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前 言
《機械設計基礎》這門課程，課程是機械類專業(yè)和近機械類專業(yè)的一門主干技術基礎課。本課程的任務是：培養(yǎng)學生掌握常用機構(gòu)和通用機械零件的基本知識，基本理論和基本技能，具有一定的力學、公差相關知識，能分析設計機械和部件，為今后解決實際生產(chǎn)問題及進行技術改造打好基礎，為學習專業(yè)知識和新的科學技術做好鋪墊。
該課程是設計性的課程，設計決非只是計算，計算雖也重要，但它只是為結(jié)構(gòu)設計提供一個基礎，而非唯一正確的答案或設計的最終結(jié)果，零件、部件和機器的最后尺寸和形狀，通常都是由結(jié)構(gòu)設計取定的，計算所取的數(shù)字，最后往往會被結(jié)構(gòu)設計所修改。
因此機械設計課程設計是非常非常有必要的，是對這門課程學習的一次檢驗和演練。
機械設計課程設計的目的：機械設計課程設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(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教學環(huán)節(jié)。其基本目的是：通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關選修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般實際工程問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。
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。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。
機械設計課程設計的內(nèi)容：選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。課程設計的內(nèi)容通常包括：確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)軸器、潤滑、密封和聯(lián)接件的選擇及校核計算；箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。
在設計中完成了以下工作：
2
西南大學工程技術學院課程設計(論文)
目 錄
1 前言………………………………………………………………………………1
2 傳動裝置的總體設計……………………………………………………………2
2.1比較和選擇傳動方案…………………………………………………………2
2.2選擇電動機……………………………………………………………………2
2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比……………………………………………4
2.4 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)………………………………………………4
3 傳動零件的設計計算……………………………………………………………6
3.1 第一級齒輪傳動設計計算……………………………………………………6
3.2 第二級齒輪傳動設計計算……………………………………………………9
4 畫裝配草圖………………………………………………………………………11
4.1 初估軸徑………………………………………………………………………12
4.2 初選聯(lián)軸器……………………………………………………………………12
4.3 初選軸承………………………………………………………………………13
4.4 箱體尺寸計算…………………………………………………………………13
5 軸的校核計算……………………………………………………………………14
5.1 高速軸受力分析………………………………………………………………14
5.2 中速軸校核計算………………………………………………………………16
5.3 低速軸校核計算………………………………………………………………18
6 軸承驗算………………………………………………………………………20
6.1 高速軸軸承驗算………………………………………………………………20
6.2 中速軸軸承驗算………………………………………………………………21
6.3 低速軸軸承驗算………………………………………………………………22
7 鍵聯(lián)接的選擇和計算……………………………………………………………23
7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算………………………………………23
7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算………………………………………23
7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算…………………………………………24
7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算………………………………………24
8 齒輪和軸承潤滑方法的確定……………………………………………………25
8.1 齒輪潤滑方法的確定…………………………………………………………25
8.2 軸承潤滑方法的確定…………………………………………………………25
9 密封裝置的選擇…………………………………………………………………25
10 結(jié)論………………………………………………………………………………25
參考文獻……………………………………………………………………………26
機械設計課程設計任務書
學生姓名
黃美玲
專業(yè)年級
09級車輛1班
設計題目： 設計帶式輸送機傳動裝置
設計條件：
1、 輸送帶工作拉力F =3.3kN；
2、 輸送帶工作速度v = 1.2m/s；
3、 滾筒直徑D = 350mm；
4、 工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；室內(nèi)工作，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°
5、 使用折舊期 8年；
6、 檢修間隔期 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；
7、 動力來源 電力，三相交流，電壓380/220V；
8、 允許輸送帶速度誤差為±5%；
9、 制造條件及生產(chǎn)批量 一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。
設計工作量：
1、 減速器裝配圖1張（A1）；
2、 零件工作圖2張；
3、 設計說明書1份。
指導教師簽名： 2011年11月02日
說明：1.此表由指導教師完成，用計算機打?。ˋ4紙）。
2.請將機械設計課程設計任務書裝訂在機械設計課程設計(論文)的第一頁。
設計內(nèi)容
計算及說明
結(jié)果
2 傳動裝置的總體設計
2.1比較和選擇傳動方案
2.2選擇電動機
1）選擇電動機的類型
2）選擇電動機的功率
3）確定發(fā)動機的轉(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高速軸設計
4.1.2中間軸設計
4.1.3低速軸設計
4．2聯(lián)軸器選擇
4.3軸承選擇
4.4箱體設計
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 傳動裝置的總體設計
2.1比較和選擇傳動方案
帶式運輸機傳動裝置設計（簡圖如下）
1— —二級展開式圓柱齒輪減速器
2— —運輸帶
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
5——卷筒
該方案的優(yōu)缺點：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,在工業(yè)上得到廣泛應用。
2.2選擇電動機
1）選擇電動機的類型
按工作要求和工作條件均選用Y系列三相異步電動機
2）選擇電動機的功率
標準電動機的功率由額定功率表示。所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，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。
電動機的功率主要由運行時的發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負載不超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必校驗發(fā)熱和起動力矩。電動機所需輸出功率
式中，為工作機實際需要的電動機輸出功率，；為工作機需要的輸入功率，；η為電動機至工作機之間傳動裝置的總功率。
工作機所需功率應由機器工作阻力和運動參數(shù)計算求得，例如
式中，Ｆ為工作機的阻力，N；ν為工作機的線速度，m/s；為工作機的效率（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。
電動機額定功率：
查表的額定功率為5.5kw。
3）確定發(fā)動機的轉(zhuǎn)速
同一功率的電動機通常有幾種轉(zhuǎn)速可供選用，電動機轉(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)速電動機則相反。因此，應全面分析比較其利弊來選定電動機轉(zhuǎn)速。
本設計一般用同步轉(zhuǎn)速為1500及1000r/min兩種電動機轉(zhuǎn)速。
確定同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，6級，電動機型號為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。
設計傳動裝置時一般按工作機實際需要的電動機輸出功率計算，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，為電動機滿載轉(zhuǎn)速，r/min；為執(zhí)行機構(gòu)轉(zhuǎn)速，r/min。
多級傳動中，總傳動比應為
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：
1） 各級傳動比機構(gòu)的傳動比應盡量在推薦范圍內(nèi)選取。
2） 應使傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小，重量較輕。
3） 應使各傳動件尺寸協(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
傳動裝置的實際傳動比要由選定的齒數(shù)或標準帶輪直徑準確計算，因而與要求的傳動比可能有誤差。一般允許工作機實際轉(zhuǎn)速與要求轉(zhuǎn)速的相對誤差為±（3～5）﹪。
2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
設計計算傳動件時，需要知道各軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩或功率，因此應將工作機上的轉(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. 運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值列表
軸名
參數(shù)
電動機軸
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 傳動零件的設計計算
3.1 第一級齒輪傳動設計計算
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.由電動機驅(qū)動，壽命為8年（設每年工作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) 運輸機為一般工作機器，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.按齒面接觸強度設計
由設計計算公式（10-9a）進行計算，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度極限σHlim1=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550Mpa
6) 計算應力循環(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按齒根彎曲強度設計
由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為
（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力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則
===314.29MPa
===247MPa
4) 計算負載系數(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）設計計算
m==1.51mm
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模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要決定于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.51并就近圓整為標準值m=2，按接觸強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 第二級齒輪傳動設計計算
（原理同高速級齒輪傳動設計方案，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按齒面接觸強度設計
(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）接觸疲勞強度極限=600Mpa =550Mpa
3）應力循環(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按齒根彎曲強度設計
（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值
1）查得
所以，
2）負載系數(shù)：
3）查得 齒形系數(shù)：
應力校正系數(shù)：
所以，大齒輪的數(shù)值大
（2）設計計算
圓整為標準值=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高速軸的設計
選用軸的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，由教材《機械設計》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《機械設計》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《機械設計》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)軸器要與電機軸匹配
低速軸輸出端選無彈性元件撓性聯(lián)軸器
標準聯(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，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，對標準齒輪，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處的強度
抗彎截面系數(shù)：
應力計算：取α=0.6
高速軸用的是40Cr，許用彎曲應力[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 彎矩強度校核計算
第二級小齒輪中點處為危險截面，，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彎矩強度校核計算
齒輪中點處為危險截面，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
由機械設計手冊表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
由任務書得：預期壽命為
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
由機械設計手冊表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
由任務書得：預期壽命為
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
由機械設計手冊表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
由任務書得預期壽命為：
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,許用壓應力=100～120MPa。
鍵強度計算：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，許用壓應力=100～120MPa。
鍵強度計算：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，許用壓應力=100～120MPa。
鍵強度計算：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，許用壓應力=100～120MPa。
鍵強度計算：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蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，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
這次關于帶式運輸機上的二級展開式圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設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.
1．機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《CAD實用軟件》、《機械工程材料》、《機械設計手冊》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用。
2．這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。
3．在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,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)品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。
4．本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助.
5．設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機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。
參考文獻
[1] 《機械設計》（第八版）濮良貴 主編 高等教育出版社出版社；
[2] 《機械設計課程設計手冊》（第3版） 吳宗澤 主編 高等教育出版社；
[3] 《機械原理》（第七版）孫桓 主編 高等教育出版社出版
[4] 《機械設計制圖》 何玉林 主編 高等教育出版社出版
[5]《互換性與技術測量基礎》（第3版） 王伯平 主編 機械工業(yè)出版社
[6]《材料力學》（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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