機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書 帶式輸送機(jī)傳送裝置

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1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 計(jì)算說(shuō)明書 設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳送裝置 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè)05020702班 設(shè)計(jì)者： 學(xué)號(hào)： 指導(dǎo)老師： 2010 年 月 日 目錄 一.題目及總體分析 3 二.各主要部件選擇 4 三.電動(dòng)機(jī)的選擇 4 四.分配傳動(dòng)比 5 五.傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 5 六.設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪 7 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型 7 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 7 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 9 4.幾何尺寸計(jì)算 11 5.驗(yàn)算 11 七.設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪

2、12 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型 12 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 12 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 14 4.幾何尺寸計(jì)算 15 5.驗(yàn)算 15 八.鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 16 九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 18 1.Ⅰ軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 18 2.Ⅱ軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 23 3.Ⅲ軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 28 十.潤(rùn)滑與密封 32 十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸 33 十二.設(shè)計(jì)總結(jié) 34 十三.參考文獻(xiàn) 34 一.題目及總體分析 題目：設(shè)計(jì)一個(gè)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置

3、 給定條件：傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1-1所示，設(shè)計(jì)參數(shù)列于表1-1。工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期為10年（每年300個(gè)工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為。帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為0.96。 減速器類型選擇：選用展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器。 特點(diǎn)及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承的位置不對(duì)稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級(jí)一般做成斜齒，低速級(jí)可做成直齒。 整體布置如下： 圖1-1 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖

4、圖示：1為電動(dòng)機(jī)，2為聯(lián)軸器，３為減速器，4為高速級(jí)齒輪傳動(dòng)，5為低速級(jí)齒輪傳動(dòng)，6為鏈傳動(dòng)，7為輸送機(jī)滾筒。 輔助件有:觀察孔蓋,油標(biāo)和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等。 輸送帶的牽引力F/KN 2.5 輸送帶的速度v/(m/s) 1.3 輸送帶滾筒的直徑D/mm 370 表1-1 帶式輸送機(jī)的設(shè)計(jì)參數(shù) 二.各主要部件選擇 部件 因素 選擇 動(dòng)力源 電動(dòng)機(jī) 齒輪 斜齒傳動(dòng)平穩(wěn)，效率高 高速級(jí)做成斜齒，低速級(jí)做成直齒 軸承 此減速器軸承所受軸向力不大 滾動(dòng)球軸承 聯(lián)軸器 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，耐久性好 彈性聯(lián)

5、軸器 鏈傳動(dòng) 工作可靠，傳動(dòng)效率高 單排滾子鏈 三.電動(dòng)機(jī)的選擇 目的 過(guò)程分析 結(jié)論 類型 根據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動(dòng)機(jī)選擇 選用Y系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī) 功率 工作機(jī)所需有效功率為Pw＝FV＝2500N1.3m/s 圓柱齒輪傳動(dòng)(7級(jí)精度)效率(兩對(duì))為η1＝0.98 2 滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率(四對(duì))為η2＝0.99 4 彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率η3＝0.99 帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為η4＝0.96 鏈傳動(dòng)的效率η5＝0.96 電動(dòng)機(jī)輸出有效功率為 電動(dòng)機(jī)輸出功率為 型號(hào) 按選電動(dòng)機(jī)型號(hào) 查得型號(hào)Y132S-4封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)參數(shù)如下 額定功

6、率p=5.5 kW 滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min 同步轉(zhuǎn)速1500 r/min 選用型號(hào)Y132S-4封閉式三相異步電動(dòng)機(jī) 四.分配傳動(dòng)比 目的 過(guò)程分析 結(jié)論 分配傳動(dòng)比 傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比其中是傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比，多級(jí)串聯(lián)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)等于各級(jí)傳動(dòng)比的連乘積；nm是電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）；nw 為工作機(jī)輸入軸的轉(zhuǎn)速（r/min）。 計(jì)算如下, 取 　　　 :總傳動(dòng)比，：鏈傳動(dòng)比，：低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比，：高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比 五.傳

7、動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 目的 過(guò)程分析 結(jié)論 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 設(shè)：從電動(dòng)機(jī)到輸送機(jī)滾筒軸分別為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸；對(duì)應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為；對(duì)應(yīng)各軸的輸入功率分別為；對(duì)應(yīng)各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為；相鄰兩軸間的傳動(dòng)比分別為；相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率分別為。 1. 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)，輸入功率P(KW)，輸入轉(zhuǎn)矩T(N ? m) 高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 滾筒軸Ⅳ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 圓柱齒輪傳動(dòng)(7級(jí)精度)效率為η1＝0.98 滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率為

8、η2＝0.99 彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率η3＝0.99 帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為η4＝0.96 鏈傳動(dòng)的效率η5＝0.96 ：鏈傳動(dòng)比，：低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比，：高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比 軸號(hào) 電動(dòng)機(jī) 兩級(jí)圓柱減速器 工作機(jī) Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) =1440 n1=1440 n2=378.95 n3=134.38 n4=67.19 功率P(kw) P=5.5 P1=5.445 P2=5.28 P3=5.13 P4=4.87 轉(zhuǎn)矩T(Nm) T1=36.11 T2=133.06 T3=364.57 T4=692.19

9、 兩軸聯(lián)接 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 鏈輪 傳動(dòng)比 i i01=1 i12=3.8 i23=2.82 i34=2 傳動(dòng)效率η η01=0.99 η12=0.97 η23=0.97 η34=0.95 六.設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型 1)確定齒輪類型．兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪。 2)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，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度(GB 10095—88) 4)選小齒輪齒數(shù)Ｚ1＝2

10、4，大齒輪齒數(shù)Ｚ2＝ｉ1Ｚ1＝3.824=91.2,取Z2=91。 5)選取螺旋角。初選螺旋角 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式（10－21）試算，即 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1)試選 (2)由圖10－30，選取區(qū)域系數(shù) (3)由圖10－26查得　 　 (4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (5)由表10－7選取齒寬系數(shù) (6)由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) (7)由圖10－21ｄ按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 (8)由式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 　　　　 　　　　 (9)由圖10－19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系

11、數(shù) (10)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 　　　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10－12得 　　　　 　　 　　　　 2)計(jì)算 　(1)試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得 　　　 　(2)計(jì)算圓周速度 　　　 　(3)計(jì)算齒寬b及模數(shù) 　　　 　　　 　(4)計(jì)算縱向重合度 　　　　 　(5)計(jì)算載荷系數(shù)K 　　　已知使用系數(shù) 　　　根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10－8查得動(dòng)載荷系數(shù) 　　　由表10－4查得 　　　　 　　　由圖10－13查得 　　　假定，由表10－3查得 故載荷系數(shù) ?。ǎ叮┌磳?shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10－

12、10a得 （７）計(jì)算模數(shù) 　　　 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10－17 1)確定計(jì)算參數(shù) (1)計(jì)算載荷系數(shù) 　　　　 (2)根據(jù)縱向重合度，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) 　　　 (3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 　　　 (4)查取齒形系數(shù) 由表10－5查得, 　(5)查取應(yīng)力校正系數(shù) 　　　由表10－5查得, 　(6)由圖10－20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 　　　　大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 (7)由圖10－18查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) 　　　　　　 (8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由式10－12得 　　　

13、　　　 　(9)計(jì)算大小齒輪的 　　　　 　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)大 2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，?。?.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 取，則 4.幾何尺寸計(jì)算 1)計(jì)算中心距 將中心距圓整為。 2)按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正 3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 4)計(jì)算大、小齒輪的齒根圓直徑 5)計(jì)算齒輪寬度 圓整后??； 5.驗(yàn)算 合適

14、 七.設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型 1)確定齒輪類型．兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱直齒輪 2)材料選擇。小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為380HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度 4)選小齒輪齒數(shù)Z1＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1＝2.8224=67.68，取=68。 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10－9a進(jìn)行試算，即 　 1)確定公式各計(jì)算數(shù)值 (1)試選載荷系數(shù) (2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 　　　 (3)由表10－7選取齒寬系

15、數(shù) (4)由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù) (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 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 (6)由式10—13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 　　 　　　 (7)由圖10－19曲線1查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)， (8)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10－12得 　　　　 　　 2)計(jì)算 (1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 (2)計(jì)算圓周速度v (3)計(jì)算齒寬b 　　　 (4)計(jì)算齒寬與齒高之比 b／h 模數(shù) 　　　　 (5)計(jì)算載荷系數(shù)K 　

16、　　　 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10－8查得動(dòng)載荷系數(shù) 　　　　 假設(shè)，由表10－3查得 　　 由表10－2查得使用系數(shù).25 由表10－4查得 　　 　　　　 由圖10－13查得 故載荷系數(shù) 　 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10－10a得 (7)計(jì)算模數(shù)ｍ 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10－5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 1)確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值 (1)由圖10－20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 (2)由圖10－18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　　， (3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 　　 取失效

17、概率為1%，安全系數(shù)為S=1.4，由式10－12得 　　　 (4)計(jì)算載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù) 由表10－5查得， 　(6)取應(yīng)力校正系數(shù) 　　　 由表10－5查得　 　(7)計(jì)算大小齒輪的，并比較 　　　　 　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)大 2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)ｍ大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.33，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值ｍ＝2.5ｍｍ。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，取 大齒輪齒數(shù)　取 4.幾何尺寸計(jì)算 1)計(jì)算分度圓直徑 2)

18、計(jì)算齒根圓直徑 3)計(jì)算中心距 將中心距圓整后取。 4)計(jì)算齒寬 取　 5.驗(yàn)算 合適 八.鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 1． 選擇鏈輪齒數(shù)和材料 取小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為 材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火 2． 確定計(jì)算功率 由表9－6查得，由圖9－13查得，單排鏈，則計(jì)算功率為： 3． 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距 根據(jù)及查圖9－11，可選20A-1。查表9－1，鏈條節(jié)距為。 4． 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距。取。相應(yīng)得鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為，取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)節(jié)。查表9－7得到中心距計(jì)算系數(shù)，則鏈傳動(dòng)的最大中心中心距為： 5． 計(jì)算鏈速v，確定潤(rùn)滑方式

19、 由和鏈號(hào)20A－1，查圖9－14可知應(yīng)采用油池潤(rùn)滑或油盤飛濺潤(rùn)滑。 6． 計(jì)算壓軸力 有效圓周力為： 鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為。 7． 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式 結(jié)果 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒高 確定的最大軸凸緣直徑 節(jié)距p=31.75mm，滾子直徑=19.05mm，小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)，內(nèi)鏈板高度 九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 1.Ⅰ軸（輸入軸）及其

20、軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) １.輸入軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 ２.求作用在齒輪上的力 　 圓周力，徑向力，軸向力 ３.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15－3，取(以下軸均取此值），于是由式15－2初步估算軸的最小直徑。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則 　 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16

21、0000Nｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L＝42ｍｍ，半聯(lián)軸器。 與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 ４.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 　 1)擬定軸上零件的裝配方案（見(jiàn)圖9-1） 　 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 　 (1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故?。捕蔚闹睆?。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=30mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長(zhǎng)度應(yīng)該比略短一點(diǎn)，現(xiàn)取。 　 (2)初步選擇滾動(dòng)軸承。參照工作要求并根據(jù)，初選型號(hào)6205深溝球軸承，其尺寸為，基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷，，，故,軸段3和5

22、的長(zhǎng)度取相同,，。 (3)軸段4做成齒輪軸。軸段4的直徑應(yīng)根據(jù)6205的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定，取,。其余尺寸如圖9—1 (4)取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn)，則可得,，。 (5)參考表15－2，取軸端為和各軸肩處的圓角半徑。 圖9-1 輸入軸的結(jié)構(gòu)布置簡(jiǎn)圖 5.受力分析、彎距的計(jì)算 1)計(jì)算支承反力 　 在水平面上 在垂直面上 故 總支承反力 2)計(jì)算彎矩并作彎矩圖 　 (1)水平面彎矩圖 　　　 　 (2)垂直面彎矩圖 　　　

23、 　 (3)合成彎矩圖 　　　 　　　 3)計(jì)算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 　　　 6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖 9—2軸Ⅰ受力、彎矩和扭矩圖 7.選用鍵校核 鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（A型）軸的直徑d=18mm,選， 聯(lián)軸器:由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 8.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)力集中，故c截面為危險(xiǎn)截面。根據(jù)式15－5，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力 ，， 由表15－1查得，，故安全 9.校核軸承和計(jì)算壽命 (1)校核軸承A和計(jì)算壽命 徑向載荷

24、軸向載荷 由，在表13－5取X＝0.56。相對(duì)軸向載荷為，在表中介于0.040－0.070之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.24－0.27之間，對(duì)應(yīng)Y值為1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。 由表13－6取　則，A軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 ，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 (2)校核軸承B和計(jì)算壽命 　　　 徑向載荷 　　　 當(dāng)量動(dòng)載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命，故安全。 2.Ⅱ軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 1.中間軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 2.求作用在齒輪上的力 高速大齒輪: 　

25、 低速小齒輪: 3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)表15－3，取，于是由式15－2初步估算軸的最小直徑 中間軸上有兩個(gè)鍵槽，最小軸徑應(yīng)增大10%~15%，取增大12%得，圓整的。這是安裝軸承處軸的最小直徑 4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 (1)初選型號(hào)6207的深溝球軸承　參數(shù)如下 ，，，基本額定動(dòng)載荷　基本額定靜載荷，故。軸段1和5的長(zhǎng)度相同,故取。 (2)軸段2上安裝高速級(jí)大齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段2的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬

26、，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段3的直徑, 軸肩高度,取 ，。 (3)軸段4上安裝低速級(jí)小齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段4的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬，取。 取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得, ， (4)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖9—3。 圖9—3 中間軸的結(jié)構(gòu)布置簡(jiǎn)圖 5.軸的受力分析、彎距的計(jì)算 1）計(jì)算支承反力： 　 在水平面上 在垂直面上： 故 總

27、支承反力： 2)計(jì)算彎矩 在水平面上： 在垂直面上： 故 3)計(jì)算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖9—4軸Ⅱ受力、彎矩和扭矩圖 7.選用校核鍵 　1)低速級(jí)小齒輪的鍵 　　　由表6－1選用圓頭平鍵（A型），小齒輪軸端直徑d=40mm,，小齒輪齒寬B=85mm，。 　 由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 2)高速級(jí)大齒輪的鍵 　　 由表6－1選用圓頭平鍵（A型），大齒輪軸端直徑d=40mm，，大齒輪齒寬B=50mm，。 　 由式6－１， 查表6－2，得

28、 ，鍵校核安全 8.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 　 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險(xiǎn)截面，， 根據(jù)式15－5，并取， 　 由表１５－１查得，，校核安全。 9.校核軸承和計(jì)算壽命 1)校核軸承A和計(jì)算壽命 徑向載荷 軸向載荷 　　　,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,,取,故 因?yàn)?，校核安全? 該軸承壽命 2)校核軸承B和計(jì)算壽命 　　 徑向載荷 　　 當(dāng)量動(dòng)載荷，校核安全 該軸承壽命 查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命，故安全。 3.Ⅲ軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 1.輸入功率　轉(zhuǎn)速　 轉(zhuǎn)矩

29、 2.第三軸上齒輪受力 　 3.初定軸的直徑 軸的材料同上。由式15－2，初步估算軸的最小直徑 輸出軸上有兩個(gè)鍵槽，最小軸徑應(yīng)增大10%~15%，圓整的。 這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機(jī)械手冊(cè)可得到安裝在鏈輪孔的軸的長(zhǎng)度： ，為保證鏈輪與箱體的距離，取。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 　1)擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見(jiàn)圖9—5） 　2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 (1) 為滿足鏈輪的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故?。捕蔚闹睆?。 (2)軸段3和軸段6用來(lái)安裝軸承，根據(jù)，初選型號(hào)6212的深溝球軸承，參數(shù)基本：，，　基本額定動(dòng)載荷　基本額定靜載

30、荷。由此可以確定： ，取 ，。 (3)軸段5上安裝低速級(jí)大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑,取,。 (4)取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得, ， (5)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖9—5。 圖9—5 軸Ⅲ的結(jié)構(gòu)布置簡(jiǎn)圖 5.軸的受力分析、彎距的計(jì)算 (1)計(jì)算支承反力 　 在水平面上 在垂直面上 故 (2)計(jì)算彎矩 1)水平面彎矩 　　　 在

31、C處， 2)垂直面彎矩 　　　 在C處　 在B處 (3)合成彎矩圖 　　　 在C處　 在B處， (4)計(jì)算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖 (CD段) 6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖9—6 軸Ⅲ受力、彎矩和扭矩圖 7.選用校核鍵 　1)低速級(jí)大齒輪的鍵 　　　由表6－1選用圓頭平鍵（A型）d=62mm， ，，。 由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 2)高速級(jí)鏈輪的鍵 　　 由表6－1選用圓頭平鍵（A型）d=45mm，， ， 由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 8.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 　 由合成彎矩圖

32、和轉(zhuǎn)矩圖知，B處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險(xiǎn)截面 根據(jù)式15－5，并取，，，d=62mm， 　 由表15－1查得，，校核安全。 9.校核軸承和計(jì)算壽命 1)校核軸承D和計(jì)算壽命 徑向載荷 　　　當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)?，校核安全? 該軸承壽命該軸承壽命 2)校核軸承B和計(jì)算壽命 　　 徑向載荷 　　 當(dāng)量動(dòng)載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 十.潤(rùn)滑與密封 1.潤(rùn)滑方式的選擇 因?yàn)榇俗兯倨鳛殚]式齒輪傳動(dòng)，又因?yàn)辇X輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑，傳動(dòng)件回轉(zhuǎn)時(shí)，粘在其上的潤(rùn)滑油被帶到嚙合區(qū)進(jìn)行潤(rùn)滑。同時(shí)，傳動(dòng)零件將油池中的油甩

33、到箱壁上，可以使?jié)櫥图铀偕帷? 箱體內(nèi)應(yīng)有足夠的潤(rùn)滑油，以保證潤(rùn)滑及散熱的需要。為避免大齒輪回轉(zhuǎn)時(shí)將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應(yīng)大于30~50mm。 驗(yàn)算油池中的油量V是否大于傳遞功率所需油量。 軸承采用脂潤(rùn)滑，需要定期檢查和補(bǔ)充潤(rùn)滑脂。脂潤(rùn)滑易于密封，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維護(hù)方便。為防止箱內(nèi)潤(rùn)滑油進(jìn)入軸承室而使?jié)櫥♂屃鞒?，同時(shí)也防止軸承室中的潤(rùn)滑脂流入箱體內(nèi)而造成油脂混合，通常在箱體軸承座箱內(nèi)一側(cè)裝設(shè)甩油環(huán)。潤(rùn)滑脂的充填量為軸承室的1/2~1/3，每隔半年左右補(bǔ)充或更換一次。 2.密封方式的選擇 由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。

34、氈圈密封結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但磨損快，密封效果差，主要用于脂潤(rùn)滑和接觸面速度不超過(guò)5m/s的場(chǎng)合。 3.潤(rùn)滑油的選擇 因?yàn)樵摐p速器屬于一般減速器，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可選用工業(yè)閉式齒輪油， L—CKC100(GB 5903—1995)；潤(rùn)滑脂選7407號(hào)齒輪潤(rùn)滑脂(SY 4036—1984)。 十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸 機(jī)座壁厚δ δ=0.025a+5 8mm 機(jī)蓋壁厚δ1 δ1=0.025a+5 8mm 機(jī)座凸緣壁厚 b=1.5δ 12mm 機(jī)蓋凸緣壁厚 b1=1.5δ1 12mm 機(jī)座底凸緣壁厚 b2=2.5δ 20mm

35、 地腳螺釘直徑 df =0.036a+12 16.3mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250,n=6 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 df 12.2mm 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5～0.6) df 10mm 聯(lián)接螺栓d2間距 L=150～200 160mm 軸承蓋螺釘直徑 d3=(0.4～0.5) df 7mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) df 6mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8) d2 7mm 軸承旁凸臺(tái)半徑 R 10 mm 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1= D+2.5d3 (D為軸承孔直徑) D1

36、1=42.5mm D12=42.5mm D13=57.5mm 軸承座凸起部分端面直徑 D2= D1+2.5d3 D21=59.5mm D22=59.5mm D23=74.5mm 大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離Δ1 Δ1>1.2δ 10mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離Δ2 Δ2>δ 9 mm 兩齒輪端面距離 Δ4=5 5 mm df,d1,d2至外機(jī)壁距離 C1=1.2d+(5～8) C1f=26mm C11=21mm C12=18mm df,d1,d2至凸臺(tái)邊緣距離 C2 C2f=22mm C21=17mm C22=15mm

37、 機(jī)殼上部（下部）凸緣寬度 K= C1+ C2 Kf=48mm K1=38mm K2=33mm 軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離 e=(1～1.2)d1 13mm 軸承座凸起部分寬度 L1≥C1f+ C2f+(3～5) 52 mm 吊環(huán)螺釘直徑 dq=0.8df 13mm 十二.設(shè)計(jì)總結(jié) 之前我對(duì)《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》這門課的認(rèn)識(shí)是很膚淺的，實(shí)際動(dòng)手設(shè)計(jì)的時(shí)候才發(fā)現(xiàn)自己學(xué)得知識(shí)太少，而且就算上課的時(shí)候再認(rèn)真聽(tīng)課，光靠課堂上學(xué)習(xí)的知識(shí)根本就無(wú)法解決實(shí)際問(wèn)題， 必須要靠自己學(xué)習(xí)。 我的設(shè)計(jì)中存在很多不完美、缺憾甚至是錯(cuò)誤的地方，但由于時(shí)間的原因，是不可能一一糾正

38、過(guò)來(lái)的了。盡管設(shè)計(jì)中存在這樣或那樣的問(wèn)題，我還是從中學(xué)到很多東西。首先，我體會(huì)到參考資料的重要性，利用一切可以利用的資源對(duì)設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)是至關(guān)重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒(méi)有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時(shí)參考資料的價(jià)值就立時(shí)體現(xiàn)出來(lái)了。其次，從設(shè)計(jì)過(guò)程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過(guò)的機(jī)械制圖知識(shí)，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴(yán)謹(jǐn)理性的態(tài)度在設(shè)計(jì)中是非常重要的，采用每一個(gè)數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計(jì)是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯(cuò)了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 通過(guò)這次的課程設(shè)計(jì),極大的提高了我們對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)這門課程的掌握和運(yùn)用，讓我們熟悉了手冊(cè)和國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的使用，并把我們所學(xué)的知識(shí)和將來(lái)的生產(chǎn)實(shí)際相結(jié)合，提高了我們分析問(wèn)題并自己去解決問(wèn)題的能力，也提高了我們各個(gè)方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。 十三.參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程》第八版 濮良貴 紀(jì)名剛 主編 高等教育出版社2007年 2.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》 李育錫 主編 高等教育出版社2008年 3.《機(jī)械設(shè)計(jì)師袖珍手冊(cè)》 毛謙德 李振清 主編 機(jī)械工業(yè)出版社1994年 4.《機(jī)械原理》第七版 孫桓 陳作模 葛文杰 主編 高等教育出版社年2007 35