螺旋传动机械课程设计说明书(螺旋传动第3组)

一、课程设计目的与要求

《机械设计》课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，其目的是： 1）培养学生综合运用所学知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。 2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。 3） 进行设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。 要求学生在课程设计中

1）能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济；

2）提倡独立思考，反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风。 3）掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范。 4）要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写工整，

二、设计正文 一.设计题目:

运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器

二，传动简图

三，原始数据：

1）螺旋筒轴上的功率P= 1.7 KW;

2) 螺旋筒轴上的转速n= 30r/min (允许输送带速度误差为±5％)； 3）工作情况：三班制连续单向运转，载荷较平稳； 4) 使用折旧期：10年

5）动力来源：电力，三相交流，电压380V；

6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

四，设计工作量要求：

独立完成设计总装图一张,设计计算说明书一份和主要零件工件图2张 五，传动方案的总体设计：

（1），拟订传动方案：

1

课程设计报告

采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺

寸稍大）

高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 ~ 40

（2），选择电动机：

由电动机至工作机的总传递效率为 η= 122434。

式中各部分效率由设计资料查的：联轴器效率1=0.992，闭式齿轮传动效率2= 0.97（初选七级精度），一对滚动轴承的效率3= 0.99（初选球轴承或圆锥滚子轴承），圆锥齿轮传动效率4=0.935 。 总效率 η= 122434=0.992*0.972*0.994*0.935=0.838. 电动机所需功率为Pd=Pw／η=1.7／0.838=2.029kw. 选取电动机的转速为 n = 1000r

min ，查表17-1 ，取电动机型号为Y112M6，则所选取电动机：

额定功率为2.2KW. 满载转速为 n m=940r/min.

（3），.确定传动装置的总传动比及其分配； i=nm/,nw = 940/30 =31.33. . 由式（2-6），i=i1i2i3 .式中i1和i2 ，存在i1 =（1.3—1.5）i2 ， 取i1 =1.4 i2 。i3=3. 可求得i1=3.822.i2=2.73.

（4），计算传动装置运动和动力参数： 1，各轴转速： 940r/min

940/3.822=245.9r/min

245/2.73=90.1r/min 2，各轴输出功率：

pd*0.992=2.013kw

p错误！未找到引用源。=p

错误！未找到引用源。*0.97*0.99=1.933kw *0.97*0.99=1.856kw

p错误！未找到引用源。= p 3，个轴输出转矩：

错误！未找到引用源。 20.451N.M

2

课程设计报告

75.058N.m

T错误！未找到引用源。=196.745N.m

（5），设计传动零件：

取齿宽系数 a=0.4

1.高速齿轮组的设计与强度校核

1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

A. 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）；

C. 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。

D. 初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.822*Z1=91.7，取Z2=91。 E. 初选螺旋角β=14 2）按齿面接触强度设计 d1t3确定公式内的数值

A. 试选 Kt=1.6，由图10—30选取区域系数 ZH=2.433 B. 由图10—26查得 a1=0.771 a2=0.820 所以 a =1.591 C. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=0.5*(1+u)* a=0.5(1+3.208)*0.4=1.26 D. 查表10—6 得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa122KtT1(u1)ZHZE2()

dau[H]

E. 由图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 Hlim1=600MPa；大齿轮的接

触疲劳强度极限为 Hlim2=550MPa F. 计算应力循环次数

N1=60njLh=60*940*1*(3*8*300*10)=4.0608*10

同理 N2=10.625*10

3

89 课程设计报告

由图10—19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.91; KHN2=0.97.

G. 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 [H]1 = KHN1Hlim1/S=546MPa [H]2 = KHN2Hlim2/S=533.5MPa

所以 [H]=（546+533.5）/2=539.75MPa

3）计算

A. 由小齿轮分度圆直径

d1t32KtT1(u1)ZHZE2()=33.465mm

dau[H]B. 计算圆周速度 v=

d1tn160*1000=1.65m/s

C. 计算齿宽b及模数mnt

b=dd1t=33.46mm

mnt=

d1tcos1.35mm Z1 h=2.25*mnt=3.04mm b/h=11.

计算纵向重合度

=0.318dZ1tanβ=1.903

D. 计算载荷系数 K

已知使用系数KA=1，根据v=1.65m/s ，7级精度，由图10-8 查得动载系数Kv=1.09；由表10-4查得KH1.120.18*(10.6d)*d0.23*10b1.42 查图10-13得KF1.35；查表10-3得KHaKFa1.4

所以 载花系数 K =KAKvKHaKH=2.17

E. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1d1t3KF. 计算模数

4

223Kt37.042mm

课程设计报告

mnd1cos1.501mm 圆整为2mm Z14) 按齿根弯曲强度设计 mn32KT1Ycos2YFaYSadZa[F]21

确定计算参数

A. 计算载荷系数

K =KAKvKFaKF=2.06.

B. 由纵向重合度=1.903，查图10-28得螺旋角影响系数Y=0.88 C. 计算当量齿数

Zv1Z126.27 ；同理 Zv2=100.4. 2cosD. 查取齿形系数

由表10-5查得齿形系数YFa12.592； YFa22.211

应力校正系数YSa11.596； YSa2=1.791 E. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 F. FE1500MPa； FE2380MPa

G. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.86；KFN20.89

H. 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 [F]1KFN1FE1307.14MPa； 同理[F]2=241.57MPa SYFaYSa，并加以比较 [F]I. 计算大、小齿轮的

YFa1YSa1YY=0.01346； Fa2Sa2=0.0164.

[F]1[F]2 所以,大齿轮的数值大

5) 设计计算 mn32KT1Ycos2YFaYSadZa[F]21=1.08mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法

5

课程设计报告

面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d137.042mm来计算应有的齿数。于是有 Z1.

6）计算中心距 a=

d1cos=18； 取Z1=24； 则Z2=uZ1=91 mn(Z1Z2)mn118.562mm 圆整为 119 mm

2cos7）按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos(Z1Z2)mn1453'24\"

2a 因β值改变不多，故参数a、K、ZH等不必修正。

8）计算大、小齿轮的分度圆直径 d19）计算齿轮宽度

b=dd1=49.7mm 圆整后取B250mm B1=55mm

Z1mn49.768mm 同理 d2=188.324mm cos10） 高速齿轮组的结构设计

齿根圆直径为 df1d12(haCn)mn49.7-2*(1+0.25)*2=44.7mm df2188.3mm

齿顶圆直径为 da1d12hanmn49.72*1*253.7mm da2192.3mm

***2. 低速齿轮组的设计与强度校核

1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

A. 如前图六A所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）；

6

课程设计报告

C. 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。 D. 初选小齿轮齿数Z3=24，大齿轮齿数为Z4=2.73*Z3=65。 E. 初选螺旋角β=14 2) 按齿面接触强度设计 d3t3 确定公式内的数值

A. 试选 Kt=1.6，由图10—30选取区域系数 ZH=2.433 B. 由图10—26查得 a3=0.78；a4=0.86. 所以 a =1.64.

C. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=0.5*(1+u)* a=0.5(1+2.318)*0.4=0.6638 D. 查表10—6 得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa122KtT2(u1)ZHZE2()

dau[H]

E. 由图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 Hlim3=600MPa；大齿轮的接

触疲劳强度极限为 Hlim4=550MPa F. 计算应力循环次数

N4=60njLh=60*77.628*1*(3*8*300*10)=5.46*10

8 同理 N3=12.96*10

8由图10—19 查得接触疲劳寿命系数 KHN3=0.93 KHN4=0.95

G. 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 [H]3 = KHN3Hlim3/S=558MPa [H]4 = KHN4Hlim4/S=522.3MPa

所以 [H]==540.15MPa

3) 计算

A. 小齿轮分度圆直径

所以 d3t3B. 计算圆周速度

7

2KtT2(u1)ZHZE2()=53.158mm

dau[H] 课程设计报告

v=

d3tnⅡ60*1000=0.684m/s

C. 计算齿宽b及模数mnt

b=dd3t=53.158mm

mnt=

d3tcos2.153mm Z3 h=2.25*mnt=4.834mm b/h=12.124

D. 计算纵向重合度

=0.318dZ1tanβ=1.903

E. 计算载荷系数 K

已知使用系数KA=1，根据v=0.684m/s ，7级精度，由图10-8 查得动载系数Kv=1.06；由表10-4查得KH1.120.18*(10.6d)*d0.23*10b1.42查图10-13得

223KF1.36；查表10-3得KHaKFa1.4;

所以 载荷系数 K =KAKvKHaKH=2.11.

F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d3d3t3KG. 计算模数 mnKt58.294mm

d3cos2.356mm 圆整为3mm Z34) 按齿根弯曲强度设计 mn32KT2Ycos2YFaYSadZa[F]23

确定计算参数

A. 计算载荷系数

K =KAKvKFaKF=2.02

B. 由纵向重合度=2.379，查图10-28得螺旋角影响系数Y=0.8846 C. 计算当量齿数

8

课程设计报告

Zv3Z332.84 同理 Zv4=71.22 2cosD. 查取齿形系数

由表10-5查得齿形系数YFa32.592； YFa42.238 应力校正系数YSa31.596； YSa4=1.752

E. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa；FE4380MPa F. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN30.90；KFN40.95

G. 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 [F]3KFN3FE3321.43MPa； 同理[F]4=257.86MPa SYFaYSa，并加以比较 [F]H. 计算大、小齿轮的

YFa3YSa3YY=0.01363; Fa4Sa4=0.01641.

[F]3[F]4 大齿轮的数值大

5) 设计计算 mn32KT2Ycos2YFaYSadZa[F]23=1.629mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法

面模数，取mn=3.0mm，已可满足弯曲强度。 取Z3=24; 则Z4=uZ3=65. 6) 几何尺寸计算

A. 计算中心距 a=

(Z3Z4)mn137.629mm ; 圆整为 138mm

2cosB. 按圆整后的中心距修正螺旋角

arccos(Z3Z4)mn1440'12\"

2a 因β值改变不多，故参数a、K、ZH等不必修正。

C. 计算大、小齿轮的分度圆直径

9

课程设计报告

d3Z3mn74.457mm ; 同理 d4=201.655mm cosD. 计算齿轮宽度

b=dd3=74.457mm ; 圆整后取B475mm ; B3=80mm

3．低速齿轮组的结构设计

齿根圆直径为 df3d32(haCn)mn66.957mm df4194.155mm

齿顶圆直径为 da3d32hanmn80.4457mm da4207.655mm4. 校验传动比

实际传动比为 i实总传动比 i

***9165*30.8 2424nmn144077.62718.55

所以传动比相对误差为 (31.33-30.8)/31.33=1.7%＜5%.

符合要求。

5．外部圆锥齿轮设计

1）工作机工作环境为一般机械厂小批量生产，清洁度一般，且暴露在空气中，需防锈，齿根弯曲强度要高，故取8级精度，轴交角Σ=90的标准直齿锥齿轮传动。材料为45钢，调质并氮化处理。且小锥齿轮硬度为280HBS，大锥齿轮硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 取小锥齿轮齿数z518；

故大锥齿轮齿数z6i56z63*1854； 2） 按齿根弯曲强度设计 m34KT1YYFaYSaR(10.5)RZ21u1[F]2

确定计算参数

J. 计算载荷系数

K =KAKvKFaKF=1.0*1.15*1*2.25=2..5875；

K. 计算当量齿数Zv1 =19; Zv2=170.763.

10

课程设计报告

L. 查得齿形系数YFa52.852； YFa62.129 应力校正系数YSa51.539； YSa6=1.848

M. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE5500MPa； FE6380MPa H. 计算应力循环次数

N5N4/i565.46*108/31.82*108

由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN50.84；KFN60.89

I. 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1.5，则

[H]5 = KFN5FE5/S0.84500/1.5280MPa [H]6 = KFN6FE6/S0.89380/1.5225.47MPa

所以 [H]=（540+533.5）/2=536.75MPa

N. 计算大、小齿轮的

YFaYSa，并加以比较 [F]

YFa5YSa5YY=0.01429; Fa6Sa6=0.01629.

[F]5[F]6

所以,大锥齿轮的数值大。 3） 设计计算

m34KT1YYFaYSaR(10.5)RZ1242.5875196.91030.016295.17

23122u1[F]1/3(10.5)18313圆整取m=6;

平均模数 mmm10.5R6*10.5*5;

13dm5t100mm；

vm5dm5tmm60*1033.14*90*900.4239m/s5m/s

60*103再查图10-8 有Kv1..14，故初步取值合适不必修正。由d5=108mm.d6=324mm;所以da1=d1+2m=120mm, Da6=d6+2m=336mm

11

课程设计报告

Rd5u2110108*170.763mm 221bRR*170.76356.921mm

3

6.设计计算箱体的结构尺寸

名称 底座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 轴承座连接螺栓凸缘厚度 底座加强肋厚度 箱底加强肋厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承座连接螺栓直径 箱体内壁与齿顶圆的距离 底座高度 箱盖高度 外箱壁至轴承座端面距离 轴承盖固定螺钉孔深度 其他圆角

代号 δ 尺寸 8mm 8mm 5mm 55mm 8mm 8mm 20mm 4 16mm 12mm 20mm 335mm 48mm 25mm 2mm 备注 1 B m m df n d1 Δ1 b2 h l1 R dc3pI3.637(118-107)3(18.40,16.68) nI960d132mm d242mm d345mm d454mmd557.632 d654mm d745mm d6 dad4 e<2m n=(0.07d+3)~(0.1d+5)=(4. 1d2d1+2n L160 L230 L327 L485 L555 L613 L727 A=45

b155mm mpn(0.100.13)D=（ [p]100 M Pa 8.5-12.75）T=TI=36.18N·m p4T14.133N/mm2[p] dhl12

课程设计报告

中间轴 d150mm d252mm d362mm d452mmd550mm

L134 L267 L310 L448 L542

dminc3pII3.493(118-107)3(28.239,25.609) nII254.845Ft21375 Fr2466Fa2404

输出轴

dmin(118-107)3pIII(38.750,35.138) nIIId150mm d258mm d360mm d468mmd572mm d662mm d760mm L143 L230 L327 L465 L510 L662 L737

接触球轴承7000C 15

输入7209C 45 85 19 52 78 38.50 28.5 中间7210C 50 90 20 57 83 42.8 32.0 输出7212C 60 110 22 69 101 61.0 48.5

连接

中间轴[p]100 MPa

4T41.953N/mm2[p]100 MPa dhl4T小 d=52 A bhl161060 p22.883N/mm2[p]100 MPa

dhl大 d=52 A bhl161040 p输出轴

大齿d150mm A bhl14938 小齿d262mm A bhl181155

大 l=24 T=338.159 p125.244> [p] d1 mm bhl161040 L=26 T=338.159 p94.590.< [p] 小 l=37 p53.604< [p]

13

课程设计报告

7.轴的设计计算

1. 高速轴的设计与计算

1) 列出轴上的功率、转速和转矩 PⅠ2.013kN

nⅠ = nm940r TⅠ20.451Nm

2) 求作用在齿轮上的力

因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d1min

Z1mn49.668mm cos'\" 145324 而 圆周力 Ft2T12*20451821.9N d149.668 径向力 FrFttanan309.7N cos218.5N 轴向力 FaFttan3) 初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取A0=120，则

dminA03

P115.467mm n1输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径dⅠⅡ处，如上图所示。为了使所选轴直径dⅠⅡ与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

查表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取KA=1.5，则： 联轴器的计算转矩为 TcaKAT11.5*20.45130.6765Nm

所以，查标准GB/T 5014-1985，选用YL4 凸缘联轴器，其公称转矩为4 0Nm。半联轴器长L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=40mm

4) 拟定轴上零件的装配方案

A. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

14

课程设计报告

a

Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩，所以取dⅡⅢ=28mm，，故Ⅰ-Ⅱ段的长度就比L1稍短一些，现取 lⅠ-Ⅱ=38mm。由联轴器知d错误！未找到引用源。--错误！未找到引用源。

=24 mm;

b 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。由工作要求及dⅡⅢ=24mm，查GB/T297-1994，选择7206AC型号，其尺寸为d*D*T=30mm*62mm*16mm，a=16.4mm。故d错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。=d错误！未找到引用源。

=30mm，取齿轮距箱体内壁间距为15mm，取l错误！=32mm。未找到引用源。未找到引用源。未找到引用源。-错误！-错误！

右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得7206AC型轴承的定位轴肩高为9.5mm，所以 dⅣⅤ=36mm。

c 经过计算知该轴是齿轮轴，轴段错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。的直径可不计算，故取lⅥⅦ=55mm，即为齿轮的宽度。,轴第错误！未找到引用源。-错误！

未找到引用源。段与轴承配合，考虑齿轮与箱体距离为15mm,故取l错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。 =44mm.

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 d 轴向零件的周向定位

联轴器与轴的周向定位采用平键联接。，在联轴器与轴联接处，选用平键8mm*7mm*30mm，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

e 确定轴上圆角和倒角尺寸 查表15-2，取轴端倒角为2 * 45，各轴肩处的圆角半径见前图。 5) 按弯扭合成应力校核轴的强度

15

 课程设计报告

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 水平面H FNH1=210.5N FNH2=611.4N MH=29049N.mm 垂直面V FNV1=108.6N FNV2=201.1N MV1=14986.8N.mm MV2=9549.6N.mm 2M1=2904914986.832687.1N.mm M2=290499549.630578.4N.mm 222扭矩 T1=20451N.mm 进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：

caM2(aT3)2W3.9MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 [1]=60MPa，因此是安全的。.

2. 中间轴的设计与计算

1) 列出轴上的功率、转速和转矩

16

课程设计报告

r PⅡ1.933 nⅡ = 245.945 TⅡ75.058Nm

2) 求作用在齿轮上的力

因已知中间轴小齿轮的分度圆直径为

min

Z3mnd174457mm

cos'\" 144012 而 圆周力 Ft2T2195.13N d1tanan734.2N cos 径向力 FrFt510.8N 轴向力 FaFttan同时得考虑高速级齿轮的影响。

3) 初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取A0=120，则

dminA03P124.632mm n1 由最小直径与轴承配合，选取角接触球轴承7006AC，其尺寸同上，所以dⅠⅡ=30mm，错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。段长度由B和挡油环厚度决定，取lⅠ-Ⅱ=52mm，错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。段安装小齿轮，取dⅡⅢ=34mm。lⅡⅢ80476mm

第错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。段应为一与第错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。段有一轴肩，取d错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。=40mm,l错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。=10mm错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。段与大齿轮配合，取d错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。=36mm,l错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。=48mm,错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。段与轴承和挡油环配合，所以d错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。=30mm,取l错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。=50mm 4）轴的校核计算.

17

课程设计报告

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩

进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：

水平面H FNH1=1485N FNH2=-1288N MH=98752.5N.mm 22垂直面V FNV1=－406.4N FNV2=-18N MV1=46041.6N.mm M1=98752.546014.6108958N.mm T1=75058N.mm caM2(aT3)2W3.9MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 [1]=60MPa，因此是安全的。.

18

课程设计报告

3.低速级轴的设计计算

1) 列出轴上的功率、转速和转矩

PⅢ1.856 nⅢ = 90.1rmin

TⅢ196.745Nm

2) 求作用在齿轮上的力

由作用力与反作用力的关系易知

圆周力 Ft1951.3N

径向力 Fr734.2N 轴向力 Fa510.8N 3) 初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取A0=120，则

dminA03P332.986mm n3 该轴的最小径显然与锥齿轮相配合，故取dⅠⅡ=34mm，锥齿轮靠轴肩定位，故取

dⅡⅢ=40mm，选定圆锥滚子轴承30309，其尺寸为d*D*T=45mm*100mm*27.25mm，第错误！未

找到引用源。-错误！未找到引用源。段与轴承配合，所以d错误！未找到引用源。-错误！未找到引用源。=45mm，l错误！

未找到引用源。未找到引用源。-错误！

lⅣⅤ=73mm。=50mm，l错误！段与大齿轮配合，取dⅣ未找到引用源。-错误！未找到引用源。Ⅴ=48mm。

大齿轮靠轴肩定位，取dⅤⅥ=56mm，取lⅤⅥ=12mm。dⅥⅦ=52mm, lⅥⅦ=44mm.另外lⅦⅧ段与轴承配合，取dⅦⅧ=45mm，lⅦⅧ=50mm。 a 4） 轴的校核计算

19

课程设计报告

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 水平面H FNH1=1733.8N FNH2=-8057.2N MH1=204420.8N.mm MH2=496870.2 N.mm 22垂直面V FNV1=-8057.2N FNV2=-4709N MV1=327406.1N.mm MV2=-38236.5N.mm M1=204420.8327406.1384244N.mm M2=496870.238236.5498340N.mm 22扭矩 T1=196745N.mm 进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：

caM2(aT3)2W6.4MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 [1]=60MPa，因此是安全的。.

8.选择滚动轴承及寿命计算

1. 轴错误！未找到引用源。上轴承的校核，

20

课程设计报告

该轴选用轴承为7206AC轴承，其受力图如下所示 Fae=218.5N, Fr1==FFr2=F22NH1F2NH1236.9N

NH2F2NH2643.6N

查表13-7得 Fd1=0.68Fr1=161.092N Fd2=0.68Fr2=437.6N 所以 Fa1=161.6N

Fa2=161.1+218.5=379.6N

查表13-5，得70000AC轴承e=0.68,

Fa1161.1e,所以取X=1，Y=0. Fr1236.9Fa2379.6e，所以取X=1，Y=0. Fr2643.6 P1=1.5*236.9=355.4 N

P2=1.5*643.6=965.4N

查表13-4取ff=0.8,查手册取C=22KN,

10622*10003()209830h14400h Lh1=

60*960965.4 以上轴承的使用寿命均大于两年，所以选用的轴承合格。

2. 轴错误！未找到引用源。上的轴承校核 该轴选用轴承为7006AC轴承，其受力图如下所示

Fa2=218.5N, Fa3=510.8N Fae= Fa3- Fa2=292.3N Fr1=1593.5N Fr2=1288N

查表13-7得 Fd1=0.68Fr1=1046.9N Fd2=0.68Fr2=875.9N 所以 Fa1=292.3+875.9=1168.2 Fa2= 875.9N

查表13-5，得7006AC轴承e=0.68,

21

课程设计报告

Fa10.76e,所以取X=0.41，Y=0.87 Fr1Fa20.68e，所以取X=1，Y=0. Fr2

P1=1.5*（XFr1+YFa1）=0.41*1593.5+0.87*1168.2=1647.5N

P2=1.5*（XFr2+YFa2）=1.5*1288=1932N

查表13-4取ff=0.8,查手册取C=14.5

10614.5*10003 Lh1=()28648h14400h

60*245.9451932 该对轴承的使用寿命均大于两年，所以选用的轴承合格。

3.轴错误！未找到引用源。上的轴承校核

已知该轴选用圆锥滚子轴承为30309，轴承其受力图如图所示

Fae= Fa4- Fa5=7.6N Fr1==2070.6N Fr2=9332.4N

查表13-5，得7006AC轴承e=0.68, Fd1=0.35Fr1=724.7N Fd2=0.35Fr2=3266.3N 所以 Fa1=Fd1=724.7N

Fa2= 724.7+7.6=732.3N. 所以

Fa10.35e,所以取X=1，Y=0. Fr1Fa20.08e，所以取X=1，Y=0. Fr2 P1=1.5*2070.6=3105.9N

P2=1.5*9332.4=13998.6N

查表13-4取ff=0.8,查手册取C=108

106108*10003()85040h14400h Lh1=

60*9013998.6 该对轴承的使用寿命均大于两年，所以选用的轴承合格。

22

课程设计报告

十.选择和校核键联接

键一的校核

1 键一与联轴器连接，根据d=24mm,从设计知道书表12-1查得键的截面尺寸：b=8mm,h=7mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取L=34mm.

2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得叙用积压应力[σp]=100—120MPa,取平均值

[σp]=110MPa，键工作长度l=L-b=26mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm,由公式6-1得

2T*1032*20.451*103 σp=18.7MPa110MPa

kld3.5*26*24故该键是安全的

键二的校核

1 键二与中间轴大齿轮连接，根据d=36mm,从设计知道书表12-1查得键的截面尺寸：b=10mm,h=8mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取L=40mm.

2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得叙用积压应力[σp]=100—120MPa,取平均值

[σp]=110MPa，键工作长度l=L-b=30mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm,由公式6-1得

2T*1032*75.058*10334.7MPa110MPa σp=

kld4*30*36故该键是安全的

键三的校核

1 键三与高速级大齿轮连接，根据d=34mm,从设计知道书表12-1查得键的截面尺寸：b=10mm,h=8mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取L=70mm.

2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得叙用积压应力[σp]=100—120MPa,取平均值

[σp]=110MPa，键工作长度l=L-b=60mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm,由公式6-1得

2T*1032*75.058*10318.4MPa110MPa σp=

kld4*60*34故该键是安全的

键四的校核

1 键四与低速级大齿轮连接，根据d=48mm,从设计知道书表12-1查得键的截面尺寸：b=14mm,h=9mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取L=65mm.

23

课程设计报告

2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得叙用积压应力[σp]=100—120MPa,取平均值

[σp]=110MPa，键工作长度l=L-b=51mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm,由公式6-1得

2T*1032*75.058*103 σp=13.6MPa110MPa

kld4.5*51*48故该键是安全的

键五的校核

1 键五与锥齿轮连接，根据d=34mm,从设计知道书表12-1查得键的截面尺寸：b=10mm,h=8mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取L=50mm.

2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得叙用积压应力[σp]=100—120MPa,取平均值

[σp]=110MPa，键工作长度l=L-b=50-10=40mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm,由公式6-1

得

2T*1032*196.745*10372.3MPa110MPa σp=

kld4*40*34故该键是安全的

十一.选择联轴器

选择HL1型联轴器与电动机和高速级第一根轴相连接。

十二.选择润滑方式、润滑剂牌号及密封件

轴承选择脂润滑齿轮选择油润滑。

四设计小结（包括对课程设计的心得、体会设计的优缺点及改进意见等）

这次的课程设计，是关于设计《运送原料的螺旋式运输机用的圆柱齿轮减速器》的内容。在设计过程中，碰到了与以往完全不同的方法及概念；前一部分可能成立的结论用到下一部分内容却会产生致命的错误；我们往往在自认为已经没有问题的时候，却碰到了前面认为不是问题的问题。总结起来，我们最大的欠缺就是缺乏一个整体的观念，常常在不经意中，以偏概全，以局部代替整体。比如，我们设计齿轮时，却总是忘记了考虑到齿轮中心距的过小会使大齿轮的齿顶圆碰到了配合轴的端面，而这是不允许存在的；有时也会影响凸缘端盖的外径的安装。为此我们吃了不少苦头，重算了好多次。 另一方面，在这次的设计中，我们用到了大量的经验公式以及大量取范围值的数据，这让我们这些在精确公式及数值下学习成长的学生们顿时产生了无所适从的感觉，取值时往往犹豫不决，

24

课程设计报告

瞻前顾后，大大减慢了我们的设计速度。与此同时，我们也发觉到，对工具书使用的不重视是一个非常严重的问题。 在这次的课程设计之后，我个人认为，如果可以把课程设计的时间往前挪挪会更好，最好是在这学期开学时就给我们安排，这样，我们在学习课程的时候，可以一边进行设计，虽然在前一部分时间因为所学知识的缘故，我们不可能有太大进展，但我们可以通过设计，了解到学习的内容的目的，运用，带着问题和明确的学习目的来学习，我想应该可以达到更好的效果。 在这次的设计中，段老师帮助我们从数据的海洋中找出了方向，为我们说明了

五.参考资料（包括资料编号、作者、书名、出版单位和出版年月）

1. 《机械设计》（第七版）

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著

濮良贵 纪名刚 主编 2001年 高等教育出版社出版

2. 《机械设计课程设计》（第二版）陈立新 主编

中国电力出版社出版 2004年 3. 《机械原理》（第一版） 孙恒 陈作模等 主编

高等教育出版社出版 1999年 4. 《材料力学》（第一版） 单从辉 主编

高等教育大学出版社出版 2004年

25