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機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….………………………………3 二、電動機的選擇…………………………………………….4 三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比…….…….6 四、傳動裝置的運動和動力設計……………………………..7 五、普通V帶的設計………………………………………….10 六、齒輪傳動的設計…………………………………………..15 七、傳動軸的設計………………………….…………………..18 八、箱體的設計………..…………………….………………….27 九、鍵連接的設計………………………………………………29 十、滾動軸承的設計……………………………………………31 十一、潤滑和密封的設計………………………………………32 十二、聯(lián)軸器的設計……………………………………………33 十三、設計小結……………………………………………….....33 設計題目：單級圓柱齒輪減速器 機械系： 設計者： 學 號： 指導教師： 一、設計課題： 設計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù)工作，單向運轉載荷變化不大，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96%，運輸帶允許速度誤差為5%。 原始數(shù)據(jù) 編號 1 運輸帶拉力F （N） 1500　　　　　　 運輸帶速度V （m/s） 1.1　　　　 卷筒直徑D （mm） 220 設計任務要求： 1. 減速器裝配圖紙一張（A1圖紙） 2. 軸、傳動零件圖紙各一張（３號圖紙） 3. 設計說明書一分 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 （1）已知條件： 1. 工作環(huán)境：一般條件，通風良好； 2. 載荷特性：工作平穩(wěn)、單向運轉； 3. 使用期限：8年，大修期3年，單班工作； 4. 卷筒效率：η=0.96； 5. 運輸帶允許速度誤差：5%； 6. 生產(chǎn)規(guī)模：一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。 （２）、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1500N； 帶速V=1.1m/s； 滾筒直徑D=220mm； 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，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。 1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器 4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶 二、電動機選擇 1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW) 由電動機至運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=0.95，η２＝0.96，η３＝0.97，η４＝０.９７ 則：　η總=0.960.98３0.970.990.96 　　 =0.7827 所以：電機所需的工作功率： 　　　　Pd　= FV/1000η總 =(30001.1)/(10000.83) =2.108 (kw) 3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒＝601000V/（πD） =(6010001.1)/（220π） 　　　　　 = 95.49r/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。 故電動機轉速的可選范為 N’d=I’an卷筒 　　　　　 =(6～24)95.49 =572.96～2291.83 r/min 則符合這一范圍的同步轉速有：1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表） 方 案 電 動 機 型 號 額定功率 電動機轉速 (r/min) 同步轉速 滿載轉速 1 Y100L 1-4 2.2 1500 1420 2 Y112M-6 2.2 1000 960 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 和帶傳動、減速器傳動比，方案1計算后帶速小于5m/s,相比之下第2方案比較適合。 此選定電動機型號為Y112M-2， 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 216140 12 2860 87 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n 1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n卷筒 =940/95.49 =9.84 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)指導書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=2～4） 因為：　　　ia＝i0i 所以：　　　i＝ia／i0 ＝9.84/2.8 ＝3.5 四、傳動裝置的運動和動力設計： 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，......為各軸的輸入轉矩 （Nm） nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉矩 （r/min） 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 （1）計算各軸的轉數(shù)： Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0 =940/2.8=335.7（r/min） 　　Ⅱ軸：nⅡ= nⅠ/ i1 =335.7/3.5=95.92r/min 卷筒軸：nⅢ= nⅡ （2）計算各軸的功率： Ⅰ軸： PⅠ=Pdη01 =Pdη1 =2.20.96=2.112（KW） Ⅱ軸： PⅡ= PⅠη12= PⅠη2η3 =2.1120.960.96 　 =1.95（KW） 計算各軸的輸入轉矩： 電動機軸輸出轉矩為： Td=9550Pd/nm=95502.2/940 =22.35 Nm Ⅰ軸TⅠ= 9550P1/n1 =75.1 Nm Ⅱ軸TⅡ= 9550P2/n2 =194.15 Nm 由指導書的表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在本設計中取0.98 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： 功率（KW） 轉速（r/min） 傳動比 效率 扭矩（N.M） 電動機軸 2.2 960 2.8 0.96 22.35 Ⅰ軸 2.112 335.5 3.5 0.96 60.1 Ⅱ軸 1.95 95.92 1.00 0.96 194.2 五. V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KAP=1.22.1=2.52（ KW） 根據(jù)課本P134表9-7得知其交點在A、B型交 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=280mm (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=1.2 由課本P132表9-2得，推薦的A型小帶輪基準直徑為75mm~125mm =940100π/（100060） = 4.9m/s 不介于5~25m/s范圍內(nèi)，故不合適 取 d1=106mm d2=n1d1(1-ε)/n2=id1(1-ε) =2.8106(1-0.02)=290.9mm 由表9-2取d2=300mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1π/（100060） =940106π/（100060） = 5.22/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： a0=1.5（d1+d2）=1.5（106+300）=649.6 取a0=650 滿足：0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（106+300）≤a0≤2（106+300） 284.2 ≤a0≤812 初定中心距a0=650 ，則帶長為 L0=2a0+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2650+π（106+300）/2+（300-106）2/(4650) =1952.2 mm 由表9-3選用Ld=2050mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=650+(2050-1952.2)/2=698.9 mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(300-106)57.3/698.9=164.1>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)KLKα） =2.52/（（0.95+0.11）0.971.01） = 2.43 故要取3根A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 =5002.52（2.5/0.97-1）/（35.22）+0.175.022 =1126.9 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(α/2) =23126.9sin(164.1/2)=754.1 N 合適 由機械設計書 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型小帶輪基準直徑125mm~280mm 由機械設計書 表9-4查得 P0=2.08 由表9-6查得 △P0=0.30 由表9-7查得 Kα=0.95 由表9-3查得KL=1.00 d0 d H L S1 斜度1:25 S S2 dr dk dh d da L B S2 帶輪示意圖如下： 六、齒輪傳動的設計： (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 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6-6 取K=1.2 小齒輪名義轉矩 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+1/90）=1.69 Zε= 許用應力 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 取標準模數(shù)值 m=3 (5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 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 復合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=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行比較 < 取較大值代入公式進行計算 則有 =71.86<［σF］2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （6） 幾何尺寸計算 d1=mZ=320=60 mm d2=mZ1=390=270 mm a=m （Z1+Z2）=3（20+90）/2=165 mm b=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 軸的設計 1， 齒輪軸的設計 (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 10—鍵 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 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，則軸應該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）18+28=52 mm 4 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,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，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，建立力學模型。 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= RA62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’62=19.47 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd1/2=59.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，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： 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 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 6—密封蓋 7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 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，則軸應該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計算轉矩TC=KATⅡ=1.3518.34=673.84Nm，查標準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L1=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，建立力學模型。 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）畫轉矩圖： T= Ftd2/2=508.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，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： 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’ =684.81 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．箱體結構設計 (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間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機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蓋。在軸承端蓋上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，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 (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)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (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入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。 箱體結構尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 δ 8 機蓋壁厚 δ1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b 1 12 機座底凸緣厚度 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)結螺栓直徑 d1 16 機蓋與機座聯(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至外機壁距離 C1 26, 22, 18 df， d2至凸緣邊緣距離 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 外機壁至軸承座端面距離 l1 60，44 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 △1 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 10 機蓋、機座肋厚 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，一般s=D2 九．鍵聯(lián)接設計 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=62mm TⅠ=120.34Nm 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） =4120.341000/（44850） = 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=513.63Nm 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） =4513.631000/（601142） =74.11Mpa < [σp] (110Mpa) 十．滾動軸承設計 根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh1030016=48000小時 1.輸入軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷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=628.20N （2）求軸承應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 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷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 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 十一、密封和潤滑的設計 1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機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。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 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)軸器的設計 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，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，軸的轉速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=1250Nm, 許用轉速[n]=3750r/m ,故符合要求。 十三、設計小結 　　機械設計課程設計是我們機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 　　(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 　　(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 鍵128