《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計-帶式輸送機(jī)傳動裝置.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計-帶式輸送機(jī)傳動裝置.doc（31頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、目錄第一部分 設(shè)計任務(wù)書1第二部分 傳動方案分析2第三部分 電動機(jī)的選擇計算3第四部分 傳動裝置運動和動力參數(shù)的選擇計算4第五部分 傳動零件的設(shè)計及計算5 一、齒輪設(shè)計計算5 1、1軸和2軸嚙合齒輪設(shè)計計算5 2、2軸和3軸嚙合齒輪設(shè)計計算10 二、鏈輪的設(shè)計計算13第六部分 減速器軸及軸承裝置、聯(lián)軸器、鍵的設(shè)計計算16 一、1軸及軸上聯(lián)軸器、軸承、鍵的設(shè)計計算16 二、2軸及軸上軸承、鍵的設(shè)計計算20 三、3軸及軸上軸承、鍵的設(shè)計計算24第七部分 潤滑和密封方式的選擇、潤滑油和牌號的確定27第八部分 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇27第九部分 設(shè)計小結(jié)30第十部分 參考資料3030第一部分、設(shè)計

2、任務(wù)書設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)傳動方案：電機(jī)兩極圓柱齒輪（直齒或斜齒）減速器鏈傳動工作機(jī)設(shè)計參數(shù)：輸送帶的牽引力F，（KN）輸送帶的速度v,(m/s)提升機(jī)鼓輪的直徑D，（mm）70.35300設(shè)計要求：1） 輸送機(jī)運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定2） 輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.973） 工作壽命為8年，每年300個工作日。每工作日16小時設(shè)計內(nèi)容：1） 裝配圖1張2） 零件圖3張3） 設(shè)計說明書一份指導(dǎo)老師：夏紅梅日期：2010-1-15第二部分、傳動方案分析題目：帶式輸送機(jī)傳動裝置傳動方案：電機(jī)兩極圓柱齒輪（直齒或斜齒）減速器鏈傳動工作機(jī)設(shè)計參數(shù)：傳動方案輸送帶的牽引力F，（KN）輸送帶的速度V，

3、（m/s）提升機(jī)鼓輪直徑D，（mm）兩級齒輪減速+鏈傳動70.35300設(shè)計要求：1).輸送機(jī)運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。2).輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.97。3).工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。4）帶式輸送機(jī)提升物料：谷物、型沙、碎礦石、煤等等。特點及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。由于高速級直接接電動機(jī)輸出軸，所以高速級宜用圓柱斜齒輪，低速級用圓柱直齒輪。裝置分布如圖：輔助件有:觀

4、察孔蓋,油標(biāo)和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等。各主要部件選擇：動力源齒輪鏈傳動聯(lián)軸器軸承電動機(jī)圓柱直齒輪和斜齒輪單排滾子鏈彈性聯(lián)軸器滾子軸承第三部分 電動機(jī)的選擇計算 按照工作要求和條件選用一般用途的Y系列三相異步電動機(jī)。(1) 電動機(jī)容量 工作機(jī)所需功率Pw按以下公式計算 Pw= （kw）根據(jù)已知條件，將輸送帶的阻力Fw=7000N、輸送帶速度Vw=0.35m/s,帶式輸送機(jī)的效率=0.97代入上式得 Pw=Kw=2.53Kw電動機(jī)的輸出功率Po按以下公式計算Po=Kw式中 從滾筒到電動機(jī)之間的總的傳動功率，其值按=計算查表兩對齒輪傳動的效率

5、都取0.98；每對（共四對）滾動軸承的效率都取0.99，聯(lián)軸器效率（彈性聯(lián)軸器）取0.99，減速器的攪油效率取0.96，鏈傳動效率取0.96.所以總效率為=0.84所以電動機(jī)的輸出功率為Po=Kw=3.01Kw查表，取電動機(jī)的額定功率為Pm=4kw(2) 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速滾筒轉(zhuǎn)速為=r/min=22.28r/min查表推薦各種機(jī)構(gòu)傳動比范圍，取單級圓柱齒輪的傳動比為=35；=35，鏈傳動比=23.5，則總傳動比范圍為 =所以電動機(jī)的轉(zhuǎn)速可選擇范圍相應(yīng)為r/min=401.041949.5r/min電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速符合這一范圍的有750r/min,1000r/min,1500r/min三種。為降低電動

6、機(jī)重量和價格，查表可選取同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的Y系列電動機(jī)，型號為Y112M4；其滿載轉(zhuǎn)速為=1440r/min.第四部分 傳動裝置運動和動力參數(shù)的選擇計算1、 傳動裝置的總傳動比及各級傳動比（1） 傳動裝置的總傳動比 =64.63（2） 分配各級傳動比1） 初步確定傳動比，各級傳動比與總傳動比的關(guān)系為 初選鏈傳動比=3.2 則=20.20可取=（1.21.4），即=（1.21.4），得=3.804.10,取=4.05則=5.00至此，初步確定=5.00，=4.05，=3.22、 計算傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù)1）0軸（電動機(jī)軸）的輸出功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 Po=3.01Kw =1440r

7、/min To=()N.m=19.96N.m 2)1軸（高速軸）的輸入功率、轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩。從O軸到1軸，只經(jīng)過聯(lián)軸器傳動，所以 =3.010.99Kw=2.98Kw 1440r/minN.m=19.76N.m3) 2軸（中間軸）的輸入功率、轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩。從1軸到2軸，經(jīng)過一對軸承，一對齒輪嚙合傳動，所以 kw=2.89kw4)3軸（低速軸）的輸入功率、轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩。從2軸到3軸，經(jīng)過一對軸承，一對齒輪嚙合傳動，所以5）4軸（鼓輪軸）的輸入功率、轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩。從3軸到4軸，經(jīng)過一對軸承，一對鏈傳動，還要考慮攪油效率，所以第五部分 傳動零件的設(shè)計及計算 一、齒輪設(shè)計計算 1、2軸嚙合齒輪設(shè)

8、計計算1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪。2） 運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。3） 材料選擇。查表選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。4） 選擇小齒輪齒數(shù)為=24，大齒輪齒數(shù)=。5） 選取螺旋角。初選螺旋角=。2、 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 按公式計算（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選=1.6。2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 3) 查看區(qū)域系數(shù)圖選取=2.433.4) 查看標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動的端面重合度，查得 =0.76，=0.84，則。5）查看表

9、格選取齒寬系數(shù)=1.6）查表得到材料的彈性影響系數(shù)=。7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 Mpa。8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9）取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.92，=1.0310）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 （2） 計算1) 計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 2） 計算圓周速度。3） 計算齒寬b及模數(shù)。b=4） 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數(shù)k.已知使用系數(shù)=1,根據(jù)v=2.40m/s,7級精度，查表得到動載系數(shù)=1.08；。查圖得；查表得。故載荷系數(shù)6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 7） 計算

10、模數(shù) 3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式 (1) 確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù)。 2） 根據(jù)縱向重合度=1.59，查圖得螺旋角影響系數(shù)=0.88.3） 計算當(dāng)量齒數(shù)。 4） 查取齒形系數(shù)。查表得=2.5919 =2.1549285) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。查表得 =1.59635 =1.815072 6）查圖的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限380MPa； 7) 查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86 =0.90； 8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式 9）計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度

11、計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=1.25mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=33.32mm，算出小齒輪齒數(shù)應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取=26，則。4、 幾何尺寸計算（1） 計算中心距 將中心距圓整為101mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 因改變比較大，所以要修正參數(shù)、。=2.435（3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4） 計算齒輪寬度 圓整后取2、3軸齒輪設(shè)計計算1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 按照傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。3） 材料選擇。查表1

12、0-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。4） 選擇小齒輪齒數(shù)為=24，大齒輪齒數(shù)=，取=98。2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計用以下設(shè)計計算公式計算(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)。 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=。5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 Mpa。6）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=1.03，=1.12.

13、 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2)計算圓周速度v。 3）計算齒寬b。b=64.024mm4)計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.965m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.08；直齒輪，；由表10-2查得使用系數(shù)=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423。由，=1.423查圖10-13得=1.35；故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 7）計算模數(shù)m。 m= 3、按齒根彎

14、曲強(qiáng)度的設(shè)計 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa；=380 MPa； 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90，=0.95； 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 4）計算載荷系數(shù)K。 5）查取齒形系數(shù)K。 由表10-5查得=2.65 =2.1804 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表10-5查得 =1.58 =1.7898 7)計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞

15、強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=2.5mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=67.69mm，算出小齒輪齒數(shù)應(yīng)有的齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取=114。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取=70mm, =75mm.二、鏈輪的設(shè)計計算 1、選擇鏈輪齒數(shù)初步選定小鏈輪齒數(shù) 已知傳動比i3.2則大鏈輪齒數(shù)2、確定計算功率由表9-6查得，由圖9-13查得，單排鏈，則 3、根據(jù)=3.34kw及=71.11r/min查圖9-11，可選

16、20A-1.查表9-1，鏈條節(jié)距為。4、計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距 （3050）952.51587.5mm，取1000mm，則相應(yīng)的鏈節(jié)數(shù)為 取鏈節(jié)數(shù) 查表9-7得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心距5 、計算鏈速v，確定潤滑方式 由v0.715m/s和鏈號20-A-1，查圖9-14可知應(yīng)采用滴油潤滑。6、計算壓軸力Fp 有效圓周力為： 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù),則壓軸力為 7、鏈輪的設(shè)計） 齒形：按3R GB1244-85 規(guī)定制造） 分度圓直徑：小輪直徑大輪直徑3）齒頂圓直徑小鏈輪，大鏈輪637.40mm =628.63mm4）由=41mm（用下面軸3的數(shù)據(jù)）50mm得K=3.2.

17、輪轂厚度根據(jù)，得，=38mm5）齒根圓直徑小鏈輪大鏈輪 6）齒寬 7）倒角寬 8）倒角半徑，取32mm 9）倒角深10）齒側(cè)凸緣圓角半徑11）鏈輪孔，查表1可知，綜合考慮3軸的直徑41mm于是取=42mm鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符號計算公式結(jié)果分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒高確定的最大軸凸緣直徑12)鏈輪的材料 由于輪胚小，功率小，故采用40鋼，淬火，回火，齒面硬度4050HRC 12)鏈輪結(jié)構(gòu) 由于，所以采用空心結(jié)構(gòu)。3、鏈傳動的布置和張緊 1）、布置中心線水平，緊邊在上布置 2）、張緊 因為功率小，尺寸小，所以不用張緊裝置第六部分 減速器軸及軸承裝置、聯(lián)軸器、鍵的設(shè)計計算一、1軸及軸

18、上聯(lián)軸器、軸承、鍵的設(shè)計計算 1、已知=2.98Kw，1440r/min，=19.76N.m 2、求作用在齒輪上的力高速級的小齒輪的分度圓直徑為而圓周力徑向力軸向力3、初步確定軸1的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取，得，這是軸的最小直徑.因軸與聯(lián)軸器通過一個鍵聯(lián)接，所以軸徑要增大5%7%，取為14mm；它應(yīng)是安裝聯(lián)軸器處的軸直徑，至此可以選擇聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表141，取，所以，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T50142003選用HL1型彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，它的公稱轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速7100r/min，選孔徑14mm，半聯(lián)軸器長度L32mm，半聯(lián)軸

19、器與軸配合的轂孔長度L127mm。4、軸1的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 選用下圖的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段的直徑和長度 1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸OA段右端需制出一軸肩，故AB段的直徑16mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D18mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=27mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故OA段比L1略短一些，取25mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)16mm，初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30304，其尺寸為,

20、故；而16.25mm。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。30304型軸承的定位軸肩的直徑。3）安裝齒輪處的軸DE段直徑應(yīng)稍大于27mm，若取為30mm，而此處裝的齒輪分度圓直徑才33.67mm，故宜用齒輪軸。因為做成齒輪軸后，輪齒的材料與軸的材料相同，故結(jié)合前面得齒輪設(shè)計，重新校核之：齒輪的當(dāng)量齒數(shù)為，查課本表105，得，仍安全，可設(shè)計成齒輪軸。4）軸承端蓋的總寬度取為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離，故。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取，已知滾動軸承寬度，齒輪的寬度

21、為，箱體內(nèi)壁寬為,則，至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按表61查得平鍵截面mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長L為20mm，鍵的材料選用鋼。半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見高速軸零件圖。5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值。對于30304型圓錐滾子軸承，查得，因此，作為簡支粱的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖相關(guān)力計算如下：1）

22、已算得作用在齒輪上的力，。軸力產(chǎn)生的對軸的彎矩2）軸承1對軸的作用力。，。3）軸承2對軸的作用力。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出齒輪DE段截面是軸的危險截面。現(xiàn)將該截面的載荷情況列于下表：DE段的載荷情況載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩T6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前面選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得。，因此安全。7 鍵的強(qiáng)度校核普通平鍵連接，連接鍵校核：，因為鍵的材料為鋼，而且載荷穩(wěn)定，所以安全。二、2軸及軸上軸承、鍵的設(shè)計計算1 軸2

23、的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)計算出，2 作用在齒輪2上的力低速級的小齒輪1的分度圓直徑為而圓周力徑向力齒輪2與軸1的齒輪嚙合，因此齒輪2上的作用力與軸1的作用力是一對作用力和反作用力，因此,。軸力對軸的彎矩3 初步確定軸2的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取，得，這是軸的最小直徑，因軸與齒輪通過一個鍵聯(lián)接，所以與小齒輪聯(lián)接處的最小軸徑要增大5%7%，而與大齒輪聯(lián)接處的最小軸徑要增大3%。則取，它應(yīng)該是與軸承配合處的直徑。4 軸2的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案選用下圖的裝配方案。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段的直徑和長度1）初步選擇

24、滾動軸承。因軸2裝有兩個齒輪（反向安裝以減小對軸承的軸向力），通過前面的計算可知，它受到大齒輪施加的軸向力，軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)選定最小直徑，初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為,故。兩端的軸承都采用套筒定位。又知左端齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，同理，右端裝齒輪的段取為 。 30306型軸承的定位軸肩高度h3mm，因此取。 2）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取，已知滾動軸承寬度，3）兩齒輪

25、間隔取為 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。兩齒輪與軸的周向定位由平鍵保證，因為左右齒輪的配合軸的直徑一樣，根據(jù)軸的直徑為36mm，但因軸段長度不同，查標(biāo)準(zhǔn)后，初選左端的鍵為，右端的鍵為，鍵的材料都選鋼。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑參考課本表152。5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值。對于30306型圓錐滾子軸承，查得，因此，作為簡支粱的軸的支承跨距可知。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。相關(guān)力的計算如下

26、：1）軸承1對軸的作用力。2）軸承2對軸的作用力。求得圖中，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出AB段截面是軸的危險截面。現(xiàn)將該段的最大載荷情況列于下表：表7 軸2危險截面載荷情況載荷水平面垂直面支反力F彎矩M總彎矩扭矩6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前面選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得。7 連接鍵的強(qiáng)度校核普通平鍵連接，左端齒輪連接鍵校核：，因為鍵的材料為鋼，而且載荷穩(wěn)定，所以安全。右端齒輪連接鍵校核：，也安全三、軸3及軸上軸承、鍵的設(shè)計計算1

27、 軸3的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)計算出，2 齒輪與鏈輪的作用力1）此軸上的齒輪的分度圓直徑為而圓周力徑向力2）軸右端的鏈輪對軸的作用力前面已算得鏈傳動的壓軸力為3）軸的扭矩3 初步確定軸3的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取，得，因軸與鏈輪通過一個鍵聯(lián)，故軸徑要增大5%-%7,取為41mm.接它應(yīng)該是與鏈輪配合處的直徑。4 軸3的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案選用下圖的裝配方案。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段的直徑和長度1）鏈輪配合的軸段的直徑為，它的左端略大，取為。2）初步選擇滾動軸承。選用單列圓錐滾子軸承。如圖，右端軸承段的右

28、端已確定為，所以選定軸承段直徑，初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為,故。右端軸承用軸肩定位，根據(jù)軸承裝配尺寸，軸的CD段直徑為。左端的軸承采用套筒定位。因為齒輪齒寬為70mm，為了使套筒能壓緊齒輪，取軸段AB長度小于70mm，故取為，這段軸直徑略大于50mm，取為57mm。齒輪右端用軸肩定位，根據(jù)軸肩高度，取BC段為 ，其長度為。 3）根據(jù)齒輪與軸2上的齒輪嚙合，左端距箱體內(nèi)壁之距離為，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取，已知滾動軸承寬度，則軸段OA的長度， 要小于38mm，取36mm，至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度

29、。（3）軸上零件的周向定位滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。齒輪與軸的周向定位由平鍵保證，查標(biāo)準(zhǔn)后，初選的鍵為，右端的鏈輪用平鍵定位，鍵的尺寸選為。鍵材料全選鋼。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸（參考課本表152）取軸端倒角為，其它圓角根據(jù)配合與軸的直徑選取。 5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值。對于型圓錐滾子軸承，查得，因此，作為簡支粱的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。相關(guān)力的計算如下：前面已經(jīng)算出兩齒輪上的作用力，現(xiàn)在求支反力。1）軸承1對軸的作用力。2）軸承2對軸的作用力。從軸的

30、結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出DE段截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將改段的載荷列于下表：表8 軸3危險截面載荷情況載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩T6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前面選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得。，安全。7 連接鍵的強(qiáng)度校核普通平鍵連接，左端齒輪連接鍵校核：，因為鍵的材料為鋼，而且載荷穩(wěn)定，所以安全。右端鏈輪的連接鍵校核：，強(qiáng)度不夠，因相差過大，故應(yīng)用雙鍵。雙鍵的工作長度，經(jīng)校核仍不安全，改用，仍用雙鍵，經(jīng)檢驗安全。此時，安裝鏈輪處的軸徑要重新選擇，軸徑要增大10%-15%

31、，取42mm。因變動不大，以上的計算數(shù)據(jù)變動也不大。第七部分 潤滑和密封方式的選擇、潤滑油和牌號的確定1潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤滑。I，II，III軸的速度因子，查機(jī)械設(shè)計手冊可選用鈉基潤滑劑2號 2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機(jī)械手冊可選用中負(fù)載工業(yè)齒輪油N200號潤滑，軸承選用ZGN2潤滑脂第八部分 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇 名稱代號尺寸取值底座壁厚箱蓋壁厚底座上部凸緣厚度箱蓋凸緣厚度底座下部凸緣厚度平底座軸承座連接螺栓凸緣高度（34）

32、軸承座連接螺栓孔徑吊環(huán)螺釘座凸緣吊環(huán)螺釘孔深+（1015）底座加強(qiáng)肋厚度箱底加強(qiáng)肋厚度地腳螺栓直徑地腳螺栓數(shù)目66軸承座連接螺栓直徑底座與箱蓋連接螺栓直徑軸承蓋固定螺釘直徑視孔蓋固定螺釘直徑吊環(huán)螺釘直徑軸承蓋螺釘分布圓直徑軸1 軸2 軸3 軸承底座凸緣端面直徑軸1 軸2 軸3 螺栓孔凸緣的配合尺寸選地腳螺栓孔凸緣的配合尺寸選M10鑄造壁相交部分的尺寸箱體內(nèi)壁與齒頂圓的距離箱體內(nèi)壁與齒輪端面的距離底座的深度底座的高度箱蓋的高度連接螺栓的間距150200外箱壁至軸承座端面距離軸承座連接螺栓距離軸1 軸2軸3箱體內(nèi)壁橫向?qū)挾容S1 軸2軸3其他第九部分 設(shè)計小結(jié)這是我第一次如此詳盡地設(shè)計機(jī)械設(shè)備，過程

33、非常艱難，我翻閱了大量的機(jī)械手冊資料，不斷地查表找數(shù)據(jù)，進(jìn)行大量的計算。之前沒想過類似于輸送機(jī)這樣的機(jī)械設(shè)備的設(shè)計有多么難，直到開始設(shè)計了才知道機(jī)械設(shè)計要考慮的因素很多，要考慮材料用量、強(qiáng)度大小、剛度大小等等因素，從而進(jìn)行種種校核，驗算是否達(dá)到要求，要是某一方面不能滿足要求就必須毫不猶豫地解決，。而在這里，我僅僅是進(jìn)行了某些方面的校核，而不是全部，就要如此大的篇幅，如此大的工作量，實在令人感嘆。一切的一切是因為自己對機(jī)械設(shè)計的不熟悉，經(jīng)驗不豐富。我這次設(shè)計只是按照書本的步驟一步步來設(shè)計，沒有自己的思想，只是機(jī)械地計算查表，而且各部件是分開設(shè)計的，到后來聯(lián)系在一起的時候有些部件尺寸很大的偏差，只

34、得重新選用參數(shù)并重新計算。很多時候還忽略一些重要的信息，導(dǎo)致到后來出現(xiàn)問題。在以上的設(shè)計計算中存在不少問題，但是由于時間的關(guān)系，無法再修改。能在設(shè)計計算中發(fā)現(xiàn)問題，找到解決問題的辦法就心滿意足了，沒有必要花大把時間去修改。由于對AUTO CAD軟件、word軟件的不精通，我的效率很低，欲速不能，不過在這個過程中提高了效率，學(xué)到了新知識。這次的課程設(shè)計給我?guī)砹瞬簧贌?，但是它帶來的成就感和歡樂更多。第十部分 參考資料機(jī)械原理第七版 孫桓 陳作模 葛文杰主編 高等教育出版社 2005年機(jī)械設(shè)計第八版 濮良貴 紀(jì)名剛主編 高等教育出版社 2005年機(jī)械設(shè)計學(xué)基礎(chǔ) 孫建東 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 2004年機(jī)械設(shè)計手冊（新編軟件版）2008 數(shù)字化手冊編委會編寫 化學(xué)工業(yè)出版社 2008年機(jī)械設(shè)計計算手冊 王三民 主編 化學(xué)工業(yè)出版社 2009年機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計（1994年修訂版） 張富洲主編 西北工業(yè)大學(xué)出版社 1998年