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1、 2009級機械設計基礎畢業(yè)設計 設計計算說明書 -------單級圓柱齒輪減速器 姓 名： 學 院： 班 級： 指導老師： 日 期：  目錄 一、 課程設計任務 2 二、 傳動方案擬定 2 三、 電動機選擇 3 四、 各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算 4 五、 V帶傳動設計 5 六、 齒輪傳動設計 7 七、 軸的設計 9 八、 滾動軸承設計 15 九、 鍵的設計 16 十、 聯(lián)軸器的選擇 18 十一、 減速

2、器箱體設計 18 十二、 減速器的潤滑、密封 21 十三、 設計小結(jié) 22 十四、 參考資料 23  一、 課程設計任務 設計題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級直齒減速器。 運動簡圖 工作條件 傳動平穩(wěn)，輸送帶單向工作，24小時工作制，使用5年，輸送帶速度誤差5% 原始數(shù)據(jù) 已知條件 題號2 輸送帶拉力 2100N 輸送帶速度 1.6m/s 滾筒直徑 400mm 設計工作量 設計說明書一份 減速器裝配圖1張 減速器零件大齒輪1張，輸出軸1張 二、 傳動方案擬定 方案擬定： 　　采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動

3、具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。 1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器 4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶 三、 電動機選擇 1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw)

4、 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW) 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： η總=η１η２2η３η４η5η6 式中：η1、η2、η3、η4、η5、η6分別為帶傳動、齒輪軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、聯(lián)軸器軸承和卷筒的傳動效率。 取η１=0.96，η２＝0.99，η３＝0.96，η４＝0.96，η5=0.98，η6=0.96 則：　η總=0.960.9920.960.960.980.96 　　 =0.824 所以：電機所需的工作功率： 　　　　Pd　= FV/1000η總

5、 =(21001.6)/(10000.824) =4.09 (kw) 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： n卷筒＝601000V/（πD） =(6010001.6)/（４00π） 　　　　　 =76.4 r/min 根據(jù)手冊Ｐ6表2.2推薦的傳動比合理范圍，?。謳鲃颖? I1’=２～４ ，取圓柱齒輪傳動比范圍I’=3～5。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝６～２0。 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 N’d =I’an卷筒 　　　　　 =(16～20)76.4 =458.4

6、～1528 r/min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表） 方 案 電 動 機 型 號 額定功 率 電動機轉(zhuǎn)速 (r/min) 傳動裝置傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 V帶傳動 減速 器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 18.85 3.5 5.39 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 12.57 3.14 4 3 Y160M2-8 5.5 750 720 8. 31 2.8

7、3.36 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。 此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能： 滿載轉(zhuǎn)速：960r/min， 額定功率4KW。 電動機主要外形和安裝尺寸： 中心高 H 外形尺寸 Lx(AC/2+AD)HD 底角安裝尺寸 AB 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸DE 裝鍵部位尺寸 FGD 132 520345315 216178 12 2880 1041 四、 各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算 計算步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結(jié)果 1)0軸（電

8、動機軸） 2）1軸（高速軸） 3）2軸（低速軸） 4）3軸（滾筒軸） 匯總結(jié)果 P0=4.09KW n0=960r/min T0=9550P0/n0=95504.09/960=40.69N.m P1=P0η1 =4.090.96=3.926KW n1=n0/i1=960/3.14=306/min T1=9550P1/n1=95503.926/960=122.66N.m P2=P1η22η3η4 =3.9260.9920.960.96=3.56KW n2=n1/i2=306/4=76.43r/min T2=9550P2/n2=

9、95503.56/76.43=461.64N.m PW=P2η5η6=3.560.980.96=3.34KW nw=n2=76.43r/min TW=9550PW/nw=95503.96/76.4=434.12N.m 參 數(shù) 軸 號 0軸 1軸 2軸 W軸 功P(KW) 4.09 3.93 3.56 3.34 轉(zhuǎn)速n(r/min) 960 306 76. 43 76.43 （理論） 轉(zhuǎn)矩T（N.m） 40.69 122.66 461.64 434.12 傳動比i 3.14 4 1 效率 0.96 0.904

10、 0.96 P0=4.09KW n0=960r/min T0=40.69N.m P1=3.926KW n1=306r/min T1=122.66N.m P2=3.56KW n2=76.43r/min T2=461.64N.m PW=3.34KW nw=76.43r/min TW=434.12N.m 五、 V帶傳動設計 計算步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結(jié)果 1、 確定設計功率PC 2、 選擇普通V帶型號 3、 確定帶輪基準直徑dd1、dd2。 4、 驗證帶速V 5、 確定帶的基準長度Ld和實際中心距a。

11、 6、 校核小帶輪包角α1 7、 確定V帶根數(shù)Z 8、 求初拉力F0及帶輪軸上的壓力F0 9、 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 10、設計結(jié)果 由<<機械設計基礎>>表8-21得KA=1.3 PC=KAP0=1.25.5=6.6KW 根據(jù)PC=6.6KW,n0=960r/min。由圖8.12應選B型V帶。 由《機械設計基礎》圖8.6取dd1=140mm， dd1=140＞ddmin=125mm dd2=n0dd1/n1=960140/

12、306 =439.22mm 按表8.3取標準直徑dd2=450mm，則實際傳動比i、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為： i=dd2/dd1=450/140=3.214 n2=n1/i=960/3.21=299 從動輪的轉(zhuǎn)速誤差為（299-306）/306=-2.28% 在5%以內(nèi)，為允許值。 V=πdd1n1/601000=（140π960）/（601000）m/s=7.0336m/s 帶速在5～25m/s范圍內(nèi)。 由式(8.14)得 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 0.7（140+450）≤a0≤2(140+450) 413≤a0≤1180 取a0

13、=1100 由式（8.15）得 L0=2a0+(dd1+dd2) π/2+(dd2-dd1)2/4a0 =21100+（140+450）π/2+（450-140）2/（41100） =3137.22mm 由表8.4選取基準長度La=3150mm 由式（8.160得實際中心距a為 a≈a0+（La-L0）/2 =1100+(3150-3137.22) =1106.39mm≈1106mm 中心距a的變動范圍為 amin=a-0.015Ld =1106-0.0153150 =1058.75mm amax=a+0.03Ld=1106+0.033150=1011.5mm

14、 由式（8.17）得 α1=180o-（dd1-dd2）/α57.3o =180o-16.06.5 o =163.9o＞120o 由式（8.18）得 Z≥Pc/(P0+△P0)KaKL 根據(jù)dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.9得，用內(nèi)插法得 P0= 2.984KW 取P0=2.98kw 由式（8.11）得功率增量△P0為 △P0=Kbn1（1-1/Ki） 由表8.18查的Kb=2.64910-3 根據(jù)傳動比i=3.214，查表8.19得Ki=1.1373，則 △P0=〔2.64910-3960（1-1/1.1373）〕kw

15、=0.307kw 由表8.4查得帶長度修正系數(shù)KL=113，由圖8.11查得包角系數(shù)Kα=0.97,得普通V帶根數(shù) Z= 2根 圓整得根 由表8.6查得A型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.10kg/m，根據(jù)式（8.19）得單根V帶的初拉力為 F0= （ -1）+qv2 =〔 （ -1）+0.16.282〕 =384.516N 由式（8.20）可得作用在軸上的壓力FQ為 FQ=2F0Zsin（163.9o/2） =2384.522sin（163.9o/2） =1522.699N 按本章8.2.2進行設計（設計過程略）。 選用2根B-1600GB 115

16、44-1997V帶，中心距a=1106mm，帶輪直徑dd1=140，dd2=450mm，軸上壓力FQ=1522.7N。 KA=1.2 Pc=6.6kw dd1=140mm dd2=450mm i=3.214 n2=299 V=7.0336m/s a0=1100 La=3150mm a≈694mm amin=1058.75mm amax=1011.5mm α1=163.9o P0=2.98kw Kb=2.64910-3

17、 △P0=0.307kw Kα=0.97 Z=2 F0=384.516N FQ=1522.7N 結(jié)果選擇2根A-1600GB 11544-1997V帶。 六、 齒輪傳動設計 設計一單級直齒圓柱齒輪減速器中齒輪傳動，已知：傳遞功率P1=3.93KW電動機驅(qū)動，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=306r/min，大齒輪轉(zhuǎn)速n2=76.43r/min，傳遞比i=4，單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，使用期限五年。 設計步驟 計算方法和內(nèi)容 設計結(jié)果 1、 選擇齒輪材料及精度等級。 2、按齒輪面接觸疲勞強度設計

18、 3、 主要尺寸計算 4、 按齒根彎曲疲勞強度校核 5、 驗算齒輪的圓周速度v。 6、驗算帶的帶速誤差。 小齒輪選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度為220~250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170~210HBS。因為是普通減速器，由表《機械設計基礎》第三版中表選9級精度，要求齒面粗糙度Ra≤3.2～6.3um。 因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應用式（10.22）求出d1值。確

19、定有關參數(shù)與系數(shù)： （1） 轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55106P/n =9.551063.93/306 =122760000N.mm （2） 載荷系數(shù)K 查表10.11取K=1.1 （3） 齒輪Z1和齒寬系數(shù)ψd 小齒輪的齒數(shù)z1取為25，則大齒輪齒數(shù)Z2=425=100。故Z2=100因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表10.20選取 d=1。 （4） 許用接觸應力【σH】由圖《機械設計基礎》中10.24查的 σHlim1=560MPa σHlim2=530Mpa 由表10.10查得SH=1 N1=60njLh=60306（552247） =8

20、.01108 N2=N1/i=1.21109/4=2108 查圖10.27得：ZNT1=1 ，ZNT2=1.06 由式（10.13）可得 【σH】1= ZNT1σHlim1/SH =1560/1=560MPa 【σH】2=ZNT2σHlim2/SH 1.06530/1=562MPa 故d1≥76..433 m=2.33 由表10.3取標準模數(shù)m=2.5mm d1=mz1=2.525mm=62.5mm d2=mz2=2.5100=250mm b2= dd1=162.5mm=62.5mm 經(jīng)圓整后取b2=65mm b1=b2+5mm=70mm a=

21、 m（z1+z2）=0.52.5（25+100）=156.25mm 由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】則校核合格確定有關系與參數(shù)： （1）、齒形系數(shù)YF 查表10.13得YF1=2.65 ， YF2=2.184 （2）、應力修正系數(shù)YS 查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.7985 （3）、許用彎曲應力【σF】 由圖10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。 由表10.10查得SF=1.3 由圖10.26查得YNT1=YNT2=1 由式（10.14）可得 【σF】1= 162MPa 【σF】2= 146MPa 故σ

22、F1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS =21.11232.651.591000/(652.5225)=111.93＜[σF1]=162MPa σF2=2kT 2/(b 2m2z2)YFYS =21.1525.872.652.181000/(652.52105)=85＜[σF2]=146 MPa 齒根彎曲強度校核合格 V 1=πd1n 1/(601000)=0.999m/s 由表10.22可知，選9級精度是合適的。 nw= 960/3.21 =299r/min γ2= 2.28% 輸送帶允許帶速誤差為5%合格。

23、 T1=122760000N.mm Z1=25 Z2=100 σHlim1=560MPa σHlim2=530Mpa N1=8.01109 N2=2108 ZNT1=1 ，ZNT2=1.07 【σH】1=560MPa 【σH】2=562MPa m=2.5mm b=62.5mm b1=70mm a=156.25mm SF=1.3 YNT1=YNT2=1 V=0.999m/s 齒輪的基

24、本參數(shù) m=2.5 d1=62.5 da1=67.5 df1=56.25 d2=250 da2=255 df2=243.75 大齒輪輪廓外形如下圖所示： 七、 軸的設計 六、軸的設計 1， 齒輪軸的設計 (1) 確定輸入軸上各部位的尺寸（如圖） (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅠ=3.93KW 轉(zhuǎn)速為nⅠ=306 r/min 根據(jù)書265頁表14.1得C=107～118

25、.又由式（14.2）得： d≥25.038~27.612 (3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（2-1）19+211.5=42 mm 則第一段長度L1=60mm 右起第二段直徑取D2=Φ38mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d

26、DB=408018，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=20mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6） 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為d5=67.5mm，分度圓直徑為Φ62.5mm，齒輪的寬度為70mm，則，此段的直徑為D5=Φ67.5mm，長度為L5=70mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=Φ48mm長度取L6= 10mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間

27、為過盈配合P7/h6） 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向： 小齒輪分度圓直徑：d1=62.5mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T= 9.55106P/n=122760Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2122760/62.5=3928.32N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=4446.46tan200=1413N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸上支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的

28、支反力：RA=RB=Ft/2 =1964.16 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr/2=706.5N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA24=47.136Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’24=17Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖：T1 =122.66Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其

29、直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=88.974 Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =88974/(0.1483)=8.05 Mpa <［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13) =73.596/(0.1403)=11 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：

30、 在前面帶輪的計算中已經(jīng)得Z=2 其余的數(shù)據(jù)手冊得到 D1=Φ30mm L1=60mm D2=Φ38mm L2=70mm D3=Φ40mm L3=20mm D4=Φ48mm L4=10mm D5=Φ67.5mm L5=70mm D6=Φ48mm L6= 10mm D7=Φ40mm L7=18mm Ft=3928.32N Fr=1413N RA=RB=1964.16Nm

31、RA’=RB’=706.5 N MC=47.136 Nm MC1’= MC2’ =17Nm MC1=MC2 =50.092Nm T=122.66 Nm α=0.6 MeC2=88.974Nm ［σ-1］=60Mpa MD=73.596 Nm m σe=11 Nm 2.輸出軸的設計計算 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 (1) 由前面計算得，傳動功率P2=3.56kw, n2=76.43r/min工作單向，采用深溝球軸承支撐。由已知條件知

32、減速器傳遞的功率屬于中小功率故選用45剛并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理， 硬度217~255HBS 根據(jù)課本（14.2）式，并查表14.1，得 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ（40.42~44.5788），根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩T= 9.55106P/n=444.825 Nm Tc=RAT=1.3444825=578.272Nm查標準GB/T 5014—2003，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=84mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便

33、于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6011型軸承，其尺寸為dDB=559018，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=32 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=62mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度取L5=11.5mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ

34、55mm，長度L6=18mm (4) 按彎扭合成強度校核軸徑 按設計結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖（圖a） D1=Φ45mm L1=84mm D2=Φ52mm L2=74mm D3=Φ55mm L3=32mm D4=Φ60mm L4=62mm D5=Φ66mm L5=11.5mm D6=Φ55mm L6=18mm 1） 畫出軸的受力圖（圖b） 2） 作水平面內(nèi)的彎矩圖（圖c支點反力為） Ⅰ—Ⅰ截面處的彎矩為MHI=2003.397/2=97160Nmm Ⅱ—Ⅱ截面處的彎矩為MHII=2003.323=46076Nmm 3） 作垂直面內(nèi)的彎矩圖（圖d）支點反力為 F

35、VB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145 Ⅰ—Ⅰ截面處的彎矩為 MrI左=FVAL/2=729.14597/2=35363.5Nmm Ⅱ—Ⅱ截面處的彎矩為 MrII =FVB23=729.14523=16770.3Nmm 4)合成彎矩圖（圖e） MI=（35363.52+971602）1/2=103396 Nmm MII=（16770.32+460762）1/2=49033 Nmm 5） 求轉(zhuǎn)矩圖（圖f） T=9.55106P/n=9.551064.207/76.19=527324 Nmm 求當量彎矩 6）

36、 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)α為0.6 Ⅰ—Ⅰ截面: MeI=( 609252+(0.65273242）1/2=322200 Nmm Ⅱ—Ⅱ截面：MeII=( 490332+(0.65273242）1/2=320181 Nmm 8)確定危險截面及校核強度 由圖可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危險截面。但軸徑d3> d2，故也應對截面Ⅱ—Ⅱ進行校核。 Ⅰ—Ⅰ截面：σeI=MeI/W=322200/(0.1603)=14.9Mpa Ⅱ—Ⅱ截面：σeII=MeII/W=320181/(0.1553)=19.2Mpa 查表得［σ-1b］=60Mpa,滿足

37、σe≤［σ-1b］的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定余量。 其受力圖如下 八、 滾動軸承設計 根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh536524=43800小時 1.輸入軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1413N P=fp Fr=1.11413=1554.3 （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本P154頁，選擇6208 軸承 Cr=29.5KN 由課本式11-3有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 其草圖如下： 2.輸出軸的軸承設計計算 （1

38、）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1280.39N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本P154頁，選擇6011軸承 Cr=30.2KN 由課本式11-3有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 九、 鍵的設計 設計步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結(jié)果 一、聯(lián)軸器的鍵 1、選擇鍵的型號 2、寫出鍵的型號 二.齒輪鍵的選擇 1、選擇鍵的型號 2、寫出鍵的型號 3、輸入端與帶輪鍵 選擇C型鍵 由軸徑d1=45mm，在表14.8查得鍵寬b=14

39、mm，鍵高h=9mm，L=36～160mm。 L=54mm≤（1.6～1.8）d=72～81mm l1=L-0.5b=54-7=47mm 由式14.7得 σjy1=4T/(dhl1) =4461.641000/（45947）=97.01MPa＜【σjy】=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得) 選鍵為C1470GB/T1096-1979 選擇A型鍵 軸徑d4=60mm，為了使加工方便應盡量選取相同的鍵高和鍵寬。但強度不夠。查表14.8得鍵寬b=18mm， h=11mm，L=50～200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mm σjy2=

40、4T/(dhl2) =4461.641000/（451138） =98.17MPa＜【σjy】=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得) 取鍵A1880GB/T1096-1979 選軸徑d4=30mm，查表14.8取鍵108。即 b=10，h=8，L=50 l2=L-10=60-10=50mm σjy2=4T/(dhl2) =4122.661000/（30850） =40.887＜【σjy】 選擇C型鍵 b=14mm h=9mm L=54mm 型號：C1470GB/T1096-1979 選擇A型鍵 b=18m

41、m h=11mm L=56mm 型號：A1880GB/T1096-1979 十、 聯(lián)軸器的選擇 設計步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結(jié)果 一、 計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 二、 確定聯(lián)軸器的型號 定距環(huán) 由表16.1查得工作情況系數(shù)K=1.3 由式16.1得 主動端 TC1=KT2 =1.3461.64=600.132Nm 從動端 TC2=KTW =1.3434.12Ｎｍ =564.356Nm＜Tm=1250Nm（附表９.４） 由前面可知： d≥C =40.23～44

42、.37mm 又因為d=C（1+0.05） =（40.23～44.37）（1+0.05） =42.24～46.59mm n2=76.４3r/min＜〔n〕=4000r/min 由附表9.4可確定聯(lián)軸器的型號為彈性柱銷聯(lián)軸器 HL4 GB5014-２００３。 由其結(jié)構(gòu)取 L=11.5 d=55 D=64 TC1=600.132Nm TC2=564.356Nm 標記為： HL4 GB5014-２００３ 十一、 減速器箱體設計 設計步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結(jié)果 軸中心距

43、 箱體壁厚 箱蓋壁厚 機座凸緣厚度 機蓋凸緣厚度 機蓋底凸緣厚度 地腳螺栓直徑 地腳螺釘數(shù)目 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 蓋與座連接螺栓直徑 聯(lián)結(jié)螺栓d2的間距 軸承端蓋的螺釘直徑d3 窺視孔蓋螺釘直徑d4 定位銷直徑 起蓋螺釘dq d2至外壁距離d1至外壁距離 df至外壁距離 df至凸緣距離 d1至凸緣距離 d2至凸緣距離 座端面與內(nèi)箱壁距離 機蓋機座力厚 軸承端蓋外徑 大軸 小軸 軸承旁連接螺栓距離 a=156.25mm δ1=0.02a+1mm=5.0625mm≥8mm δ1=0.02a+1=5.0625≥8mm b=1.5

44、 δ=12mm b1=1.5δ1=12mm b2=2.5δ=2.58=20mm df=0.036a+12 =17.9mm 取整偶數(shù)20mm a≤250，n=4 d1=0.75df=15mm查表3-3取16mm d2=（0.5～0.6）df =10～12mm 取d2=12mm l=150～200mm 由表3-17得：d3=（0.4～0.5）df =8～10mm d4=（0.3～0.4）df=6～8mm d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm dq=10 C1

45、=24mm C1=19mm C1=27mm C2=25 C2=24.8 C2=28 △1＞1.2δ △1=10mm △2＞δ △2=9mm m1≈0.85δ1 m≈0.85δ =6.8mm ≈7mm =6.8mm≈7mm D2=D+(5～5.5)d3 =90+（5～5.5）8 =140～145mm D2=D+(5～5.5)d3 =80+（5～5.5）8 =130～135mm S=D2 盡量靠近，以Md1和Md2不干涉為準一般取S=D2 a=156.25mm δ1=8mm

46、 δ1=8mm b=12mm b2=20mm df=20mm n=4 d1=16mm d2=12mm l=150～200mm d3=10mm d4=8mm d=10 dq=10 C1=24mm C1=19mm C1=27mm C2=25 C2=24.8 C2=28 △1=10mm △2=9mm m1=7mm m=7mm D2=140mm S=D2 D2=130mm S=D2 取153.75 十二、 減速器的潤滑、密封 設計步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結(jié)果 一、齒輪的潤滑1選擇潤滑方式

47、 （2）確定油深 二、軸承潤滑 三、 密封 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度V=1.6m/s<12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌婢嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 由查參考書2圖10.52可知齒輪侵油深度為10mm；而由箱體與大齒輪的間距為36mm,可得： 油總深度為46mm 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑

48、。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 V=1.6m/s 油總深度為46mm。 軸承潤滑： 潤滑脂潤滑 采用氈圈密封。 十三、 設計小結(jié) 通過這次對于帶式輸送機傳動裝置的設計，我收獲了很多知識，同時也提高了自己實踐和創(chuàng)造的能力。這次課程設計是我們

49、第一次真正的去理論聯(lián)系實際，在設計中我初步的了解到了課程設計的內(nèi)涵和做設計時應具備的能力。設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)有很大用處。通過接近一個星期的課程設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的學習和工作打下了堅實的基礎。 1．機械設計所涉及的內(nèi)容是多方面的,要搞好機械設計，首先要對相關學科有所認識和了解，并且會有機結(jié)合相關的知識。然后將書本上的知識運用到實際當中，做到學以致用，這樣不僅提高了我們的實踐能力，并且還加深了我們對理論知識的理解。 2．通過本次課程設計，使我意識到了對于一個設計問題，解決的方案是多種多樣的。在設計時，我們要嚴格按照要求，結(jié)

50、合生產(chǎn)實際關系和工程實際問題，在節(jié)約成本和零件易于加工、裝配的基礎上設計出較好的零件裝配圖。 3在這次的課程設計過程中,我綜合運用了機械設計基礎課程中所學的相關知識知識與技能, 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。并結(jié)合CAD進行制圖,在這一過程中提高了我的理論水平及分析問題和解決問題的能力,對我以后要接觸的各種設計打下了堅實的基礎。最明顯的變化是我的CAD繪圖水平技術(shù)有了突飛猛進的進步。在這過程中不斷地遇到各種問題，通過自己的努力和請教同學這些問題都一一解決。 4. 學習機械設計的一般方法，掌

51、握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程，設計需要耐心和精力，要有認真謹慎的態(tài)度才能做好。 5 通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 6．由于時間較短、準備的資料不充分以及對帶式輸送機傳動裝置的結(jié)構(gòu)還是不太了解等原因，設計中還存在不少錯誤和漏洞，所以在今后我還要需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，了解各種機械的構(gòu)造并向老師及技術(shù)人員請教，希望在以后的課程設計中表現(xiàn)的更好。 十四、 參考資料 書名 主編 1、《機械設計基礎（第三版）》 2、《機械設計基礎課程設計指導書》 3、《工程制圖》 4. 《工程力學》 5 《機械制圖課程設計指導書》 6 《機電傳動控制》 陳立德 陳立德 左宗義 馮開平 韓秀清 姚 敏 児 莉 何卓左 凌志浩 郝用興 苗滿香 羅小燕 24