機械設計課程設計--設計用于帶式運輸機的傳動裝置

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　一． 設計任務書……………………………………………2 </p><p>　　二. 傳動裝置總體設計…………………………………………… 3</p><p>　　三． 電動機的選擇………………………………………………… 4

2、 </p><p>　　四． V帶設計……………………………………………………… 6</p><p>　　五．帶輪的設計…………………………………………………… 8</p><p>　　六．齒輪的設計及校核…………………………………………… 9</p><p>　　七．高速軸的設計校核……………………………………………

3、 14</p><p>　　八．低速軸的設計和校核………………………………………… 21</p><p>　　九 .軸承強度的校核……………………………………………… 29</p><p>　　十．鍵的選擇和校核……………………………………………… 31</p><p>　　十一.減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇………………………32<

4、;/p><p>　　十二. 箱體的設置………………………………………………… 33</p><p>　　十三. 減速器附件的選擇………………………………………… 35</p><p>　　十四.設計總結………………………………………………………37</p><p>　　十五。參考文獻………………………………………………………38</p>

5、;<p><b>　　一．任務設計書</b></p><p>　　題目A：設計用于帶式運輸機的傳動裝置</p><p><b>　　原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　工作條件：一半制，連續(xù)單向運轉。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運輸帶于卷筒及支撐間.包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經(jīng)在F中考慮）。</p

6、><p>　　使用年限：十年，大修期三年。</p><p><b>　　生產(chǎn)批量：十臺。</b></p><p>　　生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7～8級齒輪及蝸輪。</p><p>　　動力來源：電力，三相交流（380/220）。</p><p>　　運輸帶速度允許誤差：±5%。<

7、;/p><p>　　設計工作量：1.減速器裝配圖一張（A3）</p><p>　　2.零件圖（1～3）</p><p><b>　　3.設計說明書一份</b></p><p><b>　　個人設計數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　運輸帶的工作拉力 T(N/m)___4800__

8、____</p><p>　　運輸機帶速V（m/s） ____1.25_____</p><p>　　卷筒直徑D（mm） ___500______</p><p><b>　　已給方案</b></p><p><b>　　三．選擇電動機</b></p><p>

9、　　1．傳動裝置的總效率：</p><p>　　η=η1η2η2η3η4η5</p><p>　　式中：η1為V帶的傳動效率，取η1=0.96；</p><p>　　η2η2為兩對滾動軸承的效率，取η2=0.99；</p><p>　　η3為一對圓柱齒輪的效率，取η3=0.97;</p><p>　　η為彈性柱銷聯(lián)軸器

10、的效率，取η4=0.98；</p><p>　　η5為運輸滾筒的效率，取η5=0.96。</p><p>　　所以，傳動裝置的總效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86</p><p><b>　　電動機所需要的功率</b></p><p>　　P=FV/η=4800*1.25/（0.

11、86×1000）=6.97KW</p><p><b>　　2．卷筒的轉速計算</b></p><p>　　nw=60*1000V/πD=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min</p><p>　　V帶傳動的傳動比范圍為;機械設計第八版142頁</p><p>　　一級圓柱齒輪減速器的傳

12、動比為i2∈[8，10 ]；機械設計第八版413頁</p><p>　　總傳動比的范圍為[16，40]；</p><p>　　則電動機的轉速范圍為[763,1908];</p><p>　　3．選擇電動機的型號：</p><p>　　根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動機，根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉速越高，總傳動比越大，

13、減速器的尺寸也相應的增大，所以選用Y160M-6型電動機。額定功率7.5KW，滿載轉速971（r/min）,額定轉矩2.0（N/m）,最大轉矩2.0（N/m） </p><p>　　4、計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比</p><p>　　總傳動比ib=n/nw=971/47.7=20.3</p><p>　　式中：為電動機滿載轉速；</p>

14、<p><b>　　為工作機軸轉速。</b></p><p>　　取V帶的傳動比為i1=3，則減速器的傳動比i2=ib/3=10.03;</p><p>　　5．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　　6.計算各軸的轉速。</p><p>　　Ⅰ軸：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min

15、;</p><p>　?、蜉S：n2=ni/6.76=47.7; r/min</p><p>　　卷筒軸：n3=n2=47.7 r/min</p><p><b>　　7.計算各軸的功率</b></p><p>　?、褫S：P1=Pη1=6.970.96=6.5184(KW);</p><p>　　Ⅱ

16、軸P2=P1η2η3=6.51840.990.97=6.25(KW);</p><p>　　卷筒軸的輸入功率：P3=P2ηη2=6.250.980.99=6.06(KW)</p><p><b>　　8．計算各軸的轉矩</b></p><p>　　電動機軸的輸出轉轉矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 N·m&

17、lt;/p><p>　?、褫S的轉矩：T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N·m</p><p>　　Ⅱ軸的轉矩：T3=T2i2*η2η3=195.36.760.990.97=1267.8N·m</p><p>　　第二部分 傳動零件的計算</p><p>　　四.V型帶零件設計 <

18、;/p><p><b>　　1.計算功率：</b></p><p>　　--------工作情況系數(shù)，查表取值1.3;機械設計第八版156頁</p><p>　　--------電動機的額定功率</p><p><b>　　2.選擇帶型</b></p><p>　　根據(jù)，n=97

19、1,可知選擇B型；機械設計第八版157頁</p><p>　　由表8－6和表8－8取主動輪基準直徑</p><p>　　則從動輪的直徑為 </p><p><b>　　據(jù)表8－8，取mm</b></p><p><b>　　3.驗算帶的速度</b></p><p><

20、b>　　==7.11m/s</b></p><p>　　機械設計第八版157頁</p><p>　　7.11m/s 25m/s</p><p><b>　　V帶的速度合適</b></p><p>　　4、確定普通V帶的基準長度和傳動中心矩</p><p>　　根據(jù)0.7(+)&l

21、t;<2(+)，初步確定中心矩</p><p>　　機械設計第八版152頁</p><p><b>　　=1000mm</b></p><p>　　5.計算帶所需的基準長度：</p><p>　　= = =2950.6mm</p><p>　　機械設計第八版158頁</p>&

22、lt;p>　　由表8－2選帶的基準長度=3150mm</p><p>　　6.計算實際中心距a</p><p>　　=/2=1100mm</p><p>　　機械設計第八版158頁</p><p><b>　　驗算小帶輪上的包角</b></p><p><b>　　= </b

23、></p><p><b>　　7.確定帶的根數(shù)Z</b></p><p>　　Z＝ 機械設計第八版158頁</p><p>　　由， 查表8－4a和表8－4b</p><p>　　得 =1.68，=0.31</p><p>　　查表8－5得：0.955,查表8－2得：1.07，則

24、</p><p><b>　　Z＝</b></p><p>　　=9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794</p><p><b>　　取Z=5根</b></p><p><b>　　8.計算預緊力</b></p><p>　　機

25、械設計第八版158頁</p><p>　　查表8-3得q=0.18（kg/m）</p><p><b>　　則=230.8N</b></p><p>　　9.計算作用在軸上的壓軸力</p><p>　　=2285.2N 機械設計第八版158頁</p><p><b>　　五

26、.帶輪結構設計</b></p><p><b>　　帶輪的材料采用鑄鐵</b></p><p>　　主動輪基準直徑，故采用腹板式（或實心式），從動輪基準直徑，采用孔板式。</p><p><b>　　六．齒輪的設計</b></p><p>　　1．選定齒輪的類型，精度等級，材料以及齒數(shù)；

27、</p><p>　　（1）.按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；</p><p>　　(2).減速器運輸機為一般工作機器，工作速度不是太高，所以選用7級精度（GB10095-88）；</p><p>　　(3).選擇材料。由表10-1可選擇小齒輪的材料為45Gr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者的材料硬度相差為40H

28、BS。</p><p>　　(4).選小齒輪的齒數(shù)為24，則大齒輪的齒數(shù)為246.76=162.24，取=163</p><p>　　2按齒面接觸強度進行設計</p><p>　　由設計公式進行計算，即</p><p>　　機械設計第八版203頁</p><p>　　選用載荷系數(shù)=1.3</p><

29、p>　　計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p>　　由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù)；機械設計第八版205頁</p><p>　　由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8</p><p>　　由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa</p><p>　　3.計算應力循

30、環(huán)次數(shù)</p><p>　　==60323.61（2436510）=1.7；機械設計第八版206頁</p><p>　　=2.522/6.76=</p><p>　　取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89, =0.895;機械設計第八版207頁</p><p>　　4.計算接觸疲勞許用應力。</p><p>　　取失效概率為1%

31、，安全系數(shù)S=1，得</p><p><b>　　=534</b></p><p><b>　　=492.25</b></p><p>　　機械設計第八版205頁</p><p>　　5.計算接觸疲勞許用應力。</p><p>　　1)試算小齒輪分度圓的直徑，帶入中較小的值&

32、lt;/p><p>　　=2.32 =71mm</p><p>　　(1)計算圓周的速度</p><p>　　==1.20mm/s</p><p><b>　　(2)計算齒寬b</b></p><p>　　=171mm=71mm</p><p>　　(3)計算齒寬和齒高之比。&

33、lt;/p><p>　　模數(shù)=2.95 mm</p><p>　　齒高=2.252.95=6.63 mm</p><p><b>　　=11</b></p><p>　　(4）計算載荷系數(shù)。</p><p>　　根據(jù)V=1.2mm/s;7級精度，可查得動載系數(shù)=0.6；機械設計第八版194頁</

34、p><p>　　直齒輪 =1;</p><p>　　可得使用系數(shù) =1;機械設計第八版193頁</p><p>　　用插圖法差得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423； 機械設計第八版196頁</p><p>　　由10.68，=1.423 可得=1.36</p>&l

35、t;p>　　故載荷系數(shù)==0.8538</p><p>　　機械設計第八版192頁</p><p>　　(5）按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。</p><p><b>　　==61.6mm</b></p><p><b>　　(6）計算模數(shù)m。</b></p><

36、p><b>　　==2.56；</b></p><p>　　6．按齒根彎曲強度設計</p><p><b>　　彎曲強度的計算公式</b></p><p>　?。粰C械設計第八版201頁</p><p>　?。?）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值</p><p>　　1)查表可得小齒

37、輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa; 大齒輪的彎曲強度極限=380 Mpa 機械設計第八版209頁</p><p>　　2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86, =0.87；</p><p>　　3）計算彎曲疲勞許用應力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式可得</p><

38、p>　　= =307.14 Mpa</p><p>　　= =236.14 Mpa</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p><b>　　= =0.816</b></p><p><b>　　查取齒形系數(shù)。</b></p>&l

39、t;p>　　查得 2.65 2.06</p><p>　　機械設計第八版200頁</p><p>　　6)查取應力校正系數(shù)。</p><p>　　查表可得 = 1.58 =1.97</p><p>　　機械設計第八版200頁</p><p>　　計算大，小齒

40、輪的并加以比較。</p><p><b>　　==0.0159</b></p><p>　　= =0.0172</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　（2）設計計算。</b></p><p><b>

41、;　　=1.84</b></p><p>　　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模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決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)2.3并就近圓整為標準值m=2，按接觸強度計算得的分度圓直徑=71 mm，算出小齒輪數(shù)</p><p&g

42、t;<b>　　= =31</b></p><p>　　大齒輪的齒數(shù)=6.7631=210</p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免了浪費</p><p><b>　　4.幾何尺寸的計算</b></p><p>　?。?）計算

43、分度圓直徑</p><p><b>　　=m=64mm</b></p><p><b>　　= m=420mm</b></p><p><b>　　(2)計算中心距</b></p><p><b>　　=242mm</b></p><p

44、>　　（3）計算齒輪的寬度</p><p><b>　　64 mm</b></p><p><b>　　七．軸的設計與校核</b></p><p><b>　　高速軸的計算。</b></p><p><b>　?。?）選擇軸的材料</b></p

45、><p>　　選取45鋼，調制處理，參數(shù)如下:</p><p>　　硬度為HBS＝220</p><p>　　抗拉強度極限σB＝650MPa</p><p>　　屈服強度極限σs＝360MPa</p><p>　　彎曲疲勞極限σ－1＝270MPa</p><p>　　剪切疲勞極限τ－1＝155MPa

46、</p><p>　　許用彎應力[σ－1]=60MPa </p><p>　　二初步估算軸的最小直徑</p><p>　　由前面的傳動裝置的參數(shù)可知= 323.6 r/min; =6.5184(KW)；查表可取=115； 機械設計第八版370頁表15-3</p>

47、<p><b>　　=31.26mm</b></p><p><b>　　三．軸的機構設計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　如圖（軸1），從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要

48、求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取=32 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，，故Ⅰ段的長度應比帶輪的寬度略短一些，取帶輪的寬度為50 mm，現(xiàn)取。</p><p>　　帶輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度，取=2.5 mm，則=37 mm。</p><p>　　軸承端蓋的總寬度為20 mm，根據(jù)軸

49、承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離=30 mm，故取=50 mm.</p><p>　　2.初步選責滾動軸承。因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承，由于軸=37 mm，故軸承的型號為6208，其尺寸為40mm，80mm, mm.所以==40mm，= =18mm</p><p>　　3.取做成齒輪處的軸段Ⅴ–Ⅵ

50、的直徑=45mm，=64mm</p><p>　　取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a＝10mm， 考慮到箱體的鑄造誤差，</p><p>　　4.在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，</p><p><b>　　取s＝4mm，則</b></p><p>　　s+a＝4mm＋10mm＝14mm</p><

51、;p><b>　　=48mm</b></p><p>　　同理=s+a=14mm，=43 mm</p><p>　　至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑</p><p>　?。?）軸上零件的軸向定位</p><p>　　齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細的選擇見后面的鍵的選擇過程）</p>

52、<p>　　（4）確定軸上的倒角和圓角尺寸</p><p>　　參考課本表15－2，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm </p><p><b>　　(四)計算過程</b></p><p>　　1.根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，如圖，對于6208深溝球滾軸承的，簡支梁的軸的支承

53、跨距： L= = -2a= 18+14+64+14+18-2 9=120mm</p><p>　　=47+50+9=106mm，=55 mm, =65mm</p><p>　　2.作用在齒輪上的力<

54、/p><p><b>　　= =916.6N</b></p><p><b>　　333.6N</b></p><p><b>　　計算支反力</b></p><p>　　水平方向的ΣM=0，所以</p><p><b>　　，=458.3N<

55、;/b></p><p>　　0, =541.6N</p><p>　　垂直方向的ΣM=0，有</p><p>　　0， =197N</p><p>　　0, =166.8N</p><p><b>　　計算彎矩</b></p><

56、;p><b>　　水平面的彎矩</b></p><p>　　= =29789.5</p><p><b>　　垂直面彎矩</b></p><p><b>　　10840 </b></p><p><b>　　10840</b></p>

57、<p><b>　　合成彎矩</b></p><p><b>　　==31700</b></p><p><b>　　==31700</b></p><p>　　根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表：</p><

58、;p>　　3.按彎扭合成應力校核軸的硬度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式15－5及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α＝0.6，軸的計算應力</p><p>　　==13.51QMPa</p><p>　　已由前面查得許用彎應力[σ－1]=60Mpa,因，故安全。</p&

59、gt;<p>　　4.精確校核軸的疲勞強度</p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。</p><p>　　從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大

60、。截面VI的應力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側即可，因為V的右側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。</p><p><b>　　2)截面V左側</b></p><p>　　抗

61、彎截面系數(shù)：W＝0.1d3＝0.1×453＝9112.5mm3</p><p>　　抗扭截面系數(shù)：WT＝0.2d3＝0.2×453＝18225mm3</p><p><b>　　截面V左側的彎矩為</b></p><p><b>　　13256.36</b></p><p>&l

62、t;b>　　截面V上的扭矩為</b></p><p><b>　　=195300</b></p><p><b>　　截面上的彎曲應力</b></p><p><b>　　=1.45Mpa</b></p><p><b>　　截面上的扭轉切應力<

63、;/b></p><p><b>　　=21.45Mpa</b></p><p>　　軸的材料為45號鋼，調質處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa</p><p>　　過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取</p><p>　　，＝2.18 </p>

64、;<p>　　則0.8×2.18＝1.744</p><p>　　軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)＝0.92</p><p><b>　　故得綜合系數(shù)值為：</b></p><p><b>　?。?＝＝2.267</b></p><p><b>　?。?/p>

65、 ＝＝1.831</b></p><p>　　又由課本§3－1及§3－2得炭鋼得特性系數(shù)</p><p>　?。?.1～0.2 ，取 ＝0.1</p><p>　?。?.05～0.1 ，取 ＝0.05</p><p>　　所以軸在截面V左側的安全系數(shù)為</p><p><b>

66、;　　=83.6</b></p><p><b>　　==7.68</b></p><p>　　7.652>>S=1.6</p><p>　?。ㄒ蛴嬎憔容^低，材料不夠均勻，故選取s＝1.6）</p><p>　　故該軸在截面V左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略

67、去靜強度校核。</p><p><b>　　八．低速軸的計算</b></p><p><b>　　1.軸的材料選取</b></p><p>　　選取45鋼，調制處理，參數(shù)如下:</p><p>　　硬度為HBS＝220</p><p>　　抗拉強度極限σB＝650MPa<

68、;/p><p>　　屈服強度極限σs＝360MPa</p><p>　　彎曲疲勞極限σ－1＝270MPa</p><p>　　剪切疲勞極限τ－1＝155MPa</p><p>　　許用彎應力[σ－1]=60MPa </p><p>　　2.初步估計軸的最小直徑</p><p>　　軸上的轉速 功率

69、由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知</p><p>　　=47.7；=6.25 取=115</p><p><b>　　58.4</b></p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉矩

70、，查表14-1，考慮到轉矩變化小，故取.則</p><p>　?。?1906800按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊（軟件版）R2.0，選HL5型彈性套柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑，長度L＝142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。故取＝60mm</p><p>　　3.擬定軸的裝配方案</p><p>　　4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

71、和長度。</p><p>　　（1）選取d=60mm, 。因I-II軸右端需要制出一個</p><p><b>　　定位軸肩，故取</b></p><p>　?。?）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，，故選用深溝球軸承，參照工作</p><p>　　要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)dⅡ–Ⅲ＝70mm，選取單列圓錐滾子

72、軸承</p><p>　　33015型,由機械設計手冊(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù)：</p><p>　　軸承直徑：d＝75mm ； 軸承寬度：B＝31mm，D=115mm </p><p><b>　　所以， </b></p><p>　?。?）右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取33215型軸承</p&g

73、t;<p>　　的定位軸肩高度h=2mm,因此，取</p><p>　　（4）取做成齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑＝85mm；</p><p>　　齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為64</p><p><b>　　mm,取</b></p><p>　　（5）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋

74、的裝拆及便于</p><p>　　對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端</p><p>　　面間的距離l ＝30mm， 故取</p><p>　?。?）因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應該相重合，所以取=42mm.</p><p><b>　　=32 mm..</b></p><p&

75、gt;　　(7）軸上零件的周向定位。</p><p>　　齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇</p><p>　　過程見后面的鍵選擇）。</p><p>　　（8）確定軸上的圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考課本表15－2，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R＝1.2mm</p>

76、<p>　　參考課本表15－2，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R＝1.2mm</p><p><b>　　4.計算過程</b></p><p>　　1.根據(jù)軸上的結構圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。</p><p><b>　　故 </b>

77、</p><p>　　因此作為簡支梁的支點跨距 </p><p><b>　　計算支反力 </b></p><p>　　作用在低速軸上的==6220N=2263.8N</p><p>　　水平面方向 ΣMB＝0,</p><p><b>　　故</b></p

78、><p><b>　　=0, </b></p><p>　　垂直面方向 ΣMB＝0，</p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　ΣF＝0,</b></p><p><b>　　2)計算彎距</b></p&

79、gt;<p><b>　　水平面彎距</b></p><p><b>　　= =185295</b></p><p><b>　　垂直面彎矩</b></p><p><b>　　67457</b></p><p><b>　　674

80、30</b></p><p><b>　　合成彎矩</b></p><p><b>　　==197190</b></p><p><b>　　==197190</b></p><p>　　根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。可看出c截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的

81、截面C處的及M的值列于下表3：</p><p>　　5.按彎扭合成應力校核軸的硬度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式15－5及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α＝0.6，軸的計算應力</p><p>　?。?MPa＝13.166 MPa</p><p>　　已

82、由前面查得許用彎應力[σ－1]=60MPa，因<[σ－1]，故安全。</p><p>　　6.精確校核軸的疲勞強度</p><p><b>　　1)判斷危險截面</b></p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A

83、，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。</p><p>　　從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面IV的應力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側即可，因為

84、IV的左側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。</p><p><b>　　2)截面IV右側</b></p><p>　　抗彎截面系數(shù)：W＝0.1d3＝0.1×853＝61412.5mm3</p><p>　　抗扭截面系數(shù)：WT＝0.2d3＝0.2×853＝122825mm3</p><p>　　彎矩M

85、及彎曲應力為:</p><p>　　M＝197190×＝100112 N·mm</p><p>　　＝ ＝ ＝1.63MPa</p><p><b>　　截面上的扭矩</b></p><p><b>　　截面上的扭轉切力:</b></p><p>　?。剑?/p>

86、＝10.6Mpa</p><p>　　過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取</p><p><b>　　，＝2.20 </b></p><p>　　則0.8×2.20＝1.76</p><p>　　軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)＝0.92</p><p&g

87、t;<b>　　故得綜合系數(shù)值為：</b></p><p><b>　?。?＝＝2.29</b></p><p><b>　?。?＝＝1.85</b></p><p>　　又由課本§3－1及§3－2得炭鋼得特性系數(shù)</p><p>　　＝0.1～0.2 ，取

88、 ＝0.1</p><p>　?。?.05～0.1 ，取 ＝0.05</p><p>　　所以軸在截面Ⅵ的右側的安全系數(shù)為</p><p><b>　　=103.30</b></p><p><b>　?。?6.32</b></p><p>　　25.505>S＝1.

89、6</p><p>　?。ㄒ蛴嬎憔容^低，材料不夠均勻，故選取s＝1.6）</p><p>　　故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 </p><p><b>　　九.軸承強度的校核</b></p><p>　　1.高速軸上的軸承校核</p>

90、<p>　　按照以上軸的結構設計，初步選用型號32007型的單列圓錐滾子軸承。</p><p><b>　　1）軸承的徑向載荷</b></p><p><b>　　軸承D </b></p><p>　?。?557.716N</p><p><b>　　軸承B </b&g

91、t;</p><p>　?。?557.716N</p><p>　　求兩軸承的計算軸向力</p><p>　　對于32007型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中e為判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　則

92、</b></p><p>　　查機械設計手冊（軟件版）R2.0得32007型軸承的基本額定動載荷C＝70.5KN</p><p>　　。按照表13-5注1），取則相對軸向載荷為，在表中介于0.172～0.345之間，對應的e值為0.19～0.22，Y值為1.99～2.30。用線性插值法求Y值</p><p>　　Y＝1.99+（2.30-1.99）

93、15;（0.345-0.279）/（0.345-0.172）＝2.108</p><p>　　故 X=0.4 Y＝2.108</p><p>　　3）求當量動載荷P </p><p>　　4）驗算軸承壽命，根據(jù)式（13-5）</p><p><b>　　h</b></p><p&g

94、t;<b>　　已知軸承工作壽命為</b></p><p>　　因為，故所選軸承滿足工作壽命要求。</p><p>　　2.低速軸上的軸承的校核</p><p>　　選用深溝球軸承61812，查機械設計手冊（軟件版）R2.0得基本額定動載荷</p><p><b>　　軸承的徑向力計算：</b>&l

95、t;/p><p>　　軸承1 ＝＝1290.32N</p><p>　　軸承2 ＝＝1825.35N</p><p>　　因為 <，以軸承2為校核對象</p><p>　　Pr==1825.35N</p><p>　　=3750347.275h>48000h</p><p&g

96、t;<b>　　所選軸承合適。</b></p><p><b>　　十．鍵的選擇和校核</b></p><p>　　1.選擇鍵的鏈接和類型</p><p>　　一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求。應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）</p><p>　　根據(jù)d＝45mm，從

97、表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b＝14mm，鍵高h=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L＝70mm</p><p>　　2.校核鍵連接的強度</p><p>　　鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力[]=100-120MPa,取其平均值。[]＝110MPa.</p><p>　　鍵的工作長度l＝L-b=70-14=56mm</p&

98、gt;<p>　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k＝0.5h=0.5×9=4.5mm</p><p><b>　　由式（6-1）得，</b></p><p>　　故合適。鍵的類型為鍵14×70 GB/1096-1979</p><p>　　3.帶輪上的鍵的選擇</p><p>　　帶輪處鍵位于

99、軸端，選擇 鍵 C863 GB/T1096－79，查表得公稱尺寸b×h=8×7 </p><p><b>　　長度L=63mm，</b></p><p>　　鍵材料用45鋼，查課本得</p><p>　　許用擠壓應力[]＝100～120Mpa，取[</p><p>　　鍵的工作長度l＝L-b＝63-

100、8＝55mm</p><p>　　k＝0.5h＝0.5×7＝3.5mm。</p><p><b>　　故合適。</b></p><p>　　4.大齒輪上的鍵的選擇</p><p>　　選擇 鍵 70×20 GB/T1096－79，查表得公稱尺寸b×h=20×12 </p&g

101、t;<p><b>　　長度L=70mm，</b></p><p>　　鍵材料用45鋼，查課本得</p><p>　　許用擠壓應力[]＝100～120Mpa，取[</p><p>　　鍵的工作長度l＝L-b＝70-20＝50mm</p><p>　　k＝0.5h＝0.5×12＝6mm。</p

102、><p><b>　　故合適。</b></p><p>　　5.聯(lián)軸器上的鍵的選擇</p><p>　　鍵位于軸端，選單圓頭平鍵（C型）b=14mm,h=9mm,L=80mm.</p><p>　　工作長度l＝L-B=80-14=66mm，k＝0.5h＝0.5×9=4.5mm</p><p>

103、;　　故合適。選擇鍵C80×14 GB/T1096-1979</p><p>　　十一．減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇</p><p><b>　　1.潤滑方式的選擇</b></p><p>　　在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦﹑磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻﹑散熱﹑防銹﹑沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的

104、正常工作及壽命。</p><p><b>　　齒輪圓周速度：</b></p><p><b>　　高速齒輪</b></p><p>　　V1=πd1n1/(60×1000)=3.14×45×284/(60×1000)=0.669m/s<2m/s</p><p

105、>　　低速齒輪 </p><p>　　V2=πd2n2/(60×1000)=3.14×66×79.78/(60×1000)＝0.276 m/s<2m/s</p><p>　　由于V均小于2m/s，而且考慮到潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。<

106、/p><p><b>　　2.潤滑油的選擇</b></p><p>　　由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN－2潤滑脂。</p><p><b>　　3.密封方式的選擇</b></p><p>　　輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐

107、蝕，要求設置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標準制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調整毛氈密封效果，它的結構簡單。</p><p><b>　　所以用氈圈油封。 </b></p><p><b>　　十二．箱體的設置</b></

108、p><p>　　十三．減速器附件的選擇</p><p><b>　　1.觀察孔蓋</b></p><p>　　由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下</p><p><b>　　2.通氣器</b></p><p>　　設在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下：

109、</p><p><b>　　3.游標</b></p><p>　　選游標尺，為穩(wěn)定油痕位置，采用隔離套。查表確定尺寸如下：</p><p><b>　　4.油塞</b></p><p><b>　　5.吊環(huán)螺釘</b></p><p><b>

110、;　　6.定位銷</b></p><p>　　為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側各安裝一個圓錐定位銷。定位銷直徑d=(0.7～0.8)d2, d2為凸緣上螺栓直徑，長度等于分箱面凸緣總厚度。</p><p><b>　　7.起蓋螺釘</b></p><p>　　為便于開啟箱蓋，在箱蓋側邊凸緣上安裝一個起

111、蓋螺釘，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形。</p><p><b>　　十四.設計總結</b></p><p>　　作為一名機械設計制造及自動化大三的學生，我覺得能做類似的課程設計是十分有意義，而且是十分必要的。在已度過的大三的時間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎課。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面，如何去鍛煉我們的實踐面？如何把我們所學到的專業(yè)基礎

112、理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。在做本次課程設計的過程中，我感觸最深的當數(shù)查閱大量的設計手冊了。為了讓自己的設計更加完善，更加符合工程標準，一次次翻閱機械設計手冊是十分必要的，同時也是必不可少的。我們是在作設計，但我們不是藝術家。他們可以拋開實際，盡情在幻想的世界里翱翔，我們是工程師，一切都要有據(jù)可依.有</p><p>　　理可尋，不切實際的構想永遠只能是構想，永遠無法升

113、級為設計。</p><p>　　作為一名專業(yè)學生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的，由于本次大作業(yè)要求用 auto CAD制圖，因此要想更加有效率的制圖，我們必須熟練的掌握它。</p><p>　　雖然過去從未獨立應用過它，但在學習的過程中帶著問題去學我發(fā)現(xiàn)效率好高，記得大二學CAD時覺得好難就是因為我們沒有把自己放在使用者的角度，單單是為了學而學，這樣效率當然不會高。邊學邊用這樣才會

114、提高效率，這是我作本次課程設計的第二大收獲。但是由于水平有限，難免會有錯誤，還望老師批評指正。</p><p><b>　　十六：參考資料</b></p><p>　　1.《機械原理》 孫桓、陳作模、葛文杰主編高等教育出版社 2006年</p><p>　　2.《機械設計》 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 2001年</p>

115、<p>　　3.《機械設計手冊》 吳宗澤﹑ 羅圣田主編 高等教育出版社 1993年</p><p>　　4.《機械設計課程設計》 劉俊龍 ﹑ 何在洲主編 機械工業(yè)出版社 1992年</p><p>　　5.《機械設計課程設計》 盧頌峰﹑ 王大康主編 北京工業(yè)大學出版社 1993年</p><p>　　6.《機械設計課程設計》蔡廣新 主編 機械工業(yè)出版