链板式运输机传动装置设计

机械基础综合课程设计说明书

设计题目： 链板式运输机传动装置设计 学 院： 机械工程学院 专业年级： 机械11级 姓 名： 班级学号： 指导教师：

二ＯＯ一二 年 九 月 十四 日

目 录

一、 课程设计任务书-----------------------------------------------------1 二、 传动方案的拟定与分析---------------------------------------------2 三、 电动机的选择--------------------------------------------------------3 四、 计算总传动比及分配各级传动比----------------------------------4 五、 动力学参数计算----------------------------------------------------- 5 六、 传动零件的设计计算------------------------------------------------6 七、 轴的设计计算--------------------------------------------------------9 八、 滚动轴承的选择及校核计算---------------------------------------12 九、 键连接的选择及校核计算------------------------------------------14 十、 联轴器的选择及校核计算------------------------------------------15 十一、减速器的润滑与密封------------------------------------------------16 十二、箱体及附件的结构设计---------------------------------------------17 设计小结---------------------------------------------------------------------18 参考文献--------------------------------------------------------------------19

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一、课程设计任务书

设计一用于链板式运输机传动装置，其为圆锥-圆柱斜齿齿轮减速器。链条有效拉力F=11000N,链速V=0.35m/s,链节距为38.1mm,小链轮齿数21。每日两班制，寿命10年，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为5%。

1-电动机；2、4-联轴器；3-圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5-开式齿轮传动；6-输送链的小

链轮

链板式运输机传动示意图

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二、传动方案的拟定与分析

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2、选择电动机 2.1电动机容量 2.1.1链轮的输出功率 Fv110000.35P3.85kw 由F=1000 ,知 PW10001000V 2.1.2电动机输出功率 Pd取Pw 10.96链轮20.96开齿轮30.99联轴器40.98滚动轴承5=0.96圆锥齿轮60.97圆柱斜齿轮 =123456=0.808 故 Pd253.854.76KW 0.8082.1.3电动机额定功率 由此可知选取型号为Y132S-4，功率为5.5KW,n=1440r/min. 3、计算传动装置的运动和动力参数 3.1对于链轮输出功率与转速 V601000ZnwP26.25rmin 可知 nwZP6010003.2传动装置的总传动比 Innw144026.2554.857 3.3分配各级传动比 选择圆锥齿轮i13,圆柱斜齿齿轮i24.6，链轮传动比i34， 3.4各轴转速 共6根轴，各轴序号如简图 n11440rmin F=11kN V=0.35m/s 对于小链轮 Z=21 P=3.85kw η总=0.808 Pd=4.76kw 电动机的型号为Y132S-4 Ped=5.5kw nm=1440r/min。

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n2n11440rmin n3n21440480rmin i13n4n3480104.34rmin i24.6n5n4104.34rmin n6n526rmin i33.5各轴输入功率： P15.5kw p2p135.445kw P3P2545.16kw P4P3644.95kw P5P4344.84kw P6P5144.59kw 3.6各轴输入转距： T19550P1n195505.5144036.48Nm T29550P2n236.11Nm T39550p3T49550P4T59550P5T69550P6n3n4n5n6102.66Nm 453.06Nm 442.99Nm 1685.94Nm

i=54.857 i1=3 i2=4.6 i3=4 n1=1440r/min n2=1440r/min n3=480r/min n4=104.34 r/min n5=104.34 r/min n6=26r/min P1=5.5kw P2=5.445kw P3=5.16kw P4=4.95kw P5=4.84kw P6=4.59kw T1=36.48N.m T2=36.11N.m T3=102.66N.m T4=453.06N.m T5=442.99N.m T6=1685.94N.m 机械基础综合课程设计设计计算说明书

4.传动件的设计计算 4.1圆锥直齿齿轮设计 4.1. 1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数 1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精 度 2）材料选择 由《机械设计（第八版）》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，二者材料硬度差为40HBS 3）选小齿轮齿数为Z125,大齿轮齿数Z225375 4.1.2.按齿面接触疲劳强度设计 Z1=25 Z2=75 2排数为1 zEKtT1 d1t2.923KA=1.1 1-0.52u HRRKz=1.22 Pca=4.84KW (1).确定公式内各计算数值 1）.试选载荷系数kt1.8 2）.小齿轮传递转距 kt1.8 T1=36.11N.m 3）.由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数R0.33 u=1.341m/s 4）.由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数润滑为油盘飞溅 ZE1.8MPa1/2 小齿轮材料为40Cr（调质），5）.由《机械设计（第八版）》图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强硬度为度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa 280HBS，大齿轮材料为456）.计算应力循环次数 钢（调质），硬度为240HBS， N160n2jLH601440128300104.1472109 二者材料硬度差为40HBS

95.5105P2T13.611104Nmm n2机械基础综合课程设计设计计算说明书

5.04581091.0368109 N24 Hlim1=600Mpa 7).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数Hlim2=550Mpa KHN10.8,KHN20.92 N1=4.1472×109 8).计算接触疲劳许用应力 N2=1.0368×109 取失效率为1%，安全系数S=1，故 KHN1=0.8 Klim1KHN2=0.92 Klim2480MPaH2HN2506MPa H1HN1 SS[H]1=480Mpa (2).计算 [H]2=506Mpa 1).试算小齿轮分度圆直径dt1, 2 1.83.6111041.8 d1t2.923＝65.02mm 2 4800.3310.50.334 2).计算圆周速度 dt1n165.021440 4.902ms Vd1t=65.02mm 601000601000V=4.092m/s 3).计算载荷系数 根据V=4.902m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数kv1.15 直齿轮 KHKF=1,由表10-2查得使用系数KA1.5 根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得 KHhe1.25，则KHKF1.5KHhe1.51.251.875 接触强度载荷系数KKAKVKHKH3.23 kv1.15 4).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 dm1dt135).计算模数mn KA1.5 Kv=1.08 KH1 KF1 K3.2365.02353.396mm Kt1.8KHhe1.25

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mn 取整为3mm dm153.3963.136mm Z125KH1.5 KF1.5 d1=79.01㎜ 6)．计算齿轮相关系数 d1mz132575d2mz23752254arccos1410' 1arccos2161u129017550'Rd1u1118.5mm22mn=3.136㎜ 取mn=3㎜ u7)．圆整并确定齿宽 bRR0.33118.539.105 圆整取b145mm,b240mm d1=75 d2=225 114。10' 4.2圆柱斜齿轮设计 4.2. 1. 选定齿轮的精度等级、材料及齿数 275。50' R=118.5㎜ 1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 B2=70㎜ 2）材料选择 由表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，二者材料硬度差B1=65㎜ 为40HBS 3）选小齿轮齿数为Z123,大齿轮齿数Z2234.6106, 4 ) 选取螺旋角。初选螺旋角14o 4.2.2.按齿面接触疲劳强度设计 2KtT1u1ZHZE d1t3 duH（1）.公式内各计算值 1).试选Kt1.6 2).由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数ZH=2.433

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3).由《机械设计（第八版）》图10-26查得10.74，20.87，对于圆柱斜齿则121.61 4).小齿轮传递转距 轮 选取 Z1=23 Z2=106 95.5105P3T31.0266105Nmm n35).由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数d1 14。 6).由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数Kt=1.6 ZE1.8MPa1/2 7).由《机械设计（第八版）》图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度ZH=2.433 极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa 8).应力循环次数 N160n3jLH60480128365101.68109 10.74 20.87 1.61 T3=102.66N.m N21.68103.65108 4.69d1 1/2Z E=1.8MPa 9).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10.95,KHN20.98 10).计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%，安全系数S=1，故 Hlim1600MPa Hlim2550MPa N1=1.68×109 N2=3.65×108 KHN1=0.95 KHN2=0.98 按接触疲劳许用应力 Klim1570MPa H1HN1S H2Klim2HN2539MPa S11).许用接触应力 H（2）.计算 H1H22554.5MPa S=1 [H]1=570MPa [H]2=539MPa

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1). 试算小齿轮分度圆直径d1t 52[H]=554.5MPa d1t321.61.3874105.82.4331.8＝60.4mm 11.6314.85.3 2).计算圆周速度 V d1tn260100060.43606010001.14ms dlt=60.4㎜ 3).计算齿宽b及模数mnt bdd1t160.460.4mm mntd1tcos55.cos142.35mm z123V=1.14m/s b=60.4㎜ mnt=2.35㎜ h=5.28㎜ b/h=10.53 h2.25mnt2.252.355.28mm 55. bh10.53 5.28 4).计算纵向重合度 0.318dz1tan1.824 5).计算载荷系数K 由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数KA1.5 根据v=2.96m/s，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得 动载荷系数KV1.02,由表10-4查得KH1.309,由图10-13查 得KF1.32,由表10-3查得 KHKF1.1 故载荷系数 KKAKVKHKH2.33 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1.824 KA=1.5 KV=1.02 KH=1.309 KF=1.32 K=2.33

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d1d1t3 7).计算模数mn K2.3355.363.07mm Kt1.6 mn 取整为3mm 8）几何尺寸计算 （1）.计算中心距 ad1cos63.07cos142.66mm z123 d1=63.07mm mN=2.66mm 按弯曲强度计算 a=200mm z1z2mn231063199.42mm 2cos2cos14 将中心距圆整为200mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 zzm arccos12n2a231063arccos1438' 220014。38' d1=71.1㎜ d2=327.7㎜ b=71.1mm B1=71mm B2=76mm 因β值改变不多，故,K,ZH等值不必修正。 （3）.计算大、小齿轮的分度圆直径 z1mn71.1mmcos z2mnd2327.7mmcosd1 （4）.计算齿轮宽度 bdd1171.171.1mm ，B176mm 圆整后取 B271mm 4.2.3.按齿根弯曲强度设计 22KTYcosYFaYSa13 mn dz12[F]

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（1）.确定计算参数 1）.计算载荷系数 KKAKVKFKF1.51.081.11.322.35 2）.根据纵向重合度1.824，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.858 K=2.35 Y0.858 ZV1=25.17 ZV2=116.04 YFa1=2.69 10-5查得YFa2=2.18 YSa1=1.575 YSa2=1.79 3）.计算当量齿数 ZV1 ZV2Z12325.1733coscos14Z2106116.0433coscos14 4）.查取齿形系数和应力校正系数 由《机械设计（第八版）》表YF12.69，YF22.18,Ys11.575，Ys21.79 5）．由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1440MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2425MPa 6）．由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数 FE1440MPa KFN10.,KFN20.93 7）．计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 YY 8）.计算大、小齿轮的FaSa并加以比较 [F]FE2425MPa KFN1=0. KFN2=0.93 S=1.4 [F]1=279.7 MPa [YF1YS1 F12.691.5750.0151469279.712.181.790.01382282.32YF2YS2F]2=282.32 F2MPa mn1.849mm 大齿轮的数值大。 （2）.设计计算

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5222.351.0266100.858cos14mn30.013821.849mm 21231.61取 mn=3 Z1=23.01 Z2=106 圆整 mn3 故 z1d1cos71.1cos1423.01 mn3 取z123，则z2uz14.623106 4.3开式齿轮 4.3.1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动 2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度 3）材料选择 由表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，二者材料硬度差为40HBS 4）选小齿轮齿数为Z121,大齿轮齿数Z221484 对于开式齿轮 选取 Z1=21 4.3.2.按齿面接触疲劳强度设计 zEKtT1u1 d1t2.323 udH（1）.确定公式内各计算数值 1）.试选载荷系数kt1.3 2）.小齿轮传递转距 2Z2=84 T195.510P44.43105Nmm n45 3）.由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数d1

Kt=1.3 机械基础综合课程设计设计计算说明书

4）.由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数T1=443N.m ZE1.8MPa1/2 5).由《机械设计（第八版）》图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa 6).计算应力循环次数 N160n4jLH60104.34128365103.656108 d1 ZE=1.8MPa1/2 3.6561080.914107 N24Hlim1600 7).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数MPa KHN10.96,KHN20.99 8).计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%，安全系数S=1，故 MPa Hlim2550 N1=3.656×108 N2=0.914×107 H1KHN1lim1S0.96600576MPa1 H2KHN2lim2S（2）.计算 0.99550544.5MPa KHN1=0.96 KHN2=0.99 S=1 [H]1=576MPa [H]2=544.5MPa 1）. 试算小齿轮分度圆直径dt1,代入H中较小的值 41.34.431051.8 d1t2.323102.98mm ＝14544.52 2).计算圆周速度 V 3)．计算齿宽b bdd1t1102.98102.98mm 4)．计算齿宽与齿高之比

d1tn4601000102.98104.346010000.56ms dlt102.98㎜ 机械基础综合课程设计设计计算说明书

d102.984.9mm 模数 mt1tz121齿高 h2.25mt2.254.911.03mm V=0.56m/s b=102.98㎜ mt=4.9㎜ b102.989.34 h11.03 5).计算载荷系数K 由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数KA1 根据v=0.56m/s，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载荷系数KV1.01,由《机械设计（第八版）》表10-4查得h=11.03㎜ b/h=9.34 》图10-13查得KF1.28,由表KH1.323,由《机械设计（第八版）10-3查得KFKH1 故载荷系数 KKAKVKHKH11.0111.3231.336 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1d1t3 7).计算模数m KV=1.01 KH1.323 KF1.28 KFKH1.1 K1.336102.983103.92mm Kt1.3d103.924.915mm m1z121 取整m为5 4.3. 4.几何尺寸计算 （1）. 计算分度圆直径 K=1.336 d1=103.92㎜ m=4.015mm 圆整m=5 d1mz1426104mmd2mz24104416mm

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（2）. 计算中心距 a （3）. 计算齿轮宽度 bdd11104104mm 圆整后取 B1110mm,B2105mm d1=104㎜ d2=416㎜ a=260㎜ b=104 B1=110㎜ B2=105㎜ P1=5.445kw d1d2104416260mm 22 5、轴的设计计算 5.1输入轴设计 5.1.1、求输入轴上的功率P1、转速n2和转矩T2 P25.445kw，n21440r/min,T236.11Nm 5.1.2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为 dm1d1(10.5R)mz1(10.50.33)325(10.330.5)62.625 而 2T2236.11103Ft1153Ndm162.625n1=1440r/min T1=36.11N.m dm1=62.6㎜ FrFttancos11153tan20cos14.10407N FFttansin11153tan20sin14.10102N 5.1.3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机 Ft=1153N Fr=407N Fa=102N

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械设计（第八版）》表15-3，取A0112，得dminA03 5.44517.9mm，1440 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与 联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩TcaKAT2，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于 转矩变化很小，故取KA1.3，则 TcaKAT21.33611046943Nmm A0=112 dmin=17.9㎜ 查《机械设计课程设计》选LT3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 125000Nmm，半联轴器的孔径d120mm，故取d1220mm，半联轴 器长度l52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。 (2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 5.1.4.轴的结构设计 （1）. 拟定轴上零件的装配方案如下 1）.为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故 取2-3段的直径d2327mm 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单 列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2327mm，由《机械设计课程

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设计手册》初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7206C，其尺寸为dDB30mm62mm16mm，d34d5630mm,而l3416mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设d1220mmd2327mmd3430mmd4537mmd5630mmd6725mm 计》查得7206C型轴承的定位轴肩高度h2.5mm，因此取d4535mm 3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6725mm；为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取l5615mm。 4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求， 求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm，故取l2350mm l1252mml2350mml3416mml45116.8mml5615.16mml6770mm 5）锥齿轮轮毂长度为.9mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 l6770mm 117mm 6）由于Lb2La，故取l（3）.轴上的周向定位 45圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67由表6-1查得平键截面 bh8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮 H7 与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为k6；滚动轴承 与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 （4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 5.2中间轴设计 5.2.1、求输入轴上的功率P3、转速n3和转矩T3

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P35.16kw,n3480r/min,T3102.66Nm 5.2.2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为 d1mz132369mm 而 2T32102.66103Ft12975.65Ndm169 Fr1Ft1tanntan202975.651116.2N coscos14F1Ft1tan2975.65tan14741.91N已知圆锥齿轮的平均分度圆直径为 dm2d2(10.5R)mz2(10.50.33)187.87mm 而 Ft22T32102.66101092.88Ndm2187.87 3d1=69mm Ft1=2975.65N Fr1=1116.2N Fa1=741.91N dm=187.87mm Fr2Ft2tancos297.58NF2Ft2tansin2385.62N 5.2.3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40cr（调质），根据《机械设计（第Ft2=1092.88N Fr2=97.58N Fa2=385.62N 八版）》表15-3，取A0108，得dminA03径显然是安装滚动轴承的直径d12和d56 5.2323.94mm，2轴的最小直 480 5.2.4.轴的结构设计 （1）. 拟定轴上零件的装配方案如下

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(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，故选用单 列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12d5623.94mm，由《机械 设计课程设计》初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承 7207，其尺寸为dDB35mm72mm17mm，d12d5635mm,这 对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》查得7208型 轴承的定位轴肩高度h2.5因此取套筒直径40mm。 2）取安装齿轮处的轴段d23d4540mm；锥齿轮左端与左轴承之 间采用套筒定位，已知锥齿轮毂长L=55mm，为了使套筒端面可靠地压紧 端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l2350mm，齿轮的右端面采用轴 间定位，轴间高度h0.07d，故取h4mm，则轴环处的直径为 d3448mm。 d1-2=35mm d2-3=40mm d3-4=48mm d4-5=40mm 3）已知圆柱斜齿轮齿宽B176mm，为使套筒端面可靠地压紧端面，此轴应略短于轮毂长，故取l4572mm。 4）箱体—小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取d5-6=35mm l1256mm，l3-410.mm，l5653mm。 （3）.轴上的周向定位

L1-2=56mm L2-3=50m 机械基础综合课程设计设计计算说明书

圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由表6-1查得平键截面L3-4=10mm bh12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为保证齿轮L4-5=72mm L5-6=53mm 与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；圆柱齿轮 m6 的周向定位采用平键连接，按d45由表6-1查得平键截面 bh12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮 H7与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承 m6与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 （4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 垂直面V FNV1747.7N 5.2.5.求轴上的载荷 载荷 支反力F FNH22253.86N FNV2466.08N 水平面H FNH11814.67N MV152.712Nmm弯矩M MH1127.93NmmMH2179.18Nmm MV237.05NmmMV316.48NmmMV411.45Nmm总弯矩 扭矩T MmaxMH12MV22182.97Nmm T102.66Nm

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FNH11814.67N5.3输出轴设计 5.3.1、求输入轴上的功率P4、转速n4和转矩T4 5.3.2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为 d2mz23106318mm 而 2T42435.06103Ft2736Nd2318tann FrFt 1026NcosFFttan682.16NFNV1747.7NFNH22253.86NFNV2466.08NMH1127.93NmmMH2179.18NmmMV152.712NmmMV237.05NmmMV316.48NmmMV411.45Nmm 圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示 d2318mmFt2736NFr1026NF682.16N

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A0=112 dmin=40.6mm 5.3.3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0112，得dminA034.9540.6mm， 104.34 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与 联轴器的孔径相适应，故需同时选取连轴器型号。 联轴器的计算转矩TcaKAT，查表14-1，由于转矩变化很小，故取 KA1.3，则 TKT1.34530605878Nmm caA4 查《机械设计课程设计》选LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为

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2500000Nmm，半联轴器的孔径d142mm，故取d1242mm，半联 轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 5.3.4.轴的结构设计 （1）. 拟定轴上零件的装配方案如下 d1242mmd2355mmd3460mmd4570mm d5676mmd6767mmd7860mm (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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2355mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径l12112mml2350mml3421mml4574.5mm l568mmD56mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm，l12112mm。 l6767mml78mm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单 列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2355mm，由《机械设计课程 设计》初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7217C，其尺寸为dDB60mm110mm22mm ，d34d7860mm,而 l3421mm。 3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计手册》查得7217C型轴承的定位轴肩高度h5mm，因此取d4570mm，齿轮

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右端和右轴承之间采用套筒定位，已知斜齿轮齿宽为76mm，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 l6767mm,d6767mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故取h5mm，则轴环处的直径为d5674mm。轴环宽度 b1.4h，故取l568mm 4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添 加润滑油的要求， 求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距l30mm，故取l2350mm 5）箱体—小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取l4574.5mm,l78mm。 （3）.轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接，按d67由《机械设计（第 八版）》表6-1查得平键截面bh20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工， 长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂 与轴的配合为H7；同样半联轴器与轴连接，选用平键14mm×9mm×70mm, m6H7；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保 m6 半联轴器与轴的配合为证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 （4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 5.3.5.求轴上的载荷

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载荷 水平面H FNH11035N 垂直面V FNV1388N FNV2638N FNH11035N FNV1388N FNH21701N FNV2638N 支反力F FNH21701N 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH136Nm MV51Nm MMH2MV12145Nm T4453.06Nm MH136Nm MV51Nm 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，6.按弯扭合成应力校核轴的强度 ca6.7MPa 取0.6，轴的计算应力 2caM2(T2)26.7MPa W 前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1 查得160MPa，ca1，故安全。 截面7右侧受应力最大 （2）. 截面7右侧 抗弯截面系数 W0.1d30.160321600mm3 5.3.6.精确校核轴的疲劳强度 精确校核轴的疲劳强度 （1）. 判断危险截面 WT43200mm3

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抗扭截面系数 M145NmmWT0.2d43200mm 截面7右侧弯矩M为 M145Nmm 33 T4453.06Nmm 截面7上的扭矩T1为 T4453.06Nmm b6.7MPa 截面上的弯曲应力 M145000b6.7MPa W21600T10.5MPa 截面上的扭转切应力 TT445306010.5MPa WT43200轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计（第八版）》表15-1查得B0MPa,1275MPa,1155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数b及按《机械设计（第八版）》附表3-2查取。因2.001.32 q0.82q0.85r2.0D650.033，1.08，经插值后查得 d60d60 b2.00,t1.32 又由《机械设计（第八版）》附图3-1可得轴的材料敏感系数为 q0.82,q0.85 k1.82k1.27 故有效应力集中系数为 0.73 0.86 0.92 k1q(b1)10.82(21)1.82k1q(T1)10.85(1.321)1.27由《机械设计（第八版）》附图3-2查得尺寸系数0.73，由《机械设计（第八版）》附图3-3查得扭转尺寸系数0.86

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轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 K2.58K1.56 0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 KKk112.5811.56k10.1 0.05 又取碳钢的特性系数 0.1,0.05 计算安全系数Sca值 S17.20S13.1 Sca10.37 127517.20Km2.586.20.101155S13.1 14.814.8km1.510.05S22ScSSSS2210.37S1.5故可知安全。 6、滚动轴承的选择及计算 e0.31 6.1输入轴滚动轴承计算 =10/3 初步选择滚动轴承，由《机械设计课程设计》初步选取0基本游隙组，C=23000N 标准精度级的圆锥滚子轴承;7206C，其尺寸为Y=1.71 dDB30mm62mm16mm，e0.31, =10/3,,C=23000N,Y=1.71 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1670N FNV1516N FNH1670N

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FNH21823N FNV2923N FNV1516N FNH21823NFr1516N,Fr2923N F516Fd1r1152N2Y21.71则 Fr2923Fd2271N2Y21.71FNV2923N Fd1152N Fd2271N F102N,fp1.5 F1Fd1F152102254NF2Fd2271NF12540.49eFr1516F22710.29eFr2923 F102N F1254N F2271N 故 Pr1fp(0.4Fr1YF1）1.5（0.45161.71254)957.3Pr2Fr2923N6 10cr Ln60nPr1023000601440957.361030.79106h5.84104h， e0.31 故合格 6.2中间轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承，由《机械设计课程设计》初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7207C，其尺寸为dDB35mm72mm17mm，F358.62N e0.31,cr33200N,Y1.71,F358.62N 载荷 支反力F 水平面H FNH11814.67N cr33200N Y1.71 垂直面V FNV1747.7N FNH11814.67NFNV1747.7N

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FNH22253.86N FNV2466.08N FNH22253.86NFNV2466.08NFr1747.7N,Fr2466.08N F747.7Fd1r1218.6N2Y21.71则 Fr2466.08Fd2136.3N2Y21.17Fd1218.6N Fd2136.3N F1604.22N F1Fd1F358.62218.6604.22NF2Fd2136.3NF1604.220.8eFr1747.7F2136.30.29eFr2466.8F2136.3N 故 Pr1fp(0.4Fr1YF1）1.5（0.4747.71.71604.22)1998.4NPr2Fr2466.08N10cr60nPr6Pr11998.4N Pr2466.08N 故 Ln故合格 1033200604801998.461030.4106h5.84104h， FNH11035N FNV1388N FNH21701N 6.3输出轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承，由《机械设计课程设计》初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7212C，其尺寸为dDB60mm110mm22mm，e0.35,cr61000KN,Y1.71,F682.16 载荷 支反力F FNH21701N FNV2638N 水平面H FNH11035N 垂直面V FNV1388N FNV2638N Fr2638N Fr1388N Fr1388N,Fr2638N

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Fd1则Fd2Fr1388114N2Y21.7 Fr2638168.5N2Y21.71Fd1114N Fd2168.5 F1796.16N F1Fd1F114682.16796.16NF2Fd2168.5NF1796.162eFr1388F2168.50.26eFr2638 F2168.5N 故 故 LnPr1fp(0.4Fr1YF1）1.5（0.43881.71796.16)227495NPr2Fr2638N10cr60nPr6106100060104.342274.956103697.8107h5.84104h， 故合格 7、联轴器的选择 在轴的计算中已选定联轴器型号。

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输入轴选LT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm，半联轴器的孔径d120mm，故取d1220mm，半联轴器长度L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。 输出轴选选LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000Nmm，半联轴器的孔径d142mm，故取d1242mm，半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 8、减速器装配图的设计

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箱体主要结构尺寸的确定 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘壁厚 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地角螺栓直径 地角螺栓数目 轴承旁连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 符号 齿轮减速器 12mm 12mm 18mm 18mm 30mm M20 4 M16 M10 M8 统一取26mm 统一取24mm 24mm 56mm 16mm 16mm  1 b1 b b2 df n d1 d3 d4 C1 dfd1d2至外箱壁距离 dfd2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖箱座肋厚 C2 R1 l1 1 2 m m1 m11mm,m111mm 盖与座连接螺栓直径 d2 M12

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9、润滑与密封 齿轮采用浸油润滑，由《机械设计课程设计手册》选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度v12m/s时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。由于小圆锥齿轮v6.47m/s2m/s，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。 对于滚动轴承，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不易流失，同时也能形成滑动表面完全分开的一层薄膜。 密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。 10、设计小结 这次关于链板式运输机传动装置上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正意义上的理论联系实际，深入了解设计概念和设计过

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程的实践体验，对于提高我们的机械设计综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。 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》、《机械制图》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与术基础》、《工程材料》、《机械设计课程设计》等于一体。 这次的课程设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关选修的理论，结合生产实际反应解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 本次设计得到了指导老师的细心帮助和指导，衷心感谢邓老师的指导和帮助，设计中还存在不少错误和缺点，需要继续学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计思维和习惯从而提高设计实践操作能力。 参考文献 1、宋宝玉，王连明主编，机械设计课程设计，第3版。哈尔滨：哈滨工业大学出版社，2008年1月。 2、濮良贵，纪明刚主编，机械设计，第8版。北京：高等教育出版社，

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2006年5月。 3、蔡春源主编，机械设计手册齿轮传动，第4版，北京：机械工业出版社，2007年3月。 4、吴宗泽主编，机械零件设计手册，第10版，北京：机械工业出版社，2003年11月。 5、吴宗泽，罗圣国主编，机械课程设计手册，第3版，北京：高等教育出版社。 6、骆素君，朱诗顺主编. 机械设计课程设计简明手册，化学工业出版社，2000年8月。