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1、機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)計題目帶式運輸機傳動裝置 一 課程設(shè)計任務(wù)書 2 二二二 設(shè)計要求 2 -三 設(shè)計步驟 3 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 3 2.電動機的選擇 4 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 6 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 5.齒輪的設(shè)計 7 6.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 11 7.鍵聯(lián)接設(shè)計 25 8.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 26 9.潤滑密封設(shè)計 28 10.聯(lián)軸器設(shè)計 28 四 設(shè)計小結(jié) 28 五 參考資

2、料 29 111 課程設(shè)計任務(wù)書 課程設(shè)計題目： 設(shè)計帶式運輸機傳動裝置(簡圖如下) 1 運輸帶 2――卷筒 3――聯(lián)軸器 4 二級圓柱齒輪減速器 5——電動機 原始數(shù)據(jù): 數(shù)據(jù)編號 1 2 3 4 5 6 7 8 運送帶工作拉力F/N 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 運輸帶工作速度v/(m/s) 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.6 卷筒直徑D/mm 220 240

3、 300 400 220 350 350 400 數(shù)據(jù)編號 9 10 11 12 13 14 15 16 運送帶工作拉力F/N 4500 4800 5000 5500 6000 6000 8000 8500 運輸帶工作速度v/(m/s) 1.8 1.25 1.5 1.2 1.3 1.5 1.2 1.3 卷筒直徑D/mm 400 500 500 450 450 500 400 450 數(shù)據(jù)編號 17 18 19 20 21 22 23 運送帶工作拉力 F/N 9000 9500 10000

4、 10500 11000 11500 12000 運輸帶工作速度 v/(m/s) 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 卷筒直徑D/mm 500 550 600 550 500 450 400 1?工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫 度35: 2. 使用折舊期：使用折舊期8年； 3. 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修; 4. 動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V; 5. 運輸帶速度允許誤差：土 5% 6. 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生

5、產(chǎn)。 二.設(shè)計要求 1. 完成減速器裝配圖一張（A0或A1）。 2. 繪制軸、齒輪零件圖各一張。 3. 編寫設(shè)計計算說明書一份 三.設(shè)計步驟 1 .傳動裝 置總體設(shè) 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 本組設(shè)計數(shù)據(jù): 第十六組數(shù)據(jù)：運送帶工作拉力F/N 5500 。 運輸帶工作速度v/（m/s） 1.2 卷筒直徑D/mm 450 。 1） 外傳動機構(gòu)為聯(lián)軸器傳動。 2） 減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。 F 5500N v 1.2 m s D 450mm 3）方案簡圖如上圖  2、電動 機的選 擇 1） 選擇 電動機 的類型 2） 選擇 電動

6、機 的容量 4）該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結(jié) 構(gòu)緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺 寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。 但減速器軸向尺寸及重量較大； 高級齒輪 的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，岡I」度差；僅能有一個輸 入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為丫系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié) 構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 2、電動機的選擇 1） 選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件選用 丫系列三

7、相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)， 電壓380V。 2） 選擇電動機的容量 Pw 6.6kw 工作機的有效功率為 Pw Fv 0.87 從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 4 2 1 2 3 4 5 由《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表 1-7可知： 1 :聯(lián)軸器傳動效率0.99 （彈性聯(lián)軸器） 2 :滾動軸承效率0.99 （球軸承） 3 :齒輪傳動效率0.98 （7級精度一般齒輪傳動） 4 :聯(lián)軸器傳動效率0.99 （齒式聯(lián)軸器） Pd 7.58kw 5 :卷筒傳動效率0.96 所以電動機所需工作功率為 3）確定 電動機 轉(zhuǎn)速 3）確定電動機轉(zhuǎn)速 Pd

8、  nw 51 r min 按表1-8推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比i 8~40 而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 60v D 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd i nw (8 ?40) 55r min (407 ?2038) r min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750「min、iooor min、i500r min三種。綜 合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定 選定電動機型 號 Y160L-4 選用同步轉(zhuǎn)速為1500「min的電動機。 根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表 12-1選定

9、電動機型號為丫160L-4。其主要性能如下表: 電動機型號 額定功率/kw 滿載轉(zhuǎn)速/(r/mi n) 啟動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y160M-4 11 1460 2.2 2.3 電動機的主要安裝尺寸和外形如下表: 3、計算 傳動裝 中心 高 外型尺寸 L X( AC/2+AD ) X HD 底腳安裝 尺寸A X B 地腳螺 栓孔直 徑K 軸伸尺寸 D X E 裝鍵部位尺 寸 FX GD 160 600X 417.5X 385 254X210 15 42X 110 12 X 45

10、 置的總 傳動比 和分配 傳動比 (1 )總 傳動比 i ⑵分 配傳動 比 4?計算 傳動裝 置的運 動和動 力參數(shù) 1)各軸 的轉(zhuǎn)速 3.計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比 (1).總傳動比i 4. (2).分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 i 5.35，i 5.35 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1).各軸的轉(zhuǎn)速 nm 1460 r min ii 272.90 r min iii 51 r min 2)各軸 的輸入 功率 2). 卷筒軸 nw 51 r

11、min 各軸的輸入功率 Pd 7.43kw ii軸 7.21kw 3)各軸 的輸入 轉(zhuǎn)矩 iii軸 6.99kw i 28 .63 i 5.35 i 5.35 n 1460 r min n 272.90r min n 51 r # mi n nw 51 r min P 7.43kw P 7.21kw P 6.99kw P卷 6.85kw 3) 卷筒軸 6.85kw .各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td為 6 Pd Td 9.55 10 —d n m 4.96 10 4 N mm

12、 軸名 功率P/kw 轉(zhuǎn)矩 T/(N ? mm) 轉(zhuǎn)速 n/(r/mi n) 傳動比i 效率 I軸 7.43 4.86 104 1460 5.35 0.97 II軸 7.21 2.52 105 272.90 5.35 0.97 III軸 6.99 6 1.31 10 51 1 0.98 卷筒軸 6.85 1.28 106 51 5. 齒 輪的設(shè) 計

13、 1) 選 定齒輪 類型、 精度等 級、材 料及齒 數(shù) 2) 初 步設(shè)計 齒輪主 要尺寸 選用直齒圓 柱齒輪傳動 軟齒輪面閉 式傳動 7級精度 小齒輪材料 45鋼(調(diào)質(zhì)) 大齒輪材料45 鋼(調(diào)質(zhì)) z2 123 Kt 1.4 I 軸 T Td i 2 4.86 10 4 N mm II 軸 T T 3 2i 2.52 105 N mm 川軸 T T 3 2i 1.31 106N mm 卷筒軸 T卷 T 4 2 1.28 10 N mm 將上述計算結(jié)果匯總與下表，以備查用。 5. 齒輪的設(shè)計 1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 按簡圖所示的傳動方

14、案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。 (2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度(GB10095-88)。 ⑶ 材料選擇。由《機械設(shè)計》表6.1，選擇小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為270HBS 大齒輪為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為230HBS二者材料硬度差為40HBS ⑷選小齒輪齒數(shù)乙 23，則大齒輪齒數(shù)Z2 i乙123 2)初步設(shè)計齒輪主要尺寸 (1) 設(shè)計準則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核 (2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，即 d1t 2.323 KT1 U 1(Z^)2 \ d U [ h ] 1>確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

15、I .試選載何系數(shù)Kt 1.4。 n .計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 955 106P 4 T1 4.86 104N mm n m.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機械設(shè)計》表 6.5選取齒寬系數(shù) d 1 IV.由《機械設(shè)計》表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.&/MPa V .由《機械設(shè)計》圖6.8按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim 1 600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim2 560MPa W .計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n jLh 60 1460 1 8 365 16 4.09 109 1 8 N2 — 7.64 108 i V

16、D.由《機械設(shè)計》圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 0.90 ; Khn2 0.95 Vffl .計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù)S=1 K [H]1 HN1 Hlim1 0.90 600MPa 540MPa S _ - K HN 2 H lim 2 * i-mim [H ]2 0.95 560MPa 532MPa S 2>.設(shè)計計算 I .試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[h]中較小的值。 d1t 2.323 f—T- ( ) 50.44mm t \ d u [ h] n .計算圓周速度v d1tn1 60.03 1460 c廠 / v 1t 1 3.

17、85ms 60 1000 60 1000 「 4.86 4 10 N mm d 1 Ze 1898 J MPa N1 4.09 109 N2 7.64 108 仆 0.9( K hn2 0.95 [h】1=540 MPa [h ]2=532 Mpa d1t 50.44 mm v 3.85 ms rn.計算載荷系數(shù)K 查表6.2得使用系數(shù)Ka = 1.0;根據(jù)v 3.85m s、7級精度查《機械設(shè)計》圖 6.10 得動載系數(shù)Kv 1.12 ；查《機械設(shè)計》圖6.13得K 1.15 o 則 K KaKvK 1 1.12 1.15 1.288 I

18、V.校正分度圓直徑d1 由《機械設(shè)計》式(6.14 ),* 53燈心 60.03 3 1.288/1.4mm 49.05mm 3>.計算齒輪傳動的幾何尺寸 I .計算模數(shù)m m d1/z1 58.38/23 2.1 3mm 按標準取模數(shù) m 2.5mm n .計算分圓周直徑d1、d2 d1 z1m 2.5 23 57.5mm d2 z2m 119 2.5 307.5mm 川.計算中心距 pl pl a 1— 2 (57.5 297.5)/2 156.5mm 2 v .計算齒輪寬度 b dd1 57.5mm 取 B2 60mm, B1 65mm。 v.齒高 h

19、 2.25m 2.25 2.5 5.625mm (3).按齒根彎曲疲勞強度校核 K 1.288 di t 49.05mm m 2.5mm d1 57.5mm d2 307.5mm a 156.5mm B1 65 mm B2 60 mm F lim 1 240MPa F lim 2 220MPa K fn 1 0.85 2

20、 kt 由《機械設(shè)計》式（6.12 ）， F 2 1 3 YFaYsa [ f] dZ1 m 1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 I.由《機械設(shè)計》 齒輪的彎曲強度極限 n .由《機械設(shè)計》 圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 Flim1 240MPa Flim2 220MPa ； 圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 0.85，Kfn2 0.90; 川.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力; 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)Yst 2.0, 得 [F]1 [F】2 IV.查取齒形系數(shù) ;大 Kfn1Yst FE1 240 0.85 2/1.4 291.43MPa K

21、fn2Yst FE2 220 0.90 2/1.4 282.86MPa KfN2 0.90 S=1.4 Yst 2.0 [f]1 291.43 MPa [F ]2 282.86 MPa YFa1 2.69 YFa2 2.16 Ysa1 1.575 YSa2 1.81 小齒輪 的數(shù)值較 YFa1、 Yf92和應(yīng)力修正系數(shù) YSa1、 YSa2 由《機械設(shè)計》表 6.4 查得 YFa1 2.69 ; YFa2 2.16 ； Ysa1 1.575 ； Ysa2 Y Y v.計算大、小齒輪的[Fa ；a并加以比較; [F ] Y

22、Fa1YSa1 [F]1 0.0145 1.81 大，應(yīng)按小 齒輪校核齒 根彎曲疲勞 強度 2687MPa 1 YFa2Ysa2 [F ]2 0.0138 2K「 F1 2 3 dZ1 m YFaYsa 空鰹 28.叫04 2.69 1.575 268.7MPa [ 1.0 232 2.52 (4).結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 f]1 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小于500mm故以選用腹 板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按《機械設(shè)計》圖 6.26(a)薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計，并繪 制大齒輪零件圖如下。 F1 286.7 MPa [ f]

23、1 彎曲疲勞強 度足夠 其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結(jié)構(gòu)，不宜與軸進行 安裝，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，其零件圖見滾動軸承傳動軸的設(shè)計部分 血 I. 如 國［）1［翩円 n. z 97 i K L h i ?r F 厶f)31kOtn-4d EM

24、 Ml Bt- I ■MR 6. 滾 動軸承 和傳動 軸的設(shè) 計 M ■ J ■ -J5U ■ K H ■ 4 MH- IBri- fc>:e^uui IM J* 6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 （一）.軸的設(shè)計 I .輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由上可知 P 6.99kw, , T 1.31 106N mm n .求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 d2 mz2 2.5 123 307.5mm 2T 而 Ft

25、8520.32N d2 Fr Ft tan 3101.14N Fa 0 IH .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表 11.3，取C 110，于是 dmin C^1— 56.7mm，由于鍵槽的影響，故 dmin 1.03dmin 58.42mm \ n 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d 。為了使所選的軸直徑d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tea KAT，查《機械設(shè)計》表10.1，取KA 1.3，貝U： Tea KAT 1703N m 按照計算轉(zhuǎn)矩Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊

26、，選用 GICL4型鼓 型齒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 2800N m。半聯(lián)軸器的孔徑 d 60mm，故取 IV.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (一). 軸的設(shè) 計 1).為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求，i - u段右端需制出一軸肩，故取u - m 段的直徑du皿70mm ；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L 107mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上， 故I - U段 的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取I u 105mm 2).初步選

27、擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用深溝球軸承。按照 工作要求并根據(jù)dn皿70mm，查機械設(shè)計手冊表6-1選取深溝球軸承6015,其尺 寸為 d D B 75mm 115mm 20mm ， 故 d皿即 d刑町 75mm ； 而 l刑町 20mm。 3) . 取安裝齒輪處的軸端W - V的直徑d — 80mm ；齒輪的左端與左軸承之間 采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為 60mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此 軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取1叩v 58mm。齒輪的右端米用軸肩定位，軸肩咼度 h 0.07d，故取h 6mm，則軸環(huán)處的直徑dv刑92mm。軸環(huán)寬度b 1.4h，取

28、 l V 刑 15mm。 4) .軸承端蓋的總寬度為30mm(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1 20mm，故1 □皿50mm。 5) .取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a 12mm ,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 3mm，已知滾動軸承寬度T 20mm， 大齒輪輪轂長度L 60mm,則 l 皿 T s a (60 58) (20 12 3 2)mm 37mm 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2) .軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周

29、向定位均采用平鍵連接。按 d即v由《機械設(shè)計手冊》表 4-1查得平鍵截面b h 22mm 14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為 H 7 了保證齒輪與軸配合有良好的對中性， 故選擇齒輪輪轂與軸的配額為 ；同樣，半 n6 H 7 聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為18mm 11mm 100mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。 k6 滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 (3) .確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設(shè)計》表1-27，取軸端圓角2 45 。 V .求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，作為簡支梁的軸的

30、支撐跨距 L2 L3 54mm 54mm 108mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處 的截面C處的M H、M V及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1 4260.16N FNV1 1550.57N FNH 2 4260.16N FNV2 1550.57N 彎矩M M H 230048 .64 N mm MV 83730.78 總彎矩 M 244812.62N mm 扭矩T T 1310000N mm

31、 w.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（即危險截面 C）的強 度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 0.6 , 軸的計算應(yīng)力 JM 2 ( T)2 ca 13.24MPa W 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設(shè)計》表11.2查得[i] 60MPa 因此ca [ 1]，故安全。 VD .精確校

32、核軸的疲勞強度 (1) .判斷危險截面 截面A,n ,川,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中 均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的， 所以截 面a, n,川,b均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面W和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中 最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面 W的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 C 上最然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而 且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面切顯然更不必校核。由

33、《機械設(shè)計》 第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸 只需校核截面W左右兩側(cè)即可。 (2) .截面W左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W 0.1d3 0.1 753 42187.5mm3 抗扭截面系數(shù) Wt 0.2d3 0.2 753 84375mm3 截面W左側(cè)的彎矩M為 54 29 M 左 M 113339.18N mm 54 截面W上的扭矩T為 T 1310000N mm 截面上的彎曲應(yīng)力  b M 5.80MPa W 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t — 15.53MPa WT 平均應(yīng)力 m 0MPa , m — 7.77MPa 2 應(yīng)力幅

34、 a b 5.80MPa , a m 7.77MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設(shè)計》表11.2得b 640MPa , ! 275MPa , 1 155MPa o 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 按《機械設(shè)計》附表1.6查 取。因L 2.5 0.03 , D 80 1.067，經(jīng)差值后可查得 d 75 d 75 1.90 , 1.30 又由《機械設(shè)計》圖2.7可得軸的材料的敏性系數(shù)為 q 0.80, q 0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 k 1 q ( 1) 1.72 k 1 q ( 1) 1.26 由《機械設(shè)計》圖2.9的尺寸系數(shù) 0.65 ；由圖2

35、.9的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 0.76 軸按磨削加工，由《機械設(shè)計》圖 2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即 q 1，則綜合系數(shù)為  k i K — — 1 2.73 k i K — _L 1 1.74 查機械設(shè)計手冊得碳鋼的特性系數(shù) 0.1 ~ 0.2，取 0.1 0.05 ~ 0.1，取 0.05 于是，計算安全系數(shù)Sca值，則 S 1 48.4 K a m S 1 15.22 K a m S S Sca 14.52 S 1.5 ；S2 S2 故可知其安全。 (3).截面W右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W 0.1d3 0.1 803

36、 51200mm3 抗扭截面系數(shù) WT 0.2d3 0.2 803 102400mm3 截面W右側(cè)的彎矩M為 55 29 M 右 M ——-113339.18N mm 55 截面W上的扭矩T為 T 1310000N mm 截面上的彎曲應(yīng)力 b 右 2.21MPa W 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力  T — 12.79MPa WT 平均應(yīng)力 m 0MPa , m T 6.40MPa 2 應(yīng)力幅 a b 2.2lMPa , a m 6.40MPa k k k 過盈配合處的 ，由附表1.4用插值法求出，并取 0.8 ，于是得 k k k 3.16，k 2

37、.53 軸按磨削加工，由《機械設(shè)計》圖 2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 故得綜合系數(shù)為 k i K 1 3.25 k 1 K 1 2.62 所以軸在截面W右側(cè)的安全系數(shù)為 S 1 38.29 K a m S 1 9.07 K a m S S Sca 8.83 S 1.5 VS2 S2 故該軸在截面w右側(cè)的強度也是足夠的。 Vffl .繪制軸的工作圖，如下： 匕出電胖翔R16j 農(nóng)祕湘cm 禮尅忠*謝E/T lfl2M-r ■ 對 *k

38、 （二）.齒輪軸的設(shè)計 I .輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由上可知 P 7.43kw , n 1460^ min , T 4.86 104 N mm II .求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑 d1 Ft Fr Fa mz1 2.5 23 57.5mm 2T 1690N ch Ft tan 615.2N Ft 1690N Fa 120 in.初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表 11.3，取 C 120，于是 dmin 2

39、1.26mm Tca KAT 72.9N m 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊， 選用 LX3型彈性 柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250N m。半聯(lián)軸器的孔徑 d 30mm，故取 d12 30mm，半聯(lián)軸器長度L 82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L 60mm d12 72.9N m 30mm dmin C3： 20.64mm,由于鍵槽的影響，故dmin 1.03dmin 21.26mm,輸出軸的 X n 最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d12。為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑 相適應(yīng)，故需同時選取

40、聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩「a KAT，查《機械設(shè)計》表10.1，取KA 1.5，貝U： (二). 齒輪軸 的設(shè)計 36mm 58mm 40mm 40mm 18mm 18mm d34 d78 l34 78 IV .齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 d 23 (1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1).為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求，1 - U段右端需制出一軸肩，故取U - m段的直徑d23 36mm ；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 112

41、L 60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I - U段 的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 58mm。 2).初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工 作要求并根據(jù)d23 36mm,查機械設(shè)計手冊表6-1選取深溝球軸承6208,其尺寸為 d D B 40mm 80mm 18mm，故 d34 d?8 40mm, I34 q 18mm。 3) . 軸肩咼度h 0.07d，故取h 4mm，則軸環(huán)處的直徑d45 d67 48mm。軸 環(huán)寬度 b 1.4h，取 l45 l67 12mm。 4) .軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承

42、端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而疋)。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 I 30mm，故 I23 50mm。 5) . 由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端W - V的直徑d56 62.5mm , l56 65mm。 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2) .軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d12由《機械設(shè)計設(shè)計手冊》表4-1 查得平鍵截面b h 10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 48mm。同時為了保 證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性， 故選擇半聯(lián)軸器與軸的配額為 H7；滾動軸承 k6 與軸的周向定位

43、是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 (3) .確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設(shè)計手冊》表1-27，取軸端圓角2 45。 V .求軸上的載何 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距 L2 L3 57.5m3m 53.5mm 107mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩 圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處 的截面C處的M H、M V及M的值列于下表。 dmin 28.8mm 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F F nh 1 845 N Fnv1 307.6N F

44、nh 2 845 N Fnv2 307.6N 彎矩M M H 4527.5N mm M V 1645.66N mm 總彎矩 M 48109.6N mm 扭矩T T 48600N mm 山 -ni r N C)的強 0.6， 2.30MPa 前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設(shè)計》表11.2查得［ i] 60MPa w.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(即危險截面 度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭

45、轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 軸的計算應(yīng)力 因此ca ［ l］，故安全。 (三).滾動軸承的校核 軸承的預(yù)計壽命Lh 8 16 365 46720h I .計算輸入軸承 (1).已知n 1460r min，兩軸承的徑向反力FR1 FR2 1506.51N ⑵?計算當量載荷P1、P2 1506.51N 1506.51N，深溝球軸承，取 fp 1.2 P1 Fr 1506.51N P2 Fr (3).軸承壽命計算 由于R P2，取P 查手冊得6208型深溝球軸承的Cr 17kN，則 Lh 16667 ( ftC n fpP) 49621.78h LH

46、 故滿足預(yù)期壽命。 n.計算輸出軸承 (1).已知n 55r min，兩軸承的徑向反力Fr1 Fr? 7261.45N (三). 滾動軸 承的校 核 7.鍵 聯(lián)接 設(shè)計 (2). 計算當量載荷 P1、 P2 P1 Fr 7261.45N P2 Fr 7261.45N (3). 軸承壽命計算 由于R P2，取P 7261.45N，深溝球軸承，取 查手冊得6208型深溝球軸承的Cr 17kN，則 Lh 16667( ftC n fpp) 3, ft 1.0 , fp 1.2 49086.47h Lh

47、 故滿足預(yù)期壽命。 7. 鍵聯(lián)接設(shè)計 I .輸入軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核 軸徑d 30mm，輪轂長度L 60mm ,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 b 8mm， h 7mm， L 50mm (GB/T 1095-2003) 現(xiàn)校核其強度：I L b 42mm, T 81400N mm，k 2 p 2T kid 36.92MPa 查手冊得[p] 110MPa，因為p [ p]，故鍵符合強度要求。 n.輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核 軸徑d 85mm，輪轂長度L 60 mm，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為

48、b 22mm， h 14mm， L 50mm (GB/T 1095-2003) 現(xiàn)校核其強度：I L b 28mm, T 203000 N mm，k - 2 p 2T 103 kid 86.54MPa 查手冊得[p] 110MPa，因為p [ p]，故鍵符合強度要求。 m.輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核 軸徑d 70mm，輪轂長度L 107mm，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 8.箱體 結(jié)構(gòu)的 設(shè)計 b 20mm， h 12mm， L 100mm (GB/T 1095-2003) 現(xiàn)校核其強度：I L b 80mm, T 203000 N mm，k h 2 3 p

49、2T 10 kid 108.45MPa 查手冊得[p] 110MPa，因為p [ p]，故鍵符合強度要求。 8. 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H7配合. is6 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/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂 到油池底面的距離H大于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6.3。 3. 機體結(jié)構(gòu)有

50、良好的工藝性. 鑄件壁厚為10mm，圓角半徑為R=5。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 M8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

51、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. F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 0.025a 3 8 10 箱蓋壁厚 1 1 0.02a 3 8 8 箱蓋凸緣厚度 bi bi 1.5 i 12 箱座凸緣厚度

52、 b b 1.5 15 箱座底凸緣厚 度 b2 b2 2.5 25 地腳螺釘直徑 df df 0.036a 12 M20 地腳螺釘數(shù)目 n 查手冊 4 軸承旁聯(lián)接螺 栓直徑 di d1 0.75df M16 機蓋與機座聯(lián) 接螺栓直徑 d2 d2 = （0.5~0.6） df M12 軸承端蓋螺釘 直徑 d3 d3=（ 0.4~0.5） d f M10 視孔蓋螺釘直 徑 d4 d4 = （0.3~0.4） df M8 定位銷直徑 d d =（0.7~0.8） d2 8  9. 潤 滑密封 設(shè)計 10. 聯(lián) 軸器設(shè)

53、 計 d f , d1 , d 2 至 外機壁距離 C1 查《機械設(shè)計課程設(shè) 計指導(dǎo)書》表11-2 28 24 20 d f , d2至凸緣 邊緣距離 C2 查《機械設(shè)計課程設(shè) 計指導(dǎo)書》表11-2 28 18 外機壁至軸承 座端面距離 11 11 = C1 +C2 + (8~12) 52 大齒輪頂圓與 內(nèi)機壁距離 1 1>1.2 15 齒輪端面與內(nèi) 機壁距離 2 2 > 12 機座肋厚 m、m m 0.85 m1 0.85 m 8 .5, m1 6.8 軸承端蓋外徑 D2 D2 D + (5~5.5 ) d3 1

54、20 80 9?潤滑密封設(shè)計 對于二級同軸式圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所 5 以其速度遠遠小于（1.5~2）10 mm.r/min，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)定咼度。油的深度為H+h ,H=30 0=34。所以H+g=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連接處密封，凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表 面應(yīng)精刨，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均 勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用凸緣式端蓋，易于加工和安裝。 10.聯(lián)軸器設(shè)計

55、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.  見軸的設(shè)計。 四設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的二級冋軸式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。 通過兩個星期的設(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》、《互換性與技術(shù)測量》、《 CAD實用軟件》、《機械工程 材料》、《機械設(shè)計手冊》

56、等于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類 知識的實際應(yīng)用。 2 ?這次的課程設(shè)計，對于培養(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(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 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。 五.參考資料 《機械設(shè)計》 咼等教育出版社 主編徐錦康 《機械原理》 咼等教育出版社 主編 朱理 《工程制圖》 機械工業(yè)出版社 主編 魯屏宇 《材料力學》 咼等教育出版社 主編 劉鴻文 《互換性與技術(shù)測量基礎(chǔ)》 上?？茖W技術(shù)出版社 主編甘永立 《機械工程材料》 咼等教育出版社 主編 王章忠 《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》 高等教育出版社 主編 吳宗澤 羅圣國