安徽科技学院学号为10的带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器机械方案设计书课程方案设计书

机械设计课程设计目：带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器专业班级：车辆工程113班姓名：李正指导老师：陈丰老师1设计任务书一、课程设计的目的机械设计课程设计是《机械设计基础》课程最后一个重要的实践性教学环节，也是工科院校机械类专业学生第一次全面的机械设计训练。课程设计的目的为：1、综合运用机械设计课程及其它先修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。2、在课程设计实践中学习和掌握通用机械零部件、机械传动及一般机械设计的基本方法与步骤，培养学生工程设计能力，分析问题、解决问题的能力以及创新能力。3、提高学生在计算、制图、运用设计资料、进行经验估算、考虑技术决策等机械设计方面的基本技能。二、课程设计的内容与题目课程设计的内容包括：电动机的选择；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和连接件的选择及校核计算；箱体结构及附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在规定的学时数内，要求每个学生在设计中完成以下工作：①减速器装配图一张（A1号图纸）；②零件工作图2张（A3号图纸，轴一张、齿轮一张）；③只对中间轴进行校核计算；2④设计说明书1份，5000～6000字。题目2：设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器由于班级序号为10，故题号：E10，运输带工作拉力F/N：1750，运输带工作速度v(m/s)：1.35，卷筒直径D(mm)：240，工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5%。设计·根据任务书有以下设计方案：3传动装置的总体设计3.1电机选择设计内容计算及说明1、选择电按工作要求和工作条件选，选用用三相动机的笼型异步电动机，其机构为封闭式结构，类型电压为380V,Y型。2、选择电工作机的有效功率为：动机的PW=FV17501.35容量KW10002.36KW1000从电动机到工作机输送带间的总效率为：42a12345式中：1，2，3，4，5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和转筒的传动效率。取1=0.96,2=0.98,（滚子轴承），3=0.96，4=0.99，5=0.96，所以：a0.960.9840.9620.990.96=0.78所以电动机所需的功率：pw2.36pd3.03kwa0.78结果PW=2.36kW0.78Pd=3.03kw43、确定电卷筒轴工作转速为动机的601000v6010001.35转速nD3.14240107.48rminn=107.48r/min根据传动比的合理范围，取V带传动'的传动比i124,二级圆柱齿轮减速器传'动比i1840,则总传动比合理范围为ia'16160,故电动机转速的可选范围为n'di'an(16160)107.481719-17197rmin根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计课程设计选定电动机的型号为Y100L-2，其主要性能如下表所示:电动额定满载机型功率转速号/kwr/min堵转最大转速转矩额定额定转速转矩Y11428902.22.32M-253.2传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明1、总传动nm2890ia26.89比n107.482、分配传iai1i2i3动比考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，取i2i3，i12,故：i2ia=3.67;2i2i33.67计算及说明设计内容1、各轴的Ⅰ轴n1nm28901445rmin转数i12Ⅱ轴n2n11445i2393.73rmin3.67Ⅲ轴n2n2393.73i3107.28rmin3.67卷筒轴n卷n3107.28rmin结果ia26.89i12i23.67i3=3.67结果n11445rminn2393.73rminn2107.28rminn卷107.28rmin62、各轴的输出功率3、各轴的输出转矩Ⅰ轴：p1pd13.030.962.91kwⅡ轴：p2p1232.910.960.982.74kwⅢ轴：p3p2232.740.960.982.58kw卷筒轴：p卷p3242.580.980.992.50kwTd9550pd95503.0310.01Nm故nm2890Ⅰ轴：T19550p12.91mn1955019.23N1445Ⅱ轴：T29550p295502.7466.46Nmn2393.73Ⅲ轴：T29550p395502.58229.67Nmn3107.28卷筒轴：T29550p卷95502.50mn卷222.55N107.28p12.91kwp22.74kwp32.58kwp卷2.50kwTd10.01NmT119.23NmT266.46NmT2229.67NmT2222.55Nm将上述计算结果汇总与下表:带式传动装置的运动和动力参数轴名功率转矩转速传动比iP/kwT/N.mr/min电动3.0310.012890机轴2Ⅰ轴2.9119.2314457Ⅱ轴2.7466.46363.733.67Ⅲ轴2.58229.67107.283.67卷筒2.50222.55107.281轴4.传动件的设计4.1V带的设计设计内容1、带的型号的确定2、确定带轮的基准直径并验算带速计算及说明结果额定功率P=3.03kW普通V带根据工作情况由机械设计教材表8—7查的KA=1.2V带Z型Pca=KAPd=3.636kw根据功率Pca和小带轮转速nm=2870r/min按机械设计图8-11选择：普通V带Z型查机械设计表8-6和表8-8图8-11dd1=75mm取小轮基准直径dd1=75mmdd1nm11.34msv11.34ms带速v100060因为5msv30ms,故带速合适大轮基准直径dd2i1dd1275150mm8dd2150mm根据表8-8可得dd2150mm，不用圆整3、确定根据机械设计(8-20）V带的中（dd2）a0（dd）0.7dd12dd12心距a和初定中心距a0=400mm基准长度Ld由式（8-22）计算所需的基准长度Ld02a0(dd1dd2)(dd1dd2)221156.8mm由表8—2选带的基准长度Ld=1330mm.Ld=1330mm按式（8-23）计算实际中心距a；LdLd013301156.8aa040022487mm根据式（8-24）a=487mmamina0.015Ld466mm；amina0.015Ld527mm；中心距的变换范围466-527mm4、验算最小包角a1180odd1dd257.3a小带轮上191.61o90oa1191.61o的包角和计算带的9根数z计算带的根数z由dd1=80mm和nm=2890r/min,由表8-4a得P0=0.56kW。根据nm=2890r/min，i=2和Z型带，查表8-5b得△P0=0.04kW。查表8-6的Kα=1，表8-2得KL=1.13，于是Pr=（P0+△P0）KαKL=0.678kWZ==3.363/0.678=4.96.取5根5、计算由机械设计表8-3得Z型带的单位长度质量单根v带q=0.06kg/m所以的初拉力的最小值(F0)min（2.5-K）PcaqV2500压轴力KZV=55.81NFp应使带的实际初压力压轴力的最小值为(FP)min2z(F0)minsin12=558.05NZ=5(F0)min=55.81N(FP)min558.05N104.2齿轮的设计高速级齿轮设计设计内容计算及说明结果、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2、按齿面接触强度设计1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8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40HBS4）试选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=20×3.67=74。根据设计进行试算，即d1t2.323kT1u1(zE)2duH确定公式内的各计算数值试选载荷系数：Kt=1.3计小齿轮传递的转矩：T119.23Nm直齿圆柱齿轮钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理级精度z1=20z2=74T119.23Nm由机械设计教材表10—7选取齿宽系数=1由机械设计教材表10—7查的材料的弹1性影响系数zE189MPa2由机械设计教材图10—21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限11Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。N14.19109计算齿轮应力循环次数；N160n1jLh60144512830010N21.131094.19109N2N14.161091.13109i3.67由教材图10—19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95;计算接触疲劳需用力。取失效概率为1%，安全系数S=1,按教材许用力公式[H]1=540MPa[H]1=0.90×600=540MP[H]2=522.5MPaa[H]2=0.95×550=522.5MPa试算小齿轮分度圆直径d1,代入[H]中较小的值。d1t2.3231.319.251034.67(189.8)2d1t=37.42mm13.67522.5=37.42mm计算圆周速度Vd1tn13.1437.421445V2.83ms60100601002.83ms计算齿宽bb=d.d1t=1×37.42=37.42mm计算齿宽与齿高之比b。h123、按齿根弯曲强度设模数mt37.42201.87mmmt=1.87mmd1tZ1齿高h=2.25mt=2.25×1.87=4.21mmh=4.21mmb其比为=37.42/4.21=8.89计算载荷系数。根据v=2.83m/s,8级精度，由教材图10-8查的动载系数KV=1.15;直齿轮，KHKF1;由教材表10-2查的使用系数KA=1;又由表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.173。由b=8.89，KH=1.173查图10-13h的KF=1.19；故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.15×K=1.371×1.19=1.37按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=38.08mmd1d1t3K31.4231.3738.08mmKt1.3计算模数m.m=1.90mmd1t38.08m201.90mmZ1由教材式（10-5）的弯曲强度的设计公式13计m2KT1(YFaYsa)23dZ1F.确定公式内的各计算数值1)由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=300MPa.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88;3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得[F]1KFN1FE10.85500S303.57MPa1.4[F]2KFN2FE20.85500S238.86MPa1.4计算载荷系数4）K=KAKVKFKF=1×1.15×1×1.19=1.3695)查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.80;YFa2=2.226。查取应力校正系数由教材表10-18查的YSa1=1.55;YSa2=1.756。7）计算大小齿轮的YFaYsa并加以比较。[F]YFa1Ysa1=0.01439[F]1[F]1=303.57MPa[F]2=238.86MPaK=1.36914YFa2Ysa2=0.01444M1.24mm[F]2大齿轮的数值大（2）计算4、尺寸计算m321.3919.3210312020.014441.24mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小注意取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的模数1.49并就近圆整为值m=1.25mm,按接触强度算的分度直径d1=38.08mm算的小齿轮齿数d1Z1==38.08/1.25=30大齿轮齿数Z2=30×3.67=110这样设计的齿轮传动，即满足齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧促，避免浪费。（1）计算分度圆直径d1=z1m=30×1.25=37.5mmd2=z2m=110×1.25=137.5mmm=1.25mmZ1=30Z2=110d1=37.5mmd2=137.5mma=87.5mmb=37.5mmB1=42.5mmB2=37.5mm15(2)计算中心距ad1d287.52mm（3）计算齿轮宽度bdd1137.537.5mm取B1=42.5mm,B2=37.5mm。所以小结得由此设计有模数分度圆齿宽齿数直径小齿轮1.2537.537.530大齿轮1.25137.542.5110低速齿轮的设计设计内容计算及说明结果1、选定齿1）选用直齿圆柱齿轮传动直齿圆柱齿轮轮类型、精2）选用8级精度45钢度等级、材料及齿数3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿小齿轮调质处理轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS大齿轮调质处理4）试选小齿轮齿数z1=20，8级精度大齿轮齿数2=20×。z1=20z3..67=74z2=74162、按齿面接触强度设计根据设计公式进行试算，即d1t2.323kT1u1(zE)2duH确定公式内的各计算数值试选载荷系数：Kt=1.3计小齿轮传递的转矩：T166.46NmT166.46Nm由机械设计教材表10—7选取齿宽系数d1由机械设计教材表10—7查的材料的弹1性影响系数zE189MPa2由机械设计教材图10—21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限HLim1600Mpaa;大齿轮的接触疲劳强度极限HLim2550。Mpa计算齿轮应力循环次数；N11.13109N160n1jLh60393.73128300101.13109N2N13.08108N23.08108i由教材图10—19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.98;KHN2=1.08计算接触疲劳需用力。取失效概率为1%，安全系数S=1,按教材许用力公式[H]1=588MPa[H]1=0.98×600=588MPa[H]2=561MPa17[H]2=1.02×550=561MPa试算小齿轮分度圆直径d1,代入中较小的值。d1t2.3231.366.461034.67(189.8)213.67588d1t=52.30mm=52.30mm计算圆周速度Vd1tn13.1452.30393.7360100601001.07ms计算齿宽bbdd1t152.3052.30mm计算齿宽与齿高之比b。hd1t模数mt52.30202.615mmZ1齿高h=2.25mt=2.25×2.615=5.88mmb其比为=52.30/5.88=8.89计算载荷系数。根据v=1.07m/s,8级精度，由教材图10-8查的动载系数KV=1.05;直齿轮，KHKF1;由教材表10-2查的使用系数KA=1;1.07msmt=2.615mmh=5.88mm183、按齿根弯曲强度设计又由表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.173。由=48.98/5.51=8.89，KH=1.173查图10-13的KF=1.24；K=1.23故载荷系数K=KAKVKHKF=1×1.05×1×1.173=1.23d1=51.34mm按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得m=2.57mmd1d1t3K52.3031.2351.34mm计Kt1.3算模数m.md1t51.34Z12.57mm20由教材式（10-5）的弯曲强度的设计公式2KT1YFaYsam3dZ12(F).确定公式内的各计算数值1)由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500M;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1300.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.95;[F]1=314.29MPa3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得[F]2=203,57MPaKFN1FE10.88500[F]1314.29Mpa2s1.4K=1.2319[KFN2FE20.95300F]2203.57Mpas1.4计算载荷系数4）K=KAKVKFKF=1×1.05×1×1.173=1.235)查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.80;YFa2=2.226。查取应力校正系数由教材表10-5查的YSa1=1.55;YSa2=2.2267）计算大小齿轮的YFaYsa并加以比较。[F]YFa1Ysa1=0.01381[F]1YFa2Ysa2=0.02415[F]2大齿轮的数值大（2）计算m321.2366.4610312020.024152.14mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小注意取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的模数2.30并就M=2.5mmZ1=2620近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算Z2=94的分度直径d1=51.34mm算的小齿轮齿数d151.34大齿轮齿数Z2=26×Z126m2.03.67=944、尺寸计算这样设计的齿轮传动，即满足齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧促，避免浪费。（1）计算分度圆直径d1=z1m=26×2.0=52mmd2=z2m=94×2.0=188mmd1d2120mm(2)计算中心距a2（3）计算齿轮宽度bdd115252mm取B1=57mm,B2=52mm。所以小结得由此设计有模数分度圆齿宽齿数直径小齿轮2.0525726大齿轮2.01885294d1=52mmd2=188mma=120mmb=52mmB1=57mmB2=52mm21轴及轴上零件的设计5.1高速轴的设计设计内容计算及说明结果1、已知条件功率转矩转速齿轮齿宽2.91Kw19.23N·m1445r/min42.5mm2、选择轴因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸的材料无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调45钢，调制处理制处理3、初算轴先按机械设计教材式[1]15-2初步估算轴的的直径最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据dmin=14.14mm表[1]15-3选取A0=112。于是有:dminA03p111232.9114.14mmn114454、选择滚初步选择滚动轴承。选6005深沟球轴6005深沟球轴承动轴承承；通过查手册可知6005深沟球轴承d=25(mm)，B=12（mm）225、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度6、确定轴的的倒角和圆角7、轴的草图于此轴的相配合的齿轮分度圆直径比较小，所以将此轴设计成齿轮轴。:轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取L1-2=37.5mm错误！未找到引用源。，且d1-2=25mm,与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位②:2-3段轴要与齿轮配合，此段齿轮与轴一体，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2-3=35mm错误！未找到引用源。；又由于小齿轮齿宽B=42.5mm，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2错误！未找到引用源。，所以取错误！未找到引用源。L2-3=42.5mm；:错误！未找到引用源。4-5段轴没有什么与之相配合的零件，考虑到下段有个轴肩，但直径仍设计为d4-5=35mm,L4-5=63.5mm:5-6段d5-6=25,L5-6=40mm,右端用轴端挡圈固定轴承。⑤：6-7段,由于输入端是与v带轮的轮毂相连，由于v带为z型故v带的宽度为4e+2f=65mm.d6-7=25,L6-7=75mm,其中末端的的65mm与v带的轮毂进行连接，中间与箱体的10mm用档圈进行轮毂与左端轴承的定位。参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2×45°，各轴肩处的圆角为1.6mm。L1-2=37.5mmd1-2=25mmd2-3=35mmL2-3=42.5mmd4-5=35mmL4-5=63.5mmd5-6=25L5-6=40mmd6-7=25mmL6-7=75mm5.2中速轴的设计23设计内容计算及说明结果1、已知条件2、选择轴的材料功率转矩转速2.74Kw66.46N·m393.73r/min因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调45钢，调制处理制处理3、初算轴的直径4、选轴承5、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度先按式机械设计教材15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为根据表15-3选取A0112于是有dminA03p11122.74n1321.38mm393.73.初步选择滚动轴承。选6006深沟球轴承；通过查手册可知6006深沟球轴承d=30(mm)，B=13（mm），c=13.2kN。:1-2段轴我们取为错误！未找到引用源。L1-2=40mm，d1-2=30mm错误！未找到引用源。。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位。②：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2-3=40mm错误！未找到引用源。；又由于大齿轮齿宽B=40.5mm，根据dmin21.38mm选6006深沟球轴承L1-2=40mmd1-2=30mmd2-3=40mm错误！未找到引用24与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2错误！未找到引用源。，所以取错误！未找到引用源。L2-3=35mm；③：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4段轴的直径比2-3段稍微大一些，h>0.07d这里取其直径为错误！未找到引用源。d3-4=46mm；由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取L3-4=10mm错误！未找到引用源。。④：4-5段轴要与小齿轮相配合，且为能利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比4-5段轴要小一些，这里我们取错误！未找到引用源。d4-5=40mm；由于小齿轮的齿宽为B=60mm，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2错误！未找到引用源。，所以取L4-5=50mm错误！未找到引用源。⑤：5-6段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故d5-6=30mm,L5-6=40错误！未找到引用源。mm，错误！未找到引用源。。L=L1-2+L2-3+L3-4+L4-5+L5-6=40错误！未找到引用源。+35+10+50+40=175mm，同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。6、倒角参考教材表15-2，取轴端倒角为1.2×45°，各轴肩处的圆角为2源。L2-3=35mmd3-4=46mmL3-4=10mmd4-5=40mmL4-5=50mmd5-6=30mmL5-6=40错误！未找到引用源。mmL=175mm257、轴的结构草图5.3低速轴的设计设计内容计算及说明结果1、已知条件功率转矩转速齿轮齿宽2.58Kw229.67N·m107.257mm8r/min2、选择轴因传递的功率不大，并对重量及结构尺的材料寸无特殊要求，故选用常用的材料4545钢，调制处理钢，调制处理3、初算轴先按式机械设计教材15-2初步估算直径轴的最小直径，选取轴的材料为根据表15-3选取A0112于是有dmin=32.33mmp311232.58dminA0332.33mmn3107.28264、选取联轴器5、选择轴承6、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装联轴器的，为了所选的轴的直径与联轴器的孔径相适宜，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查教材表14-1，考虑到转矩的变化很小，故取KA=1.5，则：Tca=KAT3=1.5×229.67=344.51N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用型号为LT7型联轴器其公称转矩为500N.m联轴器的孔径为40mm,故轴的最小直径选择40mm，TCA=344.51N.m。联轴器的长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.初步选择滚动轴承。由于轴的直径为40mm选6008深沟球轴承；通过查手册可知6008深沟球轴承d=40(mm)，B=15（mm）。①:1-2段轴由于与联轴器的毂孔长度L1=84m，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比L1略短一些我们取为错误！未找到引用源。L1-2=82+8mm，d1-2=40mm错误！未找到引用源。。，，右端采用套筒进行联轴器和轴承的轴向定位。②：2-3段轴上要有一个挡圈固定轴承，下段轴设计个轴肩，所以d2-3=40mm错误！未找到引用源。，取错误！未找到引用源。L2-3=25mm；③：3-4段轴要进行轴端配合，故要有一个轴肩，这段轴没有与之相配合的零件，这里我们取h=4mm，所以d2-3=48mm错误！未找到引用源。；错误！未找到引用源。L3-4=55.5mm；④：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将5-6段轴的直径比4-5段稍微小一些，选用型号为LT7型联轴选6008深沟球轴承L1-2=90md1-2=40mmd2-3=40mmL2-3=25mmd2-3=48mm错误！未找到引用源。L3-4=55.5mm27h>0.07d这里取其直径为错误！未找到引用源。d4-5=66mm；由于5-6段轴主要d4-5=66mm是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取L4-5=10mmL4-5=10mm7、确定轴的的倒角和圆角⑤：5-6段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d5-6=58mm错误！未找到引用源。；又由于大齿轮齿宽B=55mm，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2错误！未找到引用源。，所以取错误！未找到引用源。L5-6=53mm；6；6-7段只有与轴承相连接，所以取d6-7=40mmL6-7=42.5mm.错误！未找到引用源。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。轴上零件得周向定位齿轮，半轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=58mm错误！未找到引用源。，b×h=18×11，L=40（mm）。参考教材表15-2，取轴端倒角为1.2×45°，各轴肩处的圆角为2。d5-6=58mmL5-6=53mmd6-7=40mmL6-7=42.5mm轴端倒角为1.2×45°，各轴肩处的圆角为25.4中间轴的校核作用在两个齿轮上的圆周力：28Ft小2T2266.461032556.15Nd小52Ft大2T2266.46103966.69Nd大137.5径向力：Fr小Ft小tan2556.15tan20930.36NFr大Ft大tan966.69tan20351.85N求垂直面的支反力：L3=6.5+24.5+20.25=51.25mm;L2=20.25+10+30=60.25mm;L1=30+25+6.5=61.5mm（L2）Fr小L3351.85(60.2551.25)930.3651.25Fr大L3-48.91NF1VL3L2L151.2560.2561.25F2VFr小F1V-Fr大930.3648.9351.85529.61N计算垂直弯矩：MarmF1VL148.9161.510-3-3.00NmMarnF1V(L1L2)Fr大L248.91(61.560.25)10-3351.5160.2510-3-15.22Nm求水平面的支承力：F1HFt大（L2L3）Ft小L3966.69(60.2551.25)2556.1551.25L3L2L151.2560.2561.251382.28NF2HFt小Ft大-F1H2556.15966.691382.282140.56N计算、绘制水平面弯矩图：MaHmF1HL11382.2861.510-385.01NmMarnF1H(L1L2)Ft大L21382.28(61.560.25)10-3966.6960.2510-3110.04Nm29求合成弯矩图，按最不利情况考虑：Mam22285.01285.06NMavmMaHm（-3.00）Man22(15.22)2110.042111.09NMavmMaHn按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时。通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面，即危险截面的强度根据以上的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力22（85.08320.6（66.4632Mam1T210）10）camW0.140316.87MPa22（111.0910320.6（66.4632ManT2）10）canW0.140320.2MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计教材表查得因此cam60Mpa，故安全。轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P=Fr，查表f1=1,fp=1.1,取3.2222Fr1F1vF1H（-48.91）（1382.28）1383.15NFr222529.6122140.5622205.10NF2vF2HLh106(cft)3h106(113.2103)331.02年60npfp60393.731.12205.1030因此该轴承符合要求。键的设计与校核：轴上零件得周向定位（1）齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=40mm错误！未找到引用源。，由手册查得平键的截面b×h=12×8mm见表4-1,取L=40mm（比轮毂宽度小些）；按d2-3=40mm，由手册查得平键的截面b×h=12×8mm见表4-1,取L=28（mm）（比轮毂宽度小些）。（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计教材表6-2查得许用挤压用力[错误！未找到引用源。]=100错误！未找到引用源。，取中间值，[错误！未找到引用源。]=110MPa。键的工作长度l1=L-b=40-12=28（mm），l2=L-b=28-12=16mm.键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5错误！未找到引用源。×8=4mm。由式机械设计（6-1）式2T103p]p1[kld可得：266.46103p14020.77Mpa440266.46103p12829.67Mpa440由计算可知均小于所以都安全可用。即所选键为b×h×L=12×8×40和b×h×L=12×8×2831箱体结构的设计带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器如下表所示：名称数值（mm）名称数值（mm）箱座壁厚8底座宽度237箱盖壁厚8底座高度15底座长度405箱体高度241其他相关尺寸见图纸。润滑及密封类型的设计1、齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。2、密封类型的选择1.）轴伸出端的密封：轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。）箱体结合面的密封：箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。）轴承箱体内，外侧的密封：1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封32其他附件的设计1、观察孔及观察孔盖的选择与设计：观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查表[6]表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为140120和11090。2、油面指示装置设计：油面指示装置采用油标指示。、通气器的选择：通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选M362型通气帽。、放油孔及螺塞的设计：放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表[6]表15-7选M201.5型外六角螺塞。、起吊环的设计：为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。起盖螺钉的选择：为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。、定位销选择：为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。33课程设计心得经过两个星期的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次设计的过程中,我遇到了许多困难,复杂的计算,不厌其烦的方案修改。这都暴露出了我在这方面的知识欠缺和经验不足，虽然计算出现了很多小问题，令我非常苦恼，但慢慢一步步的修改，也锻炼了我很多方面的能力.同时也增进了我对机械设计基础的知识的更进一步了解.尽管课程设计的道路上不那么顺利，但我的收获还是挺丰富的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤方法;也对机械制图有了更深的了解。对我来说,收获最大的是方法和能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最缺少的就是经验,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。特别是在画装配图的时候，说明书的一开始很多问题就一下暴露出来了。在这些过程中我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会更加努力。总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成设计工作，更多的培养了我主动学习的能力，因为在设计的过程中必须的自己不断的翻书，查找资料把自己不懂得东西搞懂，并为之所用。真希望学院能多一些这种课程。34