《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書帶式運(yùn)輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書帶式運(yùn)輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器（36頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….………………………………3 二、電動機(jī)的選擇…………………………………………….4 三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比…….…….6 四、傳動裝置的運(yùn)動和動力設(shè)計……………………………..7 五、普通V帶的設(shè)計………………………………………….10 六、齒輪傳動的設(shè)計…………………………………………..15 七、傳動軸的設(shè)計………………………….…………………..18 八、箱體的設(shè)計………..…………………….………………….27 九、鍵連接的設(shè)計………………………………………………29 十、滾動軸承的設(shè)計

2、……………………………………………31 十一、潤滑和密封的設(shè)計………………………………………32 十二、聯(lián)軸器的設(shè)計……………………………………………33 十三、設(shè)計小結(jié)……………………………………………….....33 一、設(shè)計課題： 設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。運(yùn)輸機(jī)連續(xù)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)載荷變化不大，空載啟動。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限10年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為97%，運(yùn)輸帶允許速度誤差為5%。 運(yùn)輸帶拉力F （KN） 　2　　　　　　 運(yùn)輸帶速度V （m/s） 　1.8　　　 卷筒直徑D

3、 （mm） 450 設(shè)計任務(wù)要求： 1. 減速器裝配圖紙一張（0號圖紙） 2. 軸、齒輪零件圖紙各一張（３號圖紙） 3. 設(shè)計說明書一分 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 １、工作條件：使用年限10年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 ２、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2000N； 帶速V=1.8m/s； 滾筒直徑D=450mm； 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，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護(hù)

4、方便。 1.電動機(jī) 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器 4.連軸器 5.滾筒 6.運(yùn)輸帶 二、電動機(jī)選擇 1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機(jī)，此系列電動機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護(hù)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(jī)械。 2、電動機(jī)容量選擇： 電動機(jī)所需工作功率為： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此　　 Pd=

5、FV/1000ηa (KW) 由電動機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動總效率為： η總=η１η２３η３η４η5 式中：η1、η2、η3、η4、η5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７ 則：　η總=0.960.98３0.970.990.96 　　 =0.83 所以：電機(jī)所需的工作功率： 　　　　Pd　= FV/1000η總 =(20001.8)/(10000.83) =4.3 (kw) 3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為：

6、 n卷筒＝601000V/（πD） =(6010001.8)/（４5０π） 　　　　　 =76.4 r/min 根據(jù)手冊Ｐ７表１推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’=3～６。 ?。謳鲃颖龋桑薄?２～４ 。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝６～２４。 故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范為 N’d=I’an卷筒 　　　　　 =(6～24)76.4 =463.8～1833.6 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(guān)手冊查出三種適用的

7、電動機(jī)型號：（如下表） 方 案 電 動 機(jī) 型 號 額定功率 電動機(jī)轉(zhuǎn)速 (r/min) 電動機(jī)重量 N 參 考 價 格 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 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 綜合考慮電動

8、機(jī)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(jī)型號為Y132M2-6，其主要性能： 電動機(jī)主要外形和安裝尺寸： 中心高H 外形尺寸 L(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 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n 1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n

9、=nm/n卷筒 =960/76.4 =12.57 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i0i （式中i0、i分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導(dǎo)書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=2～4） 因為：　　　ia＝i0i 所以：　　　i＝ia／i0 ＝12.57/2.8 ＝4.49 四、傳動裝置的運(yùn)動和動力設(shè)計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，......以及 i0,i1，......為相鄰兩軸

10、間的傳動比 η01，η12，......為相鄰兩軸的傳動效率 PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （Nm） nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min） 可按電動機(jī)軸至工作運(yùn)動傳遞路線推算，得到各軸的運(yùn)動和動力參數(shù) 1、 運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 （1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0 =960/2.8=342.86 （r/min） 　　Ⅱ軸：nⅡ= nⅠ/ i1 =324.86/4.49=76.36 r/min 卷筒軸：nⅢ= nⅡ （2）計算各軸的功率：

11、 Ⅰ軸： PⅠ=Pdη01 =Pdη1 =4.30.96=4.13（KW） Ⅱ軸： PⅡ= PⅠη12= PⅠη2η3 =4.130.980.97 　 =3.92（KW） 卷筒軸： PⅢ= PⅡη23= PⅡη2η4 =3.920.980.99=3.81（KW） 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550Pd/nm=95504.3/960 =42.78 Nm Ⅰ軸： TⅠ= Tdi0η01= Tdi0η1 =42.782.80.96=115.00 Nm

12、 Ⅱ軸： TⅡ= TⅠi1η12= TⅠi1η2η4 =115.004.490.980.99=500.96 Nm 卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T Ⅲ= TⅡη2η4 =486.03 Nm 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠη軸承=4.130.98=4.05 KW P’Ⅱ= PⅡη軸承=3.920.98=3.84 KW 計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ= TⅠη軸承 =11

13、5.000.98=112.7 Nm T’ Ⅱ= TⅡη軸承 =500.960.98=490.94 Nm 由指導(dǎo)書的表1得到： η1=0.96 η2=0.98 η3=0.97 η4=0.99 i0為帶傳動傳動比 i1為減速器傳動比 滾動軸承的效率 η為0.98~0.995在本設(shè)計中取0.98 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： 軸名 效率P （KW） 轉(zhuǎn)矩T （Nm） 轉(zhuǎn)

14、速n r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機(jī)軸 4.3 42.78 960 2.8 0.96 ?、褫S 4.13 4.23 115.00 112.70 342.86 4.49 0.95 Ⅱ軸 3.92 3.84 500.96 490.94 76.4 1.00 0.97 卷筒軸 3.81 3.99 486.03 492.84 76.4 五. V帶的設(shè)計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KAP=1.15.5=6.05（ KW） 根據(jù)課本P134表9-7得知其交點在A、B型

15、交 界線處，故A、B型兩方案待定： 方案1：取A型V帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm d2=n1d1(1-ε)/n2=id1(1-ε) =2.8100(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1π/（100060） 由課本P134表9-5查得KA=1.1 由課本P132表9-2得，推薦的A型小帶輪基準(zhǔn)直徑為75mm~125mm =

16、960100π/（100060） =5.024 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（100+274）≤a0≤2（100+274） 262.08 ≤a0≤748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+π（100+27

17、4）/2+（274-100）2/(4500) =1602.32 mm 由表9-3選用Ld=1400 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(274-100)57.3/398.84=155.01>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)KLKα） =6.05/（（0.95+0.11）0.960.95） = 6.26 故要取7根A型V帶 計算軸上

18、的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/Kα-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（75.02）+0.175.022 =144.74 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(α/2) =27242.42sin(155.01/2)=1978.32 N 方案二：取B型V帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mm d2=n1d1(1-ε)/n2=id1(1-ε) =2.8140(1-0.02)=384.16

19、mm 由表9-2取d2=384mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1π/（100060） =960140π/（100060） =7.03 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（140+384）≤a0≤2（140+384） 366.8≤a0≤1048 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2a0

20、+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+π（140+384）/2+（384-140）2/(4700) =2244.2 mm 由表9-3選用Ld=2244 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(384-140)57.3/697.9=160.0>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)KLKα） =6.05/（（2.08+0.30）1.000.

21、95） = 2.68 故取3根B型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/Kα-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.177.032 =242.42 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(α/2) =23242.42sin(160.0/2) =1432.42 N 綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合

22、 由機(jī)械設(shè)計書 表9-4查得 P0=0.95 由表9-6查得 △P0=0.11 由表9-7查得 Kα=0.95 由表9-3查得KL=0.96 由課本表9-2得，推薦的B型小帶輪基準(zhǔn)直徑125mm~280mm 由機(jī)械設(shè)計書 表9-4查得 P0=2.08 由表9-6查得 △P0=0.30

23、 由表9-7查得 Kα=0.95 由表9-3查得KL=1.00 帶輪示意圖如下： d0 d H L S1 斜度1:25 S S2 dr dk dh d da L B S2 六、齒輪傳動的設(shè)計： (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。 齒輪精度初選8級 (2)、初選主要參數(shù) Z1=20 ，u=4.5

24、 Z2=Z1u=204.5=90 取ψa=0.3，則ψd=0.5（i+1）=0.675 （3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1≥ 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表10.11取K=1.2 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 T1=9.55106P/n1=9.551064.23/342.86 =1.18105 Nmm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 重合度系數(shù) εt=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/9

25、0）=1.69 Zε= 許用應(yīng)力 查課本圖6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 則 取兩式計算中的較小值，即［σH］=560Mpa 于是 d1≥ = =52.82 mm (4)確定模數(shù) m=d1/Z1≥52.82/20=2.641 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值 m=3 (5) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計算 校核 式中 小輪分度圓直徑d1=mZ=320=60mm 齒輪嚙合寬度b=Ψdd1 =1.060=60mm 復(fù)合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=

26、3.95 重合度系數(shù)Yε=0.25+0.75/εt =0.25+0.75/1.69=0.6938 許用應(yīng)力 查圖6-22（a） σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 則 計算大小齒輪的并進(jìn)行比較 < 取較大值代入公式進(jìn)行計算 則有 =71.86<［σF］2 故滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求 （6） 幾何尺寸計算 d1=mZ=320=60 mm d2=mZ1=390=270 mm a=m （Z1+Z

27、2）=3（20+90）/2=165 mm b1=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=πd1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s 對照表6-5可知選擇8級精度合適。 七 軸的設(shè)計 1， 齒輪軸的設(shè)計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪軸的輪齒段 4—套筒 6—密封蓋 7—軸端擋圈 8—軸承端蓋 9—帶輪

28、 10—鍵 (2)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅠ=4.32 KW 轉(zhuǎn)速為nⅠ=342.86 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 d≥ (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(yīng)該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）18+28=52 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

29、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dDB=408018，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=20mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)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Φ66mm，分度圓直徑為Φ60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=Φ66mm，長度為L5=65mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈

30、外徑，取D6=Φ48mm 長度取L6= 10mm 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=60mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =1.18105 Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=21.18105/60=1966.67N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=1966.67tan200=628.20N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 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(xué)模型。

31、 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr62/124=314.1 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’62=19.47 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd1/2=59.0 Nm （8）畫當(dāng)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(dāng)量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強(qiáng)

32、度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=73.14Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =73.141000/(0.1443)=8.59 Nm<［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) =35.41000/(0.1303)=13.11 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：

33、 PⅠ的值為前面第10頁中給出 在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到Z=3 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=Φ66mm L5=65mm D6=Φ48mm L6= 10mm D7=Φ40mm L7=18mm Ft=1966.66Nm Fr=628.20Nm

34、 RA=RB =983.33Nm RA’=RB’ =314.1 N MC=60.97Nm MC1’= MC2’ =19.47 Nm MC1=MC2 =64.0Nm T=59.0 Nm α=0.6 MeC2=73.14Nm ［σ-1］=60Mpa MD=35.4Nm 輸出軸的設(shè)計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪 4—套筒

35、 6—密封蓋 7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器 (2)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅡ=4.11 KW 轉(zhuǎn)速為nⅡ=77.22 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 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(yīng)該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KATⅡ=1.3518.34=673.84Nm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L

36、1=82mm 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6211型軸承，其尺寸為dDB=5510021，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=36 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%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm 右起第五段，考慮齒輪的

37、軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度取L5=10mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長度L6=21mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =5.08105Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=25.08105/270=3762.96N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=3762.96tan200=1369.61N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 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(xué)模型。

38、 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr62/124= 684.81 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd2/2=508.0 Nm （8）畫當(dāng)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(dāng)量彎矩： （9）判斷危

39、險截面并驗算強(qiáng)度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =307.561000/(0.1603)=14.24 Nm<［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) =304.81000/(0.1453)=33.45 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：

40、 D1=Φ45mm L1=82mm D2=Φ52mm L2=54mm D3=Φ55mm L3=36mm D4=Φ60mm L4=58mm D5=Φ66mm L5=10mm D6=Φ55mm L6=21mm Ft=3762.96Nm Fr=1369.61Nm RA=RB =1881.48Nm RA’=RB’ =684

41、.81 N MC=116.65Nm MC1’= MC2’ =41.09 Nm MC1=MC2 =123.68Nm T=508.0 Nm α=0.6 MeC2=307.56Nm ［σ-1］=60Mpa MD=33.45Nm 繪制軸的工藝圖（見圖紙） 八．箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機(jī)體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，

42、以防止污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標(biāo)準(zhǔn)件。 (4)通氣器減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機(jī)蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機(jī)體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達(dá)到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機(jī)體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機(jī)蓋與機(jī)座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機(jī)蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機(jī)蓋。在軸承端蓋上

43、也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠(yuǎn)些。如機(jī)體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。 (7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運(yùn)或拆卸機(jī)蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用

44、。 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機(jī)座壁厚 δ 8 機(jī)蓋壁厚 δ1 8 機(jī)座凸緣厚度 b 12 機(jī)蓋凸緣厚度 b 1 12 機(jī)座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 16 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機(jī)壁距離 C1 26, 22, 18 df， d2至凸緣邊緣距離

45、C2 24, 16 軸承旁凸臺半徑 R1 24, 16 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn) 外機(jī)壁至軸承座端面距離 l1 60，44 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 △1 12 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 △2 10 機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 m1 ,m2 7， 7 軸承端蓋外徑 D2 90， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般s=D2 九．鍵聯(lián)接設(shè)計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=30mm,L1=50mm 查手冊得，選

46、用C型平鍵，得： A鍵 87 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=44.77Nm h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）式得 σp=4 T/(dhL) =444.771000/（30742） =20.30Mpa < [σR] (110Mpa) 2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=44mm L2=63mm TⅠ=120.33Nm 查手冊 選A型平鍵 GB1096-79 B鍵128 GB1096-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm σp=4 TⅠ/（dhl） =4120.331000/（448

47、50） = 27.34Mpa < [σp] (110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=60mm L3=58mm TⅡ=518.34Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵1811 GB1096-79 l=L3-b=60-18=42mm h=11mm σp=4TⅡ/（dhl） =4518.341000/（601142） =74.80Mpa < [σp] (110Mpa) 十．滾動軸承設(shè)計 根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命 Lh53658=14600小時 1.輸入軸的軸承設(shè)計計算 （1）初步計算當(dāng)量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到F

48、r徑向力作用，所以P=Fr=628.20N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本表11-5，選擇6208軸承 Cr=29.5KN 由課本式11-3有 ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設(shè)計計算 （1）初步計算當(dāng)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=1369.61N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本表11-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN 由課本式11-3有 ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 十一、密封和潤滑的設(shè)計 1.密封

49、 由于選用的電動機(jī)為低速，常溫，常壓的電動機(jī)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(dá)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(fù)自行潤滑。 2．潤滑 (1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機(jī)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)接统氐酌娴木嚯xH不應(yīng)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。 (2) 對于滾動軸承來說，由

50、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。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。 十二．聯(lián)軸器的設(shè)計 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計算 計算轉(zhuǎn)矩TC=KATⅡ=1.3518.34=673.84Nm， 其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.3 （3）型號選擇 根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉(zhuǎn)速n， 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=3750r/m ,故符合要求。 十三、

51、設(shè)計小結(jié) 　　機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是我們機(jī)械類專業(yè)學(xué)生第一次較全面的機(jī)械設(shè)計訓(xùn)練，是機(jī)械設(shè)計和機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機(jī)械設(shè)計課程的設(shè)計，綜合運(yùn)用了機(jī)械設(shè)計課程和其他有關(guān)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(xué)知識得到進(jìn)一步鞏固、深化和擴(kuò)展。 　　(2) 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，掌握通用機(jī)械零件、機(jī)械傳動裝置或簡單機(jī)械的設(shè)計原理和過程。 　　(3) 進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、熟悉和運(yùn)用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 鍵128 36