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課 程 設 計 設計題目：帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器 系 別 機械工程系 班級 學生姓名 學號 指導教師 職稱 起止日期 46 目錄 《機械設計》課程設計任務書 3 一、傳動裝置的總體設計 5 1 傳動裝置的總傳動比及分配 8 2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 8 二`帶傳動設計 10 三、齒輪的設計 13 四.軸的設計計算及校核 27 五 軸承的壽命計算 37 六 鍵連接的校核 37 七 潤滑及密封類型選擇 38 八 減速器附件設計 39 九 .主要尺寸及數(shù)據(jù) 40 十. 設計完成后的各參數(shù) 42 十一.參考文獻 43 十二.心得體會 44 《機械設計》課程設計任務書 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 班級：機械10-2 姓名： 丁昊 學號：09 一、設計題目 設計用于帶式運輸機的展開式二級直齒圓柱齒輪減速器 二、原始數(shù)據(jù)(E6) 運輸機工作軸轉矩T = 850 Nm 運輸帶工作速度 v = 1.45 m/s 卷筒直徑 D= 410 mm 三、工作條件 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。 四、應完成的任務 1、減速器裝配圖一張（A0圖或CAD圖） 2、零件圖兩張（A2圖或CAD圖） 五、設計時間 2012年12月29日至2013年1月18日 六、要求 1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準； 2、設計計算說明書字體端正，計算層次分明。 七、設計說明書主要內容 1、內容 （1）目錄（標題及頁次）； （2）設計任務書； （3）前言（題目分析，傳動方案的擬定等）； （4）電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算； （5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數(shù)）； （6）軸的設計計算及校核； （7）箱體設計及說明 （8）鍵聯(lián)接的選擇和計算； （9）滾動軸承的選擇和計算； （10）聯(lián)軸器的選擇； （11）潤滑和密封的選擇； （12）減速器附件的選擇及說明； （13）設計小結； （14）參考資料（資料的編號[ ]及書名、作者、出版單位、出版年月）； 2、要求和注意事項 必須用鋼筆工整的書寫在規(guī)定格式的設計計算說明書上，要求計算正確，論述清楚、文字精煉、插圖簡明、書寫整潔。 本次課程設計說明書要求字數(shù)不少于6-8千字（或30頁），要裝訂成冊。 沈陽工程學院 機制教研室 一、傳動裝置的總體設計 1 電機選擇 設計內容 計算及說明 結 果 1、 選擇電動 機的類型 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V Y系列防護式籠型三 相異步電動機 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)T=850Nm，V=1.45,工作機卷筒的n=(60*1000*v)/3.14*D=67.58r/min。則有：P=（T*n）/9550=850*67.58/9550=6.01kw. 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，閉式齒輪傳動效率，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，=0.96，則有： =0.825 所以電動機所需的工作功率為： P===7.28KW 取P=7.5KW Pw =6.01kW 1=0.96 2=0.99 3=0.97 4=0.99 5=0.96 η=0.825 P=7.5KW 3、 確定電動 機的轉速 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）=16~160 所以電動機轉速的可選范圍為 n=I=（16~160）67.58 =（1081.28~10812.8） 符合這一范圍的同步轉速有1000r/min,1500r/min和3000r/min三種。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速對應關系】確定電機的型號為Y132M-4.其滿載轉速為1440r/min,額定功率為7.5KW。 n=67.58r/min 電動機型號為Y132M-4 2 傳動裝置的總傳動比及分配 設計內容 計算及說明 結 果 1、總傳動比 I= =21.31 2、分配傳動比 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=3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 =3 3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 設計內容 計算及說明 結 果 1、 各軸的轉數(shù) 電動機軸 高速軸 中間軸 低速軸 n=1440 n= n= n= n =1440 r/min =480r/min =152.38r/min =67.42 r/min =67.58 r/min 2、各軸輸入功率 P=P=7.28KW P=PP=P =6.71KW PP =6.44KW P=7.28KW P=6.99kW P=6.71kW P6.44kW 3、各軸的輸出功率 P＇＝0.99=7.20kW P＇＝0.99=6.92kW P＇＝0.99=6.64kW P＇＝0.98=6.31kW P＇=7.20kW P＇=6.92kW P＇=6.64kW P＇=6.31 kW 3、各軸的輸入轉矩 T=9550=9550 =48.28N T=9.55 T=9.55 TN N 將上述計算結果匯總與下表: 帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù)： 軸 名 功率P KW 轉矩T Nmm 轉速r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 7．28 7．20 48．3 1440 1軸 6.99 6．92 139 480 2軸 6．71 6．31 421 152．38 3軸 6．44 3.39 912 67．42 卷筒軸 6．3 890 97． N.m N.mm 二`帶傳動設計 設計內容 計算及說明 結 果 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 P=8.25 2 選擇V帶帶型 據(jù)P和n有[2]圖8-11選用A帶 A帶 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=90mm。 驗算帶速v，有： =6.78 因為6.78m/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==3.11 d=90mm v=6.78 =270 i=3.11 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=500mm (2)計算帶所需的基準長度 =1599mm 由[2]表8-2選帶的基準長度L=1600mm （3）計算實際中心距 =499.5≈500 中心局變動范圍： a=500mm =1599mm a=500mm =476mm = 5 驗算小帶輪上的包角 = 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=1.064KW 據(jù)n=1440，i=3和A型帶，查[2]8-4b得 P=0.17KW 查[2]表8-5得K=0.945，K=0.99，于是： P=(P+P)KK=1.154KW （2）計算V帶根數(shù)z 故取7根。 Z=7 7 計算單根V帶的初拉力最小值（F） 由[2]表8-3得A型帶的單位長質量q=0.1。所以 =135N 應使實際拉力F大于（F） =135N 8 計算壓軸力F 壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=27135sin158/2 =1855N （F）=1855N 三、齒輪的設計 1 高速級齒輪設計 設計內容 計算及說明 結 果 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(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（調質）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=75.6，取77； 直齒圓柱齒輪 45鋼 小齒輪調質處理 大齒輪正火處理 8級精度 z1=24 z2=77 2、按齒面接觸強度設計 3、按齒根彎曲強度設計 4、尺寸計算 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矩，由前面計算可知： T=1.39N。 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： =70.5mm 2)計算圓周速度。 v==1.77m/s 3）計算齒寬b b==170.5=70.5mm 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=1.25，據(jù)v=1.77，8級精度。由[2]圖10-8得K=1.1，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=2.01 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=1.1 =1.93 2）查取齒形系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=2.65，Y=2.22 3）查取應力校正系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=1.58，Y=1.77 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 ==0.01871 經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 m=2.64 對比計算結果，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 =3mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有： ==27.26 取Z=28，則Z3.2=89.6 取=89，新的傳動比i3.18 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 mm （2）計算中心距 a=175.5mm （3）計算齒輪寬度 b= B=90mm，B=85mm 由此設計有： 名稱 計算公式 結果/mm 模數(shù) m 3 壓力角 齒數(shù) 28 89 傳動比 i 3.15 分度圓直徑 84 267 齒頂圓直徑 90 273 齒根圓直徑 75 258 中心距 175.5 齒寬 90 85 T=139N.m []=551MPa []=588MPa =70.5mm 1.77m/s h=6.62mm K=2.01 d=81.78mm m=3.41mm 212MPa 210MPa 89 84mm 267mm a=175.5mm b=84mm =90mm =85mm 2、低速齒輪的設計 設計內容 計算及說明 結 果 1選、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(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（調質）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； 直齒圓柱齒輪 45鋼 小齒輪調質處理 大齒輪正火處理 8級精度 z1=24 z2=78 2、按齒面接觸強度設計 3、按齒根彎曲強度設計 4、尺寸計算 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矩，由前面計算可知： =4.2N。 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=97.12mm 2)計算圓周速度。 v=0.77m/s 3）計算齒寬b b==197.12=97.12mm 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 =10.66 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1.25，據(jù)v=0.77，8級精度。由[2]圖10-8得K=1.05，K=1.46。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 =1.25=1.92 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d=d=97.12 =118mm 8）計算模數(shù)m m=4.91mm 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 =1.45 2）查取齒形系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=2.65，Y=2.30 3）查取應力校正系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=1.58，Y=1.72 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 0.0184 經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 m3.4mm 對比計算結果，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=29 取Z=29，則Z2.2629=65.54取=65 新的傳動比i2.24 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 a188mm （3）計算齒輪寬度 b108=108mm B=100mm，B=95mm 由此設計有： 名稱 計算公式 結果/mm 模數(shù) m 4 齒數(shù) 29 65 傳動比 2.24 分度圓直徑 116 260 齒頂圓直徑 124 268 齒根圓直徑 106 344 中心距 188 齒寬 100 95 T2=42N.m []=620.6MPa []=632.8MPa =97.12mm V=0.77m/s mm h=9.11mm K=1.92 d=97.12mm m=4.91mm [σF]1=223.9MPa [σF]2=214.8MPa K =1.45 Z1=29 Z2=65 d1=116mm d2 =260mm a=188mm b=108mm =100mm =95mm 6.軸的設計計算及校核 1、 高速軸的設計 設計內容 計算及說明 結 果 1、已知條件 功率 轉矩 轉速 6.99Kw 139Nm 480r/min 2、選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理 45鋼，調制處理 F=3310N F=1205N F=1855 3、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=84mm 而 F=3310N F=F3310=1205N 壓軸力F=1855N 4、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，調質處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A27mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-15%故d=31.05mm，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。 6、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖 （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（由減速器及軸的結構設計而定）。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90mm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=86mm。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。 mm 2`中間軸。 設計內容 計算及說明 結 果 1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面的計算得P=6.71KW，n=152.38，T =4.2N 2、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，調質處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A38.8mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-14%故d=44.6mm，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 45鋼，調制處理 d=38.8mm 3，軸的結構設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖 （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85mm，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=79mm，d=68mm。 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 =20mm，d=80mm。 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=112mm，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 l=79mm d=68mm l =20mm d=80mm l=112mm d=56mm l =48mm d=50mm 3 III軸的設計計算 1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=6.44KW，n=67.4r/min，T=9.12N 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=260mm 而 F=7015N F=F70152553N 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，調質處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A50.3mm 同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件查[5]P表8-7可選用GY7型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩為1600000N。半聯(lián)軸器孔徑d=50mm，故取d=50mm半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=102mm。 d=50.3mm T =11856000N*mm d=50mm 4. 軸的結構設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖 （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=52mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=52mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為102mm，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 =52mm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=55mm，由軸承目錄里初選6211號其尺寸為d=55mm100mm21mm，l=21mm由于右邊是軸肩定位，d=65mm，l=98mm，d=71mm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=63mm，已知齒輪寬為115mm取l=111mm。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95mm。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。 d=52mm l=132mm d=55mm l=21mm d=65mm l=98mm d=71mm l=12mm d=63mm l=111mm d=70mm l=48mm 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=794N F=2182N M=-139744N M=384032N M==408667N T=9.12N F=794N M= -139744N M=384032N M=408667N T=9.12N 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，從軸的結構圖以及彎 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 =13.4MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由[2]表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 =13.4MPa 7. 軸承的壽命計算 （一）、Ⅲ軸上軸承6211的壽命計算 預期壽命： 已知 74619>24000h 故III軸上的軸承6211滿足要求。 74619 符合要求 8. 鍵連接的校核 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。 鍵的強度符合要求 9． 潤滑及密封類型選擇 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脂潤滑。 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. 箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。 3. 軸承箱體內，外側的密封 （1）軸承箱體內側采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封 10. 減速器附件設計 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及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質封油墊片，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。 2 油面指示裝置設計 油面指示裝置采用油標指示。 .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。 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。 .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。 6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。 .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。 11. .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=12mm 箱座低凸緣厚度b=25mm 地腳螺栓直徑d=19mm 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 大齒輪頂圓與內箱壁距離=14mm 齒輪端面與內箱壁距離=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 =10mm =8mm b=15mm b=12mm b=25mm d=19mm n=4 d=M16 d=M12 l=150mm d=M10 d=M8 d=10mm c=34mm，22mm，18mm c=28mm，16mm R=16mm L=70mm =14mm =12mm m=m=7mm 12. 設計完成后的各參數(shù) 1傳動比 原始分配傳動比：i=3 i=3.15 i=2.26 修正后 : i=3.11 i=3.18 i=2.24 i=3.11 i=3.18 i=2.24 各新的轉速 n= n= n=463 n=145.6 =65 各軸的輸入效率 =6.92KW =6.65kw =6.39KW =6.26KW 各軸的輸入轉矩 =142.7 =453.7 =937.2 =918 軸 號 功率 （KW） 轉矩（N） 轉速（） 電機軸 7.28 4.8 1440 1軸 6.92 1.4 463 2軸 6.65 4.4 145.6 3軸 6.39 9.4 65 卷同軸 6.26 9.2 65 13.參考文獻 參考文獻： 《機械設計》徐錦康 主編 機械工業(yè)出版社 《機械設計課程設計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編 第3版 機械工業(yè)出版社 《機械設計手冊》 13.心得體會 機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了3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)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(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 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實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(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。 由于本次設計是分組的，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。