一級(jí)圓柱直齒輪減速器設(shè)計(jì)[F=2200 V=2 D=420]【CAD高清圖紙】

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位1機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)張建中中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社2機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)張建中中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社3簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)洪鐘德同濟(jì)大學(xué)出版社4工程機(jī)械構(gòu)造手冊(cè)劉希平機(jī)械工業(yè)出版社5機(jī)械制造技術(shù)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書郭彩云機(jī)械工業(yè)出版社6機(jī)械制圖與計(jì)算機(jī)繪圖彭曉蘭江西高校出版社畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）進(jìn)度計(jì)劃起訖日期工 作 內(nèi) 容備 注2013-1-8傳動(dòng)方案的確定；電動(dòng)機(jī)的選擇；2013-1-18傳動(dòng)比的計(jì)算及分配；2013-1-28傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算；2013-2-8齒輪上作用力的計(jì)算；減速器裝配草圖的設(shè)計(jì)；2013-2-15軸的設(shè)計(jì)計(jì)算；2013-2-20減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸；潤(rùn)滑油的選擇與計(jì)算；2013-2-24裝配圖和零件圖4 江蘇城市職業(yè)學(xué)院（昆山）效率數(shù)據(jù)：效率V帶(0.96)， 球軸承0.99 滾子軸承（0.99），齒輪（0.97）， 聯(lián)軸器（0.98）， 滾筒（0.96）（包括滾筒上的軸承）。其中灰色代表我的書中沒有該數(shù)據(jù)。機(jī)械設(shè)計(jì)（論文）說明書 題 目：一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 錄第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書-3第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-3第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇-4第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計(jì)-8第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計(jì)算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)-22第九部分 潤(rùn)滑與密封-24設(shè)計(jì)小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題： 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限5年(300天/年),1班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)要求:1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。3.設(shè)計(jì)說明書一份。三. 設(shè)計(jì)步驟:1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)圓柱直齒輪減速器。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.960.9920.970.980.96=0.86h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對(duì)應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=2m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 4.4 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 5.12 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 91 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=36，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=624，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (624)91 = 5462184r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=960/91=10.5（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0i 式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=10.5/2.5=4.2第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 960/2.5 = 384 r/minnII = nI/i = 384/4.2 = 91.4 r/minnIII = nII = 91.4 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pdh1 = 5.120.96 = 4.92 KWPII = PIh2h3 = 4.920.990.97 = 4.72 KWPIII = PIIh2h4 = 4.720.990.98 = 4.58 KW 則各軸的輸出功率：PI = PI0.99 = 4.87 KWPII = PII0.99 = 4.67 KWPIII = PIII0.99 = 4.53 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Tdi0h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 50.9 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 50.92.50.96 = 122.2 NmTII = TIih2h3 = 122.24.20.990.97 = 492.9 NmTIII = TIIh2h4 = 492.90.990.98 = 478.2 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI = TI0.99 = 121 NmTII = TII0.99 = 488 NmTIII = TIII0.99 = 473.4 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)1 選擇普通V帶型號(hào) 計(jì)算功率Pc:Pc = KAPd = 1.15.12 = 5.63 KW 根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在B型交界線范圍內(nèi)，故選用B型V帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 140 mm,則：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.5140(1-0.02) = 343 mm 由手冊(cè)選取d2 = 335 mm。 帶速驗(yàn)算：V = nmd1/(601000)= 960140/(601000) = 7.03 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長(zhǎng)和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(140+335)a02(140+335)332.5a0950 初定中心距a0 = 641.25 mm，則帶長(zhǎng)為:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2641.25+(140+335)/2+(335-140)2/(4641.25)=2043 mm 由表9-3選用Ld = 2000 mm，確定實(shí)際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-2043)/2 = 619.75 mm4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(335-140)57.30/619.75 = 162012005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 5.63/(2.11+0.31)0.980.96) = 2.47故要取Z = 3根A型V帶。6 計(jì)算軸上的壓力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 5005.63(2.5/0.96-1)/(37.03)+0.107.032 = 219.1 N 作用在軸上的壓力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 23219.1sin(162/2) = 1298.3 N第六部分 齒輪的設(shè)計(jì)（一） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故選用一級(jí)圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。 材料：小齒輪選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。大齒輪選用45號(hào)鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 20，則：Z2 = i12Z1 = 4.220 = 84 ?。篫2 = 842 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 122.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 603841530018 = 2.76108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76108/4.2 = 6.58107 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.91,KHN2 = 0.93 9) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.91610 = 555.1 MPasH2 = = 0.93560 = 520.8 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (555.1+520.8)/2 = 537.95 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 83.8 mm4 修正計(jì)算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 4.19 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 156 mm 3) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 203 = 60 mmd2 = Z2mn = 843 = 252 mmb = dd1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為：b = 60 mm。 4) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.21 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 8.89求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-360 = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 2.76108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 6.58107 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.87 KFN2 = 0.9 7) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 164sF2 = = = 152.3 = = 0.02616 = = 0.02592小齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 2.96 mm2.963所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 60 mmd2 = 252 mmb = ydd1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為：b = 60 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = 156 mm，模數(shù)：m = 3 mm第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 4.92 KW n1 = 384 r/min T1 = 122.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 60 mm 則:Ft = = = 4073.3 NFr = Fttanat = 4073.3tan200 = 1482.6 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 26.2 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 27 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠取：l12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 32 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 35 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6207型深溝球軸承，其尺寸為:dDT = 357217 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6207。型軸承的定位軸肩高度：h = 3.5 mm，故?。篸45 = d67 = 42 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 65 mm；則:l34 = T+s+a-l45 = 17+8+11-5 = 31 mml78 = T+s+a-l67 = 17+8+11+2-5 = 33 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊(cè)得T = 17 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (52/2+35+17/2)mm = 69.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (65/2+31+5-17/2)mm = 60 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (65/2+5+33-17/2)mm = 62 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 2070 NFNH2 = = = 2003.3 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -1284.5 NFNV2 = = = 1468.8 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 207060 Nmm = 124200 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1298.369.5 Nmm = 90232 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1284.560 Nmm = -77070 NmmMV2 = FNV2L3 = 1468.862 Nmm = 91066 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 146169 NmmM2 = = 154009 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 7.6 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計(jì)1 求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 4.72 KW n2 = 91.4 r/min T2 = 492.9 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 252 mm 則:Ft = = = 3911.9 NFr = Fttanat = 3911.9tan200 = 1423.8 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 41.7 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT2，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT2 = 1.2492.9 = 591.5 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT8型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑45 mm，軸孔長(zhǎng)度84 mm，則：d12 = 45 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 55 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 50 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度： 初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取：d34 = d67 = 55 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6211型深溝球子軸承，其尺寸為：dDT = 55mm100mm21mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內(nèi)徑為：d2 = 63 mm，所以：d45 = 63 mm，為使齒輪定位可靠?。簂45 = 58 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.0763 = 4.41 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.44.41 = 0 mm，所以：d56 = 72 mm，l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T+s+a+2.5+2 = 21+8+11+2.5+2 = 44.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+21+8+11+2.5-6=38.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6211深溝球軸承查手冊(cè)得T= 21 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (60/2-2+44.5+58-21/2)mm = 120 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (60/2+6+38.5-21/2)mm = 64 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1360.7 NFNH2 = = = 2551.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 495.2 NFNV2 = = = 928.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1360.7120 Nmm = 163284 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 495.2120 Nmm = 59424 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 173761 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 13.7 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1 輸入軸鍵計(jì)算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm45mm，接觸長(zhǎng)度:l = 45-8 = 37 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2573727120/1000 = 209.8 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2 輸出軸鍵計(jì)算：(1) 校核大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm50mm，接觸長(zhǎng)度:l = 50-18 = 32 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25113263120/1000 = 665.3 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2595645120/1000 = 680.4 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 518300 = 12000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 1482.6 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1482.6 = 9659 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.21105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 1423.8 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1423.8 = 5748 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6211軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 5.09106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個(gè)零件，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強(qiáng)度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟(jì)性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機(jī)器。2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設(shè)計(jì)的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因?yàn)殍T造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算，箱體尺寸如下： 代號(hào) 名稱 計(jì)算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱體加強(qiáng)筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱蓋加強(qiáng)筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b11.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸緣底厚 b22.35d = 2.3510 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm d4 檢查孔螺釘 M822 n 地腳螺栓數(shù) ?。簄 = 6第十一部分 潤(rùn)滑與密封設(shè)計(jì) 對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于150-200 m/min，所以采用脂潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用CKC150潤(rùn)滑油，裝至規(guī)定高度。油的深度為：H+h1：H = 30 mm h1 = 34 mm所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。密封性來講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為Ra=6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，為150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。設(shè)計(jì)小結(jié) 這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的一級(jí)圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí).為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測(cè)量、工程材料、機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)等于一體。 這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用。 本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí)，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。參考文獻(xiàn)1 機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）高等教育出版社。2 機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)高等教育出版社。3 機(jī)械零件手冊(cè) 天津大學(xué)機(jī)械零件教研室。