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1、西安科技大學高新學院 課程設計報告 學 院 機電信息學院 課 程 帶式運輸機傳動裝置設計 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 機械1207班 姓 名 何盈剛 學 號 1202060715 指導教師 晁靜 日 期 2015年1月17日 西安科技大學高新學院機電信息學院 目錄 任務書 - 3 - 第一章 課題題目及主要技術參數(shù)說明 1 1.1 課題題目 1 1.2 主要技術參數(shù)說明 1 1.3 傳動系統(tǒng)工作條件 1 1.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 1 第二章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算 2 2.1 減速器結構 2

2、 2.2 電動機選擇 2 2.3 傳動比分配 2 2.4 動力運動參數(shù)計算 3 第三章 V 帶傳動設計 4 3.1 確定計算功率 4 3.2 確定 V 帶型號 4 3.3 確定帶輪直徑 4 3.4 確定帶長及中心距 5 3.5 .驗算包角 5 3.6 .確定 V 帶根數(shù) Z 6 3.7 .確定粗拉力 F0 6 3.8 .計算帶輪軸所受壓力 Q 6 第四章 齒輪的設計 6 4.1 齒輪設計步驟 6 第五章 軸的設計計算 12 5.1 從動軸設計 12 5.2 軸的結構設計 17 第六章 軸承、鍵

3、和聯(lián)軸器的選擇 29 6.1 軸承的選擇及校核 29 6.2 鍵的選擇計算及校核 29 6.3 聯(lián)軸器的選擇 31 第七章 減速器的潤滑、密封及箱體的主要尺寸 32 7.1 潤滑的選擇確定 32 7.2 密封形式 33 7.3 減速器附件的選擇確定 33 7.4 箱體主要結構尺寸計算 34 第八章 潤滑與密封 35 4.1 齒輪的潤滑 35 4.2 滾動軸承的潤滑 36 4.3 潤滑油的選擇 36 4.4 密封方法的選取 36 參考文獻 36 致謝 37 任務書 課程 設計 目的 課程

4、設計 要求 課程 設計 注思 事項 根據(jù)國家教委《機械設計課程教學基本要求》，《機械設計》 課程設計是高等工科院校機械類專業(yè)學生第一次全面的設計能力 訓練。通過制定設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，培養(yǎng) 學生正確選擇零件、確定尺寸和材料的能力，根據(jù)使用和維護要 求，進行結構和制造工藝的設計，了解和掌握機械零件、機械傳 動裝置的設計過程和方法。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)驗估算和處理數(shù)據(jù)， 正確運用上述先修課中學過的知識，鼓勵采用計算機繪圖。 通過傳動方案的擬定，結構設計，設計計算，查閱有關標準和 規(guī)范以及編寫設計計算說明書，掌握機械

5、傳動裝置的設計步驟和 方法，提高設計技能。 機械設計課程設計包括： (1)傳動方案確定、傳動比分配。 (2)電動機選擇。 (3)帶傳動計算、帶型選擇。 (4)齒輪(蝸桿)幾何尺寸計算。 (5)齒輪(蝸桿)材料選擇和強度計算。 (6)軸的結構設計和強度校核。 (7)軸承選擇、壽命計算。 (8)鍵連接設計計算。 目錄要層次清晰，目錄的最后一項是無序號的“參考文獻” 。 正文應按目錄中編排的章節(jié)依次撰寫， 要求計算正確，論述清楚, 文字簡練通順，插圖清晰。文中圖、表及公式應規(guī)范地繪制和書 寫。設計計算說明書文中標題用四號宋體加粗，正文采用小四號 宋體字。A4紙打印，1.25倍

6、行距。左側裝訂，裝訂線 5mm上、 下、左、右邊距為20mm參考文獻格式要符合國家標準。 學生應全面系統(tǒng)地掌握和深化機械設計課程基本理論和方法 培養(yǎng)機械運動方案設計和分析的能力，受到擬定機械運動方案設 計和機構創(chuàng)新設計的能力訓練，對機械運動學，動力學分析和設計 方面有一較完整的認識. 教學場所應有繪圖、集中討論、多媒體演示及計算機編程環(huán) 境及設施。 課程 設計 內(nèi)容 設計參數(shù)： 運輸帶工作載荷2.5(KN), 運輸帶速度0.85 (m/s), 滾筒直徑260 (mm) 使用年限5年。 課程 設計 簡要 操作 步驟 課程 設計 心得 體會 i查閱資料、熟悉題目 i 天 2

7、傳動裝置的總體設計 1 天 3傳動零件的設計計算 1 天 4減速器裝配圖的設計、繪制 2 天 5繪制零件圖 2 天 6編寫設計計算說明書 2 天 7答辯 1 天 通過對減速器的設計，讓我們更加深入的了解到機械行業(yè)的 設計、加工的流程，更深的體會到了機械設計的嚴謹態(tài)度和精密 思維。從開始的設計假設到最后的推理驗證，所有的過程都是經(jīng) 過精打細算的，邏輯思維很好的得到了鍛煉，同時也讓我們對于 機械設計有了初步的了解，為以后步入社會奠定了一定的基礎。 另一方面，讓我知道，要想做成一個產(chǎn)品，需要方方面面的知識 的沉淀、經(jīng)驗的積累和一定的技巧，最后總要的是要敢于嘗試， 要在不斷的嘗試中積累經(jīng)驗

8、獲得更多的技巧。 課程 評語 設計 評語 及 成績 成績 指導 教師 (簽名) 日期: 第一章 課題題目及主要技術參數(shù)說明 1.1 課題題目 帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪 減速器及V帶傳動。 1.2 主要技術參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=2.5KN ,輸送帶的工作速度V=0.85m/s,輸送機 滾筒直徑D

9、=260mm。 1.3 傳動系統(tǒng)工作條件 帶式輸動機工作時運轉平穩(wěn)，經(jīng)常滿載?？蛰d起訂，單向運轉，兩班制 工作（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年（每年按250天計算） 三相交流電源的電壓為380/220V。 1.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 7 第二章減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計 2.1 減速器結構 本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。 2.2 電動機選擇 （一）工作機的功率Pw R =FV/1000=2500X 0.85/1000=2.125kw （二）總效率"總 2 總一帶齒輪聯(lián)軸器滾筒軸

10、承 =0.96 8.97 0.99 0.96 0.99 0.99=0.87 （三）所需電動機功率Pd Pd = Pw / "總=2. 125/0.867 = 2.44( KW) 查《機械零件設計手冊》得 Ped = 3 kW 電動機選用 Y132S-6,n滿=960 r/min,同步轉速為1000r/min。 2.3傳動比分配 工作機的轉速n=60X 1000V/ （二D） =60X 1000X 0.9/(3.14 X 300) =57.325r/min A = n電動機 / n滾筒=960/ 62 = 15.48 取 i帶=3 則i 齒=屋 / i 帶=15.48/3 =

11、 5.16 電動機 選用： Y132S-6 i帶=3 i 齒=5.16 n0 =96 0(r/mi n) ni =32 0(r/min ) n2 =62 (r/min) 2.4動力運動參數(shù)計算 (一)轉速n n0 =門滿=960 (r/min ) ni = n0 / i 帶= n^/i帶=960/3=320(r/min) "二八總=960/15.48=62 (r/min ) （二）功率P P [ = P電"帶"軸承=2.44 x 0.96 乂 0.99 = 2.32(kw) Pn = P電"帶嗚承“齒輪=2. 44 煞 0.96 父 0.99 2

12、M 0. 97 = 2.23(kw) (三)轉矩T =69.237( N m) T = 9. 55 106 ~~ ni  6 2.32 =9.55 10 320 T— = 9.55 106 P 一 n2 = 9.55 106 2.23 62 =343. 491( N m) 結果 計算及說明 將上述數(shù)據(jù)列表如下: 軸號 功率 P/kW N /(r.min 1) T/ (N m) i n 0 2

13、.073 705 13.942 3 0.96 1 1.990 235 90.153 2 1.931 57.331 161.182 4.099 0.97 3 1.893 57.3331 157.974 1 0.98 第三章V帶傳動設計 Pc=3.6 KW 3.1 確定計算功率 查表得kA= 1.2,則 選用A 型普通 V帶 Di=100 mm v =5.024 m/s,帶 速合適 % = KA P = 1. 2 3 = 3.6KW 3.2 確定V帶型號 按照任務書得要求，選擇普通 V帶。 根據(jù)PCa = 3.6KW及n =

14、 960r / min，查圖確定選用A型普通V帶 3.3 確定帶輪直徑 (1)確定小帶輪基準直徑 根據(jù)圖推薦，小帶輪選用直徑范圍為75— 118mm選才? D=100mm (2)驗算帶速 D1n1 二 100 960 v = — = =5.024 m/s 60 1000 60000 5m/s < v< 30m/s,帶速合適。 (3) 根據(jù) 計算大帶輪直徑 D2 = iD1 = 100 3 = 300mm GB/T 13575.1-9 規(guī)定，選取 G=315mm D2=315 mm ao=400 mm 3.4 確定帶長及中心距 (1) 初取中心距ao

15、 0.7D D2 % 2口 D2 得290.50 a0< 830, 根據(jù)總體布局，初步取 ao=400 mm ⑵確定帶長Ld： 根據(jù)幾何關系計算帶長得 D d (D2 -D1 ) D1 D2 2——1 4a。 =2 400 2 2 315 - 100 100 315 =1480.44mm 4 400 取Ld =2500 mm 中心距 a=8i5. 32mm 根據(jù)標準手冊，取Ld =1400mm。 ⑶計算實際中心距 o=161. Ld - Ld “ 1400 - 1480 = 400 =360mm 730 包角合 適 驗算 a 貝U得：a

16、min = a — 0. 015Ld = 360 — 0. 015 父 1400 = 339mm amax = a 0. 03Ld = 360 0.03 1400 = 402mm 3.5. 驗算包角 ：1 二 180 D2 - D 180 =145.8 120 =0.91 Ba Z> (Po Po)K：Kl Z=4(根 ) 3.6. 確定V帶根數(shù)Z 根據(jù) dd1=100mnSi n〔=960r/min ,查表得 Po=0.97KW,A Po=0.11KW。 根據(jù) Ld=1400mmf 表得 Kl=0.96。 根據(jù)a 1 = 145. 8,查表

17、得K 0. 91 PCa Z=(P。 Po)KKl = 3. 6 Fo=159.2 7N (0.97 0. 11) 0. 96 0.91 =3.82 取Z=4 (根) 3.7.確定粗拉力Fo Q=1218 N Pc ,2.5 公 Fo=500 r ( 1) vZ K: 查表得q = 0.1 kg/m,則 2 qv Fo=500m 3.6 / 2.5 (—一 4 5. 024 0. 91 - 1) 0.1 5.0242=159.27 3.8. 計算帶輪軸所受壓力 Q … 1 145 . 8 Q=2ZFsin ?=2X4

18、X 159.27 x sin ---=1218N 第四章齒輪的設計 4.1齒輪設計步驟 選用直齒圓柱齒輪，均用軟齒面。齒輪精度用 7級,選擇小齒 輪材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBs大齒輪材料為45鋼， 調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBs失效形式為點蝕。 (1)選擇材料及確定許用應力 初選小齒輪齒數(shù)乙=24 ,大齒輪齒數(shù)Z2 = 117. 84 ,取 Z 2 = 118 ，取SH =1」5，SF =1-35查表得小齒輪的接 觸疲勞強度極限aHim1 =600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限 0rHlm 2=550MP接觸疲勞壽命系數(shù)KHN = 0. 89! KHN2 = 0.96

19、安全系數(shù) S=1o 按齒面接觸強度設計 [二 H1] KHN1 0 Hlim 1 0.89 600 〃 MPa= 534MPa 【（T F2】 9 4-1 [二 H2] KHN20 H lim 2 0. 96 550 MPa= 528MPa 4-2 ［；飛］ KFN1 0 FE1 0. 91 500 . MPa= 325MPa 1.4 4-3 [二F2]= KfN2 0 FE2 93 380MPa= 252 43MPa 1.4 4-4 設齒輪按7級精度制造。取載荷系數(shù) K=1.3,齒寬系數(shù)句=1.0 5-1-2小齒輪上

20、的轉矩, ― 6 P 6 2.32 .. 1= 9.55 10 9.55 10 ;—— = 72 699N.m 叫 304.762 【（T H1] =534MP a 【（T H2） =528MP a 4-5 (2)計算應力循環(huán)次數(shù)、齒數(shù)和模數(shù) 【（T F1】 =325MP a Ni = 4-6 N2 4-7 M Z dit =60njL h = 60 父 304. 762 黑 2 M 64 M 250 5. 851 父 108 N1 5. 851 乂 108 . …

21、小 =——= =1. 192 x 108 4. 91 4. 91 E 189.8標準四輪ZH 2.5 “(普2也mU^ \ Rh] 6d u =252.4 3MPa N1 = 5. 851 黑 10 N2 =1. 192 X10 a(4. 91+1) ,189.8x2. 5」 2 x 1.3 m 7. 2699 m 104 . =3,|- x ( )父 mm4- 4 4.91 528 1. 0 =56. 865mm 8 齒數(shù) 取 乙=24，則Z2 =24x3.2 = 76.8,取Z?=77 模數(shù) d1 71.77 ccc m= = =2.99 乙

22、 24 取m=3 (3 )根據(jù)選擇的結果確定圓周速度 、, n dm 3. 14 x 64.61M 238. 2 V= = =0. 46m/s 60 m 1000 60000 4-9 (4)齒寬 8 8 13 b = 6d .d1t = 1.0 m 56. 865mm = 56. 865mm 4/0 mt d 1t 56 . 865 2 . 369 mm z 1 24 m=3 V=0.46 m/s b _ 56 . 865 h = 5 . 33 =? 10 . 67 4-13 4-11 (5)齒高

23、比b/h h = 2. 25 父 mt = 2. 25 父 2. 369 = 5. 33 mm4-12 (6)載荷 Kf=1.75 6 查表得KA =1,根據(jù)V=0.907m/s,7級精度，查表得(=1.03, 直齒輪假設KAFt/b<100N/mm,查表得KHa = KFA =1.2 ,由表 查得 &b=1.421。 KF = KaKvKh-KhB = 1 1.03 1. 2 1.421 = 1.756 4-14 (7)按實際載核系數(shù)校正計算所得分度圓直徑： d1 =62.8 6mm K 1 . 756 d 1 = d 1t 3 H = 56 . 865 3

24、62. 86 mm 1 \ Kt 11.3 4-15 (8)校核齒輪彎曲強度 由表7-5得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)分別為： YFa1=2.65,Y Sa1=1.58;Y Fa2=2.163,Y Sa2=1.808 由應力循環(huán)次數(shù)查表得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) &n=0.91,K fn2=0.93 由圖查得兩齒 輪的彎曲疲勞強度極限分別為、lim1 =500Mpa 二 F1m 2 = 380MPa 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 得: [二Fi] KFn 1。f lim 1 0. 91 500 325 MPa 5-16 KFN2CF lim 2

25、0.93 380 ---「 :252.43MPa 1.4 5-17 (9) 計算圓周力: Ft 2T1 2 7. 270 10 4 d1 72 2019 . 4N 5-18 (10) 計算齒輪齒根彎曲應力 得: KfF bm YFaYsa 1.656 20194 72 3 2 65 1.58—64.82MPa 5-19 KfF bm 1.656 20194 72 3 2.163 1.808 = 6Q55MPa 11 mZ 1 24 72 mm mZ 4 mm m( Z 2 1 24 118 213 7 2 5-

26、20 驗算： b2 =72mm 取 b1 = 78mmi [二 F1]=3 25MPa [二 F2]=2 52.43MP a Ft=2019 .4N 二 F1 = 6 4.82MPa 二 F2 = 6 0.55MPa B1=72m m B2=78m m (Ft 1 2019.4 72 =28. 05N / m 100N

27、/ m 5-21 與假設條件符合所以合適 ii 第五章軸的設計計算 5.1 從動軸設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表知 強度極限 aB =650 MPa，屈服極限 CTS =360 MPa，彎曲疲勞極限 仃」=300 MPa 2、按扭轉強度估算軸的最小直徑 D1=41m m D2=25m m 單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要 求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： d _C3 p ,n

28、 按扭轉強度初估軸的直徑，查表14-2得c=118?107，取c=112 則： 軸 2: d1 = C x 3IP1 = 112 m 3i 2. 601 = 38. 92mm 1 n1 \ 62 考慮到直徑最小處安裝大皮帶輪需要開一個鍵槽，將 或加大 5%-7% 即大至 40.8 ?41.64,取d0m所=41mm 確定軸1的直徑 取軸一直徑為41mm帶輪輪轂長l= (1.5?2)父41mm=66 80mm 取帶輪輪轂長l=70mm］則與帶輪配合的軸頭長度取11 = 70mm 3、軸1的結構設計 確定軸1各段的尺寸 112 = 68mm 1. I-2段軸頭長度為了保證半

29、聯(lián)軸器軸向定位的可靠性，l12應 該略小于l1 ,所以112 = 68mm 2. n-in段軸身的直徑， 2段軸高度h= (0.07~0.1 ) d=3.36~4.8mni但應該軸肩幾乎不 d23=49m m d34=55m m 承受軸向力，故取h=3.5mm 則 d23= d12 2h = 41 4 2 = 49mm 確定 d34d78 , 選擇滾動軸承型號，取d34=d78 =55mm& D=110m m T=30mm d34 =55mm d45=60 mm l45 =7Cmm 查軸承樣本，選用型號為33118的單列圓錐滾子軸承，其內(nèi)經(jīng) d=9 外徑 D=

30、110MIW度 T=30MM. 3. VI-V段軸頭的直徑d45, 為安裝方便，d45應該略大于d34 =55mm,取d45 =60 mm 34 45 4. VI-V段軸頭長度， 為了使套筒端面可靠壓緊齒輪，d45應該略小于齒輪輪轂的寬 度 B2 = 72mm，取 l45 = 70mm0 5. V-VI段軸肩的長度， 齒輪的定位肩高 h= (0.07~0.1 ) d45=4.9~7,取h=5mm則 d56 =70mm L56 = 10mm L78 = 30mm d67 = 65mm d56 = 70mm 6. V-VI段軸環(huán)的長度， 齒環(huán)的寬度 b呈 1.4h=1.

31、4 x 5=7mm M l6 = 10mm 7. VH-Vffl段軸頸長度，取L78 = 30mm 8. VI-叩段軸身的直徑， 查軸承樣本，軸承定位周肩的高度 h=5mm d67 = 65mm 9. n-in段軸身的長度， 軸承端蓋的總厚度(由結構設計確定)為 20mm為便于軸承 43 123=50m m l 34=56m m 167=84m m 端蓋右端的拆卸及對軸承添加輪滑油，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右 端的距離為 l=30mm J =l+20 = 50mm。 10. m-IV段的長度，a=16 s=8mm,則 L34 = B s a （B2 - L45） =

32、30 8 16 （72 一 70） = 56mm 11. -即軸段的長度。C=20mm則 L67 = L c a s 一 L56 = 50 20 16 8 - 10 = 84mm 4、軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向固定均采用平鍵聯(lián)接；齒輪處的平 鍵選擇A型普通平鍵,由d45查設計手冊，平鍵截面尺寸 b x h = 12 m 8鍵長為50mm齒輪輪轂與軸的配合，為保證對中良 好，采用較緊的過渡配合，配合為 H7/n6。 半聯(lián)軸器與軸的周向固定均采用平鍵聯(lián)接；半聯(lián)軸器與軸連 接，按d45由參數(shù)文獻［1］表6-1得平鍵截面b父h = 18 m 11,鍵槽 用鍵槽銃刀加工，長為

33、63mm同時為了保證半聯(lián)軸器與軸的配合， 為保證對中良好,故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為 "0 k6 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的， 此處選軸的 直徑尺寸公差為m6。 5）確定倒角和圓角 軸兩端的倒角，根據(jù)參考文獻［2］表15-2,取倒角為2M 45口。 各軸肩處圓角半徑，考慮應力集中的影響，由軸段直徑查手冊，見 圖 3-3。 6）繪制軸的結構與裝配草圖 軸的結構與裝配草圖如圖3-3所示  在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30205型圓 錐滾子軸承，由參考文獻［1］中查得a=12.5mm。因此，作為簡支 梁的軸的支承跨距L2 +L3 =192.

34、5mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的 彎矩圖和扭矩圖（圖3-4）。 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C是軸 的危險截面?，F(xiàn)將計算出 的截面C處的Mh,Mv及M的值列仃表3-6（參看圖3-4）。 表3-6截面C處計算結果 載 士 可 水平向H 垂直面V 支 文力F Fnh1 =1455N Fnh2=717N Fnv1 =583N , Fnv2 =263N 彎 巨M Mh = 96321N ? m MV1 =47465N ,mm MV2 = 35384 N ,mm 總 9矩 M1 =JmH +Mv1 =107380 N ,mm 扭 巨

35、T Tr= 22250N mm 7.軸2的設計 已知參數(shù)： P2 =2.33kw n2 = 240 r min T2 =367.2N m 5.2 軸的結構設計 1)確定軸上零件的裝配方案 d2=23mm 如圖3-3所示，齒輪可分別從軸的左、右兩端安裝。為方便表 述，記軸的左端面為I ,并從左向右每個截面變化處依次標記為H、 田、…,對應每段的直徑和長度則分別記為 di2、d23、…和L12、 L23、…。 c=112 d2 = c3； p2 = 112 3,2.33 = 23m m 2)確定軸的最小取直徑 n2 ,1 240 d0min=24 mm

36、(1)估算軸的最小直徑。I-田軸段僅受轉矩作用，直徑最小。 選取軸的材料為 45鋼調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)參考文獻［1］表12-5,取 C =112,于是得 單鍵槽軸徑應增大 5%^ 7%即增大至24.15?24.61mmi取 d0min =24mm。 Tca=477 .36N.m (2)選擇輸入軸聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KaT2 , 查參考文獻［1］表15-1 ,考慮到轉矩變化很小，故取工作情況系數(shù) Ka =1.3 ,則 Tca = KaT2 = 1.3 367.2N m = 477.36N m 按照計算轉距Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查標準 dmin=24m m

37、 GB/T5014-2002,選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩 560 N ，m o半聯(lián)軸器的孔徑di =24mm ,半聯(lián)軸器長度 L =82mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1 =60mm。 L12=58m m (3)確定軸的最小直徑dm.。應滿足dm. =di2 =di占dmin , 取 dmin =d12 =24mm。 3)確定各軸段的尺寸 I - R軸段軸頭長度。為了保證半聯(lián)軸器的軸向定位可靠性， Li2應略/卜于 Li,取 L12 =58mm。 d23=29m m H -田段軸身的直徑。II處軸肩高 h = (0.07 ~ 0.1) d =1.68 ~ 2.4

38、mm ,但因該軸幾乎不承受軸向力， 故 h =2.5mm ,則 d23 =d12 +2h = 24+2父 2.5 = 29mm。 確定d34,d78 ,選擇滾動軸承型號。取d34 =d78 =45>d23 ,查軸 承樣本，選用型號為30309的單列圓錐滾子軸承，其內(nèi)經(jīng) d=45mm,外徑 D =100mm ,寬度 T =27mm。 IV- V段軸頭的直徑d45。為了方便安裝，d45應略大于d34,取 d45 =50mm。 IV-V段軸頭的長度。為使套筒端面可靠的壓緊齒輪，L45應略 小于齒輪輪轂的寬度 B2 =60mm，取L45 = 57mm。 V-VI段軸環(huán)的直徑。齒輪的定位周肩，

39、高度 h =(0.07 ~ 0.1)d =3.5~ 5mm , 取 h=4mm , 則 d56 =d45 +2h =50+2M4 = 58mm。 L56=25m m V-VI段軸環(huán)的長度。軸環(huán)寬度b1.4h = 5.6mm ,取 L56 =10mm。 、VI -叩段軸身的直徑。查軸承定位軸肩的高度 h=4mm,d67 =58mm。 VH-Vffl段軸頸長度。取 L56 = B = 25mm。 123=50m m L34=52m m L67=84m m n -田段軸身的長度。軸承端蓋的總厚度為 20mm為了便于軸 承端蓋的拆卸及對軸承添加潤滑劑，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端 面

40、間的距離 l =30mm,l23 =l +20 = 50mm。 m - IV 軸段的長度。 a =16mm, s = 8mm, 則 L34 =B+s+a+(B2—L45) =25 + 8+16 + (60 —57) =52mm。 VI - VD 軸段的長度。c = 20mm , 則 L67 =L +c + a + s —L56 =50 + 20+16 + 8 —10 = 84mm。 4)軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向固定均采用平鍵聯(lián)接；齒輪處的平 鍵選擇A型普通平鍵,由d45查設計手冊，平鍵截面尺寸 bMh=20N2鍵長為63mm齒輪輪轂與軸的配合，為保證對中良好，

41、采用較緊的過渡配合，配合為 H 7./n6 o 半聯(lián)軸器與軸的周向固定均采用平鍵聯(lián)接；半聯(lián)軸器與軸連 接，按d45由參數(shù)文獻［1］表6-1得平鍵截面b父h = 5mm父5mm ,鍵 槽用鍵槽銃刀加工，長為25mm;同時為了保證半聯(lián)軸器與軸的配 合，為保證對中良好，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為 ”。 k6 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的， 此處選軸的 直徑尺寸公差為m6。 5)確定倒角和圓角 軸兩端的倒角，根據(jù)參考文獻［2］表15-2,取倒角為2M 45口。 各軸肩處圓角半徑，考慮應力集中的影響，由軸段直徑查手冊，見 圖 3-3。 6）繪制軸的結構與裝配草圖 軸的結構與

42、裝配草圖如圖3-3所示 1- ―? + -7 — t 1 ] i ； 圖3-3高速軸結構與裝配草圖 2.求軸上載荷 1）計算齒輪受力 級別 高速級 低速級 Zi 24 103 Z2 26 74 mn / mm 1.5 1.5464 mmmmm 2.5 2.5 P 14350" 0 n ◎ 20 * ha 1 齒寬 /mm B1 =45 ; B2 =40 B1 = 70 ； B2 =65 低速級大齒輪的分度圓直徑: d2 mz2 cos : 3 100 cos 8.15 =303.06mm

43、 圓周力: Ft = 2 T2 “齒輪 d2 c 92700 2 ——0.98 N =2106.44N 303.06 tan 二 n Fr = Ft cos ： 徑向力: tan 20 = 2106.44、—— N = 774.5N cos8 0634 軸向力： Fa -FttanB =1189 tan8 0634N =301.66N Fa對軸心產(chǎn)生的彎矩: Ma Ftd2 301.66 272.75 2 = 41138N mm 圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖3-3所示。 2）繪制彎矩圖和扭矩圖 首

44、先根據(jù)軸的結構圖（圖3-3）做出軸的計算簡圖（圖3-4）, 在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30205型圓 錐滾子軸承，由參考文獻［1］中查得a=12.5mm。因此，作為簡支 梁的軸的支承跨距L2 +L3 =192.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的 彎矩圖和扭矩圖（圖3-4）。 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C是軸 的危險截面?，F(xiàn)將計算出 的截面C處的Mh , Mv及M的值列于下表3-6。 表3-6截面C處計算結果 型 士 可 1 水平向H 垂直面V 居力 : Fnhi=1370N Fnh2 =736N Fnvi=714N ,

45、Fnv2 =61N 灣 巨M MH=93845N?m m MV1 =48909N ,mm MV2 =7777.5N ,mm 慶 醫(yī)矩 、 Mi =/M H +Mji =105825N ,mm 衽 巨T [ Tl = 23900N mm 3.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 （即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻［2］式（15-5）及上表中 的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，出轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 a =0.6 ,軸的計算應力 ca XMi +(Tj2 71058252 +(0.6x281520 2 3 0.1

46、 70 MPa =5.81MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻［2］表15-1 得［o_J=60MPa。因為仃ca ＜［?！梗?故安全。 圖3-4 高速軸彎矩圖和扭矩圖 4.疲勞強度精確校核 (1 )確定危險截面 不計軸向力Fnvi產(chǎn)生的壓應力的影響。由于dm.在估算時放大 了 5刈考慮鍵槽的影響，而且截面 A、H、m、B是承受轉矩，

47、故 不必校核；截面C上應力最大，但由于過盈配合和鍵槽引起的應力 集中均在該軸段倆端，故也不必校核；截面IV、V處應力接近最大， 應力集中相近，且最嚴重，但截面V不受轉矩作用，故不必校核。 截面IV為危險截面，截面IV的左右倆側均需校核。 (2)截面IV左側強度校核 抗彎截面系數(shù)： 3 3 3 W =0.1d =0.1 45 =9112mm 抗扭截面系數(shù)： WT =0.2d3 =0.2 453 -18225mm3 截面IV左側的彎矩： M1 (L2 -B) L2 105825 (168.5-25) 68.5 = 67202N *mm 截面上的彎曲應力: 6

48、7202 9112 = 7.38MPa 截面上的扭矩切應力: = 50.86MPa _ T2 _ 927000 T -WT - 18225 平均應力和應力副：彎曲正應力為對稱循環(huán)應力，則 0rm =0, =4.78MPa ;扭轉切應力為脈動循環(huán)應力， 15.45 m =Ta = =7.72MPa。 2 查表12-2 可得 45鋼調(diào)制的力學性能為 仃二640MPa,仃」二 275MPa, E==155MPa。 由/l^0.04?50=1.11查表3-4并經(jīng)插值計算可得 軸肩理論應力集中系數(shù)： 一2。 二二1.31 T 由r =2.0,

49、40MPa ,查圖3-17,并由插值計算值可得材 料的敏感系數(shù)： q 二二0.82 q =0.85 則有效應力集中系數(shù)： k；_ =1 q](二；一-1) =1 0.82 (2.0-1) =1.82 k「1 q (1-1) -1 0.85 (1.31-1)-1.26 由h =4mm,d34 = 45mm查圖3-18 ,可得尺寸及截面形狀系數(shù) 6仃=0.67:由D =d34 =45mm查圖3-19,可得扭轉剪切尺寸系數(shù) % = 0.84。 軸按磨削加工，由仃B=640MPa,查圖3-20,表面質(zhì)量系數(shù) %=0.92。軸未經(jīng)表面強化處理，則表面強化系數(shù) 3=1。 疲勞強度綜合影響

50、系數(shù)為 1/ k- 1 彳 1.82 1 K^ = -S-+-r~ -1 = + -1 =2.80 ；二 二二 0.67 0.92 1/ k 1 . 1.26 1 K - -1 = 1 = 1.59 0.84 0.92 V V 對于 45 鋼等效系數(shù)：中汀=0.1~1.2 , 取 。=0.” t = 0.05~0.1 ,取九=0.05。 kJ V L 僅有彎矩正應力是的計算安全系數(shù)： c 二一 i 275 S - - - - 20.55 K；=a ；=m 2.8 4.78 0.1 0 155 1.59 8.43 0.05 8.43 僅有扭轉切應力時的計算安全系數(shù)

51、: = 11.21 彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù): S.S _ 20.55 11.21 .S2S2 20.555 11.212 = 9.84 材料均勻，載荷與應力計算精確，設計安全系數(shù) S=1.3~1.51,Sca S,故疲勞強度安全 (3)截面IV右側強度校核 抗彎截面系數(shù)： W =0.1d3 =0.1 503 =12500mm3 抗扭截面系數(shù)： 3 3 3 Wt =0.2d =0.2 50 =25000mm 截面IV左側的彎矩： = 131352N *mm M1 (L3 -B) _ 105825 (127.5-25) L3 127.5 截面

52、上的彎曲應力: M 131352 W 12500 = 5.38MPa 截面上的扭矩切應力: T2 927000 t 37.08MPa Wt 25000 平均應力和應力副：彎曲正應力為對稱循環(huán)應力，則 0rm=0, ba=bb=4.78MPa ；扭轉切應力為脈動循環(huán)應力， 11.26 m = Ta = = 5.63MPa o 2 由d =50,Ob =640，查圖3-10 ,并經(jīng)插值計算可得過盈配合處 ..k k 0 8k 的工=3.16,并取 k1 = 02^ = 0.8x3.16=2.53。 軸按磨削加工，由OB=640MPa,查圖3-20,表面質(zhì)量系數(shù)

53、 p = Pt=0.92。軸未經(jīng)表面強化處理，則表面強化系數(shù) Pq =1。 疲勞強度綜合影響系數(shù)為 k.. 1 1 K/-- ——1 =3.16 1 =3.25 ,一 一 -- 0.92 k 1 1 K -———1 =2.53 1 =2.62 ； - 0.92 If V 對于 45 鋼等效系數(shù)：中汀=0.1~1.2 , 取 中。=0.1；7 = 0.05~0.1 ,取中 t = 0.05。 僅有彎矩正應力是的計算安全系數(shù)： S 二二 275 3.25 3.83 0.1 0 = 22.09 僅有扭轉切應力時的計算安全系數(shù): 155 K a ‘- m 2.

54、62 6.75 0.05 6.75 = 8.60 彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù): 22.09 8.60 22.095 8.602 = 8.01 材料均勻，載荷與應力計算精確，設計安全系數(shù) S=1.3~1.51,Sca S,故疲勞強度安全。 (4靜強度安全系數(shù)校核 無需靜強度 該設備無大的瞬時過載和嚴重的應力循環(huán)不對稱, 校核。 (5)繪制軸的零件工作圖 第六章軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 6.1軸承的選擇及校核 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列深溝球軸承主 動軸承根據(jù)軸頸值查《機械零件設計手冊》選擇 6207 2個 (GB/T276-1993)從動軸

55、承 6209 2 個 (GB/T276-1993) 從動軸 承 2 個 壽命計劃： 兩軸承受純徑向載荷 P= F r =1557.57 X=1 Y=0 從動軸軸承壽命：深溝球軸承 6209,基本額定功負荷 Cr=25.6KN ft=1 、=3 , 106 f ftCr 106 「25.6 父1M 100013 sccc L10h= t—I = i =108812 60n2 1P J 60 M 117.589、 602.34 J 01 預期壽命為：5年，單班制 L=5X300X 8=12000< L10h 軸承壽命合格 6.2鍵的選擇計算及校核 (一)從動軸外

56、伸端 d=42,考慮鍵在軸中部安裝故選鍵 10X40 GB/T1096—2003, b=16, L=50, h=10,選 45 號鋼，其許用擠壓 力 t =100MPa p 4000TI hld _4000 1557.57 一 8 30 =25959.5

57、pl h l hld 8 35 從動軸 外伸端 鍵10X 40 GB/109 6 — 2003 則強度足夠，合格 與齒輪 聯(lián)接處 鍵14X 52 GB/T10 96 一 2003 計算及說明 結果 6.3 聯(lián)軸器的選擇 1 K T 十 1 由十減速器載佝平穩(wěn)，速度/、局，尢特殊要求，考慮拆 更方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱聯(lián)軸器 ：=1.3 L clLcKPu CLLC、, 1.3M1.932 「c =9550 =9550X =4

58、18.374 nn 57.331 先用LT7型彈性套住聯(lián)軸器，公稱尺寸轉矩 Tn =500, fC

59、主要 尺寸 7.1潤滑的選擇確定 ⑴潤滑方式 1 .齒輪V=1.2<<12 m/s應用噴油潤滑，但考慮 成本及需要，選用浸油潤滑 2 .軸承采用潤滑脂潤滑 (2)潤滑油牌號及用量 齒輪浸 油潤滑 軸承脂 潤滑 計算及說明 結果 齒輪潤滑選用150號機械油，最低?最高油面距 10?20mm需油 量為1.5L左右 軸承潤滑選用2L—3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/3?1/2 為宜 7.2密封形式 1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封 選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2 .觀察孔和油孔等處接合面的密封 在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封 3

60、.軸承孔的密封 悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部 軸的外伸端與透蓋的間隙，由于V<3 (m/s),故選用半粗羊毛氈 加以密封 4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封， 防止?jié)櫥瓦M入軸承 內(nèi)部 7.3減速器附件的選擇確定 列表說明如下： 計算及說明 齒輪用 150號 機械油 軸承用 2L 3 型潤滑 脂 結果 名稱

61、 功用 數(shù)量 螺栓 安裝端蓋 12 螺栓 安裝端蓋 24 銷 定位 2 墊圈 調(diào)整安裝 3 螺母 安裝 3 油標尺 測量油 面高度 1 通氣器 透氣 1 7.4箱體主要結構尺寸計算 箱座壁厚==10mm 箱座凸， 箱蓋厚度句=8mm 箱蓋凸 箱底座凸緣厚度b2=2.51=25 凸臺半徑R=20mm 齒輪軸端面與內(nèi)機壁跑離li=1 大齒輪頂與內(nèi)機壁跑離 d=12i 小齒端面到內(nèi)機壁距離"2=15 上下機體筋板厚度m1=6.8mm 主動軸承端蓋外徑D1 =105mm 從動軸承端蓋外徑D2=130mm 地腳螺栓M16,數(shù)量6根

62、 材料 規(guī)格 Q235 M6 X 16 GB 5782 1986 Q235 M8 X 25 GB 5782 1986 35 A6 X40 GB 117 1986 65Mn 10 GB 93 1987 A M10 GB 6170 1986 組合件 A 緣厚度b=1.5戶=15mm 1 緣厚度 b1 =1.5 F=12mm mm，軸承旁凸臺高度h=45, 8mm mm mm ,m2=8.5mm

63、 第八章 潤滑與密封 4.1 齒輪的潤滑 根據(jù)表5-4浸油深度推薦值，選取二級圓柱式齒輪減速器類型： 由于低速級周向速度小于12m/s,采用浸油潤滑，II級大齒輪 浸油高度hf約為0.7個齒高但不少于 10mm該大齒輪齒高 hf =2.5<10mm所以II級大齒輪浸油高度取hf =11mm III級大齒輪浸油高度hs大于一個齒高小于1/6半徑（3.125 —56.7mm ,由于III級大齒輪和二級大齒輪的半徑差為 39mm所 以大齒輪的浸油深度選為hs =50mm 大齒輪齒

64、頂圓到油池低面的距離為 30-50mm所以選取的油 池深度ho為80mm 4.2 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為0.99小于2m/s,所以采脂潤滑，為防止 軸承室內(nèi)的潤滑脂流入箱體而造成油脂混合， 在箱體軸承座箱內(nèi)一 側裝設甩油環(huán)。 4.3 潤滑油的選擇 齒輪潤滑油，考慮到該裝置用于小型設備，選用 L-AN15潤滑 油。 軸承潤滑脂，選用通用鋰基潤滑脂 ZL-1,普遍應用在各種機 械部位。 4.4 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密 封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為 (F) B25-42-7-ACM, ( F)

65、B70-90-10-ACM 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 1、《機械設計課程設計》，孫巖等主編，北京理工大學出版社。 2、《機械設計課程設計》，銀金光等主編，中國林業(yè)出版社；北京希望電子出 版社。 3、《機械制圖》教材 4、《機械設計》教材 5、《工程力學》教材 6、 其它機械類專業(yè)課程教材 致謝 轉眼間，這兩周的課程設計在這種忙忙碌碌的氣氛中終于完成 了。在這兩周中，讓我感受最大的是兩個字：充實。緊張的壓力會使 人更加奮進， 我深切的體會到了這句話的含義。 首先我得感謝敬愛的 晁老師，主要是在她的指導下，完成了課程設計。其次便是周圍的同 學和朋友們， 真正讓我體會到了團隊的重要性， 一個人的力量是渺小 的，只有大家一起努力，一定會挖掘自己更多的潛力，得到更大的進