《機械設計課程設計設計鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計設計鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置（40頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 設計說明書 課程名稱：機械設計 班 級：09機械師 姓 名： 學 號： 指導老師： 1機械設計課程設計任務書 設計題目：設計鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置。要求：輸送機由電機驅(qū)動，經(jīng)傳動裝置驅(qū)動輸送帶移動。要求電機軸與工作機鼓輪軸平行，整機使用壽命為6年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為5%。工作機效率為0.95，要求有過載保護，按單件生產(chǎn)設計。 二、原始數(shù)據(jù)： 學號 1-9 10-18 19-27 28-36 37-45 46-55 輸送帶

2、拉力F（N） 3100 3400 3800 2400 2300 2500 輸送帶速度v（m/s） 1.0 0.9 0.7 1.2 1.3 1.1 鼓輪直徑D（mm） 400 350 300 430 420 370 三、設計內(nèi)容： 1． 設計傳動方案； 2． 減速器部件裝配圖一張(0號圖幅)； 3． 繪制軸或齒輪零件圖一張； 4． 編寫設計計算說明書一份。 2傳動方案的分析 3電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 一、電動機

3、的選擇 1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。 2.確定電動機的容量 （1）工作機卷筒上所需功率Pw Pw = Fv/1000 =2.66kw (2)電動機所需的輸出功率 為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η總。設η1、η2、η3、η4、η5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由[2]表2-2查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.95，則傳動裝置的總效率為 η總=η1η22η33η4

4、η5 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.95 =0.8326 3.1948kw 3.選擇電動機轉速 由[2]表2-3推薦的傳動副傳動比合理范圍 普通V帶傳動 i帶=2～4 圓柱齒輪傳動 i齒=3～5 則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總=i帶i齒1i齒2 i‘總=（2～4）（3～5）（3～5）=（18～100） 電動機轉速的可選范圍為 nd=i‘總nw=（18～100）nw=18nw～100nw=828-4600 nw 根據(jù)電動機所需

5、功率和同步轉速，查[2]表16-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。 選用同步轉速為1500 選定電動機型號為Y112M-4 二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 1.傳動裝置總傳動比 i總= nm / nw=1440/46=31.3 式中nm----電動機滿載轉速，1440 r/min; nw----工作機的轉速， 46 r/min。 2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i帶i齒1i齒2 分配原則： （1）i帶＜i齒

6、 （2）i帶=2～4 i齒=3～5 i齒1=（1.3～1.4）i齒2 根據(jù)[2]表2-3，V形帶的傳動比取i帶 =2.3 ，則減速器的總傳動比為 i =12.52 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = =4.1 低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 = 3.06 三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉速計算 1440 nⅠ= nm / i帶 = 576 nⅡ=

7、nⅠ / i齒1 = 140.9 nⅢ= nⅡ / i齒2 = 46 2.各軸輸入功率 P0= Pd=3.19kw PⅠ= Pdη4 =3.03 kw PⅡ= PⅠη2η3 =2.94 kw PⅢ= PⅡη2η3 =2.85 kw 3.各軸輸入轉矩 T0 = 9550Pd/n0 =21.2N.m TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =50.2 N.m TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 199.3 N.m TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 591.7 N.m 表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 項目 軸號 功率

8、 轉速 轉矩 傳動比 0軸 3.19 1440 21.2 2.5 Ⅰ軸 3.03 576 50.2 4.1 Ⅱ軸 2.94 140.9 199.3 3.06 Ⅲ軸 2.85 46 591.7 4傳動零件的設計計算 一、V帶傳動設計 1.設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 (1)確定計算功率Pca Pca=d 查[1]表8-6 =1.2 1.2x3.19=3.83 3.83 (2)選擇帶的型號 查圖8-11 A型 (3)選擇小帶輪

9、直徑 75 查[1] 表8-6及8-8 100 (4)確定大帶輪直徑 = =2.5x100=250 250 (5)驗算傳動比誤差 = 0 (6)驗算帶速 = 7.54 (7)初定中心距 =1 （100+250）=350mm 350 (8)初算帶長 1265.57 (9)確定帶的基準長度 查[1]表8-2 近鄰原則 1250 (10)計算實際中心距離（取整） 358 (11)安裝時所需最小中

10、心距（取整） =358-0.015x1250=339 339 (12)張緊或補償伸長量所需最大中心距 =358+0.015x1250=377 377 (13)驗算小帶輪包角 度 156 (14) 單根V帶的基本額定功率 查[1]表8-5a插值法 =1.3128 1.31 (15) 單根V帶額定功率的增量 查[1]表8-5b插值法 =0.15+(0.17-0.15)/(1450-1200)x(1440-1200)=0.1692

11、 0.17 (16) 長度系數(shù) 查[1]表8-2 0.93 (17)包角系數(shù) 表8-8插值法 =0.35+(0.95-0.93)/(156-155) x(160-155)=0.934 0.934 (18)單位帶長質(zhì)量 表8-11 0.10 (19)確定V帶根數(shù) Z 3 (20)計算初拉力 查[1]表8-4得q= 0.10 147.3 (21)計算帶對軸的壓力 864.36 2.帶型選用參數(shù)表 帶型

12、 100 250 7.54 358 156 3 864.36 (3-1)x15x2x10= 50 3．帶輪結構相關尺寸 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 (1)帶輪基準寬bp 查表8-1 11.0 (2)帶輪槽寬b 查表8-10 B= 11+ 13.06 (3)基準寬處至齒頂距離 查表8-10 2.75 3 (4)基準寬處至槽底距離 查表8-10 8.7 9 (5)兩V槽間距e 查表8-10

13、 15 (6)槽中至輪端距離 查表8-10 10 (7)輪槽楔角 查表8-10 38 (8)輪緣頂徑 256 (9)槽底直徑 232 (10)輪緣底徑 202 (11)板孔中心直徑 125 (12)板孔直徑 30.8~46.2 38 (13)大帶輪孔徑d 最小直徑公式 mm 25 (14)輪轂外徑d1 mm 48 (15)輪轂長L mm 55 (16)輻板厚S mm 12 (17)孔板孔數(shù) 個

14、8 二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計 （一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-11 通用減速器選6~8級 級 7 2．材料選擇 小齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS 大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS 小齒輪40cr 大齒輪45鋼 3．選擇齒數(shù)Z =25 U=103/25=4.12 個 =25 U=4.12 4．選取螺旋角β Β=8-20 14 度 14 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 1.2-1.4斜齒稍大

15、 1.6 （2）區(qū)域系數(shù)ZH 由[1]圖１０－３０ 2.425 （3）εa 由[1]圖１０－２6查得εa1=0.765 εa2= 0.88 0.765+0.88=1.645 1.645 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩T1 =5.02x Nmm (5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表１０－７ 0.9≤Фd≤1.4 1 (6)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]表１０－６ MPa1/2 189.8 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖１０－２１ｄ 650MPa 550MPa 650 550 （8）應力循環(huán)

16、次數(shù)N 由[1]式１０－１３ N1 = 60n1jLh N2 = N1/ i齒1 = N1= N2 = （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]圖１０－１９ KHN1 =0.92 KHN2 = 0.96 KHN1 =0.92 KHN2 = 0.96 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]1= = [σH]2= = [σH]= = =540 540 （11）試算小齒輪分度圓直徑

17、 按[1]式（10－21）試算 =44.5 mm 44.5 （12）計算圓周速度v =1.34 m/s 1.34 （13）計算齒寬B b = φdd1t B1= B2=1x44.5=44.5 mm 44.5 （14）模數(shù) = 1.77 h=2.25mnt = b/h = 度 （15）計算縱向重合度 = 0.318φdz1tanβ 1.982 （16）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=1.37m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.08 由[1]表１０－４查得 K

18、Hβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.2310-3b = 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=2.14 （17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 由[1]式１０－１０ａ d1=d1t= 49.02 （18）計算模數(shù) mm 1.902 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K= 2.04 （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合度εβ=1.932，從[1]圖10-28 0

19、.88 0.88 （3）計算當量齒數(shù)ZV （4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５ YFa1= 2.57+(2.55-2.57)x(27.37-27)=2.5626 YFa2=2.18+(2.14-2.18)/50 x(113.18-100)=2.1695 （5）應力校正系數(shù)YSa 由[1]表１０－５ YSa1=1.60+(1.61-1.60)x(27.37-27)=1.6037 YSa2=1.79+(1.83-1.79)/50 x(113.18-100)=1.8005 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖

20、１０－２０ｃ 小：280HBS 大：240HBS 500 350 500 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]圖１０－１８ 0.87 0.90 0.87 0.90 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得 [σF]1= = [σF]2= = [σF]1 =334.62 （9）計算大小齒輪的并加以比較 =0.013 = 結論：大齒輪的數(shù)值大 0.016 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７　 結論：對比計算結果，由齒面接觸

21、疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 49.90mm來計算應有的齒數(shù)。于是由= 取25 ，則Z2 = Z1i齒1 =103 取Z2 =103 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a = 132 將中心距圓整為132 mm 132 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 度 14.14 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm （4）計算齒輪的

22、齒根圓直徑df =47 =207 mm （5）計算齒輪寬度B b = φdd1 圓整后?。? B1 =55 B2 =50 mm （6）驗算 = N =1930.8 = N/mm = 35.1m＜100N/mm 合適 （二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-11 通用減速器等級6-8級 選7級 級 7 2．材料選擇 小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS 大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HB

23、小齒輪40Cr 大齒輪45鋼 3．選擇齒數(shù)Z 個 4．選取螺旋角β Β=8-20 度 14 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 1.2-1.4斜齒稍大 1.6 （2）區(qū)域系數(shù)ZH 由[1]圖１０－３０ 2.433 （3）εa 由[1]圖１０－２6查得εa3=0.82 εa4= 0.84 1.66 1.66 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ Nmm 199.3x (5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表１０－７ 0.9≤Фd≤1.4 1 (6)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]

24、表１０－６ MPa1/2 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖１０－２１ｄ 550MPa 570MPa 550570 （8）應力循環(huán)次數(shù)N 由[1]式１０－１３ N3 = 60n3jLh N4 = N3/ i齒2 = （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]圖１０－１９ KHN3 =0.97 KHN4 =0.99 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= = 533.5 [σH]4= 564.3 [σH]=

25、=548.9 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 71.12 mm 72 （12）計算圓周速度v m/s 0.53 （13）計算齒寬B b = φdd3t B3=5+72=77 B4=72 mm B3=77 B4=72 （14）模數(shù) h = 2.25mnt =4.5 b/h = 度 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz3tanβ 2.78 （16）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=0

26、.55m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.02 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.2310-3b= 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ= （17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3 由[1]式１０－１０ａ D3=d3t= 77.95 （18）計算模數(shù) mm 2.16 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K= 1.

27、93 （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合度εβ=1.645，從[1]圖１０－２８ 0.88 0.88 （3）計算當量齒數(shù)ZV （4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５ YFa3=2.42 YFa4=2.17 （5）應力校正系數(shù)YSa 由[1]表１０－５ YSa3=1.66 YSa4=1.80 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖１０－２０ｃ 440MPa 400MPa 440400 （7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]圖１０－１８ 0.90 0.92 （8）

28、計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得 [σF]3= = [σF]4= = [σF]1=304.62 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的數(shù)值大 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７　 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取＝2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3= 76.33mm來計算應有的齒數(shù)。于是由= = 37.8 取38 ，則Z4

29、= Z3i齒2 = 取Z4 = 117 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a 將中心距圓整為160 mm 160 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 度 14.36 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm （4）計算齒輪的齒根圓直徑df = 73.45 236.55 mm （5）計算齒輪寬度B b = φdd3 圓整后?。? B3 = 80 B4 = 75 mm （6）驗算 = N =

30、5080.94N =N/mm =67.75N/mm＜100N/mm 合適 （三）斜齒輪設計參數(shù)表 傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬 螺旋角 高速級 斜齒圓柱齒輪 2.0 25 103 132 B1=55 B2=50 低速級 斜齒圓柱齒輪 2 38 117 160 B3=80 B4=75 5軸的設計計算 減速器軸的結構草圖 一、Ⅰ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。 2．確定軸的最小直徑 查

31、[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： 再查 [1]表15-3，=126~103 考慮鍵：軸截面有一個鍵槽 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 =19.32~21.93， 安裝一帶輪 25 定位軸肩高度 根據(jù)氈圈尺寸表[1]7-12，d取30mm 30 按工作要求及=30mm,選用7207AC角接觸球軸承，尺寸為dxDxB=35x72x17 35 軸承安裝尺寸=da=42 42 計算得e=(-)/t＜1.25m 故齒

32、輪與軸做成一體==48.61 48.61 = =35 35 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]，滾動軸承的速度低，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 箱體壁厚 查 [2]表11-1 10 地腳螺栓直徑及數(shù)目n 查 [2]表11-1 由手冊3-13得地腳螺栓M20 由手冊11-1 =20 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 查 [2]表11-1 查手冊3-9得聯(lián)接螺栓M16 16 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間

33、、 查 [2]表11-1 查表11-2，M16的 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑 查 [2]表11-1 8 軸承蓋厚度 查 [2]表11-10 取凸緣式軸承蓋 10 小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離 查 [2] 12 軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離 查 [2] 采用脂潤滑軸承 =8~12mm,取=10mm 10 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查表6-6得 a=21 21 5.計算各軸段長度。 名稱 計算公式 單位 計算結果 根據(jù)帶輪與軸配合的轂孔長

34、度為65mm，為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，取=63 63 =57~62取L=60 =60+20+10-10-17-2=61 61 =2+17+10+2=31 31 =12+80+6-2-2=94 94 齒輪段寬長為齒輪齒寬 55 10+10+17+2=39 39 L（總長） 343 （支點距離） =343-63-61-2（2+21） 173 二、Ⅱ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼45；根據(jù)齒

35、輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： 再查 [1]表15-3，=126~103 考慮鍵：軸截面有兩個鍵槽 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 ≥31.23-34.43，及選用7208AC角接觸球軸承d x D x B=40x80x18 40 定位軸肩 =40+2x(0.07~0.1)x40=45.6~48,及軸承安裝要求=47取=48 48 定位高速級大齒輪，=48+2x(0.07~0.1)x48=54.72~57.6

36、取=56 56 安裝齒輪，令==48 48 同， 根據(jù)30307軸承 ==40 40 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2] 滾動軸承的速度低，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查 表12-6 a=23 23 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 =2+18+10+2+10=42 42 =80-2=78 78 =C=6

37、 6 =50-2=48 48 =44.5 44.5 L（總長） 218.5 （支點距離） =218.5-2-23-2-23=168.5 168.5 三、Ⅲ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：軸截面有2個鍵槽 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果

38、 ≥與聯(lián)軸器孔徑相適應，取=50 50 定位軸肩=50+2x(0.07~0.1)x50=57~60,考慮氈圈取=60 60 按工作要求及=60mm，選用7213AC角接觸球軸承，其尺寸為 d x D x B=65x120x23 65 由軸承安裝尺寸==74 74 定位軸肩 取=74+2x(0.07~0.1)x74=84.36~88.8 取=88 88 考慮軸承安裝尺寸 ==74 74 同,根據(jù)軸承7213AC ==65

39、 65 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2] 滾動軸承的速度低，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 根據(jù)軸承型號7212AC查表6-6得 a=33.5 33.5 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 查表LT9型聯(lián)軸器得 故 82 =60+10+20-10-23-2=55 55 =2+10+23+2=37 37 =2.5+6+50+12.5-2-9=60

40、60 ≥6.37~9.1 8 =75-2=73 73 =2+23+10+12.5+2=49.5 49.5 L（總長） 364.5 （支點距離） =L-2-33.5-33.5-82-52-2 157.5 二、校核Ⅱ軸的強度 齒輪的受力分析： 齒輪2上的圓周力 齒輪2上的徑向力 齒輪2上的軸向力 齒輪3上的圓周力 齒輪3上的徑向力 齒輪3上的軸向力 1．求支反力、繪彎矩、扭矩圖 （1）垂直平面支反力

41、 （2）垂直平面彎矩圖 （3）水平平面支反力 =49.62 =51.02 （4）水平平面彎矩圖 （5）合成彎矩圖 （6）扭矩圖 2．按彎扭合成校核軸的強度 （1）確定軸的危險截面 根據(jù)軸的結構尺寸和彎矩圖可知：彎距和扭距大而軸徑不足的截面為危險截面 （2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度 查[1]表15-1得 60 ,因此,故安全。 6軸承的選擇和校核 一、Ⅱ軸承的選擇和校核 1．Ⅱ軸軸承的選擇 選擇Ⅱ軸軸承的一對 7208AC 軸承，校核軸承，軸承使用壽命為5年，每年按3

42、00天計算。 2．根據(jù)滾動軸承型號，查出和。 根據(jù)30307得 3．校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 （1）畫軸的受力簡圖。 （2）求軸承徑向支反力、 （a）垂直平面支反力、 （b）水平面支反力、 （c）合成支反力、 2976 4105.22 （3）求兩端面軸承的派生軸向力、 初選估算2023.68N 0.68x4105.24=2791.56 （4）確定軸承的軸向載荷、 +=842.4+2791.56N> =3633.96 -=2791.56N （5）計算軸承的當量載荷、 查[1] 表13-5、13-6 ： 根據(jù)[1] 表13-5查表或

43、插值計算徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)， 對軸承1： 對軸承2： 軸工作平穩(wěn)，查查[1] 表13-6的為，取=1.0 （6）校核所選軸承 由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承2計算，滾子軸承的0.68 ，查[1]表13-6取沖擊載荷系數(shù) 1.0 ，查[1]表13-4取溫度系數(shù)1.00 ，計算軸承工作壽命： 結論： 即設計的軸承滿足壽命要求 7鍵聯(lián)接的選擇和校核 一、Ⅱ軸大齒輪鍵 1．鍵的選擇 選用普通圓頭平鍵A型,軸徑 48 ,查[1]表6-1得 鍵寬鍵高 2．鍵的校核 鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度 ,根據(jù)

44、鍵的長度系列選鍵長 45mm 。查[1]表16-1得 鍵連接工作方式為靜連接，受輕微沖擊，許用壓力 所以所選用的平鍵強度足夠。 8聯(lián)軸器的選擇 查[1]表14-1得 減速器輸出軸相連運輸機，轉矩變化不大，工作情況系數(shù)為 查[2]表8-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器: 根據(jù)計算轉矩（聯(lián)軸器公稱轉矩），即選用LT9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1000N.m，半聯(lián)軸器的孔徑=50mm半聯(lián)軸長度=112mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm丁型軸孔 9減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 一、傳動零件的潤滑 1．齒輪傳動潤滑 因為齒輪圓周速度，故選擇

45、浸油潤滑。 2．滾動軸承的潤滑 二、減速器密封 1.軸外伸端密封 用凸緣式端蓋 2.軸承靠箱體內(nèi)側的密封 用擋油環(huán) 3.箱體結合面的密封 用回油槽 10減速器箱體設計及附件的選擇和說明 一、箱體主要設計尺寸 名稱 計算依據(jù) 計算過程 計算結果 箱座壁厚 10 箱蓋壁厚 ≥8 8 箱座凸緣厚度 1.5x10=15 15 箱蓋凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺栓直徑 查表11-1, 由手冊3-13得地腳螺栓M20 20 地腳螺釘數(shù)目 6 軸承旁聯(lián)接

46、螺栓直徑 由手冊3-13得聯(lián)接螺栓M16 16 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 12 聯(lián)接螺栓的間距 范圍150~200 180 軸承端蓋螺釘直徑 10 定位銷直徑 9 、、至外箱壁距離 查表11-2 、M20、 、M16、 、M12、 、至凸緣邊緣距離 查[2]表11-2 、M20、 、M12、 軸承旁凸臺半徑 查表11-1 = 20 凸臺高度 軸承座寬度 =57~62 60 鑄造過渡尺寸 查表1-38 X=3 Y=15 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離

47、≥ ， 取=15 15 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 ≥10~15 取=12 12 箱蓋、箱昨筋厚、 ， 取=8 ， 取=10 =8 =10 軸承端蓋外徑 =130 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 =130 130 二、附屬零件設計 1窺視孔和窺視孔蓋 查[2]表11-4得，設計的減速器為雙級傳動，，選擇的窺視蓋尺寸如下，其中蓋厚。 2.通氣塞和通氣器 查[2]表11-5得采用提手式通氣器 3.油標、油尺 查[2]表7-10得采用有通孔的桿式油標M20 4.油塞、封油墊 查[2]表7-11得

48、采用外六角螺栓M18X1.5，油圈25X18 5.起吊裝置 查[2]表11-3得采用起重吊耳環(huán)和吊鉤 6.軸承端蓋、調(diào)整墊片 查[2]表11-10得采用凸緣式軸承蓋 12參考資料 [1] 濮良貴主編. 2006.機械設計（第八版）.高等教育出版社 [2] 吳宗澤；羅圣國主編.2006.機械設計課程設計手冊（第3版）.高等教育出版社 11設計小結 課程設計使我們專業(yè)的實踐活動，讓我們把從課本上學到的東西實際地落實到行動上的一個活動。讓我們了解專業(yè)，了解機械設計者的工作流程，有助于我們?nèi)蘸筮~向社會工作。 一開始，對課程設計不以為然，2周呢，慌都不慌的，

49、慢慢做。可是當你開始了設計，你就發(fā)現(xiàn)了你的時間其實是很寶貴的。對著一堆堆數(shù)據(jù)，查表，翻書……各種各樣的繁瑣工作。遇到不會的地方，要等到老師來已經(jīng)來不及了，和同學討論，交流，發(fā)現(xiàn)問題，解決問題。校核的時候，發(fā)現(xiàn)數(shù)據(jù)不及格，還得重新再算一遍。我才發(fā)現(xiàn)設計師們真的是值得人尊敬的，人們以為坐在辦公室里工作的就輕松，其實不然，每個職業(yè)都有自己一本難念的經(jīng)啊。還記得冬至，冬至啊。我們宿舍的人都在埋頭苦干干課程設計，叫了個6塊錢的飯盒，在宿舍奮戰(zhàn)畫圖，修改。好幾個強人還堅持到凌晨。這種求完美，求真的精神，真的很值得尊敬。 2周，課程設計也差不多完成了，獲益良多。 - 40 -