機械設計課程設計說明書

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1、38 機械設計課程設計 設計題目：帶式輸送機傳送裝置減速器 姓名：吳燦陽 學號：200610824125 專業(yè)：機械設計及自動化 院系：機電工程學院 指導老師：張日紅 目錄 一、設計題目 2 1、設計帶式輸送機傳動裝置 2 2、設計數(shù)據(jù) 2 3、工作條件 2 4、機器結(jié)構如圖 2 5、原始數(shù)據(jù) 2 二、總體設計 3 （一）、電動機的選擇 3 （二）、傳動比分配 4 （三）、傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4 三、傳動零件的計算 5 （一）V帶的設計與計算 5

2、（二）、高速級齒輪傳動設計 6 （三）、低速級齒輪傳動的設計 12 四、軸的設計 17 （一）、軸的材料選擇和最小直徑估計 17 （二）、減速器的裝配草圖設計 18 （三）、軸的結(jié)構設計 19 五、軸的校核 21 （一）、高速軸的校核 21 （二）、中間軸的校核 25 （三）、低速軸的校核 29 六、鍵的選擇和校核 32 （一）、高速軸上鍵的選擇和校核 32 （二）、中間軸上的鍵選擇和校核 33 （三）、低速軸的鍵選擇和校核 33 七、滾動軸承的選擇和校核 33 （一）、高速軸軸承的選擇和校核 33 （二）、中間軸軸承的選擇和校核 34 （一）、低速軸軸承的選

3、擇和校核 35 八、聯(lián)軸器的選擇 35 九、箱體的設計 36 十、潤滑、密封的設計 37 十一、參考文獻 37 十二、總結(jié)。 37 一、設計題目 1、設計帶式輸送機傳動裝置（展開式二級直齒、斜齒圓柱齒輪減速器；單號設計直齒，雙號設計斜齒） 2、設計數(shù)據(jù)：如下表f-1 3、工作條件 輸送帶速度允許誤差為上5％；輸送機效率ηw＝0．96；工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；工作年限：10年；工作環(huán)境：室內(nèi)，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380V；檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次

4、小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，中批量生產(chǎn)。 設計任務量：減速器裝配圖1張(A0或A1)；零件工作圖1～3張；設計說明書1份。 4、機器結(jié)構如圖 5、原始數(shù)據(jù) 根據(jù)以上要求，本人的原始數(shù)據(jù)如下： 1) 輸送帶拉力：F=7000N 2）輸送帶速度：v=0.8m/s 3）傳動滾筒直徑：D=400 4）機械效率：=0.96 5)工作年限：10年（每年按300天計算）；2班制。 二、總體設計 （一）、電動機的選擇 （1）、根據(jù)動力源和工作條件，選用Y型三相異步電動機。

5、 （2）、工作所需的功率： （3）、通過查（機械設計課程設計）表2-2確定各級傳動的機械效率：V帶 =0.95；齒輪 =0.97；軸承 =0.99；聯(lián)軸器 =0.99?？傂? 電動機所需的功率為： 由表（機械設計課程設計）16-1選取電動機的額度功功率為7.5KW。 （4）、電動機的轉(zhuǎn)速選1000r/min 和1500r/min兩種作比較。 工作機的轉(zhuǎn)速 D為傳動滾筒直徑。 總傳動比 其中為電動機的滿載轉(zhuǎn)速。 現(xiàn)將兩種電動機的有關數(shù)據(jù)進行比較如下表f-2 表f-2 兩種電動機的數(shù)據(jù)比較 方案 電動機

6、型號 額定功率/kW 同步轉(zhuǎn)速/（） 滿載轉(zhuǎn)速/ 傳動比 Ⅰ Y160M-6 7.5 1000 970 25.382 Ⅱ Y132-2 7.5 1500 1400 37.680 由上表可知方案Ⅰ的總傳動比過小，為了能合理分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構緊湊，決定選用方案Ⅱ。 （5）、電動機型號的確定 根據(jù)電動機功率同轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132-2。查表（機械設計課程設計）16-2得電動機中心高H=132㎜ 外伸軸直徑D=38 外伸軸長度E=80。如圖： （二）、傳動比分配 根據(jù)上面選擇的電動機型號可知道現(xiàn)在的總傳動比i總=37.68 選擇V帶的傳

7、動比；減速器的傳動比。高速級齒輪轉(zhuǎn)動比， 低速級齒輪傳動比。 （三）、傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸的轉(zhuǎn)速計算 2、各軸輸出功率計算 3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩計算 各軸的運動和動力參數(shù)如下表f-3： 表f-3 軸號 轉(zhuǎn)速 功率 轉(zhuǎn)矩 傳動比 0 1400 7.002 46.44 2.5 2 576 6.652 109.84 4.426 3 130.4 6.388 468.77 3.405 4 38.22 6.134 1532.69 1 5 38.22 6.012 1502.21 三、傳動零

8、件的計算 （一）V帶的設計與計算 1、確定計算功率Pca 查表（沒有說明查那本書表格的，所有要查表均代表教材的表）8-7 取工作情況系數(shù)KA=1.1 則： 2、選擇V帶的帶型 由Pca=7.702 nd=1400r/min選用A型V帶。 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 由表8-6和表8-8取小帶輪的基準直徑 2）驗算帶速v，按式驗算速度 因為，故帶速適合。 3）計算大帶輪的直徑 ㎜ 取㎜ 4、確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）由公式 初定中心距a0=450㎜ 2）計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度Ld-1600

9、mm 3）計算實際中心距a 5、計算小帶輪的包角 6、計算帶根數(shù)Z 1）由=125mm和，查表8-4a得 根據(jù)，和A型帶，查表8-4b得 查表8-5得，查表8-2得 2）計算V帶的根數(shù)Z 7、計算單根V帶的初拉力的最小值 由表8-3得，A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1㎏/m 8、計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值： 9、帶輪設計 由表8-10查得 f=9 可算出帶輪輪緣寬度： V帶傳動的主要參數(shù)如下表f-4 表f-4 名稱 結(jié)果 名稱 結(jié)果 名稱 結(jié)果 帶型 A 傳動比 2.5 根數(shù) 4 帶輪基準直徑

10、 基準長度 1600mm 預緊力 181.41N 中心距 443mm 壓軸力 1440N （二）、高速級齒輪傳動設計 1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1）按設計任務要求，學號為單的選直齒圓柱齒輪。 2）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度足夠。 3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS，大齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=244.426=106.224，取Z2=107.齒數(shù)比 2、按齒面接觸

11、強度設計 設計公式 （1）、確定公式內(nèi)的各計數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Tⅰ=T1=109.84Nm=109840Nmm 3）查表10-7選取齒寬系數(shù) 4)查表10-6得材料的彈性影響系數(shù) 5）由教材圖10-21按齒面硬度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）計算應力循環(huán)齒數(shù) 7）由圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1， （2）、計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，?。ㄈ∽钚≈担?。 2）計算圓周速度 3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高比 模

12、數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.97m/s ，8級精度，由教材圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.06 因為是直齒齒輪，所以，由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；由表10-4用插入法查得8級精度小齒輪支承非對稱時；由，查圖10-13得，故動載系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 7）計算模數(shù) 3、按齒根彎曲強度設計 設計公式 (1)、確定公式內(nèi)的計算值 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取彎曲疲勞壽命系數(shù). 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞強度安全系數(shù)S=1.4 則

13、： 4)計算載荷系數(shù)K 5)查取齒型系數(shù) 由表10-5查得 6）查去應力校正系數(shù) 7）計算大、小齒輪的并作比較 （2）、設計計算 按齒根彎曲疲勞強度計算出的模數(shù)為(取最小): 比較計算結(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)的大小主要取決于彎曲疲勞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)2.05并就接近圓整為標準值m=2.5，按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)： 取 大齒輪齒數(shù) 取 4、幾何尺寸的計算 （

14、1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪 大齒輪 5、修正計算結(jié)果 1） 查表8-5修正： 2） 3）齒高h-=2.25m=2.252.5=5.625 ； 查表10-4 修正 由，查圖10-13修正 4）齒面接觸疲勞強度計算載荷系數(shù) 齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數(shù) 5） 6） 然而是大齒輪的大 7） 實際 均大與計算的要求值，故齒輪強度足夠。 高速級齒輪的參數(shù)如下表f-5 表f-5 名稱 計算公式 結(jié)果/mm 模數(shù) m 2.5 壓力角 齒數(shù) 28 12

15、4 傳動比 i 4.426 分度圓直徑 70 310 齒頂圓直徑 75 315 齒根圓直徑 63.75 303.75 中心距 190 齒寬 75 70 6、齒輪結(jié)構設計 高速大齒輪結(jié)構參數(shù)如下表f-6： 表f-6 名稱 結(jié)構尺寸經(jīng)驗計算公式 結(jié)果/mm 轂孔直徑d 55 輪轂直徑D3 88 輪轂寬度L 取76 腹板最大直徑D0 取270 板孔分布圓直徑D1 179 板孔直徑D2 取40 腹板厚度C 20 根據(jù)參數(shù)設計的結(jié)構圖f-1： 圖f-1 （三）、低速

16、級齒輪傳動的設計 1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1）仍然是選直齒圓柱齒輪。 2）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度足夠。 3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為235HBS，大齒輪為45鋼，正火處理，硬度為190HBS，二者材料硬度差為45HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)為Z3=22，則大齒輪齒數(shù)Z4=i3Z3=223.82=84.04，取Z4=84.齒數(shù)比 2、按齒面接觸強度設計 設計公式 （1）、確定公式內(nèi)的各計數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Tⅰ=T2=468Nm=46877Nmm 3）

17、查表10-7選取齒寬系數(shù) 4)查表10-6得材料的彈性影響系數(shù) 5）由教材圖10-21按齒面硬度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）計算應力循環(huán)齒數(shù) 7）由圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1， （2）、計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，取 。 2）計算圓周速度 3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.826m/s ，8級精度，由教材圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.05 因為是直齒齒輪，所以，由表10-2

18、查得使用系數(shù)KA=1；由表10-4用插入法查得7級精度小齒輪支承非對稱時；由，查圖10-13得，故動載系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 7）計算模數(shù) 3、按齒根彎曲強度設計 設計公式 (1)、確定公式內(nèi)的計算值 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取彎曲疲勞壽命系數(shù). 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞強度安全系數(shù)S=1.4 則： 4)計算載荷系數(shù)K 5)查取齒型系數(shù) 由表10-5查得 6）查去應力校正系數(shù) 7）計算大、小齒輪的并作比較 （2）、設計計算 按齒

19、根彎曲疲勞強度計算出的模數(shù)為(取最大): 比較計算結(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)的大小主要取決于彎曲疲勞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)3.58并就接近圓整為標準值m=4，按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)： 取 大齒輪齒數(shù) 取 4、幾何尺寸的計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪 大齒輪 5、修正計算結(jié)果 1） 查表8-5修正： 2）

20、 3）齒高h-=2.25m=2.254=9 ； 查表10-4 修正 由，查圖10-13修正 4）齒面接觸疲勞強度計算載荷系數(shù) 齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數(shù) 5） 6） 然而是大齒輪的大 7） 實際 均大與計算的要求值，故齒輪強度足夠。 低速級齒輪的參數(shù)表如下表f-7 表f-7 名稱 計算公式 結(jié)果/mm 模數(shù) m 4 壓力角 齒數(shù) 32 109 傳動比 i 3.405 分度圓直徑 128 436 齒頂圓直徑 136 444 齒根圓直徑 118 426 中心距 282 齒寬

21、 135 130 四、軸的設計 （一）、軸的材料選擇和最小直徑估計 根據(jù)工作條件，初定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的最小直徑計算公式 Ao的值由表15-3確定為：高速軸， 中間軸 ，低速軸。 1、 高速軸 因為高速軸最小直徑處裝大帶輪，設一個鍵槽，因此 取 2、 中間軸 根據(jù)后面軸承的選擇，取 3、 低速軸 安裝聯(lián)軸器設一個鍵槽， 再根據(jù)后面密封圈的尺寸，取 （二）、減速器的裝配草圖設計 圖f-2 減速器草圖設計如上圖f-2 （三）、軸的結(jié)構設計 1、高速軸 1）高速軸的直徑的確定 ：最小直徑處 安裝大帶輪的外伸軸段，因此（26）

22、：密封處軸段 根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，定位高度 以及密封圈的標注，?。?0） ：滾動軸承軸段 （35） 滾動軸承選取6307 ：dDB=35mm72mm17mm :過渡段 由于各級齒輪傳動的線速度為2m/s左右，滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取(45) 齒輪軸段：由于齒輪直徑較小，所以采用齒輪軸結(jié)構。 ：滾動軸承段，(35) 2）高速軸各段長度的確定 ：由于大帶輪的轂孔寬度B=63mm，確定 ：由箱體結(jié)構，軸承端蓋、裝配關系等確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定 (35) ：由裝配關系、箱體結(jié)構確定(100) ：由高速齒輪寬度B=55 確定(55) ：

23、滾動軸承軸段，由裝配關系，和箱體結(jié)構確定(33) 2、中間軸 1）中間軸各軸段的直徑確定 ：最小直徑處 滾動軸承軸段，因此(40).滾動軸承選取6308 dDB=40mm90mm23mm。 ：低速齒輪軸段 取(42) ： 軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 取(50) :高速帶齒輪軸段 (42) ：滾動軸承段，(40) 2）中間軸各軸段長度的確定 ：由滾動軸承，擋油盤及裝配關系 取(35) ：由低速小齒輪輪寬B=95 取(93) ：軸環(huán)，(20) ：由高速齒輪大齒輪輪寬B=52取(50) ： (35) 3）細部機構設計 查（機械設計課程設計）表10-1得高速級大齒

24、輪處鍵bhL=12845（t=6.0，r=0.3）；低速級小齒輪鍵bhL=12888（t=6.0，r=0.3）；齒輪輪轂與軸的配合公差選；(42)滾動軸承與軸的配合采用過度配合，此軸段的直徑公差選為，(40)各倒角為C2.中間軸的設計如下圖f-3： 圖f-3 4、 低速軸 1) 低速軸各軸段的直徑確定 ： 滾動軸承軸段，因此.(70)滾動軸承選取6214 dDB=70mm125mm24mm。 ：低速大齒輪軸段 取(80) ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 取(95) : 過度段取，考慮擋油盤的軸向定位： (90) ：滾動軸承段，(70) ：封密軸段處，，根據(jù)聯(lián)軸器的定位要求以

25、及封面圈的的標注，取(60) ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段(58) 2）低速軸各軸段長度的確定 ：由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系等確定取(37) ：由低速大齒輪輪寬B=130mm 取(89) ：軸環(huán)，(10) ：由由裝配關系和箱體結(jié)構取(47) ：滾動軸承、擋油盤以及裝配關系 ,l36=40 ：由聯(lián)軸器的孔轂L=142 取 五、軸的校核 C1 214 69 （一）、高速軸的校核 1、高速軸上作用力的計算 因為采用的是直齒圓柱齒輪，所以軸向力如下圖f-4，高速軸的力學模型： 齒輪1 圖f-4 f-5 2、支

26、反力的計算 由上面數(shù)學模型圖知 總長L=283mm 1)垂直面受力如右圖f-5： 對于點得： 方向向下。 對于點得： 方向向下。 由上軸的合力 ，校核 計算無誤 圖f-6 2）水平支反力 水平面受力如右圖f-6 對于點 對于點得： 由上軸的合力 ，校核： 計算無誤。 圖f-7 M 60176.8 3）A1 點總支反力 B1 點總支反力 3、繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 1）垂直平面內(nèi)的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-7： C1點 M 165315 圖

27、f-8 2）水平面彎矩圖如右圖f-8： C1點 175926.96 圖f-9 M 3)合成彎矩圖如右圖f-9： C1點 4、轉(zhuǎn)矩圖 圖f-10 M 109840 高速軸的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-10 T= 5、彎矩強度校核 由上面可知C1處截面的轉(zhuǎn)矩最大，是危險截面，但由于軸和齒輪是采用軸結(jié)構，d 和d14=50根相差太大，危險截面可能會出現(xiàn)在D1處，如圖f-11： 據(jù)選定的軸材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 當危險截面是C1處時：齒根圓 圖f-12 可見是安全的。 當危險截面是D1處時： 垂直

28、平面的彎矩 水平面的彎矩 合成力矩 于是： 也安全。 6、安全系數(shù)法疲勞強度校核 1）由上面可知，所以D1處是危險截面 2）根據(jù)選定軸45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1確定材料性能： 3）抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 彎曲應力: 扭轉(zhuǎn)應力: 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.12 =1.70 由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù) 故有效應力集中系數(shù)： 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-4得的扭轉(zhuǎn)系數(shù) 軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未

29、經(jīng)表面強化處理，即 則可得綜合系數(shù)： 取鋼的特性系數(shù)： 則安全系數(shù)如下： >S =1.4故 設計的軸安全。 （二）、中間軸的校核 102.5 112.5 67 C2 D2 圖f-13 1、中間軸上作用力的計算 因為采用的是直齒圓柱齒輪，所以軸向力如下圖，中間軸的力學模型如圖f-13 齒輪2 齒輪3 2、支反力的計算 由上面數(shù)學模型圖知 總長L=285mm 1)垂直面受力如圖f-14： 對于點得： 圖f-14 方向向下 對于點得： 方向

30、向下。 由上軸的合力 ，校核 圖f-15 計算無誤 2）水平支反力如圖f-15 對于點 =5491.39N 對于點得： 由上軸的合力 ，校核： 計算無誤。 3）A2 點總支反力 B2 點總支反力 3、繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 M 6538 -146796.4 圖f-16 1）垂直平面內(nèi)的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-16： C2點 M 562867.48 352627.8 圖f-17 D2點 2）水平面彎矩圖如右圖f-17： C2點 D2點 3)合成彎矩圖如右

31、圖f-18：M 581694.9 352688.40 圖f-18 C2點 D2點 M 468770 圖f-19 4、轉(zhuǎn)矩圖 中間軸的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-19 5、彎矩強度校核 由上面可知C2處截面的轉(zhuǎn)矩最大，是危險截面。根據(jù)選定的軸材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 故安全。 6、安全系數(shù)法疲勞強度校核 1）由上面可知C2處是危險截面 2）根據(jù)選定軸45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1確定材料性能： 3）抗彎截面系數(shù)： C截面有一個鍵槽 bh=1610 t=6 抗扭截面系數(shù)： 彎曲應力 扭

32、轉(zhuǎn)應力 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.10 =1.68 由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù) 故有效應力集中系數(shù)： 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-4得的扭轉(zhuǎn)系數(shù) 軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理，即 則可得綜合系數(shù)： 取鋼的特性系數(shù)： 則安全系數(shù)如下： >S=1.4 故 設計的軸安全。 C3 214 69 f-20 （三）、低速軸的校核 1、低速軸上作用力的計算 因為采用的是直齒圓柱齒輪，所以軸向力如圖f-20，低速

33、軸的力學模型： 齒輪1 f-21 2、支反力的計算 由上面數(shù)學模型圖知 總長L=283mm 1)垂直面受力如右圖f-21： 對于點得： 方向向下。 對于點得： 方向向下。 由上軸的合力 ，校核 計算無誤。 2）水平支反力如圖f-22 對于點 f-22 對于點得： 由上軸的合力 ，校核： 計算無誤。 3）A3 點總支反力 圖f-23 M -177997.04 B3 點總支反力 3、繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 1）垂直平面內(nèi)的轉(zhuǎn)矩圖如右

34、圖f-23： C3點 圖f-24 M 489043.36 2）水平面彎矩圖如右圖f-24： C3點 圖f-25 520429 M 3)合成彎矩圖如右圖f-25： M 1532690 圖f-26 C1點 + 4、轉(zhuǎn)矩圖 高速軸的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-26 T= 5、彎矩強度校核 由上面可知C1處截面的轉(zhuǎn)矩最大，是危險截面。據(jù)選定的軸材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 故是安全的。 6、安全系數(shù)法疲勞強度校核 1）由上面可知，所以C3處是危險截面 2）根據(jù)選定軸45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-

35、1確定材料性能： 3）C3處設一鍵槽 bh=2514 t=9 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 彎曲應力: 扭轉(zhuǎn)應力: 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.01 =1.45 由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù) 故有效應力集中系數(shù)： 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-4得的扭轉(zhuǎn)系數(shù) 軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理，即 則可得綜合系數(shù)： 取鋼的特性系數(shù)： 則安全系數(shù)如下： >S =1.4故 設計的軸安全。 六、鍵的

36、選擇和校核 （一）、高速軸上鍵的選擇和校核 高速軸上只有安裝大帶輪的鍵。根據(jù)安裝大帶輪處直徑d=31㎜，查（機械設計課程設計）表10-1選擇普通平鍵。因為帶輪的輪轂寬B=63mm，所以選擇的鍵尺寸：bhl=10856 （t=5.0r=0.25）。標記：鍵10856 GB/T1096-2003。鍵的工作長度L=l-b=56-10=46mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm，傳遞的轉(zhuǎn)矩 。按表6-2差得鍵的靜連接時需用應力 則 故高速軸上的鍵強度足夠。 （二）、中間軸上的鍵選擇和校核 中間軸上的鍵是用來安裝齒輪的，因此選用圓頭普通平鍵。因為高速軸上大齒輪的輪寬B=7

37、0mm ，軸段直徑d=55mm，所以選用bhl=161063（t=6.0，r=0.3），標記：鍵161063GB/T1096-2003 。高速軸上大齒輪的輪寬B=135 ，軸段直徑d=55，所以選用bhl=1610125（t=6.0，r=0.3），標記：鍵1610125 GB/T1096-2003 。由于兩個鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩都相同，所以只要校核短的鍵。短鍵的工作長度L=l-b=63-16=47mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm，傳遞的轉(zhuǎn)矩 則 故軸上的鍵強度足夠。 （三）、低速軸的鍵選擇和校核 低速上有兩個鍵，一個是用來安裝低速級大齒輪，另一個是用來安裝聯(lián)軸器。齒輪選用圓

38、頭普通平鍵，齒輪的軸段的直徑d=95mm，輪寬B=130mm 查表（機械設計課程設計）選鍵的參數(shù)：bhl=2514110（t=9.0，r=0.5）標記鍵2514110GB/T1096-2003 。鍵的工作長度 L=l-b=110-25=85mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.514=7mm，傳遞的轉(zhuǎn)矩 則 故安裝齒輪的鍵強度足夠。安裝聯(lián)軸器的鍵用單圓頭普通平鍵。由后面的聯(lián)軸器選擇所選的聯(lián)軸器TL10聯(lián)軸器可知 軸孔長度L1=107 又因為軸直徑d=65mm， 所以選鍵bhl=1811125。標記：鍵C1811125 GB/T1096-2003。鍵的工作長度 L=l-b=125-18=107

39、mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.511=5.5mm，傳遞的轉(zhuǎn)矩 則 故選的鍵強度足夠。 七、滾動軸承的選擇和校核 （一）、高速軸軸承的選擇和校核 1、滾動軸承的選擇 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由高速軸的設計，根據(jù)，選軸承型號為6209，其基本參數(shù)： 軸承1 軸承2 2、滾動軸承的校核 1）軸承受力圖如右圖 2）當量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù) 3）驗算軸承的壽命 因為，所以，只需驗算軸承3，軸承預期壽命與整機相同，l=1030010=48000h 所以，軸承壽命

40、足夠。 （二）、中間軸軸承的選擇和校核 1、滾動軸承的選擇 軸承3 軸承4 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由中間軸的設計，根據(jù)，選軸承型號為6309，其基本參數(shù)： 2、滾動軸承的校核 1）軸承受力圖如右圖 2）當量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù) 3）驗算軸承的壽命 因為，所以，只需驗算軸承3，軸承預期壽命與整機相同，l=1030010=48000h 所以，軸承壽命足夠。 （一）、低速軸軸承的選擇和校核 1、滾動軸承的選擇 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承

41、。由低速軸的設計，根據(jù)，選軸承型號為6217，其基本參數(shù)： 軸承5 軸承6 2、滾動軸承的校核 1）軸承受力圖如右圖 2）當量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù) 3）驗算軸承的壽命 因為，所以，只需驗算軸承3，軸承預期壽命與整機相同，l=1030010=48000h 所以，軸承壽命足夠。 八、聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸（低速軸）選用彈性主銷聯(lián)軸器，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，取，則 按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查（機械設計課程設計）表13-4，選用HTL

42、10，公稱轉(zhuǎn)矩為2000N.mm，孔徑d=65，L=143，需用轉(zhuǎn)速為1700r/min，故適用。標記 聯(lián)軸器。 九、箱體的設計 箱體各部分尺寸關系如下表f-8： 表f-8 名稱 符號 尺寸關系mm 箱座壁厚 δ 12 箱蓋壁厚 δ1 10 箱蓋凸緣厚度 b1 18 箱座凸緣厚度 b 30 地腳螺釘直徑 df M20 地腳螺釘數(shù)量 n 6 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 M16 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 M10 聯(lián)接螺栓d2的間距 L 軸承端蓋螺釘直徑 d3 M10 檢查孔蓋螺釘直徑 d4 M5 定位銷直徑 d

43、8 大齒輪齒頂圓與箱體壁的距離 L1 15 軸承座軸承蓋外徑 D1 D2 D3 140 150 200 箱體外壁到軸承座端面的距離 L2 50 凸緣尺寸 C1 C2 24 20 沉頭座直徑 D 22 通氣孔直徑 D4 18 箱坐上的肋厚 m1 14 十、潤滑、密封的設計 1、潤滑 因為齒輪的速度都小于12m/s，所以，減速器齒輪選用油池浸油的方式潤滑。把齒輪浸再油中，通過齒輪的傳動，將油池中的油帶入嚙合處進行潤滑，同時也甩到箱壁上有助于散熱。潤滑時，浸油高度為高速齒輪的0.7個齒高；滾動軸承的潤滑采用油潤滑，通過齒輪的的快速轉(zhuǎn)動，將油

44、打到機箱內(nèi)壁上，油沿著機箱內(nèi)壁流到油溝里，然后沿著油溝流到滾動軸承那進行潤滑和散熱?？蓞⒁娧b配圖。 1、密封 為了防止泄漏，減速器的箱蓋與箱體接合處和外伸軸處必須采取適當?shù)拿芊獯胧?。箱體與箱蓋的密封可以通過改善接合處的粗糙度，一般為小于或等于6.3，另外就是連接箱體與箱蓋的螺栓與螺栓之間不宜太大，安裝時必須把螺栓擰緊。外伸軸處的密封根據(jù)軸的直徑選用國家標注U型密封圈。 十一、參考文獻 1、《機械設計》（教材）第八版，高等教育出版社，主編：濮良貴 紀名剛 。 2、《機械設計課程設計》，機械工業(yè)出版社，主編：殷玉楓。 3、《機械制圖》（第五版）（教材），高等教育出版社，主編：錢可強 何

45、銘新 4、《機械設計手冊簡明手冊》，化學工業(yè)出版社，主編：駱素君 朱詩順 5、《機械原理》（第七版）（教材），高等教育出版社，主編：孫桓 陳作模 葛文杰 6《材料力學》（第二版）（教材），高等教育出版社，主編：單輝祖 十二、總結(jié)。 1、 通過這次課程設計，使我更加深入地了解了機械設計這一門課程。機械設計不僅僅是一門課，我們必須通過理論接合實際，深入地去了解其中的概念和設計過程，這樣我們不但學到了理論知識，而且有助于提高我們的綜合素質(zhì)。這次設計不但涉及到我們學過的《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》等知識，還設計到我們還沒學過的《公差與配合》，CAD制圖，可見，機械設計是一門廣泛綜合的課程，單單靠教材學的點點是遠遠不夠的，我們很有必要多點吸收課外的有關知識.。 1. 這次設計還存在一些錯誤：如在分配傳動比的時候，傳動比分配得有點不合理，造成后面箱體結(jié)構不勻稱，有點過大；在畫裝配圖時，按照計算尺寸畫低速齒輪無法正常嚙合，應該是計算出現(xiàn)了點錯誤或傳動比分配不合理。因此，必須繼續(xù)努力學習，培養(yǎng)設計習慣，提高計算能力和操作能力。 第 38 頁 共 37 頁