带式输送机传动装置设计(自己做).doc

1、韶 关 学 院课程设计说明书（论文）课程设计题目：带式输送机传动装置设计学生姓名：*学 号：*院 系：物理与机电工程学院专 业：机械制造及其自动化班 级：*指导教师姓名及职称：起止时间：2015 年 12 月2016 年 1 月（教务处制）韶关学院课程设计任务书学生姓名 专业班级 学号指导教师姓名及职称 设计地点 信工楼设计题目 带式输送机传动装置设计带运输机工作原理：带式运输机传动示意如下图所示。已知条件： 1滚筒效率 g=0.95(包括滚筒与轴承的效率损失)；2工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3使用折旧期：4 年一次大修，每年 280 个工作日，寿命 8 年；4工作环境：室内，

2、灰尘较大，环境最高温度 35；5制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；6. 运输带速度允许误差：5%；7动力：电力，三相交流，电压 380/220V设计内容和要求：1）从机器功能要求出发，拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析。2）合理选择电动机，按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理地选择零件材料、热处理方法，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。3）考虑制造工艺、安装、调整、使用、维修、经济和安全等问题，设计机械零部件。4）图面符合制图标准，尺寸公差、形位公差及表面粗糙度标注正确，技术要求完整合理。5）基本参数:输送带工作拉力 F= 5 KN 输送带工作速度

3、 = 2 m/s 滚筒直径 D= 400 mm工作任务及工作量要求：1) 按给定条件设计减速器装置；2）完成减速器装配图 1 张（A0 或 A1 图纸）；2）低速轴、低速齿轮零件工作图各 1 张；3）编写设计计算说明书 1 份。内容包括：机械系统方案拟定，机构运动和动力分析，电动机选择，传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算，低速轴、低速齿轮的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献等内容。进度安排：设计准备(1 天)； 2. 传动装置的总体设计(1 天) ；3. 传动件的设计计算(3 天)； 4. 装配图设计(4 天)；5. 零件工作图设计(2 天) ；6. 编写设计说明书

4、(3 天)；7. 总结答辩（1天）主要参考文献1龚桂义.机械设计课程设计指导书M.第二版 北京:高等教育出版社, 20012龚桂义.机械设计课程设计图册M.第三版 北京:高等教育出版社, 19893濮良贵.机械设计 M.第九版 北京:高等教育出版社,20134吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册M.第三版 北京:高等教育出版社 20065成大先.机械设计手册M. 第五版，一、二、三、四册 北京:机械工业出版社, 2008院系（或教研室）审核意见：审核人签名及系公章： 年 月 日任务下达人（签字）年 月 日任务接受人（签字）年 月 日目 录一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、

5、计算传动装置的运动和动力参数四、传动零件的设计计算五、轴的计算六、键的选择和校核七、轴承的的选择与寿命校核八、联轴器的选择九、减速器的结构十、润滑方法、润滑油牌号十一、密封与密封的选择附录：零件图、装配图计算及说明一、选择电动机（1) 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。（2） 选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：（1）P = KW，（2） P = Kwdwaw10FvP = Kwd10aFv所以由电动机至卷筒的传动总功率为： 2413式中：滚动轴承传动效率 （4 对），选用初步选用圆锥滚子轴承 ，取 = 2 10.98：齿轮传

6、动效率 （2 对），选用斜齿圆柱齿轮，取 = 0.983 3：电动机高速轴传动效率，选用弹性联轴器（2 对），取 = 0.99 1：滚筒及其轴承的传动效率， = 0.954 4则可得到总传动效率8209570980224 .a 又因为: V =2m/s所以: KW.Fd 6.1151(3) 确定电动机的转速卷筒轴工作转速为min54.9=4026=06= r*DVn二级圆柱齿轮减速器传动比 i = 840则电动机的转速的可选范围为in382-765.94082 r)()(nid符合这一范围的同步转速有: 1000r/min 、1500r/min、3000r/min查 Y 系列（IP44）电动机

7、的技术数据表格，选定电动机为 Y160M4技术参数如下：表 1堵转转矩 最大转矩电动机型号 额定功率KW满载转速(r/min) 额定转矩 额定转矩质量kgY160L4 11 1460 2.2 2.3 144低转速电动机的技术相对较多，外观尺寸较大，价格较高，综合考虑，选用 Y132L-4 搭配减速器使用更合理二、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号 Y160L-4 ，满载转速 1460/minmnr总传动比 28.54.9nia滚筒的速度范围： = （1 0.05）n = （1 0.05） 95.54= 90.76100.31 r/min,n按 = （1.31.5） 分配传动比

8、定为 1i2i取 =1.412i= 4.6 = 3.32i三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次为 I 轴、II 轴、 III 轴，以及工作轴、 ， 为相邻两轴间的传动比；0i1、 ，为相邻两轴间的传动效率；2、 ，为各轴的输入功率（Kw）；IPI、 ，为各轴的输入转矩（Nm）；ITI、 ，为各轴的转速（r/min）；InI各轴的转速I 轴 r/min01460mIniII 轴 r/min137.IIiIII 轴 r/min296.18.IIni卷筒轴 r/minIVI各轴输入功率I 轴 0112.0912.8Idd

9、PKwII 轴 230.6IIIIII 轴 3.684II工作轴 410918IVIPKw各轴输出功率I 轴 12.8.4III 轴 60.9137IIPKwIII 轴 1.2II工作轴 4.85IVI 各轴输入转矩电动机轴输出转矩为： 12.0979.846dTNmI 轴 017.8.IdTiII 轴 20.3.4I III 轴 34.69810927IIi Nm卷筒轴 341092.780.917.42IVIT Nm各轴输出转矩I 轴 1.6.5III 轴 3409837IITNmIII 轴 2.10.42II卷筒轴 51.5IVI运动和动力参数计算结果整理于下表：表 2效率 P(KW)转

10、矩 T( )mN输入 输出 输入 输出转速n（r/min）传动比i效率电机轴 15 79.80 1460 1.0 0.98轴 1 12.08 11.84 78.01 76.45 14604.6 0.96轴 2 11.60 11.37 344.64 337.75 317.393.3 0.96轴 3 11.14 10.92 1092.27 1070.42 96.18卷筒轴 10.81 10.27 1059.72 1038.53 96.181.0 0.99四、传动零件的设计计算第一对齿轮（高速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮出传动（2）精度等级选 7 级精度（GB1

11、0095-88 ）（3）材料选择：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（4）选小齿轮齿数为 =24，大齿轮齿数 1Z214.621Zi其中 i=u（齿数比）(5)螺旋角： =14o2、按齿面接触强度设计公式如下：21H312()t EtdKTZu（1）确定公式内的各值计算1）、试选 =1.3tK2）、选取区域系数 = 2.433HZ3）、由“标准圆柱齿轮传动的端面重合度 图”可查得a= 0.866 = 0.91312= + = 2.02314）、计算小齿轮传递的转矩 5412.089.7.904

12、6TNm5）、由“圆柱齿的齿宽系数 表”（表 10-7）选取齿宽系数 =1.0dd6）、由“弹性影响系数 ”（表 10-6）查得材料的弹性影响系数 =189.8EZEZ12aMP7）、按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 =600 ，大齿轮的接触lim1HaMP疲劳强度极限 =550lim2HaMP8）、由式 N=60 j 计算应力循环次数。1nhL=60 1440 1 （2 8 280 8）= .N93.10= =293.046.79）、由“接触疲劳寿命系数 图”（图 10-19）查得接触疲劳寿命系数HNK=0.93, =0.881HNK2HN10）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，

13、安全系数 S=1，得：=0.93 600=5581limHNKsaMP=0.88 550=5212li2采用较小值 =521 HaMP(2) 计算1）、试算小齿轮分度圆直径 td1mm = 45.97mm24312.790.62.43189.()35td2)、计算圆周速度= =3.5 m/s160tdnV76013）、计算齿宽 b 及模数 ntm=1 45.97=45.97 mm1dt= =1.86 mm1costtZcos45.9712h=2.25 =2.25 1.86=4.185mmtm10.984.57bh4）、计算纵向重合度 = 0.318 tan = 0.318 1 24 tan =

14、 1.90d1Z45）、计算载荷系数 K已知使用系数 。根 v=3.5 m/s ,7 级精度，由“动载系数 图”（图A vK10-8）查得动载荷系数 =1.13。由“接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数 表”v H（表 10-4）用插入法查得 7 级精度的小齿轮相对支承非对称布置时 =1.418 H由“弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 图”(图 10-13)查得 =1.4FKFK由“齿间载荷分配系数 表”（表 10-3）查得 =1.2 ,HF H故载荷系数 K 为：=1 1.13 1.2 1.42=1.93AV6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径52.44mm33145.971.ttKd

15、7)、计算模数 nmmm1cos52.4cos12.dZ3 按齿根弯曲强度设计 213csFaSndKTYm（1）确定计算参数1）、计算载荷系数=1 1.13 1.2 1.35 =1.83AVF2)、根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.781.905 Y3)、计算当量齿数 1330246.7cosVZ23301.5V4)、查取齿形系数 ,由“齿形 及应力校正系数 表”（表 105）查得FaYSaY， 12.6a2.15a5)、查取应力校正系数得： ，1.0sa.82s6）、由“调质处理 图”（图 10-20C），查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE，大齿轮的弯曲疲劳强度极

16、限 150FEaMP 23FEaMP7）、由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 =0.85, =0.931NK2FN8)、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得：10.8530.574FNEKsaP2292861.M9）、计算大、小齿轮的 ，并加以比较FaSYMPa12.60.138357FaSMPa2648FaSY大齿轮的数值大（2）设计计算= 1.37mm423 21.790.78cos140.6.141nm对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于齿根弯曲疲劳强度nm计算的法面模数，取 =2.0 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度

17、，需n按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =52.44mm 来计算应有的齿数。于是有：1d取 =261cosnZm052.4cos125.41Z=4.6 26=119.6 取 =11921i2Z4 几何尺寸计算（1）计算中心距mm12()cosnZa0(69)14.67cos将中心距圆整为：149mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角12()(29)arcsarcs13.4nZm因 值改变不多，所以参数 、 、 等不必修正KHZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径mm1cosnZd02653.4.1mm2nm09.7.(4) 计算齿轮宽度153.4.db圆整后取 =53mm, =58mm2B1第二对齿轮

18、（低速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱轮传动；（2）精度等级选 7 级精度（GB10095-88 ）（3）材料选择 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（4）选小齿轮齿数为 =24，大齿轮齿数 。1Z213.2479Zi（5）选取螺旋角。初选螺旋角 =042、按齿面接触强度设计公式如下： 21312()tHEtdKTZu（1）确定公式内的各值计算1）、试选 =1.3tK2）、由图 10-30 选项取区域系数 =2.433。HZ3）、由图 10-26 查 =0.78,

19、 =0.87 则 = + =1.6512124）、计算小齿轮传递的转矩 551.609.3.497TNm5）、由表 10-7 选取齿宽系数 =1d6）、由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 =189.8EZ12aMP7）、由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 =600 ，lim1HaP大齿轮的接触疲劳强度极限 =550 。lim2HaP8）、由式（10-30） N=60 j 计算应力循环系数。1nhL=60 317.39 1 （2 8 280 8）= .1N86.310= =2N86.31082.79）、由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 =0.95, =0.98。1

20、HNK2HN10）、计算接触褡许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得：=0.95 600=5701limHNsaMP=0.98 550=5392li2K所以 = = =554.5H1H570392a(2) 计算1）、试算小齿轮分度圆直径=79.37mm5 232.491034189.()65td2)、计算圆周速度= =1.32 m/s10tnV.7013）、计算齿宽 b 及模数 ntm=1 81.34=79.37 mm1dt= =3.21mm1costntZ08.34cos125h=2.25 =2.25 3.21=7.22mmntm= =10.99hb79.324)

21、、计算纵向重合度 =1.905010.38tan0.3814tandZ5）、计算载荷系数 K已知使用系数 。根 v=1.32 m/s ,7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系A数 =1.06 。由表 10-4 查得 =1.426vKH由图 10-13 查得 =1.38F由表 10-3 查得 =1.2 ，所以载荷系数 HK=1 1.06 1.2 1.417=1.814AVHK6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径= =88.69mm31ttd31.8479.7)、计算模数 nm= mm1cosndZ08.69cos143.5923 按齿根弯曲强度设计 213(cs)FaSndKTYYm（

22、1）确定计算参数1）、计算载荷系数=1 1.06 1.2 1.38 =1.755AVF2)、根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.781.905 Y3)、计算当量齿数1330247.8cosVZ233096.sV4)、查取齿开系数由表 10-5 查得 ， 1.5FaY2.1FaY5)、查取应力校正系数得： ，6s 74s6）、由图 10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮150FEaMP的弯曲疲劳强度极限 2380FEaMP7）、由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 =0.95, =0.981FNK2FN8)、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4

23、：10.953.94FNEKsaMP220.9832614FNEKsaMP9）、计算大、小齿轮的 ，并加以比较aSFY12.6510.25739aSF2.4.6aSFY大齿轮的数值大（2）设计计算=2.17mm52031.490.78cos14.69.14nm对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于齿根弯曲疲劳强度nm计算的法面模数，取 =2.5 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需n按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =82.76 mm 来计算应有的齿数。于是有：1d取 =331cosnZm082.76cos432.151Z21.8.9iZ4 几何尺寸计算（1）计算

24、中心距mm12()cosnZma0(319)2.58.93cos4将中心距圆整为：183mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 012()(31)2.5arcsarcs3.968nZ因 值改变不多，所以参数 、 、 等不必修正KHZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径mm1cosnZmd032.58.196mm2019.528.79cos36nZmd(4) 计算齿轮宽度mm.1db85.0.1圆整后取 =85mm, =90mm2B传动齿轮的参数汇总 齿数 Z：个 法向模数，分度圆直径 d，中心距 a：mm表 3 1Z2nm1d21B2I-II 轴 26 119 2.0 53.44 244.57 13

25、.31o 58 53 149II-III轴33 109 2.5 85.01 280.79 13.96 90 85 183五、轴的计算高速轴的设计1）.已知输入轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T高速轴： ；12.08kW；46/minr17.TNA材料：选用 45 号钢调质处理。取 C=108。35Mpa2） 确定轴的最小直径，因此根据联轴器选择（后面将有计算），3min12.08.46dm取 1选用 LX3 联轴器。半联径 d1=30mm,故取 d1-2=30mm,半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L60mm轴配合的毂孔长度 L 56mm3）结构设计拟定轴上零件的装配方

26、案采用图 1 所示的装配方案图 14）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径 。235dm查手册，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取 。235d（2）设计轴段 ，为使轴承装拆方便，查手册,采用轴肩膀给轴承定位。34d选轴承 30307，根据轴承孔径，所以 mm，长度略比轴承宽度短，34780d取为 mm.347825L（3）齿轮分度圆直径为 53.44mm，齿轮宽度为 60mm,因此 ,563.4dmmm56（4）轴承由轴肩膀定位， 取 , mm，4567d672.L。510.L中速轴的设计：材料：选用 45 号钢调质处理。取 C=

27、110。35Mpa图 2，最小轴径段安装轴承，在此选择 30307 轴承，因此，2min37.4PdC125640装配低速级小齿轮，且 取 ，轴长比齿宽略短取 L3-23d 2312d2348d2=86。段主要是定位高速级大齿轮，所以取 mm，轴长比齿宽略短取 L4-45 455=50mm。段轴肩定位齿轮，所以取 mm， mm, 。34d 3412d120L56低速轴的设计1、轴的计算轴的输入功率为 ，轴的转速为 ，31.4PKw396.18/minnr轴的输入转矩为 。0927TNm2、求作用在齿轮上的力由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径 ，则：280.79d332109.7.8tT

28、NFd0tantan2.917.86coscos3.rt79.8t164.a N3、初步确定轴的最小直径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“轴常用几种材料的及 值表 ”（表 15-3）可查得 于是有：T0A02,A33min01.45.698Pdm输出轴的最小直径轴段安装半联轴器，需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 由传动平稳，查“工作情况系数 表”（表 14-1）可3TKAca AK查得 = 1.5AK41.509.2711638405caTNmNm按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件查标准 GB/T 52722002，选用 GY7 型TU 凸缘连轴器，半联轴

29、器的孔径 = 60mm，故取 =60mm。半联轴器长度IdIdL=142mm，半联轴器与轴的配合长度 L =105mm。14、轴的结构设计图 3 （1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a为了满足轴向定位要求，I-II 轴段要制出一轴肩，故取 II-III 段的直径=64mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=68mm。为使轴Id端挡圈能够有效工作，取 =105mm。ILb初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 =64mm，初步选取 03 尺寸系列，0 基本游Id隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313，其尺寸为，故

30、和 均取 65mm， =36mm 6514036dDTmIVIdIVl右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由 30313 的安装高度可知，则= =70mm。aIVc轴段 VI-VII 安装齿轮，取直径 =70mm；齿轮的右端面与右轴承之VId间采用套筒定位。由大齿轮齿宽 = 85mm，取 =82mm。齿轮的左端面由轴2BVIl肩定位，轴肩高度 h=（2-3 ）R，R=2，取 h = 6mm，则轴环直径 =84mm，轴VId环宽度 b 1.4h，取 = 11mm。VIld初定端盖总长为 20mm，联轴器右端面与端盖左端面的距离为 l = 30mm，可初步确定 =50mm。Ile取齿轮断面距离箱体内壁距

31、离 a = 16mm，II 轴上的大齿轮与 III 轴上的大齿轮端面间应保持一定的距离 c，取 c = 20mm。由于铸造误差，轴承内端面与机箱内壁应保持一段距离 s，取 s = 8mm，有 30313 轴承的尺寸参数可知，轴承宽度 T = 36mm，II 轴上的大齿轮轮毂长度 L = 50mm。则轴的基本尺寸可初步确定：63mmVIl机箱内壁宽度圆整后 调整为 63mmVIl=83mmIVI sacLl（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴的连接选用 A 型平键，按 段，根据“普通平键和普通楔键的主要尺寸表”（表 6-1）可得，VId，键槽用指装铣刀加工，为

32、了齿轮与轴有良好的20180bhlm对中性，齿轮轮毂与轴的配合采用 ；半联轴器与轴的连接选用 C 型平键，67nH，配合选用 。滚动轴承与轴的周向定位由过8l k渡配合保证，选轴的尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考“零件倒角 C 与圆角半径 R 的推荐值表”，倒角选用 2 45圆角有画图和校核时确定。5、求轴上的载荷在确轴承的支点位置时，从手册中查得 30313 型圆锥滚子轴承 a=29mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距： 。所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示：231472Lm图 4（1）计算支反力 aF193.NNV.280.7217.52aDMm2139.46.1tNHLF2

33、237.8217.5t N312917.86291.74rNVFl N2 33.0.5.0(.)raVlM（2）计算弯矩 M1267.51427.69HNFl Nm9803vL218.0av（3）计算总弯矩2221139.51.9736.HvMNm22481（4）计算扭矩 T 3109.27T表 4荷载 水平面 H 垂直面 V支反力 1562.NF7H 198.7NF20V弯矩 3.94Mm13.46vMm278N总弯矩 1396.2m扭矩 T 30.7TN5、按弯矩合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，取 ，则：0.6333.1470642dWm23221

34、()96.(0.197).534c aMTMPW根据选定材料为 45 钢，调质处理， ， ， 所以安全。1aMP1c六、键的选择和校核1、I 轴（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7 级，故采用平键联接。根据联轴器的要求，选用 C 型平键。当轴（与联轴器连接）的直径 d=32mm。根据此直径从“普通平键和普通楔键的主要尺寸表 ”（表 6-1）中查得键的截面尺寸为：键宽 . 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取bh108A键长 L=56mm。（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 取其平均102paMP值， 。键的工作长度 ，键与轮毂键槽的接触10pa

35、MP 564lLbm高度 。 842hkm3310278.1026.5104p apaTPPkld可见联接的挤压强度满足要求。2、II 轴（小齿轮）（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7 级，故采用平键联接。采用 A 型平键。连接直接 d = 48mm。根据此直径从“普通平键和普通楔键的主要尺寸表”（表 6-1）中查得键的截面尺寸为：. 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=80mm。bh149A（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 取其平均102paMP值， 。键的工作长度 ，键与轮毂键槽的接触高10paMP 8046lLbm度 。 94

36、.52hkm331024.61048.5105p apaTPPkld可见小齿轮联接的挤压强度满足要求。大齿轮的连接键选用 ，A 型，94=hb键 高键 宽长度为 l=45，同样满足联接的挤压强度满足要求3、III 轴（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7 级，故采用平键联接。根据联轴器的要求，选用 C 型平键。当轴（与联轴器连接）的直径 d=44mm。根据此直径从“普通平键和普通楔键的主要尺寸表 ”（表 6-1）中查得键的截面尺寸为： . 由轮毂宽度并参考键的长度系列，bh201键 宽 键 高取键长 L=100。（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压

37、应力 取其平均102paMP值， 。键的工作长度 ，键与轮毂键槽的接触10paMP 1028lLbm高度 。 26hkm331029.710.41086p apaTPPkld可见联接的挤压强度满足要求。齿轮连接键选用 ，A 型，L = 80，工作长度bhA，8026lLm126km33109.78.9104p apaTMPPkld 可见联接的挤压强度满足要求。键的主要参数如下表 5作用 类型 主要参数键 1 I 轴联轴器 C 型 1085bhL键 2 II 轴小齿轮 A 型 49键 3 II 轴大齿轮 A 型键 4 III 轴齿轮 A 型 2键 5 III 轴联轴器 C 型 180bh七、轴承

38、的的选择与寿命校核第 III 轴的轴承计算79.8teNF2917.86reN193.aeNF轴承预期计算寿命： 282808=35840h，轴的转速为hL96.18/minnr（1）选择轴承型号为 30313。（2）求两轴承受到的径向载荷 和 1rF2r将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知图 511297.861493.280.796.35rvF N2127.6.51rrev144298.6rHte21759rtrHN221 038(6735)rvrF22 45.0.1.rrrH、 、 、 分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向vr1v2H12载荷

39、； 、 分别为左右轴承的径向载荷。rr(3) 求两轴承的计算轴向力 和hL1aF2对于 30313 型轴承，按表 13-7，轴承派生轴向力 ， /2drFY， ， 。则：0.35e950c1.71520.31.92.7rdFNY450r按式 13-11 得12193294.1aed205NF（4）求当量载荷 、1P194.0.57623ar e 108000h10/366 28957.1009.187.h hncLPL故所选轴承可满足寿命要求。其余两轴的轴承寿命计算同理可得，满足寿命要求。八、联轴器的选择电动机与高速轴之间的联轴器选择1、类型选择为了隔离振荡和冲击，选择弹性柱销联轴器 2、载荷

40、计算由前面计算得轴的输入转矩为 ，79.80TNm根据“工作状况系数表”（表 14-1），选取工作情况系数 1.3AK于是计算转矩得 51.378014.3caATK3、型号选择按满足 ，被联接轴的转速不应超过所选联轴器允许的最高转速 ，即ca nmax，协调轴孔的直径等校核的要求选择联轴器nmx选取型号为：LX3 型此型号联轴器的一些参数如下列：公称转矩 1250Nmm ，许用转速为 ，轴孔直径 d = 42（主动端）470/inr轴孔类型为 Y 型，其长度为 112mm， D = 160mm质量为 8Kg ，转动惯量为 0.026Kg。低速轴与滚筒轴之间的联轴器选择1、类型选择滚筒的转速与

41、 III 轴相同， = 96.18r/min，可选用刚性联轴器n2、载荷计算由前面计算得轴的输入转矩为 ，1092.34TNm根据“工作状况系数表”（表 14-1），选取工作情况系数 1.5AK于是计算转矩得 1.5092.71638.405caATK3、型号选择按满足 ，被联接轴的转速不应超过所选联轴器允许的最高转速 ，即ca nmax，协调轴孔的直径等校核的要求选择联轴器。nmax选取型号为：GY8 型此型号联轴器的一些参数如下列：公称转矩 3150Nmm ，许用转速为 ，轴孔直径 d =60mm（主动端）480/minr轴孔类型为 Y 型，其长度为 142mm， D =200mm质量为

42、27.5Kg ，转动惯量为 0.103Kg九、减速器的结构铸铁减速器机体结构尺寸表： 表 6名称 符号 数值机座壁厚 10机盖壁厚 110机座凸缘厚度 b 15机盖凸缘厚度 115机座底凸缘厚度 225地脚螺钉直径 fdM20地脚螺钉数目 n 4轴承旁联接螺栓直径 1M16机盖与机座联接螺栓直径 2dM10联接螺栓 的间距2dl150200轴承端盖螺钉直径 3M8窥视孔盖螺钉直径 4dM6定位销直径 d M8至外机壁距离fd1c26至外机壁距离1 22至外机壁距离2 1c16至凸缘边缘距离fd224至凸缘边缘距离2 c14轴承旁凸台半径 1R20凸台高度 h 64外机壁至轴承座端面距离 1l5

43、0圆柱齿轮外圆与内机壁距离 15圆柱齿轮轮毂端面与内机壁距离 215机座肋厚 m 9机盖肋厚 19轴承端盖凸缘厚度 t 12轴承旁联接螺栓距离 s十、润滑方法、润滑油牌号对于此二级斜齿圆柱齿轮减速器，由传动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于 12m/s，所以采用浸油润滑，为此箱体内需有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不小于 3050mm,此减速器为 50mm。 由前面传动件设计部分知道浸油齿轮圆周速度大于 2m/s,故对轴承采用机体内润滑油润滑。选取全损耗系统用油（GB443-1989 ）牌号：L-AN22因为此牌号润滑油主要适用于小型机床

44、齿轮箱，传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。十一、密封及密封的选择轴承端盖于轴间的密封：由于传动件的圆周速度小于 5m/s,故可由机械设计手册选择密封形式为半粗羊毛毡封油圈密封。机盖与机座联接处的密封：为了保证机盖与机座联接处密封的可靠性，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨，其表面粗糙度应不大于 6.3。参考资料机械设计（第九版）机械设计手册机械设计课程设计手册（第 4 版）机械设计课程设计指导书（第二版）机械设计课程设计图册（第三版）机械原理（第八版）液压与气压传动（姜继海、宋锦春、高常识主编）总结本次机械设计课程设计所设计的是带输送机传动装置。历时三个星期，从发布设计任务到拟定传动方

45、案，从选择电机到计算传动比等各种参数，从设计齿轮到设计轴再到设计减速器机体，一步步地把减速器设计完成。期间大部分时间是在信工楼作业，但回到宿舍也往往钻研到凌晨一两点。虽辛苦，却也感到分外满足。也算是初步了解了机械设计的一些步骤和流程。在本次机械设计中，真正要我们设计的地方不多，大多数是参照指导书一步一步跟着流程计算参数，从而初步学习机械设计的方法。这当中也遇到一些难题，譬如自身对减速器的结构了解不深，很多概念难以理解。于是我下载了一些经典减速器的 UG 三维图，对这些三维图拆解后加深了我对减速器结构的了解。所以我认为机械设计不能一味地跟书学习，要从各种渠道学习了解，借鉴经验。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，通过这次设计再次熟悉了AUTOCAD 绘图软件和 microsoft word 文字处理软件，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。最后，感谢指导老师这些天对我们的指导。使我们少走了很多弯路。