主轴箱设计说明书.docx
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主轴箱设计说明书
班级：
矿山机电０５-JX 姓名：
王俊河 学号：
028
设计说明书
一、前言
（—）课程设计的目的（参照第1页）
机械零件课程设计是学生学习《机械技术》（上、下）课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。
同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤，为今后学习专业技术知识打下必要的基础。
（二）传动方案的分析（参照第10页）
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低．在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。
本设计采用的是单级直齿轮传动（说明直齿轮传动的优缺点）。
说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合（如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成）。
设计说明书
二、传动系统的参数设计
已知输送带的有效拉力Fw＝2350，输送带的速度Vw=1.5,滚筒直径D=300。
连续工作，载荷平稳、单向运转。
1）选择合适的电动机；2）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；3）计算传动装置的运动参数和动力参数。
解：
1、选择电动机
（1）选择电动机类型：
按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
（2）选择电动机容量
工作机所需功率：
其中带式输送机效率ηw=0.94。
电动机输出功率：
其中η为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率，包括V带传动效率ηb、一对齿轮传动效率ηg、两对滚动轴承效率ηr2、及联轴器效率ηc，值
计算如下：
η=ηb·ηg·ηr2·ηc=0.90
由表10—1（134页）查得各效率值，代入公式计算出效率及电机输出功率。
使电动机的额定功率Pm＝（1～1.3）Po，由表10—110（223页）查得电动机的额定功率Pm=5.5。
（3）选择电动机的转速
计算滚筒的转速：
95.49
根据表3—1确定传动比的范围：
取V带传动比ib＝2～4，单级齿轮传动比ig＝3～5，则总传动比的范围：
i＝（2X3）～（4X5）＝6～20。
电动机的转速范围为n´=i·nw（6~20）·nw=592.94~1909.8
在这个范围内电动机的同步转速有1000r／min和1500r／min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000，根据同步转速确定电动机的型号为Y132M2-6，满载转速960。
（223页）
型号
额定功率
满载转速
同步转速
Ｙ１３２Ｍ２－６
５．５
９６０
1000
2、计算总传动比并分配各级传动比
（1）计算总传动比：
i=nm／nW=8～14
（2）分配各级传动比：
为使带传动尺寸不至过大，满足ib3、计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴的转速：
n1=nm/ibn11=n1/ignw=n11
（2）各轴的功率：
P1=Pm·ηbP11=P1·ηr·ηgPw=P11·ηr·ηc
（3）各轴的转矩：
T0=9550Pm/nmT1=9550P1/n1T11=9550P11/n11Tw=9550Pw/nw
最后将计算结果填入下表：
参数
轴名
电机轴
I轴
II轴
滚筒轴
转速n（r/min）
nm=960
n1=384
n11=96
nw=96
功率P（kW）
Pm=5.5
P1=5.28
P11=5.08
Pw=4.99
转矩T（N·m）
T0=54.71
T1=131.31
T11=505.67
Tw=496.5
传动比i
ib=2.5
ig=4.02
1
效率η
ηb=0.96
nb·ηr=0.96
ηr·ηc=0.98
三、带传动的设计计算
已知带传动选用Y系列异步电动机，其额定功率Pm=5.5，主动轮转速nw=960,从动轮的转速n1=384,ib=2.5。
单班制工作。
有轻度冲击。
计算项目
计算内容
计算结果
1确定设计功率
2选V带型号
3确定带轮直径
4验算带速
5确定带的基准长度和
6验算小带轮包角
7计算带的根数
8计算初拉力
9计算对轴的压力
⑩带轮结构设计绘工作图
查表34—3，取KA：
1．2，故
Pd=KAP=1．2×11=6.05kW
根据Pd和nl查图34—9，选B型普通V带
由表34—4，取小带轮基准直径ddl=125mm
传动比
2.5
大带轮基准直径dd2=idd12.94×125=312.5mm
圆整da2=315mm
验算
=
由0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）初定中心距a0＝700mm带的基准长度为
传动中心距
Ld0
2×700+
（125+375）+（375-125）2=2208mm查表34—2，取Ld=2800mm
由式（34—9），实际中心距
a=a0+
=647mm
a1
180°-57.3°×
155
由式（34—11），z=
由ddl=125mm，n1=960r／min，查表34—5，
P1=0.8kW
查表34—6，B型带，Kb=2．67×10-3，查表34—7，由I=2．5，得
Ki=1．14
P1=2.67×10-3×960
=0.32kW
Ka=1.25（1-5-a1/180°）=1.25（1-5-160°/180°）=0.937
查表34—2，由Ld=2800mm，得KL=1.03
则Z=
6.7
取c＝7根
查表34—1，B型带，q=0．17kg／m;由式（34—13）得
F0=500×
＋0.17×6.352=249.1N
由式（34-14）得
Ｑ=2zFosin
2×5×1×sin
＝3434。
4N
Pd=6.05kw
B型
dd1=125mm
dd2=375mm
V=6．28m／s
合适
2800mm
a=700mm
a1=155
合适
Z=3
四、齿轮的设计计算
已知传递的名义功率P1＝5.28，小齿轮转速n436.36，传动比ig＝4.05连续单
向运转，传动尺寸无严格限制；电动机驱动。
计算项目
计算内容
计算结果
1.选精度等级、材料及齿数
2.按齿面接触强度设计
3传动尺寸计算
1）精度等级选用8级精度；
2）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝96的；
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
按式
查表35-12得Ka=1
初估速度=4
由图35-30b查得Kv=1.1
取
=0
由式
=[1.88-3.2（
+
）]cos
=1.713
取
=1
由图35-31得,K
=1.46
由图35-32得,K
=1.05
所以K`=1.364
d`
61.4
v=
=3.08
因与初估圆周速度相差较大，故应修正载荷系数及小齿轮直径
由图35-30b得Kv=1.03,
K=1.276，
d1=59.5,
=147.6，取150mm
=2.48,
取m=2.5
d1=
=60
d2=ud1=240
b=
=
取b1=70,b2=60
3）结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
Z1=24
Z2=96
五、轴的设计计算
（一）主动轴的设计计算
已知传递的功率为P1=5.28，主动轴的转速为n1=384，小齿轮分度圆直径d1=60，
啮合角d=20，轮毂宽度B小齿轮＝700mm，工作时为单向转动。
解：
1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力（按教材表39—1、39—8）
轴名
材料
热处理
硬度
抗拉强度
许用弯曲应力
主动轴
45号钢
调制
217~255
650MPa
60MPa
2、画出轴的结构示意图：
3、计箅轴各段直径
计算项目
计算内容
计算结果
1、计算d1
2、计算d2
3、计算d：
4、计算山
5、计算d5
由教材表39-7得：
A=118～106，取A=118（取较大值）
d1"
27.14,
轴上有一个键槽，故轴径增大５％
d1’=d1”×（1+5%）＝28.50按138页圆整dl=30
d2’=d1+2a=d1+2×（0．07-0．1）×d1=34.2-36，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=35。
（191页）
d3’=d2＋（1～5）mm＝36-40，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3＝40。
所选轴承型号为6208，B＝18，D＝80，G＝22.8，C0r=15.8
d4’=d3+（1-5）mm=41-45，为装配方便而加大直径，应
圆整为标准直径；一般取0,2,5,8为尾数。
取d4=45
d5=d3=40，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于
轴承座孔镗制和减少轴承类型。
d1=30
d2=35
d3=40
d4=45
d5=40
4、计笪轴各段长度
计算项目
计算内容
计算结果
1、计算Ll
2、计算L2
3、计算L3
4、计算L4
5、计算L5
B带轮=（Z一1）e+2f=，e、f值查教材表34-8
L1’=（1.5～2）d1，按138页取Ll=58
L2=l1+e+m=50
e=1.2d3，其中d3为螺钉直径，查表5—1（23页）
m=L-Δ3-B轴承小
=6+C1+C2+（3～8）-Δ3小一B轴承小=20
式中6、Cl、C2查表5—1。
l1、Δ3小查表6—8（75页，
按凸缘式端盖查l1）,若mL3=B轴承小+Δ2小+Δ3小，Δ2小查表6—8（75页）
<10—15，故小齿轮做成齿轮轴，L4＝B小齿轮
L5=L3
L1=58
L2=50
L3=40
L4=70
L5=40
5、校核轴的强度
计算项目
计算内容
计算结果
1．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6.弯扭校合
6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差
（二）从动轴的设计计算
已知传递的功率为P11=5.08，从动轴的转速为n11=96，大齿轮分度圆直径d2=240
啮合角α=20°轮毂宽度B大齿轮＝600mm，工作时为单向转动。
解：
1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力（按教材表39—1、39—8）
轴名
材料
热处理
硬度
抗拉强度ob
许用弯曲应力[o川b
从动轴
45号钢
正火
170-217
600MPa
55MPa
画出轴的结构示意图
计算轴各段直径
计算项目
计算内容
计算结果
1、计算d，
2、计算d2
3、计算d3
4、计算d4
5、计算d5
6、计‘算d6
由教材表39-7得：
A=118～106，取A=115（取较大值）
d1"
轴上有一个键槽，故轴径增大5％
d1’=d1”×（1+5%）＝45，为使所选轴径与联轴器的孔径
相适应，故需同时选取联轴器。
查184页，相配合的联
轴器选HL4型弹性柱销联轴器，轴径相应圆整为dl’，
半联轴器长l=112。
d2’=d1+2a1=d1十2×（0.07-0.1）×dl=36.48-38.4，因d2必须符
合轴承密封元件的要求，取d2=55。
（191页）
d3’=d2+（1～5）mm=41-45，d3必须与轴承的内径一致，圆
整d3=。
所选轴承型号为6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8
d4’=d3+（1～5）mm=，为装配方便而加大直径，应圆
整为标准直径：
一般取0,2,5,8为尾数。
取d4=62
d5’=d4+2a4=d4+2×（0.07-0.1）×d4，d5=75（取整）
d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴
承座孔镗制和减少轴承类犁。
d1=45
d2=55
d3=60
d4=62
d5=75
d6=60
计算项目
计算内容
计算结果
1、计算Ll
2、计算L2
3、计算13
4、计算L4
5、计算L5
6，计算L6
半联轴器的长度l=112，为保证轴端挡圈只压在半
联轴器上，而不压在轴的端面上，故第1段的长度应
比l略短一些，按138页取L1=82
l2=l1+e+m‘=50
e=1．2d3，其中d3为螺钉直径，查表5—1（23页）
m=L-Δ3-B轴承小
=6+C1+C2+（3～8）-Δ3小一B轴承小=20
式中6、Cl、C2查表5—1。
l1、Δ3小查表6—8（75页，
按凸缘式端盖查l1）,若mL3=B轴承大+Δ2大+Δ3大，Δ2大＝Δ2小＋
=54（公式中Ｂ为齿轮宽度）
L4=B大齿轮一2＝60
L5=b=1.4a4=12取整）
L6=Bz轴承大＋Δ2大+Δ3大－L5=31
L1=82
L2=50
L3=54
L4=58
L5=22
L6=45
5、校核轴的强度
计算项目
计算内容
计算结果
2．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6.弯扭校合
6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差（例图）略
计算注意事项：
1、主动轴与从动轴的e应相等，2、主、从动轴m+Δ3+B螈应相等
（一）主动轴外伸端处键的校核
已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1＝131，轴径为d1=30，轴长L1=58
带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击
六、键的选择与验算
计算项目
计算内容
计算结果
1）键的类型
及其尺寸
选择
2）验算挤压
强度
3）确定键槽尺
寸及相应的公
差
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型
平键联接。
根据轴径d=30，由表10-33（165页），查得：
键宽
b=8，键高h=7，因轴长L1=58，故取键长L=50
将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为
53.82Mpa
由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应
力[
]50—60MPa，ap<[
]，故挤压强度足够。
（以
为例）由附表10-33（165页）得，
轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的
极限偏差为：
。
毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深
h=4.9mm。
H7对应的极限偏差为0.030
键b×h
键长L=50
53.58
ap<[Op]
强度足够
4）绘制键槽工作图
（二）从动轴外伸端处键的校核
已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T11=505轴径为d1=45，宽度L1=82。
联轴器、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击
计算项目
计算内容
计算结果
1）键的类型
及其尺寸
选择
2）验算挤压
强度
3）确定键槽尺
寸及相应的公
差
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型
平键联接。
根据轴径d=45，由表10-33（165页），查得：
键宽
b=12，键高h=8，因轴长L1=82，故取键长L=70
将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为
52.41Mpa
由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应
力[
]50—60MPa，ap<[
]，故挤压强度足够。
（以
为例）由附表10-33（165页）得，
轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的
极限偏差为：
。
毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深
h=4.9mm。
H7对应的极限偏差为0.030
键b×h
键长L=70
52.41
ap<[Op]
强度足够
（三）从动轴齿轮处键的校核
已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T11=505，轴径为d1=52，宽度L4=58。
齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击
计算项目
计算内容
计算结果
1）键的类型
及其尺寸
选择
2）验算挤压
强度
3）确定键槽尺
寸及相应的公
差
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型
平键联接。
根据轴径d=30，由表10-33（165页），查得：
键宽
b=14，键高h=9，因轴长L1=60，故取键长L=45
将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为
59.17Mpa
由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应
力[
]50—60MPa，ap<[
]，故挤压强度足够。
（以
为例）由附表10-33（165页）得，
轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的
极限偏差为：
。
毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深
h=4.9mm。
H7对应的极限偏差为0.030
键b×h
键长L=45
59.17
ap<[Op]
强度足够
注意：
从动轴的许用挤压应力[op]：
100—120Mpa。
键的工作图都需要画出。
七、轴承的选择与验算
（一）主动轴承的选择与验算
已知轴颈直径d3=40，n1=384Rva=1192Rvb=1192
，运转过程中有轻微冲击
计算项目
计算内容
计算结果
1、确定轴承的基本参数
2、计算当量动负荷P
3、计算基本额定寿命
由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数
P=RvA、RⅧ中较大者
因球轴承，故c=3，查教材表38-10，取fd=1，
查教材表38-11，取gT=1
代入计算得：
Lh=
故所选轴承合适。
（1h’可查表或按大修期确定）
P=1.2
Lh>Lh，
合适
（二）从动轴承的选择与验算
已知轴颈直径d3=60，n11=96，RvA=3063，Rw=3063，运转过程中有轻微冲击
计算项目
计算内容
计算结果
1、确定轴承的基本参数
2、计算当量动负荷P
3、计算基本额定寿命
由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数
P二RvA、RⅧ中较大者
因球轴承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1，
查教材表38-11，取gT=1
代入计算得：
Lh=
故所选轴承合适。
（1h’可查表或按大修期确定）
P=1.2
Lh>Lh，
合适
注意：
如寿命过大，则重选轴承型号，取轻或特轻系列
八、联轴器的选择与验算
已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速nh=96，传递的功率为P11=5.08 传递的转矩为T"=505，轴径为d1=45
计算项目
计算内容
计算结果
1、类犁选择
2、计算转矩
3、型号选择
为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱
销联轴器，代号为HL。
由教材表43-l，选择工作情况系数K=1.25
Tc=K·TⅡ=631.96
按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取HL3型
弹性柱销联轴器，采用短圆柱形轴孔。
公称转矩：
Tn=630>Tc
许用转速：
n1=1000>n11
主动端：
了型轴孔、A型键槽、轴径d1=，半联轴
器长度L：
HL弹性柱销联轴
器
Tc=631.96
联轴器的选择结果
型号
轴孔直径
轴孔长度
公称转矩
许用转速
HL4
45
112
1250
4000
九、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。
箱体主要尺寸计算如下：
名称
符号
尺寸
箱体厚度
具体内容参照23页表5-1
8mm
十、齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择
（一）减速器的润滑
1、齿轮的润滑：
根据齿轮的圆周速度6.28
选择10mm润滑，浸油深度
，（36页）润滑油粘度为59。
（41页）
2、轴承的润滑：
滚动轴承根据轴径选择脂润滑，润滑脂的装填量
，润滑脂的类型为钙基2号钠基2号。
（39-40页．）
（．-2：
）减速器的密封（42—46页）
1、轴伸出处密封：
轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式
2、轴承室内侧密封：
采用挡油环密封方式，其作用是防止过多的油，杂质以及啮合处的热油冲入轴承室
3、箱盖与箱座接合面的密封：
采用密封条密封方法
画出封油环与毡圈示意图（46页与191页）
十一、减速器附件的设计
说明：
按课程设计47—53页进行设计，对每一种附件，说明其作用，并画出结构示意图。
（一）窥视孔盖和窥视孔的设计
作用：
检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油
结构示意图
窥视孔开在机盖的顶部，应能看到传动零件啮合，并有足够的大小，以便于检修。
（二）排油孔与油塞
作用：
排放污油，设在箱座底部
结构示意图
放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其结构如图
十二、设计参考资料目录
所用到的参考资料都可以列出，如：
1、机械设计基础课程设计：
张建中主编，徐州：
中国矿业大学出版社，
2、一一一”．
十三、结束语
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。
齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。
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