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：

整理分享

完美WORD格式

二ＯＯ一二 年 九 月 十四 日

整理分享

完美WORD格式

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

整理分享

完美WORD格式

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

整理分享

完美WORD格式

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

整理分享

完美WORD格式

二、传动方案的拟定与分析

整理分享

完美WORD格式

2、选择电动机 2.1电动机容量 2.1.1链轮的输出功率 由F=1000 2.1.2电动机输出功率 Pd取Fv110000.35P ,知 P3.85kw W10001000V F=11kN V=0.35m/s Pw 对于小链轮 Z=21 10.96链轮20.96开齿轮30.99联轴器40.98滚动轴承P=3.85kw 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3.854.76KW 0.80825 2.1.3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ZnwP601000可知 nw26.25rmin 601000ZP3.2传动装置的总传动比 Innw144026.2554.857 3.3分配各级传动比 整理分享

完美WORD格式

选择圆锥齿轮i13,圆柱斜齿齿轮i24.6，链轮传动比i34， η总=0.808 Pd=4.76kw 3.4各轴转速 共6根轴，各轴序号如简图 n11440rmin n2n11440rmin n3n21440480rmin i13n4n3480104.34rmin i24.6n5n4104.34rmin 电动机的型号为Y132S-4 Ped=5.5kw nm=1440r/min。 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p3n3102.66Nm 整理分享

完美WORD格式

T49550P4T59550P5T69550P6n4n5n6453.06Nm 442.99Nm 1685.94Nm i=54.857 i1=3 i2=4.6 i3=4 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 n1=1440r/min n2=1440r/min 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 n4=104.34 r/min n5=104.34 n3=480r/min 4.1.2.按齿面接触疲劳强度设计 zEKtT1 d1t2.9231-0.52u HRR(1).确定公式内各计算数值 1）.试选载荷系数kt1.8 2r/min n6=26r/min 2）.小齿轮传递转距 95.5105P2T13.611104Nmm n2 整理分享

完美WORD格式

3）.由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数R0.33 4）.由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MPa1/2 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 P1=5.5kw P2=5.445kw P3=5.16kw N160n2jLH601440128300104.1472109 P4=4.95kw P5=4.84kw P6=4.59kw 5.04581091.0368109 N24 7).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10.8,KHN20.92 T1=36.48N.m T2=36.11N.m T3=102.66N.m 8).计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%，安全系数S=1，故 Klim1Klim2480MPaH2HN2506MPa H1HN1SS(2).计算 1).试算小齿轮分度圆直径dt1, 189.8＝65.02mm 20.3310.50.3344801.83.6111042T4=453.06N.m T5=442.99N.m T6=1685.94N.m d1t2.923 2).计算圆周速度 整理分享

完美WORD格式

Vdt1n160100065.0214406010004.902ms 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 4).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 dm1dt13K3.2365.02353.396mm Kt1.8 Z1=25 Z2=75 5).计算模数mn d53.3963.136mm mnm1Z125 取整为3mm 6)．计算齿轮相关系数 d1mz132575d2mz2375225 1arccosuu2129017550'2arccos41410' 161排数为1 KA=1.1 Kz=1.22 Pca=4.84KW Rd1u1118.5mm27)．圆整并确定齿宽 整理分享

完美WORD格式

bRR0.33118.539.105 圆整取b145mm,b240mm kt1.8 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 T1=36.11N.m 1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 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 为40HBS u=1.341m/s 3）选小齿轮齿数为Z123,大齿轮齿数Z2234.6106, 润滑为油盘飞 4 ) 选取螺旋角。初选螺旋角14o 溅 4.2.2.按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮材料为 d1t32KtT1u1ZHZE duH240Cr（调质），硬度为（1）.公式内各计算值 280HBS，大齿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 轮材料为45钢（调质），硬 3).由《机械设计（第八版）》图10-26查得10.74，20.87，度为240HBS，则121.61 4).小齿轮传递转距 二者材料硬度差为40HBS 95.5105P3T31.0266105Nmm n3 整理分享

完美WORD格式

5).由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数d1 6).由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数Hlim1=600Mpa ZE189.8MPa1/2 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 Hlim2=550Mpa N1=4.1472×109 N2=1.0368×109 N160n3jLH60480128365101.68109 KHN1=0.8 KHN2=0.92 1.681093.65108 N24.6 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 [H]1=480Mpa [H]2=506Mpa 10).计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%，安全系数S=1，故 Klim1570MPa H1HN1S H2KHN2lim2539MPa S11).许用接触应力 H（2）.计算 H1H22554.5MPa 整理分享

完美WORD格式

1). 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t=65.02mm d1t3V=4.092m/s 221.61.38741055.82.433189.8＝60.4mm 11.6314.8564.3 2).计算圆周速度 Vd1tn260100060.43606010001.14ms 3).计算齿宽b及模数mnt bdd1t160.460.4mm mntd1tcos55.64cos142.35mm z123h2.25mnt2.252.355.28mm kv1.15 bh55.64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 KA1.5 Kv=1.08 KH1 KF1 KHhe1.25 KH1.5 KF1.5 d1=79.01㎜ 得KF1.32,由表10-3查得 KHKF1.1 mn=3.136㎜ 整理分享

完美WORD格式

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 取mn=3㎜ d1=75 d2=225 d1d1t3K2.3355.64363.07mm Kt1.6 7).计算模数mn dcos63.07cos14 mn12.66mm z123 取整为3mm 8）几何尺寸计算 （1）.计算中心距 114。10' 275。50' R=118.5㎜ 231063199.42mm 2cos14 az1z2mn2cosB2=70㎜ B1=65㎜ 将中心距圆整为200mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 arccosz1z2mn2aarccos2310631438' 2200 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 整理分享

完美WORD格式

bdd1171.171.1mm 圆整后取 B271mm，B176mm 对于圆柱斜齿轮 4.2.3.按齿根弯曲强度设计 22KTY1cosYFaYSa mn3 dz12[F]选取 Z1=23 Z2=106 （1）.确定计算参数 1）.计算载荷系数 14。 KKAKVKFKF1.51.081.11.322.35 Kt=1.6 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 3）.计算当量齿数 ZH=2.433 10.74 Z123ZV125.1733coscos14 Z2106ZV2116.04cos3cos314 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20.87 1.61 T3=102.66N.m d1 10-51/2ZE=189.8MPa 查得1.79 Hlim1600MPa Hlim2550MPa N1=1.68×109 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N2=3.65×108 KFN10.89,KFN20.93 整理分享

完美WORD格式

7）．计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 KHN1=0.95 KHN2=0.98 按接触疲劳许用应力 8）.计算大、小齿轮的YF1YS1YFaYSa并加以比较 [F]S=1 [H]1=570MPa F12.691.5750.0151469279.712.181.790.01382282.32YF2YS2 [H]2=539MPa [H]=554.5MPa F2 大齿轮的数值大。 （2）.设计计算 mn322.351.0266100.858cos140.013821.849mm 12321.6152 dlt=60.4㎜ V=1.14m/s b=60.4㎜ 圆整 mn3 dcos71.1cos14 故 z1123.01 mn3 取z123，则z2uz14.623106 4.3开式齿轮 mnt=2.35㎜ 4.3.1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 整理分享

完美WORD格式

1）按传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动 h=5.28㎜ 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b/h=10.53 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1.824 为40HBS 4）选小齿轮齿数为Z121,大齿轮齿数Z221484 KA=1.5 KV=1.02 KH=1.309 KF=1.32 K=2.33 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 2T195.510P44.43105Nmm n45 d1=63.07mm 3）.由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数d1 4）.由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 5).由《机械设计（第八版）》图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强1/2mN=2.66mm 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 按弯曲强度计 整理分享

完美WORD格式

N160n4jLH60104.34128365103.656108 算 a=200mm 3.6561080.914107 N24 7).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数 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 14。38' d1=71.1㎜ d2=327.7㎜ H1KHN1lim1S0.96600576MPa1b=71.1mm B1=71mm H2KHN2lim2S（2）.计算 0.99550544.5MPa B2=76mm 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189.8 d1t2.323102.98mm ＝14544.52 2).计算圆周速度 Vd1tn4601000102.98104.346010000.56ms 3)．计算齿宽b bdd1t1102.98102.98mm 4)．计算齿宽与齿高之比 整理分享

完美WORD格式

模数 mtd1t102.984.9mm z121K=2.35 齿高 h2.25mt2.254.911.03mm b102.989.34 h11.03Y0.858 ZV1=25.17 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10-8ZV2=116.04 查得动载荷系数KV1.01,由《机械设计（第八版）》表10-4查得 》图10-13查得KF1.28,由表YFa1=2.69 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d1t3YFa2=2.18 YSa1=1.575 YSa2=1.79 K1.336102.983103.92mm Kt1.3FE1440MPa 7).计算模数m FE2425MPa KFN1=0.89 md1103.924.915mm z121KFN2=0.93 S=1.4 [F]1=279.7 取整m为5 4.3. 4.几何尺寸计算 MPa [F]2=282.32 整理分享

完美WORD格式

（1）. 计算分度圆直径 MPa mn1.849mm d1mz1426104mmd2mz24104416mm（2）. 计算中心距 取 mn=3 Z1=23.01 Z2=106 dd2104416260mm a122 （3）. 计算齿轮宽度 bdd11104104mm 圆整后取 B1110mm,B2105mm 对于开式齿轮 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 整理分享

完美WORD格式

而 2T2236.11103Ft1153Ndm162.625 选取 Z1=21 Z2=84 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Kt=1.3 转矩变化很小，故取KA1.3，则 TcaKAT21.33611046943Nmm T1=443N.m 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。 5.1.4.轴的结构设计 （1）. 拟定轴上零件的装配方案如下 d1 ZE=189.8MPa1/2 Hlim1600 MPa 整理分享

完美WORD格式

Hlim2550 MPa N1=3.656×108 N2=0.914×107 (2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 KHN1=0.96 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KHN2=0.99 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S=1 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[H]1=576MPa 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[H]2=544.5MPa 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， V=0.56m/s 求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm，故取b=102.98㎜ l2350mm dlt102.98㎜ mt=4.9㎜ 5）锥齿轮轮毂长度为64.9mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 l6770mm 整理分享

完美WORD格式

6）由于Lb2La，故取l45117mm （3）.轴上的周向定位 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 H7h=11.03㎜ 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b/h=9.34 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 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 KV=1.01 KH1.323 2T32102.66103Ft12975.65Ndm169 Fr1Ft1KF1.28 KFKH1.1 tanntan202975.651116.2N coscos14K=1.336 d1=103.92㎜ m=4.015mm 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 圆整m=5 而 整理分享

完美WORD格式

2T32102.66103Ft21092.88Ndm2187.87 Fr2Ft2tancos297.58NF2Ft2tansin2385.62N d1=104㎜ 5.2.3.初步确定轴的最小直径 d2=416㎜ 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a=260㎜ 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b=104 480 B1=110㎜ B2=105㎜ 5.2.4.轴的结构设计 （1）. 拟定轴上零件的装配方案如下 (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 整理分享

完美WORD格式

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P1=5.445kw 轴承的定位轴肩高度h2.5因此取套筒直径40mm。 n1=1440r/min 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T1=36.11N.m 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dm1=62.6㎜ 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。 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Ft=1153N 轴应略短于轮毂长，故取l4572mm。 Fr=407N 4）箱体—小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取Fa=102N l1256mm，l3-410.mm，l5653mm。 （3）.轴上的周向定位 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bh12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，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；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A0=112 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；滚动轴承dmin=17.9㎜ 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 整理分享

完美WORD格式

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 水平面H FNH11814.67N 支反力F FNH22253.86N FNV2466.08N 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 5.3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 d1220mmd2mz23106318mm 而 d2327mmd3430mmd4537mmd5630mmd6725mm 整理分享

完美WORD格式

2T42435.06103Ft2736Nd2318tann FrFt 1026NcosFFttan682.16Nl1252mml2350mml3416mml45116.8mml5615.16mml6770mm 圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示 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 整理分享

完美WORD格式

4.9540.6mm，械设计（第八版）》表15-3，取A0112，得dminA0104.34 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。 3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 TcaKAT41.3453060588978Nmm d1=69mm Ft1=2975.65N Fr1=1116.2N Fa1=741.91N 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 (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 D56mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm，l12112mm。 dm=187.87mm Ft2=1092.88N Fr2=97.58N 整理分享

完美WORD格式

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Fa2=385.62N 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 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64mm。 （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,m6 整理分享

完美WORD格式

H7 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保m6 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 半联轴器与轴的配合为 5.3.5.求轴上的载荷 载荷 水平面H FNH11035N 垂直面V FNV1388N d1-2=35mm d2-3=40mm d3-4=48mm d4-5=40mm d5-6=35mm L1-2=56mm L2-3=50m L3-4=10mm 支反力F FNH21701N FNV2638N MV51Nm 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH136Nm MMH2MV12145Nm T4453.06Nm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 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，L4-5=72mm 取0.6，轴的计算应力 L5-6=53mm 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 整理分享

完美WORD格式

查得160MPa，ca1，故安全。 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 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 抗扭截面系数 WT0.2d343200mm3 截面7右侧弯矩M为 M145Nmm 截面7上的扭矩T1为 T4453.06Nmm 截面上的弯曲应力 bM1450006.7MPa W21600 截面上的扭转切应力 T453060T4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640MPa,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 整理分享

完美WORD格式

r2.0D65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 故有效应力集中系数为 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 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 FNH11814.67NFNV1747.7NFNH22253.86N0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 KKkFNV2466.08NMH1127.93NmmMH2179.18Nmmk1112.58 11.56MV152.712NmmMV237.05NmmMV316.48NmmMV411.45Nmm又取碳钢的特性系数 0.1,0.05 计算安全系数Sca值 d2318mmFt2736NFr1026NF682.16N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。 整理分享

完美WORD格式

6、滚动轴承的选择及计算 6.1输入轴滚动轴承计算 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， 标准精度级的圆锥滚子轴承;7206C，其尺寸为 e0.31, =10/3,,C=23000N,Y=1.71 dDB30mm62mm16mm， 载荷 水平面H FNH1670N 垂直面V FNV1516N 支反力F FNH21823N FNV2923N Fr1516N,Fr2923N F516Fd1r1152N2Y21.71则 Fr2923Fd2271N2Y21.71 F102N,fp1.5 F1Fd1F152102254NF2Fd2271NF12540.49eFr1516F22710.29eFr2923 整理分享

完美WORD格式

故 Pr1fp(0.4Fr1YF1）1.5（0.45161.71254)957.3Pr2Fr2923N10cr60nPr6 Ln1023000601440957.361030.79106h5.84104h， 故合格 A0=112 6.2中间轴滚动轴承计算 dmin=40.6mm 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dDB35mm72mm17mme0.31,cr33200N,Y1.71,F358.62N 7207C，其尺寸为 ， 载荷 水平面H FNH11814.67N 垂直面V FNV1747.7N 支反力F FNH22253.86N FNV2466.08N Fr1747.7N,Fr2466.08N Fr1747.7218.6N2Y21.71则 Fr2466.08Fd2136.3N2Y21.17Fd1 F1Fd1F358.62218.6604.22NF2Fd2136.3N 整理分享

完美WORD格式

F1604.220.8eFr1747.7F2136.30.29eFr2466.8d1242mm d2355mmd3460mmd4570mm d5676mm 故 Pr1fp(0.4Fr1YF1）1.5（0.4747.71.71604.22)1998.4NPr2Fr2466.08N10cr60nPr6d6767mmd7860mm 故 Ln故合格 1033200604801998.461030.4106h5.84104h， l12112mml2350mml3421mml4574.5mm l568mml6767mml7864mm6.3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dDB60mm110mm22mme0.35,cr61000KN,Y1.71,F682.16 7212C，其尺寸为， 载荷 水平面H FNH11035N 垂直面V FNV1388N 支反力F FNH21701N FNV2638N Fr1388N,Fr2638N Fd1Fr1388114N2Y21.7 Fr2638168.5N2Y21.71则Fd2 整理分享

完美WORD格式

F1Fd1F114682.16796.16NF2Fd2168.5NF1796.162eFr1388F2168.50.26eFr2638 故 Pr1fp(0.4Fr1YF1）1.5（0.43881.71796.16)227495NPr2Fr2638N故 106crLn60nPr1066100060104.342274.95103 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。 输入轴选LT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm，半 整理分享

完美WORD格式

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。 FNH11035N FNV1388N FNH21701N FNV2638N MH136Nm MV51Nm 8、减速器装配图的设计 箱体主要结构尺寸的确定 整理分享

ca6.7MPa 完美WORD格式

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  1 b1 b b2 df n M20 4 M16 M10 M8 统一取26mm 统一取24mm 24mm 56mm 16mm 16mm d1 d3 WT43200mm3d4 C1 C2 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 M145N•mm R1 l1 1 2 m m1 T4453.06N•mm m11mm,m111mm b6.7MPa 盖与座连接螺栓直径 d2 M12 T10.5MPa 9、润滑与密封 整理分享

完美WORD格式

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2.001.32 q0.82离≥30~60mm。由于小圆锥齿轮v6.47m/s2m/s，可以利用齿轮飞溅q0.85 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。 k1.82k1.27 0.73 0.86 0.92 10、设计小结 整理分享

K2.58K1.56 0.1 0.05 完美WORD格式

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S17.20S13.1 Sca10.37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。 C=23000N Y=1.71 e0.31 =10/3 整理分享

FNH1670N FNV1516N 完美WORD格式

FNH21823N 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，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。 FNV2923N Fd1152NFd2271N F102N F1254NF2271N 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。 e0.31 F358.62N cr33200N Y1.71 FNH11814.67NFNV1747.7N 整理分享

完美WORD格式

FNH22253.86NFNV2466.08NFd1218.6NFd2136.3N F1604.22NF2136.3N Pr11998.4N Pr2466.08N FNH11035N FNV1388N FNH21701N FNV2638N Fr2638N Fr1388N 整理分享

完美WORD格式

Fd1114NFd2168.5 F1796.16NF2168.5N 整理分享