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1、機械設計課程設計說明書機械設計課程設計說明書 題號：43一、 傳動方案V帶傳動原始題目：課程設計題目五：帶式運輸機傳動裝置工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為5。滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）。F1電動機 2帶傳動 3減速器 4聯(lián)軸器 5滾筒 6傳送帶原始數(shù)據(jù)題 號41424344454647484950運輸帶工作拉力(N)1100115012001250130013501450150015001600運輸帶工作速度(ms1)1.501.601.701.501.551.601.551.651.701.80卷

2、筒直徑(mm)250260270240250260250260280300已知條件：1工作參數(shù) 運輸帶工作拉力F= 1200N。 運輸帶工作速度V=1.70 m/s（允許帶速誤差5%）。 滾筒直徑D= 270 mm。 滾筒效率0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）。2使用工況 兩班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動。3工作環(huán)境 室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35。4動力來源 三相交流電，電壓380/220V。5壽命要求 使用期限10年，其工作期限（使用折舊期）為10年，大修期4年，中修期2年，小修期半年。6 制造條件 一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。二、選擇電動機（1）確定電動機額定功率、工作功

3、率（輸出功率）動力來源： 三相交流電，電壓380/220V電動機是標準件，根據(jù)要求兩班制，灰塵較大，最高溫度35度，三相交流電，籠型異步，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v，Y型根據(jù)，可得電動機額定功率 因為總效率為閉式齒輪傳動效率（0.97);帶傳動效率（0.96）為滾動軸承效率（0.98）；聯(lián)軸器效率（0.99）滾筒效率（0.96）電動機工作功率（輸出功率）（2）確定電動機工作轉(zhuǎn)速（輸出轉(zhuǎn)速）根據(jù)機械設計課程設計指導書第七頁的表可知：普通V帶傳動的傳動比=，圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比=，則總傳動比合理范圍為=，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為根據(jù)機械設計課程設計手冊173頁表12-1可知：符合這一范圍的同

4、步轉(zhuǎn)速有根據(jù)額定功率、轉(zhuǎn)速，從表中找出三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，如下表所示：型號額定 功率/（kw）級數(shù)同步轉(zhuǎn)速/（r/min）滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）參考 比價傳動裝置傳動比質(zhì)量/kg總傳 動比V帶傳動比減速器Y100L2-434150014301.8711.88533.9638Y132S-63610009603.098.3122.53.3263Y132M-8387507103.526.2342.03.1279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，可見第一方案比較合適。因此選定電動機的型號為Y100L2-4，其主要性能如下表：型號額定功率/（k

5、w）滿載時轉(zhuǎn)速電流（380V時）A效率%功率因數(shù)Y100L2-4314306.8282.50.8172.22.3由機械設計課程設計指導書174頁表12-2可知：Y100L2-4型電動機的安裝及外形尺寸如表12-3所示：故將Y100L2-4型電動機的主要外形和安裝尺寸列于下表：中心高外形尺寸底腳安裝 尺寸地腳螺栓 孔直徑軸伸 尺寸裝鍵部位 尺寸10012三、 確定傳動裝置的總轉(zhuǎn)動比和分配傳動比由選定的電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機的主動軸轉(zhuǎn)速,可得到傳動裝置的總傳動比為： ，式中分別為帶傳動和減速器的傳動比根據(jù)機械設計課程設計指導書7頁的表可知：普通V帶傳動的傳動比=，圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比=，

6、所以取四、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）計算下圖中各軸的轉(zhuǎn)速：軸軸軸式中分別為帶傳動和減速器的傳動比（2）計算各軸輸入功率式中分別為閉式齒輪、帶傳動、軸承和聯(lián)軸器的傳動效率各軸輸出功率（在此不再列出計算過程）（3）計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩（4）各軸輸出轉(zhuǎn)矩，則有：各軸運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/N.m轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.416.03143030.96軸2.3042.25846.1745.25476.673.960.95軸2.192.146173.80169.62120.3710.97軸2.1252.08168.6

7、2165.25120.37五、 傳動零件的設計計算1. 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通V帶型號由于兩班制工作，所以機器的工作時間為16小時/天，由課本109頁表5-5可知：載荷平穩(wěn)，Y系列三相交流異步電動機，每天工作16小時，=1，小帶輪轉(zhuǎn)速，由課本109頁圖5.14可知：取Z型V帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗證帶速由課本109頁表5.6取小帶輪直徑為，所以。由課本109頁表5.6取大帶輪直徑為（雖然有所降低，但其誤差在5%范圍內(nèi)，故允許） 驗算帶速：，在范圍內(nèi)，帶速合適（3） 確定帶長和中心距初選：，取（由課本106頁表5.1可知：V帶高h=6mm） 由課本106頁表5.2選取基準長

8、度其實際中心距為：（4） 驗算小帶輪包角由課本100頁公式5.1可知： 故合適（5） 確定V帶根數(shù)Z大帶輪轉(zhuǎn)速傳動比由課本107頁表5.3可知：，由108頁表可知：由課本110頁表5.7，做出包角和包角系數(shù)的線性關系圖，得出時，由課本106頁表5.2可知：長度系數(shù)所以取根（6） 求作用在帶輪軸上的壓力由課本107頁表5.3可知：，由課本110頁公式5.20得到單根V帶的張緊力由課本111頁公式5.21得到作用在帶輪上的壓力(7)帶輪結(jié)構(gòu)設計（由于要根據(jù)軸的相關尺寸確定，后面會詳細介紹，故在此不做設計）2.齒輪傳動的設計計算根據(jù)齒輪傳動中既要承受徑向載荷又要承受軸向載荷的實際工況，故需選用圓柱斜

9、齒輪傳動。（1）選擇齒輪材料和精度等級根據(jù)課本132頁表6.1，初選小齒輪材料為，大齒輪材料為45鋼，小齒輪采用硬齒面，進行調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為，取，大齒輪采用軟齒面，進行正火處理，齒面硬度為，取，根據(jù)課本140頁表6.6，初選精度等級為7級。（2）按照齒面接觸疲勞強度進行設計計算根據(jù)課本136頁公式6.6可知：確定各參數(shù)值確定載荷系數(shù)， 使用系數(shù) ，由課本133頁表6.2可知：動載系數(shù)，由課本134頁可知：齒間載荷分配系數(shù)，由課本134頁可知：齒向載荷分布系數(shù)，由課本134頁可知：所以確定小齒輪名義轉(zhuǎn)矩為主動齒輪傳遞的功率，等于I軸的輸出功率為主動齒輪的轉(zhuǎn)速，等于I軸的輸出轉(zhuǎn)速確定材料彈性影

10、響系數(shù)由課本136頁表6.3可知：確定區(qū)域系數(shù)螺旋角常在之間，所以取，由135頁圖6.12可知確定重合度系數(shù)根據(jù)課本143頁可知取確定齒輪的主要參數(shù)齒數(shù)比=傳動比確定圓柱齒輪的齒寬系數(shù)根據(jù)課本141頁表6.8可知：取計算許用應力根據(jù)課本138頁圖6.14（b）可知，根據(jù)課本137頁公式6.9可知根據(jù)課本140頁表6.5可知，取最小安全系數(shù)為1.2根據(jù)課本139頁公式6.11和圖6.16計算壽命系數(shù)查圖6.16可知所以可以得到：取中的最小值，所以則有：于是有確定中心距（以下內(nèi)容是根據(jù)機械設計課程設計指導書頁得到）應盡量圓整成尾數(shù)為0或5，以利于制造和測量，所以初定選定模數(shù)，齒數(shù)一般初選，則，代入

11、上式得：，由標準取，則有：取，因為所以，取，則有：（不按計算）齒數(shù)比，與的要求比較，誤差為，可用。于是有，滿足要求由以上步驟可知：齒輪的參數(shù)確定為：，計算齒輪分度圓直徑確定輪齒寬度根據(jù)課本141頁可知：b圓整為大齒輪寬度，取，則（3）按照齒根彎曲疲勞強度進行校核計算根據(jù)課本143頁公式6.15可知：確定各參數(shù)的值 確定許用彎曲疲勞強度根據(jù)課本137頁公式6.10可知：根據(jù)課本139頁圖6.15（b）可知：根據(jù)課本139頁圖6.17可知： 根據(jù)課本140頁表6.5可知： 所以可以得到： 確定齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)根據(jù)課本137頁表6.4可知： 根據(jù)課本143頁可知： 根據(jù)課本137頁可知：因此有

12、： 所以，可以判斷大小齒輪的齒根彎曲疲勞強度都小于許用值，符合要求，校核完畢。經(jīng)綜合整理可得下表名稱符號公式與說明小齒輪大齒輪齒數(shù)根據(jù)工作要求確定25101模數(shù)，為標準值2.07中心距130分度圓直徑51.587208.413齒頂高2齒根高2.5齒全高4.5齒頂圓直徑55.587212.413齒根圓直徑46.587203.413減速器機體結(jié)構(gòu):總體選取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。（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（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/

13、s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm，為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為（3）、 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性： 鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=6。機體外型簡單，拔模方便.減速器各部位及附屬零件的名稱和作用（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

14、放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，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

15、吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.鑄鐵減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號減速器型式及尺寸關系/mm機座壁厚8機蓋壁厚8機座凸緣厚度12機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑14地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑14蓋、座聯(lián)接螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距160軸承端蓋螺釘直徑10窺視孔蓋螺釘直徑8定位銷直徑8、到外箱壁距離24，20、16、至凸緣邊緣距離22、14軸承旁凸臺半徑20軸承旁凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。外箱壁至軸承座端面距離50大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離12機蓋、機座肋厚、7、7軸承端蓋外徑聯(lián)接式：D +(55.5) ； 嵌入式：1.25D +

16、10；D為軸承孔直徑。軸承端蓋凸緣厚度12軸承旁聯(lián)接螺栓距離盡量靠近，以M和M互不干涉為準六、 軸的設計計算1. 高速軸的設計計算 (1)已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速；功率；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由課本226頁表11.1可知：選用45#鋼，進行調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為，許用彎曲疲勞極限為，抗拉強度極限，；根據(jù)課本233頁表11.4可確定軸的許用彎曲應力為： (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 根據(jù)課本232頁公式11.2和表11.3，由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故C=112。 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0518

17、.94=19.887mm 根據(jù)機械設計課程設計手冊97頁表8-1可知：標準軸孔直徑有20mm，故取 (4)設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 1)軸的結(jié)構(gòu)分析（鍵的選擇和配合方式的選擇） 顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，根據(jù)機械設計課程設計手冊56頁可知：bh=66mm(GB/T 1096-2003)，根據(jù)課本77頁，所以綜合考慮鍵的系列長度，取L=28mm；取軸承的定位軸肩直徑為27mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 2）確定各軸段的直徑和長度。 外傳動件到軸承透蓋端面距離K=24mm 軸承端蓋厚度e=12

18、mm 調(diào)整墊片厚度t=2mm 箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=12mm 各軸段直徑和長度的確定： d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，則偶的直徑應該增大5%，故取d1=22mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=27mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=30mm，根據(jù)機械設計課程設計手冊69頁表選取軸承型號為深溝球軸承6206 d4：齒輪處軸段，比d3尺寸大2-5mm，選取d4=35mm。 d5：軸肩，用于齒輪的軸向定位，故選取d5=45mm。 d6：滾動軸承軸段，要

19、求與d3軸段相同，故選取d6=d3=35mm。 3)各軸段長度的確定 L1：和大帶輪配合，為便于安裝和定位，略小于大帶輪輪轂寬度，選取L1=42mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=63mm。 L3：由滾動軸承寬度以及齒輪端面到軸承端面距離確定，選取L3=38mm。 L4：根據(jù)小齒輪寬度確定，長度略小于小齒輪寬度以保證齒輪軸向定位可靠，取L4=83mm。 L5：根據(jù)齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，取L5=8mm。 L6：由滾動軸承寬度以及軸承端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L6=28mm。軸段123456直徑(mm)222730354530長度(mm)42633883828 軸的

20、全長： 2. 高速軸的軸上零件定位與配合(1) 鍵型號的確定根據(jù)第一段軸的直徑，長度和第四段軸的直徑，長度，可查機械設計課程設計手冊56頁表4-1(平鍵連接的剖面和鍵槽尺寸（GB/T 10952003摘錄）、普通平鍵的形式和尺寸（GB/T 10952003摘錄）)得到，鍵的型號分別為：GB/T 1096 鍵；GB/T 1096 鍵。(2) 軸承的配合根據(jù)荷載的狀態(tài)，查機械設計課程設計手冊85頁表6-10（安裝向心軸承的軸公差帶代號）可以確定安裝向心軸承的軸的公差帶代號為k5。根據(jù)運載狀態(tài)和載荷狀態(tài)，查機械設計課程設計手冊85頁表6-11（安裝向心軸承的孔公差帶代號）可以確定安裝向心軸承的孔的公

21、差帶代號為J7。(3) 齒輪與軸的配合根據(jù)高速軸的實際運行情況，根據(jù)機械設計課程設計手冊238頁表17-2（減速器主要零件的薦用配合）可選用的配合為。(4) 帶輪與軸的配合根據(jù)高速軸的實際運行情況，查機械設計課程設計手冊238頁表17-2（減速器主要零件的薦用配合）可選用的配合為。圖1 高速軸的配合關系（5）高速軸上圓角、倒角等根據(jù)軸肩兩端軸的直徑，查機械設計課程設計手冊表1-26（圓形零件自由表面過渡圓角（參考）可以確定，在除標準件外其余過渡圓角半徑盡量取成一致的前提下，圓角的半徑均選取R=2mm。根據(jù)軸兩端的直徑，查機械設計課程設計手冊表1-25(零件倒圓與倒角（GB/T 6403.420

22、08摘錄）)可以確定，倒角的尺寸C=1 mm。在裝軸承的兩端的軸肩圓角應該小于軸承的圓角半徑Ra=1 mm，故所述軸肩的過度圓角半徑定位R=0.8 mm。3. 按彎扭合成校核高速軸的強度(1) 高速軸的受力簡圖(2) 高速軸的支反力1) 帶輪的壓軸力在水平面和豎直平面上的分力2) 水平面上的支反力RH小齒輪受力分析在分度圓上，法向力可以分解成兩個相互垂直的分力：切與分度圓的圓周力和半徑方向的徑向力 。根據(jù)其各自的計算公式，可知 3) 豎直面上的支反力RV(3) 高速軸的彎矩圖1) 水平面上的彎矩圖圖2.7.6 軸的水平平面彎矩圖2) 豎直平面上的彎矩圖圖2.7.7 軸的豎直平面彎矩圖3) 合成

23、彎矩圖圖2.7.8 軸的合成彎矩圖4) 扭矩圖圖 軸的扭矩圖(4) 高速軸的當量彎矩圖 根據(jù)計算公式： (2-27)此時可以得到當量彎矩圖：圖 軸的當量彎矩圖(5) 高速軸的強度校核針對截面C進行軸的強度校核，根據(jù)彎曲應力的計算公式： (2-28)式中：W表示軸的抗彎截面系數(shù)，由課本233頁表11.5（抗彎、抗扭截面模量計算公式）可知 ，查機械設計課程設計手冊56頁表4-1可知t=5mm。 Mca軸所受到的彎矩， 代入C截面的數(shù)據(jù)后可得：故該高速軸的強度滿足條件。4. 精確校核高速軸的強度(1) 確定危險疲勞截面考慮影響疲勞強度的主要因素（載荷、應力集中、表面質(zhì)量和絕對尺寸），危險疲勞截面取第

24、3段軸和第4段軸的交界處，針對該處的左（右）側(cè)進行精確校核。查課本234頁表11.6（疲勞強度的許用安全系數(shù)）取疲勞強度的許用安全系數(shù)為：S1.4 （載荷可精確計算，材質(zhì)均勻，材料性能精確可靠）(2) 危險截面左側(cè)的精確校核1) 危險截面的抗彎，抗扭截面模量由課本233頁表 11.5（抗彎、抗扭截面模量計算公式）可以得到左側(cè)截面的抗彎、抗扭截面的模量計算公式： 2) 危險截面的彎曲應力由彎曲應力的計算公式得：此時彎曲應力為對稱循環(huán)應力，故，。3) 危險截面的切應力由扭轉(zhuǎn)切應力的計算公式可得：此時切應力為脈動循環(huán)應力，故，。4) 綜合影響系數(shù)、由綜合影響系數(shù)計算公式： (2-29) (2-30)

25、式中： 、應力集中系數(shù)、尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)計算應力集中系數(shù)、由截面3的結(jié)構(gòu)尺寸，可得：根據(jù)上訴數(shù)據(jù)查課本23頁圖1.15（b）（平板肩部圓角處的理論應力集中系數(shù)），可得。根據(jù)抗拉強度和應力集中系數(shù)，查課本圖1.16（鋼的敏感系數(shù)）可得敏感系數(shù)。由應力集中系數(shù)的計算公式，可得尺寸系數(shù)、根據(jù)抗拉強度和查課本24頁圖1.17（鋼的尺寸系數(shù)、），可得。表面狀態(tài)系數(shù)、根據(jù)抗拉強度和精磨的制造方法，通過查課本24頁圖1.19（鋼的表面狀態(tài)系數(shù)），可得：將查出的數(shù)據(jù)代入計算公式，可得：5) 等效系數(shù)彎曲應力的等效系數(shù)：切應力的等效系數(shù)：6) 復合疲勞強度安全系數(shù)根據(jù)疲勞強度安全系數(shù)計算公式，可得：復合安

26、全系數(shù)的計算公式故高速軸的疲勞強度滿足工作要求。(3) 危險截面右側(cè)的精確校核1) 危險截面的抗彎，抗扭截面模量由課本233頁表11.5（抗彎、抗扭截面模量計算公式）可以得到左側(cè)截面的抗彎、抗扭截面的模量計算公式： 2) 危險截面的彎曲應力由彎曲應力的計算公式得：此時彎曲應力為對稱循環(huán)應力，故，。3) 危險截面的切應力由扭轉(zhuǎn)切應力的計算公式可得：此時切應力為脈動循環(huán)應力，故，。 4) 綜合影響系數(shù)、由綜合影響系數(shù)計算公式： (2-29) (2-30)式中： 、應力集中系數(shù)、尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)計算應力集中系數(shù)、由截面3的結(jié)構(gòu)尺寸，可得：根據(jù)上訴數(shù)據(jù)查課本圖1.15（b）（平板肩部圓角處的理論

27、應力集中系數(shù)），可得。根據(jù)抗拉強度和應力集中系數(shù)，查課本圖1.16（鋼的敏感系數(shù)）可得敏感系數(shù)。由應力集中系數(shù)的計算公式，可得尺寸系數(shù)、根據(jù)抗拉強度和查課本圖1.17（鋼的尺寸系數(shù)、），可得。表面狀態(tài)系數(shù)、根據(jù)抗拉強度和精磨的制造方法，通過查課本圖1.19（鋼的表面狀態(tài)系數(shù)），可得：將查出的數(shù)據(jù)代入計算公式，可得：5) 等效系數(shù)彎曲應力的等效系數(shù)：切應力的等效系數(shù)：6) 復合疲勞強度安全系數(shù)根據(jù)疲勞強度安全系數(shù)計算公式，可得：復合安全系數(shù)的計算公式故高速軸的疲勞強度滿足工作要求。5.低速軸的設計根據(jù)軸的最小直徑的設計公式，可知：中間軸的最小直徑， 取。 1)軸的結(jié)構(gòu)分析 低速軸設計成普通階梯軸

28、，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，bh=149mm(GB/T 1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為37mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 2)確定各軸段的長度和直徑。 3)各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=32mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=37mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=40mm，選取軸承型號

29、為深溝球軸承6208 d4：齒輪處軸段，選取直徑d4=45mm。 d5：軸肩，故選取d5=55mm。 d6：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d6=d3=40mm。 4)各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=80mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=61mm。 L3：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=40.5mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和齒輪的寬度確定，選取L4=78mm。 L5：過渡軸段，選取L5=8mm。 L6：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L6=32.5mm。軸段123456直徑(mm)3237404

30、55540長度(mm)80614078832軸的結(jié)構(gòu)圖如下：（說明：低速軸的校核與高速軸方法一致，在這里不在占用篇幅計算）七.軸承壽命的校核由1.2.2可知，使用期限為10年，每年的工作時間為250天，每日工作天數(shù)為16小時。由表2-3可知，高速軸的轉(zhuǎn)速為。則可得到軸承的預期壽命：確定采用深溝球軸承，軸承代號為6206。查機械設計課程設計手冊表6-1（深溝球軸承（GB/T 2761994摘錄）可得軸承的基本額定動載荷為，基本額定靜載荷為。查課本表8.3（溫度系數(shù)）可得，溫度系數(shù)。1.軸承的當量動載荷只承受徑向載荷的軸承的當量動載荷的計算公式：式中： 載荷系數(shù)； 純徑向載荷。根據(jù)實際工作情況，根

31、據(jù)課本表8.6（負荷系數(shù)），可得。根據(jù)軸承的受力情況，可知軸承2受到的徑向力較大，故徑向力 ：將上述數(shù)據(jù)，代入當量動載荷計算公式，可得：2.軸承的壽命根據(jù)軸承的壽命計算公式:故軸承的壽命足夠，滿足使用條件。3.鍵聯(lián)接的校核由普通平鍵聯(lián)接的強度校核公式： (2-32)式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩，； 鍵的高度，； 鍵的工作長度，； 軸的直徑，； 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的需用擠壓應力，。4. 高速軸帶輪的鍵聯(lián)接校核由2.3.4中的表2-3，可得傳遞的轉(zhuǎn)矩。鍵的高度。鍵的工作長度。此處鍵和軸選為鋼，帶輪選為鑄鐵。查課本表3.1（鍵連接的許用擠壓應力和許用壓強）可得，鑄鐵的輕度沖擊載荷為。代入上述數(shù)據(jù)后，可得

32、：故強度滿足條件。5.高速軸齒輪的鍵聯(lián)接校核由2.3.4中的表2-3，可得傳遞的轉(zhuǎn)矩。鍵的高度。鍵的工作長度。此處鍵、軸和齒輪選為鋼，查課本表3.1（鍵連接的許用擠壓應力和許用壓強）可得，鑄鐵的輕度沖擊載荷為。代入上述數(shù)據(jù)后，可得：故強度滿足條件。八、 減速器的潤滑方式和密封類型的選擇1.軸承的潤滑方式因為軸承的轉(zhuǎn)速不高，所以軸承的潤滑方式：采用脂潤滑。2.密封的形式用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈實現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。設計總結(jié)通過此次對一整傳動裝置系統(tǒng)的設計，使我充分的將課本上所學的知識運用于實際設計之中。經(jīng)過了這一過程，我感覺我

33、對所學知識有了更為清晰、透徹、深刻的理解，知識的條理性也更加明了，明確設計思路，提高了設計的嚴謹性。在做這次的設計之前，總認為設計是一個離自己很遠的東西，很復雜，很高深，讓人摸不到頭腦，可現(xiàn)在看來，設計雖然繁瑣但卻條理清晰，思路嚴謹，重點在于把所學的理論知識合理的運用到實際之中去，從實際角度考慮問題。機械設計是我們機械專業(yè)用來立足謀生的基本能力，只明白理論知識而無法將其運用于實際設計之中的話，可謂是無濟于事，對于我們專業(yè)能力的提升并沒有過多的意義。同樣的，如果在設計的過程中沒有理論知識的支持，只是一味的憑感覺，也是不合理、不科學、不嚴謹?shù)?。如今的我相比以前在看待問題時多了一份理性和嚴謹，可以更

34、加準確，專業(yè)的對待所遇到的設計問題，在思考相關機械問題時也沒有了之前的迷茫和膽怯，解決問題時變得更加有頭緒，有方法。我想這是這次設計所帶給我最為重要的東西。致謝這一學期的機械設計課程的學習，讓作為一名機械專業(yè)學生的我有了很大程度的專業(yè)提高，在這過程中非常感謝楊老師為我們的付出。我們能感覺到陳老師的每一節(jié)課都十分認真的備課，課上不但清晰仔細的給我們教授課內(nèi)內(nèi)容，還常常給我們補充許多相關的課外知識，并在講課的過程中將實際應用中藥注意的問題，以及很多實際經(jīng)驗告訴我們。同時，每次的作業(yè)老師也都批改的很及時也很仔細，每次我們在群里問老師很多問題，老師也都很耐心的及時回復，所以說老師的敬業(yè)和負責我們每個人都看在眼里，記在心里。這學期下來，對于陳老師我更多的是一種敬佩，敬佩老師的認真、敬業(yè)、嚴謹、負責、細心，也為老師的專業(yè)素質(zhì)感到深深的敬意。所以說，對老師的感謝中也有我衷心的尊敬之意。感謝老師的悉心栽培，祝您工作愉快，身體健康。參考文獻1 吳宗澤.機械設計課程設計手冊.高等教育出版社，2012.2 龔溎義，等.機械設計課程設計指導書.高等教育出版社，2014.3 楊明忠、朱家誠.機械設計M.武漢理工大學出版社，2015.4 龔溎義，等.機械設計課程設計圖冊.高等教育出版社，2006.5 孫恒，等.機械原理.高等教育出版社，2006.