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1、 仲愷農(nóng)業(yè)技術(shù)學院機電工程學院 《機械設(shè)計》課程設(shè)計 說明書 班級:機械081班 學號:2022 姓名:黃運才 指導老師:王旭東 目錄 《機械設(shè)計》課程設(shè)計 1 說明書 1 設(shè)計任務(wù)書 2 設(shè)計步驟 3 電動機的選擇 5 傳動件的設(shè)計計算 7 圓錐直齒輪設(shè)計 7 圓錐直齒輪計算 8 按齒根彎曲強度設(shè)計 9 圓柱斜齒輪設(shè)計 11 軸的設(shè)計 15 軸的材料選擇和最小直徑的估算 15 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 16 軸的校核 19 求軸上的載荷 20

2、 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 22 滾動軸承的選擇和驗算 25 鍵的強度校核 26 鏈傳動的設(shè)計 26 聯(lián)軸器的選擇和驗算 27 減速器的潤滑 28 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 28 設(shè)計小結(jié) 31 參考文獻 32 學號 T（Nm） V(m/s) D(mm) 14 900 0.70 300 二. 設(shè)計要求 ? 1.減速器裝配圖一張； ? 2.零件工作圖若干張（傳動零件、軸和箱體等，具體由教師指定）； ? 3.設(shè)計計算說明書一份 ? 4. 機械設(shè)計課程設(shè)計結(jié)束時進行課程設(shè)計總結(jié)和答辯。 設(shè)計步驟 1. 傳動裝置

3、總體設(shè)計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 齒輪的設(shè)計 6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 7. 鍵聯(lián)接設(shè)計 8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 9. 潤滑密封設(shè)計 10. 聯(lián)軸器設(shè)計 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： 原始數(shù)據(jù)：輸送帶的扭矩T=900Nm；輸送帶的線速度V

4、=0.70m/s；驅(qū)動滾筒直徑D=300mm；工作機傳動效率取為0.96。 工作條件：運輸帶速度允差 5％，運輸機效率=0.96；工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，輕微沖擊；工作年限：8年；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較多；動力來源：電力，三相交流，電壓380V，檢修間隔期：三年一次大圩，兩年一次中修，半年一次小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 傳動方案：如圖a-1所示。 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。 選擇二級圓錐—圓柱齒輪減速器和鏈輪傳動。 傳動裝置的總效率 =0.99***0.96=0.7837 根據(jù)機械設(shè)計手冊可查得各

5、部件的效率如下： 為聯(lián)軸器效率，取0.99；為滾子軸承效率，取0.98； 為球軸承效率，取0.99；為圓錐齒輪效率，取0.97； 為圓柱齒輪效率，取0.98；為鏈傳動效率，取0.96； 為滾筒效率，取0.96；為運輸機效率，取0.96。（齒輪為7級精度，油脂潤滑。滾珠鏈傳動為閉式傳動） 電動機的選擇 電動機所需工作功率為： P＝P/η＝＝5.36kW, 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝=44.59r/min， 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，鏈傳動的傳動比i＝2～3.5，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝6～15， 則總傳動比合理范圍為i＝12～52.5，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為

6、n＝in＝（12～52.5）63.69＝764.28～3343.73r/min。 方案 電動機型號 額定功率/KW 同步轉(zhuǎn)速/（r*min） 滿載轉(zhuǎn)速/（r*min） 總轉(zhuǎn)動比i 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 39.663 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 59.494 3 Y112M-4 4.0 1500 1440 47.11 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， 選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率為5.5KW 額定電流12A，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，

7、同步轉(zhuǎn)速1000r/min。實際傳動比為i=960/63.69=15 分配傳動比 根據(jù)傳動比分配原則： 圓錐-圓柱齒輪減速器，為了便于大齒輪加工，高速級錐齒輪傳動比=0.25，且使。 根據(jù)課程設(shè)計指導書P17圖12可查得齒輪傳動中，高速級傳動比為 3,低速級為5，鏈傳動推薦為2~4，取=4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 各軸轉(zhuǎn)速的計算 =n=960r/min ＝=n=960r/min =＝960/3r/min＝320r/min ＝＝320/5r/min＝64r/min ==64/4r/min=24 r/min （2）　各軸輸入功率0 P=5.

8、36kW ＝=5.36kW =η2＝5.360.990.98KW＝5.20kW ＝＝5.200.97＝5.04kW ＝η2＝5.040.980.98＝4.84kW P＝η2=4.840.980.96＝4.55kW （3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 = Nm 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =95505.36/960 Nm=53.32Nm 所以: ＝=53.32Nm ＝=53.320.980.99=51.73Nm ＝=51.7330.98=152.09Nm ==152.090.980.975=722.88 Nm T=η2=722.8840.980.96=2720.34

9、Nm 項目 軸1 軸2 軸3 軸4 軸5 轉(zhuǎn)速(r/min) 960 960 320 64 24 功率(kw) 5.36 5.20 5.04 4.84 4.55 轉(zhuǎn)矩(N*m) 53.32 51.73 152.09 722.88 2720.34 傳動比 1 1 3.0 5.0 4 效率 1 0.976 0.97 0.958 0.950 傳動件的設(shè)計計算 圓錐直齒輪設(shè)計 已知輸入功率P=5.36KW，小齒輪轉(zhuǎn)速960r/min，齒數(shù)比u=3.，由電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），二班制

10、，單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。減速器小批量生產(chǎn)。選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88) 2） 材料選擇 由《機械設(shè)計（第八版）》表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS。 3） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)z=3*25=75 1、 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù) 2） 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 =95.510=95.5105.25/960 =5.22

11、10N.m 選齒寬系數(shù) 4）由《機械設(shè)計（第八版）》圖10-21d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 5）由《機械設(shè)計（第八版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 6） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N=60nj =609601（283008） =2.2110h N= =2.2110/3=0.7410h #(3為齒數(shù)比,即3=) 7) 由《機械設(shè)計（第八版）》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.92 K=0.96 8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得: []==0.92620=

12、570.4 []==0.96580=556.8 圓錐直齒輪計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 =2.92=64.71mm 2） 計算圓周速度v 3） 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=3.25m/s，7級精度，由《機械設(shè)計（第八版）》圖10-8查得動載系數(shù) 直齒輪由[3]表10-3查得錐齒輪齒間載荷分配系數(shù)， 由《機械設(shè)計（第八版）》表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查《機械設(shè)計（第八版）》表得軸承系數(shù)，則接觸強度載荷系數(shù) 4） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得

13、 5） 計算模數(shù)m 取標準值m=4mm 按齒根彎曲強度設(shè)計 1. 按齒根彎曲強度設(shè)計 由[3]式（10-24）得彎曲強度的設(shè)計公式為 1.確定齒輪彎曲疲勞強度 由[3]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 2.彎曲疲勞壽命系數(shù) 由[3]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3,由[3]式（10-12）得 4.計算載荷系數(shù)K 5.查取齒形系數(shù) 由[3]表10-5查得； 6.查取應(yīng)力校正系數(shù) 由[3]表10-5查得； 7.計算大

14、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 大齒輪的數(shù)值大 8. 設(shè)計計算 1）.確定模數(shù) 2）.計算齒數(shù) 1）. 對比計算結(jié)果，由齒面接觸強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，按m=3.105接近標準模數(shù)m=3,故取模數(shù)為m=4,按接觸強度算得的分度圓直徑 2），取 大齒輪齒數(shù)， 1） 2） 9. 幾何尺寸計算 1） .計算分度圓直徑 2） 平均分度圓直徑 3） 計算齒輪寬度 4） 計算分錐角 5） 計算當量齒數(shù) 1） . 2） 取 齒輪傳動的設(shè)計計算

15、⑴ 材料：低速級小齒輪選用鋼，齒面硬度為小齒輪 250HBS 取小齒齒數(shù)=20 速級大齒輪選用鋼，齒面硬度為大齒輪 220HBS z=520=100 圓整取z=100 ⑵ 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。 ⑶ 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查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45 ③試選,查課本由圖10-26查得 =0.76 =0.92 =0.76+0.92=1.68 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60njL=603201(283008) =7.3710 N=1.471

16、0 由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) K=0.94 K= 0.97 查課本由圖10-21d 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 查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa選取齒寬系數(shù) T=95.510=95.5105.04/320 =1.510N.m =62.67 2. 計算圓周速度 1.05 3. 計算齒寬 b=d

17、=162.67=62.67 4. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m=2.253.065=6.896 ==9.088 5. 計算縱向重合度 6計算載荷系數(shù)K 根據(jù)v=1.05m/s，七級精度，由圖10-8可得動載荷系數(shù)為k=1.06 由《機械設(shè)計（第八版）》表10-3查得K=K=1.2 由《機械設(shè)計（第八版）》表10-2查得使用系數(shù)K=1 由《機械設(shè)計（第八版）》表10-3查得 由《機械設(shè)計（第八版）》表10-4查得 K＝=11.061.21.42=1.806 7. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d=d

18、=62.67 計算模數(shù) 8. 按齒根彎曲強度設(shè)計 m≥ ㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 （1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝152.09kNm （2） 確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z＝20，z＝i z＝520＝100 傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝5 Δi＝0.05％5％，允許 （3） 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得＝1 （4）初選螺旋角 初定螺旋角＝12 （5）載荷系數(shù)K K＝K K K K=11.061.21.38＝1.76 （6）當量齒數(shù) z＝z/cos＝20/ cos12＝21.37 z＝z/cos＝100/ cos12＝106.86

19、由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y （7） 螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝＝1.35 Y＝1－＝0.865 （8） 計算大小齒輪的 由《機械設(shè)計（第八版）》圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.88 K=0.92 S=1.4 計算大小齒輪的,并加以比較 小齒輪的數(shù)值大,選用小齒輪的尺寸設(shè)計計算.10.54342 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計算的法面模數(shù)，按GB/T1357

20、-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=65.252來計算應(yīng)有的齒數(shù). z==21.27取z=20 z=520=100 取z=100 ② 初算主要尺寸 計算中心距 a===184.02 將中心距圓整為185 修正螺旋角 =arccos13.37 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正 分度圓直徑 d==58.12 d==290.6 計算齒輪寬度 圓整后取 軸的設(shè)計 1、軸的材料選擇和最小直徑的估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處

21、理。按扭轉(zhuǎn)強度進行最小直徑估算，即：dmin＝A0。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5％～7％，兩個鍵槽時，d增大10％～15％。A0值由教材表15-3確定。高速軸A01＝125，中間軸A02＝115，低速軸A03=110。 高速軸：,因為高速軸最小直徑出安裝聯(lián)軸器，查機械設(shè)計手冊2.0的聯(lián)軸器標準件，取聯(lián)軸器的孔徑，所以。 中間軸：,因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取標準值。 低速軸：，因輸出軸最小直徑處安裝滾動軸承，取標準值=46。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）各軸段直徑的確定 d11：最小直徑

22、，安裝在聯(lián)軸器上，d11=d1min=20mm； d12：密封處軸段，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），d12=30mm d13：滾動軸承處軸段，d13=35mm，由于該軸同時受到徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承，軸承代號為30207，其尺寸為：dDB=30mm72mm17mm。 ：過渡軸段，由于這段軸在兩個軸承的中間，可以選取=40mm : 滾動軸承處軸段， =35mm。 : 安裝齒輪處軸段的直徑=30mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 2）各軸段長度的確定 ：為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相

23、適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查[3]表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 查[1]表8-5，選TL4彈性套銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63，半聯(lián)軸器的孔徑d1=20mm，故取=20mm， 聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取=50mm ：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，=50mm； ：由滾動軸承，擋油盤及裝配關(guān)系確定=20mm ：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定， =60mm； ：由滾動軸承裝配關(guān)系確定=18mm； ：由小錐齒輪的結(jié)構(gòu)和裝配關(guān)系等確定，=40mm。 3）細部結(jié)構(gòu)設(shè)計略，

24、參見中間軸 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）各軸段直徑的確定 ：最小直徑，滾動軸承處軸段，=30mm，滾動軸承選取30206，其尺寸dDB=30mm62mm16mm； ：低速級小齒輪軸段=40mm； ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=45mm； ：高速級大齒輪軸段，=40mm； ：滾動軸承處軸段，=30mm。 2）各軸段長度的確定 ：由滾動軸承、擋油圈及裝配關(guān)系等確定， =38mm； ：由低速級小齒輪的轂孔寬度B＝60mm確定=63mm； ：軸環(huán)寬度， =20mm； ：由高速級大齒輪的轂孔寬度B＝45mm確定=48mm； ：由滾動軸承、擋油圈及裝配關(guān)系等確定=

25、38mm。 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）各軸段直徑的確定 ：最小直徑，滾動軸承處軸段，=46mm，滾動軸承選取6208，其尺寸dDB=46mm80mm18mm； ：低速級大齒輪軸段=47mm; ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=50mm； ：過渡軸段，=46mm； ：滾動軸承處軸段，=46mm； ：接外部軸段，根據(jù)軸唇形密封圈標準，； : 接鏈輪處軸段，根據(jù)鏈輪大小，=35mm。 2）各軸段長度的確定 ：由滾動軸承、擋油圈及裝配關(guān)系等確定， =37mm； ：由低速級大齒輪的轂孔寬度B＝70mm確定=67mm； ：軸環(huán)寬度， =12mm； ：由裝配關(guān)系確定過

26、渡軸段，=66mm； ：由滾動軸承、擋油圈及裝配關(guān)系等確定=30mm； ：接外部軸段，根據(jù)裝配關(guān)系確定=45mm； ：接傳動帶輪軸段，根據(jù)裝配關(guān)系確定=50mm。 軸的校核(這里以中間軸為例) 計算軸上的作用力 錐齒輪上： 斜齒輪上：， 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖如下在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊 中查得a值，對于30206型的圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=13.8。

27、因此作為 簡支梁的軸的支承跨距L1+L2=108+36mm， 由計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如上圖所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B出的、及M的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 按彎扭合成應(yīng)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的強度。根據(jù)[3]式15-5及上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），由

28、[3]表15-1查得，所以故安全。軸上的受力分析圖，可以知道截面Ⅴ處受載荷和彎矩最大，故需要校核截面M左右兩側(cè)即可。 7、精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 根據(jù)軸上的受力分析圖，可以知道截面M處受載荷和彎矩最大，故需要校核截面M左右兩側(cè)即可。 （1） 截面M右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由[3]表15-1查的 。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按[3]表3-2查取 。因 可查的=1.6又圖3-1

29、可得軸的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由[3]附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由[3]附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又由3-1及3-2取碳鋼的特性系數(shù) 于是計算安全系數(shù)值，按[3]式15-6~15-8 故可知其安全。 （2） 截面M左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5左側(cè)彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表[3]表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是 =2.52， 軸按磨

30、削加工，由[3]附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故綜合系數(shù)為： 于是計算安全系數(shù)值，按[3]式15-6~15-8 故可知其安全。綜上，該軸滿足要求。 滾動軸承的選擇和驗算 Ⅰ軸上滾動軸承的選擇 1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為,由前計算結(jié)果知：軸承所受的徑向力，軸向力。 2、初選滾動軸承30205（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷 3、徑向當量動載荷.，查[1]表6-7[GB/297-1994]，得 。即。所以動載荷， 根據(jù)[3]P319式

31、13-6得： ，滿足要求。 Ⅱ軸上滾動軸承的選擇 1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為,由前計算結(jié)果知：軸承所受的徑向力，軸向力。 2、初選滾動軸承30206（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷 3、徑向當量動載荷.，查[1]表6-7[GB/297-1994]，得 。即。查得Y=1.6。所以動載荷， 根據(jù)[3]P319式13-6得： ，滿足要求。 Ⅲ軸上滾動軸承的選擇 1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選

32、為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為, 2、初選滾動軸承30207（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷 3、壽命驗算：查[3]表13-6 取。則軸承的當量動載荷， 合適。 滾動軸承的選擇和驗算 Ⅰ軸上滾動軸承的選擇 1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為,由前計算結(jié)果知：軸承所受的徑向力，軸向力。 2、初選滾動軸承30205（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷 3、徑向當量動載荷.，查[1]表6-7[GB/297-1994

33、]，得 。即。所以動載荷， 根據(jù)[3]P319式13-6得： ，滿足要求。 Ⅱ軸上滾動軸承的選擇 1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為,由前計算結(jié)果知：軸承所受的徑向力，軸向力。 2、初選滾動軸承30206（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷 3、徑向當量動載荷.，查[1]表6-7[GB/297-1994]，得 。即。查得Y=1.6。所以動載荷， 根據(jù)[3]P319式13-6得： ，滿足要求。 Ⅲ軸上滾動軸承的選擇 1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承

34、跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為, 2、初選滾動軸承30207（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷 3、壽命驗算：查[3]表13-6 取。則軸承的當量動載荷， 合適。 鍵的強度校核 Ⅰ軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接校核 1、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 ，與聯(lián)軸器聯(lián)接處選用普通圓頭平鍵（A型） 2、校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由[3]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為。 鍵的工作長度， ,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度，。由[3]式（6-1）得 , 合適 Ⅰ軸齒輪的鍵聯(lián)接校核 1、選擇鍵

35、聯(lián)接的類型和尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型）。聯(lián)接齒輪： 校核鍵聯(lián)接的強度 由[3]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為 ,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度，。由[3]式（6-1）得 , 合適 Ⅱ軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接校核 1、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 ，與聯(lián)軸器聯(lián)接處選用普通圓頭平鍵（A型） 2、校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由[3]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為。 鍵的工作長度， ,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度，。由[3]式（6-1）得 , 合適 Ⅱ軸齒輪的鍵聯(lián)接校核 1、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選用單圓頭平鍵（C型）。聯(lián)接齒輪： 校核鍵聯(lián)接的強度 由[3]表6-2查得許用

36、擠壓應(yīng)力為 ,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度，。由[3]式（6-1）得 , 合適 Ⅲ軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接校核 1、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 ，與聯(lián)軸器聯(lián)接處選用普通圓頭平鍵（A型） 2、校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由[3]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為。 鍵的工作長度， ,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度，。由[3]式（6-1）得 , 合適 Ⅲ軸齒輪的鍵聯(lián)接校核 1、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型）。聯(lián)接齒輪： 校核鍵聯(lián)接的強度 由[3]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為 ,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度，。由[3]式（6-1）得 , 合適 鏈傳動

37、的設(shè)計 傳動比 主動輪轉(zhuǎn)速 虛擬電動機額定功率 (1)輪齒 取， 則,取 2）計算功率 查表9-6， 查圖9-13， 單排鏈 3） 鏈條型號和節(jié)距 由和n 查表選型號32A ，查表9-1，p=50.8mm 4) 連接和中心矩 初選 取 取 查表9-7 最大中心矩 5） 鏈速v和潤滑方式 查圖9-14 采用地油潤滑 6） 壓軸力 有效圓周力 水平布置 聯(lián)軸器的選擇和驗算 見各軸的設(shè)計 在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。 輸入軸選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸

38、器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。 輸出軸選選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 減速器的潤滑 1、潤滑方式的選擇 齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。 2、密封方式的選擇 計算可得，各軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封 3、潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業(yè)齒輪油320號潤滑。 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

39、了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用配合. 1、 機體的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2、機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱 因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤滑，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(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.、 機體結(jié)構(gòu)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. 4、 對附件設(shè)計 A 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

40、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 B 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。 C 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. D 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。 E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣

41、的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 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. G 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下： 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

42、 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 查機械課程設(shè)計指導書表4 34 22 18 ，至凸緣邊緣距離 查機械課程設(shè)計指導書表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

43、～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） 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，且傳速較低，所以其速度遠遠小于（2m/s），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，化學合成油，潤滑效果好。 從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。

44、而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太 大，150mm為宜。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級直齒圓柱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。通過二個星期的設(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). 1. 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學》、《材料力學》、《公差與配合》、《CAD實用軟件》、《機械工程材料》、《機械設(shè)計手冊》等于一體。 2. 這次的課程設(shè)計,對于

45、培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓練綜合運用機械設(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。 3. 在這次的課程設(shè)計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個教學實踐環(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)。 4. 本次設(shè)計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助. 5. 設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 參考文獻 1.出版社，2022 2. 3.龔溎義主編.《機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊》.北京：高等教育出版社，2022 4.龔溎義主編.《機械設(shè)計課程設(shè)計指導書》.北京：高等教育出版社，2022年 5.《機械設(shè)計手冊》電子版R2.0 最新 精品 Word 歡迎下載 可修改