機械設計課程設計--單級減速器.doc

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1、湖南工業(yè)大學課 程 設 計資 料 袋 機械工程 學院（系、部） 2012 2013 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計 指導教師 邱顯焱 職稱 教授 學生姓名 唐維明 專業(yè)班級 機械設計 班級 1001 學號 10405700115題 目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 成 績 起止日期 2012 年 12 月 24 日 2013 年 1 月 6 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設計任務書12課程設計說明書13課程設計圖紙張4裝配圖15零件圖36課程設計任務書20122013學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計 專業(yè) 1001 班級課程名稱： 機械設計 設計題目：

2、帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 完成期限：自 2012 年 12 月 24 日至 2013 年 1 月 6 日共 2 周內容及任務一、設計的主要技術參數(shù)：運輸帶牽引力F=2500 N；輸送速度 V=1.5 m/s；滾筒直徑D=400 mm。工作條件：帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載啟動，工作載荷較平穩(wěn)二班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期23，中批生產；輸送帶速度v允許誤差為5%，三相交流電源的電壓為380/220V。二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。三、每個學生應在教

3、師指導下，獨立完成以下任務：（1） 減速機裝配圖1張；（2） 零件工作圖23張；進度安排起止日期工作內容2012.12.24-2012.12.25傳動系統(tǒng)總體設計2012.12.26-2012.12.27傳動零件的設計計算2012.12.28-2013.01.05減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書2013.01.06交圖紙并答辯主要參考資料1.機械設計（銀金光、劉揚主編 清華大學出版社）2.機械設計課程設計（銀金光、劉揚主編 北京交通大學出版社）3.工程圖學（趙大興主編 高等教育出版社）4機械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測量技術基礎（徐雪林主編 湖南大學出版社）6.材料

4、力學（劉鴻文主編 高等教育出版社）指導教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機 械 設 計設計說明書帶 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設 計（1）起止日期： 2012 年 12 月 24 日 至 2013 年 01 月 06 日學生姓名唐維明班級機設1001學號10405700115成績指導教師(簽字)機械工程學院（部）2012年12月24日目 錄1 設計任務書12 傳動方案的擬定13 原動機的選擇24 確定總傳動比及分配各級傳動比35 傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算46 傳動件的設計及計算57 軸的設計及計算178 軸承的壽命計算及校核359 鍵聯(lián)接強度的計算及校

5、核3610 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇3711 減速器箱體及附件的設計3912 設計小結4213 參考文獻4214 附圖1 40 / 441 設計任務書1.1 課程設計的設計內容設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖1.1所示。圖1.1帶式運輸機的傳動裝置1動力與傳動系統(tǒng)2.聯(lián)軸器3帶式輸送機1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶的工作拉力：F=2500N；運輸帶的工作速度：v=1.5m/s；卷筒直徑：D=400mm；使用壽命：8年，2班制，每班8小時，大修期23年。1.3 課程設計的工作條件 設計要求：誤差要求：輸送帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)單向運轉,

6、空載起動，工作載荷有輕微沖擊；制造情況：中批量生產。2 傳動方案的擬定帶式運輸機的傳動方案如下圖所示圖2.1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1-電動機 2- V帶 3-單機圓柱齒輪減速器4-聯(lián)軸器 5-滾筒 6-輸送帶 上圖為閉式的單級齒輪減速器傳動，其結構簡單，尺寸較小，結構緊湊，傳動較平穩(wěn)。 3 原動機的選擇3.1 選擇電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，并參照第12章選用一般用途的Y型三相交流異步電動機，臥式封閉結構；電源電壓為380V。3.2選擇電動機的容量3.2.1工作機所需的有效功率式中：工作機所需的有效功率（KW） 帶的圓周力（N）3.2.2 電動機的輸出功率 傳動裝置總效率聯(lián)軸器效率（齒式

7、），=0.99 一對滾動軸承效率，=0.99 V帶傳動效率，=0.95 輸送機滾筒效率，=0.96 輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率 閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為8級），=0.97故： =0.95 = =0.9603 =0.9801 =0.96 =0.95*0.95*0.9603*0.9801*0.99=0.858 工作時電動機所需要的功率為 =（kw） 因載荷平穩(wěn)，電動機的功率稍大于即可，根據(jù)文獻【2】中表19-1所示Y系列三相異步電動機的技術參數(shù)，可選擇電動機的額定功率。=5.5kw .3.3確定電動機的轉速卷筒軸工作的轉速為：由于單級減速器的總傳動比i=620。初選同步轉速為100

8、0r/min和750r/min的電動機，查表可知，對于額定功率為5.5kw的電動機型號為Y132M2-6型和Y160M2-8型。現(xiàn)將Y132M2-6型和Y160M2-8型電動機有關技術數(shù)據(jù)及相應的總傳動比列于表3.1中。表3.1電動機數(shù)據(jù)方案號電動機型號額定功率/KW同步轉速/(r/min）滿載轉速/(r/min)總傳動比i外伸直徑D/mm軸外伸長度E/mm1Y132M2-65.5100096013.4038802Y160M2-85.57507159.9842110通過對下述兩種方案比較可以看出：方案1選用的電動機轉速高、質量輕、價格低，故選方案1比較合理。4 確定總傳動比及分配各級傳動比4.

9、1傳動裝置的總傳動比，式中：i總傳動比 電動機的滿載轉速（r/min）4.2 分配傳動比由傳動方案可知 查表取V帶傳動比為 由計算可得單級圓柱齒輪減速器的總傳動比為 Z 傳動系統(tǒng)的各傳動比分別為：5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機1軸、2軸、3軸、4軸。5.1 各軸的轉速 5.2各軸輸入功率 5.3 各軸輸入轉矩 將5.1、5.2、5.3節(jié)中的結果列成表格。如下表5.1所示：表5.1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉速n/(r/min)96032071.5971.59功率P/kw4.44.184.01

10、43.934轉矩T/(Nm)43.77124.75535.74524.79傳動比i34.4716 V帶的設計計算及帶輪的技術要求6. 1 確定計算功率 根據(jù)文獻【1】中表5-7查得=1.1 =式中：工作情況系數(shù) P所需傳遞的額定功率（入電動機的額定功率或名義的負載功率）6. 2 選擇V帶型號根據(jù)=4.92，由文獻【1】中圖5-11選取A型V帶。6. 3確定帶輪基準直徑，并驗算帶速。初選小帶輪直徑。由文獻【1】中圖5-11可知，小帶輪基準直徑的推薦值為80100mm。由文獻1中表5-8和表5-9，則取。驗算帶速 因為的值不在525m/s之內，帶速過小，不合適?？烧{節(jié)100mm得，v=5.02m/

11、s計算大帶輪直徑。根據(jù)文獻【1】中表5-9，取6. 4 確定帶長和中心距a初定中心距初選中心距計算帶所需的基準長度 由文獻【1】中表5-2，取=1600mm計算實際中心距6. 5 驗算小帶輪上的包角6. 6 確定V帶根數(shù)Z計算單根V帶的許用功率查表5-4【1】，由線性插值法可得查表5-5【1】，由線性插值法可得查表5-6【1】，由線性插值法可得查表5-2【1】，可得計算V帶根數(shù)Z取整數(shù)，故Z=5根6. 7 計算單根V帶的初拉力查表5-1【1】得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力6. 8 計算V帶隊軸的壓力QV帶對軸的壓力Q為: 槽型A槽數(shù)5輪緣寬B80基準直徑孔徑轂長L1

12、0042603156070表617 標準斜齒圓柱齒輪的設計計算7.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù)（1）選擇齒輪材料與熱處理。根據(jù)工作條件和文獻【1】中表7-1查得，小斜齒圓柱齒輪a選用45Cr鋼，熱處理為調質，350；大斜齒圓柱齒輪b選用45號鋼，熱處理為調質，=230350。二者材料硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃右螅?）選擇齒輪的精度。此減速機為一般工作機，速度不高，參閱表7-7【1】，初定為8級精度（3）初選齒輪齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)：=24，大齒輪齒數(shù)：7.2 確定材料許用接觸應力（1）確定接觸疲勞極限，由圖-18（a）【1】查MQ線得（2）確定壽命系數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù)大齒輪

13、的循環(huán)次數(shù)由圖7-19【1】查的（3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-20?。?）確定安全系數(shù)，由表7-8【1】取得=1.1（5）計算許用接觸應力，按公式（7-20）【1】計算，得7.3 根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計齒面接觸強度按式（7-25）【1】計算，其公式為確定上式中的個計算數(shù)值如下軸面重合度因為，由式（727）得重合度系數(shù)（7） 確定螺旋系數(shù)（8） 計算所需最小齒輪直徑 由上式得 7.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑（1） 確定使用系數(shù)（2） 確定動載系數(shù) 計算圓周速度故前面取8級精度合理，由齒輪的速度和精度查圖7-8【1】計算單位寬度載荷值：7.5 齒根彎曲疲勞強度計算由式（7-

14、28）【1】得彎曲強度的設計公式為確定上式中的各計算數(shù)值如下（1） 由圖7-21（a）【1】?。?） 由圖7-22【1】差得彎曲疲勞壽命系數(shù)（3） 由表7-8【1】查的彎曲疲勞安全系數(shù)（4） 由圖7-23【1】差得尺寸系數(shù)（5） 由式（7-22）得許用彎曲應力（6） 確定計算載荷K初步確定齒高h=2.25m=7.49mm，b/h=6.4查圖7-12【1】得（7） 確定齒形系數(shù)當量齒數(shù)為由圖7-16【1】查的（8） 由圖查得應力校正系數(shù)（9） 計算大小齒輪的值大齒輪的數(shù)值大。（10） 求重合度系數(shù)。端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值為 當量齒輪端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）計算（11

15、） 由圖7-25得螺旋角影響系數(shù)（12） 將上述各值代入公式計算，得由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的1.78按國際圓整為=3.并根據(jù)接觸強度計算出得分度院直徑80mm，協(xié)調相關參數(shù)和尺寸為這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。7.6 齒輪幾何尺寸計算 （1）中心距 把中心距圓整成223mm。（2） 修正螺旋角 螺旋角變化不大，所以相關參數(shù)不必修正。（3）分度圓直徑 （4）確定齒寬7.8斜齒圓柱齒輪的結構設計由低速級齒輪設計數(shù)據(jù)，根據(jù)文獻【3】表6.7可對直齒圓錐齒輪的結構設計如下表7.1所示表7.1

16、斜齒圓柱齒輪的結構設計尺寸名稱符號計算公式小齒輪大齒輪螺旋角傳動比i齒數(shù)基圓螺旋角法面模數(shù)端面模數(shù)法面壓力角端面壓力角法面齒距端面齒距法面基圓齒距法面齒頂高系數(shù)法面頂隙系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑標準中心距齒寬結構形式齒輪軸式腹板式8 軸的設計和計算8.1高速齒輪軸的設計與計算8.1.1 軸的受力分析高速級齒輪設計可求得小斜齒輪的嚙合力：小斜齒輪的分度圓直徑：=82mm 小斜齒輪的圓周力： 小斜齒輪的徑向力： 小斜齒輪的軸向力： 8.1.2軸的材料的選擇由于因為經過了帶的減速傳動，則軸轉速不高，但受力較大，故初步選取軸的材料為45鋼，調質處理。硬度HBS217255，

17、強度極限，屈服極限，8.1.3軸的最小直徑根據(jù)文獻中算式可初步估算軸的最小直徑，式中：A最小直徑系數(shù)，查得A=112 P高速軸的功率（KW），由表可知：P=4.18KW n高速軸的轉速（r/min），由表可知：n=320r/min 8.1.4 軸的結構設計(1). 擬定軸上零件的裝配方案 高速軸的裝配方案如下圖所示， 高速軸的結構與裝配圖11，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的齒輪段 6軸承蓋 (2).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 軸段左端需要一個定位軸肩，取直徑；帶輪左端用軸端擋圈固定，因為軸頭長度是由所裝零件的輪轂長度決定的，查參考資料2表21-2，根據(jù)帶根數(shù)可知輪轂長度為70，由軸

18、長要比輪轂寬度小23mm，所以則取第一段長度段：對于階梯軸的臺階，當相鄰軸段直徑變化起定位作用時，軸徑變化應大些，取35，故取根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為左右，則取該段的長度。段：該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6214型軸承，查參考資料2表15-4得其基本尺寸、，則該段的直徑為，長度取。段：該段為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取，長度段：該段為齒輪軸段，由于齒輪的寬度為50，則取此段長度為。段：該段為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取，長度。段：該

19、段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為，長度確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表12-2，取軸端倒角為2各軸肩處用倒角。軸的參數(shù)參數(shù) 符號軸的截面（mm） 軸段長度68504020502035軸段直徑60657073887370軸肩高度55315153-表81（3）.軸上零件的周向定位。帶輪的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按，由手冊查的平鍵截面 鍵長度為56mm。為保證帶輪與軸的配合有良好的對中性，選擇帶輪輪轂與軸的配合為H7/n6。深溝球軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.8.1.5. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的設計簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從深溝球軸承值入手。

20、對于6214深溝球軸承，由上表中可知寬B=24mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距114 mm。如圖：L=112mm，K=113mm，由V帶設計與計算知，V帶對軸的壓力Q=1555N1）.求垂直面對支反力和軸向力FV1=238.75N FV2= FV1=926.25N2）、求水平面的支反力3）、求力在支點產生的反力4)、繪制垂直面內的彎矩圖 5）、繪制水平面內的彎矩圖6)、總彎矩圖7)、求軸傳遞的轉矩 圖2 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FFH1=FH2=1540NFV1=238.75N，F(xiàn)V2=926.25N彎

21、矩MMH=86240N.mmMV1=13370N.mm,MV2=-51870N.mm總彎矩扭矩TT=1335520N.mm表828.1.6.按彎扭校核軸的疲勞強度 進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和扭矩的截面強度，由上面可知危險截面在C處。因為單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)應力，取根據(jù)查的公式和表82 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表121查得，因此，故安全。8.1.7. 精確校核軸的疲勞強度一、判斷危險截面 截面A，B，D只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的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確定的，所以截面A，B，D均無需校核。 從

22、應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面A、D處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面D上的應力最大。截面A的應力集中的影響和截面D的相近，但截面A不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面D上雖然應力最大，但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面D也不必校核。截面A和D顯然更不必校核。根據(jù)文獻【1】中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面C左右兩側即可。1.分析截面C左側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側的彎矩M為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調制處理。

23、由表12-1【1】查得，截面上由于軸肩而形成的有效應力集中系數(shù)及，有機械手冊查取。因， ，查得，；查得尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。軸按車削加工，查得表面質量系數(shù)為，軸未經表面強化處理，即，則按式2-19【1】得綜合影響系數(shù)為又由機械手冊查得應力折算系數(shù)，于是，計算安全系數(shù)值，按式（12-6） 式（12-8）【1】則得故可知其安全。（3）截面右側抗彎截面系數(shù)W按表12-4【1】中的公式計算抗扭截面系數(shù)為彎矩M及彎曲應力為扭矩及扭轉切應力為過盈配合處由手冊查得，；軸按車削加工，查得表面質量系數(shù)為；尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。故得綜合系數(shù)，所以軸在截面IV右側的安全系數(shù)為故該軸在截面左側的強度也是足夠的。因

24、所設計減速器不存在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。8.2低速軸的設計8.2.1 軸的受力分析低速級齒輪設計可求得大斜齒輪的嚙合力：大斜齒輪的分度圓直徑：=231mm 大斜齒輪的圓周力： 大斜齒輪的徑向力： 大斜齒輪的軸向力： 8.2.2軸的材料的選擇由于低速軸轉速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理。8.2.3軸的最小直徑根據(jù)文獻中算式可初步估算軸的最小直徑，式中：A最小直徑系數(shù)，查得A=112 P低速軸的功率（KW），由表可知：P=4.014KW n低速軸的轉速（r/min），由表可知：n=71.59Vr/min 因此： dmin=26.5mm

25、輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑dab與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻按轉矩變化小查得， T3低速軸的轉矩（），由表可知：T3=535.47N.m因此： Tca=800.32N.mm按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準查得，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，由選取的半聯(lián)軸器孔d=40mm，故取d1=4mm，半聯(lián)軸器的長度L=84mm，與軸配合的轂孔長度L1=80mm8.2.4 軸的結構設計1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖所示，圖3 低速軸的結構與裝配 2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸

26、的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。1軸段右端需制出一軸肩，故取2段的直徑D2=d1+2h=47mm式中：h軸處軸肩的高度（），根據(jù)查得定位軸肩的高度故取h=3.5mm初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)d1=50mm，由軸承產品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其基本尺寸資料如下表所示 參數(shù)數(shù)值mm標準圖d50D110T29.25C23a23B27 表 8-3 30310型圓錐滾子軸承由上表8.3可知該軸承的尺寸為，故d3=d7=50mm；由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油，L3=36mm 。 在聯(lián)軸器

27、與軸承之間的一段軸的直徑d2=45mm，L2=46mm取軸段4、5為非定位軸肩，則取d4=55mm，d5=63mm，L4=L5=10mm齒輪采用軸肩進行軸向定位，則齒輪的右端應有一軸套 d6=53mm軸環(huán)的寬度應滿足取l=15mm。輪轂的寬度b=60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取L6=58mm。 取軸承端蓋的總寬度為b=20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm（參考圖），故取L7=55mm,d7=50mm 至此，經過步驟已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上所示，并歸納為下表所示軸的參數(shù)參數(shù) 符

28、號軸的截面（mm） 1234567軸段長度80463610104855軸段直徑40455055635350軸肩高度5558103-3. 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)相應的直徑可查的軸與齒輪平鍵配合為H7/k6，同理聯(lián)軸器與軸配合平鍵為配合為H7/k6，滾動軸承軸向定位是接過渡配合來實現(xiàn)的。4.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖8.2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的設計簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從圓錐滾子軸承值入手。對于30310型圓錐滾子軸承，由上表中可知a=23mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+

29、L3=69mm+135mm,根據(jù)軸的設計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖所示。首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的設計簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從圓錐滾子軸承值入手。對于30310圓錐滾子軸承，由上表中可知寬B=23mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距110mm。如圖：L1=112mm L2=61mm，L3=55mm由V帶設計與計算知，V帶對軸的壓力Q=1555N圖4 低速軸的受力分析 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F,彎矩M總彎矩扭矩T圖49 軸承的壽命校核因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接

30、觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經受的應力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。9.1軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝，兩個軸承型號均為30310型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：9.2軸承的軸向載荷計算根據(jù)文獻【1】中表13-1查得30310型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)1.7。故兩軸承的派生軸向力為：因為 故軸右移，右端軸承壓緊，左端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 9.3軸承的當量動載荷計算根據(jù)文獻【1】中表10-8按輕微沖擊查得載荷系

31、數(shù)，又因為， 根據(jù)文獻【1】中表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)，和軸向動載荷系數(shù)，。所以根據(jù)文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為9.4軸承壽命的計算及校核根據(jù)文獻【1】中表13-3按24小時連續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預期壽命，取，齒輪轉速n=71.59r/min 。并取。故根據(jù)文獻【1】中13-5式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全。10 鍵聯(lián)接強度校核計算10.1普通平鍵的強度條件根據(jù)文獻【1】表6-1中可知，式中：傳遞的轉矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中

32、最弱材料的許用擠壓應力（），根據(jù)文獻【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質為輕微沖擊查得。10.2高速軸上鍵的校核對于鍵，已知：T0=105.09N.m,k=5.5mm,l=48mm,d=60mm于是得，故該鍵安全。10.3低速軸上鍵的校核對于鍵18mm11mm45mm已知：T0=483.2N.m ,k=5.5mm,l=27mm,d=53mm于是得， ，故該鍵安全。對于鍵12mm8mm70mm已知：T1=356.2N.m ,k=4mm,l=58mm,d=40mm于是得， ，故該鍵安全。11 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇11.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇11.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓

33、柱斜齒輪的圓周速度：中間軸大圓柱斜齒輪和小圓柱斜齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱斜齒輪的圓周速度：取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。11.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】中表20-3中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：AN150，運動粘度為：61.274.8（單位為：）。11.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇11.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 低速軸軸承：故三對軸承均應采用脂潤滑。11.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2

34、】表17-2中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。11.3密封方式的選擇11.3.1滾動軸承的密封選擇滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內用封油環(huán)防止減速器內的油液飛濺到軸承內。11.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封。12 減速器箱體及附件的設計12.1減速器箱體的設計減速箱應采用鑄鐵鑄造而成，其結構尺寸如下表所示。 名稱符號箱體的尺寸關系箱體的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+11010考慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應小于10箱蓋壁厚10.0085（d1+d2）+11010箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.515 15

35、 25地腳螺栓直徑df0.015（d1+d2）+11515地腳螺栓數(shù)目nn66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df12.5箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df10聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)8015086軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df9視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df9定位圓銷直徑d（0.70.8）d28df 、d1、 d2至外箱壁距離c1見文獻【2】中表4-218df 、d2至凸緣邊緣距離c2見文獻【2】中表4-216軸承旁凸臺半徑R1c216凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準68外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）40大齒輪頂圓與箱體內壁距

36、離11.215齒輪端面與箱體內壁距離28箱座肋厚mm0.857軸承端蓋外徑D2 凸緣式：D2D+(55.5) d3； D為軸承座孔直徑82、120軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準，一般取SD282、12012-1 鑄鐵減速器箱體結構尺寸12.2減速器附件的設計12.2.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖12-2所示。12.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內油溫升高、內壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。該減速器采用M161.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻【2】表4-3、表4-4中設計的視孔、

37、視孔蓋及通氣器如下圖12-2所示。 圖11-2 視孔蓋圖11-1 通氣塞12.2.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應在油池最低位置處設置放油孔，放油孔應避免與其它機件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻【2】表4-7中選取M181.5的外六角螺塞，其結構如下圖12-3所示。圖11-4 油標圖11-3 放油螺塞 12.2.4油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻【2】表4-12中，該減速箱上選用了M12的油標尺，其結構如上圖12-4所示。12.2.5起吊裝置為便于拆缷和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置。根據(jù)文獻【2】表4-13和表4-14，該減速器選用了M8的吊環(huán)螺釘起

38、吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結構如下圖12-5和圖12-6所示。 圖11-6 吊鉤圖11-5 吊環(huán)螺釘12.2.6啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了M8的啟蓋螺釘，其結構如下圖12-7所示。 圖11-8定位銷圖11-7 啟蓋螺栓 12.2.7定位銷定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據(jù)文獻【2】表12-12選取圓錐銷,其型號為A1060 GB127-2000，其結構如上圖12-8所示。12.2.8軸承蓋軸承蓋用于對軸系零件進行軸向固

39、定和承受軸向載荷，同時起密封作用。該減速器采用凸緣式的軸承蓋。13 設計小結 這次關于帶式運輸機的兩級圓錐圓柱減速器的課程設計可以說是我們步入大學以來真正意義上的一次機械設計。通過兩個星期的設計實踐，既讓我們加深了對機械設計概念的理解，又讓我們把理論聯(lián)系了實際，不僅提高了我們機械設計認識以及自身設計方面的綜合素質，還為以后我們走向社會、走向工作崗位打下了堅實的基礎。機械設計并不是一朝一夕就能完成好的，需要我們查閱大量的資料，比如機械設計手冊、課程設計指導書等等。在整個設計過程中，我們必須得從整體出發(fā)，考慮到各個零件之間的聯(lián)系才能使我們設計的減速器能正確的安裝與使用。我設計的是兩級圓錐圓柱齒輪減

40、速器，雖然不算是一個很大的機器，要真正的設計好它，還得有相關方面一定的知識儲備，畢竟機械設計是機械工業(yè)的基礎，是一門綜合性很強的課程，它涵蓋了我們所學過的機械原理、機械設計、機械設計課程設計、理論力學、材料力學、工程制圖、工程材料、互換性與測量技術等一系列課程。設計任務要求我們要有近萬字的說明書、裝配圖和零件圖，對于我們剛剛涉入設計實踐的同學來說無疑是一項浩大的工程，為了如質如量的完成好這次設計，特別是在最后的幾天了，過的是真正的美國時間。幾乎每天晚上搞到了凌晨四點左右。在畫裝配圖的時候，剛開始不知道怎么動手，經過一段時間的統(tǒng)籌與規(guī)劃，終于有了點頭緒，便踏上了畫圖的旅程。畫圖用的是學機械必備的

41、AutoCAD軟件，因此畫圖的能力也就不容忽視，但是盡管有畫圖能力是不行的，還得有機械制圖的基礎知識。畫裝配圖時，我們不可能一蹴而就，必須得有耐心去查閱大量的機械設計方面的資料，要不厭其煩的反反復復修改。我在設計過程中，其實修改就占了整個設計過程中的五分之三的時間，最終才得到了最后的成果。但有點遺憾的是我設計的圓柱齒輪的模數(shù)m=1.5，而一般來說模數(shù)m2，到了設計快結束的時候我才意識到這個問題，那時改可以說是不可能的事了，所以到最后還是采用了原來的值?？傊涍^本次設計，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的理論、提高我們畫圖的能力、鞏固加深我們對機械設計方面的

42、知識方面有著重要的作用。另一方面，設計中還存在不少的錯誤和缺點，需要我們繼續(xù)努力學習，掌握更多有關機械設計方面的知識。在設計過程中，得到了指導老師劉揚老師的細心幫助和支持,使我們在設計過程中少走了許多的彎路，為我們節(jié)省了大量的寶貴的時間，衷心的感謝劉揚老師抽出時間細心指導和不厭其煩的講解。14 參考文獻【1】 機械設計，劉揚、銀金光主編，清華大學，北京交通大學出版社，2001?！?】 機械設計課程設計，金清肅主編，華中科技大學出版社，2007?！?】 機械原理，朱理主編，高等教育出版社，2003。【4】 互換性與測量技術，徐學林主編，湖南大學出版社，2005?！?】 機械設計手冊，成大先主編，化學工業(yè)出版社，2008?！?】 工程制圖，趙大興主編，高等教育出版，2004?！?】 理論力學第六版，哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編，高等教育出版社，2002?！?】 材料力學第四版，劉鴻文主編，高等教育出版社，2003。