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機械設計課程設計 姓名： 班級： 學號： 指導教師： 成 績： 日期：2011 年 6 月 目 錄 1. 設計目的……………………………………………………………2 2. 設計方案……………………………………………………………3 3. 電機選擇……………………………………………………………5 4. 裝置運動動力參數(shù)計算……………………………………………7 5.帶傳動設計 …………………………………………………………9 6.齒輪設計……………………………………………………………18 7.軸類零件設計………………………………………………………28 8.軸承的壽命計算……………………………………………………31 9.鍵連接的校核………………………………………………………32 10.潤滑及密封類型選擇 ……………………………………………33 11.減速器附件設計 …………………………………………………33 12.心得體會 …………………………………………………………34 13.參考文獻 …………………………………………………………35 1. 設計目的 機械設計課程是培養(yǎng)學生具有機械設計能力的技術基礎課。課程設計則是機械設計課程的實踐性教學環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是： （1）通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與實際知識去分析和解決機械設計問題的能力。 （2）學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律。 （3）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結(jié)構(gòu)設計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法。 （4）學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算，繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等。 2. 設計方案及要求 據(jù)所給題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下： 1—輸送帶 2—電動機 3—V帶傳動 4—減速器 5—聯(lián)軸器 技術與條件說明： 1）傳動裝置的使用壽命預定為 8年每年按350天計算， 每天16小時計算； 2）工作情況：單向運輸，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35度； 3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏； 4）運動要求：輸送帶運動速度誤差不超過；滾筒傳動效率0.96； 5）檢修周期：半年小修，兩年中修，四年大修。 設計要求 1）減速器裝配圖1張； 2）零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）； 3）設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫 4）相關參數(shù)：F=8KN，V=0.6，D=400mm。 3. 電機選擇 3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。 3.2 選擇電動機的容量 工作機有效功率P=,根據(jù)任務書所給數(shù)據(jù)F=8KN，V=0.6。則有：P===4.8KW 從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 = 式中，，，，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)《機械設計手冊》知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.99，則有： =0.96 =0.85 所以電動機所需的工作功率為： P===5.88KW 取P=6.0KW 3.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=8~40和帶的傳動比I=2~4，則系統(tǒng)的傳動比范圍應為： I=I=（8~40）（2~4）=16~200 工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為 n== 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=I=（16~200）28.7 =（459~5740） 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min和1500r/min三種，由于本次課程設計要求的電機同步轉(zhuǎn)速是1000r/min。查詢機械設計手冊（軟件版）【常有電動機】-【三相異步電動機】-【三相異步電動機的選型】-【Y系列（IP44）三相異步電動機技術條件】-【電動機的機座號與轉(zhuǎn)速對應關系】確定電機的型號為Y160M-6.其滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,額定功率為7.5KW。 4. 裝置運動動力參數(shù)計算 4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 I= 2）分配到各級傳動比 因為I=已知帶傳動比的合理范圍為2~4。故取V帶的傳動比則I分配減速器傳動比，參考機械設計指導書圖12分配齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為 4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 電動機軸： 轉(zhuǎn)速：n=970 輸入功率：P=P=6.0KW 輸出轉(zhuǎn)矩：T=9.55=9.55 =5.9N Ⅰ軸（高速軸） 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：P=P 輸入轉(zhuǎn)矩 T=9.55 Ⅱ軸（中間軸） 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：P=P =5.5KW 輸入轉(zhuǎn)矩： T=9.55 Ⅲ軸（低速軸） 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：PP =5.28KW 輸入轉(zhuǎn)矩： TN 卷筒軸： 轉(zhuǎn)速：n 輸入功率：P=P =5.28 =5.17KW 輸入轉(zhuǎn)矩： N 各軸運動和動力參數(shù)表4.1 軸 號 功率 （KW） 轉(zhuǎn)矩（N） 轉(zhuǎn)速（） 電機軸 6 5.9 970 1軸 5.76 1.3 440 2軸 5.5 5.6 93.6 3軸 5.28 1.76 28.6 卷同軸 5.17 1.73 28.6 圖4-1 5.帶傳動設計 5.1 確定計算功率P 據(jù)[2]表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有： P=KP 5.2 選擇V帶帶型 據(jù)P和n有[2]圖8-11選用A帶。 5.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑d有[2]表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=125mm。 （2）驗算帶速v，有： =6.35 因為6.35m/s在5m/s~30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準直徑d 取=280mm 新的傳動比i==2.24 5.4 確定V帶的中心距a和基準長度L (1)據(jù)[2]式8-20初定中心距a=700mm (2)計算帶所需的基準長度 =2044mm 由[2]表8-2選帶的基準長度L=2000mm （3）計算實際中心距 中心局變動范圍： 5.5 驗算小帶輪上的包角 5.6 計算帶的根數(shù)z （1）計算單根V帶的額定功率P 由和r/min查[2]表8-4a得 P=1.39KW 據(jù)n=970，i=2.2和A型帶，查[2]8-4b得 P=0.11KW 查[2]表8-5得K=0.96，K=1.03，于是： P=(P+P)KK =（1.39+0.11）0.961.03 =1.48KW （2）計算V帶根數(shù)z 故取5根。 5.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F） 由[2]表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1。所以 =170.76N 應使實際拉力F大于（F） 5.8 計算壓軸力F 壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=25179.960.99 =1696.45N 5.9 帶輪設計 （1）小帶輪設計 由Y160M電動機可知其軸伸直徑為d=mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=42mm。有[4]P表14-18可知小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。 （2）大帶輪設計 大帶輪軸孔取32mm，由[4]P表14-18可知其結(jié)構(gòu)為輻板式。 6.齒輪設計 6.1高速級齒輪設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095—88） 3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得 Z=112.8，取113； 2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T=1.3N。 4）由[2]表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。 6）由[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.95； K=1.05。 7）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有 []==0.95580=551MP []==1.05560=588MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 []中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： =66.7mm 2)計算圓周速度。 v==1.54m/s 3）計算齒寬b b==166.7=66.7mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=1.54，8級精度。由[2]圖10-8得K=1.07，K=1.46。由[2]圖10-13查得K=1.40，由[2]圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.56 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數(shù)m m= 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =2.35 2）查取齒形系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=2.65，Y=2.17 3）查取應力校正系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=1.58，Y=1.80 4）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP 5）由[2]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90，K=0.95 6）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： []=212Mp []=210MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.01975 ==0.0186 經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 m=2.35 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m =2.5mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有： ==28.36 取Z=28，則Z4.7=131.6 取=131，新的傳動比i4.68 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 mm （2）計算中心距 a =198.75mm （3）計算齒輪寬度 b= B=75mm，B=70mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 高速級齒輪相關參數(shù)(單位mm)表6-1 名稱 符號 計算公式及說明 模數(shù) m 2.5 壓力角 齒頂高 2.5 齒根高 =(+)m=3.75 全齒高 =(+)m=5.62 分度圓直徑 =m Z=70 327.5 齒頂圓直徑 =m=75 =（）=332.5 齒根圓直徑 =63.75 =321.25 基圓直徑 = = 中心距 表6-1 6.2 低速級齒輪設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095—88） 3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z= 得Z=78.48，取78； 2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： d2.32 （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： =5.6N。 4）由[2]表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。 6）由[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=1.07； K=1.13。 7）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有 []=1.07580=620.6MP []=1.13560=632.8MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 []中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d2.32=104.3mm 2)計算圓周速度。 v=0.51m/s 3）計算齒寬b b==1104.3=104.3mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高h=2.25=2.25 5) 計算齒寬與齒高之比 =10.7 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=0.51，8級精度。由[2]圖10-8得K=1.03，K=1.47。由[2]圖10-13查得K=1.38，由[2]圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.51 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d=d=104.3 =109.6mm 8）計算模數(shù)m m=4.57mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： m （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =1.42 2）查取齒形系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=2.65，Y=2.224 3）查取應力校正系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=1.58，Y=1.766 4）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP 5）由[2]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.95，K=0.97 6）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： []=223.9Mp []=214.8MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 0.0187 0.0182 經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 m3.7mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m =4mm，已可滿足彎曲疲勞強度。 于是有： Z=27.4 取Z=27，則Z3.2727=88.29取=88 新的傳動比i3.26 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 a230mm （3）計算齒輪寬度 b108=108mm B=113mm，B=108mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 低速級齒輪相關參數(shù)表6-2(單位mm) 名稱 符號 計算公式及說明 模數(shù) m 4 壓力角 齒頂高 =4 齒根高 =(+)m=5 全齒高 =(2+)m=9 分度圓直徑 =m Z=108 =m352 齒頂圓直徑 =（）m=116 =（）m=360 齒根圓直徑 =()m =98 =()m =342 基圓直徑 表6-2 7.軸類零件設計 7.1 I軸的設計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.76KW，n=440r/min，T =1.3N 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=70mm 而 F=3625N F=F3625=1319N 壓軸力F=1696N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A26mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=20.33mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm，查[4]P表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖7-1 圖7-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，l=76mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為75mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l=71mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考[2]表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2 圖7-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M==N M=M=103457N T=1.3N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應力: =23.7MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 7.2 II軸的設計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得P=5.76KW，n=440，T =1.3N 2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=327.5mm d=108mm 而 F=767N F=F767=279N 同理可解得： F=10498N，F(xiàn)=F1730N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A43.0mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=45.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-4 圖7-4 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為70mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=64mm，d=56mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =15mm，d=68mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取l=109mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考[2]表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4。現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M==284000N M==690000N T=5.6N 圖7-4 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和Ⅵ的右側(cè)是軸的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力 =50.6MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，。 對于Ⅵ的右側(cè) 由[2]表15-1查得 由[2]表3-8查得 由[2]附圖3-4查得 由[2]中和得碳鋼的特性系數(shù)，取， 故綜合系數(shù)為 故Ⅵ右側(cè)的安全系數(shù)為 >S=1.5 故該軸在截面Ⅵ的右側(cè)的強度也是足夠的。 綜上所述該軸安全。 7.3 III軸的設計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.28KW，n=28.6r/min，T=1.76N 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=352mm 而 F=10081N F=F100813669N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A62.8mm 同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查[5]P表8-7可選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-5 圖7-5 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =65mm和方便拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選6214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，l=24mm由于右邊是軸肩定位，d=82mm，l=98mm，d=88mmmm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為108mm取l=104mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=70mm。取l=48mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為125mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考[2]表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M==620000N T=1.76N 圖7-6 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力 =24.0MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 8.軸承的壽命計算 8.1 I軸上的軸承6208壽命計算 預期壽命： 已知N， 47000h>44800h 故 I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)安全。 8.2 II軸上軸承6210的壽命計算 預期壽命： 已知， 20820h<44800h 故II軸上軸承6210須在四年大修時進行更換。 8.3 Ⅲ軸上軸承6214的壽命計算 預期壽命： 已知 426472h>44800h 故III軸上的軸承6214滿足要求。 9.鍵連接的校核 9.1 I軸上鍵的強度校核 查表4-5-72得許用擠壓應力為 Ⅶ-Ⅷ段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 Ⅱ-Ⅲ段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 9.2 II軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應力為 II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 9.3 III軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 Ⅵ-Ⅶ段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 10.潤滑及密封類型選擇 10.1 潤滑方式 齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。 10.2 密封類型的選擇 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。 3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。 11.減速器附件設計 11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表[6]表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。 11.2 油面指示裝置設計 油面指示裝置采用油標指示。 11.3 通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表[6]表15-6選 型通氣帽。 11.4 放油孔及螺塞的設計 放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表[6]表15-7選型外六角螺塞。 11.5 起吊環(huán)的設計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。 11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。 11.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 12.主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸： 箱體壁厚=10mm 箱蓋壁厚=8mm 箱座凸緣厚度b=15mm 箱蓋凸緣厚度b=15mm 箱座低凸緣厚度b=25mm 地腳螺栓直徑d=24mm 地腳螺栓數(shù)目n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d=M16 機座與機蓋聯(lián)接螺栓直徑d=M12 聯(lián)接螺栓d的間距l(xiāng)=150mm 軸承端蓋螺釘直徑d=M10 窺視孔蓋螺釘直徑d=M8 定位銷直徑d=10mm d,d,d至外箱壁的距離c=34mm，22mm，18mm d，d至凸緣邊緣的距離c=28mm，16mm 軸承旁凸臺半徑R=16mm 凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離L=70mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離=14mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=12mm 箱蓋，箱座肋厚m=m=7mm 軸承端蓋外徑D2：凸緣式端蓋：D+（5~5.5）d 以上數(shù)據(jù)參考機械設計課程設計指導書 傳動比： 原始分配傳動比：i=2.2 i=4.70 i=3.27 修正后 : i=2.24 i=4.68 i=3.26 各新的轉(zhuǎn)速 ：n= n= 各軸的輸入效率： 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 軸 號 功率 （KW） 轉(zhuǎn)矩（N） 轉(zhuǎn)速（） 電機軸 6 5.9 970 1軸 5.7 1.3 433 2軸 5.47 5.7 92.5 3軸 5.25 1.77 28.4 卷同軸 5.15 1.73 28.4 參考文獻: 1 宋寶玉，王連明主編，機械設計課程設計，第3版。哈爾濱：哈濱工業(yè)大學出版社，2008年1月。 2 濮良貴，紀明剛主編，機械設計，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。 3 蔡春源主編，機械設計手冊齒輪傳動，第4版，北京：機械工業(yè)出版社，2007年3月。 4 吳宗澤主編，機械零件設計手冊，第10版，北京：機械工業(yè)出版社，2003年11月。 5 吳宗澤，羅圣國主編，機械課程設計手冊，第3版，北京：高等教育出版社。 6 駱素君，朱詩順主編. 機械設計課程設計簡明手冊，化學工業(yè)出版社，2000年8月. 設計心得： 機械設計課程設計是機械課程中一個重要的環(huán)節(jié)通過了幾個周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認識。 由于在設計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現(xiàn)問題，如：在選擇計算標準間是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準確。 課程設計運用到了很多知識，例如將理論力學，材料力學，機械設計，機械原理，互換性與測量技術等，是我對以前學習的知識有了更深刻的體會。 通過可程設計，基本掌握了運用繪圖軟件制圖的方法與思路，對計算機繪圖方法有了進一步的加深，基本能繪制一些工程上的圖。 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中海培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結(jié)。