带式运输的传动装置设计课程设计说明书.doc

机械设计课程设计
说明书

题目七：带式运输的传动装置设计

班 级：机电11-2班
设 计 者： 邓轩瀚
指导教师： 周 瑞 强
2014年1月9号

广东石油化工学院

目录
1传动方案的分析论证 5
1.1传动装置的组成 5
1.2传动装置的特点 5
1.3 确定传动方案 5
1.4 传动方案的分析 5
2.电动机的选择 5

3.传动比的计算及分配 6

4.传动装置运动及动力参数计算 7

5.减速器的外传动件的设计 8

6.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 10

7.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 15

8中间轴的设计计算以及校核 18

9.高速轴的设计与计算以及校核 24

10.低速轴的设计与计算以及校核 31

12箱体结构设计 36

13设计小结 37

14参考文献 37

设计任务
带式运输机传动装置的设计。
已知条件：
1． 运输带工作拉力F = 7000N
2． 运输带工作速度v = 0.55m/s
3．滚筒直径D = 450mm
4、单向连续运转，空载启动，工作有时有轻微振动；两班制工作，每班工作8小时，运输带速度的允许误差为5%。
5、使用期限：8年。
6、检修周期：每年300个作用日，大修期为3年。
7、生产批量:中批量生产

设计计算及说明
1.传动方案的分析论证
机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速（或增速）、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。
1.1传动装置的组成：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
1.2传动装置的特点：
齿轮相对于轴承的位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
1.3 确定传动方案：
合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，还要与工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难的。因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器，设计图如下：

1.4 传动方案的分析：
展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置。因而沿齿向载荷不均，要求轴有较大刚度。
结构简单，采用Ｖ带传动与齿轮传动组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，成本低，使用维护方便。
2.电动机的选择
2.1选择电动机的类型
根据用途选用Y系列。自扇冷笼型三相异步电动机（机型为Y132M2-6）

2.2选择电动机的功率
由已知条件可知，传送带所需的拉力F=7KN，传输带工作速度 v=0.55 m/s，故
输送带所需功率为 ==3.85KW
由表2-3查得滚筒效率 =0.95，轴承效率 =0.99，联轴器效率 =0.99，带传动的效率 =0.96，齿轮传递效率 =0.97。
电动机至工作机之间传动装置的总效率为

电动机总的传递功率为 ==4.72kw
查表14-1，选取电动机的额定功率为 =5.5KW
2.3确定电动机的转速
由已知条件，滚筒的直径为 D=450mm，工作速度为 v=0.55m/s，所以
输送带带轮的工作转速为 ==23.3
查表2-1：V带传动比 =2~4，查表2-2：二级减速器常用的传动比为 =8~40
总传动比的范围 =*=16~160
电动机的转速范围为 =*=372.8~3728
查表14-1，可见同步转速有 3000，1000，1500，750的电动机都符合要求，初选同步转速 1000，满载转速960型号Y132M2-6的电动机。
3.传动比的计算及分配
3.1传动装置总的传动比
===41.2
3.2分配传动比
根据带传动比范围，取V带传动比为 =2.8，则
减速器的传动比为 i==14.71
高速级传动比为 ==4.37~4.54。取=4.5
低速级传动比为 ===3.3
由表2-1及表2-2可知，传动比合理。
4.传动装置运动及动力参数计算
4.1各轴的转速
减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，卷筒轴为Ⅳ轴
Ⅰ轴（高速轴）
Ⅱ轴（中间轴）
Ⅲ轴（低速轴）
Ⅳ轴（卷筒轴）
4.2各轴的功率
Ⅰ轴（高速轴）
Ⅱ轴（中间轴）
Ⅲ轴（低速轴）
Ⅳ轴（卷筒轴）
4.3各轴的转矩
电动机轴 =9550*=9550*=46.76
Ⅰ轴（高速轴）=9550*=9550*=126.13
Ⅱ轴（中间轴）=9550*=9550*=545.18
Ⅲ轴（低速轴）=9550*=9550*=1728.1
Ⅳ轴（滚筒轴）=9550*=9550*=1695.02
表一 传动装置各轴主要参数计算结果
轴号
输入功率P/kW
转速n/(r/min)
转矩T/N •m
传动比i
电动机轴
4.72
960
46.76

=2.8
=4.5
=3.3
Ⅰ轴（高速轴）
4.53
343
126.13
Ⅱ轴（中间轴）
4.35
76.2
545.18
Ⅲ轴（低速轴）
4.18
23.1
1728.1
Ⅳ轴（滚筒轴）
4.10
23.1
1695.02

5.减速器的外传动件零件的设计
5.1选择V带型号
由表2-10查得工作情况系数 =1.1，则
=*=1.1*5.5kw=6.05kw
根据n=960r/min，=6.05kw，确定选择A型普通V带。
5.2确定带轮基准直径
由表2-4查得，小带轮直径≥75现取=140mm，=0
=（1-）=140=391.8mm，取=390mm。
5.3验算带的速度
===7.04m/s
在5~25范围内，带速合适。
5.4确定中心距和V带长度
根据0.7（+）mm=371mm<<2(+)mm=1060mm
为了使结构紧凑，取偏低值=450mm
V带基准长度为，
L=2a+（+）+
=2×450+（140+390）+=1767.22mm
由表2-2选V带基准长度=1800mm,则实际中心距为
a=+=（450+）mm=466.39mm
5.5验算小带轮包角
-× = -
= > ，合适
5.6确定V带根数
查表2-9查得 =0.92,由表2-2得，=1.01，由表2-7查得，=0.11，由表2-5，得=1.62
z== =3.76根
取整z=4根
5.7计算初拉力
由表2-1查得q=0.1kg/m,则单根V带张紧力
=
==189.45N
5.8计算作用在轴上的压力
压轴力为=2zsin =2×4×189.45×sin =1460.47N
5.9带轮结构设计
查表14-3，Y132M2-6型电动机的轴直径为=38mm
小带轮采用实心质，由表2-3得e=150.3，=9，现取f=10
轮毂宽：L=（1.5~2.0）=57~76现取L=70mm
轮缘宽：B=(z-1)*e+2f=65mm
大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。
6. 减速器内传动零件的设计
一．高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
6.1 确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数
因传动尺寸无严格限制、又带式运输是一般的机械。
因此，小齿轮采用调质，齿面硬度为（241~286）HBW，取260HBW；大齿轮采用45调质,齿面硬度为（197~255）HBW，取230HBW；精度8级
取；
6.2 确定许用应力
查图4.19-3 得；
查图4.21-3得；
查表4-10，取；；

查图4.20得
查图4.22得
查图4.23得
[]=
[]=
[]=
[]=
6.3齿面接触疲劳强度计算
⑴初步计算小齿轮直径

查表4-8，估计 取
查表4-7 齿宽系数

取 则齿宽b= =80mm

取

⑵按齿面接触疲劳强度设计

因工作机有中等冲击，查表4-4得
设计齿轮精度为8级，
查图4.9取
齿轮对称布置，；查图4.12取

⑶计算齿面接触应力
查图4.14，
查表4-6，

取

=
=63.56 取
取

6.4核校齿轮弯曲疲劳强度

查表4.18得，
查表4.16得，
因得

,取

大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求
6.5确定齿轮主要尺寸

6.6齿轮其他尺寸
端面模数 = = 3.076
齿顶高 = =1*3=3
齿根高 =（ ）=（1+0.25）*3=3.75mm
全齿高 h=+=3+3.75=6.75mm
顶隙 c==0.25*3=0.75
齿顶圆直径

齿根圆直径
7. 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算
7.1 确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数
跟高速级齿轮的选材一样。
小齿轮采用调质，取260HBW；大齿轮采用45调质,齿面硬度为230HBW；精度8级
取；
7.2 确定许用应力
查图4.19-3 得；
查图4.21-3得；
查表4-10，取；；

查图4.22得
查图4.23得
查图4.23得
[]=
[]=
[]=
[]=
7.3齿面接触疲劳强度计算
⑴初步计算小齿轮直径

查表4-8， 取 齿宽系数

取 则齿宽b= =60mm
⑵按齿面接触疲劳强度设计

查表4-4得
设计齿轮精度为8级，
查图4.9取
齿轮对称布置，；查图4.12取

查表4-5得

⑶计算齿面接触应力
查图4.14，
查表4-6，

=
=94mm
取m=4
则

7.4核校齿轮弯曲疲劳强度

查表4.18得，
查表4.16得，
因得

大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求
7.5确定齿轮主要尺寸

7.6计算齿轮传动的其他尺寸
齿顶高 =m=1×4=4mm
齿根高 ==（1+0.25）4=5mm
全齿高 h=+=4+5mm=9mm
顶隙 =m=0.25×4=1mm
齿顶圆直径 =+2=120+8mm=128mm
=+=395+8mm=403mm
齿根圆直径=－2=120-10=110mm
=－=395－10=385mm
7.7齿轮作用力的计算
⑴高速级齿轮传动的作用力
已知高速轴传递的转矩=126130Nmm 转速=343r/min
螺旋角 =12.84 小齿轮左旋，大齿轮右旋，
小齿轮直径 =80mm
①齿轮1的作用力
圆周力 ==N=3153.25N
径向力为 =3153.25×
轴向力 =3153.25×=718.72N
②齿轮2的作用力
从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用力方向相反。
⑵低速级齿轮传动的作用力
已知条件低速轴传递的转矩=545180N·mm转速=76.2r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=120mm
①齿轮3的作用力
圆周力 =308.80N
径向力
②齿轮4的作用力
从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用力方向相反。
8中间轴的设计计算
8.1已知条件
中间轴传递的功率=4.35kW，转速，齿轮2分度圆直径=360mm， 齿轮宽度=80mm，=125mm
8.2选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常用的材料45钢，调质处理
8.3初算轴径
查表6-3得C=103~126，现取C=110，

8.4结构设计

轴的结构构想如图
⑴轴承部件的结构设计
轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计
⑵轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计
该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，选择深沟球轴承。轴段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为6209，由表11-1得，轴承内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径=52mm，外径定位直径=78mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离=9.5mm
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=45mm
⑶轴段②和轴段④的设计
轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定==50mm
齿轮2轮毂宽度范围为（1.2~1.5）=57.6~75mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=70mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度=125mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取=123mm，=68mm
⑷轴段③
该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07~0.1）=3.5~5mm，取其高度为h=4mm，故=58mm
取
⑸轴段①及轴段⑤的长度
轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm
齿轮2与箱体内壁的距离取为
齿轮3与箱体的内壁的距离取为
中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段①的长度为

轴段⑤的长度为

⑹轴上力作用点的间距

8.5键连接
齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表得键的型号分别为键14×100GB/T 1096—2003和键14×60GB/T 1096—2003
8.6轴的受力分析

(1) 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示
(2) 计算轴承支承反力
在水平面上为
N

式中的负号表示与图中所画力的方向相反
在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

（3）画弯矩图
在水平面上，a-a剖面右侧

b-b剖面为

在垂直平面上为

合成弯矩，a-a剖面左侧

b-b剖面左侧为

b-b剖面右侧为

（4）画转矩图，
8.7校核轴的强度
a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面为危险截面
求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由表6-4中查出与其对应的，取=0.6

根据a-a剖面的当量弯矩求直径

在结构设计中该处的直径，故强度足够。
8.8校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力为

查表6-7得=125~150MPa，，强度足够
齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够
8.9校核轴承寿命
计算轴承的轴向力 由表11-1 查的深沟球轴承6209轴承得 =31500N，=20500N，=718.72N，=1177.12 N。=3307.14N，=0N因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。

利用插值法，计算径向动载荷系数X=1，轴向动载荷系数Y=0.
查表7.10

查表7-8 该轴承的预期寿命

故轴承寿命足够
9.高速轴的设计与计算
9.1已知条件
高速轴传递的功率=4.53kw，转速=343.3r/min，小齿轮分度圆直径=80mm,齿轮宽度=86mm
9.2选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由[3]表8-26选用常用的材料45钢，调制处理
9.3初算最小轴径
查表6-3得C=103~126，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值C=110，则
=C=26mm
轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，所以
取=38mm
9.4结构设计

轴的结构构想如图所示
（1）轴承部件的结构设计
为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计
（2）轴段①
轴段①上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段①的轴径=30mm,带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）=45~60mm,取带轮轮毂的宽度=60mm,轴段①的长度略小于毂孔宽度，取=58mm
（3）密封圈与轴段②
在确定轴段②的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1) =2.45~3.5mm。轴段②的轴径=+2*（2.45~3.5）mm=34.9~37mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周素的小于3m/s,查表7-13用毡圈油封,查表13-5选毡圈35 FZ/T92010—1991，则=35mm
（4）轴承与轴段③及轴段⑦
考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段③上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承7208C，由表11-9得轴承内径d=35mm,外径D=80mm,宽度B=18mm，内圈定位轴肩直径=47mm,外圈定位内径=73mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离=17mm,故取轴段③的直径=40mm。=33mm
通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则=40mm, =29mm
键选用14×70GB/T1908-2003
(5)齿轮的轴段⑤
该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定=48mm，=84mm
(6)轴段④
该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则=48mm,轴段④的长度为=116mm
(7)轴段②的长度
该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由表4-1可知，下箱座壁厚=(0.025~0.03)+3mm=9.45~10.74>8mm,取=10mm, =478<4600mm,取轴承旁连接螺栓为M16，则=22mm, =20mm，箱体轴承座宽度L=【10+18+16+（5~8）】mm=49~52mm,取L=50；可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为=M20，得轴承端盖凸缘厚度取为=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm；端盖连接螺钉查[3]表8-29采用螺钉GB/T5781M8*25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。
则
（8）轴上力作用点的间距
轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=17mm，则由[3]图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为

mm

9.5轴的受力分析

(3) 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示
(4) 计算轴承支承反力
在水平面上为

N=-794.4N
式中的负号表示与图中所画力的方向相反
在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

（3）画弯矩图 弯矩图如图所示
在水平面上，a-a剖面右侧
N*mm
a-a剖面左侧
=-66173.52N*mm-258.5*N*mm
=-69404.77 N*mm
b-b剖面为

在垂直平面上为

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧为

b-b剖面为

（4）画转矩图 转矩图如图所示，
9.7校核轴的强度
b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故b-b剖面为危险截面
求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由[1]表10-1查出其强度极限，并由[1]表10-3中查出与其对应的，取=0.58

根据b-b剖面的当量弯矩求直径

在结构设计中该处的直径，故强度足够。
9.8校核键连接的强度
带轮处键连接的挤压应力为

取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得=125~150MPa，，强度足够
9.9校核轴承寿命
（1）计算轴承轴向力 由[3]表11-9查7207C轴承得C=3050N，=20000N。由表9-10查得7207C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为
=0.4=0.4×1136.8N=454.72N
=0.4=0.4×1419.8N=567.92N
外部轴向力A=469.2N，各轴向力分别为
=+A=826.42N
==567.92N
(2)计算当量动载荷 由/=826.42/20000=0.041,查[3]表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73＞e,故X=0.44，Y=1.36，则轴承1的当量动载荷为
=X+Y=0.44×1136.8N+1.36×826.472N=1624N
由/=567.92/20000=0.028，查[3]表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44，Y=1.40，则轴承2的当量动载荷为 =X+Y=0.44×1419.8N+1.4×567.92N=1419.8N
(3)校核轴承寿命 因＞,故只需要校核轴承1的寿命，P=。
轴承在100℃以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得载荷系数=1.5
轴承1的寿命为

=56671.8h
＞，故轴承寿命足够
10.低速轴的设计与计算
10.1已知条件
低速轴传递的功率=4.18kW，转速，齿轮4分度元圆直径=396mm，齿轮宽度=120mm
10.2选择轴的材料
因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，选用常用的材料45钢，调质处理。
10.3初算轴径
查[3]表6-3得C=103~126，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=105则
=C=59.38mm
轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径
D=60mm
10.4结构设计
轴的结构构想如图所示

（1） 轴承部件的结构设计
该减速器发热小，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计
（2） 联轴器及轴段①
轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行
为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查[3]表8-37，取=1.5，则计算转距
==2992150N·mm
由表12-1查得GB/T 5014-2003中的LX5型联轴器符合要求：公称转矩为3150000N·mm，许用转速4750r/min，取联轴器毂孔直径为60mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX5 60×107 GB/T 5014-2003,相应的轴段①的直径=60mm，其长度略小于毂孔宽度，取 =105mm
（3） 密封圈与轴段②
在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封圈的尺寸。联轴器用周肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）×60mm=4.2~6mm。轴段②的轴径=70mm，最终由密封圈确定。
（4） 轴承与轴段③及轴段⑥的设计
轴段③和⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在，选用深沟球轴承。现暂取轴承为6215,由[3]表11-9得轴承内径d=75mm，外径D=130mm，宽度B=25mm，内圈定位轴肩直径=75mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离=29.5mm，故=55mm。故=49.5mm
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故=55mm
（5） 齿轮与轴段⑤
该段上安装齿轮4，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=78mm，齿轮4轮毂的宽度范围为（1.2～1.5）x=93.6~117mm，小于齿轮宽度=100mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤的长度应比轮毂略短，故取=98mm。
（6） 轴段④ 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=（0.07～0.01）=5.46~7.8mm，取h=6mm，则=90mm，该轴段④的长度=99.5mm
（7） 轴段②与轴段⑥的长度 轴段②的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓GB/T 5781 M8×25,其安装圆周大于联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=10mm。则有=41mm
则轴段⑥的长度=49.5mm
(8)轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离=27.5mm，则由图11-12可得轴的支点及受力点的距离为
=++－=63mm
=++—=128mm
=++=116.5mm
9.5轴的受力分析

⑴画轴的受力简图
⑵计算支承反力
在水平面上为

在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

⑶画弯矩图
在水平面上，a-a剖面的弯矩为

在垂直面上，a-a剖面的弯矩为

a-a剖面上的合成弯矩为

⑷画转矩图

10.7校核轴的强度
a-a剖面为危险截面
求当量弯矩：一般可认为高速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表10-3中查出与其对应的，取=0.58

根据a-a剖面的当量弯矩求直径

在结构设计中该处的直径，故强度足够。
10.8校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为

齿轮4处键连接的挤压应力为

取键、轴及齿轮的材料都为钢，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，强度足够
10.9校核轴承寿命
计算轴承的轴向力 由表11-9 查的6211轴承得 =43200N
=29200N， =2202.26N。因为只有径向力没有轴向力，则当量动载荷P=2202.26N ，由[1]公式
=1792051h
<,故轴承寿命足够
结果

F=7000N
v=0.55 m/s

=3.85KW

=0.816

=4.72KW
=5.5KW

=23.3

=960

=41.2

=3
i=14.71

=4.5
=3.3

=4.53kw
=4.35kw
=4.18kw

=46.76

=126.13

=545.18

=1728.1

=1695.02

选择A型普通V带

表2-10 机械设计

=6.05kw

=140mm
=390mm

带速符合要求

=450mm

=1800mm
a=466.39mm

=>
合格

z=4根

=163.22N

=1460.47N

小齿轮40调质
硬度260HBW
大齿轮45钢调质
硬度=230HBW

[]=658.5MPa
[]=561.5MPa
[]=473.76MPa
[]=327.2MPa
T=126130Nmm

b=80mm

44.66mm

h=6.75
c=0.75

小齿轮40调质
硬度260HBW
大齿轮45钢调质
硬度=230HBW

[]=687.4MPa
[]=1031.87MPa
[]=436.32MPa
[]=327.96MPa

b=100mm

m=4

=4mm
=5mm
h=9mm
=1mm
=128mm
=403mm
=110mm
=385mm

由表11-1（课程设计）d=45mm
宽度B=19

=125mm
=123mm
=68mm

45钢，调质处理

11.箱体结构设计
名称
符号
齿轮减速器箱体荐用尺寸
箱座壁厚

(0.025~0.03)a+3≥8
=10
箱盖壁厚

(0.8~0.85)≥8
=8
箱盖凸缘厚度

1.5
=12
箱座凸缘厚度

1.5
=15
箱底座凸缘厚度

2.5
=25
地脚螺钉直径

=24，取=M24
地脚螺钉数目
n
a≤600时，n=6
n=6
轴承旁联接螺栓直径

0.75
=M16
盖与座联接螺栓直径

（0.5~0.6）
=M12
轴承端盖螺钉直径

（0.4~0.5）
=M12
视孔盖螺钉直径

（0.3~0.4）
=M12
、至凸缘边缘距离
C

凸台高度

=++（5~10）
50mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2
=12
齿轮端面与内箱壁距离

>
=10

12、设计小结
两级展开式圆柱齿轮减速器的结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应设计得具有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形，将能减弱轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合。
考虑到以上因素我们的设计想法为：输入端，应用所学知识，采用带轮传动，使电动机的位置调节方便，减少了轴向尺寸，提供易于调节的传动比，使设计的减速器内传动的传动比选用更灵活，有更加紧凑的结构，
由于高速级转速较高，采用斜齿轮传动，其传动平稳，冲击和噪声小，而且通过调节螺旋角的大小可以得到精确的整数中心距。为了应对斜齿轮带来的轴向力，高速级采用角接触球轴承，使其可以承受较大的轴向力。中速轴和低速轴轴向力较小，因此采用常用的深沟球轴承。对于齿根圆较小的一号齿轮，设计成齿轮轴以提高其强度。
优先确定与外界没有联系，构造简单的中间轴，并以此为轴向基准，展开高速轴和低速轴的设计。在设计轴过程中，先选择轴的材料并确定最小轴径，再根据轴上零件的定位和装拆要求，设计轴的结构，选择零件型号，最后校正轴的强度刚度。
心得体会：通过本次课程设计，我们深刻的了解到了实际设计中所遇到的各种问题，分