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1、 畢 業(yè) 設(shè) 計（論文） （說 明 書） 題 目：V帶和帶輪設(shè)計 姓 名： 編 號： 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 年 月 日 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 畢 業(yè) 設(shè) 計 （論文） 任 務(wù) 書 姓名 專業(yè) 機電一體化 任 務(wù) 下 達 日 期 年 月 日 設(shè)計（論文）開始日期 年 月 日 設(shè)計（論文）完成日期

2、 年 月 日 設(shè)計（論文）題目： V帶和帶輪設(shè)計 A編制設(shè)計 B設(shè)計專題（畢業(yè)論文）

3、 指 導(dǎo) 教 師 系（部）主 任 年 月 日 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯委員會記錄 機械工程

4、系 機電一體化 專業(yè)，學(xué)生 于 年 月 日 進行了畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯。 設(shè)計題目： V帶和帶輪設(shè)計 專題（論文）題目： 指導(dǎo)老師： 答辯委員會根據(jù)學(xué)生提交的畢業(yè)設(shè)計（論文）材料，根據(jù)學(xué)生答辯情況，經(jīng)答辯委員會討論評定，給予學(xué)生 畢業(yè)設(shè)計（論文）成績?yōu)? 。 答辯委員會

5、 人，出席 人 答辯委員會主任（簽字）： 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員： ， ， ， ， ， ，

6、 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）評語 第 頁 共 頁 學(xué)生姓名： 專業(yè) 機電一體化 年級 06級 畢業(yè)設(shè)計（論文）題目： V帶和帶輪設(shè)計 評 閱 人： 指導(dǎo)教師： （簽字） 年 月 日 成 績： 系（科）主

7、任： （簽字） 年 月 日 畢業(yè)設(shè)計（論文）及答辯評語：

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11、 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書（論文） 目錄 第1章 課程設(shè)計書 2 第2章 齒輪傳動的特點 3 第3章 設(shè)計步驟 4

12、3.1傳動裝置總體設(shè)計方案: 4 3.2電動機的選擇 5 3.3傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 6 3.3.1 總傳動比 6 3.3.2 分配傳動裝置傳動比 6 3.4傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7 3.4.1 7 3.5設(shè)計Ｖ帶和帶輪 8 3.5.1　確定計算功率 8 3.5.2　選擇帶型號 8 3.5.3　選取帶輪基準直徑 8 3.5.4　驗算帶速v 9 3.5.5 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 13 3.7傳動軸承和傳動軸的設(shè)計 20 3.7.1 傳動軸承的設(shè)計 20 3.7.2 從動軸的設(shè)計 22 3.7.3 求軸上的載荷 22 3.7.4 按彎曲

13、扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度 26 3.7.5 精確校核軸的疲勞強度. 26 3.8鍵的設(shè)計和計算 28 3.8.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 28 3.8.2校和鍵聯(lián)接的強度 28 3.8.3鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 28 3.9箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 29 3.9.1 29 3.9.2 29 3.9.3 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 29 3.9.4 對附件設(shè)計 29 3.10 潤滑密封設(shè)計 32 3.11聯(lián)軸器設(shè)計 32 第4章 設(shè)計小結(jié) 34 參考文獻 35 第1章 課程設(shè)計書 設(shè)計

14、課題: 設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V 表1-1運輸帶參數(shù)表 題號 參數(shù) 1 2 3 4 5 運輸帶工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8 運輸帶工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4 卷筒直徑（mm） 250 250 250 300 300

15、 第2章 齒輪傳動的特點  1.效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動效率為最高，閉式傳動效率為96%~99%這對大功率傳動有很大的經(jīng)濟意義。 2.結(jié)構(gòu)緊湊 比帶、鏈傳動所需的空間尺寸小。 3.工作可靠、壽命長 設(shè)計制造正確合理、使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。這對車輛及在礦井內(nèi)工作的重要。 4.傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定往往是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動獲得廣泛應(yīng)用，正是由于其具有這一特點。 但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合

16、 第3章 設(shè)計步驟 3.1傳動裝置總體設(shè)計方案: 1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下： 圖3-1傳動裝置總體設(shè)計圖 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。 選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 傳動裝置的總效率 ＝0.960.970.96＝0.759； 為V帶的效率,為第一對軸承的效率， 為第二對

17、軸承的效率，為第三對軸承的效率， 為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑. 因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。 3.2電動機的選擇 電動機所需工作功率為： P＝P/η＝19001.3/10000.759＝3.25kW, 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n=82.76r/min，按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n＝in＝（16～160）82.76＝1324.16～13241.6r/min。 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號

18、為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 圖3-1電動機簡圖 表3-1電動機傳動裝置參數(shù) 中心高 外型尺寸 L（AC/2+AD）HD 底腳安裝尺寸AB 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸DE 裝鍵部位尺寸FGD 132 515 345 315 216 178 12 36 80 10 41 3.3傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 3.3.1 總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/82

19、.76＝17.40 3.3.2 分配傳動裝置傳動比 ＝式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取＝2.3，則減速器傳動比為＝＝17.40/2.3＝7.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.33 3.4傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.4.1 ＝＝1440/2.3＝626.09r/min ＝＝626.09/3.24＝193.24r/min ＝/＝193.24/2.33=82.93 r/min ==82.93 r/min 3.4.2功率 ＝＝3.250.96＝3.12kW ＝η2＝3.120.980.95＝2.90kW ＝η2＝

20、2.970.980.95＝2.70kW ＝η2η4=2.770.980.97＝2.57kW 則各軸的輸出功率： ＝0.98=3.06 kW ＝0.98=2.84 kW ＝0.98=2.65kW ＝0.98=2.52 kW 3.4.3 .轉(zhuǎn)矩 = Nm 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =95503.25/1440=21.55 N 所以: ＝ =21.552.30.96=47.58 Nm ＝=47.583.240.980.95=143.53 Nm ＝=143.532.330.980.95=311.35Nm ==311.350.950.97=286.91 Nm 輸出

21、轉(zhuǎn)矩：＝0.98=46.63 Nm ＝0.98=140.66 Nm ＝0.98=305.12Nm ＝0.98=281.17 Nm 表3-2運動和動力參數(shù)結(jié)果 軸名 功率P KW 轉(zhuǎn)矩T Nm 轉(zhuǎn)速r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 3.25 21.55 1440 1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09 2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24 3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93 4軸 2.57 2.52 286.91 2

22、81.17 82.93 3.5設(shè)計Ｖ帶和帶輪 3.5.1　確定計算功率 得： ,式中為工作情況系數(shù)， 為傳遞的額定功率,既電機的額定功率. 3.5.2　選擇帶型號 根據(jù)，,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶． 3.5.3　選取帶輪基準直徑 查得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常?。?%～2%），取。 3.5.4　驗算帶速v 　　在5～25m/s范圍內(nèi)，Ｖ帶充分發(fā)揮。 許用接觸應(yīng)力 =189.8MP 得: =1 T=95.510=95.5103.19/626.09 =4.8610N.m 1.設(shè)計計算：

23、 ①小齒輪的分度圓直徑d = ②計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b==49.53mm 計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = ④計算齒寬與高之比 齒高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01 ⑤計算縱向重合度 =0.318=1.903 ⑥計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得 動載系數(shù)K=1.07, 查表得K的計算公式: K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42 得: K=1.35 K==1.2 故載

24、荷系數(shù): K＝K K K K =11.071.21.42=1.82 ⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d=d=49.53=51.73 ⑧計算模數(shù) = 2. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由彎曲強度的設(shè)計公式 ≥ （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ①小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝48.6kNm 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.2424＝77.76傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％ ②計算當(dāng)量齒數(shù) z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43 ③初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表

25、查得＝1 ④初選螺旋角 初定螺旋角 ＝14 ⑤載荷系數(shù)K K＝K K K K=11.071.21.35＝1.73 ⑥取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y 齒形系數(shù)Y＝2.592 Y＝2.211 應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.596 Y＝1.774 ⑦重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為＝[1.88-3.2（）]＝[1.88－3.2（1/24＋1/78）]cos14＝1.655 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ＝14.07609 因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ⑧螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝

26、＝1.825, Y＝1－＝0.78 ⑨計算大小齒輪的 安全系數(shù)S＝1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60271.471830028＝6.25510 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.25510/3.24＝1.930510 彎曲疲勞強度極限 小齒輪 大齒輪 彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 []= []= 大齒輪的數(shù)值大.選用. （2）設(shè)計計算 ①計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度

27、計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: z==25.097 取z=25 那么z=3.2425=81 ②幾何尺寸計算 中心距： a===109.25 將中心距圓整為110 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d==51.53 d==166.97 計算齒輪寬度 B= 圓整的 3.5.5 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1. 材料：低速

28、級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.3330=69.9 圓整取z=70. 2. 齒輪精度：按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。 3.按齒面接觸強度設(shè)計 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選K=1.6 ②選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45 ③試選,得 =0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60njL=60193.241(283008)=4.4510 N=1.9110 接觸疲勞壽命系數(shù) K=0.94

29、 K= 0.97 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限, 大齒輪的接觸疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力 []== []==0.98550/1=517 540.5 彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 選取齒寬系數(shù) T=95.510=95.5102.90/193.24 =14.3310N.m =65.71 （2）計算圓周速度 0.665 計算齒寬 b=d=165.71=65.71 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m=

30、 齒高 h=2.25m=2.252.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.03 計算縱向重合度 6. 計算載荷系數(shù)K K=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231 使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值 =1.04 K=1.35 K=K=1.2 故載荷系數(shù) K＝=11.041.21.4231=1.776 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d=d=65.71 計算模數(shù) （3）按齒根彎曲強度設(shè)計

31、m≥ 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝143.3kNm 確定齒數(shù)z： 因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i z＝2.3330＝69.9 傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33 Δi＝0.032％5％，允許 初選齒寬系數(shù)： 按對稱布置，得＝1 初選螺旋角： 初定螺旋角＝12 載荷系數(shù)K： K＝K K K K=11.041.21.35＝1.6848 當(dāng)量齒數(shù)： z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797 齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y 螺旋角系數(shù)Y ： 軸向重合度

32、 ＝＝2.03 Y＝1－＝0.797 計算大小齒輪的 ： 齒輪彎曲疲勞強度極限 彎曲疲勞壽命系數(shù)： K=0.90 K=0.93 S=1.4 []= []= 計算大小齒輪的,并加以比較： 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算. 計算模數(shù)： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應(yīng)有的齒數(shù). z==27.77 取z=30 z=2.33

33、30=69.9 取z=70 初算主要尺寸： 中心距： a===102.234 將中心距圓整為103 修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正 分度圓直徑 d==61.34 d==143.12 計算齒輪寬度 圓整后取 圖3-1低速級大齒輪 V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表 表3-3各傳動比 V帶 高速級齒輪 低速級齒輪 2.3 3.24 2.33 表3-4各軸轉(zhuǎn)速n (r/min) (r/min) (r/min) (r/min) 626.09 193.24 8

34、2.93 82.93 表3-5各軸輸入功率 P （kw） （kw） （kw） (kw) 3.12 2.90 2.70 2.57 表3-6各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (kNm) (kNm) (kNm) (kNm) 47.58 143.53 311.35 286.91 表3-7帶輪主要參數(shù) 小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm） 中心距a（mm） 基準長度（mm） 帶的根數(shù)z 90 224 471 1400 5 3.7傳動軸承和傳動軸的設(shè)計 3.7.1 傳動軸承的設(shè)計 1.求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P

35、=2.70KW =82.93r/min =311.35N．m 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= tan=4348.160.246734=1072.84N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: 3.初步確定軸的最小直徑 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,取 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號 選取 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機械設(shè)計手冊》

36、選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型. 表3-8滾動軸承簡表 D B 軸承代號 4

37、5 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 20 62.4 77.7 7210C 圖3-2半聯(lián)軸器簡圖 3.7.2 從動軸的設(shè)計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 . 右端滾動軸承采用軸肩進行軸

38、向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為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. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .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)軸器右端面間的距離 ,故取. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.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s=8,已知滾

39、動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,則 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度. 3.7.3 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查《機械設(shè)計手冊》20-149表20.6-7.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 　　　　　傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖: 圖3-3從動軸簡圖 圖3-4中間軸簡圖 圖3-5主動軸簡圖

40、 : 圖3-6從動軸的載荷分析圖 3.7.4 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù) == 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。得[]=60MP 〈 [] 此軸合理安全 3.7.5 精確校核軸的疲勞強度. 1.判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直

41、徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可. 2. 截面Ⅶ左側(cè)。 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面彎曲： 截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 == 軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。 因 經(jīng)插入后得 2.0 =1.31 軸性系數(shù)為 =0.85 K=1+=1.82

42、 K=1+（-1）=1.26 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 S13.71 ≥S=1.5 所以它是安全的 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 M=133560 截面Ⅳ上的扭矩為 =295 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 ==K= K= 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8

43、K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 S13.71 ≥S=1.5 所以它是安全的 3.8鍵的設(shè)計和計算 3.8.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 根據(jù) d=55 d=65 取： 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50 3.8.2校和鍵聯(lián)接的強度 []=110MP 工作長度 36-16=20 50-20=30 3.8.3鍵與輪轂鍵槽的

44、接觸高度 K=0.5 h=5 K=0.5 h=6 得： ＜[] ＜[] 兩者都合適 取鍵標記為： 鍵2：1636 A GB/T1096-1979 鍵3：2050 A GB/T1096-1979 3.9箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合. 3.9.1 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 3.9.2 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接?/p>

45、池底面的距離H為40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3.9.3 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 3.9.4 對附件設(shè)計 1.視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固 2. 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機

46、體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 3.油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. 4. 通氣孔： 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡. 5. 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. 6. 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. 7. 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或

47、搬運較重的物體. 表3-9減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座壁厚 10 箱蓋壁厚 9 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 M24 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M12 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M10 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 10 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 8 ，，至外機壁距離 查機械課

48、程設(shè)計指導(dǎo)書表4 34 22 18 ，至凸緣邊緣距離 查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表4 28 16 外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 50 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 >1.2 15 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 > 10 機蓋，機座肋厚 9 8.5 軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 120（1軸）125（2軸） 150（3軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 120（1軸）125（2軸） 150（3軸） 3.10 潤滑密封設(shè)計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的

49、，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+ H=30 =34 所以H+=30+34=64 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。 密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 3.11聯(lián)軸器設(shè)計 1.類型選擇. 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器. 2.載荷計算. 公稱轉(zhuǎn)矩：T=95509550333.5 取 所以轉(zhuǎn)矩

50、 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm 第4章 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過這次設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ). 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融《機械設(shè)計基礎(chǔ)》、《機械制造基礎(chǔ)》、《工程力學(xué)》、《公差與配合》、《CAD實用軟件》等于一體。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論

51、聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 在這次的課程設(shè)計過程中,綜合運用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個教學(xué)實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助. 設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而

52、提高設(shè)計實踐操作能力。 參考文獻 [1] 《機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊》.葉偉昌. 主編.機械工業(yè)出版社. [2] 孫桓，付則紹主編.機械原理.北京：高等教育出版社，1988. [3] 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》.陳立德. 主編.北京：機械工業(yè)出版社，1990. [4] 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》、《機械制造基礎(chǔ)》穆芳果，曲維臣，曲琦，蘆桂英.齒輪副重合度計算方法分析與應(yīng)用. (吉林農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院長春130118) . [5] 《公差與配合》.衰哲俊. 主編.國防工業(yè)出版社，1983.32. 第 35 頁