螺旋输送机课程设计.doc

1、机械设计基础 A课程设计说 明 书题 目 名 称：螺旋输送机传动传动系统设计 学 院（部）：机械工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名：朱勇 班 级： 1205 学号： 12405701114 指导教师姓名：江湘颜 评 定 成绩： 目 录1 设计任务书12 电动机的选择与运动参数的计算.32.1 电动机的选择.32.2 传动比的分配.32.3 传动装置的运动参数.43各齿轮的设计及计算53.1、圆柱斜齿轮的减速设计53.2、圆锥齿轮的减速设计.104 轴的设计计算144.1、输入（高速）轴的设计.144.2、输出（低速）轴的设计.205 轴承的选择及计算.265.1、输入轴的

2、轴承设计计算265.2、输出轴的轴承设计计算266 联轴器的选择.277 润滑与密封.278 其它附件的选择.279 设计小结.2910 参考文献30一、设计任务书传动系统图：螺旋输送机传动系统简图1-电动机；2-联轴器；3-单级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-开式圆锥齿轮传动；6-螺旋输送机原始数据：输送机工作主轴功率 KW5.3输送机工作轴转速 n=120r/min工作条件：螺旋输送机连续运行、单向转动，启动载荷为名义载荷的 1.25 倍；工作时有中等冲击；螺旋输送机主轴转速 n 的允许误差 ；二班制（每班 8%5小时） ，要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 2-3 年，中批量生产；三

3、相交流电源的电压为 380/220V。2、电动机的选择与运动参数的计算2 1电动机的选择2.1.1 确 定 电 动 机 的 额 定 功 率确 定 传 动 的 总 效 率 总 ；其 中 、 、 、 分别4321总 1234为联轴器、一对锥齿轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。查表可得：9.01， 5.2， 97.03， 8.451总工作时，电动机的输出功率为：KWd总65.4718.03由表 12-1 可知，满 Pde条件的 Y 系列三相异步电动机额定功率 Pe应取为5.5KW。2.1.2、电动机型号的选择由机械设计课程设计表 3-2 可知：单级圆柱斜齿轮的传动比为 3-5；开式圆锥齿轮的传动比为

4、2-4；则总传动比的范围为 6-20。所以电动机的转速范围为 600-2000r/min。初步选择同步转速为 1500r/min 和 1000r/min 的电动机，由表 12-1 可知，对应于额定功率 Pe为 5.5KW的电动机型号分别为 Y132S-4 型和 Y132M2-6 型，再根据表 12-2 中型号比较，选择 Y132S-4 型较为合理。Y132S-4 型三相异步电动机的额定功率 Pe=5.5KW,满载转速，同步转速为 1500r/min，电动机中心高为 132mm，轴伸出部分min140r用于装联轴器的直径和长度分别为 D=38mm 和 E=80mm。2.2传动比的分配2.2.1、

5、总传动比计算由题目给定参数可知输送机工作轴转速 ，min120r120min/14arnm2.2.2、传动比的分配根据机械设计课程设计表 3-2 可知：单级圆柱齿轮减速器的传动比 i一般为 3-5，单级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，其传动比一般为 2-4，因此，取单级圆柱齿轮传动比 ，则单级开式圆锥齿41i轮传动的传动比34122i23 传动装置的运动参（1）各齿轮功率的计算对于圆柱斜齿齿轮传动：高速轴的输入功率： 6084.9.65.411 Pd KW低速轴的输入功率： 37.7432对于圆锥齿轮传动：高速轴的输入功率： 250.498.08.4123 低速轴的输入功率

6、： KW63524(2)各轴转速的计算对于圆柱齿轮传动：高速轴转速： min1401rn满低速轴转速： i3812i对于圆锥齿轮传动：高速轴转速： in023r低速轴转速： mi17824i（3）各轴输入转矩的计算对于圆柱齿轮传动：高速轴输入转矩： mNnPT562.30148.95011低速轴输入转矩： mNnPT093.1387.495095022对于圆锥齿轮传动：高速轴输入转矩： 42.60.33低速轴输入转矩： mNnT5.9712.9595044轴名 功率 KW 转速 r/min 转矩 高速轴 1 4.6084 1440 30.5626圆柱齿轮传动低速轴 2 4.3807 380 1

7、10.0939高速轴 3 4.2502 380 106.8142圆锥齿轮传动低速轴 4 3.9569 127 297.54643、各齿轮的设计及计算3.1、圆柱斜齿轮减速设计3.1.1、工况分析直齿圆柱斜齿齿轮传动采用软齿面闭式传动，小齿轮用 45 调质，齿面硬度250HBS；大齿轮用 45 常化 210HBS；初选传动精度为 8 级，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多一些，初选齿数；压力角为 ；初选螺旋角为 。9243,2311 iz20153.1.2、设计原则1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。2、按齿根弯曲疲劳强度设计。3.1.3、设计计算（1）

8、确定材料许用接触应力由机械设计图 7-18（a）查 MQ 线得 。MPaPaHH580,7202lim1lim(2)确定寿命系数 。ZN小齿轮循环次数： 811 106.735821406Lnhj大齿轮循环次数：81297i由机械设计图 7-19 查得 1,2ZN（3)确定尺寸系数 ,由图 7-20 查得X 21X（4）确定安全系数 ,由表 7-8 取SH05.H（5）计算许用接触应力 根据式（7-22）得 MPaZHXNH 6805.172lim1 SX.2li2（6）按齿面接触接触强度设计32112HEdZuKT确定上式中的各计算数值如下： 初定螺旋角 ；试选载荷系数 ；153.1t小齿轮

9、传递的转矩：由前面求得 ；mNT4056确定齿宽系数：由教材表 7-6 选取齿宽系数 ；8.d确定材料弹性影响系数 ,由表 7-5 查得材料弹性影响系数 ZE；218.9MPaZE确定节点区域系数 ,由图 7-14 得 ；H5.2H确定重合度系数 ，由教材（7-27）计算端面重合度为648.12cos9231.812cos12.3812 z轴面重合度： 57.tan.0tan1 d因 ，由式（ 7-26）计算重合度系数1 79.0648.1Z（7）确定螺旋角系数 9.012cos（8）计算所需小齿轮直径 d1muKTHEdt Z375298.0.1879.045106.3523 23 211

10、(9)确定实际载荷系数 K 与修正所计算的分度圆直径确定使用系数 ：按电动机驱动，载荷平稳，查表 7-2 取A；1A确定动载系数 ：v计算圆周速度： smndt 79.210643106故前面取 8 级精度合理，由齿轮的速度与精度查图 7-8 得 ；12.Kv确定齿间载荷分配系数 ：K齿宽初定： mbdt371单位载荷： mNTFAtA 10521049.241 由表 7-3 查得 。.确定齿向载荷分布系数 ：由表 7-4 得KH32.18.0.3710.81.05. 442 ddHbK计算载荷系数： 7.KHVA按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式(7-12)得mdtt 403.1673

11、1 计算模数： 8.241zm3.1.4、齿根弯曲疲劳强度计算由式（7-28）得弯曲强度的设计公式为 321cosFSadn YzKT（1)由教材图 7-21（a）取 ；MPPF20,30limlim（2）由图 7-22 查得弯曲疲劳寿命系数 ；11N（3）由表 7-8 查得弯曲疲劳安全系数 ；5.SF（4）由图 7-23 得尺寸系数 YX（5）由式（7-22）得许用弯曲应力： MPaY48025.130SFlimXN1TF1 XT 3.FHli22F2 （6）确定计算载荷 K：初步确定齿高 25.947,8.15.hbmh由图 7-11 得 ，计算载荷：231 6.13.2FVA（7）确定齿

12、形系数：当量齿数为 1.025cos92,5.1cos2331 zzvv由图 7-16 查得 ；8,7.21YFaFa（8）由图 7-17 查得应力校正系数： ；78.,.12SaSa（9）计算大小齿轮的 值：FSa 01.35278.1,089.45.17221 FSaFSaY大齿轮数值大。（10）求重合度系数：端面压力角： 647.2015costanrcostanr t基圆螺旋角的余弦值为： 92015coscos tnb当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得 75.1.0648cos22baan按式 7-30 计算 79.5.10275.02.anY（11）由图 7-25 得螺旋角影响

13、系数 ；8Y（12)将上述各值代入公式计算，得 07.1.231679.085cos056.712s343212 FSadnzmKT由于齿轮的模数 的大小主要取决于弯曲强度，所以计算出来的 1.1 按n国标圆整为 。并根据接触强度计算出的分度圆直径 ，则07.n md401取 ，故1.36.15cos4cs1mdz371z823.1.5、齿轮的几何尺寸计算（1）中心距： mamzn 5.102cos27.483cos21 把中心距圆整成 103mm；（2）修正螺旋角： 07.1632.48arsars21 n螺旋角变化不大，所以相关参数不必修改；（3）分度圆直径： mzdnn8.16407.c

14、os48321(4)确定齿宽： ，b3.12b213.2、直齿圆锥齿轮减速设计3.2.1、工况分析根据工作条件，减速器可采用开式软齿面传动，查表 7-1 取小齿轮材料为40Cr 钢，调制处理，硬度 ;大齿轮材料为 45 钢，调制处理，硬度2601HSB；两齿轮齿面硬度差为 30 ，符合软齿面传动的设计要求。230HBS S3.2.2、设计计算（1）选齿数：取 ；6023,20121 ziz（2）确定材料许用接触应力：确定接触疲劳极限 ，由图 7-18(a)查 MQ 线得 limH；MPaPaH580,702li1lim确定寿命系数 ,由已知条件，取 ；ZN 121ZN确定尺寸系数 ,由图 7-

15、20 查得 ；X 21X确定安全系数 ,由表 7-8 取 ；SH05.H计算许用接触应力 ：根据式（7-20）得 MPaZHXNH 6805.172lim1 MPaSZHXNH 520.182lim2 （3）根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计按式（7-35）计算接触强度，其公式为： 3 22315.04HERRduKT确定上式中的各计算数值如下：试选载荷系数 ；.t选取齿宽系数 ；30R由表 7-5 得材料的弹性影响系数 ；218.9MPaZE由图 7-14 确定节点区域系数 ；52H试算所需小齿轮直径 ：dt1muKTHERRd 02.9528.1.3.0513.745.014 23 22

16、31 （4）确定实际载荷系数 K 与修正所计算的分度圆：确定使用系数确定使用系数 ：按电动机驱动，载荷平稳，查表 7-2 取A；1A确定动载系数 ：v计算平均圆周速度：smndnRtm 52.110638.52.91065.10633 故前面取的 8 级精度合理，由齿轮的速度与精度查教材图 7-7 查得；7.vK确定齿间载荷分配系数 ：K锥距： ；muRdt 3.14221齿宽初定： ；mRb69.423.1.0圆周力计算： NdTFmt 73.05.21单位宽度载荷计算 ；mbt /1/2.69.47查表 7-11 得 ；2.1K确定齿向载荷分布系数 :H由表 7-12 取 ，有效工作齿宽

17、，按式 7-36 计算得：.eH be85.06515.1HK计算载荷系数： ；317.26.17.HVAK按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式 7-12 计算得mdTt 0.45.320.931试算模数： .26.413zm3.2.3、齿根弯曲强度计算（1）按式（7-38）计算弯曲强度，其公式为：323215.014FSaRR YuZKTm确定上式各计算的数值：由图 7-21（a）确定弯曲极限应力值，取；MPaPFF,302lim1lim由已知条件取弯曲疲劳寿命系数 ；143NY由教材 P151 表 7-8 查得弯曲疲劳安全系数 ；25.FS由教材 P154 图 7-23 得尺寸系数 ；

18、X按教材 P152 式 7-22 得许用弯曲应力： MPaY48025.130SFlimXN3TF3 XT 3.FHli44F4确定齿形系数 ：21aY、计算分度圆锥角： 435.186.7-90-3rctanrt21 u计算当量齿数： .18cos22Zv由教材 P147 图 7-16 得 3,7.1FaFaY确定应力校正系数，根据 21vZ、由教材 P147 图 7-17 得 89.,56.1SaSa计算大小齿轮的 数值：FY014.35289.1,094.4856.172231 FSaFSa YY把以上数值代入公式得：4.15.013232FSaRRuZKTm由于齿轮的模数 的大小主要取

19、决于弯曲强度，所以将计算出来的 3.45 国标圆整为 ，再按接触强度计算出的分度圆直径 协调相关参. md06.13数尺寸为：； ； 取 整 数90307.25.61424 33 zZmdi锥齿轮分度圆直径为： mZd315444、轴的设计计算4.1、输入轴的设计4.1.1 求 作 用 在 齿 轮 上 的 力 ：根据输入轴运动和动力参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力，已 知 ：输 入 轴 的 转 速 ： ，min/140rn输 入 轴 的 功 率 ： ,KwP65.输 入 轴 的 转 矩 ： NT8730高 速 级 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 ： d421圆 周 力 ： dFt4210径

20、向 力 ： Ntr 0.53an4.1.2 初 步 确 定 轴 的 最 小 直 径 ：根 据 教 材 P288 式 12-2 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 P288 表 12-3， 取 A=115， 于 是 得 ：mnAd04.765.4330mi 轴 上 需 开 一 键 槽 ， 因 此 轴 径 应 增 大 5%至 7%， 即d8542.17%)(4.17min输 入 轴 的 最 小 直 径 是 安 装 联 轴 器 处 轴 的 直 径 ， 为 使 所 选 取 的 轴21d的 直 径 与 联 轴 器 的 直 径 相

21、匹 配 ， 故 需 选 取 联 轴 器 型 号 。21联 轴 器 的 计 算 转 矩 ， 查 P273 表 11-1， 选 取 ， 则0TKAca 3.1AKmNTca 4130873.按 照 计 算 转 矩 应 小 于 联 轴 器 的 公 称 转 矩 的 条 件 ， 并 考 虑 到 工 作 条 件 有caT中 等 冲 击 ， 所 以 选 取 弹 性 柱 销 联 轴 器 ， 查 课 程 设 计 P144 表 16-4， 选取 HL3 型 弹 性 柱 销 联 轴 器 ， 公 称 转 矩 为 630 。 半 联 轴 器 的 孔 径mN， 故 取 ， 半 联 轴 器 的 长 度 L=82mm， 半

22、联 轴 器 与 轴md01md3021配 合 的 毂 孔 长 度 。L64.1.3 轴 的 结 构 设 计 ：1) 拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下图所示：2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段轴径和长度：a. 考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3 轴段的左端需要一个定位轴肩，取；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴md362器上而不压在轴的断面上，所以应取 1-2 段的长度比联轴器毂孔长，略短一点，取 。L01 mL5821b. 初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力和圆周力，故选用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据 ，由轴承md362产品目录（设计

23、书 P134 表 15-4） ，初步选定深沟球轴承 6208，其尺寸为dDB=40mm80mm18mm，故 ，而d408743。mL187c. 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 ；齿轮的左端与左轴之间采用m54套筒定位。前面已求得齿轮 1 宽 50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴L654肩高度 h0.07d，故取 h=5mm，则轴环处的直径 。轴环高度d506b 1.4h。取 ， 。mL1065d476d. 轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外

24、端面与半联轴器右端面间的距离 ，故取 。l3ml5032e. 取齿轮距箱体内壁之间的距离 a=16mm。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，已知齿轮轮毂L=60mm，轴承宽度 B=18mm 则:；aSBl 46)50(43 mlscL776至此，已初步确定了轴的各段直径和长度3) 轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 由课程设计指导54d书 P127 表 14-10 得平键截面 bh=14mm9mm，键槽长度为 36mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为 ；同样，半联67nH轴器与轴的

25、联接，选用平键为 10mm8mm36mm，半联轴器与轴的配合为 。67k滚动轴承与轴的周向定位是借国度配合来保证的，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：参考教材 P283 表 12-2，取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径取 R2。4524.1.4 求 轴 上 载 荷 ：1) 计 算 轴 的 支反力：垂直面：NFrV52.6704.53212 水平面:tH2212) 求 F 力 在 支 点 产 生 的 反 力 ：NdT0581.730NFLK3.495.13720586121 3) 绘 制 垂 直 面 的 弯 矩 图 ：由于 所以v21 NLFMvav 85.162.067

26、214) 绘 制 水 平 面 的 弯 矩 图 ：由于 所以HF21HaaH305.46215） 求 F 力 产 生 的 弯 矩 图 ：mNKM 0.8052a-a 截面 F 力产生的弯矩为：La 51.963.14716)绘 制 合 成 弯 矩 图 :aaHvaF MmNMM8.227)求 轴 传 递 的 转 矩 :dTt 7.30147/28)求 危 险 截 面 的 当 量 转 矩 :22)(TMae扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数 ； 6.0mNae 05.14)(229)轴 的 计 算 应 力 :MpaWMeca.451.03前面已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由教材 P281

27、 表 12-1 查得，因此 ，所以轴是安全的。p81 1ca输 入 轴 弯 矩 图4.1.5 精 确 校 核 轴 的 疲 劳 强 度 ：1) 判断危险截面：截面 A、B 处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡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地确定的，所以截面 A、B 处均无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载情况来看，截面 C 上的应力最大，截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面 C 上虽然应力较大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集

28、中均在两端） ，而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不需要校核。截面和也显然不比校核。有机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核左右两侧即可。2) 截面左侧：抗弯截面系数： 3336401.0. mdW抗扭截面系数： 282T截面左侧的弯矩为： NM7365.39截面上的扭矩： mN061截面上的弯曲应力： MpaWb8.2407截上的扭切应力： T39.185轴材料为 45 钢，调质处理。由教材 P281 表 12-1 得：; ;MpaB650pa261 pa51截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数 ，由机械设计手册查取。K及因 r/d=1.6/40=0.04

29、 （D-d）/r=（45-40）/1.6=3.125经插值后查得 91.K46.查得尺寸系数 ,扭转尺寸系数 ,轴按车削加工，查得表面083.0质量系数为 ，轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为:2. 1q91208346)(KD又由机械设计手册查得应力折算系数 。05.,.计算安全系数 值，caS5.108.058.192.2/)( 47.0.361 maDKS.54.022 SSc故可知其安全3) 截面右侧抗弯截面系数： 3335.91.1. mdW抗扭截面系数： 82402T弯矩及弯曲应力为：，NM768385.19 MpaWb52.89176扭矩 及扭转切应力为：，mNT482601

30、 paT67.182530过盈配合处查手册得 ,轴按车削加工，查得表面质量系.K.数为 ，尺寸系数 ；扭转尺寸系数 ，故得综合9.9367.0影响系数为7.92.036.)(8.1.KD所以轴在截面右侧的安全系数为 106.52/648.052/648.712/)( .11 bTDbKS 222 SSca故该轴在截面右侧的强度也是足够的，所以设计的轴是合理的。4.2输出（低速）轴的设计4.2.1确定轴的材料：输出轴的材料选为 45 号钢，调质。4.2.2 求 作 用 在 齿 轮 上 的 力 ：根据输出轴运动和低速级设计几何参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力，已 知 ：输入轴的转速： ，min/

31、3802rn输入轴的功率： ,KwP7.4输入轴的转矩： NT912低速级小齿轮分度圆直径： d053圆周力： dFt 732径向力： Ntr 57.40cosan1轴 向 力 ： t 824.2.3 确 定 轴 的 最 小 直 径 ：根 据 教 材 P288 式 12-2 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 P288 表 12-3， 取 A=115， 于 是 得 ：mnAd607.45332mi 轴 上 需 开 一 键 槽 ， 因 此 轴 径 应 增 大 5%至 7%， 即.7%)1(6min输 出 轴 的 最 小 直

32、 径 是 安 装 联 轴 器 处 轴 的 直 径 ， 为 使 所 选 取 的 轴21d的 直 径 与 联 轴 器 的 直 径 相 匹 配 ， 故 需 选 取 联 轴 器 型 号 。21d联 轴 器 的 计 算 转 矩 ， 查 P273 表 11-1， 选 取 ， 则2TKAca 3.1AKmNTca 9.143003.按 照 计 算 转 矩 应 小 于 联 轴 器 的 公 称 转 矩 的 条 件 ， 并 考 虑 到 工 作 条ca件 有 中 等 冲 击 ， 所 以 选 取 弹 性 柱 销 联 轴 器 ， 查 课 程 设 计 P144 表 16-4， 选 取 HL6 型 弹 性 柱 销 联 轴

33、器 ， 公 称 转 矩 为 3150 。 半 联 轴 器 的mN孔 径 ， 故 取 ， 半 联 轴 器 的 长 度 L=142mm， 半 联 轴md01md6021器 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 。mL1074.2.4 轴 的 结 构 设 计 ：1) 拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段轴径和长度：a. 考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3 轴段的左端需要一个定位轴肩，取联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器md6532上而不压在轴的断面上，所以应取 1-2 段的长度比联轴器毂孔长，略短一点，取 。L107mL1052b. 初步选择

34、滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力和圆周力，故选用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据 ，由轴承md6532产品目录（设计书 P132 表 15-3） ，初步选定深沟球轴承 30314，其尺寸为dDT=70mm150mm38mm，故 ，而 。右端d70843L87滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由指导书 P132 表 15-3 查得 d276c. 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 ；齿轮的左端与左轴之间采用m54套筒定位。前面已求得齿轮宽 88.5mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴mL854肩高度 h0.07d，故取 h

35、=8.4mm，则轴环处的直径 。轴环高度md10365b 1.4h。取 。mL1265轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的拆装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 。l30l5032d. 取齿轮距箱体内壁之间的距离 a=16mm。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，已知齿轮轮毂L=58mm，轴承宽度 T=38mm 则: maSTl 64)58(43 lscL276至此，已初步确定了轴的各段直径和长度3) 轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用

36、平键联接。按 由课程设计指导54d书 P127 表 14-10 得平键截面 bh=22mm14mm，键槽长度为 80mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为 ；同样，半联67nH轴器与轴的联接，选用平键为 18mm11mm90mm，半联轴器与轴的配合为 。67k滚动轴承与轴的周向定位是借国度配合来保证的，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：参考教材 P283 表 12-2，取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径取 R2。4524.2.5 求 轴 上 载 荷 :1) 计 算 轴 的 支反力：垂直面：NF NLdVrVar 84.5273.15.740

37、 73.2146521231 水平面:tH.29212) 求 F 力 在 支 点 产 生 的 反 力 ：NdT5.10489332NFLK38.205.148.0367.121 3) 绘 制 垂 直 面 的 弯 矩 图 ：NLFMva395.462.814) 绘 制 水 平 面 的 弯 矩 图 ：由于 所以H21 NLFMHaaH509.25) 求 F 力 产 生 的 弯 矩 图 :mKM 43.1875.1042a-a 截面 F 力产生的弯矩为：NLa 29.3216) 绘 制 合 成 弯 矩 图 :mNMMaHaFavv 710.94685227) 求 轴 传 递 的 转 矩 :dTt .

38、5.0972/38) 求 危 险 截 面 的 当 量 转 矩 :22)(TMae扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数 6.0mNae 049.17)(229) 轴 的 计 算 应 力 :MpaWMeca67.451.093前面已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由教材 P231 表 12-1 查得，因此 ，所以轴是安全的。p81 1ca输出轴弯矩图五 轴承的选择及计算根据条件，按每年工作 300 天计算 , 轴承预计寿命 =283008=384000hL小时。5.1.输入轴的轴承设计计算：1) 初步计算当量动载荷 ：rP因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 NFPr04.53

39、2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值：查教材表 10-7、表 10-8，可得 3,2.1,PtfN96.57 840604.532.10 316 ）（）（ htrPrLnfC3) 选择轴承型号：查指导书 P134 表 15-4 初选 6208 轴承， Cr=22.8KN,Cor=15.8KN08435104.32.18406)(601 ）（PfCnLrth因此预期寿命足够，此轴承合格。5.2.输出轴的轴承设计计算:1) 初步计算当量动载荷 ： r因该轴承在此工作条件下受到径向力和轴向力作用，所以 NPr 056.184.527.140. 2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值：13604.27N

40、38401 1616 ）（）（ htrPrLnfC3) 选择轴承型号：查课程设计指导书 P132 表 15-3 初选 30313 轴承， Cr=185KN,Cor=142KN084396520.182.53061)(60 3）（PfnLdrth因此预期寿命足够，此轴承合格。六 联轴器的选择1) 类型选择：由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。2) 载荷计算及型号选择：a. ，查教材 P273 表 11-1，由于转速变化很小，所以 ,则：TKAca 3.1AKmNTAca 4013873.101按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，并考虑工作条件，

41、查指导书 P144 表 16-4，选取 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。630b. ，查教材 P273 表 11-1，由于转速变化很小，所以 ,则：TKAca .1AKNTAca 9.1432003.12按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，并考虑工作条件，查指导书 P144 表 16-4，选取 HL6 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。m3150七 润滑与密封结合前面的数据并查阅教材 P263 表 10-12 得齿轮采用浸油润滑，由指导书P190 表 20-3 选用中负荷工业齿轮油（GB5903-1986） 。轴承选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密

42、封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为毡圈 22FZ/T92010-91、毡圈32FZ/T92010-91。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。九 设计小结这次关于带式运输机上的圆柱齿轮减速器的课程设计让我们真正从理论结合实践认识了机械设计，这次设计使我们更加深入了解了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。在这两个星期的设计实践中，我学到的不只是课堂上单调的理论，而是真正意义上的设计，为我以后的工作打下一定的坚实基础。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 、 互换性与技术测量 、 工程材料 、 机械设计（机械设计基础）课程设计等于一体。在这次设计中我们融合了这么多科所学的理论知识，运用到实践上，显现了我们所学还是有所用的，更加强了我们以后运用知识的综合能力。