机械课程设计--带式输送机二级同轴式减速器课程设计说明书.pdf

目录一、设计任务书.1二、传动方案的拟定及说明.2三、电动机的选择.3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比.3五、计算传动装置的运动和动力参数.4六、传动件的设计计算.5LV带传动设计计算.52.斜齿轮传动设计计算.7七、轴的设计计算.121.高速轴的设计.122.中速轴的设计.153.低速轴的设计.194.精确校核轴的疲劳强度.22八、滚动轴承的选择及计算.261.高速轴的轴承.262.中速轴的轴承.273.低速轴的轴承.29九、键联接的选择及校核计算.31十、联轴器的选择.32十一、减速器附件的选择和箱体的设计.32十二、润滑与密封.33十三、设计小结.34设计计算及说明、设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图2.工作情况工作平稳、单向运转3.原始数据运输机卷筒扭 矩(N*m)运输带 速度(m/s)卷筒直径(mm)带速允许偏差(%)使用年限(年)工作制度(班/日)10500.8042051024.设计内容(1)电动机的选择与参数计算(2)斜齿轮传动设计计算轴的设计(4)滚动轴承的选择(5)键和联轴器的选择与校核(6)装配图、零件图的绘制(7)设计计算说明书的编写5.设计任务(1)减速器总装配图1张(0号图纸)(2)齿轮、轴零件图各一张(3号图纸)(3)设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采 用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果电动机的选择1.电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为 卧式封闭结构。2.电动机容量(1)卷筒轴的输出功率心w _ WOO _ WOO _ WOO(2)电动机的输出功率5传动装置的总效率=%式中，7,%为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计(以下未作说明皆为此书中查得)表2-4查得：V带 传动7=0.96；滚动轴承2=098；圆柱齿轮传动/=098；弹性联轴器4=0.99,贝I=0.96x0.98 x0.98 x 0.990.9177=0.91P 4 17故 p=L=4.58kWd 77 0.91Pd=4.58 左 W(3)电动机额定功率Qd由第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped=5.5kW oPed=5.5kW3.电动机的转速由表2-1查得V带传动常用传动比范围彳=24,由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围/=860,则电动机转速可选范围为设计计算及说明结果668100261/min u W 1 Z可见同步转速为750r/min、1000r/min 1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这 里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:方案电动机型号额定功 率(kW)电动机转速(r/min)电动机质 里(kg)传动装置的传动比同步满载总传动 比V带传 动两级减 速器1Y132M2-65.510009608426.672.1512.4052Y132S-45.51500144068402.1518.605由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电机转速小，且让两级减速器的 传动比小，这样也会减小减速器的尺寸和质量。因此，可采用方案1,选定电 动机型号为Y132M2-6。4.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸,并列表记录备份。型号额定功 率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M2-65.510009602.02.0HDEGKLF X G D质量(kg)1323880331251510X3381四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比i=26.67%=2=26.67勺 362.分配各级传动比ii=2.15取V带传动的传动比%=2.15,则两级圆柱齿轮减速器的传动比为：=2=ZZ=i2.4052 3 人 2.153.522=3=3.52所得，2 W符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。设计计算及说明五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为o轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为n轴，低速轴为ni轴，各轴 转速为no=nm=960r/min孔。960.n.=-=447r/min1 h 2.15n.447 1.nTT=-=-=127r/minn i2 3.52n2 I27.nTTT=-=-=36r/minm z3 3.522.各轴输入功率按电动机额定功率Qd计算各轴输入功率，即P0=Ped=5.5kWP=Po/=5.5 x 0.96=5.28-W片 i=.%=52.8 x 0.98 x 0.98=5.07左 W占 n=P2112rl3=5.07 X 0.98 x 0.99=4.72左 W3.各州转矩To=9550”二：9550 x9=55.71N 机几。960J=9550a=9550 x=112.81-m4477n=9550 之二5 07=9550 x=381.242V-m71 ii127Tm=9550 瓦 nm4 87=9550 x=1291.90N-36电动机轴高速轴I中速轴n低速轴in车例(r/min)96044712736功率(kW)5.55.285.074.87车的(N 加)55.71112.81381.241291.90结果设计计算及说明六、传动件的设计计算1.V带传动设计计算(1)确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计(V带设计部分未作说明皆查此书)表8-7得，工作情况系数=1.1Pca=KAPd=1.1 x 5.5=6.05左 W(2)选择V带的带型由匕“、出由图8-11选用A型(3)确定带轮的基准直径均并验算带速v初选小带轮的基准直径由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径ddi=125mm验算带速v。按式(8T3)验算带的速度Pca=6.05kWA型ddl=125mm而明 万义125x1440 一K,v=-=-=6.28m/s60 x100060 x1000因为5根/s v 90一 a 476(6)确定带的根数 计算单根V带的额定功率由=125相机和飞=960/min,查表 8-4a 得R=131kW根据传=960z7min,i=2.15和A型带，查表8-4b得AR=0.11左W查表8-5得Ka=0.952,表8-2KL=0.99于是a r 416mm%x 161Pr=(Po+APo)-KKL=1.39kW计算V带的根数z。ZPea=6.05 7T-139=4.355根取5根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(1八诂由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.lkg/m,所以S0)min=500(25；Ka)%+qd二500 x(215-0.952)x6.05+QAx6 2s2N 0.952x5x6.28=160.59N应使带的实际初拉力Fo (F0)min(Fo).=160.59N(8)计算压轴力修a 161)min=2z(F0)min sin芳=2x5x 160.59x sin亏=1583.74N(G)mm=1583.74N设计计算及说明结果2.斜齿轮传动设计计算按高速级齿轮设计：小齿轮转矩4=Tn=H2.81N 加，小齿轮转速%=nn=447r/min,传动比 i=i3=3.52。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1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,二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数&=24：大齿轮齿数Z2=i Z=3.52 x 24 2 95初选取螺旋角0=14（2）按齿面接触强度设计按式（10-21）试算,即dlt 确定公式内各计算数值a）试选载荷系数3=1.6b）由图10-30选取区域系数Z“=2.433c）由图 10-26查得分i=0.78,42=0,86,4=%+%2=0.78+0.86=1.64d）小齿轮传递的传矩q=H2.81N 加e）由表10-7选取齿宽系数中4=11f）由表10-6查得材料弹性影响系数Z=189.8加尸万g）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限。卬.2=550MPah）由式10T3计算应力循环次数：N、=60-hj-Lh=60 x447x1x（2x8x365x10）=1.287x1（）9“287x*321xl082 L 3.52斜齿圆柱齿轮7级精度=24=14。结果设计计算及说明i）由图10T9查得接触疲劳寿命系数K HN1=698,Khn2=695 j)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=l,由式(10-12)得crH1=ni,x MPa=588MPa;L(yH2=Khn?:Hiim2=0.95 X 550=522 5MPak)许用接触应力 Ihi 588+522.5CT L=-=555.25MPal 2 2计算a）试算小齿轮分度圆直径由计算公式得.2x1.6x112.81x1()3 1x1.643.52+1-x3.52(2.433xl89.81 1555.25Jmm=58.04mmdlt 58.04mmxb）计算圆周速度V=万460 x100058.04x44760 x1000m/s=1.36m/sv=1.36m/sc)齿宽b及模数5b=d，dit=1.Ox58.04mm=58.04mmdu cos3 58.04xcosl4 _ _ _=-=-mm=2.35mmm Zi 24h=2.25mnt=2.25 x 2.35mm=5.29mm8/。=58.04/5.29=10.97 d）计算纵向重合度与 p-0.318：-Zj*tan/?=0.318xlx 24x tanl4=1.903e）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数长人=1根据v=1.36加/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Ky=0.75；由表10-4查得K砂的值与直齿轮的相同，故Kh/3=1.313因 KAFt/b=lx112.81/(58.04/2)/58.04=66.9N/mm Al5mm将中心距圆整为108mm按圆整后的中心距修正螺旋角=31z2=109a=108.19mm设计计算及说明结果B=arccostoh,二 arccos(31+109)3 二 13。3355 2a 2x233因尸值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径Z 加 31x1.5或=-=-mm=47.91mm1 cos尸 cosl303355Z2-mn 109x1.5 1zCOa,=-=-mm=168.47 mm2 cos尸 cosl303355计算齿轮宽度b=味 4=lx47.9hwn=47.91mm圆整后取用=53mm,B2=48mmd1=47.91mmd2=168.47相次Bx=53mmB2=48mm由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距 完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳 强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左 旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.52模数(mm)1.5螺旋角13。3355中心距(mm)108齿数3110931109齿宽(mm)53485348直径(mm)分度圆47.91168.4747.91168.47齿根圆42.75153.4742.75153.47齿顶圆49.5171.4749.5171.47旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果七、轴的设计计算1.高速轴的设计（1）高速轴上的功率、转速和转矩转速(r 1 min)高速轴功率（kw）转矩T（N 加）4475.28112.81（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=47.91相机，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式（10T4）,则小十篇I工=吟:4709.25 x 9亚一二 1759.HNcos/3cosl303355Fa=tan 0=4709.25 xtg200=1712.57NFp=1583.7 4N（3）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表Ft=4709.25NFr=1759.UNFa=1712.57NFp=1583.74N15-3,取4=112,于是得min5.28=112x3 V 447高”二 25mm24.64mm圆整得：d min=25mm（4）轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）IIIIIIIVV VI VD设计计算及说明2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足v带轮的轴向定位，I-n轴段右端需制出一轴肩，故取n-ni段的直径 dn_iii=28mmo V带轮与轴配合的长度Li=55mm,为了保证轴端档圈只压在V带轮 上而不压在轴的端面上，故I-H段的长度应比L1略短一些，现取Lij产50mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥 滚子轴承。参照工作要求并根据dnn=28mm,由轴承产品目录中初步选取。基本 游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206,其尺寸为dXDXT=30mmX62mm X 17.25mm,dm.iv=dvn-vin=30mm；W Lm_iv=45mm,Lv-vi=5mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高 度h=5mm,因此，套筒左端高度为5mm,dv.vi=40mmo取安装齿轮的轴段IV-V的直径div-v=34mm,取Liv-v=50mm齿轮的左端与左端 轴承之间采用套筒定位。根据箱体的宽度和轴承端盖的连接长度，且为了方便取端盖上的螺钉，因此取 Lii_in=72mmo至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键8mmX7mmX36mm,V带轮与轴的配合为Hk6；考虑到高速齿轮的尺寸问题，因此把小齿轮设计成齿轮轴的形式；滚动轴承与轴 的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角0.8x45。，各圆角半径见图（5）求轴上的载荷轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I-II5025与V带轮键联接配合II-III7228定位轴肩III-IV3045与滚动轴承30206配合，套筒定位IV-V5034与小齿轮做成一个整体V-VI540定位轴环vi-vn1730与滚动轴承30206配合总长度224mm首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a值。对于30206型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=16mm。因此，轴的支撑跨距 为：Ll=135.1mm,L2+L3=55.7+33.2=88.9mm o根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可 以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。设计计算及说明结果设计计算及说明结果（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取a=0.6,轴的计算应力。因=31.94的。载荷水平面H垂直面v支反力FFnh1=1758.69N,FNH2=2950.562VFnv1=7086.25N，FNV2=-2377.00NC截面 弯矩MMh=FNH2 xL3=97959.03N-mm“V=FnY2 X L3+a=394704.13-mm总弯矩max=J；=)97959.032+394704.132=105699.45-mm扭矩T=1128102V-mm J2+(aT)27105699.452+(0.6x112810)20.1x403Mpa=31.94A/?q已选定轴的材料为45,调质处理。由表15-1查得uJ=60MPa。因此2.中速轴的设计（1）中速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)中速轴功率（左w）转矩T（N 小）1275.07381.24（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为4=168.47相根，根据式（10-14）,则Ft22T _ 2x381.24168.47 义10一3=4525.9N安全Ft tan ancos 0=4525.9 x吆20。cosl303355=1694.55NFa=4525.9NFrl=1649.55NFal=1647.29Nbcab-J，故安全。叫2Fa2=耳 tan 0=2300.19 x 次20。=1647.29N已知低速级齿轮的分度圆直径为汗2=47.91根根，根据式（10-14）,则设计计算及说明结果(3)初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取&=97,于是得d-=35.7mm(4)轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图)I II III IV V VI2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥 滚子轴承。参照工作要求并根据di一II二dv.vi=33mm,由轴承产品目录中初步选取标 准精度级的单列圆锥滚子轴承30207,其尺寸为dXDXT=35mmX72mmX 18.25mm,故 Li.n=Lv.vi=45mmo两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高 度h=3mm,因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为3mm。取安装大齿轮出的轴段H-ni的直径dn.m=45mm；齿轮的左端与左端轴承之间采 用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取diiiv=41mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取 Lin.iv=69mmo至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计计算及说明结果3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键10mmX8mmX36mm,为了保证齿轮与轴配 合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为Hn6；滚动轴承与轴的周向定位 是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.2x45。，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I-II4533与滚动轴承30207配合，套筒定位II-III4535与大齿轮键联接配合III-IV6941定位轴环IV-V5035和小齿轮做成一个整体V-VI4533与滚动轴承30207配合总长度254mm（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=16mm。因此，轴的支撑跨距 为76mm,L2=192.5,L3=74.5mmo根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可 以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面v支反力FFnh=68NFNH2=6186NFwl=13822VFNV2=2682NC截面 弯矩MM H xL,=460875?/-mmrL IMrL Z J“v=FnY2 X 乙3+Ma2=353536N-mm总弯矩“max=J；+；=a/4608752+3535362=5808562V-mm扭矩T=422360N,mm设计计算及说明结果Frl设计计算及说明结果(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取a=0.6,轴的 计算应力J2+(w)2 J5808562+(0.6x422360)2-=、-Mpa=50.70Mpaca W 0.1x503已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得b1=70MPa。因此bca36mm,为了保证齿轮与轴 配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6o4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角2.0 x45。，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I-II2260与滚动轴承30212配合II-III1276轴环III-IV4564与大齿轮以键联接配合，套筒定位IV-V4460与滚动轴承30212配合V-VI7557与端盖配合，做联轴器的轴向定位vi-vn8455与联轴器键联接配合总长度282mm设计计算及说明设计计算及说明（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a值。对于30212型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=16mm。因此，轴的支撑跨距 为+L2=67+75=142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可 以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的Mh、Mv及m的值列于下表。载荷水平面H垂直面v支反力Fnh1=3943.35NFnv1=-2039.50NFFNH2=3522.72NFNV2=4831.04NB截面 弯矩MM H=Fnh1 xL=264204N mm“v=Fnvz x L?=362325N-mm总弯矩Mmax=a/2642042+362325?=448423N.mmiiidA n v扭矩T=13709202V-mm（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取a=0.6,轴的 计算应力v ZZKM?+a(T)2 _ 4484232+(0.6xl370920)2 _/a-22.21Mpa。caW-0.1x753 1已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得J=70MPa。磔匕crca S=1.5工2+s：728.352+14.112故可知其安全。3)截面IV右侧12.63S=1.5安全抗弯截面系数 W=o.Id 3=0.1x703 根m 3=34300mm3抗扭截面系数%=0.2d3=0.2x703相机3=68600加加3截面IV右侧的弯矩为75-48M=448423 x=161432N m75截面IV上的扭矩为T=1370920N-mm截面上的弯曲应力ah=161432 MPa=4JlMPaW 34300T 1370920截面上的扭转切应力tt=MPa=19.9SMPaWT 68600轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得crb=735MPa,cr_i=355MPa/T=200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r 2.0 八 A2 D 75._=0.029,=1.07D 70 d 70设计计算及说明结果经插值后可查得%=2.2,%=1.30又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa=0.82,qT=0.85故有效应力集中系数为k=l+q(T(a(T 1)=1+0.82x(22 1)=1.98 kr=1+/(%-1)=1+0.85x(1.30-1)=1.26由附图3-2得尺寸系数=0.67 由附图3-3得扭转尺寸系数邑=0.82 轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为h=3=0.92轴未经表面强化处理，即8q=l,则得综合系数值为“1 1 1.98 1 1=+-1=-+-1=3.04%Be 0.67 0.921.26 1 1-1-10.82 0.92=1.62又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数%=0.1 0.2,取心=0.15；%=0.05 0.1,取化=0.075；于是，计算安全系数S0,值，按式（15-6）（15-8）则得s01Kq+9Q”_355_ 3.04x4.71+0.15x0=24.79S=.-=-=1181，1.62xi+0.075xi.22SaST _ 24.79x11.81+Sj a/24.792+11.812=10.66 S=1.5故可知其安全。Sca=10.66S=1.5安全设计计算及说明结果八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 Lh=10 x365x8x2=5.84x104/z1.高速轴的轴承选用30206型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-1得，Cr=43.24N e=0.37(1)求两轴承所受到的径向载荷Frl和工2由高速轴的校核过程中可知：Fnh1=1758.69N,Fnh2=2950.56NFNVi=7086.25N,FNV2=-2377.00NFrl=个 F.：+F/=a/1758.692+7086.252=7301.232V工2=不尸丁”丁=2950.562+(2377.00)2=3788.922V(2)求两轴承的计算轴向力为和工2由机械设计表13-7得Fd=eFrFdi=0.37 x 7301.23=2701.46NFdl=0.37x3788.92=1401.90因为七=1712.572V所以鼠+&=3H4.47N%以=鼠+丘=311447 NFa2=Fd2=140L90N(3)求轴承当量动载荷A和5Lh=5.84x10%Fa】=3114.472VFa2=1401.902V设计计算及说明结果FglF八3114.477301.23=0.4266 eFa2 _ 1401.90 耳7 3788.92=0.3699 人，故所选轴承满足寿命要求。Pl=8194.01NP2=4187.812VLh=9.51x10%LJ满足寿命要求Lh2.中速轴的轴承选用30207型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7得，Cr=54.2W e=0.37（1）求两轴承所受到的径向载荷工和Fr2由中速轴的校核过程中可知：FnhTN,F36I86NFW1=13822V,FNV2=26822VFrl=nh：+Fnv：=V682+1382.2=1384N工2#w22+w22=V61862+26822=6742N（2）求两轴承的计算轴向力为和工2设计计算及说明结果由机械设计表13-7得见=乙2Y1384Fd22义0.4愚12。57，106742二 398N2x0.40gl25710二 1938N因为工 e=入2乙 i=3113 837=2276N所以七+&2=4214N的1Fa=Fae+Fd2=4214N%=Fd2=19382VFai=4214NFa2=19382V(3)求轴承当量动载荷和巴铲，泮鬻=02875号由机械设计表13-6,取载荷系数=1.1P1=fp(0.4K1+YFai)=1.1X(0.4 X1384+0.4dgl25710 x 4214)=867 INP2=fpFr2=l.lx6742=7416N(4)验算轴承寿命因为片 尸2,所以按轴承1的受力大小验算h 60np10610(102”60 x153.68.671=4.02x105/zLa,故所选轴承满足寿命要求。Pi=867 INP2=7416NLh=4.02x105/zL；满足寿命要求设计计算及说明结果3.低速轴的轴承选用30212型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7得，Cr=102kN e=0.4(1)求两轴承所受到的径向载荷Frl和工2由低速轴的校核过程中可知：Fnh】=3943N,Fnh2=3522NFnv1=-2039N,FNV2=4831NFrl=g狒：=739432+(-2039).2=44392V工2=#w22+w22=a/35232+48312=59792V(2)求两轴承的计算轴向力为和工2F由机械设计表13-7得见=。2YFdl44392义0.4。次125710=1276NFd25979 2x0.4bgl205710二 1719N因为乙e=277N所以/e+n=3993N的2Fal=Fdl=1216NFa2=Fae+Fdi=39932V(3)求轴承当量动载荷A和巴%=1276NFa2=39932V%J276Frl 4439=0.2875 e设计计算及说明结果由机械设计表13-6,取载荷系数 4=11P=fpFrl=1.1x4439=4883NP?=fp(0.4Fr2+YFa2)=1.1 x(0.4 X 5979+0.4“gl25710 x 3993)=10270N(4)验算轴承寿命因为 鸟，所以按轴承2的受力大小验算6，6/、W106 C|106(208 P60nP)-60 x40.9611.027；=9.21x106/zL/故所选轴承满足寿命要求。Pi=4883NP2=10270NLh=9.21x106 力L；满足寿命要求设计计算及说明结果九、键联接的选择及校核计算27 x 103由机械设计式(6-1)得=-kid键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2,取口=130MPa(I)V带轮处的键取普通平键 GB/T1096-2003 键 8x7x36键的工作长度/二乙力=36 8=28加加键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5x7=3.5mm2Txi()3_ kid 一=22.5x28x25=小同MPa该键满足强度要求(2)中速轴上大齿轮处的键取普通平键GB1096-2003 键10 x8x36键的工作长度I=L b=36-10=26mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5/z=0.5x8=4mm2Txi()3kid 一J MW 同=13。的该键满足强度要求(3)低速轴上大齿轮处的键取普通平键 GB1096-2003 键 18x11x36键的工作长度l=L-b=36-18=18mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5/z=0.5x11=5.5mm2Txi()3O D-p kid该键满足强度要求设计计算及说明结果(4)联轴器周向定位的键取普通平键 GB1096-2003 键 16x10 x70键的工作长度I=L b=70-16=64mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5%=0.5 xl0=5mm2Txl()3 2x1291.90 x103c 二-p kid5 x 64 x 55146.81MP”ap=130MPa联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180布置。则该双键的工作长度为/=1.5 x 64=96mm2Txi()3 2x1291.90 x1()3cr=-p kid5x96x5597.87?257.起盖螺钉查表 13-7,选用 GB5782-86 M10 xl5设计计算及说明结果8.箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚810箱盖壁厚38.5箱体凸缘厚度b、bi、b2b=15;bi=12.75;b2=25加强筋厚mim=10;ml=9地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径dl12箱盖、箱座联接螺栓直径d210十二、润滑与密封12.1 润滑由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度小于5m/s,所以轴承采用油润滑。轴承 采用脂润滑。油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免侵油的 搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件侵入油中的深度不宜太深或 太浅，设计的减速器的合适深度H1对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于 10mm,保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨 损，也不宜散热。取齿顶圆到油池的距离为50mm。换油时间为半年，主要取决 于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB150号工业齿轮润滑 油。12.2 密封减速器需要密封的部位不多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和 轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。12.2.1 轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油 露出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐 蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。12.2.2 轴承内侧的密封：该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润 滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密封胶设计计算及说明十三、设计小结通过此次的机械课程设计使我明白了，要想设计一个理想的产品，它所涵盖 的内容包括很大，让我们明白了一件质量高的产品的诞生，不但是机械设计这一 门课程就可以完成的好的，它运用了我们机械制图、公差与测量技术、机械原理、材料力学等知识，此次的课程设计让我深谙其中的道理。另外，由这次的课程设 计也让我重新复习了以前的内容，也尝到了学以致用的艰难和甜头。在整个设计 过程中让我印象最深的一点就是：整个设计流程是一环紧扣一环，在每个环节都 要从全局着想，一步大意这有可能会造成整个产品的设计失败。所以，在保量也 要保质。另外，我也看到了计算机绘图跟手工绘图的优势所在，通过此次的CAD 辅助绘图，让我又重新对CAD有了新的认识，也意识到它会让你的设计效率大大 的提高。因而，要更加的熟悉和掌握运用此类软件。纵观产品的全局，我认为产品的优点在于：结构紧凑，质量轻便，其同轴式 的设计使得其横向尺寸大大的缩小。产品的缺点：在设计轴时设计其总长尺寸过大，这样增大了产品的整体尺寸，由此引发了其包装尺寸和库存尺寸和安装尺寸都偏大，因此在以后的设计过程尽 可能的减小产品的尺寸。邵阳学院课程设计（论文）评阅表学生姓名：雷学伟 学 号：O94nono3系别：机械与能源工程系 专业班级：现代制造技术题目名称：带式传输机同轴式二级减速器设计 课程名称：机械设计课程设计一、学生自我总结历时三周的机械课程设计已经尘埃落定，虽然只有短短的三个星期，却让我学到了很多，也意 识到了自身的不足。首先，自己的准备工作做得不足，虽然在此之前学过了机械制图、材料力学、公差与测量技术等专业学科，但是由于平时没有串联运用，导致使用脱节。其次，对机械设计这门 学科认识的较为浅显，当碰到一些深层次的研究内容就招架不住。同时，对基础知识也把握的不是 很牢靠。让我警觉到自己平常学习与训练中对基础知识的轻视。最后，没有掌握扎实的计算机绘图 技术，对AUTOCAD软件运用的不是很纯熟，同时对其他运用软件认知度太低，没有充分发挥各个 软件的优势。在此次的机械课程设计的过程中让我认识到知识的串联运用的重要性，一个产品的最终诞生是 靠各个知识点和各个学科的组合。所以，在以后的学习和工作中要牢记这一点，学会把各科知识点 融会贯通，构建一个系统的知识网络。这次的机械课程设计由于鄙人的能力有限，设计固然不是很完善，还请多多指正。另外，在此 也要感谢李梦奇老师对我的耐心教导，是你让我对AUTOCAD有了跟进一步的认识，同时也谢谢学 校组织这项科目，让我们有机会去发现自己的不足，体验设计产品的艰辛和成功之后的喜悦。学生签名：雷学伟 2011年12月05日二、指导教师评定评分项目装配图零件图说明书综合成绩权重50%20%30%单项成绩指导教师评语:指导教师（签名）:年 月 日注：1、本表是学生课程设计（论文）成绩评定的依据，装订在设计说明书（或论文）的“任务书”页后面;2、表中的“评分项目”及“权重”根据各系的考核细则和评分标准确定。