带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器.doc

带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器

一、 减速器设计任务及分析 2
1.1 零件的用途及基本原理 2
1.2 零件设计任务 3
1.3 零件的工艺分析 4
二、 项目组织与分工 2
三、 课程设计 2
3.1 总体设计方案 5
3.2电动机的选择 6
3.3计算传动装置总传动比和分配各级传动比 7
3.4计算传动装置的运动和动力参数 7
3.5传动件的设计计算 8
3.51 V带传动设计计算 8
3.62 中速轴的设计 10
3.63 低速轴的设计 10
3.64精确校核轴的疲劳强度 10
3.7滚动轴承的选择及计算 10
3.71高速轴的轴承 10
3.72中速轴的轴承 10
3.73低速轴的轴承 10
3.8键联接的选择及校核计算 10
3.9联轴器的选择 10
3.61 高速轴的设计 11
3.63 低速轴的设计 22
3.7滚动轴承的选择及计算 35
3.72中速轴的轴承 35
3.73低速轴的轴承 35
3.8键联接的选择及校核计算 35
3.71高速轴的轴承 35
3.72中速轴的轴承 37
3.73低速轴的轴承 39
3.8键联接的选择及校核计算 41
3.9联轴器的选择 41
四、 课设总结 2

一、 减速器设计任务及分析
1.1 零件的用途及基本原理
带式输送机
带式输送机(belt conveyor)又称胶带输送机，广泛应用于家电、电子、电器、机械、烟草、注塑、邮电、印刷、食品等各行各业，物件的组装、检测、调试、包装及运输等。线体输送可根据工艺要求选用：普通连续运行、节拍运行、变速运行等多种控制方式；线体因地制宜选用：直线、弯道、斜坡等线体形式 输送设备包括：皮带输送机也叫带式输送机或胶带输送机等，是组成有节奏的流水作业线所不可缺少的经济型物流输送设备。皮带机按其输送能力可分为重型皮带机如矿用皮带输送机，轻型皮带机如用在电子塑料，食品轻工，化工医药等行业。皮带输送机具有输送能力强，输送距离远，结构简单易于维护，能方便地实行程序化控制和自动化操作。运用输送带的连续或间歇运动来输送100KG以下的物品或粉状、颗状物品，其运行高速、平稳，噪音低，并可以上下坡传送。
工作原理
带式输送机主要由两个端点滚筒及紧套其上的闭合输送带组成。带动输送带转动的滚筒称为驱动滚筒（传动滚筒）；另一个仅在于改变输送带运动方向的滚筒称为改向滚筒。驱动滚筒由电动机通过减速器驱动，输送带依靠驱动滚筒与输送带之间的摩擦力拖动。驱动滚筒一般都装在卸料端，以增大牵引力，有利于拖动。物料由喂料端喂入，落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送到卸料端卸出。
联轴器的作用:
是用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转并传递扭矩，部分联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。
联轴器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的连接部件。常用联轴器有膜片联轴器，齿式联轴器，梅花联轴器，滑块联轴器，鼓形齿式联轴器，万向联轴器，安全联轴器，弹性联轴器及蛇形弹簧联轴器。
V带传送机理：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流?异步电动机?
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高
同轴式二级减速器：
同轴式减速器的输入轴与输出轴在同一轴线上，箱体较短，但箱体内须设置轴承支座，使箱体轴向尺寸增大，中间轴加长，结构变得复杂。减速器轴向尺寸和重量较大，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。由于两伸出轴在同一轴线上，在很多场合能使设备更为方便。
1.2 零件设计任务
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）
1800
1.2
300
5
10
2
4. 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
(3) 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
1.3 零件的工艺分析

二、 项目组织与分工
我们是根据自己的特长，结合彼此间的优势互补而组成的，大家态度认真，分工明确，互帮互助，相互探讨，积极准备，团结一致，大家都积极完成自己的分工，总之，整个过程中大家统筹兼顾，具体分工如下表：

姓名
学号
职位
职责
杨洋
6136206
组长
对项目进行总体的安排与分工，主要承担螺栓的设计计算部分，以及任务书的打印和递交
冯秀霞
6136232
组员
资料的搜集和绘制螺栓的工作图
湛小雪
61361
组员
写零件课程设计任务书以及最后的排版及打印
刘月洋
6136207
组员
资料的搜集和绘制螺栓的工作图

三、 课程设计
3.1 总体设计方案
当速比分配适当时，两对齿轮浸入油中深度大致相同。减速器轴向尺寸和重量较大，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。
传动方案的确定
要求：运输机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，输送带速度为1.2m/s，允许误差±5%，每天两班制工作，载荷平稳，环境要求清洁,每年按360个工作日计算，使用期限10年。
如同任务书布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可以起到缓冲吸振和过载保护作用；同轴式可使减速器横向尺寸较小。
齿轮相对于轴承位置不对称，当轴产生弯曲变形时，在和在齿宽上分布不均匀，因此，轴应设计得具有较大的刚度，并尽量使高速级齿轮远离输入端。高速级可制成斜齿，低速级可制成直齿。
总体设计方案设计二级减速器步骤如下：
1.由于该减速机为皮带传动滚筒用的减速机故不需要设计为立式结构，可采用卧式减速器的型式进行设计。
2.行星传动减速器结构虽然紧凑，但成本也高，故在本次设计中不考虑采用，而锥齿轮及蜗杆传动型式的输入输出轴垂直，这样与传动滚筒配合起来布置不够紧凑，而且加工起来也较困难，故拟采用圆柱齿轮传动。

3.2电动机的选择
由于本传动的工作状况是：载荷平稳、单向运转，调速范围宽。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，减小振动和噪声，提高运转效率，所以选用Y系列封闭式三相异步电动机。

卷筒轴所需功率
通过查找《机械设计手册》得出 V带传动，滚动轴承 ，齿轮 ，联轴器（弹性），卷筒轴滑动轴承

电动机的输出功率

卷筒输入轴的转速

已知V带传动的传动比为，二级同轴式直齿圆柱齿轮减速器的传动比
所以，电动机转速的可选范围：
暂取值为1000

选电动机型号为Y200L1-6，同步转速1000r/min，满载转速970r/min，额定功率18.5Kw

电动机外形尺寸
中心高H
外形尺寸

底脚安装
尺寸

底脚螺
栓直径
K
轴伸
尺寸
D×E
键联接
部分尺寸
F×CD
200

318×305
19
55×110
16×10

3.3计算传动装置总传动比和分配各级传动比
理论总传动比
分配各级传动比 取V带传动的传动比，则二级圆柱齿轮减速器的传动比

而二级同轴式圆柱齿轮减速器内部两组齿轮传动为同级传动，故

所得和符合一般圆柱齿轮传动和二级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

3.4计算传动装置的运动和动力参数
3.41确定各轴转速
首先定义电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴

根据公式可得

3.42确定各轴输入功率

高速轴
中间轴
低速轴
3.43确定各轴输出转矩
由于电机输出转矩
所以各轴的输出转矩

带式传动装置的运动和动力参数如下表所示
轴 名
功率P/
Kw
转矩T/
Nm
转速 n/
r/min
传动比i
电 机 轴
17.56
172.88
970
12.69
高速轴Ⅰ
16.769
495.296
323.33

2.06
中速轴Ⅱ
16.063
977.329
156.96
低速轴Ⅲ
15.386
1928.550
76.19

3.5传动件的设计计算
3.51 V带传动设计计算
3.511确定计算功率
由于是带式运输机，功率<18.5kw，轻载启动，每天两班工作，载荷变动较小，查阅《机械设计基础》表31-7 可得，工作情况系数
根据公式可知，计算载荷，其中P为所传递的额定功率。
3.522选择V带型号
所以根据计算载荷和小轮的转速在《机械设计基础》图31-15中可以查得该V带为普通带B型。
3.523确定带轮直径和带速
已知带轮越小，带的弯曲应力越大，因此小带轮的直径不能太小，至少保证带轮直径，查阅《机械设计基础》表31-3，根据已知的带型和小带轮转速，选择
根据公式验算带的速度，
所得v值介于5~25m/s之间，因此带速设计合理。
根据公式可得大带轮的基准直径为
3.524确定V带传动的中心距和带的基准长度
根据公式，初定中心距

再根据带传动的几何关系，由公式
求出基准长度，根据《机械设计手册》表13-1-4，选取和相近的基准长度
由于V带传动的中心距一般是可以调整的，可以进行近似计算，即
考虑到安装调整和补偿初拉力的需要，中心距的变化范围为:

3.525验算主动轮的包角
一般小带轮的包角应该不小于120°，小带轮的包角应为145.27°>90°
3.526确定带的根数
因为单根V带的基本额定功率P是在特定条件下由实验得到的，当带的实际工作情况与特定的条件不同时，需要对P进行修正，修正后的单根V带所能传递的额定功率
根据和，查《机械设计基础》表31-3可得

再根据i=3，B型带，，查《机械设计基础》表31-4可得
根据包角值，查《机械设计手册》表13-1-22可得包角系数=0.91，根据基准长度，查《机械设计手册》表13-1-23可得长度系数=1.04
所以
已知计算载荷
V带的根数由公式，并且z值介于3~7之间，综合可得z=5。
3.527确定带的初拉力
其中的单位长度质量由《机械设计手册》表13-1-24可得
对于V带传动，单根带的初拉力为

由于新带容易松弛，因此安装新带时的预紧力应为上述的初拉力的1.5倍。

3.528确定传动带作用在轴上的压轴力
根据公式

3.62 中速轴的设计
3.63 低速轴的设计
3.64精确校核轴的疲劳强度
3.7滚动轴承的选择及计算
3.71高速轴的轴承
3.72中速轴的轴承
3.73低速轴的轴承
3.8键联接的选择及校核计算
3.9联轴器的选择

设计计算及说明
结果
3.6轴的设计计算
3.61 高速轴的设计
(1) 高速轴上的功率、转速和转矩
转速（）
高速轴功率（）
转矩T（）
486.67
10.56
207.22
(2) 作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为=98.75 ，根据《机械设计》（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则

(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,于是得

(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 Ⅵ Ⅶ

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=37mm。V带轮与轴配合的长度L1=99mm，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-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=95mm。
②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dⅡ-Ⅲ=37mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为d×D×T=40mm×90mm×25.25mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=40mm；而LⅢ-Ⅳ=24+24=48mm，LⅤ-Ⅵ=15mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，套筒左端高度为5mm，dⅤ-Ⅵ=50mm。
③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=45mm，取LⅣ-Ⅴ=115mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
④轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。
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10mm×8mm×80mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键14mm×9mm×90mm，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/n6；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，各圆角半径见图
轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
95
35
与V带轮键联接配合
Ⅱ-Ⅲ
60
37
定位轴肩
Ⅲ-Ⅳ
48
40
与滚动轴承30307配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
115
45
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
15
50
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
26
40
与滚动轴承30307配合
总长度
359mm
（1） 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30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=19.5mm。因此，轴的支撑跨距为L1=129mm， L2+L3=83.5+76.5=160mm。
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。

结果
83.5
129

76.5

设计计算及说明
结果

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
，
，
C截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（2） 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，轴的计算应力

已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。

3.62 中速轴的设计
中速轴上的功率、转速和转矩
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
140.65
10.14
688.49
(1) 作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则

已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则

安全

设计计算及说明
结果

(2) 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,于是得

(3) 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 Ⅵ

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①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-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=50mm，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30310，其尺寸为d×D×T=50mm×110mm×29.25mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=29+20=49mm。
两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为5mm。
②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=66mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取LⅢ-Ⅳ=110mm。
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18mm×11mm×90mm，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/n6；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，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
54
50
与滚动轴承30309配合，套筒定位
Ⅱ-Ⅲ
110
60
与大齿轮键联接配合
Ⅲ-Ⅳ
110
65
定位轴环
Ⅳ-Ⅴ
115
60
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
54
50
与滚动轴承30309配合
总长度
433mm

（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30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm。因此，轴的支撑跨距为
L1=78.5mm， L2=217.5，L3=81mm。
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F

C截面弯矩M

总弯矩

扭矩

设计计算及说明
结果
83.5-=
74.5-=
227.5=

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，轴的计算应力

已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。
3.63 低速轴的设计
低速轴上的功率、转速和转矩
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
40.66
9.74
2288.24
(1) 作用在轴上的力
已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则

(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，于是得

(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 Ⅵ Ⅶ

安全

设计计算及说明
结果
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。
②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dⅥ-Ⅶ=75mm，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30317，其尺寸为d×D×T=85mm×180mm×44.5mm，故 dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=80mm；而LⅠ-Ⅱ=45mm，LⅣ-Ⅴ=45+20=65mm。
左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30317型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=97mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。
③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=95mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为115mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=110mm。
④轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。
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
半联轴器与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×85mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为25mm×14mm×95mm，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/n6。
4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
45
5
与滚动轴承30314配合
Ⅱ-Ⅲ
15
97
轴环
Ⅲ-Ⅳ
110
90
与大齿轮以键联接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
65
85
与滚动轴承30314配合
Ⅴ-Ⅵ
60
79
与端盖配合，做联轴器的轴向定位
Ⅵ-Ⅶ
105
74
与联轴器键联接配合
总长度
400mm

设计计算及说明
结果
81.5
66.5

设计计算及说明
结果
（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30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=36mm。因此，轴的支撑跨距为

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F

B截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（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，轴的计算应力

已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。
3.64精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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ⅤⅥⅦ无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面Ⅲ的应力集中影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B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），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，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Ⅳ左右两侧。

安全

设计计算及说明
结果
2） 截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧的弯矩为

截面Ⅳ上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2

经插值后可查得
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

故有效应力集中系数为

由附图3-2得尺寸系数
由附图3-3得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为

设计计算及说明
结果

又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数
, 取；
, 取；
于是，计算安全系数值，按式(15-6)～(15-8)则得

故可知其安全。
3） 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ右侧的弯矩为

截面Ⅳ上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2

安全

设计计算及说明
结果
经插值后可查得
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

故有效应力集中系数为

由附图3-2得尺寸系数
由附图3-3得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为

又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数
, 取；
, 取；
于是，计算安全系数值，按式(15-6)～(15-8)则得

故可知其安全。

安全
设计计算及说明
结果
3.7滚动轴承的选择及计算
3.72中速轴的轴承
3.73低速轴的轴承
3.8键联接的选择及校核计算
3.9联轴器的选择 轴承预期寿命
3.71高速轴的轴承
选用30308型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，
，
（1） 求两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承的计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

因为
所以

（3） 求轴承当量动载荷和

设计计算及说明
结果

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。

3.72中速轴的轴承
选用30310型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，

（1） 求两轴承所受到的径向载荷和
由中速轴的校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承的计算轴向力和

满足寿命要求
设计计算及说明
结果
由《机械设计》表13-7得

因为
所以

（3） 求轴承当量动载荷和

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。

满足寿命要求
设计计算及说明
结果
3.73低速轴的轴承
选用30317型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，

（1） 求两轴承所受到的径向载荷和
由低速轴的校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承的计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

因为
所以

（3） 求轴承当量动载荷和

设计计算及说明
结果
由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
因为，所以按轴承2的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。

满足寿命要求
设计计算及说明
结果
3.8键联接的选择及校核计算
由《机械设计》式(6-1）得
键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2，取
（1） V带轮处的键
取普通平键10×80GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（2） 高速轴上小齿轮处的键
取普通平键14×90GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（3） 中速轴上大齿轮处的键
取普通平键18×90GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（4） 中速轴上小齿轮处的键
取普通平键18×90GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（5） 低速轴上大齿轮处的键
取普通平键225×95GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

该键满足强度要求

该键满足强度要求

该键满足强度要求

该键满足强度要求

该键满足强度要求
（6） 联轴器周向定位的键
取普通平键20×85GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

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

3.9联轴器的选择
根据输出轴转矩，查《课程设计》表17-4
选用HL6联轴器60×142GB5014-85，其公称扭矩为符合要求。
四、装配图与零件图

四、 课设总结
从19号到23号这几天的时间中，我们小组抽出空闲时间来完成高老师给出的课程设计题目，虽然有困难，但是最后还是解决了，本次抽取的题目，设计一种用于带式输送机机上同轴式二级圆柱齿轮减速器，我们参考了《机械设计基础》以及《机械设计手册》等相关书籍来帮助我们计算以及寻找解决问题的方法，让我们对于机械设计这个课题更有深刻的理解和认识。感谢老师给我们小组的题目！

该键满足
强度要求
设计计算及说明
结果

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