機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書 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71.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型72.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)73.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)94.幾何尺寸計(jì)算115.驗(yàn)算11七.設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪121.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型122.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)123.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)144.幾何尺寸計(jì)算155.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)181.軸（

2、輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)182.軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)233.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)28十.潤滑與密封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

3、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)圖圖示：1為電動(dòng)機(jī)，2為聯(lián)軸器，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/KN2.5輸送帶的速度v/(m/s)1.3輸送帶滾筒的直徑D/mm370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

4、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)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PwFV2500N1.3m/s圓柱齒輪傳動(dòng)(7級(jí)精度)效率(兩對(duì))為10.98 2滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率(四對(duì))為20.99 4彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率30.99 帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為40.96鏈傳動(dòng)的效率50.96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)如下額定功率

5、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.傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算目的過程分析結(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)滾筒軸分別為軸、軸、軸、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

6、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)高速軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩中間軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩低速軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩滾筒軸的轉(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10.98 滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率為20.99 彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率30.99 帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為40.96鏈傳動(dòng)的效率50.96：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)軸軸軸軸轉(zhuǎn)速n(r/min)=1440n1=1440n2=378.95n3=134.38n4=67.19功

7、率P(kw)P=5.5P1=5.445P2=5.28P3=5.13P4=4.87轉(zhuǎn)矩T(Nm)T1=36.11T2=133.06T3=364.57T4=692.19兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動(dòng)比 ii01=1i12=3.8i23=2.82i34=2傳動(dòng)效率01=0.9912=0.9723=0.9734=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101選擇小齒輪材料為40r（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

8、7級(jí)精度(GB 1009588)4)選小齒輪齒數(shù)124，大齒輪齒數(shù)2113.824=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（1021）試算，即1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)試選 (2)由圖1030，選取區(qū)域系數(shù)(3)由圖1026查得 (4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (5)由表107選取齒寬系數(shù)(6)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)(7)由圖1021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1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(9)由圖1019查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(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1

9、012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108查得動(dòng)載荷系數(shù)由表104查得由圖1013查得假定，由表103查得故載荷系數(shù)（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得（）計(jì)算模數(shù)3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式1017 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1028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105查得,(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得,(6)由圖1020c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)

10、度極限(7)由圖1018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)S1.4，由式1012得(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)，取1.5mm，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)算合適七.設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪1.選

11、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)Z124，大齒輪齒數(shù)Z2Z12.8224=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109a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107選取齒寬系數(shù)(4)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)(5)由圖1021d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

12、觸疲勞強(qiáng)度極限(6)由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(7)由圖1019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1012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 bh模數(shù)(5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載荷系數(shù) 假設(shè)，由表103查得 由表102查得使用系數(shù).25由表104查得 由圖1013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1010a得(7)計(jì)算模數(shù)3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式105得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為1)確定

13、公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值(1)由圖1020c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1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， (3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1.4，由式1012得 (4)計(jì)算載荷系數(shù)(5)查取齒形系數(shù)由表105查得，(6)取應(yīng)力校正系數(shù) 由表105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)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2.5。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計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，取大齒輪齒數(shù)取4.幾何

14、尺寸計(jì)算1)計(jì)算分度圓直徑2)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96查得，由圖913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911，可選20A-1。查表91，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97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，確定潤滑方式 由和鏈號(hào)20A1，查圖914可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6 計(jì)算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水

15、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.軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì).輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩.求作用在齒輪上的力 圓周力，徑向力，軸向力.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153，取(以下軸均取此值），于是由式152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

16、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160000N。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L42，半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1)擬定軸上零件的裝配方案（見圖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,故取段的直徑 。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。

17、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91(4)取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn)，則可得,，。(5)參考表152，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 (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 92軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用鍵校核鍵

18、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61，查表62，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155，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力，由表151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)算壽命徑向載荷軸向載荷由，在表135取X0.56。相對(duì)軸向載荷為，在表中介于0.0400.070之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.240.27之間，對(duì)應(yīng)Y值為1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表136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

19、 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.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: 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153，取，于是由式152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,

20、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，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152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖93。圖93 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 總支承反

21、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94軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用校核鍵1)低速級(jí)小齒輪的鍵由表61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61，查表62，得 ，鍵校核安全2)高速級(jí)大齒輪的鍵 由表61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，查表62，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，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155，并取， 由表查得，校核安全。9.校核軸承和計(jì)算壽命1)校核軸

22、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.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2.第三軸上齒輪受力3.初定軸的直徑軸的材料同上。由式152，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（見圖95）2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)

23、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,故取段的直徑 。(2)軸段3和軸段6用來安裝軸承，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152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖95。圖95 軸的結(jié)構(gòu)布置簡(jiǎn)圖5.軸的

24、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96 軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用校核鍵1)低速級(jí)大齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型）d=62mm， ，。由式61，查表62，得 ，鍵校核安全2)高速級(jí)鏈輪的鍵 由表61選用圓頭平鍵（A型）d=45mm，由式61，查表62，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，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155，并取，

25、d=62mm，由表151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.潤滑與密封1.潤滑方式的選擇因?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)行浸油潤滑，傳動(dòng)件回轉(zhuǎn)時(shí)，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進(jìn)行潤滑。同時(shí)，傳動(dòng)零件將油池中的油甩到箱壁上，可以使?jié)櫥图铀偕帷Ｏ潴w內(nèi)應(yīng)有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。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3050mm。驗(yàn)算油

26、池中的油量V是否大于傳遞功率所需油量。軸承采用脂潤滑，需要定期檢查和補(bǔ)充潤滑脂。脂潤滑易于密封，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維護(hù)方便。為防止箱內(nèi)潤滑油進(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)。潤滑脂的充填量為軸承室的1/21/3，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。氈圈密封結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但磨損快，密封效果差，主要用于脂潤滑和接觸面速度不超過5m/s的場(chǎng)合。3.潤滑油的選擇因?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， LCKC100(GB 590319

27、95)；潤滑脂選7407號(hào)齒輪潤滑脂(SY 40361984)。十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸機(jī)座壁厚=0.025a+58mm機(jī)蓋壁厚11=0.025a+58mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.512mm機(jī)蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216.3mm地腳螺釘數(shù)目a1.210mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離229 mm兩齒輪端面距離4=55 mmdf,d1,d2至外機(jī)壁距離C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdf,d1,d2至凸臺(tái)邊緣距離C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm機(jī)殼上部（下部）凸緣寬度K=

28、C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d113mm軸承座凸起部分寬度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df13mm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)真聽課，光靠課堂上學(xué)習(xí)的知識(shí)根本就無法解決實(shí)際問題， 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，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計(jì)中存在這樣或那樣的問題，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

29、源對(duì)設(shè)計(jì)來說是至關(guān)重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，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)出來了。其次，從設(shè)計(jì)過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機(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)和國家標(biāo)準(zhǔn)的使用，并把我們所學(xué)的知識(shí)和將來的生產(chǎn)實(shí)際相結(jié)合，提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，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200735