機械設計課程設計說明書-帶式運輸機傳動裝置).docx

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1、機械設計課程設計說明書機械設計課程設計說明書 題號：43一、 傳動方案V帶傳動原始題目：課程設計題目五：帶式運輸機傳動裝置工作條件：連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為5。滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）。F1電動機 2帶傳動 3減速器 4聯(lián)軸器 5滾筒 6傳送帶原始數(shù)據(jù)題 號41424344454647484950運輸帶工作拉力(N)1100115012001250130013501450150015001600運輸帶工作速度(ms1)1.501.601.701.501.551.601.551.651.701.80卷

2、筒直徑(mm)250260270240250260250260280300已知條件：1工作參數(shù) 運輸帶工作拉力F= 1200N。 運輸帶工作速度V=1.70 m/s（允許帶速誤差5%）。 滾筒直徑D= 270 mm。 滾筒效率0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）。2使用工況 兩班制工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載起動。3工作環(huán)境 室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35。4動力來源 三相交流電，電壓380/220V。5壽命要求 使用期限10年，其工作期限（使用折舊期）為10年，大修期4年，中修期2年，小修期半年。6 制造條件 一般機械廠制造，小批量生產。二、選擇電動機（1）確定電動機額定功率、工作功

3、率（輸出功率）動力來源： 三相交流電，電壓380/220V電動機是標準件，根據(jù)要求兩班制，灰塵較大，最高溫度35度，三相交流電，籠型異步，封閉式結構，電壓380v，Y型根據(jù)，可得電動機額定功率 因為總效率為閉式齒輪傳動效率（0.97);帶傳動效率（0.96）為滾動軸承效率（0.98）；聯(lián)軸器效率（0.99）滾筒效率（0.96）電動機工作功率（輸出功率）（2）確定電動機工作轉速（輸出轉速）根據(jù)機械設計課程設計指導書第七頁的表可知：普通V帶傳動的傳動比=，圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比=，則總傳動比合理范圍為=，故電動機轉速的可選范圍為根據(jù)機械設計課程設計手冊173頁表12-1可知：符合這一范圍的同

4、步轉速有根據(jù)額定功率、轉速，從表中找出三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，如下表所示：型號額定 功率/（kw）級數(shù)同步轉速/（r/min）滿載轉速/（r/min）參考 比價傳動裝置傳動比質量/kg總傳 動比V帶傳動比減速器Y100L2-434150014301.8711.88533.9638Y132S-63610009603.098.3122.53.3263Y132M-8387507103.526.2342.03.1279綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第一方案比較合適。因此選定電動機的型號為Y100L2-4，其主要性能如下表：型號額定功率/（k

5、w）滿載時轉速電流（380V時）A效率%功率因數(shù)Y100L2-4314306.8282.50.8172.22.3由機械設計課程設計指導書174頁表12-2可知：Y100L2-4型電動機的安裝及外形尺寸如表12-3所示：故將Y100L2-4型電動機的主要外形和安裝尺寸列于下表：中心高外形尺寸底腳安裝 尺寸地腳螺栓 孔直徑軸伸 尺寸裝鍵部位 尺寸10012三、 確定傳動裝置的總轉動比和分配傳動比由選定的電動機的滿載轉速和工作機的主動軸轉速,可得到傳動裝置的總傳動比為： ，式中分別為帶傳動和減速器的傳動比根據(jù)機械設計課程設計指導書7頁的表可知：普通V帶傳動的傳動比=，圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比=，

6、所以取四、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）計算下圖中各軸的轉速：軸軸軸式中分別為帶傳動和減速器的傳動比（2）計算各軸輸入功率式中分別為閉式齒輪、帶傳動、軸承和聯(lián)軸器的傳動效率各軸輸出功率（在此不再列出計算過程）（3）計算各軸輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩（4）各軸輸出轉矩，則有：各軸運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表軸名功率P/KW轉矩T/N.m轉速n(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.416.03143030.96軸2.3042.25846.1745.25476.673.960.95軸2.192.146173.80169.62120.3710.97軸2.1252.08168.6

7、2165.25120.37五、 傳動零件的設計計算1. 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通V帶型號由于兩班制工作，所以機器的工作時間為16小時/天，由課本109頁表5-5可知：載荷平穩(wěn)，Y系列三相交流異步電動機，每天工作16小時，=1，小帶輪轉速，由課本109頁圖5.14可知：取Z型V帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗證帶速由課本109頁表5.6取小帶輪直徑為，所以。由課本109頁表5.6取大帶輪直徑為（雖然有所降低，但其誤差在5%范圍內，故允許） 驗算帶速：，在范圍內，帶速合適（3） 確定帶長和中心距初選：，?。ㄓ烧n本106頁表5.1可知：V帶高h=6mm） 由課本106頁表5.2選取基準長

8、度其實際中心距為：（4） 驗算小帶輪包角由課本100頁公式5.1可知： 故合適（5） 確定V帶根數(shù)Z大帶輪轉速傳動比由課本107頁表5.3可知：，由108頁表可知：由課本110頁表5.7，做出包角和包角系數(shù)的線性關系圖，得出時，由課本106頁表5.2可知：長度系數(shù)所以取根（6） 求作用在帶輪軸上的壓力由課本107頁表5.3可知：，由課本110頁公式5.20得到單根V帶的張緊力由課本111頁公式5.21得到作用在帶輪上的壓力(7)帶輪結構設計（由于要根據(jù)軸的相關尺寸確定，后面會詳細介紹，故在此不做設計）2.齒輪傳動的設計計算根據(jù)齒輪傳動中既要承受徑向載荷又要承受軸向載荷的實際工況，故需選用圓柱斜

9、齒輪傳動。（1）選擇齒輪材料和精度等級根據(jù)課本132頁表6.1，初選小齒輪材料為，大齒輪材料為45鋼，小齒輪采用硬齒面，進行調質處理，齒面硬度為，取，大齒輪采用軟齒面，進行正火處理，齒面硬度為，取，根據(jù)課本140頁表6.6，初選精度等級為7級。（2）按照齒面接觸疲勞強度進行設計計算根據(jù)課本136頁公式6.6可知：確定各參數(shù)值確定載荷系數(shù)， 使用系數(shù) ，由課本133頁表6.2可知：動載系數(shù)，由課本134頁可知：齒間載荷分配系數(shù)，由課本134頁可知：齒向載荷分布系數(shù)，由課本134頁可知：所以確定小齒輪名義轉矩為主動齒輪傳遞的功率，等于I軸的輸出功率為主動齒輪的轉速，等于I軸的輸出轉速確定材料彈性影

10、響系數(shù)由課本136頁表6.3可知：確定區(qū)域系數(shù)螺旋角常在之間，所以取，由135頁圖6.12可知確定重合度系數(shù)根據(jù)課本143頁可知取確定齒輪的主要參數(shù)齒數(shù)比=傳動比確定圓柱齒輪的齒寬系數(shù)根據(jù)課本141頁表6.8可知：取計算許用應力根據(jù)課本138頁圖6.14（b）可知，根據(jù)課本137頁公式6.9可知根據(jù)課本140頁表6.5可知，取最小安全系數(shù)為1.2根據(jù)課本139頁公式6.11和圖6.16計算壽命系數(shù)查圖6.16可知所以可以得到：取中的最小值，所以則有：于是有確定中心距（以下內容是根據(jù)機械設計課程設計指導書頁得到）應盡量圓整成尾數(shù)為0或5，以利于制造和測量，所以初定選定模數(shù)，齒數(shù)一般初選，則，代入

11、上式得：，由標準取，則有：取，因為所以，取，則有：（不按計算）齒數(shù)比，與的要求比較，誤差為，可用。于是有，滿足要求由以上步驟可知：齒輪的參數(shù)確定為：，計算齒輪分度圓直徑確定輪齒寬度根據(jù)課本141頁可知：b圓整為大齒輪寬度，取，則（3）按照齒根彎曲疲勞強度進行校核計算根據(jù)課本143頁公式6.15可知：確定各參數(shù)的值 確定許用彎曲疲勞強度根據(jù)課本137頁公式6.10可知：根據(jù)課本139頁圖6.15（b）可知：根據(jù)課本139頁圖6.17可知： 根據(jù)課本140頁表6.5可知： 所以可以得到： 確定齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)根據(jù)課本137頁表6.4可知： 根據(jù)課本143頁可知： 根據(jù)課本137頁可知：因此有

12、： 所以，可以判斷大小齒輪的齒根彎曲疲勞強度都小于許用值，符合要求，校核完畢。經(jīng)綜合整理可得下表名稱符號公式與說明小齒輪大齒輪齒數(shù)根據(jù)工作要求確定25101模數(shù)，為標準值2.07中心距130分度圓直徑51.587208.413齒頂高2齒根高2.5齒全高4.5齒頂圓直徑55.587212.413齒根圓直徑46.587203.413減速器機體結構:總體選取減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合。（1）、 機體有足夠的剛度： 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度（2）、 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱： 因其傳動件速度小于12m/

13、s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm，為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為（3）、 機體結構有良好的工藝性： 鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=6。機體外型簡單，拔模方便.減速器各部位及附屬零件的名稱和作用（1）、視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固（2）、油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便

14、放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）、油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。.（4）、通氣孔： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.（5）、蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.（6）、位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.（7）、吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和

15、吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.鑄鐵減速器機體結構尺寸名稱符號減速器型式及尺寸關系/mm機座壁厚8機蓋壁厚8機座凸緣厚度12機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑14地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑14蓋、座聯(lián)接螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距160軸承端蓋螺釘直徑10窺視孔蓋螺釘直徑8定位銷直徑8、到外箱壁距離24，20、16、至凸緣邊緣距離22、14軸承旁凸臺半徑20軸承旁凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。外箱壁至軸承座端面距離50大齒輪頂圓與內箱壁距離12齒輪端面與內箱壁距離12機蓋、機座肋厚、7、7軸承端蓋外徑聯(lián)接式：D +(55.5) ； 嵌入式：1.25D +

16、10；D為軸承孔直徑。軸承端蓋凸緣厚度12軸承旁聯(lián)接螺栓距離盡量靠近，以M和M互不干涉為準六、 軸的設計計算1. 高速軸的設計計算 (1)已知的轉速、功率和轉矩 轉速；功率；軸所傳遞的轉矩 (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由課本226頁表11.1可知：選用45#鋼，進行調質處理，齒面硬度為，許用彎曲疲勞極限為，抗拉強度極限，；根據(jù)課本233頁表11.4可確定軸的許用彎曲應力為： (3)按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 根據(jù)課本232頁公式11.2和表11.3，由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故C=112。 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0518

17、.94=19.887mm 根據(jù)機械設計課程設計手冊97頁表8-1可知：標準軸孔直徑有20mm，故取 (4)設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 1)軸的結構分析（鍵的選擇和配合方式的選擇） 顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，根據(jù)機械設計課程設計手冊56頁可知：bh=66mm(GB/T 1096-2003)，根據(jù)課本77頁，所以綜合考慮鍵的系列長度，取L=28mm；取軸承的定位軸肩直徑為27mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 2）確定各軸段的直徑和長度。 外傳動件到軸承透蓋端面距離K=24mm 軸承端蓋厚度e=12

18、mm 調整墊片厚度t=2mm 箱體內壁到軸承端面距離=12mm 各軸段直徑和長度的確定： d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內孔徑，則偶的直徑應該增大5%，故取d1=22mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=27mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=30mm，根據(jù)機械設計課程設計手冊69頁表選取軸承型號為深溝球軸承6206 d4：齒輪處軸段，比d3尺寸大2-5mm，選取d4=35mm。 d5：軸肩，用于齒輪的軸向定位，故選取d5=45mm。 d6：滾動軸承軸段，要

19、求與d3軸段相同，故選取d6=d3=35mm。 3)各軸段長度的確定 L1：和大帶輪配合，為便于安裝和定位，略小于大帶輪輪轂寬度，選取L1=42mm。 L2：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=63mm。 L3：由滾動軸承寬度以及齒輪端面到軸承端面距離確定，選取L3=38mm。 L4：根據(jù)小齒輪寬度確定，長度略小于小齒輪寬度以保證齒輪軸向定位可靠，取L4=83mm。 L5：根據(jù)齒輪端面到箱體內壁距離確定，取L5=8mm。 L6：由滾動軸承寬度以及軸承端面到箱體內壁距離確定，選取L6=28mm。軸段123456直徑(mm)222730354530長度(mm)42633883828 軸的

20、全長： 2. 高速軸的軸上零件定位與配合(1) 鍵型號的確定根據(jù)第一段軸的直徑，長度和第四段軸的直徑，長度，可查機械設計課程設計手冊56頁表4-1(平鍵連接的剖面和鍵槽尺寸（GB/T 10952003摘錄）、普通平鍵的形式和尺寸（GB/T 10952003摘錄）)得到，鍵的型號分別為：GB/T 1096 鍵；GB/T 1096 鍵。(2) 軸承的配合根據(jù)荷載的狀態(tài)，查機械設計課程設計手冊85頁表6-10（安裝向心軸承的軸公差帶代號）可以確定安裝向心軸承的軸的公差帶代號為k5。根據(jù)運載狀態(tài)和載荷狀態(tài)，查機械設計課程設計手冊85頁表6-11（安裝向心軸承的孔公差帶代號）可以確定安裝向心軸承的孔的公

21、差帶代號為J7。(3) 齒輪與軸的配合根據(jù)高速軸的實際運行情況，根據(jù)機械設計課程設計手冊238頁表17-2（減速器主要零件的薦用配合）可選用的配合為。(4) 帶輪與軸的配合根據(jù)高速軸的實際運行情況，查機械設計課程設計手冊238頁表17-2（減速器主要零件的薦用配合）可選用的配合為。圖1 高速軸的配合關系（5）高速軸上圓角、倒角等根據(jù)軸肩兩端軸的直徑，查機械設計課程設計手冊表1-26（圓形零件自由表面過渡圓角（參考）可以確定，在除標準件外其余過渡圓角半徑盡量取成一致的前提下，圓角的半徑均選取R=2mm。根據(jù)軸兩端的直徑，查機械設計課程設計手冊表1-25(零件倒圓與倒角（GB/T 6403.420

22、08摘錄）)可以確定，倒角的尺寸C=1 mm。在裝軸承的兩端的軸肩圓角應該小于軸承的圓角半徑Ra=1 mm，故所述軸肩的過度圓角半徑定位R=0.8 mm。3. 按彎扭合成校核高速軸的強度(1) 高速軸的受力簡圖(2) 高速軸的支反力1) 帶輪的壓軸力在水平面和豎直平面上的分力2) 水平面上的支反力RH小齒輪受力分析在分度圓上，法向力可以分解成兩個相互垂直的分力：切與分度圓的圓周力和半徑方向的徑向力 。根據(jù)其各自的計算公式，可知 3) 豎直面上的支反力RV(3) 高速軸的彎矩圖1) 水平面上的彎矩圖圖2.7.6 軸的水平平面彎矩圖2) 豎直平面上的彎矩圖圖2.7.7 軸的豎直平面彎矩圖3) 合成

23、彎矩圖圖2.7.8 軸的合成彎矩圖4) 扭矩圖圖 軸的扭矩圖(4) 高速軸的當量彎矩圖 根據(jù)計算公式： (2-27)此時可以得到當量彎矩圖：圖 軸的當量彎矩圖(5) 高速軸的強度校核針對截面C進行軸的強度校核，根據(jù)彎曲應力的計算公式： (2-28)式中：W表示軸的抗彎截面系數(shù)，由課本233頁表11.5（抗彎、抗扭截面模量計算公式）可知 ，查機械設計課程設計手冊56頁表4-1可知t=5mm。 Mca軸所受到的彎矩， 代入C截面的數(shù)據(jù)后可得：故該高速軸的強度滿足條件。4. 精確校核高速軸的強度(1) 確定危險疲勞截面考慮影響疲勞強度的主要因素（載荷、應力集中、表面質量和絕對尺寸），危險疲勞截面取第

24、3段軸和第4段軸的交界處，針對該處的左（右）側進行精確校核。查課本234頁表11.6（疲勞強度的許用安全系數(shù)）取疲勞強度的許用安全系數(shù)為：S1.4 （載荷可精確計算，材質均勻，材料性能精確可靠）(2) 危險截面左側的精確校核1) 危險截面的抗彎，抗扭截面模量由課本233頁表 11.5（抗彎、抗扭截面模量計算公式）可以得到左側截面的抗彎、抗扭截面的模量計算公式： 2) 危險截面的彎曲應力由彎曲應力的計算公式得：此時彎曲應力為對稱循環(huán)應力，故，。3) 危險截面的切應力由扭轉切應力的計算公式可得：此時切應力為脈動循環(huán)應力，故，。4) 綜合影響系數(shù)、由綜合影響系數(shù)計算公式： (2-29) (2-30)

25、式中： 、應力集中系數(shù)、尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)計算應力集中系數(shù)、由截面3的結構尺寸，可得：根據(jù)上訴數(shù)據(jù)查課本23頁圖1.15（b）（平板肩部圓角處的理論應力集中系數(shù)），可得。根據(jù)抗拉強度和應力集中系數(shù)，查課本圖1.16（鋼的敏感系數(shù)）可得敏感系數(shù)。由應力集中系數(shù)的計算公式，可得尺寸系數(shù)、根據(jù)抗拉強度和查課本24頁圖1.17（鋼的尺寸系數(shù)、），可得。表面狀態(tài)系數(shù)、根據(jù)抗拉強度和精磨的制造方法，通過查課本24頁圖1.19（鋼的表面狀態(tài)系數(shù)），可得：將查出的數(shù)據(jù)代入計算公式，可得：5) 等效系數(shù)彎曲應力的等效系數(shù)：切應力的等效系數(shù)：6) 復合疲勞強度安全系數(shù)根據(jù)疲勞強度安全系數(shù)計算公式，可得：復合安

26、全系數(shù)的計算公式故高速軸的疲勞強度滿足工作要求。(3) 危險截面右側的精確校核1) 危險截面的抗彎，抗扭截面模量由課本233頁表11.5（抗彎、抗扭截面模量計算公式）可以得到左側截面的抗彎、抗扭截面的模量計算公式： 2) 危險截面的彎曲應力由彎曲應力的計算公式得：此時彎曲應力為對稱循環(huán)應力，故，。3) 危險截面的切應力由扭轉切應力的計算公式可得：此時切應力為脈動循環(huán)應力，故，。 4) 綜合影響系數(shù)、由綜合影響系數(shù)計算公式： (2-29) (2-30)式中： 、應力集中系數(shù)、尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)計算應力集中系數(shù)、由截面3的結構尺寸，可得：根據(jù)上訴數(shù)據(jù)查課本圖1.15（b）（平板肩部圓角處的理論

27、應力集中系數(shù)），可得。根據(jù)抗拉強度和應力集中系數(shù)，查課本圖1.16（鋼的敏感系數(shù)）可得敏感系數(shù)。由應力集中系數(shù)的計算公式，可得尺寸系數(shù)、根據(jù)抗拉強度和查課本圖1.17（鋼的尺寸系數(shù)、），可得。表面狀態(tài)系數(shù)、根據(jù)抗拉強度和精磨的制造方法，通過查課本圖1.19（鋼的表面狀態(tài)系數(shù)），可得：將查出的數(shù)據(jù)代入計算公式，可得：5) 等效系數(shù)彎曲應力的等效系數(shù)：切應力的等效系數(shù)：6) 復合疲勞強度安全系數(shù)根據(jù)疲勞強度安全系數(shù)計算公式，可得：復合安全系數(shù)的計算公式故高速軸的疲勞強度滿足工作要求。5.低速軸的設計根據(jù)軸的最小直徑的設計公式，可知：中間軸的最小直徑， 取。 1)軸的結構分析 低速軸設計成普通階梯軸

28、，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，bh=149mm(GB/T 1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為37mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 2)確定各軸段的長度和直徑。 3)各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內孔徑，d1=32mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=37mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=40mm，選取軸承型號

29、為深溝球軸承6208 d4：齒輪處軸段，選取直徑d4=45mm。 d5：軸肩，故選取d5=55mm。 d6：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d6=d3=40mm。 4)各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=80mm。 L2：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=61mm。 L3：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內壁距離確定，選取L3=40.5mm。 L4：根據(jù)箱體的結構和齒輪的寬度確定，選取L4=78mm。 L5：過渡軸段，選取L5=8mm。 L6：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內壁距離確定，選取L6=32.5mm。軸段123456直徑(mm)3237404

30、55540長度(mm)80614078832軸的結構圖如下：（說明：低速軸的校核與高速軸方法一致，在這里不在占用篇幅計算）七.軸承壽命的校核由1.2.2可知，使用期限為10年，每年的工作時間為250天，每日工作天數(shù)為16小時。由表2-3可知，高速軸的轉速為。則可得到軸承的預期壽命：確定采用深溝球軸承，軸承代號為6206。查機械設計課程設計手冊表6-1（深溝球軸承（GB/T 2761994摘錄）可得軸承的基本額定動載荷為，基本額定靜載荷為。查課本表8.3（溫度系數(shù)）可得，溫度系數(shù)。1.軸承的當量動載荷只承受徑向載荷的軸承的當量動載荷的計算公式：式中： 載荷系數(shù)； 純徑向載荷。根據(jù)實際工作情況，根

31、據(jù)課本表8.6（負荷系數(shù)），可得。根據(jù)軸承的受力情況，可知軸承2受到的徑向力較大，故徑向力 ：將上述數(shù)據(jù)，代入當量動載荷計算公式，可得：2.軸承的壽命根據(jù)軸承的壽命計算公式:故軸承的壽命足夠，滿足使用條件。3.鍵聯(lián)接的校核由普通平鍵聯(lián)接的強度校核公式： (2-32)式中：傳遞的轉矩，； 鍵的高度，； 鍵的工作長度，； 軸的直徑，； 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的需用擠壓應力，。4. 高速軸帶輪的鍵聯(lián)接校核由2.3.4中的表2-3，可得傳遞的轉矩。鍵的高度。鍵的工作長度。此處鍵和軸選為鋼，帶輪選為鑄鐵。查課本表3.1（鍵連接的許用擠壓應力和許用壓強）可得，鑄鐵的輕度沖擊載荷為。代入上述數(shù)據(jù)后，可得

32、：故強度滿足條件。5.高速軸齒輪的鍵聯(lián)接校核由2.3.4中的表2-3，可得傳遞的轉矩。鍵的高度。鍵的工作長度。此處鍵、軸和齒輪選為鋼，查課本表3.1（鍵連接的許用擠壓應力和許用壓強）可得，鑄鐵的輕度沖擊載荷為。代入上述數(shù)據(jù)后，可得：故強度滿足條件。八、 減速器的潤滑方式和密封類型的選擇1.軸承的潤滑方式因為軸承的轉速不高，所以軸承的潤滑方式：采用脂潤滑。2.密封的形式用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇形密封圈實現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。設計總結通過此次對一整傳動裝置系統(tǒng)的設計，使我充分的將課本上所學的知識運用于實際設計之中。經(jīng)過了這一過程，我感覺我

33、對所學知識有了更為清晰、透徹、深刻的理解，知識的條理性也更加明了，明確設計思路，提高了設計的嚴謹性。在做這次的設計之前，總認為設計是一個離自己很遠的東西，很復雜，很高深，讓人摸不到頭腦，可現(xiàn)在看來，設計雖然繁瑣但卻條理清晰，思路嚴謹，重點在于把所學的理論知識合理的運用到實際之中去，從實際角度考慮問題。機械設計是我們機械專業(yè)用來立足謀生的基本能力，只明白理論知識而無法將其運用于實際設計之中的話，可謂是無濟于事，對于我們專業(yè)能力的提升并沒有過多的意義。同樣的，如果在設計的過程中沒有理論知識的支持，只是一味的憑感覺，也是不合理、不科學、不嚴謹?shù)?。如今的我相比以前在看待問題時多了一份理性和嚴謹，可以更

34、加準確，專業(yè)的對待所遇到的設計問題，在思考相關機械問題時也沒有了之前的迷茫和膽怯，解決問題時變得更加有頭緒，有方法。我想這是這次設計所帶給我最為重要的東西。致謝這一學期的機械設計課程的學習，讓作為一名機械專業(yè)學生的我有了很大程度的專業(yè)提高，在這過程中非常感謝楊老師為我們的付出。我們能感覺到陳老師的每一節(jié)課都十分認真的備課，課上不但清晰仔細的給我們教授課內內容，還常常給我們補充許多相關的課外知識，并在講課的過程中將實際應用中藥注意的問題，以及很多實際經(jīng)驗告訴我們。同時，每次的作業(yè)老師也都批改的很及時也很仔細，每次我們在群里問老師很多問題，老師也都很耐心的及時回復，所以說老師的敬業(yè)和負責我們每個人都看在眼里，記在心里。這學期下來，對于陳老師我更多的是一種敬佩，敬佩老師的認真、敬業(yè)、嚴謹、負責、細心，也為老師的專業(yè)素質感到深深的敬意。所以說，對老師的感謝中也有我衷心的尊敬之意。感謝老師的悉心栽培，祝您工作愉快，身體健康。參考文獻1 吳宗澤.機械設計課程設計手冊.高等教育出版社，2012.2 龔溎義，等.機械設計課程設計指導書.高等教育出版社，2014.3 楊明忠、朱家誠.機械設計M.武漢理工大學出版社，2015.4 龔溎義，等.機械設計課程設計圖冊.高等教育出版社，2006.5 孫恒，等.機械原理.高等教育出版社，2006.