8 30.78，40.85 Mpa1/2 341.61 应力循环次数 ZH2.433 N360n2jLh60105.651(283005) 1.78410 81.61 N31.784108 N31.784108N45.506107 3.24ih接触疲劳寿命系数KHN30.91 KHN40.93 取安全系数SH1.4 []H3KHN3Hlim30.93550357.5MPa S1.4KHN4Hlim40.93450298.9MPa S1.4N41.784108 KHN30.91 KHN40.93 []H4[]H[]H3[]H4328.2MPa 2∴ 取H328.2 MPa H328.2MPa 16

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （2）计算 a.试算小齿轮分度圆直径 b. 计算圆周速度 c. 计算齿宽b及模数mn d. 计算纵向重合度 e. 计算载荷系数 d3t32KtTdμ1ZHZE2() μ[]Hd3t=81.72mm 521.61.8332103.0312.43189.823()=81.72 0.81.643.03543.5 vd3tn601000v=0.53m/s 0.53m/s bdd3t181.7281.72 mm b=58.56mm mntd3tcos3.96 Z3mnt3.96 h=8.91mm b/h=9.17 h2.25mnt2.253.968.91mm b/h=81.72/8.91=9.17 1.6 0.318dZ3tgt1.6 ① 使用系数KA 根据电动机驱动得KA1 ② 动载系数KV 根据v=0. 53m/s，8级精度 KV1.05 ③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数KH 根据小齿轮相对支承为非对称布置、8级精度、 KH =1.463 17

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 f. 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 d3 3. 按齿根弯曲强度设计 （1） 确定计算参数 a.螺旋角影响系数Y ④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数KF KF1.4 ⑤ 齿向载荷分配系数KH、KF 假设KAFt/b100N/mm，根据8级精度，软齿面传动，得 KHKF1.4 ∴KHKAKVKHKH=1³1.1³1.463x1.4=2.15 d3d3t3KH/Kt81.7232.15/1.690.18mm mn32KTYcos2YFaYSa2[]dZ3Fmax KKAKVKFKF11.051.41.42.058 根据纵向重合系数1.6，得 KH=2.15 d3=90.18mm K=2.058 Y0.75 由【2】P206图10-18 得 KFN30.90 KFN40.88 Y0.75 KFN30.90 KFN40.88 b.弯曲疲劳系数KFN 18

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 c.计算弯曲取弯曲疲劳安全系数S=1.4得 疲劳许用应K0.9420[]F3FN3FE3270MPa力[]F S1.4 KFN4FE40.88380[]238.9MPa F4S1.4 d.计算当量Z320ZV321.89， 齿数ZV 33 []F3270MPa []F4238.9MPa coscos14ZV321.89 ZV471.15 YFa32.73 YFa42.29 ZV4e.查取齿型系数YFα 应力 校正系数YSα 由【2】P201表10-5 得 YFa32.73 YFa42.29 f.计算大小齿轮的YSa31.56 YSa41.73 YFaYSa 并 []F 加以比较 YFa3YSa30.016 []F3Z46571.1533coscos14 YSa31.56 YSa41.73 YFa4YSa40.0165 []F4比较 YFaYSa[]F 0.0165YFa3YSa3YFa4YSa4< []F3[]F4所以大齿轮的数值大，故取0.0165 19

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （2）计算 4. 分析对比计算结果 5.几何尺寸计算 （1）计算中心距a （2）按圆整后的中心距修正螺旋角β （3）计算大小齿轮的分度圆直径d3、mn32KTYcos2dZ325YFaYSa[]F2 maxmn=1.83mm Z3= 43 Z4=143 a=192 321.61.06100.75cos140.0165 21201.61=1.83取mn=2 Z3d3cos90.18cos1442.75 mn2取Z3=43 Z4=3.24Z3=3.2443142.44圆整为143 a(Z3Z4)mn(43143)2191.44mm 2cos2cos14则a圆整为192mm (ZZ4)mnarccos31421'3\"2a d3Z3mn43290.84mm coscos1421'3\"Z4mn1432293.16 coscos1421'3\"1421'3\" d4 d4 d3=90.84mm d4=293.16mm 20

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （4）计算齿 轮宽度b bdd3190.84=90.84mm取91 b396mm b491mm 圆整后 b491mmb396m 齿轮参数汇总表 齿轮 高速级 Z1 Z2 传动 齿数 26 116 传动比i 4.52 齿轮 低速级 Z3 Z4 齿数 分度圆直径d (mm) 53.83 240.17 中心距a 147 分度圆直径d (mm) 90.84 293.16 中心距a 192 da (mm) 57.83 244.17 模数mn 2 da (mm) 94.84 297.16 df (mm) 53.33 239.67 螺旋角β 1459'9\"精度等级 8 计算齿宽b2(mm) 55 精度等级 df (mm) 43 143 传动比i 传动 3.24 90.34 8 296.66 螺旋角计算齿宽模数mn β b4(mm) 2 91 1421'3\" 齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。 齿轮结构 21

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （三）传动轴的设计 1. 轴的结构与设计 初步计算轴的最小直径： ………………………………对于轴Ⅰ（高速轴）²²²²²²²²²²² 由【1】式估算轴的最小直径： 选取45钢，调制处理 ；据【1】表15-3取A0=112 于是有： =15.305mm 轴I第一段为装带轮处的直径，用平键连接，故轴径应增大3% d3%dmin=15.764mm 取d=20mm ……………对于轴II（中间轴）………………………………… =25.42mm 圆整为30mm …………………对于轴III（低速轴）………………………………… =36.462mm 因为此轴与联轴器相连所以此段的直径由联轴器对应型号的孔径来决定。 由【1】表14-1查得：KA=1.5 Tca=KATIII=1.5329.24=493.86Nm 查【2】表8-178选弹性套柱销联轴器，参数如下： 公称转矩 500N²m 孔径 40mm 轴孔长度 84mm ………………………………对于轴Ⅰ（高速轴）²²²²²²²²²²² ⑴确定各段轴的直径： 位置 直径/mm 带轮处 左端盖 理由 20 24 由传动转矩估算得基本直径 定位轴肩h=（0.07～0.1）d；取h=2mm 22

机械设计课程设计 设计内容 左轴承处 30 计算及说明 因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用角接触球轴承参照工作要求并根据端盖处30mm；由【2】表8-158选7206AC 参数d³D³B=30mm³62mm16mm 齿轮处 轴环处 右轴承处 34 32 30 大于前段轴承处 轴肩高h=（0.07～0.1）d；取h=4mm 同一根轴上选取相同的轴承 结果 ⑵确定各段轴的长度： 位置 带轮处 长度/mm 88 理由 带轮轮廓宽度为：90mm为保证轴端挡圈能 压紧带轮，此轴段长度略小于带轮轮廓宽度 端盖处 50 轴承端盖宽20mm，加润滑脂要求，取 轴承盖外端与带轮轮缘的间距为30mm 左轴承处 154 轴承T=16；轴承与箱体内壁间距8mm；低速级齿轮与箱体内壁间距16mm；低速级齿轮宽度92mm；低速级齿轮与高速级齿轮间距20mm；套筒与轴肩间距2mm以定位齿轮 L=16mm+8mm+16mm+92mm+20mm+2mm 齿轮处 轴环处 右轴承处 60 10 24 齿轮宽64mm；与套筒定位预留4mm b1.4h；取b=10mm 轴承决定 ………………对于轴Ⅱ（中间轴）………………………… ⑴确定各段轴的直径： 位置 直径/mm 左轴承处 30 因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用角接触球轴承参照工作要求并根据最小直径：30mm；由【2】表 8-158选7206AC参数d³D³B=30mm³62mm16mm 理由 23

机械设计课程设计 设计内容 左齿轮处 34 计算及说明 大于前段轴承处 结果 轴环处 右齿轮处 右轴承处 42 轴肩高h=（0.07～0.1）d；取h=4mm 38 轴肩高h=（0.07～0.1）d；取h=4mm 30 同轴上选取同样的轴承 ⑵确定各段轴的长度： 位置 长度/mm 左轴承处 左齿轮处 轴环处 右齿轮处 右轴承处 46 轴承T=16；轴承与箱体内壁间距8mm；高速级齿轮与箱体内壁间距16mm；套筒与轴肩间距4mm以定位齿轮 92 大齿轮宽96mm；与套筒定位预留4mm 20.5 两齿轮间距20.5mm； 51 44 轴承T=16；轴承与箱体内壁间距8mm；低速级齿轮与箱体内壁间距16mm；套筒与轴肩间距4mm以定位齿轮 齿轮宽55mm；与套筒定位预留4mm 理由 …………………对于轴III（低速轴）………………………………… ⑴确定各段轴的直径： 位置 联轴器处 右端盖 右轴承处 直径/mm 40 50 55 理由 半联轴器孔径40mm 定位轴肩h=（0.07～0.1）d；取h=5mm 因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据端盖处55mm；由【2】表8-158选7211AC角接触球轴 承参数d³D³B=55mm³100mm³21mm 齿轮处 轴环处 轴环左侧 左轴承处 63 71 61 55 大于前段轴承处 轴肩高h=（0.07～0.1）d；取h=6mm 轴肩高h=（0.07～0.1）d；取h=5mm 同一根轴上选取相同的轴承 24

机械设计课程设计 设计内容 ⑵确定各段轴的长度： 位置 联轴器处 长度/mm 84 计算及说明 结果 Ft=2246.15N Fr=843.86N Fa=574.624N 理由 半联轴器长度为142mm；预留2mm为定位联轴器 端盖处 55 轴承端盖宽20mm，加润滑脂要求，取 轴承盖外端与带轮轮缘的间距为30mm 右轴承处 31 轴承T=21；轴承与箱体内壁间距8mm；套筒与轴肩间距2mm以定位齿轮 L=21mm+8mm+2mm 轴环处 轴肩 齿轮处 左轴承处 84 8 89 50 齿轮宽55mm；与套筒定位预留4mm b1.4h；取b=8m 齿轮宽91mm；与套筒定位预留2mm 轴承决定 2.低速轴强度校核 a. 作用在齿轮上的力 Ft2T32246.15N d4Fttanan2246.15tan20843.86Ncoscos14213 FrFaFttan2246.15tan14213574.624N b. 计算轴上的载荷 载荷分析图

25

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 ① 垂直面 FNV1FtL32246.1569.5731.182N L2L314469.5FtL21514.967N L2L3FNV1=731.182N FNV2=1514.967N MV1.05105Nmm FNV2MVFNV2L31.05105Nmm 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 ② 水平面 DMaFa1.01105Nmm 2FNH1(FrL3Ma)198.40N L2L3FrL2Ma1042.23NL2L3FNH1198.40N FNH2F NH2 1042.23NMH1FNH1L22.85104Nmm MH2FNH2L37.24104Nmm ③ 总弯矩 M1MM2V2H1MH12.85104NmmMH27.24104 Nmm1.0910Nmm 5225M2MVMH21.2710Nmm 从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表： 载荷 水平面H 垂直面V 支反力FNH1=198.369N FNV1=731.182N F FNH2=1042.24N FNV2=1514.967N M H1 =2.85³104N²mm 弯矩M MV =1.05³105 N²mm 4M H2 =7.24³10N²mm M 1=1.09³105 N²mm 总弯矩 M 2=1.27³105N²mm 扭矩T T3=3.2924105N²mm 26

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 c. 按弯扭合成校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。 由【2】P362 表（15-1），得：160MPa 由【2】P374 式（15-5），取0.6，轴的计算应力为： caM12(T3)2W5252 (1.0910)(0.63.292410)0.150318.04MPa160MPa 该轴强度合格 四、轴承设计 （一）减速器各轴所用轴承代号 普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。 外形尺寸安装尺寸（mm） （mm） 项轴承型目 号 da Da rasa d D B min max max 高速7206AC 30 62 16 36 56 1 轴 中间7206AC 30 62 16 36 56 1 轴 低速7211C 55 100 21 64 91 1.5 轴 （二）低速轴轴承寿命计算 1. 预期寿命 从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为5年(年工作日为300天)。 预期寿命L'h=2³8³300³5=24000 h 2.寿命验算 载荷分析图（俯视）

27

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 （左旋） （1）轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa Fl843.86144Fr1r2569.16Nl2l314469.5Fr2FrFr1274.70NFa1Ftl2=1514.97Nl2l3 Fa2Ft-Fa1=731.18N （2）当量动载荷P1和P2 低速轴轴承选用7211C，由【2】p321表（13-6）得到fp1.5 28

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 已知3，（常温） 由[2]p145表（15-3）得到Cr17.34KN Fa1/Cr=0.07,由插值法并由[2]p144表（15-3），得到e=0.15 Fa1/Fr1=0.286>e,由[1]p321表（13-5）得到 X=0.56,Y=2.5 P1=fp(XFr1+YFa1)=1.5(0.56569.162.51514.97)6159.23N Fa2/Cr=0.09由插值法并由[2]p144表（15-3），得到e=0.248 Fa2/Fr2=2.66>e,由[1]p321表（13-5）得到 X=0.56,Y=1.794 P2=fp(XFr2+YFa2) =1.5(0.56274.701.794731.18)2198.35N 取Pmax=P1=6159.23N （3）验算轴承寿命 因为P2>P1，所以按轴承2的受力大小验算 16159.23N 22198.35N L29725 ftCr106106117.341033L()()29725h>L'h 60n3P6038.246159.231L >L'h，所以所选轴承可满足寿命要求。 五、键联接强度校核 1低速轴齿轮的键联接 （1）选择类型及尺寸 根据d =61mm，L’=87mm，由[1]表（8-61）， 选用A型，b³h=18³11，L=71mm （2）键的强度校核 a. 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k l = L -b= 71-18=53mm k = 0.5h = 5.5mm b. 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， 由[2]P106表（6-2），取[σp]=110MPa T3 =3.2924105N.mm 2T310323.2924105 N.mm40.73MPa [σp] =kld55361键安全合格

29

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 2低速轴联轴器的键联接 (1) 选择类型及尺寸 根据d =40mm，L’=84mm，由[1]217表（8-61）， 选用C型，b³h=12³8 L=70mm (2) 键的强度校核 a. 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k l = L–b= 58mm k = 0.5h =4 mm b. 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， 由[2]P106表（6-2），取[σp]=110MPa T3 = 3.2429105N.mm 2T310323.292410556.76MPa [σp] σp =kld55840键安全合格 30

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 六、减速器的润滑与密封 （一）齿轮传动的润滑 各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。 （二）轴承的润滑与密封 由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。 轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。 轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。 （三）减速器的密封 减速器外伸轴采用 [1]P316表（8-176）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。 31

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 结果 七、减速器箱体及其附件 （一）箱体结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。 箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。 减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。 （二）箱体主要结构尺寸表（单位：mm） 名称 数值(mm) 箱座壁厚 δ=10 箱盖壁厚 δ1=8.5 b=15 箱体凸缘厚度 b1=12.75 b2=25 m=8 加强肋厚 m1=7 地脚螺钉直径 24 地脚螺钉数目 n=4 轴承旁联接螺栓直径 M18 箱盖、箱座联接螺栓直径 M14 高速轴 选用M8 n=4 中间轴 选用M8 n=4 轴承盖螺钉直径和数目 低速轴 选用M10 轴承盖（轴承座端面）外径 观察孔盖螺钉直径 df、d2、d3至箱外壁距离 df、d2、d3至凸缘边缘的距离 轴承旁凸台高度和半径 外壁至轴承端面的距离 n=4 高速轴 中间轴 低速轴 M8 102 102 150 26 22 18 24 20 16 df d1 d2 df d1 d2 C1= C2= h由结构确定，R= C1 l1=δ+C2+C1+(5～10)=55 32

机械设计课程设计 设计内容 计算及说明 （三）主要附件作用及形式 结果 1. 通气器 齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。 由<[1]P86表4-15>选用通气器尺寸M27³1.5 2. 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。 为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。 由<[1]P85表4-14> 取A=150mm 3. 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由<[1]P83表4-10> 选用油标尺尺寸M16 4. 为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。 由<[1]P85表4-13> 选用油塞尺寸 M16³1.5 5. 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。 由<[1]P222表8-67> GB/T117-2000 A10³40 6. 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10³1.5 7. 起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。 为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩。参考[1]P87表4-16 33

机械设计课程设计

八、设计小节

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜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。通三个星期的设计实践，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》、《机械工程材料》、《机械设计手册》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。

在这次的课程设计过程中，我的耐心得到了很好的锻炼，在这些参数的计算中要求严肃认真，不能有半点马虎，更不能容忍错误，防止下一阶段有更大的错误。

本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。

设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

34