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設(shè)計內(nèi)容
計算及說明
結(jié)果
2 傳動裝置的總體設(shè)計
2.1比較和選擇傳動方案
2.2選擇電動機(jī)
1）選擇電動機(jī)的類型
2）選擇電動機(jī)的功率
3）確定發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速
2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比
2.4計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)
1.各軸轉(zhuǎn)速
2.各軸功率
3.各軸轉(zhuǎn)矩
4.列表
3傳動零件
的設(shè)計計
算
3.1高速級
齒輪傳動
計算
1選擇齒輪類型、精度、材料、齒數(shù)
2初步設(shè)計齒輪的主要尺寸
3.2低速級
齒輪傳動計算
1選擇齒輪
類型、精度、材料、齒數(shù)
2初步設(shè)計齒輪的主要尺寸
4.畫裝配圖
4.1軸徑計算
4.1.1高速軸設(shè)計
4.1.2中間軸設(shè)計
4.1.3低速軸設(shè)計
4．2聯(lián)軸器選擇
4.3軸承選擇
4.4箱體設(shè)計
5軸校核計算
5.1高速軸受力分析
5.2中間軸校核
5.3低速軸校核
6.軸承驗算
6.1高速軸軸承驗算
6.2中間軸軸承驗算
6.3低速軸軸承驗算
7鍵選擇
7．1高速軸鍵
7.2中間軸鍵
7.3低速軸鍵
8齒輪和軸承潤滑方式
8.1齒輪潤滑方式確定
8.2軸承潤滑方式確定
9密封裝置
10結(jié)論
2 傳動裝置的總體設(shè)計
2.1比較和選擇傳動方案
帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置設(shè)計（簡圖如下）
1— —二級展開式圓柱齒輪減速器
2— —運(yùn)輸帶
3——聯(lián)軸器（輸入軸用彈性聯(lián)軸器，輸 出軸用的是齒式聯(lián)軸器）
4——電動機(jī)
5——卷筒
該方案的優(yōu)缺點(diǎn)：二級展開式圓柱齒輪減速器具有傳遞功率大，軸具有較大剛性,制造簡單,維修方便,使用壽命長等許多優(yōu)點(diǎn),在工業(yè)上得到廣泛應(yīng)用。
2.2選擇電動機(jī)
1）選擇電動機(jī)的類型
按工作要求和工作條件均選用Y系列三相異步電動機(jī)
2）選擇電動機(jī)的功率
標(biāo)準(zhǔn)電動機(jī)的功率由額定功率表示。所選電動機(jī)的額定功率應(yīng)等于或稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求，則不能保證工作機(jī)正常工作，或使電動機(jī)長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；功率過大，則增加成本，并且由于功率和功率因數(shù)低而造成浪費(fèi)。
電動機(jī)的功率主要由運(yùn)行時的發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運(yùn)行的機(jī)械，只要其電動機(jī)的負(fù)載不超過額定值，電動機(jī)便不會過熱，通常不必校驗發(fā)熱和起動力矩。電動機(jī)所需輸出功率
式中，為工作機(jī)實(shí)際需要的電動機(jī)輸出功率，；為工作機(jī)需要的輸入功率，；η為電動機(jī)至工作機(jī)之間傳動裝置的總功率。
工作機(jī)所需功率應(yīng)由機(jī)器工作阻力和運(yùn)動參數(shù)計算求得，例如
式中，Ｆ為工作機(jī)的阻力，N；ν為工作機(jī)的線速度，m/s；為工作機(jī)的效率（此處取100%）。
總效率η為
其中， 是圓柱齒輪傳動的效率為0.985，是滾動球軸承的效率為0.99，是齒式聯(lián)軸器的效率為0.99，是彈性聯(lián)軸器的效率為0.993。
電動機(jī)額定功率：
查表的額定功率為5.5kw。
3）確定發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速
同一功率的電動機(jī)通常有幾種轉(zhuǎn)速可供選用，電動機(jī)轉(zhuǎn)速越高，磁極越少，尺寸重量越小，價格也越低；但傳動裝置的總傳動比要增大，傳動級數(shù)增多，尺寸及重量增大，從而使成本增加。低轉(zhuǎn)速電動機(jī)則相反。因此，應(yīng)全面分析比較其利弊來選定電動機(jī)轉(zhuǎn)速。
本設(shè)計一般用同步轉(zhuǎn)速為1500及1000r/min兩種電動機(jī)轉(zhuǎn)速。
確定同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，6級，電動機(jī)型號為Y132M2-6，額定功率，滿載轉(zhuǎn)速，外形尺寸（長ｘ寬ｘ高）515′350′315mm，中心高H=132mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器，軸段的直徑和長度分別為：D=38mm、E=80mm，鍵連接尺寸F′G：10′33，地腳安裝尺寸A′B：216′178。
設(shè)計傳動裝置時一般按工作機(jī)實(shí)際需要的電動機(jī)輸出功率計算，轉(zhuǎn)速則取滿載轉(zhuǎn)速。
2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比
傳動裝置的總傳動比
式中，為電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，r/min；為執(zhí)行機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速，r/min。
多級傳動中，總傳動比應(yīng)為
其中為高速級傳動比，為低速級傳動比。
在已知總傳動比要求時，如何合理選擇和分配各級傳動比，要考慮一下幾點(diǎn)：
1） 各級傳動比機(jī)構(gòu)的傳動比應(yīng)盡量在推薦范圍內(nèi)選取。
2） 應(yīng)使傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小，重量較輕。
3） 應(yīng)使各傳動件尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)勻稱合理，避免干涉碰撞。在二級減速器中，兩級的大齒輪直徑盡量相近，以利于浸油潤滑。
一般推薦：展開式二級圓柱齒輪減速器
考慮潤滑條件等因素，取=1.4，所以
傳動裝置的實(shí)際傳動比要由選定的齒數(shù)或標(biāo)準(zhǔn)帶輪直徑準(zhǔn)確計算，因而與要求的傳動比可能有誤差。一般允許工作機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速與要求轉(zhuǎn)速的相對誤差為±（3～5）﹪。
2.4 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)
設(shè)計計算傳動件時，需要知道各軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩或功率，因此應(yīng)將工作機(jī)上的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩或功率推算到各軸上。
1.各軸轉(zhuǎn)速
2. 各軸功率
3. 各軸轉(zhuǎn)矩
4. 運(yùn)動和動力參數(shù)的計算數(shù)值列表
軸名
參數(shù)
電動機(jī)軸
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
工作軸
轉(zhuǎn)速n（r/min）
960
960
211.64
65.5
65.5
功率p （kw）
4.28
4.25
4.144
4.04
3.96
轉(zhuǎn)扭T（N·m）
42.577
42.279
187.961
589.389
577.66
傳動比i
1
4.536
3.24
效率η
0.993
0.975
0.975
0.98
3 傳動零件的設(shè)計計算
3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計計算
已知輸入功率P1=4.25KW，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=960r/min，齒數(shù)比u1=4.536.由電動機(jī)驅(qū)動，壽命為8年（設(shè)每年工作300天），2班制
3.1.1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)
1) 選用直齒圓柱齒輪傳動
2) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）
3) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS
4) 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=4.536×24=108.864， 取Z2=109
3.1.2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計
由設(shè)計計算公式（10-9a）進(jìn)行計算，即
（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3
2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×4.25/960=4.228×104 N﹒mm
3) 由表10-7選取齒輪寬系數(shù)φd=1
4) 由表10-6查得材料彈性系數(shù)ZE=189.8
5) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550Mpa
6) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
a) N1=60n1jLh=60×960×(2×8×300×8)×1=2.212×109
b) N2=2.212×109/4.536=4.877×108
7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命KHN1=0.91；KHN2=0.95
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）
[σH]1= KHN1×σHlim1/S=0.91×600/1=546Mpa
[σH]2= KHN2×σHlim2/S=0.95×550/1=522.5Mpa
（2）計算：
1) 小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]中較小的值
=47.991mm
2) 計算圓周速度v
v===2.41m/s
3) 計算齒寬b
b=× d1t =1×47.991mm=47.991mm
4) 計算齒寬和齒高之比
模數(shù) mt===2mm
齒高 h=2.25 mt =2.25×2mm=4.5mm
==10.66
5) 計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=2.41m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.1 ；
直齒輪==1 ；由表10-2查得使用系數(shù)=1；查10-4表，7級精度、小齒輪相對支承非對稱位置時=1.419
由=10.66 =1.419 查圖10-13得=1.35，故載荷系數(shù)
K=KAKV=1×1.1×1×1.419=1.561
6) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）可得
d1=d1t=47.991=51.009mm
7) 計算模數(shù)m
m==mm=2.13mm
3.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計
由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為
（1）確定各公示內(nèi)的計算數(shù)值
1) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限=500Mpa；大齒輪的彎曲極限=380Mpa；
2) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.88 =0.91
3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則
===314.29MPa
===247MPa
4) 計算負(fù)載系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1×1.35=1.485
5) 查取齒形系數(shù)
由表10-5查得YFa1=2.65 YFa2=2.173
6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表10-5查得YSa1=1.58 YSa2=1.797
7) 計算大小齒輪的并加以比較
==0.01332
==0.01581
由此可見，大齒輪數(shù)值大
（2）設(shè)計計算
m==1.51mm
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要決定于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.51并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=51.009mm，算出小齒輪齒數(shù)
z1==
z2=4.536×26=117.936 取z2=118
3.1.4.幾何尺寸計算
計算分度圓直徑
d1=z1m=26×2=52mm d2=z2m=118×2=236mm
計算中心距
a=
計算齒輪寬度
b==1×52mm=52mm 取B2=55mm, B1=60mm
3.2 第二級齒輪傳動設(shè)計計算
（原理同高速級齒輪傳動設(shè)計方案，求得以下數(shù)據(jù)）
3.2.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)
材料：小齒輪40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS ；大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。u==3.24 選=24 =24×3.24=77.76 取=78
3.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計
(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值
1）Kt=1.3 T2==1.87×105 N﹒mm ZE=189.8MPa
2）接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa =550Mpa
3）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
=60×211.64×1×(2×8×300×8)=4.876×108
4）由圖10-19取 =0.94 =0.96
5）接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1）
(2)計算
1)小齒輪分度圓直徑：d3t≥80.069mm
2)圓周速度：
4） 3）齒寬：
5） 4）齒寬和齒高之比
6） 模數(shù)： 齒高：
5）載荷系數(shù)
,直齒輪 , , ,
所以，
7） 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：d3=87.26mm
8） 7）模數(shù)：m=3.636mm
3.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計
（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值
1）查得
所以，
2）負(fù)載系數(shù)：
3）查得 齒形系數(shù)：
應(yīng)力校正系數(shù)：
所以，大齒輪的數(shù)值大
（2）設(shè)計計算
圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=3m
算得小齒輪齒數(shù)：，，取
3.2.4幾何尺寸計算
分度圓直徑：
中心距：
齒輪寬度：
所以，B2=90mm B1=95mm
直齒輪各參數(shù)的確定
名稱
符號
高速級小齒輪
高速級大齒輪
低速級小齒輪
低速級大齒輪
齒數(shù)
Z
24
109
30
98
分度圓直徑
d
52
236
90
294
齒輪寬度
B
60
55
95
192
中心距
a
144
192
(5).結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖
4 畫裝配草圖
4.1 初估軸徑
4.1．1高速軸的設(shè)計
選用軸的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，由教材《機(jī)械設(shè)計》第八版，表15-3取 A0=112，可得軸的直徑
軸上開有鍵槽：d1≥18.39×(1+5％)=19.3095mm
軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,由于電機(jī)安裝軸徑為42mm.所以必須選軸孔直徑系列包括D=42mm的聯(lián)軸器，初選軸的最小直徑為30mm
結(jié)構(gòu)設(shè)計 如零件圖。
4.1.2 中間軸
選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度250HBS，由教材《機(jī)械設(shè)計》第八版，表15-3取 A0=120
軸上有鍵槽：d2≥32.344×(1+10％)=35.58mm，初選軸的最小直徑為40mm
軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處的直徑
結(jié)構(gòu)設(shè)計 如零件圖。
4.1.3低速軸
選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度250HBS，由教材《機(jī)械設(shè)計》第八版，表15-3取 A0=110
軸上開有鍵槽：d3≥43.462×(1+5％)=45.64mm，初選軸的最小直徑為50mm
結(jié)構(gòu)設(shè)計 如零件圖。
4.2 聯(lián)軸器初步選擇
高速軸輸入端選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器，聯(lián)軸器要與電機(jī)軸匹配
低速軸輸出端選無彈性元件撓性聯(lián)軸器
標(biāo)準(zhǔn)聯(lián)軸器主要按傳遞的轉(zhuǎn)矩大小和轉(zhuǎn)速來選擇型號。根據(jù)設(shè)計手冊
第99頁表8-7和101頁表8-9：
所以：
高速軸：彈性柱銷聯(lián)軸器LX3。
軸孔：φ=30mm , L=58mm.
低速軸：滑塊聯(lián)軸器WH8。
軸孔：φ=50mm , L=112mm.
4.3軸承初步選擇
高速輸入軸
6208，d=40mm,D=80mm, B=18mm
中間軸
6208, d=40mm,D=80mm, B=18mm
低速輸出軸
6212，d=60mm, D=110mm, B=22mm
4.4 箱體尺寸計算
a取低速級中心距
名稱
符號
尺寸關(guān)系
結(jié)果
箱座壁厚
δ
0.025a+3=7.8≥8
8mm
箱蓋壁厚
δ1
0.02a+3=6.84≥8
8mm
箱蓋凸緣厚度
b1
1.5δ1
12mm
箱座凸緣厚度
b
1.5δ
12mm
箱座底凸緣厚度
b2
2.5δ
20mm
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12=18.912
18mm
地腳螺釘數(shù)目
n
a≤250,n=4 ;a＞250～500,n=6;a＞500時，n=8
4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
d1
0.75df =13.5
14mm
蓋與座聯(lián)接螺栓直徑
d2
（0.5～0.6）df
10mm
連接螺栓d2的間距
L
150～200
180mm
軸承端蓋螺釘直徑
d3
（0.4～0.5）df
8mm
視孔蓋螺釘直徑
d4
（0.3～0.4）df
6mm
定位銷直徑
d
（0.7～0.8）d2
8mm
d1 d2 df至外箱壁距離
C1
表11-2
C1f=24mm
C11=20mm
C12=16mm
df d2凸緣邊遠(yuǎn)距離
C2
表11-2
C2f=26mm
C21=18mm
C22=14mm
軸承旁凸臺半徑
R1
C21
18mm
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
40mm
外箱壁至軸承座端面距離
l1
C1+C2+（5～10）
45mm
鑄造過渡尺寸
x,y
表1-38
x=3mm
y=15mm
大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離
△1
＞1.2δ
10mm
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
△2
＞δ
9mm
箱蓋箱座肋厚
m1,m
m1≈0.85δ1， m≈0.85δ
m1=9mm
m=9mm
軸承端蓋外徑
D2
D+（5～5.5）d3
D=80mm
D2=60mm
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
S
盡量靠近，Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般取s≈D2
S=212mm
5 軸的校核計算
5.1 高速軸
5.1．1 高速軸受力分析
第一級小齒輪為右旋，旋轉(zhuǎn)方向如圖所5-1(a)示。將軸系部件受到的空間力系分解為水平面如圖5-1(b)和鉛垂面如圖5-1(c)。
小齒輪受力：
α為嚙合角，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪，α=20。
高速軸所選軸承為6208,參數(shù)為：d=40mm,D=80mm, B=18mm
再由軸的結(jié)構(gòu)圖得：
L1= 58mm L2=158.5mm
得兩軸承間跨度為：L=L1+L2=216.5mm
受力分析：
水平面：
鉛垂面：
受力圖：
彎矩圖：
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=433.299N FNH2=158.558N
FNV1=1190.481N FNV2=435.634N
彎矩M
MH=25131.342N·mm
MV=69047.898N·mm
總彎矩
M=73479.225N·mm
扭矩T
T=42279N·mm
5.1 .2高速軸校核計算
只校核危險截面小齒輪中點(diǎn)處的強(qiáng)度
抗彎截面系數(shù)：
應(yīng)力計算：取α=0.6
高速軸用的是40Cr，許用彎曲應(yīng)力[σ-1]=70MPa
σca≤[σ-1],故安全
5.2中間軸
5.2.1中間軸受力分析
第一級大齒輪受力
第二級小齒輪受力：
所以 Ft3=4264.035N
由軸的結(jié)構(gòu)圖得：
L1=58mm , L2=83mm , L3=75.5mm.
兩軸承間支承跨度：L=L1+L2+L3=216.5mm
受力分析：
水平面：
得： FNH1=107.923N
FNH2=852.202N
鉛垂面：
得：FNV1=2677.477N
FNV2=500.62N
水平面：
MH1=FNH1·L1=6259.534 N·mm
MH2=Fr2L2+FNH1(L1+L2)=64341.251 N·mm
垂直面：
MV1=FNV1L1=155293.666 N·mm
MV2= FNV1(L1+L2)-Ft2 L2=37796.81 N·mm
總彎矩：
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=107.923N FNH2=852.202N
FNV1=2677.477N FNV2=500.62N
彎矩M
MH1=6259.534 N·mm
MH2=64341.251 N·mm
MV1=155293.666 N·mm
MV2=37796.81 N·mm
總彎矩
M2=64645.018 N·mm M1=159827.162 N·mm
扭矩T
T=191881.575 N·mm
5.2.2 彎矩強(qiáng)度校核計算
第二級小齒輪中點(diǎn)處為危險截面，，齒輪選用平鍵14×9×80。平鍵參數(shù)：b=14mm, t=5.5mm.此處軸徑為：d=48mm
抗彎截面系數(shù)：
應(yīng)力計算：計算中取α=0.6
此軸材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，60 MPa
σca≤[σ-1],故安全
5.3 低速軸校核計算
5.3.1中間軸受力分析
齒輪受力為：
Ft4=Ft3=4264.035N
Fr4=Fr3=1551.982N
由軸的結(jié)構(gòu)圖得：
L1=143.5mm L2=77mm
兩軸承間跨度為：L=L1+L2=220.5mm
受力分析：
水平面：
得： FNH1=541.962 N
FNH2=1010.02 N
垂直面：
得： FNV1=1489.028 N
FNV2=2775.007 N
彎矩計算:
水平面： MH=FNH1L1=77771.547 N·mm
鉛垂面： MV=FNV1L1=213675.518 N·mm
總彎矩
轉(zhuǎn)矩：
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=541.962N FNH2=1010.02N
FNV1=1489.028N FNV2=2775.007N
彎矩M
MH=77771.547 N·mm
MV=213675.518 N·mm
總彎矩
M=227388.743 N·mm
扭矩T
T=626813.145 N·mm
5.3.2彎矩強(qiáng)度校核計算
齒輪中點(diǎn)處為危險截面，此處軸徑為：d=66mm，齒輪選用平鍵20×12×80。平鍵參數(shù)：b=20mm, t=7.5mm.
抗彎截面系數(shù)：
應(yīng)力計算：取α=0.6
此軸材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，60 MPa
σca≤[σ-1],故安全
6.軸承驗算
6.1 高速軸軸承驗算
高速軸軸承為6208
6.1.1軸承參數(shù)確定
由機(jī)械設(shè)計手冊表6-6得：
基本額定動載荷： Cr=29.5 kN
基本額定靜載荷： C0r=18 kN
軸承受到的徑向載荷：
6.1.2 當(dāng)量動載荷計算
此處軸承不承受軸向力，由教材表13-5得動載荷系數(shù)：
X1=1 , Y1=0
X2=1 , Y2=0
當(dāng)量動載荷計算：取fp=1
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1266.883 N
P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=463.592 N
6.1.3軸承壽命驗算
因為P1＞P2，所以以軸承1作為壽命計算軸承。
壽命計算：球軸承ε=3
6.1.4結(jié)論
由任務(wù)書得：預(yù)期壽命為
Lh’=2×8×300×8=38400 h
Lh’ ＜Lh
所以壽命滿足使用要求。
6.2 中速軸軸承驗算
中間軸軸承為6208
6.2.1軸承參數(shù)確定
由機(jī)械設(shè)計手冊表6-6得：
基本額定動載荷： Cr=29.5 kN
基本額定靜載荷： C0r=18 kN
軸承受到的徑向載荷：
6.2.2當(dāng)量動載荷計算
此處軸承不承受軸向力，由教材表13-5得動載荷系數(shù)：
X1=1 , Y1=0
X2=1 , Y2=0
當(dāng)量動載荷計算：取fp=1
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=2679.651 N
P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=988.367 N
6.2.3軸承壽命驗算
因為P1＞P2，所以以軸承2作為壽命計算軸承。
壽命計算：球軸承取ε=3
6.2.4結(jié)論
由任務(wù)書得：預(yù)期壽命為
Lh’=2×8×300×8=38400 h
Lh’ ＜Lh
所以壽命滿足使用要求。
6.3低速軸軸承驗算
低速軸軸承為6212
6.3.1軸承參數(shù)確定
由機(jī)械設(shè)計手冊表6-6得：
基本額定動載荷： Cr=47.8 kN
基本額定靜載荷： C0r=32.8 kN
軸承受到的徑向載荷：
6.3.2當(dāng)量動載荷計算
此處軸承不承受軸向力，由教材表13-5得動載荷系數(shù)：
X1=1 , Y1=0
X2=1 , Y2=0
當(dāng)量動載荷計算：取fp=1
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1584.591 N
P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=2953.101 N
6.3.3軸承壽命驗算
因為P1＜P2，所以以軸承2作為壽命計算軸承。
壽命計算：球軸承取ε=3
6.3.4結(jié)論
由任務(wù)書得預(yù)期壽命為：
Lh’=2×8×300×8=38400 h
Lh’ ＜Lh
所以壽命滿足使用要求。
7 鍵聯(lián)接的選擇和計算
7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算
高速軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵：8×7×50,平頭普通平鍵（B型），材料鋼,許用壓應(yīng)力=100～120MPa。
鍵強(qiáng)度計算：計算公式
公式中： T1= 42.279 N·m
k=0.5×7=3.5mm
l=L=50mm
d=30 mm
計算得：
=16.106 MPa
因為 ＜ ，所以滿足強(qiáng)度要求。
7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算
中間軸上有兩個鍵連接，第一級大齒輪鏈接鍵：14×9×45，第二級小齒輪鏈接鍵：14×9×80，都為圓頭普通平鍵（A型），材料都是鋼，許用壓應(yīng)力=100～120MPa。
鍵強(qiáng)度計算：計算公式
公式中： T2=187.961 N·m
k=0.5×9=4.5 mm
l1= L1-b= 31 mm l2=L2-b =66 mm
d= 48 mm
計算得：
因為 ＜ ， 所以滿足強(qiáng)度要求。
7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算
第二級大齒輪聯(lián)接鍵：20×12×80，圓頭普通平鍵（A型），材料鋼，許用壓應(yīng)力=100～120MPa。
鍵強(qiáng)度計算：計算公式
公式中： T= 589.389 N·m
k=0.5×12=6 mm
l= L-b =60 mm
d=66 mm
計算得：
=49.612MPa
因為 ＜ ，所以滿足強(qiáng)度要求。
7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算
聯(lián)軸器鏈接鍵：14×9×100，圓頭普通平鍵（A型），材料鋼，許用壓應(yīng)力=100～120MPa。
鍵強(qiáng)度計算：計算公式
公式中： T= 589.389 N·m
k=0.5×9=4.5 mm
l= L-b =86 mm
d=50 mm
計算得：
=60.919 MPa
因為 ＜ ，所以滿足強(qiáng)度要求。
8 齒輪和軸承潤滑方法的確定
8.1 齒輪潤滑方法的確定
齒輪采用浸油潤滑。齒輪浸入油中的深度可視齒輪的圓周速度大小而定，圓柱齒輪浸入油通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。
8.2 軸承潤滑方法的確定
高速軸dn=38400mm·r/min ，中間軸dn=8465.6 mm·r/min ，低速軸dn=3930mm·r/min。對于深溝球軸承，都小于160000 mm·r/min，所以選用脂潤滑。
9 密封裝置的選擇
從密封性來講為了保證機(jī)蓋與機(jī)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軸承端蓋，易于加工和安裝。因為三個軸的轉(zhuǎn)速都較低，故均可采羊毛氈圈密封，高速軸選用氈圈40，中間軸選用氈圈40，低速軸選用氈圈50。
10 結(jié)論
這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的二級展開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(shí)際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實(shí)踐考驗，對于提高我們機(jī)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(shí)踐，使我對機(jī)械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅實(shí)的基礎(chǔ).
1．機(jī)械設(shè)計是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融《機(jī)械原理》、《機(jī)械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測量》、《CAD實(shí)用軟件》、《機(jī)械工程材料》、《機(jī)械設(shè)計手冊》等于一體，使我們能把所學(xué)的各科的知識融會貫通，更加熟悉機(jī)械類知識的實(shí)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(shí)際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反系和解決工程實(shí)際問題的能力;鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)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(yùn)用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個教學(xué)實(shí)踐環(huán)節(jié)進(jìn)行機(jī)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(shí)的基礎(chǔ)。
4．本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細(xì)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(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實(shí)踐操作能力。
參考文獻(xiàn)
[1] 《機(jī)械設(shè)計》（第八版）濮良貴 主編 高等教育出版社出版社；
[2] 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》（第3版） 吳宗澤 主編 高等教育出版社；
[3] 《機(jī)械原理》（第七版）孫桓 主編 高等教育出版社出版
[4] 《機(jī)械設(shè)計制圖》 何玉林 主編 高等教育出版社出版
[5]《互換性與技術(shù)測量基礎(chǔ)》（第3版） 王伯平 主編 機(jī)械工業(yè)出版社
[6]《材料力學(xué)》（第5版） 劉鴻文 主編 高等教育出版社
二級展開式
圓柱齒輪減速器
F =3.3kN
v = 1.2m/s
D = 350mm
η=0.925
直齒圓柱齒輪
傳動
7級精度
小齒輪
材料：40Cr
硬度：280HBS
大齒輪：45鋼
硬度：240HBS
Z1=24
Z2=109
Kt=1.3
T1=4.228104
N﹒mm
φd=1
σHlim1=600Mpa
σHlim2=550Mpa
N1=2.212×109
N2=4.877×108
mt=2mm
h=4.5mm
=10.66
Kv=1.1
==1
=1
=1.419
=1.35
K=1.561
d1=51.009mm
=500Mpa
=380Mpa
=0.88
=0.91
=314.29
MPa
=247MPa
K=1.485
YFa1=2.65 YFa2=2.173
YSa1=1.58 YSa2=1.797
=0.01332
=0.01581
m=1.51mm
圓整m=2
圓整取
模數(shù)m=3
齒數(shù)：
z1=30
z2=98
中心距:
a2=192mm
分度圓直徑:
d1=90
mm
d2=294
mm
齒輪寬度:
B1=95mm
B2=192mm
dmin=30mm
dmin=40mm
dmin=50mm
高速軸：彈性柱銷聯(lián)軸器LX3。
低速軸：滑塊聯(lián)軸器WH8。
高速輸入軸：6208
中間軸:6208
低速輸出軸:6212
FNH1=433.299N
FNH2=158.558N
FNV1=1190.481N FNV2=435.634N
高速軸校核安全
FNH1=107.923N
FNH2=852.202N
FNV1=2677.477N
FNV2=500.62N
MH1=6259.534 N·mm
MH2=64341.251 N·mm
MV1=
155293.666 N·mm
MV2=
37796.81 N·mm
中間軸強(qiáng)度校核安全
FNH2=1010.02 N
FNH1=541.962 N
FNV2=2775.007 N
FNV1=1489.028 N
MH=
77771.547 N·mm
MV=
213675.518 N·mm
低速軸強(qiáng)度校核安全
高速軸軸承為6208
滿足壽命要求
中間軸軸承為6208
滿足壽命要求
低速軸軸承為6212
滿足壽命要求
高速軸聯(lián)軸器鏈接鍵：8×7×50,平頭普通平鍵（B型）
中間軸第一級大齒輪鍵：14×9×45
第二級小齒輪鏈接鍵：14×9×80，都為圓頭普通平鍵（A型）
第二級大齒輪聯(lián)接鍵：20×12×80，圓頭普通平鍵（A型）
低速軸聯(lián)軸器鏈接鍵：14×9×70，單圓頭普通平鍵（C型）
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