機械設計課程 設計說明書帶式輸送機傳動裝置（含全套圖紙）

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1、機械設計課程設計說明書 CAD圖紙，聯(lián)系QQ153893706 設計題目：帶式輸送機傳動裝置 設計單位：工程學院 05機制（3）班 設計者： 學號： 指導教師： 目錄 一、設計任務 第 2 頁 二、各主要部件選擇 第 2 頁 三、選擇電動機 第 3 頁 四、計算總的傳動比并分配各級傳動比 第 3 頁 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 第 4 頁 六、傳動零

2、件的設計計算 第 5 頁 七、設計高速級齒輪 第 7 頁 八、設計低速級圓柱直齒傳動 第 11 頁 九、軸的設計與校核 第 15 頁 十、軸承的校核 第 27 頁 十一、鍵的選擇和校核及聯(lián)軸器的選擇 第 28 頁 十二、減速器潤滑方式及密封種類的選擇 第 29 頁 十三、箱體的設計 第 30頁 十四、減速器附件的設

3、計 第 31頁 十五、設計小結 第 32頁 十六、參考文獻 第 32頁 一、設計任務 題目：帶式輸送機傳動裝置 給定條件：由電動機驅動，輸送帶的牽引力為6000N，輸送帶速度為0.45m/s，提升機鼓輪直徑為300mm。 自定條件：工作壽命8年（設每年工作300天），每日工作16小時，帶式輸送機工作平穩(wěn)，轉向不變。 減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。 特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。

4、高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉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,低速級均做成直齒。 整體布置如下： 圖示1電動機,2 V型帶, ,3減速器,4高速齒輪傳動,5低速齒輪傳動, 6為聯(lián)軸器 7.輸送帶鼓輪 0電動機軸，I輸入軸，II中間軸，III輸出軸，IV卷筒軸. 輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,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. 二、各主要部件選擇 目的 過程分析 備注 動力源 三相交流電 電動機 齒輪 直齒

5、經(jīng)濟。 高速級，低速級均做成直齒 軸承 輸入軸（1軸）和中間軸（2軸）有一定的軸向力，輸出軸（3軸）的軸向力較小。 圓錐滾子軸承和深溝球軸承 聯(lián)軸器 經(jīng)濟性和實用性并存 彈性聯(lián)軸器 三、選擇電動機 １、 選擇電動機的類型 按照工作要求選擇全封閉自扇冷式籠形三相異步電動機，電壓380Ｖ，Ｙ系列。 ２、 查表確定各部分的效率為：V型帶傳動，滾動軸承傳動效率（4對）,閉式齒輪傳動效率η3=0.97，連軸器效率 ,傳動滾筒效率代入得：傳動的總效率為： 電動機所需工作功率為： KW KＷ=60000.45/1000 KW=2.7 KW Pd=2.7/0.825KW =

6、3.27 KW ３、 確定電動機轉速 滾動軸工作轉速： n=601000V/πD=6010000.45/(π300)=28.66 r/min 通常，V帶傳動的傳動比常用范圍 ,二級圓柱齒輪減速器為,則總傳動比的范圍,古電動機轉速的可選范圍為 nˊ=(16～160)28.66r/min=(459～4586)r/min 符合這一范圍的同步轉速有750，1000,1500和3000r/min，但由于750 r/min型電動機的尺寸過大，重量較重，且價格高，不可取。所以在1000 r/min,1500 r/min和3000r/min三種中選取，見下表： 方 案 電 動 機

7、型 號 額定功率 （KW） 電動機轉速n（r/min） 電 動 機 質量 kg 參考價格 總傳動比 同步轉速 滿載轉速 1 Y112M-2 4 3000 2890 45 910 94.54 2 Y112M-4 4 1500 1440 49 918 47.11 3 Y132M1-6 4 1000 960 75 1433 31.40 方案1電動機重量輕,價格便宜.但總的傳動比大,傳動裝置處廓尺寸大.制造成本高.結構不緊湊,故不可取.而方案2與方案3相比較.綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸重量價格以及總的傳動比,可以看出

8、,選擇電動機型號為Y112M-4 四、計算總的傳動比并分配各級傳動比 由選擇的電動機滿載傳速=1440 r/min，工作機的轉速＝28.66r/min，得轉動裝的總傳動比為： ia=/=1440/28.66=50.24 分配傳動裝置各級傳動比 V型傳動帶的傳動比,則減速器的傳動i為 i==50.24/3=16.7 取兩級援助齒輪減速器,高速級的傳動比 則低速級的傳動比 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依次編號為0軸（電機軸），1軸，2軸…，相鄰兩軸之間的傳動比為,,,相鄰兩軸間

9、的傳動效率為,,,各軸輸入功率為,,,,各軸的轉速為,,,,各軸輸入轉矩為,,,. 電動機的輸出功率、轉速和轉距分別為： =Pd r/min T0 = 9550P0/n0 0軸（電機軸） =3.27KW r/min =9550/=21.7 1軸(高速軸) = =0.963.27=3.14 KW r/min =95503.14/480=62.5 2軸(中間軸) ==3.140.990.97=2.68KW =480/4.835=99.3 r/min =95502.68/99.3=258 3軸（低速軸） ==2.680.990.97=2.57

10、KW =99.3/3.454=28.7 r/min =95502.57/28.7=855 4軸（滾筒軸） P4=0.990.99=2.52 KW n4=28.7/1=28.7 r/min T4=95502.52/28.7=839 1~3軸的輸出功率和輸出轉矩則分別為個軸的輸入功率和輸入轉矩乘軸承效率η=0.99 0～4軸運動和動力參數(shù)的計算結果加以匯總，列出表格，如下： 軸 名 功 率P（KW） 轉 矩T（） 轉 速 n（r/min） 傳 動 比 效 率 η 輸入功率 輸出功率 輸入轉矩 輸出轉矩 電機軸 3.27 2

11、1.7 1440 高速軸 3.14 3.11 62.5 61.9 480 3 0.96 中間軸 2.68 2.65 258 255 99.3 4.835 0.96 低速軸 2.57 2.54 855 846 28.7 3.454 0.96 卷筒軸 2.52 2.49 839 831 28.7 1 0.98 六、傳動零件的設計計算 普通V型帶的設計(減速器外的傳動零件設計) 1.確定計算功率 查表得工作情況系數(shù)=1.1故=P=1.23.27KW=3.9KW 2.選擇V帶的類型 根據(jù), 選用A型 =1440r

12、/min 3.確定帶輪的基準直徑并驗算帶速V 1)初選小帶輪的基準直徑 =90mm 2)驗算帶速V V==m/s=6.78m/s 因為5m/s

13、教角 =-)= 6.計算帶的跟數(shù)Z 1)計算單根V帶的額定功率 查表得基本額定功率 =1.064kw 單根普通V帶額定功率的增量=0.17kw,包角修正系數(shù)=0.95,長度系數(shù)=1.01,于是 =()**=(1.064+0.17)0.951.01=1.18kw 2)計算V帶的根數(shù)Z Z===3.31 取3根 7.計算單根V帶的初拉力的最少值()min A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m,所以 )min=500+q=500+0.1=161N 應使帶的實際初拉力為>)min 8.計算壓軸力 壓軸力的最小值為

14、 ()min=2Z)min*sin=23161sinN=951N 9.帶輪結構設計 ) 由以上計算，查課本表8-10可知輪槽尺寸： 基準寬度=11mm，基準線上槽深=2.75mm， 基準線下槽深=8.7mm，槽間距e=15mm，槽邊距=mm，輪緣厚=6mm； 由公式帶輪寬度B=(z-1)e+2f得，帶輪寬度B=48mm 2) 查表8-1可得V帶截面尺寸： 頂寬b=13.0mm，節(jié)寬=11.0mm，高度h=8.0mm，楔角=40，每米質量q=0.10 kg/m，截面面積A=81 由公式帶輪外徑，所以有 主動輪外徑 從動輪外徑 七.設計高速級圓柱直齒傳動 目的 設

15、計過程 備注 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) １） 選用７級精度 ２） 由表１０－１選擇小齒輪材料為４０Ｃｒ（調質），硬度為２８０ＨＢＳ，大齒輪材料為４５鋼（調質），硬度為２４０HBS，二者材料硬度差為40HBS。 ３） 選小齒輪齒數(shù)， 大齒輪齒數(shù) 取 ★ ★ ★兩齒輪均為標準直齒圓柱齒輪，所以壓力角 目的 過程分析 備注 按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式１０－９ａ進行試算，即 　　　　 １） 確定公式各計算數(shù)值 （１） 試選載荷系數(shù) （２） 計算小齒輪傳遞的轉矩 　　　 （３） 由表１０－７選取齒寬系數(shù) （４） 由表１０－６查得材料的彈性影

16、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度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （６）由式１０－１３計算應力循環(huán)次數(shù) 　　 　　　 （７）由圖１０－１９查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （８）計算接觸疲勞強度許用應力 　　取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由式１０－１２得 　　　　 　　 ２） 計算 （１） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 　　 0.99 為中間軸軸承的效率 4.871為第二級傳動比 ★代入中的較小值是為了使得出的d偏大，

17、使齒輪更安全 按齒面接觸疲勞強度設計 （２） 計算圓周速度v （３） 計算齒寬ｂ 　　　　 （４） 計算齒寬與齒高之比ｂ／ｈ 模數(shù) 　　　　齒高 （５） 計算載荷系數(shù)K 　　　　根據(jù)，７級精度，由圖１０－８查得動載荷系數(shù) 　　　　直齒輪齒間載荷分配系數(shù) 　　由表１０－２查得使用系數(shù) 由表１０－４查得 　　 　　　　由圖１０－1３查得=1.34 故載荷系數(shù) 　（６）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式１０－１０ａ得 （７）計算模數(shù)ｍ 　　

18、 ★小齒輪相對支承非對稱布置 是按齒面接觸疲勞強度設計時使用的齒向載荷分布系數(shù) 按齒根彎曲強度設計 由式１０－５得彎曲強度的設計公式為 按齒根彎曲強度設計 １） 確定公式內的計算數(shù)值 （１） 由圖１０－２０ｃ查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 （２） 由圖１０－１８查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　　　 （３） 計算彎曲疲勞許用應力 　　，安全系數(shù)為S=1.4，由式１０－１２得 　　　 （４） 計算載荷系數(shù) （５）查取齒形系數(shù) 由表１０－５查得　 ?。ǎ叮┎槿πＵ禂?shù) 　　　

19、由表１０－５查得　 　（７）計算大小齒輪的，并比較 　　　　 　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)大 ２） 設計計算 圓整為標準值 ｍ＝2.0ｍｍ?！　　　　　　? 是按齒根彎曲強度設計時使用的齒向載荷分布系數(shù) 確定mn時取較大的，安全。 ★兩對直齒的模數(shù)ｍ＝2.0ｍｍ。　 目的 分析過程 備注 按齒根彎曲強度設計 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)　取 ★齒數(shù) 幾何尺寸計算 １） 計算分度圓直徑 ２） 計算齒頂圓直徑 ３） 計算齒根圓直徑

20、 ４） 計算中心距 ５） 計算齒寬 取　 ★分度圓直徑： ★齒頂圓直徑：，★所以，小直齒輪做成實心式齒輪，大直齒輪做成腹板式齒輪 ★齒根圓直徑： 中心距 齒寬 八.設計低速級圓柱直齒傳動 目的 設計過程 備注 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 1)選用７級精度 2 )由表１０－１選擇小齒輪材料為４０Ｃｒ（調質），并經(jīng)調質及表面淬火,齒面硬度為48-55HBR 3)選小齒輪齒數(shù)， 大齒輪齒數(shù) 取 ★ ★ ★兩齒輪均為標準直齒圓柱齒輪，所以壓力角 按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式１０－９ａ進行試算，即

21、 　　　　 1 )確定公式各計算數(shù)值 (1)試選載荷系數(shù) (2)計算小齒輪傳遞的轉矩 　　　 (3)由表１０－７選取齒寬系數(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度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （６）由式１０－１３計算應力循環(huán)次數(shù) 　　 　　　 （７）由圖１０－１９查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （８）計算接觸疲勞強度許用應力 　　取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由式１０－１２得 　　　　 　　 0.99 為中間軸軸承的效率 4.

22、871為第二級傳動比 按齒面接觸疲勞強度設計 2 )計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 (2)計算圓周速度v (3)計算齒寬ｂ 　　　　 (4)計算齒寬與齒高之比ｂ／ｈ 模數(shù) 　　　　齒高 (5)計算載荷系數(shù)K 　　　　根據(jù)，７級精度，由圖１０－８查得動載荷系數(shù) 　　　　齒間載荷分布系數(shù)，由表１０－３查得 　　由表１０－２查得使用系數(shù) 由表１０－４查得 　　齒合載荷分布系數(shù) 　　　　由圖１０－2３查得 故載荷系數(shù) ６）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

23、，由式１０－１０ａ得 ７）計算模數(shù)ｍ 　　 ★代入中的較小值是為了使得出的d偏大，使齒輪更安全 ★小齒輪相對支承非對稱布置 是按齒面接觸疲勞強度設計時使用的齒向載荷分布系數(shù) 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)確定公式內的計算數(shù)值 (1)由圖１０－２０ｃ查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 (2)由圖１０－１８查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　　　 (3)計算彎曲疲勞許用應力 　　取失效概率為１％，安

24、全系數(shù)為S=1.4，由式１０－１２得 　　　 (4)計算載荷系數(shù) （５）查取齒形系數(shù) 由表１０－５查得　 ?。ǎ叮┎槿πＵ禂?shù) 　　　由表１０－５查得　 ?。ǎ罚┯嬎愦笮↓X輪的，并比較 　　　　 　　　　小齒輪的數(shù)據(jù)大 2)設計計算 是按齒根彎曲強度設計時使用的齒向載荷分布系數(shù) 確定mn時取較大的，安全。 按齒根彎曲強度設計 圓整為標準值 ｍ＝2.5ｍｍ。　　　　　　　 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　 大齒輪齒數(shù)　 取=83

25、 ★兩對直齒的模數(shù)ｍ＝2.5ｍｍ?！? ★齒數(shù) 幾何尺寸計算 1)計算分度圓直徑 2)計算齒頂圓直徑 3)計算齒根圓直徑 4)計算中心距 5)計算齒寬 取　 ★分度圓直徑： ★齒頂圓直徑：，★所以，小直齒輪做成實心式齒輪，大直齒輪做成腹板式齒輪 ★齒根圓直徑： 中心距 齒寬 九．軸的設計與校核 箱體的總體結構 １、 輸入軸的設計 1 .選擇軸的材料 選取45鋼，調質處理，由課本P355表5－1查得，其硬度為HBS＝220，抗拉強度極限σB＝640MPa，屈服強度極

26、限σs＝355MPa，彎曲疲勞極限σ－1＝275MPa，剪切疲勞極限τ－1＝155MPa，許用彎應力[σ－1]=60MPa 2．初步估算軸的最小直徑 1)輸入軸的功率,轉速,轉矩 =3.11kw =480r/min =61 900N/mm 2)初步估算軸的最小直徑 取A0＝112 取21mm 3 .軸的結構設計 １） 擬定軸上零件的裝配方案 軸段Ⅰ-Ⅱ裝配帶輪，軸段Ⅱ-Ⅲ裝配軸承端蓋，軸段Ⅲ-Ⅳ裝配軸承， 軸段Ⅴ-Ⅵ作為定位軸肩，軸段Ⅵ-Ⅶ裝配齒輪，軸段Ⅶ-Ⅷ裝配定位套筒 和軸承。 ２） 根據(jù)軸向定位的要求確

27、定軸的各段直徑和長度。 1) dⅠ–Ⅱ＝21mm LⅠ－Ⅱ=68mm 2) 為了滿足帶輪定位 dⅡ–Ⅲ=26mm 3) 初選滾動軸承 因軸承只受有徑向力的作用.和 dⅡ–Ⅲ=26mm 故選擇深溝槽軸承6006 查機械手冊dDT =30mm55 mm13mm. 所以，dⅢ–Ⅳ＝dⅦ–Ⅷ＝30mm， 兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，定位套筒同時也是齒輪的定位，套筒兩節(jié)應比安裝滾動軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點點 (c）取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ和Ⅵ-Ⅶ的直徑： dⅣ-Ⅴ= dⅥ-Ⅶ= D1=34mm 為了使套筒的端面更可靠的壓緊齒輪，Ⅵ－Ⅶ軸段應略

28、短于輪轂寬度，因為輪轂寬度b1=60mm,可以?。篖Ⅵ-Ⅶ＝58mm。 齒輪的右端由套筒定位，左端由軸的端面定位，由h=(0.07~0.1)d取h=4mm,所以 ：dⅤ－Ⅵ=42mm 。 軸環(huán)寬度b≥1.4h，所以：LⅤ－Ⅵ＝12 （d）取齒輪距箱體內壁之距離a=10,滾動軸承T=13,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm則可計算： LⅢ-Ⅳ=T+a+s+(60-58)=13+8+10+2=33mm 為了齒輪1與齒輪2裝配對齊 LⅣ－Ⅴ=12+65+13+8-12=86 （e）軸段Ⅲ-Ⅳ應比軸承長一點，?。篖Ⅲ-Ⅳ=13+2=15mm （f）根據(jù)軸承端

29、蓋的裝折及便于軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離大于30mm，故取LⅡ-Ⅲ=50mm （f）為了齒輪1與齒輪2裝配對齊，LⅣ-Ⅴ=10 各軸段設計參數(shù)表 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ Ⅰ-Ⅷ d(mm) 21 26 30 34 42 34 30 —— L(mm) 68 50 15 86 12 58 33 322 3). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)結. 按dⅠ-Ⅱ =21mm ，帶輪寬度B=48mm由表6-1查得平鍵截面bh=6mm6mm (鍵

30、寬和鍵高), 長度L =21.6mm 按dⅥ-Ⅶ =34mm，LⅥ-Ⅶ=58mm由表6-1查得平鍵截面bh=10mm8mm (鍵寬和鍵高), 長度L =50mm， 因為齒輪不在軸端,故采用平頭平鍵,聯(lián)軸器裝配采用平鍵， 4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸（參考表15-2） ?、?、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ和Ⅶ處倒圓角R=2 取Ⅰ、Ⅲ和Ⅷ處的倒角為C=245 （5）求軸上的載荷 作用在齒輪上的力 圓周力 Ft1===2293N 徑向力 Fr1= tanαFt1= N 軸的結構圖作出軸空間受力及簡圖軸的彎距扭距圖(在一頁)： AB=

31、179mm， BC=44.5mm ， AC=134.5 mm，BD=279.5mm 從軸的彎矩扭距圖中可以看出截面C是軸的危險截面.計算出截面C處的彎矩M如下: （6）按彎距合成應力校核軸的強度 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強度. 當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取α=0.6 ，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸的計算應力 根據(jù)式（15-5）及上述數(shù)據(jù)，并取a=0.6，軸的計算應力： σ=

32、 前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得：[σ-1]=60 MPa，則σca＜[σ-1]=60 MPa，故安全 2、軸Ⅱ的設計 1 .選擇軸的材料 選取45鋼，調質處理，由課本P355表5－1查得，其硬度為HBS＝220，抗拉強度極限σB＝640MPa，屈服強度極限σs＝355MPa，彎曲疲勞極限σ－1＝275MPa，剪切疲勞極限τ－1＝155MPa，許用彎應力[σ－1]=60MPa 2．初步估算軸的最小直徑 1)輸入軸的功率,轉速,轉矩 =2.65kw =99.3r/min =255000N/mm 2)初步估算軸的最小直

33、徑 取A0＝112 （3）軸的結構設計 1）．擬定軸上零件的裝配方案： 軸段Ⅰ-Ⅱ和Ⅴ-Ⅵ裝配定位套筒和軸承，軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ裝配齒輪裝配軸承。 ２）．根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 查手冊，根據(jù)d2min=33.5mm 選用深溝滾動軸承6007 dDT =35mm62 mm14mm. 所以，dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=35mm 兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，定位套筒同時也是齒輪的定位，套筒兩節(jié)應比安裝滾動軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點點 （b）取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的直徑： dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=45mm 為了使套筒的

34、端面更可靠的壓緊齒輪，Ⅵ－Ⅶ軸段應略短于輪轂寬度，因為輪轂寬度b2=54mm,b3=65mm,可以取： LⅡ-Ⅲ＝63mm，LⅣ-Ⅴ＝52。 齒輪的右端由套筒定位，左端由軸的端面定位，由h=(0.07~0.1)d取h=4mm,所以 ：dⅢ-Ⅳ=48mm 。 兩齒輪之間距為15mm，所以： （c）取齒輪距箱體內壁之距離為a =10mm, 考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm, 軸承段軸長應比軸承寬大一點，取2mm則可計算： （d）總體長度： 軸2計參數(shù)表 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ

35、Ⅴ-Ⅵ Ⅰ-Ⅵ d(mm) 35 45 52 45 35 —— L(mm) 39 63 15 52 39 208 3). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)結. 按dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=40mm由表6-1查得平鍵截面bh=14mm9mm (鍵寬和鍵高), 按 LⅡ-Ⅲ=63mm ，LⅣ-Ⅴ =52mm，由表6-1取平鍵長度L1 =57mm，L2 =44mm 4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2 , ?、?、Ⅵ、Ⅱ和Ⅴ處倒角為C=245 取軸肩Ⅳ和Ⅲ處倒圓角R=1.245 （5）求軸上的載荷 作用在

36、齒輪上的力 齒輪2所受的圓周力大小等于齒輪1所受的圓周力大小： Ft2=Ft1===2293N 齒輪2的徑向力大小等于齒輪2的徑向力大?。? Fr2=Fr1= tanαFt1= N 齒輪3所受的圓周力： Ft3 ===8500N 齒輪3的徑向力：Fr3= tanαFt3= N 軸的結構圖作出軸空間受力及簡圖軸的彎距扭距圖(見下頁)： AB=55mm， BC=74.5mm ， CD=60.5mm， AC=129.5mm， DB=135mm AD=190mm 從軸的彎矩扭距圖中可

37、以看出截面C是軸的危險截面.計算出截面C處的彎矩M如下: （6）按彎距合成應力校核軸的強度 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強度. 當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取α=0.6 ，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸的計算應力 查表15-4，軸的抗彎截面系數(shù) 根據(jù)式（15-5）及上述數(shù)據(jù)，并取a=0.6，軸的計算應力： σ= 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[σ]=60 MP 因此σ＜[σ]=60 MP，故安全 3、軸Ⅲ的設計 1 .選擇軸的材料 選取45鋼，

38、調質處理，由課本P355表5－1查得，其硬度為HBS＝220，抗拉強度極限σB＝640MPa，屈服強度極限σs＝355MPa，彎曲疲勞極限σ－1＝275MPa，剪切疲勞極限τ－1＝155MPa，許用彎應力[σ－1]=60MPa 2．初步估算軸的最小直徑 1)輸入軸的功率,轉速,轉矩 =2.54kw =28.7r/min =846000N/mm 2)初步估算軸的最小直徑 取A0＝112 （3）軸的結構設計 1）．擬定軸上零件的裝配方案： 軸段Ⅰ-Ⅱ裝配定位套筒和軸承，軸段Ⅱ-Ⅲ裝配齒輪，軸段Ⅲ-Ⅳ作為定位軸肩，軸段Ⅴ-Ⅵ裝配

39、軸承，軸段Ⅵ-Ⅶ裝配軸承端蓋，軸段Ⅶ-Ⅷ裝配聯(lián)軸器。 ２）．根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）選擇聯(lián)軸器 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3，查表14-1取KA=1.3。 T ca =1.3846000= 1099800Nmm=1099.8Nm 查手冊選用YL11凸緣聯(lián)軸器，其公稱直徑為125000所以dⅦ－Ⅷ=48mm， 半連軸器長度L=112,,半聯(lián)軸器與軸配合的轂控長度L1=84mm 因連軸器L＝84mm，為了保證軸端擋圈不壓在軸的端面上，故Ⅰ－Ⅱ段上的長度應比L1略短一些，?。篖Ⅶ－Ⅷ＝82mm b）為了滿足半連軸器的軸向定位 dⅥ－Ⅶ=52mm c）初

40、步選擇滾動軸承． 選取一對深溝球軸承，它能在較高轉速下正常工作． 查手冊，根據(jù)dⅥ－Ⅶ=52mm 選用深溝滾動軸承6011 dDT =55mm95 mm18mm. 所以，dⅤ－Ⅵ=dⅠ－Ⅱ=55mm 兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，定位套筒同時也是齒輪的定位，套筒兩節(jié)應比安裝滾動軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點點 軸肩定位dⅣ-Ⅴ= D1=60mm c）取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑：dⅡ-Ⅲ=60mm 為了使套筒的端面更可靠的壓緊齒輪，Ⅵ－Ⅶ軸段應略短于輪轂寬度，因為輪轂寬度b4=60mm,可以?。篖Ⅱ-Ⅲ＝56mm。 齒輪的左端由套筒定位，左端由軸的端

41、面定位，由h=(0.07~0.1)d取h=5mm,所以 ：dⅢ-Ⅳ=66mm 。 軸環(huán)寬度b≥1.4h，所以：LⅢ-Ⅳ＝12mm （d）齒輪4寬度中心應與齒輪3的寬度中心對齊，即齒輪4距箱體內壁之距離 a =13+（65-60）/2=15.5mm, 考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,考慮與軸2長度對齊，取s=8mm, 則可計算： LⅠ-Ⅱ＝T+2+s+a+4=18+2+8+15.5+4=47.5mm （e）軸段Ⅴ-Ⅵ應比軸承長一點，?。篖Ⅴ-Ⅵ=18+2=20mm （f）根據(jù)軸承端蓋的裝折及便于軸承添加潤滑脂的要求，取

42、端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離大于30mm，故取LⅥ-Ⅶ=50mm （f）為了齒輪4與齒輪3裝配對齊： LⅣ-Ⅴ=(65-60)/2+12+60+10+8-12=80.5 （g）各軸段長度： Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ Ⅰ-Ⅷ d(mm) 55 60 66 60 55 52 48 —— L(mm) 47.5 56 12 80.5 20 50 82 348 3). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)結. 按dⅡ-Ⅲ=60 mm，由表6-1查得平頭普通平鍵截面bh=18mm

43、11mm (鍵寬和鍵高) ，按LⅡ-Ⅲ=56mm，查得鍵長L =50mm 按dⅦ-Ⅷ=48mm，查表6-1得圓頭普通平鍵截面bh=14mm9mm (鍵寬和鍵高) ，按LⅦ-Ⅷ=82mm，查得鍵長L =70mm 4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸（參考表15-2） ?、窈廷幍牡菇菫镃=245 ?、颉ⅱ?、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ和Ⅶ處倒圓角為R2 （5）求軸上的載荷 作用在齒輪上的力 齒輪3所受的圓周力： Ft3=8550N 齒輪3的徑向力： Fr3=3094 N 軸的結構圖作出軸空間受力及簡圖軸的彎距扭距圖(見下頁)： AB=207mm， BC=56mm

44、 ， AC=151 mm， 從軸的彎矩扭距圖中可以看出截面C是軸的危險截面.計算出截面C處的彎矩M如下: （6）按彎距合成應力校核軸的強度 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強度. 當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取α=0.6 ，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸的計算應力 查表15-4，軸的抗彎截面系數(shù) 根據(jù)式（15-5）及上述數(shù)據(jù)，并取a=0.6，軸的計算應力： σ= 前

45、面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得：[σ-1]=60 MPa，則σca＜[σ-1]=60 MPa，故安全 1）判斷危險截面 截面B、Ⅶ、Ⅷ、D只受扭，雖然鍵槽、軸肩、及過渡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地確定的，所以截面B、Ⅶ、Ⅷ、D均無須校核。從應力集中對軸的疲勞強度影響來看，截面Ⅱ－Ⅲ處過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面Ⅱ和Ⅲ的應力集中的影響接近，但截面Ⅱ不受扭矩作用，故不必校核。截面C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），而且這里軸的直徑最大，

46、故截面C也不必校核。截面Ⅳ、Ⅴ顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)必過盈配合的小，而且，Ⅲ－Ⅳ段的直徑比Ⅱ－Ⅲ段的直徑大，因而該軸只需校核截面Ⅲ左側即可。 2)截面Ⅲ左側 抗彎截面系數(shù) W＝0.1d3＝0.1603＝21600mm3 抗扭截面系數(shù) WT＝0.2d3＝0.2603＝43200mm3 截面Ⅲ左側的彎距M為 M＝ 截面Ⅳ上的扭距為 T＝846000Nmm 截面上的彎曲應力 σb ＝ 截面上的扭轉切力τT＝ 軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15－1查得σb ＝640MPa ， σ－1 ＝275MPa ，τ－1＝155MPa 。 截面上用

47、于軸間而形成的理論應力集中系數(shù)及,按附表3-2查取.因為r/d=2.0/60=0.033,D/d=66/60=1.1,經(jīng)插值后查得 =2.0,=1.33 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 =0.82 =0.85 故有效應力集中系數(shù) =1+()=1+0.82(2.0-1)=1.82 =1+=1+0.85(1.33-1)=1.28 由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.69; 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)=0.84 軸按磨削加工，質量系數(shù)如上為 βσ＝βτ＝0.92 故得

48、綜合系數(shù)值為 Kσ＝ ＝ Kτ＝ ＝ 由課本3－1及3－2得炭鋼得特性系數(shù) φσ＝0.1～0.2 ，取 φσ＝0.1 φτ＝0.05～0.1 ，取 φσ＝0.05 所以軸在截面Ⅲ左側的安全系數(shù)Sca值得: 故該軸在截面Ⅳ左側的強度是足夠的。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。 各傳動軸總體方案 軸 ＼ 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 總長 軸Ⅰ d(mm) 21 26 30 34 42 34 30 —— L(mm) 68 50 15 86 12 58 33

49、 322 軸Ⅱ d(mm) 35 45 52 45 35 —— —— —— L(mm) 39 63 15 52 39 —— —— 208 軸Ⅲ d(mm) 55 60 66 60 55 52 48 —— L(mm) 47.5 56 12 80.5 20 50 82 378 十、軸承的校核 1、高速軸（Ⅰ軸）上兩個深溝球軸承的校核 由軸受力圖可知兩軸Ⅰ承的最大徑向負荷： p=1277N 軸承轉速: n=480r/min 預期壽命: 所選的6006型深溝球軸承，其具有的基

50、本額定動載荷為C=13.2KN。計算軸承承受的動載荷為： ，所以安全。 2、中間軸（Ⅱ軸）上兩個深溝球軸承的校核 已知兩軸承的徑向負荷： p=1867N 軸承轉速: n=99.3r/min 預期壽命: 所選的6007型深溝球軸承，其具有的基本額定動載荷為C=16.2KN。計算軸承承受的動載荷為： ，所以安全。 3、低速軸（Ⅲ軸）上兩個深溝球軸承的校核 已知兩軸承的徑向負荷： p=1937N 軸承轉速: n=28.7r/min

51、 預期壽命: 由所選的類型6011型深溝球軸承，其具有的基本額定動載荷為C=30.2KN。計算軸承承受的動載荷為： ，所以安全。 十一、軸上所用鍵的設計和校核 材料：45號鋼，查表得許用應力 1、高速軸（Ⅰ軸） （1）帶輪與軸Ⅰ聯(lián)接的鍵: 根據(jù)帶輪要求，采用半圓鍵槽，鍵槽用盤銑刀銑出， 鍵的參數(shù)：bhd1=5.0mm9.0mm22mm 鍵的工作長度l=L =21.6mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm 由式(6-1)可得: σ==MP＝60.7MP＜，所以安全。 （2）與高速級大齒輪相結合的鍵 齒輪傳動

52、要求齒輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出 鍵的參數(shù)：bhL =10mm8mm50mm； 鍵的工作長度l=L-b=50-8=42mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm 由式(6-1)可得: σ= MP=21.7MP＜，所以安全。 2、中間軸（Ⅱ軸） （1）齒輪2與軸聯(lián)接的鍵 齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出 鍵的參數(shù)：bhL =14mm9mm57mm 鍵的工作長度l=L-b=57-14=43mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm 由式(6-1)可得: σ== MP＝58.6MP＜，所以安

53、全。 （2）齒輪3與軸聯(lián)接的鍵 齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出 鍵的參數(shù)：bhL =14mm9mm44mm 鍵的工作長度l=L-b=44-14=30mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm 由式(6-1)可得: σ== MP＝84MP＜，所以安全。3、低速軸（Ⅲ軸） （1）齒輪4與軸聯(lián)接的鍵 齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選擇B型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出 鍵的參數(shù)：bhL =18mm11mm50mm 鍵的工作長度l=L=50 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=5.5mm 由式(6-1)可得: σ

54、=＝ MP=102.5 MP＜。所以安全 （2）軸與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵 齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選擇B型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出 鍵的參數(shù)：bhL =14mm9mm70mm 鍵的工作長度l=L=70 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm 由式(6-1)可得: σ== MP＝111.9 MP<，，所以安全。 十二 潤滑與密封方式的選擇 1、滾動軸承潤滑方式的選擇 Ⅰ軸深溝球軸承：dn=30480=1.44mmr/mir 查表13-10 采用脂潤滑方式 Ⅱ軸深溝球軸承：dn=3599.3=0.35104mmr/mir查表13-10 采用脂潤滑方式。

55、 Ⅲ軸深溝球軸承：dn=5528.7=0.16104mmr/mir 查表13-10 采用脂潤滑方式。 2、潤滑油的選擇 （1）軸承潤滑脂 由于減速器是在常溫下連續(xù)工作，載荷平穩(wěn)，環(huán)境有輕度粉塵，采用的是深溝球軸承，適宜選用用于低速、重載的滾動軸承的4號鈣基潤滑脂（GB491－87） （2）減速器齒輪箱潤滑油 齒輪1圓周速度： 齒輪2圓周速度： 齒輪3圓周速度： 齒輪4圓周速度： 平均圓周速度： 按教材表10-12取潤滑油粘度值：v/cSt(40 oC)=240 查教材表10-11 選用工業(yè)齒輪油（SY1172—88）牌號為220 3、密封方式的選擇

56、為防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質、灰塵等侵入軸承室，由于軸圓周速度較低，因此采用氈圈式油封。 十三 箱體的設計 箱體結構設計 通常用HT200灰鑄鐵鑄造而成。 參考《機械設計課程設計》表4-6計算得箱體各主要結構尺寸。 表5-1減速器鑄鐵箱體主要結構尺寸 序號 代號 名稱 二級減速器型式 1 δ 箱體壁厚 δ=0.025a+3=0.025133.75+3=6.3mm 2 δ1 箱蓋壁厚 δ1=0.85δ=5.4＜8， 取6mm 3 b 箱座凸緣厚度 b =1.5δ=9.5mm 4 b1 箱蓋凸緣厚度 b1=1.5δ1＝1.56＝9mm 5 b

57、2 箱座底凸緣厚度 b2=2.5δ=15.8mm 6 df 地腳螺栓直徑 df =0.047133.75＋8≈14.3mm 7 n 地腳螺栓數(shù)目 n＝4 8 d1 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1＝0.75df ≈11mm 9 d2 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d=(0.5~0.6)d=7.9mm 10 d3、n 軸承端蓋螺釘直徑及數(shù)目 d3 n 軸Ⅰ 8mm 4 軸Ⅱ 8mm 4 軸Ⅲ 12mm 6 11 d4 窺視孔蓋螺釘直徑 d4＝8mm 12 c1 、c2 c1 c2 df到外箱壁距離 df至凸緣邊緣距離

58、 26mm 24mm d1到外箱壁距離 22mm 20mm d2到外箱壁距離 d2至凸緣邊緣距離 16mm 14mm 13 D2 軸承座外徑 軸Ⅰ 92mm 軸Ⅱ 102mm 軸Ⅲ 170mm 14 L1 箱外壁至軸承座端面距離 L1= c1 +c2+（5~8）=mm 15 m1 ，m 箱蓋箱座肋厚 m1=7mm ， m =7.3mm 16 大齒輪頂圓與箱內壁距離 ＝10.5mm 17 齒輪端面與箱內壁距離 =16mm 十四．減速器附件的設計 （一） 觀察孔蓋 由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下 檢查孔尺寸

59、(mm) 檢查孔蓋尺寸(mm) B L b1 L1 b2 L2 R 孔徑d4 孔數(shù)n 68 120 100 150 84 135 5 6.5 4 （二） 通氣器：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： D D D1 S L l a d1 M201.5 30 25.4 22 28 15 4 6 （三） 游標：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： d d1 d2 d3 h a b c D D1 M12 4 12 6 28 10 6 4

60、 20 16 （四） 油塞 d D0 L h b D S e d1 H M181.5 25 27 15 3 28 21 24.2 15.8 2 （五） 吊環(huán)螺釘： d d1 D d2 h1 l h r1 r a1 d3 a b D2 h2 d1 M16 14 34 34 12 28 31 6 1 6 13 4 16 22 4.5 62 （六） 定位銷：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

61、.8)d2, d2為凸緣上螺栓直徑，長度 于分箱面凸緣總厚度。 (七) 起蓋螺釘：為便于開啟箱蓋，在箱蓋側邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形。 十五 設計小結 這次課程設計為期三個星期,經(jīng)過三個星期的努力.發(fā)現(xiàn)機械的設計不單單抄一下書本.理解就可以.還要根據(jù)實際來思考問題..要有統(tǒng)籌兼顧的思想.只見樹木,不見森林是設計好壞的關鍵..以下是我從設計中得到的體會. 1. 在整個設計的過程中，數(shù)據(jù)的計算是一個龐大的工程，等到設計的數(shù)據(jù)計算出來以后，在進行校核以后，才發(fā)現(xiàn)原先的設計構想不符合要求，所以就要重新計算一次，在多次修改以后，才得到比較理想

62、的設計結果。 2. 課程設計設計很多模糊的對象。很多數(shù)據(jù)并不是都有章可循，必須按照自己的經(jīng)驗給與靈活處理。所以，在設計過程中，我懂得了如何去把握主次。我們只要達到我們預先的設計目標，我們就可以完成我們的任務。 3.機械設計是一門綜合性的任務..所涉及的科目不單單是機械設計,機械原理這兩門課程,還有材料力學.機械制圖等等的知識..從設計的過程中.可以把以前的基礎知識再復習一遍,從理論上升到實踐.使我對所學過的專業(yè)知識掌握得更牢固.跟深刻。 4.提高了計算機繪圖的能力。通過繪制軸.齒輪.裝配圖的過程中.熟練掌握CAD軟件 5．學會了運用各種工具來獲取自己需要的資料。圖書館、Internet

63、有著非常多非常齊全的資料，以前我們很少意識到自覺去運用它們，這就是一種資源的浪費。課程設計，不僅僅要參考課本，更多的要查找與之相關的資料，各種手冊，各種標準，等等。自覺去利用各種有用的資料，也是這次課程設計的目的之一。 十六 參考文獻 1、《機械原理》（第七版） 高等教育出版社 孫桓 陳作模 主編 2、《機械設計》（第八版） 高等教育出版社 濮良貴 紀名剛 主編 3. 簡明機械零件設計實用手冊 機械工業(yè)出版社 胡家 主遍 4.《簡明機械設計手冊》(第二版) 上?？茖W技術出版社 唐金松 主編 5．《機械設計課程設計》 華南理工大學出版社 熊文修 主編 6.《機械設計手冊》（軟件版） 7．《軸承手冊》 江西科學技術出版社 張松林 主編 8、《機械設計課程設計》哈爾濱工業(yè)大學出版社 王連明 主編 9、《機械設計課程設計》華南理工大學出版社 朱文堅 黃平 主編 10、《機械設計課程設計》浙江大學出版社 陳秀寧，施高義編