鏈式運輸機傳動裝置設計

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1、 湖南工業(yè)大學 課程設計任務書 機械工程 學院（系、部）機械設計制造及自動化 專業(yè) 062 班級 課程名稱： 機械設計課程設計 設計題目： 鏈式運輸機傳動裝置設計 完成期限：自 2008 年 12 月 15 日至 2009 年 1 月 2 日共 2 周

2、 內(nèi) 容 及 任 務 一、設計的主要技術參數(shù) 運輸鏈牽引力（F/N）：5000 輸送速度 V/(m/s)：0.6 鏈輪節(jié)圓直徑D/(mm)：280 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差5%. 二、設計任務 傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。 三、設計工作量 （1） 減速機裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設計說明書1份（6000~8000字）。 進 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容

3、傳動系統(tǒng)總體設計 傳動零件的設計計算； 減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 ［1］《減速器選用手冊》，周明衡主編，化學工業(yè)出版社 ［2］《機械零件設計手冊》，吳宗澤主編，機械工業(yè)出版社 ［3］《機械設計》，濮良貴，紀名剛主編，高等教育出版社 ［4］《機械設計手冊》電子版 指導教師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機械設計課程設計 設計說明書 鏈式運輸機

4、傳動裝置設計 起止日期： 2008 年 12 月 15 日 至 2009 年 1 月 2 日 學生姓名 曹交平 班級 機設06-2 學號 06405100212 成績 指導教師(簽字) 機械工程學院（部） 2009年1 月 2 日 33 目 錄 一、設計要求-----------------------------------------（5） 二、選擇電動機的類型--------------------------------（6） 三、V帶的選擇-----------------

5、-------------------------（7） 四、傳動裝置運動和動參數(shù)的計算------------------（9） 五、齒輪的設計-----------------------------------------（10） 六、軸的設計--------------------------------------------（18） 七、軸承的校核-----------------------------------------（26） 八、鍵的選擇及校核-----------------------------------（27） 九、箱體結(jié)構(gòu)

6、的設計-----------------------------------（28） 十、潤滑與密封------------------------------------------（29） 十一、課程設計總結(jié)------------------------------------（30） 十二、參考文獻------------------------------------------（30） 鏈式運輸機的傳動裝置設計任務書 一設計要求 一、 傳動裝置簡圖 鏈式運輸機的傳動裝置如圖（1）： 圖（1） 二、 原始數(shù)據(jù) 鏈式運輸機

7、的傳動裝置原始數(shù)據(jù)如下表 題號 運動鏈牽引力F/kN 傳輸速度v(m/s) 鏈輪節(jié)圓直徑D/mm 10 5 0.6 280 三、 工作條件 三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。 傳動方案：展開式兩級圓柱齒輪減速器 二選擇電動機的類型。 按工作要求選擇Y型三相異步電動機，電壓為380V。 （一） 選擇電動機容量。 電動機所需的工作功率為 根據(jù)鏈式運輸機工作機的類型，可取工作機效率。

8、傳動裝置的總效率 查第10章中表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定個部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對），閉式齒輪傳動效率，V帶傳動效率=0.96代入得 所需電動機的功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可，由第19章表19-1所示Y系列三相異步電動機的技術參數(shù)，選電動機的額定功率為4kW. （二）確定電動機轉(zhuǎn)速. 鏈輪軸工作轉(zhuǎn)速為 兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為8~40, 又由于V帶的傳動比推薦值為2~5，可取V帶的傳動比=2.5，則總傳動比范圍,

9、故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min,1500r/min,3000r/min, 方案 電動機型號 額定功率kw 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 1 Y132M1-6 4 1000 960 23.41 2 Y112M-4 4 1500 1440 35.12 3 Y112M-2 4 3000 2890 70.48 由于是三班制，且使用年限達10年，對電動機的使用性能要求較高，同時電動機的成本也相應的高出很多的，故選電動機型號為Y132M1-6。 三 V帶的選擇 (1) 確定

10、計算功率 由于要求是三班制，使用10年，并且載荷平穩(wěn)，根據(jù)《機械設計》課本表8-7可以查得=1.2，而P=3.56kw，可得計算機功率=1.2x3.33=4.27kw。 (2)選擇V帶帶型 根據(jù)計算可得計算功率是4.27kw，小帶輪轉(zhuǎn)速是電動機的轉(zhuǎn)速960r/min，查課本圖8-11可知道V帶的帶型是A型的。 (3)初選小帶輪的基準直徑并驗算帶速v 由于帶速不宜過低或者過高，一般在v=5~25m/s,驗證初選小帶輪的基準直徑是滿足要求的。 v=2πnr/60000 =5.03 即 5〈 v〈25 根據(jù)帶型參考表8-6和表8-8可以確定僅當小帶輪的基準直徑=100mm

11、可以滿足要求。 計算大帶輪的基準直徑 ==2.5100=250mm （4）確定中心距a，并選擇V帶的基準長度 根據(jù)帶傳動總體尺寸的限條件或者要求的中心距，0.7（+）≤≤2（+），即可得到245≤≤700，現(xiàn)在初選=300mm，=2+π（+）/2+（-）（-）/(4)≈1168mm,根據(jù)得到的數(shù)據(jù)和 課本表8-2可以確定帶的基準長度=1120mm。 計算實際中心距a a≈+1/2(-)=276mm 考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，中心距的變化范圍為260~290mm。 （5） 驗算小帶輪上的包角a

12、 =148.85 90 （6）.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根v帶的額定功率Pr。 由dd1=100mm和n1=960r/min，查表8-4a得P0=0.95kW 根據(jù)n1=960r/min，i0=2.5和A型帶，查表8-4b得△po=0.11kw。 查表8-5得ka=0.92，表8-2得kl=0.91，于是 Pr=(p0+△po) kakl =(0.95+0.11) 0.920.91kw =0.8874kw 2)計算

13、v帶的根數(shù)z。 所以取5根。 （7）．計算單根v帶的初拉力的最小值（f0）min 由表8-3的A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 應使帶的實際初拉力Fo>(Fo)min （8）.計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 (Fp)min=2Z(F0)minsin() =25139.1sin() =1339.92N 帶型 小帶輪直徑（mm） 中心距（mm） 根數(shù) 小帶輪包角（） A 100 276

14、5 148.85 （9）總傳動比的計算和各級傳動比的分配 由于選放方案1，則 該方案為倆級同軸式圓柱齒輪減速器，選取傳動比為 四傳動裝置運動和動參數(shù)的計算 1、各軸轉(zhuǎn)速 ， ，=n 2、各軸輸入的功率 電動機軸 工作軸 3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 工作軸 綜上有下表 軸號 功率 P/kw 轉(zhuǎn)矩T（） 轉(zhuǎn)速 （r/min） 效率 傳動比 i 電動機軸 3.56 35.41

15、 960 0.96 2.5 Ⅰ軸 3.38 87.4 384 0.97 3.06 Ⅱ軸 3.25 252.29 125.49 0.97 3.06 Ⅲ軸 3.12 748.87 41 0.99 1 工作軸 3.09 741.38 41 五 齒輪的設計 題目要求：三班制，使用年限為10年，設計年使用日為350天連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。 選取圖中的兩個大齒輪相等，兩小齒輪也相等 1選定論類型，精度等級，材料及齒數(shù)。 a、 齒輪選直齒圓柱齒輪。

16、 b、 運輸機一般為工作機器，速度不高，故選用精度為7級。 c、 材料選擇。由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為12Cr2Ni4(滲碳后淬火)，硬度為320HBS，大齒輪材料為20Cr2Ni4（滲碳后淬火）硬度為350HBS，二者材料硬度差為30HBS。 d、 選小齒輪數(shù)，則大齒輪齒數(shù)為取 。 1、 按齒面接觸強度設計，由《機械設計》設計計算公式（10-9a）進行計算，即 1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a、試選載荷系數(shù)。 b小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 c、由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)。 d、由《機械設計》圖10-21d按齒面硬

17、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。 e、由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 f、計算應力循環(huán)次數(shù)。 g、由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 h、計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,由 2）、計算。 a、試算小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小的值。 b、計算圓周速度v。 c、計算齒寬b. d、 計算齒寬與齒高比。

18、模數(shù) 齒高 比 e、 計算的載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.12m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載荷系數(shù)；直齒輪，； 由《機械設計》表10-2，查得使用系數(shù) ； 由《機械設計》表10-4，用查值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，；由， 圖10-13，得；故載荷系數(shù) f、 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由 g、 計算模數(shù)m。 3）、按齒根彎曲強度設計。 彎曲強度的設計公式為 a、 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 （1）、由《機械設

19、計》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《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； （3）、計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》式10-12得 （4）、計算載荷系數(shù)K。 （5）、查齒形系數(shù)。 由《機械設計》表10-5，查得 ；。 （6）、查取應力校正系數(shù)。 由《機械設計》表10-5，查得；。 （7）、計算大、小齒輪的并加以比較。 ；大齒輪的數(shù)值大。 b、設計

20、計算 對此計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲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?？扇∮蓮澢鷱姸人愕玫哪?shù)1.91mm并就近圓整為標準值m=2.0mm，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) 。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并作到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4）、幾何尺寸計算 a、計算分度圓的直徑 m b、 計算

21、中心距 c、 計算齒輪寬度 取，=61mm。 5）、綜上有下表 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) 28 86 齒全高h 4.5 4.5 齒頂圓直徑 60 176 分度圓直徑d 56 172 齒根圓直徑d 51 167 中心距a 114 6）、結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖。 2、 第二級齒輪材料和前一級一樣， e、 齒輪選直齒圓柱齒輪。 f、 運輸機一般為工作機

22、器，速度不高，故選用精度為7級。 g、 材料選擇。由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為12Cr2Ni4(滲碳后淬火)，硬度為320HBS，大齒輪材料為20Cr2Ni4(滲碳后淬火)，硬度為350HBS，二者材料硬度差為30HBS。 h、 選小齒輪數(shù)，則大齒輪齒數(shù)為，取 。 3、 按齒面接觸強度設計，由《機械設計》設計計算公式（10-9a）進行計算，即 1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a、試選載荷系數(shù)。 b 齒輪的扭轉(zhuǎn)力矩 c、由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)。 d、由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查

23、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。 e、由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 f、計算應力循環(huán)次數(shù)。 g、由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 h、計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,由 2）、計算。 a、試算小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小的值。 b、計算圓周速度v。 c、計算齒寬b. e、 計算齒寬與齒高比。 模數(shù)

24、 齒高 比 e、 計算的載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.55m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載荷系數(shù)；直齒輪，； 由《機械設計》表10-2，查得使用系數(shù) ； 由《機械設計》表10-4，用查值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，；由，查圖10-13，得；故載荷系數(shù) f、 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由 g、計算模數(shù)m。 3）、按齒根彎曲強度設計。 彎曲強度的設計公式為 d、 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 （1）、由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞

25、強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 （2）、由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； （3）、計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》式10-12得 （4）、計算載荷系數(shù)K。 （5）、查齒形系數(shù)。 由《機械設計》表10-5，查得 ；。 （6）、查取應力校正系數(shù)。 由《機械設計》表10-5，查得；。 （7）、計算大、小齒輪的并加以比較。 ；大齒輪的數(shù)值大。 b、設計計算 對此計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度

26、計算的模數(shù)m大于齒根疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲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?？扇∮蓮澢鷱姸人愕玫哪?shù)1.723并就近圓整為標準值m=2mm，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) 。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并作到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4）、幾何尺寸計算 a、計算分度圓的直徑 e、 計算中心距 f、 計算齒輪寬度 取，=87mm。 5）、綜上有

27、下表 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) 41 125 齒全高h 4.5 4.5 齒頂圓直徑 86 254 分度圓直徑d 82 250 齒根圓直徑d 77 245 中心距a 166 6）、結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖。 六 軸的設計 1、軸Ⅱ設計計算 對既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結(jié)構(gòu)和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的

28、大小、方向性質(zhì)及軸的轉(zhuǎn)速有關。 已知：電動機功率Pd=3.56KW，轉(zhuǎn)速n1=960r/min，齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表： 級別 Z1 Z2 m/mm an H*a 齒寬/mm 高速級 28 86 2 20 1 B1=61,B2=56 低速級 41 125 2 20 1 B1=87,B2=82 1.求輸出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 由前一部分可知： P2=3.25KW； N2=125.49r/min； T2=252290N/mm 2.求作用在齒輪上的力 低速級小齒輪的分度圓的分度圓直徑為

29、 圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如圖所示 高速級大齒輪的分度圓的分度圓直徑為 3初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得 4、軸的結(jié)構(gòu)設計 （ 1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖 （圖1） 大齒輪 從右裝入 軸肩 軸套 鍵 右軸承 從右裝入 軸套 軸承蓋 過盈 小齒輪 從左裝入 軸套 軸肩 鍵 左軸承 從左裝入 軸承蓋 軸套 過盈 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）、初步選擇滾動軸承

30、。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。軸的結(jié)構(gòu)應便于軸的制造和軸系零件的裝拆，并有利于提高其疲勞強度。參照小齒輪直徑d1=82mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6007，其尺寸為 故，dAB=dFG=35mm,而lAB=lEF=47mm. 右端滾動軸承采用軸套進行軸向定位。由手冊上查得6007型軸承的定位軸肩高度h=3，因此取軸套直徑41mm. 2)取安裝小齒輪處的軸段B-C的直徑db-c=42mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為87mm，為 了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取lbc=84mm。齒

31、輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=3則軸環(huán)處的直徑dcd=48mm,軸環(huán)寬度b1.4h，取lcd=12mm。 3）取安裝大齒輪處的軸段E-F的直徑dE-F=44mm，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為56mm，為 了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取lDE=53mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=6mm.則軸環(huán)處的直徑dEF=56mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 5確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑軸零件工作圖。 6．求軸上的載荷 首先，

32、根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖（見圖a）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a的值，對于6007深溝球軸承，由手冊中查得a=14mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距應為軸的全長，即243mm。 根據(jù)軸的計算簡圖，作出軸的彎距和扭距圖（見軸的受力分析圖a）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖中可以看出截面b、c是軸的危險截面，現(xiàn)計算截面b、c處的MH，MV及M的值列于下表： 垂直支反力 　N 彎矩： 據(jù)此作出豎直垂直面內(nèi)的彎矩圖見圖（b） 水平面支反力 彎矩： 據(jù)此作出豎直垂直面內(nèi)的彎矩圖見圖（b） 合成彎矩 小齒輪截面 大齒輪截面

33、做扭矩圖（b） 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=3710.94N，F(xiàn)NH2=5376.07N FNV1=990.36N，F(xiàn)NV2=-181.79N 彎矩M M1aH=423.047N.mM2aH=220.418N.m M1aV=102.97N.m，M2aV=-1.04N.m 總彎矩 Ma小=438.36N.m Ma大=220.543N.m 扭矩T T2=252290N.mm 軸Ⅰ設計計算 1.求輸入軸上的功率PⅠ，轉(zhuǎn)速nⅠ和轉(zhuǎn)矩TⅠ 由前一部分可知： PⅠ=3.38KW； NⅠ=38

34、4r/min； TⅠ=87400n/mm .求作用在齒輪上的力 2高速級小齒輪的分度圓的分度圓直徑為 圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如圖所示 3初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處的直徑。為了使所選取滾動軸承的孔相適應，故需同時選取滾動軸承型號。 普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。由于齒輪直徑d=56mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6006，其尺寸為 4、

35、軸的結(jié)構(gòu)設計 （ 1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖 （圖1） 右軸承 從右裝入 軸肩 軸承蓋 過盈 左軸承 從左裝入 軸承蓋 軸間 過盈 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）、初步選擇滾動軸承。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。軸的結(jié)構(gòu)應便于軸的制造和軸系零件的裝拆，并有利于提高其疲勞強度。參照小齒輪直徑d1=36mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6006，其尺寸為 故，dAB=dEF=30mm,而lAB=lEF=13mm. 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6006型軸承的定

36、位軸肩高度h=3，因此取軸肩直徑36mm. 3）根據(jù)中間軸以及裝配的要求，取lBC=126.5mm，根據(jù)左端的軸承的要求，dBC=36mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸Ⅲ設計計算 1．求輸出軸上的功率PⅢ，轉(zhuǎn)速nⅢ和轉(zhuǎn)矩TⅢ 由前一部分可知： PⅢ=3.12KW； NⅢ=41r/min； TⅢ=748870n/mm 2.求作用在齒輪上的力 低速級大齒輪的分度圓的分度圓直徑為 圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如圖所示 3，初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）

37、初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處的直徑。為了使所選取滾動軸承的孔相適應，故需同時選取滾動軸承型號。 普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。由于齒輪直徑d1=250mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6010，其尺寸為 4、軸的結(jié)構(gòu)設計 （ 1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖 齒輪 從左裝入 軸套 軸肩 鍵 右軸承 從右裝入 軸肩 軸承蓋 過盈 左軸承 從左裝入 軸承蓋 軸套 過盈 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的

38、各段直徑和長度。 1）、初步選擇滾動軸承。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。軸的結(jié)構(gòu)應便于軸的制造和軸系零件的裝拆，并有利于提高其疲勞強度。參照大齒輪直徑d1=250mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6010，其尺寸為 故，dFG=50mm,而lFG=16mm. 右端滾動軸承采用軸套進行軸向定位。由手冊上查得6010型軸承的定位軸肩高度h=3，因此取軸套直徑56mm. 2)取安裝齒輪處的軸段C-D的直徑dc-d=60mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為82mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪

39、轂寬度，故取lcd=79mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=5則軸環(huán)處的直徑dde=70mm,軸環(huán)寬度b1.4h，取lde=16mm。 4）根據(jù)中間軸的長度，以及裝配的要求取lBC=53.5mm，因為此段要裝軸承，所以dB-C=50mm。 5）根據(jù)左端要連接連軸器，取lAB=60mm，dA-B=48mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 七、軸承的校核 1、高速圓柱齒輪軸軸承的校核 已知：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6006深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。 解： 對深溝球

40、軸承，由式（13-6a）知徑向基本額定載荷。 由《課程設計》書第130頁查得6006深溝球軸承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入上式，得： 所以N。 故在規(guī)定條件下，6006軸承可承受的最大載荷為1033.46N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷874N，所以軸承合格。 2、中間軸軸承的校核 已知：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命 ，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6007深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。 解： 對深溝球軸承，由式（13-6a）知徑向基本額定載荷。 由《課

41、程設計》書第130頁查得6007深溝球軸承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入上式，得： 所以p=1870.66N。 故在規(guī)定條件下，6007軸承可承受的最大載荷為1870.66N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷1916.39N，所以軸承合格。 3、低速軸軸承的校核 已知：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6010深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。 解：對深溝球軸承，由式（13-6a）知徑向基本額定載荷。 由《課程設計》書第130頁查得6010深溝球軸

42、承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入上式，得： 所以N。 故在規(guī)定條件下，6010軸承可承受的最大載荷為3488.98N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷，所以軸承合格。 八 鍵的選擇及校核 一速級小齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算 (1)鍵聯(lián)接的選擇 選用圓頭（A型）普通平鍵，由低速小齒輪段的直徑，輪廓長度，查表12-11選用健 ，其中，L=78。 (2)鍵聯(lián)接的強度校核 靜聯(lián)接許用擠壓應力值與高速圓錐齒輪軸的相同。 故安全。 二、 高速級大齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算 (1)鍵聯(lián)接的選擇

43、 選用圓頭（A型）普通平鍵，由段的直徑輪廓長l=53mm，查表12-11，選用鍵，其中,L=47。 (2)鍵聯(lián)接的強度校核 對于鍵 二、 低速級大齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算 低速級大齒輪處的軸徑為60，由此可選用型鍵。 對于鍵， 故此鍵安全。 九 箱體結(jié)構(gòu)的設計 箱座壁厚箱體的剛度設計（表4-1（2）） 1、箱座的壁厚 取箱座的壁厚為10mm. 2、箱蓋壁厚 取壁厚為10mm. 3、箱體凸緣厚度 箱座 箱蓋 箱底座 4、地腳螺栓直徑df =0.036a+12=15.672 取M16 5、地腳螺釘數(shù)目 取

44、6顆螺釘 6、軸承旁邊連接螺栓直徑 取M8 7、箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 (0.5~0.6) df=8~10， 取M10 8、箱連接螺栓d2的間距,取229 9、軸承端蓋螺釘直徑d3 =(0.4~0.5)df=8~10取M10 10、窺視孔蓋螺釘直徑d4=0.3~0.4)df=8~10取M10 11、定位銷直徑d=(0.7~0.8)d=7~8mm取M8 12、df, d1, d2至外箱壁距離c1, 查得分別22mm,18mm,16mm,取為24mm , 21mm，18mm. 13,df ,d2至凸緣邊緣距離查得分別為20mm , 14mm取為22mm,16mm 14外箱壁至

45、軸承座端面距離 =20取20mm 15大齒輪頂圓與箱體的內(nèi)壁距離取10mm 16齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離取22mm 17 箱蓋，箱座肋厚取15mm厚，15mm寬 18 軸承端蓋外徑 19 軸承旁連接螺 一般取 D=10 十、潤

46、滑與密封 1 潤滑的選擇： 該減速器決定采用浸油潤滑的方式潤滑，單級的圓柱齒輪，當m<20時，浸油深度為一個齒高。齒高為 則齒輪浸油深度 符合條件齒輪浸油深度的要求。 總的油深 箱體內(nèi)儲油寬度大約為 mm 箱體內(nèi)儲油長度大約為 則儲藏的油量 減速器每傳遞１kw 的功率所需的油為400～700。 減速器傳遞的功率為2.588kw，則１kw的油量： 符合要求 其它的零件經(jīng)設計可采用脂潤滑，選用的潤滑劑為： 鈣基潤滑脂（GB491-87）中的3號，其抗水性好，使用與工業(yè)，農(nóng)業(yè)和交通運輸?shù)葯C械設備的軸承潤滑，特別是使用與水或潮濕的場合。 2

47、 密閉的形式： 選擇接觸式密封中的氈圈密封，其密封效果是靠安裝與梯形軸上的梯形槽中所產(chǎn)生的徑向壓力來實現(xiàn)的，可補償磨損后所產(chǎn)生的徑向間隙，且便于更換氈圈。 其特點是：結(jié)構(gòu)簡單，廉價，但磨損較快、壽命短，它主要用于軸承采用脂潤滑，且密封軸的表面圓周速度較小的場合。 十一、課程設計總結(jié) 課程設計使我們對所學的知識得到了一次系統(tǒng)，完整的復習，讓我們初步了解到機械的選擇、設計與加工基本知識。課程設計的過程中，進一步增強了數(shù)據(jù)的處理和一些細節(jié)處理的能力。從這次課程設計中我學到了很多東西，而且對機械設計興趣更加濃厚了。機械設計課程設計是機械課程當中一個重

48、要環(huán)節(jié)通過了課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認識。 由于在設計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力 在設計的過程中，還有一些小的問題還未能處理的很好，我會努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。 十二、參考文獻 ［1］《減速器選用手冊》，周明衡主編，化學工業(yè)出版社 ［2］《機械零件設計手冊》，吳宗澤主編，機械工業(yè)出版社 ［3］《機械設計》，濮良貴，紀名剛主編，高等教育出版社 ［4］《機械設計手冊》電子版