单级课程设计计算参考

3）编写设计计算说明书 1 份。 4）草图一张（A0）

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机械原理及零件 课程设计—带式运输机传动装置设计

󰀀1 传动装置总体设计 1．已知参数 运输带拉力 F = 2.9 kN； 运输带速度 v = 1.1 m/s； 滚筒直径 D = 270 mm。 2．设计内容 1）选择电动机； （提示：当滚筒转速 nw＜100r/min 时，建议选择同步转速为 1000r/min 的电机；当滚筒 转速 nw＞100r/min 时，建议选择同步转速为 1500r/min 的电机。） 2）计算总传动比，分配各级传动比； 3）计算各轴的运动和动力参数。 0 1．计算执行部分的运动和动力参数 Fv 2.9 103 1.1 P 运输带的工作功率 kW 3.19kW W 1000 1000 nW 60000v π D 2．选择电动机 （1）选择 电动机的类型 滚筒的工作转速 60000 r / min 78r / 1.1 min π 270 带式运输机为一般机械设备，查手册，选择通用的 Y 系列三相交流异步电动机。考虑到 环境灰尘较大，安装无特殊要求，选用 IP44 封闭型式和卧式结构。 （2）选择电动机的额定功率 该传动系统各部分的机械效率如图所示。 查教材表 6-2 可知， V 带传动效率 1 0.96 ；滚动轴承效率（一对球轴承） 2 0.99 ； 闭式圆柱齿轮传动效率（8 级精度） 3 0.97 ；滚动轴承效率（一对球轴承） 4 0.99 ； 联轴器效率（ 弹性联轴器） 5 0.99 ；滚筒效率（包括滚筒轴承） 6 0.96 。 该传动系统近似为串联系统，故其总效率为 1 2 3 4 5 6 0.96 0.99 0.97 0.99 0.99 0.96 0.86 电动机需输出的功率为 󰀀Pd PW 3.19 kW 3.7kW 0.86 查手册，选择电动机的额定功率为 4kW。 （3）选择电动机的满载转速 设电动机满载转速为 nd ，系统总传动比为i ，

带传动比为i1 ，齿轮传动比为i2 ，则有i i1i2 nW

nd

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查教材表 6-1 可知，V 带传动比的推荐值为 i1 = 2 ~ 4 ，圆柱齿轮传动比的推荐值为 i2 = 3 ~ 5 。由此可估计电机转速范围为 nd i1i2nW (2 ~ 4)(3 ~ 5)78r/min 468 ~ 1560r/min 查手册可知，Y 系列电机有三种同步转速可供选择，分别为1500r/min 、1000r/min 和 750r/min 。比较可知，高转速电机的质量小，但系统的总传动比大，会使传动部分的轮廓 尺寸变大。相反，低转速电机的自身质量大，但总传动比小，传动部分的外廓尺寸小。所 以，电机转速不宜过高或过低。这里选择电动机 Y132M1-6，其满载转速 nd 960r/min 。根 据机座号查手册可得其它相关参数，列入下表备用。 电动机 型号 额定功率 Pd (kW) 实际输出功率 满载转速 轴伸直径 D (mm) 轴伸长度 E (mm) 80 轴中心高 H (mm) Pm (kW) nd (r/min) 960 Y132M1-6 4 3.7 ，分配各级传动比 3．计算总传动比n960总传动比 i d38 132 12.3 nW 78 V 带传动比选取范围为i1 = 2 ~ 4 ， 圆柱齿轮传动比选取范围为i2 = 3 ~ 5 。另外，考虑到 带传动的承载能力比齿轮低，为了减小带传动的尺寸，带的传动比i1 宜小于齿轮的传动比 i2 。取i1 2.8 ， i 12.3 则i2 4.4 i1 2.8 󰀀4．计算减速器内各轴的运动和动力参数 设减速器的输入轴为Ⅰ轴，输出轴为Ⅱ轴，如图 所示。以下按电动机的实际输出功率 P m=3.7 kW 计算。 Ⅰ轴的输入功率 P Pm 1 3.7 0.96kW 3.55kW Ⅰ轴的转速 n nd960 2.8 r/min 343r/min i1 P󰀀󰀀󰀀Ⅰ轴的输入转 矩 T 9550 n Ⅱ轴的输入功率 P P 9550 3.55 n 343 r/min 78r/min Ⅱ轴的转速 n i2 4.4 P 3.41 Ⅱ轴的输入转矩 T 9550 9550 2 3 343 3.55 0.99 0.97kW 3.41kW N m 98.84N m N m 418N m

n 78 机械原理及零件 课程设计—带式运输机传动装置设计 - 3 - 󰀀2 带传动设计 1．已知条件（根据前面的设计结果） 1）小带率（即电动机实际输出功率）P=Pm= 3.7 kW； 2）小带轮转速（即电动机满载转速）n1=nd= 960 r/min； 3）带传动比 i=i1= 2.8 ； 4）电机轴伸直径 ds = 38 mm； 5）两班制，空载起动，载荷较平稳； 6）运输带速度允许误差为±5%。 2．设计内容 1）选择普通 V 带的规格； 2）确定普通 V 带轮的材料、结构和尺寸； 3）确定中心距、张紧方法、初拉力、压轴力。 0 1. 确定计算功率 Pc 由教材表 13-8 查得 KA = 1.2，则 PC = KAP = 1.2?.7kW = 4.44kW 2. 选择 V 带的型号 根据 Pc、n1 由教材图 13-6 选用 A 型带，且 d1 = 112 ~ 140mm。 3. 确定带轮基准直径 d1、d2 查教材表 13-9，d1＞75mm，且 d1 = 112 ~ 140mm。选择小带轮的基准直径 d1 = 125mm。 大 带轮的基准直径 d2 = id1 = 2.8?25m = 350mm。查教材表 13-9，取 d2 = 355mm。带轮 直径靠系列后，其引起的运输带速度误差肯定在?%以内，故可用。 4. 验算带速 v π m/s πd1n1 125 960 v 6.28m/s 60 1000 60 1000 带速在 5 ~ 25 m/s 范围内，符合要求。 5. 确定 V 带中心距 a 和带的基准长度 Ld 估算中心距 0.7(d1 d 2 ) a0 2(d1 d2 ) 0.7(125 355) a0 2(125 355) 336 a0 960 初定中心距 a0 700mm 初步计算带的基准长度 Ld0 2 a0

π (d1 2 2d2 ) (d d1 )

4 a

2 700

π (125 355) 2 (355 2125)

mm 2173mm

4 700 2

由教材表 13-1，选带的基准长度 Ld = 2240mm

2240 计算实际中心距 a

L L 2173

a0 dd0 (700 )mm 733mm

2 2

中心距的调整范围为

机械原理及零件 - 4 -课程设计—带式运输机传动装置设计

󰀀󰀀󰀀

mina a 0.015Ld (733 0.015 2240)mm 699.4mm amax a 0.03Ld (733 0.03 2240)mm 800.2mm 6. 验算小带轮的包角 1 1 180 d2 d1 a 57.3 180 355 125 733 57.3 162 120 7. 确定 V 带的根数 z 由教材表 13-4 查得 P0 = 1.4kW；由教材表 13-5 查得△P0 = 0.11kW；由教材表 13-6 查得 K? = 0.95；由教材表 13-1 查得 KL = 1.06。则 P󰀀

󰀀

󰀀z

c 4.44 2.91

取 z = 3。 8. 确定 V 带的初拉力 F0 由教材表 13-2 查得 q = 0.10kg/m。 500 1) 0.1 22 2.51) qv 4.44 ( 2.5 6.28 F 500Pc ( 0

(P0 P0 )Kα KL (1.4 0.11) 0.95 1.06

zv α 9. 计算压轴力 Fp 1 K N 196N 3 6.28 0.95 (2 3 196 F 2zF sin sin p 0 2 10. 带轮的结构设计 162 )N 1161N 2 因带轮线速度 v = 6.28 m/s，小于 25m/s，故其材料采用 HT150。因小带轮基准直径 d1 = 125 mm，与小带轮配合的电机轴伸直径 ds = 38mm，d1＞3ds，故采用腹板式结构；因大带轮基 准直径 d2 = 355mm，大于 300mm，故采用轮辐式结构。其余细节设计可参考教材表 13-3 和图 13-3 完成，最后绘制出带轮零件图。

11. 选择带传动的张紧方式 该带传动对安装和调整未作明确要求，故参考教材表 7-9 暂选滑道式定期张紧方式。 机械原理及零件课程设计—带式运输机传动装置设计

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󰀀3 减速器（斜齿）圆柱齿轮传动设计 1．已知条件（根据前面的设计结果） 1）小齿轮转速（即减速器输入轴，Ⅰ轴转速）n1= nⅠ= 343 r/min； 2）小齿轮转矩（即减速器输入轴，Ⅰ轴转矩）T1= TⅠ= 98840 N mm ； 3）齿轮传动比 i=i2= 4.4 ； 4）空载起动，单向运转，载荷较平稳； 5）运输带速度允许误差为±5%。 2．设计内容 1）选择齿轮的材料和精度等级； 2）确定齿轮的基本参数、主要尺寸和结构型式； 3）确定齿轮的作用力； 4）选择齿轮的润滑方式和润滑剂。 解 按斜齿圆柱齿轮传动设计 1．选 定齿轮的精度等级和材料 1）运输机为一般机器，速度不高，估计齿轮圆周速度v 9m / s ，参照教材表 9-5 初选 8 级精度。 2）选择材料。因系一般传动，为了便于制造，采用软齿面齿轮。由教材表 9-4 选择小齿 轮材料为 45 钢调质处理，硬度为 230HBW；大齿轮材料为 45 钢正火处理，硬度为 190HBW， 两齿轮硬度差为 40HBW。 2．按齿面接触疲劳强度设计 a (u 1) 3 305 2 KT1 [ H ] au 󰀀1）齿数比u i 4.4 。 2）该齿轮传动为外啮合，故取“+”。 3）两齿轮材料均为钢，故系数 305 不用修正。 4）确定许用接触应力。 由教材图 9-30c 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限 Hlim1 560MPa ；大齿轮的接触疲 劳极限 Hlim2 530MPa 。 查得安全系数 SH 1.1，由式（9-21）得 由教材表 9-7560[ H ]1 Hlim1 1.1 MPa 509MPa SH [ H ]2 Hlim2 取[ H ] [ H ]2 482MPa 。 1.1 530 MPa 482MPa SH

5）由教材表 9-6 查得载荷系数 K 1.1。 6）已知小齿轮转矩T1 98840N mm 。

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机械原理及零件 课程设计—带式运输机传动装置设计 7）取齿宽系数 a 0.4 。 将以上参数代入，得初算中心距 a (4.4 1)3 0 305 2 1.1 98840 0.4 4.4 482 mm 157.3mm 3．确定基本参数，计算主要尺寸 1）初选螺旋角 12 。 2）选择模数和齿数。 根据中心距公式及其初算值，模数和齿数应满足 mn (z1 mn z1(1 z2 ) i) a0 2cos 2cos 2 2a0 cos 157.3cos12 mm mn z1 57mm 1 i 1 4.4 因系闭式软齿面传动，取小齿轮齿数 z1 20 ~ 40 ，动力齿轮模数 m 2mm 。则当 mn 2mm 时，代入上式求得 z1 29 ；同理，当 mn 2.5mm 时， z1 23 ；当 mn 3mm 时， z1 19 。这 里取 mn 2mm ， z1 29 ，则大齿轮齿数 z2 iz1 4.4 29 127.6 ，圆整后 z2 128 。因齿数 圆整引起的运输带速度误差肯定在±5%以内，故可用。 3）确定 中心距。将模数、齿数和螺旋角代入中心距公式得 a mn (z1 mm z2 ) 2(29 128) 160.5mm 2 cos 2cos12 中心距取为整数 a 160mm ，大于初算值 a0 157.3mm 。 4）修正螺旋角。mzz2 29 128arccos 5）计算两齿轮的分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径 mn z1 2 29 d1 mm 59.108mm cos cos11 6 45 mz n 2 2 128 d2 mm 260.2mm cos cos11 6 45 da1 d 2ha 59.108 2 2 1mm 63.108mm d1a2 d2 2ha 260.2 2 2 1mm 2.2mm 59.108 2 2(1 0.25)mm df1 d1 2hf .108mm arccos 2a 2 160 n 1 2 11 6 45 d260.2 2 2(1 0.25)mm f2 d2 2hf 255.2mm

󰀀6）计算齿宽

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b a a 0.4 160mm mm 为便于安装和调整，使小轮齿宽略大于大轮，故取b2 65mm ，b1 70mm 。 4．校核齿根弯曲疲劳强度 󰀀󰀀󰀀 1.6KT1YF cos 2 F bm z F n 1 1）计算当量齿数 v1zz 󰀀2）按 zv1 、 zv2 由教材表 9-8 查得齿形系数YF1 2.51 ，YF2 2.15 。 3）确定许用弯曲应力。 由教材图 9-32c 查得 Flim1 195MPa ， Flim2 180MPa 。 查得安全系数 SF 1.4 ，由式（9-24）得 由教材表 9-7195v2 z1 3 cos z2 3 cos 29 30.7 3 cos 11 6 45 128 135.5 3 cos 11 6 45 [ F ]1 Flim1 1.4 MPa 139MPa SF [ F ]2 Flim2 将以上参数代入得 F1 MPa 129MPa SF 1.4 21801.6KT1YF1 cos 1.6 1.1 98840 2.51 cos11 6 45 bm z n 1 2 65 2 29 MPa 57.7MPa [ F ]1 YF22.15󰀀F2 F1 57.7 MPa 49.4MPa [ F ]2 YF1 2.51 可见，取 mn 2mm ，齿根弯曲疲劳强度已足够。如取 mn 2.5mm 或 mn 3mm ，弯曲疲 劳强度将会更富余。 5．验算圆周速度 π 59 .108 343 n󰀀󰀀1󰀀v πd 1 60 1000 m s 1.06 m s60 1000 由教材表 9-5 知 v 9m / s ，取 8 级精度合适。 6．计算齿轮之间的作用力 由式 9-35 可求得两齿轮的受力为

Ft1 Ft2

2T12 98840

59.108

N 3344N d1

Fr1 Fr2 Ft1 tan cos 3344 tan 20 cos11 6 45 N 1240N

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Fa1 Fa2 Ft1 tan 3344 tan11 6 45 N 657N

7．结构设计及绘制齿轮零件图 因小齿轮的齿根圆直径比较小，故初定为齿轮轴结构；因大齿轮的齿顶圆直径

200mm da2 500mm ，故采用腹板式结构。齿轮的零件图可参考机械设计手册绘制。 8．选择润滑方式和润滑剂

因减速器为闭式齿轮传动，且齿轮圆周速度 v 12m/s ，故采用浸油润滑。根据

2

0 1.06 m s 查教材表 9-9，润滑油的运动粘度为 220(mm / s) 。

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- 9 - 󰀀4 减速器螺纹联接设计 1．已知条件（根据前面的设计结果） 齿轮传动中心距 a = 160 mm； 2．设计内容 1）查手册，参考图 17-2，在表 17-2 中按经验公式确定减速器各处螺栓及定位销的直径 和数目； 2）查表 17-1，在表 17-2 中确定螺栓联接的扳手空间尺寸。 3）参考图 17-2，在表 17-2 中按经验公式确定箱体壁厚和轴承孔长度等。 图 17-2 单级圆柱齿轮减速器 表 17-1 螺栓凸台结构尺寸 mm M24 螺栓直径 C1min C2min M8 M10 M12 M14 M16 M18 M20 M22 14 12 16 14 18 16 20 18 22 20 24 22 26 24 30 26 34 28

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󰀀󰀀󰀀 表 17-2 减速器螺纹联接及相关尺寸计算 mm 齿轮传动中心距 a = 160 mm 名称 经验公式及计算过程 标准号 标准 直径 数目 螺栓凸台尺寸 C1 C2 df = 0.036a + 12 地脚螺栓 =0.036 × 160 + 12 = 17.76 GB/T799—1988 M16 6 24 22 轴承旁螺栓 箱座壁厚 d1 = 0.75 df = 0.75 × 16 = 12 GB/T5782—2000 M12 6 20 18 δ = 0.025a + 1= 0.025× 160 + 1= 5；取 δ = 8 （当 ?＜8mm 时，取 ? = 8） 箱盖壁厚 δ1 = 0.02a + 1 = 0.02× 160 + 1= 4.2 mm，取 δ1 = 8 mm （当 ?1＜8mm 时，取 ?1 = 8） 扳手空间决 定的轴承孔 长度 L = δ + C1 + C2 + 5～10 = 8 + 20 + 18 + 6 = 52 （L 公式中的 C1 、C2 与 d1 对应） 上下箱联接 螺栓 d2 =（0.5~0.6）df =（0.5~0.6）16 = 8 ~ 9.6 d2 =10 GB/T5783—2000 M10 4 18 16 启盖螺钉 大轴承盖联 接螺钉 GB/T5783—2000 M10 1 18 16 d3 =（0.4 ~ 0.5）df =（0.4 ~ 0.5）16 = 6.4 ~ 8 d3 =（0.4~0.5）df =（0.4 ~ 0.5）16 GB/T5783—2000 M8 4 小轴承盖联 接螺钉 GB/T5783—2000 M8 4 = 6.4 ~ 8 d4 =（0.3~0.4）df =（0.3 ~ 0.4）16 视孔盖螺钉 = 4.8 ~ 6.4 d5 = 18 GB/T5783—2000 M6 4 不填 油塞（螺塞） 无 M18 1 d6 =（0.7~0.8）d2 定位销 =（0.7 ~ 0.8）10 = 7 ~ 8 GB/T117—2000 8 2 - 11 -

󰀀机械原理及零件

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󰀀5 减速器轴系结构方案设计 1 ．已知条件（根据前面的设计结果） 1）小齿轮齿宽 b1 = 70 mm；小齿轮圆周速度 v1 = 1.06 m/s。 2．设计内容 拟定输入轴和输出轴系的结构方案。 设计步骤如下： 1．选择减速器输出轴处的联轴器（单选） 0 滚子链联轴器 B. 弹性柱销联轴器 C. 梅花形联轴器 D. 弹性套柱销联轴器 2 ．选择轴的支承形式（单选） 0 双支点各单向固定 B. 一支点双向固定，一支点游动 C. 双支点游动 3．选择轴承类型（单选） 0 深沟球轴承 B. 角接触球轴承 C. 圆锥滚子轴承 D. 调心球轴承 4．选择轴承盖类型（单选） A. 凸缘式轴承端盖； B. 嵌入式轴承端盖 5 ．选择轴承游隙调整方式（单选） A. 调整垫片调整 B. 调整环调整 C. 螺钉调整 D. 圆螺母调整 6．选择轴承的润滑剂和润滑方式（单选） A. v1<2m/s，齿轮溅油效果差，轴承只能采用脂润滑 B. v1=2~5m/s，齿轮溅油效果较好，轴承可采用油润滑，但须在箱体上开输油沟 C. v1>5m/s，齿轮溅油激烈，轴承采用油润滑，可以开输油沟，也可以不开输油沟 7．选择轴承的密封方式（单选） A. 轴承采用脂润滑时，在轴承与齿轮之间必须装挡油环，以封闭脂并隔离油；在轴承 透盖与轴之间采用毛毡密封，或橡胶圈密封，或隙缝密封 B. 轴承采用油润滑时，在轴承与小齿轮之间可装上挡油环，以防齿轮上的润滑油（高 温，含杂质）沿齿槽进入轴承，而在轴承与大齿轮之间则无须装挡油环；在轴承透盖与轴 之间采用橡胶圈密封 8 ．确定输入轴的结构形式与齿轮的装入方向（单选） A. 小齿轮与轴一体，即齿轮轴，采用阶梯轴 B. 小齿轮与轴分开制造，采用阶梯轴，齿轮从轴的左端装入 C. 小齿轮与轴分开制造，采用阶梯轴，齿轮从轴的右端装入 9．确定输出轴的结构形式与齿轮的装入方向（单选） A. 大齿轮与轴分开制造，采用阶梯轴，齿轮从轴的左端装入 B. 大齿轮与轴分开制造，采用阶梯轴，齿轮从轴的右端装入 10．绘制两轴系的结构方案草图（图 17-3，用铅笔绘制） 1）如图所示，齿轮、轴、轴承、轴承座的轮廓及位置已绘出； 2）现需绘制带轮、联轴器，以及其它用于定位、联接、调整、润滑、密封零件的轮廓； 3）现需根据定位、装拆等要求，将光轴修改为阶梯轴。注意，轴承配合处轴径不改。

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图 17-3 减速器轴系结构方案设计

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󰀀机械原理及零件

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󰀀6 减速器输入轴系结构尺寸设计 1． 已知条件（根据前面的设计结果） 1）输入轴系结构方案，见图 17-3； 2）输入轴输入功率 P=PⅠ= 3.55 kW； 󰀀输入轴转速 n= nⅠ= 343 r/min； 3）普通 V 带型号 A ； 根数 z = 3 ； 查教材表 7-3，计算带轮轮缘宽度 B=(z-1)e+2f= (3-1)15+2×10=50 mm； 4） 小齿轮模数 mn=2mm； 齿宽 b1 = 70 mm； 齿根圆直径 df1 = .108 mm。 5）箱体壁厚 δ = 8 mm； 大齿轮齿顶圆与箱体内壁的运动间隙△1＞1.2?，△1= 15 mm； 齿轮端面与箱体内壁的运动间隙△2≥?，△2= 15 mm； 6）轴承旁螺栓扳手空间决定的轴承座孔长度 L = 52 mm； 教材例题完成，并将设计结果标注在图 17-3 上。 0 1. 估算轴的最小直径（即轴段①的直径） 2．设计内容 确定输入轴系零件的主要尺寸，包括轴、轴承、轴承座、键、密封圈、轴承盖等。参考 选择输入轴材料为 45 钢调质，查教材表 15-5 得材料系数 C = 115。轴工作时承受转矩 T 的作用，其最小直径 d1 应满足扭转强度条件 3.55 mm d1 C 115 25.06mm n 343 3P 3 󰀀考虑到轴段①上有一个键槽，为了补偿键槽对轴强度的削弱，将该直径放大 7%，即 d 1=(1+7%)25.06mm=26.8mm。参照设计手册所列标准直径系列，取 d1=28mm。 2. 确定各段轴的直径 （1）轴段②的直径 轴段①、②间的轴肩为定位轴肩，轴肩高度 a=(0.07~0.1)d1= (0.07~0.1)28=2~2.8mm，取 a 2.5mm ，则 d2=d1+2a=28+2×2.5=33mm。为了使所选的轴径 与密封圈内径相适应，故需同时选取密封圈的型号。 按 d2 33mm 查手册，选用毡圈 35 型密封圈，可确定轴的直径 d2 35mm 。 （2）轴段③、 ⑦的直径 该两段轴的直径相同。轴段②、③间的轴肩为非定位轴肩，轴 肩高度 a 1 ~ 2mm 即可，取 d3 37mm 。但为了使所选直径与滚动轴承内径相适应，故需 同时选取滚动轴承的型号。

按 d3 37mm 查手册，考虑到该轴上既有斜齿轮又有带轮，轴承受力较大，转速又较高， 故选用深沟球轴承 6308，其内径、外径和宽度为 d D B 40mm 90mm 23mm ，故 d3 d7 40mm 。

（3）轴段④、⑥的直径 该两段轴的直径相同。轴段③、④间的轴肩为定位轴肩，轴肩

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高度 a=(0.07~0.1)d3=(0.07~0.1)40=2.8~4mm，取 a 4mm ，则 d4=d3+2a=40+2?=48mm。因 为该轴肩间接给轴承内圈定位，故也可由手册查轴承的安装尺寸，得 d4min 49mm 。综合 考虑取 d4 d6 50mm 。

（4）轴段⑤的直径 轴段⑤为齿轮轴，故其直径与齿轮相同。

因齿根圆直径 df1 .108mm ，可以看出，若将小齿轮与轴分开制造，取轴段⑤的直径 d5 42mm ，由此查手册选择键 b h L 12mm 8mm 56mm ，则轮毂键槽底部和齿根圆 之间的厚度 x (d f1 d5 h)2 (.108 42 8)2 2.0mm ，厚度太薄，小于 2.5mn=2.5×2 =5mm。所以，选择齿轮轴方案是正确的。

3. 确定各段轴的长度

如图所示，已知齿轮轮齿宽度b1 70mm ；由减速器轴承旁螺栓装 拆空间决定的轴承座孔长度为 L 52mm 。为保证齿轮自由转动，齿轮 两端面与机座两内壁之间分别留△1=15mm 的间隙。同理，在带轮轮缘左端面与右轴承盖 之间留 18mm 的间隙。为了能挡住飞溅过来的润滑油，并将其甩在箱体内，挡油环和轴承 应按图布置。这里取 3 10mm ，挡油

环伸出内壁线 3mm。估计轴承端盖凸缘 厚度为 10mm。由此可推算出各轴段的 长度。

（1）轴段①的长度 参照教材图 7-4 带轮结构尺寸经验公式，带轮轮毂宽度

L1=(1.5~2)d1=(1.5~2) 28=42~56mm，考虑到键联接的强度，取 L1=58mm。

为保证轴端挡圈可靠的压在带轮轮毂的端面上，而不是压在轴的端面上，取轴段①的长 度 l 1 = 56mm。查手册选取键的尺寸为 b h L 8mm 7mm 50mm ；轴端挡圈的型号为 B40 。

（2）轴段②的长度 从图中可推出l2 50mm 。

（3）轴段③、⑦的长度 该两段轴的长度相同。从图中可推出l3 l7 38mm 。 （4）轴段④、⑥的长度 该两段轴的长度相同。从图中可推出l4 l6 12mm 。 （5）轴段⑤

的长度 即为齿轮宽度，l5 70mm 。

最后，作出齿轮、带轮轮缘、轴承各自宽度的中截面与轴线的交点 A、B、C、D，它们 为轴所受外力和支反力的作用点，并标出其间的跨距，以备下面校核轴的强度用。

4. 标注尺寸 将以上设计尺寸及选择的标准件规格标注在轴系结构方案图中，如图 17-3 所示。

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1．已知条件（根据前面的设计结果） 1）输出轴系结构方案，见图 17-3； 2）输出轴输入功率 P=PⅡ= 3.41 kW； 󰀀󰀀󰀀输出轴转速 n= nⅡ= 78 r/min； 输出轴输入转矩 T= TⅡ= 418 N m ； 2．设计内容 确定输出轴系零件的主要尺寸，包括轴、轴承、轴承座、键、密封圈、轴承盖等。参考 󰀀7 减速器输出轴系结构尺寸设计 3）大齿轮齿宽 b2 = 65 mm； 教材例题完成，并将设计结果标注在图 17-3 上。 0 1. 估算轴的最小直径（即轴段①的直径） 选择输出轴材料为 45 钢调质，查教材表 15-5 得材料系数 C = 110。轴工作时承受转矩 T 的作用，其最小直径 d1 应满足扭转强度条件 3.41mm d C 110 38.8mm 1 n 78 3P 3 󰀀考虑到轴段①上有一个键槽，为了补偿键槽对轴强度的削弱，将该直径放大 5%，即 d1 （1 5%）38.8 40.7mm 。为了使所选的轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器 的型号。 因带式运输机制造精度一般，两轴的对中性不会太好，又因轴的转速低、转矩较大及环 境多尘，故为了补偿偏差、承载、防尘，参照设计手册选择带罩壳的滚子链联轴器。查教 材表 14-5 取载荷系数 K=1.35，则计算转矩为 Tc=KT=1.35?18=5 N m 。根据计算转矩、 转速和初算直径，参照设计手册选择GL7F 联轴器 J1A42 84 ，即短圆柱形轴孔，孔径42mm， 孔长 84mm。故取 d1 42mm 。 0 确定各段轴的直径 0 1 ）轴段②的直径 轴段①、②间的轴肩为定位轴肩，轴肩高度 a=(0.07~0.1)d1= (0.07~0.1)42=2.9~4.2mm，取 a 3.5mm ，则 d2 d1 2a 49mm 。为了使所选的轴径与密 封圈内径相适应，故需同时选取密封圈的型号。 按 d2 49mm 查手册，选用毡圈 50 型密封圈，可确定轴的直径 d2 50mm 。 （2）轴段 ③、⑥的直径 该两段轴的直径相同。轴段②、③间的轴肩非定位轴肩，轴肩 高度 a 1 ~ 2mm 即可，取 d3 52mm 。但为了使所选直径与滚动轴承内径相适应，故需同 时选取滚动轴承的型号。 按 d3 52mm 查手册，考虑到该轴上只有斜齿轮，轴承受力比输入轴小，转速又低，故 选用深沟球轴承 6211 ，其内径、外径和宽度为 d D B 55mm 100mm 21mm ，故 d3 d6 55mm 。

（3）轴段④的直径 轴段③、④间的轴肩为非定位轴肩，轴肩高度 a 1 ~ 2mm 即可， 为便于齿轮中心孔的加工和检验，取 d4 60mm 。

（4）轴段⑤的直径 轴段④、⑤间的轴肩为定位轴肩，轴肩高度 a=(0.07~0.1)d4=

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(0.07~0.1)60=4.2~6mm，取 a 5mm ，则 d5 d4 2a 70mm 。因为该轴肩间接给轴承内 圈定位，故也可由手册查轴承的安装尺寸，得 d5min mm 。综合考虑取 d5 70mm 。

3. 确定各段轴的长度

如图所示，已知齿轮轮齿宽度b2 65mm ；由减速器轴承旁螺栓装拆空间决定的轴承座 孔长度为 L 52mm 。为保证齿轮自由转动，齿轮两端面与机座两内壁之间分别留 17.5mm 的间隙（因为大齿轮比小齿轮窄 5mm）。为了能挡住飞溅过来的润滑油，并将其甩在箱体 内，挡油环和轴承应按图布置。这里取

3 10mm ，挡油环伸出内壁线 3mm。

估计轴承端盖凸缘厚度为 10mm。由此 可推算出各轴段的长度。

（1）轴段①的长度 为保证两半联轴 器的端面能紧贴，该段轴长应短于联轴 器内孔长 84mm，故取轴段①的长度 l1 =

82mm。查手册，根据轴径选取键的尺寸为b h L 12mm 8mm 70mm 。 （2）轴 段②的长度 从图中可推出l2 45mm

（3）轴段③的长度 从图中可推出l3 52.5mm 。

（4）轴段④的长度 为保证挡油环能压紧齿轮的左端面，而不是压在轴肩上，故该段轴 长应短于齿轮轮毂宽度 65mm，故取 l4 63mm 。查手册，根据轴径选取键的尺寸为

b h L 18mm 11mm 56mm 。

（5）轴段⑤的长度 从图中可推出，l5 14.5mm 。 （6） 轴段⑥的长度 从图中可推出，l6 36mm 。

最后，作出齿轮、联轴器轮毂、轴承各自宽度的中截面与轴线的交点 E、A、B、C，它 们为轴所受外力和支反力的作用点，并标出其间的跨距，以备下面校核轴的强度用。

4. 标注尺寸 将以上设计尺寸及选择的标准件规格标注在轴系结构方案图中，如图 17-3 所示。

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󰀀󰀀󰀀8 减速器输入轴系键联接的强度校核 1．已知条件（根据前面的设计结果）

1）输入轴输入转矩 T= TⅠ= 98.84 N·m； 2）大带轮处轴径 d = 28 mm，键 A b h L ；轴的材料为 45 3）大带轮材料为 HT150 2．设计内容 校核大带轮与轴之间键联接的挤压强度。

8mm×7mm×50mm ； ；键的材料为 45 。

解 因键、轴的材料为钢，大带轮的材料为铸铁，故按铸铁材料、载荷为轻微冲击，查 教材表 13-1 得许用挤压应力[ p ] 55 MPa 。键联接的挤压强度为 p

4000T 4000 98.84 MPa 48MPa [ p ] ，安全。

h(L b)d 7 (50 -8) 28 9 减速器输入轴的强度校核 1．已知条件（根据前面的设计结果） 1）输入轴输入转矩 T= TⅠ= 98840 N·mm； 2）带的压轴力 FP= 1161 N； 3）小齿轮分度圆直径 d1 = 59.108 mm； 小齿轮齿根圆直径 df1 = .108 mm； 小齿轮的圆周力 Ft1 = 3344 N； 小齿轮的径向力 Fr1= 1240 N； 小齿轮的轴向力 Fa1= 657 N；（直齿轮时为零） 4) 轴的材料为 45 ；

5）轴的尺寸见图 17-3。 0

2．设计内容 参考教材例题，按弯扭组合强度条件校核输入轴的强度。 1. 作出轴的受力计算简图 如图 a 所示。带的压轴力方向暂不确定。 2．求轴的支反力，作轴的弯矩图（空间力系平面化） （1）仅考虑齿轮作用力时作水平面的弯矩图

如图 b 所示，水平面上两支点的径向反力为

1 F 1 3344N 1672N F F 2 RH1 RH2 2 t1

󰀀水平面上截面 B 处的弯矩为

M BH FRH1 71.5 1672 71.5N mm 1198N mm

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（2）仅考虑齿轮作用力时作垂直面的弯矩图 如图 c 所示，垂直面上两支点的径向反力为

1240 71.5 F d1 59.108

r1 71.5 F 657 a1

F

2

2

RV1

FF

r1

2 71.5

2 71.5

N

484N

RV2

󰀀 垂直面上支点 2（即右支点）的轴向反力为

FRV1 (1240 - 484)N 756N

FA2 Fa1 657N

垂直面上截面 B 左侧处的弯矩为 机械原理及零件

课程设计—带式运输机传动装置设计

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󰀀󰀀

󰀀M FRV1 71.5 484 71.5N mm 34606N BV mm

垂直面上截面 B 右侧处的弯矩为

MFRV2 71.5 756 71.5N mm 0N BV mm

󰀀（3）仅考虑齿轮作用力时作合成弯矩图 如图 d 所示，轴上截面 B 左侧处的合成弯矩为

M2 2 2 BHV

M M2

BH BV 119848 34606 N mm 124744N mm 轴上截面 B 右侧处的合成弯矩为

M2 2 2 2 BHV

MM

BH BV 119848 0 N mm 131474N mm

󰀀（4）仅考虑带压轴力时作轴的弯矩图 如图 e 所示，此时轴两支点的径向反力为 󰀀

F1161 󰀀

P 79.5 79.5 󰀀F2 RP1 N

71.5 2 71.5 5N FRP2 FP FRP1 (1161 5)N 1806N 轴上截面 B 处的弯矩为 M BP FRP1 71.5 5 71.5N mm 46118N mm 轴上截面 C 处的弯矩为 M CP FP 88.5 1161 79.5N mm 92300N mm （5）作总弯矩图 按最不利的情况考虑，假设图 c 所示的合成弯矩与图 e 所示带压轴力引起的弯矩共面且 ，将两者直接相加，则得到轴的总弯矩图如图 f 所示。 轴上截面 B 左侧处的总弯矩为

M

B

M BHV M BP (124744 46118)N 轴上截面 B 右侧处的总弯矩为

M

M BHV M BBP (131474 46118)N 󰀀 轴上截面 C 处的总弯矩为 M C 3 ．作轴如图 4．校核

同向 mm 170862N mm

mm

从总弯矩图和扭矩图看，齿轮的中截面 B 右侧处的弯矩最大，且有扭矩，应该是一个危 险截面。从图 17-3 所示轴系结构图看，轴右边的轴颈中截面 C 处也可能比较危险，因此处

机械原理及零件 - 20 -课程设计—带式运输机传动装置设计

󰀀 直径较小，且弯矩比较大。下边按式（15-3）分别校核轴上 B、C 截面的强度。 按 45 钢由教材表 14-6 查得[ 1 ] 60MPa ，取扭剪应力折算系数 0.6 ，分别将轴 B 截 面的直径即齿根圆直径 df1 .108mm 、C 截面的直径 d 40mm 代入式（15-3）有

( T ) 177592 (0.6 98840) MPa 12MPa 3 W 0.1 .108 [ 1 ] Be M C 2 ( T )2 923002 (0.6 98840) 2 ] MPa 17MPa [ 30.1 40 Ce W 1 M2 B 2 2 2 所以轴的强度满足要求。 5. 计算轴的总支反力 参考图 b、c、e 中轴所受支反力的方向，按照受力最不利的情况考虑，支点 1（即左支 点）的总径向反力为 FR1 FRH1 FRV1 FRP1 (1672 484 719)N 2386N 支点 2（即右支点）的总径向反力 FR2 、总轴向反力 FA2 分别为 FR2 FRH2 FRV2 FRP2 (1672 756 1806)N 31N 轴的支反力即为轴承受到的作用力，在进行轴承寿命计算时要用到。 22222222 FA2 Fa1 657N - 21 -

机械原理及零件 课程设计—带式运输机传动装置设计 󰀀10 减速器输入轴轴承的寿命校核 1．已知条件（根据前面的设计结果） 1）输入轴轴承名称及代号： 深沟球轴承 6308 ； 2）左轴承受到的径向力 FR1= 2386 N； 右轴承受到的径向力 FR2= 31 N； 󰀀轴所受到的轴向外载荷，即斜齿轮的轴向力 Fa1= 657 N；（直齿轮时为零） 4) 输入轴转速 n= nⅠ= 343 r/min； 5）两班制工作，载荷较平稳，环境温度 35℃，使用期限 10 年，4 年一次大修。 2．设计内容 参考教材例题，校核输入轴轴承的寿命。 0 1. 计算轴承 1、2 的当量动载荷 作出轴的轴向力受力图，如图所示。由于深沟球轴承的公称接触角 0 ，故其承受径向 载荷时不产生派生轴向力。此时，两轴承的轴向载荷分别为 FA1 0 ， FA2 Fa1 657N 2. 计算轴承 1、2 的当量动载荷 根据深沟球轴承 6308 查轴承手册，得到轴承的径向基本额定静载荷C0r 24000N ，径向 基 本 额 定 动 载 荷 Cr 40800N 。 因 轴 承 1 只 承 受 径 向 载 荷 ， 故 其 当 量 动 载 荷 为 P1 FR1 2386N 按手册中的公式作计算 FA2 C0r 65724000 0.027 ， 查得判别系数 F657 e 0.22 。而 A2 FR2 31 故 P2 FR2 31N 3. 计算轴承 1、2 的寿命 按式 15-7 计算轴承寿命。因两轴承相同，但 P2 P1 ，故以 P2 为计算依据。因工作温度正 常，查教材表 15-8 得 ft 1 ；又因工作载荷较平稳，查教材表 15-9 得 fP 1.2 ；球轴承， 取 3 。所以有 0.18 e Lh2 10 f t Cr 6 10 6 40800 3 60n f P P2 60 343 1.2 31 h 39567h 󰀀按每天两班制工作，每年按 300 天计算，则 Lh 2 折算为以年（y）为单位时为 L󰀀h 2 39567 y 󰀀 2 8 2 8 8.23y

󰀀

L 300 300

y2

轴承属易损件，其寿命已超过了大修期，故满足使用要求。

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󰀀11 减速器附件及箱体结构设计（参考图 17-2） 附件及其 功用（打勾，可多选） 设计原则（打勾，可多选） 它结构 散热；防爆； 平衡内外压强，防止渗油 ； 应布置在顶部；应防止通气孔堵塞；应便于 透气器 防止零件破坏 清洁；结构和尺寸查手册确定 观察齿轮工作情况；补充润滑油； 维修； 应布置在顶部，且便于观察的位置；尺寸大 视孔(盖) 散热 小以能看清内部齿轮为准；尺寸查手册确定 箱盖上的 加工时吊箱盖；装配时吊箱盖；维修时吊 要考虑安全性；尺寸要考虑减速器的自重和 吊耳 箱盖； 运输和安装时吊整机 起吊惯性；布置要考虑减速器重心的位置和 平衡，防止起吊时翻转；要便于起吊；结构 箱体上的 加工时吊箱体；装配时吊箱体；运输和安 和尺寸查手册确定； 结构和尺寸通过强度计 吊耳 装时吊整机；维修时吊整机； 算确定 联接箱盖和箱体； 定位箱盖和箱体；对准 数目根据减速器大小确定，至少两个；布置 箱盖和箱体上的联接螺栓孔；对准箱盖和 定位销 应使定位具有唯一性，不要对称布置，避免 箱体上的两半轴承孔，使其安装位置与加 装错 工位置重合，保证其位置精度 联接箱盖和箱体；箱盖和箱体定位； 顶起 数目根据减速器大小确定，至少一个；布置 起盖螺钉 箱盖； 顶起箱体 应便于操作 加注润滑油；排废油；透气； 测量润滑油 结构和尺寸查手册确定；布置时应先确定油 油标（孔） 的多少 面，再确定位置，要便于观察、加工和装拆 油塞（螺 布置在便于排油的方位，且在箱体的最低部， 加注润滑油； 排废油； 防止漏油；透气 塞） 以便将废油排干净，同时要防止漏油 箱体壁厚 箱盖壁厚 δ = 8 mm（前面设计结果） 封闭作用；支承作用，承受作用力 δ1 = 8 mm（前面设计结果） 箱盖凸缘 厚度 厚度 安装联接螺栓；安装定位销；防止渗油； b1 = 1.5δ1 = 1.5×8=12 mm 箱体凸缘 美观 1.5×8=12mm b = 1.5δ = 箱体底凸 安装地脚螺栓；承受减速器重量；承受工 缘厚度 作载荷； 美观 b2= 2.5δ = 2.5×8=20 mm 箱盖肋厚 m1 ≈ 0.85δ1 = 0.85× 8=6.8 取 m1 =7mm mm 增加轴承座的强度和刚度；增加散热面积； 箱体肋厚 美观 m ≈ 0.85δ = 0.85×8=6.8 mm 取 m =7mm

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󰀀机械原理及零件

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