帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計帶傳輸二級減速器

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1、 湖南工業(yè)大學 課 程 設 計 資 料 袋 機械工程 學院（系、部） 2012 ~ 2013 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計 指導教師 李隱璞 職稱 講師 學生姓名 汪綱 專業(yè)班級 機械設計 班級 104 學號 10405700105 題 目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 成 績 起止

2、日期 2012 年 12 月 24 日～ 2013 年 1 月 6 日 目 錄 清 單 序號 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設計任務書 1 2 課程設計說明書 1 3 課程設計圖紙 36 張 4 裝配圖 1 5 零件圖 3 6 課程設計任務書 2012—2013學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計 專業(yè) 104 班級 課程名稱： 機械設計

3、 設計題目： 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 完成期限：自 2012 年 12 月 24 日至 2013 年 1 月 5 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務 一、設計的主要技術參數(shù)： 運輸帶牽引力F=6950 N；輸送速度 V=0.8 m/s；滾筒直徑D=380 mm。 工作條件：二班制，使用年限8年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差5%。 二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計

4、算；減速器的結構、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、每個學生應在教師指導下，獨立完成以下任務： （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 2012.12.24-2012.12.25 傳動系統(tǒng)總體設計 2012.12.26-2012.12.30 傳動零件的設計計算 2012.12.31-2012.1.04 減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書 2013.01.05 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資

5、料 1.《機械設計》（劉揚，銀金光主編 北京交通大學出版社） 2.《機械設計課程設計》（劉揚，銀金光主編 北京交通大學出版社） 3.《工程圖學》（趙大興主編 高等教育出版社） 4．《機械原理》（朱理主編 高等教育出版社） 5.《互換性與測量技術基礎》（徐雪林主編 湖南大學出版社） 6.《機械設計手冊（單行本）》（成大先主編 化學工業(yè)出版社） 7.《材料力學》（劉鴻文主編 高等教育出版社） 指導教師（簽字）： 李隱璞 2012 年 11 月 1 日 系（教研室）主任（簽字）：

6、 年 月 日 機 械 設 計 設計說明書 帶 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設 計（10） 起止日期： 2012 年 12 月 24 日 至 2013 年 01 月 05日 學生姓名 汪綱 班級 機設104 學號 10405700105 成績 指導教師(簽字) 李隱璞 機械工程學院（部） 2013年01月05日 目 錄 1 設計任務書 1 2 傳動方案的擬定 2 3 原動機的選擇

7、 3 4 確定總傳動比及分配各級傳動比 5 5 傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算 6 6 傳動件的設計及計算 8 7 軸的設計及計算 19 8 軸承的壽命計算及校核 26 9 鍵聯(lián)接強度的計算及校核 28 10 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇 30 11 減速器箱體及附件的設計 32 12 設計小結 35 13 參考文獻 36 14 附圖 35 1 設計任務書 1.1 課程設計的設計內(nèi)容 設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖1.1所示。 圖1.1帶式運輸機的傳動裝置 1動力與傳動

8、系統(tǒng)　　2.聯(lián)軸器　　3帶式輸送機 1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù) 已知條件：①運輸帶的工作拉力：F=6950N； ②運輸帶的工作速度：v=0.8m/s； ③卷筒直徑：D=380mm； ④使用壽命：8年，2班制，每班8小時。 1.3 課程設計的工作條件 設計要求：①誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%； ②工作情況：連續(xù)單向運轉,空載起動，工作載荷有輕微沖擊； ③制造情況：中批量生產(chǎn)。 2 傳動方案的擬定 帶式運輸機的傳動方案如下圖所示 圖2.1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 1-聯(lián)軸器 2-滾筒 3-輸送帶 4-兩級圓柱齒輪減速器 5-V

9、帶6-電動機 上圖為閉式的兩級齒輪減速器傳動，其結構簡單，尺寸較小，結構緊湊，傳動較平穩(wěn)。 3原動機的選擇 3.1 選擇電動機的類型 按按照設計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。 3.2選擇電動機的容量 3.2.1工作機所需的有效功率 式中：—工作機所需的有效功率（KW） —帶的圓周力（N） 3.2.2 電動機的輸出功率 —傳動裝置總效率 —聯(lián)軸器效率（齒式），=0.99 —一對滾動軸承效率，=0.99 —V帶傳動效率，=0.95

10、 —輸送機滾筒效率，=0.96 —輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率 —閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為8級），=0.97 故： ==0.95 = =0.9603 =0.9603 ==0.9801 ==0.9504 ==0.7998 工作時電動機所需要的功率為 =（kw） 因載荷平穩(wěn)，電動機的功率稍大于即可，根據(jù)文獻【2】中表19-1所示Y系

11、列三相異步電動機的技術參數(shù)，可選擇電動機的額定功率。=7.5kw . 3.3確定電動機的轉速 卷筒軸工作的轉速， 初選同步轉速為1500r/min和1000r/min的電動機，查表可知，對于額定功率為7.5kw的電動機型號為Y132M-4型和Y160M-6型。現(xiàn)將Y132M-4型和Y160M-6型電動機有關技術數(shù)據(jù)及相應的總傳動比列于表3.1中。 通過對下述兩種方案比較可以看出：方案1選用的電動機轉速高、質(zhì)量輕、價格低，故選方案1比較合理。 表3.1電動機數(shù)據(jù) 方案號 電動機型號 額定功率/KW 同步轉速/(r/min） 滿載轉速/(r/min) 總傳動比

12、 i 外伸直徑 D/mm 軸外伸長度E/mm 1 Y132-4 7.5 1500 1440 35.75 38 80 2 Y160M-6 7.5 1000 970 24.11 42 110 4 確定總傳動比及分配各級傳動比 4.1傳動裝置的總傳動比， 式中：i—總傳動比 —電動機的滿載轉速（r/min） 4.2 分配傳動比 由傳動方案可知 查表取V帶傳動比為 由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為

13、 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS350、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，去高速級出動比為 低速級傳動比為 5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機0軸、1軸、2軸、3軸、4軸。 5.1 各軸的轉速 5.2各軸輸入功率

14、 5.3 各軸輸入轉矩 將5.1、5.2、5.3節(jié)中的結果列成表格。如下表5.1所示： 表5.1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 軸號 電動機 兩級圓柱齒輪減速器 工作機 0軸 1軸

15、 2軸 3軸 4軸 轉速n/(r/min) 1440 480 121.83 40.21 40.21 功率P/kw 5.56 5.282 5.589 4.871 4.774 轉矩T/(Nm) 36.87 105.09 438.11 1156.88 1133.84 傳動比i 3 3.94 3.03 1 6傳動件的設計及計算 6.1 V帶的設計計算 6.1.1 確定計算功率 根據(jù)文獻【1】中表5-7查得=1.1 = 式中：——工作情況系數(shù) P——所需傳遞的額定功率（入電動機

16、的額定功率或名義的負載功率） 6.1.2 選擇V帶型號 根據(jù)=8.25，，由文獻【1】中圖5-11選取A型V帶。 6.1.3確定帶輪基準直徑，并驗算帶速。 ①初選小帶輪直徑。 由文獻【1】中圖5-11可知，小帶輪基準直徑的推薦值為80~120mm。由文獻《1》中表5-8和表5-9，則取。 ②驗算帶速 因為的值在5~25m/s，帶速合適。 ③計算大帶輪直徑。 根據(jù)文獻【1】中表5-9，取 6.1.4 確定帶長和中心距a ①初定中心距 初選中心距 ②計算帶所需的基準長度 由文獻【1】中表5-2，取=1763mm ③計算實際中心距

17、 6.1.5 驗算小帶輪上的包角 6.1.6 確定V帶根數(shù)Z ①計算單根V帶的許用功率 查表5-4【1】，由線性插值法可得 查表5-5【1】，由線性插值法可得 查表5-6【1】，由線性插值法可得 查表5-2【1】，可得 42 ②計算V帶根數(shù)Z 取整數(shù)，故Z=5根 6.1.7 計算單根V帶的初拉力 查表5-1【1】得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m， 單根V帶的初拉力 6.1.8 計算V帶的壓力Q V帶對軸的壓力Q為 6.2高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 6.2.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù) （1）選擇齒輪材料與熱處理。

18、根據(jù)文獻【1】中表7-1查得， 小斜齒圓柱齒輪a選用45Cr鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，<350； 大斜齒圓柱齒輪b選用45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，=230<350。 二者材料硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃右? （2）選擇齒輪的精度。 此減速機為一般工作機，速度不高，參閱表7-7【1】，初定為8級精度 （3）初選齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù)：=21，大齒輪齒數(shù)： 6.2.2 確定材料許用接觸應力 （1）確定接觸疲勞極限，由圖-18（a）【1】查MQ線得 （2）確定壽命系數(shù) 小齒輪循環(huán)次數(shù) 大齒輪的循環(huán)次數(shù) 由圖7-19【1】查的 （3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-8【1】取 （4）確定

19、安全系數(shù)，由表7-8【1】取得=1.05 （5）計算許用接觸應力，按公式（7-20）【1】計算，得 6.2.3 根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計 齒面接觸強度按式（7-25）【1】計算，其公式為 確定上式中的個計算數(shù)值如下 軸面重合度 得 （7） 確定螺旋系數(shù) （8） 計算所需最小齒輪直徑 由上式得 6.2.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑 （1） 確定使用系數(shù) （2） 確定動載系數(shù) 計算圓周速度 故前面取8級精度合理，由齒輪的速度和精度查圖7-8【1】 6.2.5 齒根彎曲疲勞強度計算 由式（7-28）【1】得彎曲強度的設

20、計公式為 確定上式中的各計算數(shù)值如下 （1） 由圖7-21（a）【1】取 （2） 由圖7-22【1】差得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3） 由表7-8【1】查的彎曲疲勞安全系數(shù) （4） 由圖7-23【1】差得尺寸系數(shù) （5） 由式（7-22）得許用彎曲應力 （6） 確定計算載荷K 初步確定齒高h=2.25m=6.57，b/h=7 查圖7-12【1】得 （7） 確定齒形系數(shù) 當量齒數(shù)為 由圖7-16【1】查的 （8） 由圖查得應力校正系數(shù) （9） 計算大小齒輪的值 大齒輪的數(shù)值大。 （10） 求重合度系數(shù)。 端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值為

21、 當量齒輪端面重合度，由式（7-30）得 按式（7-30）計算 （11） 由圖7-25得螺旋角影響系數(shù) （12） 將上述各值代入公式計算，得 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的1.78按國際圓整為 =2.并根據(jù)接觸強度計算出得分度院直徑61.4mm，協(xié)調(diào)相關參數(shù)和尺寸為 這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。 6.2.6 齒輪幾何尺寸計算 （1）中心距 把中心距圓整成131mm。 （2） 修正螺旋角 螺旋角變

22、化不大，所以相關參數(shù)不必修正。 （3）分度圓直徑 （4）確定齒寬 6.3 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 6.3.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù) （1）選擇齒輪材料與熱處理。 根據(jù)文獻【1】中表7-1查得， 小斜齒圓柱齒輪a選用45Cr鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，<350； 大斜齒圓柱齒輪b選用45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，=230<350。 二者材料硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃右? （2）選擇齒輪的精度。 此減速機為一般工作機，速度不高，參閱表7-7【1】，初定為8級精度 （3）初選齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù)：=24，大齒輪齒數(shù)： 6.3.2 確定材料許用接觸應力

23、 （1）確定接觸疲勞極限，由圖-18（a）【1】查MQ線得 （2）確定壽命系數(shù) 小齒輪循環(huán)次數(shù) 大齒輪的循環(huán)次數(shù) 由圖7-19【1】查的 （3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-8【1】取 （4）確定安全系數(shù)，由表7-8【1】取得=1.05 （5）計算許用接觸應力，按公式（7-20）【1】計算，得 6.3.3 根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計 齒面接觸強度按式（7-25）【1】計算，其公式為 確定上式中的個計算數(shù)值如下 軸面重合度 得 （7） （8）計算所需最小齒輪直徑 由上式得 6.3.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑 （1）確定使

24、用系數(shù) （2）確定動載系數(shù) 計算圓周速度 故前面取8級精度合理，由齒輪的速度和精度查圖7-8【1】 6.3.5 齒根彎曲疲勞強度計算 由式（7-28）【1】得彎曲強度的設計公式為 確定上式中的各計算數(shù)值如下 （1）由圖7-21（a）【1】取 （2）由圖7-22【1】差得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3）由表7-8【1】查的彎曲疲勞安全系數(shù) （4）由圖7-23【1】差得尺寸系數(shù) （5）由式（7-22）得許用彎曲應力 （6）確定計算載荷K 初步確定齒高h=2.25m=6.57，b/h=12.4 查圖7-12【1】得 （7） 確定齒形系數(shù) 由圖7-16【1】查

25、的 （8）由圖查得應力校正系數(shù) （9）計算大小齒輪的值 大齒輪的數(shù)值大。 （10） 求重合度系數(shù)。 端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值 按式（7-30）計算 （11）將上述各值代入公式計算，得 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的2.63按國際圓整為 =3.并根據(jù)接觸強度計算出得分度院直徑107.5mm，協(xié)調(diào)相關參數(shù)和尺寸為 這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。 6.3.6 齒輪幾何尺寸計算 （1）中心距 把中心距圓整成239mm。 （2）

26、 修正螺旋角 螺旋角變化不大，所以相關參數(shù)不必修正 （3）分度圓直徑 （4）確定齒寬 7軸的設計及計算 7.1 軸的受力分析 低速級齒輪設計可求得大斜齒輪的嚙合力： 大齒輪的分度圓直徑：=354mm 大齒輪的圓周力： 大齒輪的徑向力： 大齒輪的軸向力： 7.2軸的材料的選擇 由于低速軸轉速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼，調(diào)質(zhì)處理。 7.3軸的最小直徑 根據(jù)文獻中算式可初步估算軸的最小直徑， 式中：A—最小直徑系數(shù)，查得A=112 P—低速軸的功率（KW），由表可知：P=4.871KW

27、 n—低速軸的轉速（r/min），由表可知：n=40.21r/min 因此： dmin=55mm 輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑dab與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻查得， 式中：—聯(lián)軸器的計算轉矩（） —工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻按轉矩變化小查得， T3—低速軸的轉矩（），由表可知：T3=1156880N.mm 因此： Tca=1503944N.mm 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準查得，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器， 由選取的半聯(lián)

28、軸器孔d=56mm，故取dab=56mm，半聯(lián)軸器的長度L=142mm，與軸配合的轂孔長度L1=107mm 7.4 軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖所示， 圖7-1低速軸的結構與裝配 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 ①考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅱ-Ⅲ軸段的左端需要一個定位軸肩，取直徑；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應取Ⅰ-Ⅱ段上的長度比聯(lián)軸器轂孔長略短一點，取。 ②初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為斜齒輪，應考慮存在軸向力，軸承同時承受徑向力和軸向力，故選

29、用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，查表15-4【2】，初步選用圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，故；而。 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查表15-4【2】得定位軸肩的高度，因此，取。 ③取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂94mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪輪轂寬度，故取；齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)的直徑。軸環(huán)寬度，取。 ④軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的機構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。 ⑤取

30、齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，齒輪b與齒輪c之間的距離?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm,已知滾動軸承寬度為B=36mm，齒輪b的寬度為，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接。按查表14-10【2】選擇平鍵界面，鍵的長度為，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6 。 （4）確定軸上圓角和倒角的尺寸。參考表

31、12-2【1】，取軸端倒角為，各軸肩的圓角半徑如圖所示。 7.5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，參考圖12-23【1】得出簡支梁的軸的支撐跨距為。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖7-2軸的載荷分析圖 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出界面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、及的值列于表。。。。。。。。 表7-1 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F , , 彎矩M 總彎矩 扭矩T 7.6按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受

32、最大彎矩和扭矩的截面（即C截面）的強度。因為單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，根據(jù)式（12-5）【1】及表12-5中的數(shù)值，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表12-1【1】查得，因此，故安全。 7.7精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面。截面A，II,III,B處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面 A，II,III,B處均無須校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面VI和VII處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V

33、的應力集中的影響和截面IV的相近，但截面VI不受扭矩作用，同時軸頸也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面IV和V顯然更不必校核。由機械設計手冊可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需要校核截面VII左右兩側即可。 （2）截面VII右側， 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面IV左側的彎矩M為 截面IV上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由表12-1【1】查得 ，， 截面上由于軸肩而形成的有效應力集中系數(shù)及，有機

34、械手冊查取。因， ，查得，； 查得尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。 軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式2-19【1】得綜合影響系數(shù)為 又由機械手冊查得應力折算系數(shù)， 于是，計算安全系數(shù)值，按式（12-6）~ 式（12-8）【1】則得 故可知其安全。 （3）截面VII右側 抗彎截面系數(shù)W按表12-4【1】中的公式計算 抗扭截面系數(shù)為 彎矩M及彎曲應力為 扭矩及扭轉切應力為 過盈配合處由手冊查得，；軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為；尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。 故得綜合系數(shù) ， 所以軸在截面IV右側的安全系數(shù)為

35、 故該軸在截面VII左側的強度也是足夠的。因所設計減速器不存在瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 8 軸承的壽命校核 因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應力變化次數(shù)也就越少，，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。 8.1低速軸齒輪的載荷計算 由上述6.2中低速級齒輪設計可求得大斜齒輪的嚙合力： 大齒輪的分度圓直徑：=354mm 大齒輪的圓周力： 大齒輪的徑向力： 大齒輪的軸向力： 8.2軸承的徑向載荷計算

36、 低速軸上的滾動軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8.1所示。兩個軸承型號均為30313型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.1可得： 8.3軸承的軸向載荷計算 根據(jù)文獻【1】中表13-1查得30313型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)e=0.35和軸向動載荷系數(shù)Y=1.7。故兩軸承的派生軸向力為： 因為 故軸右移，右端軸承壓緊，左端軸承放松。 則 軸承的軸向派生力為 8.4軸承的當量動載荷計算 根據(jù)文獻【1】中表10-8按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因為 ， 根據(jù)文獻【1】中

37、表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)，和軸向動載荷系數(shù)，。 所以根據(jù)文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為 8.5軸承壽命的計算及校核 根據(jù)文獻【1】中表13-3按24小時連續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預期壽命，取，齒輪轉速n=39.74r/min 。并取。故根據(jù)文獻【1】中13-5式可算出軸承基本額定壽命為 故軸承絕對安全。 9鍵聯(lián)接強度計算及校核 9.1普通平鍵的強度條件 根據(jù)文獻【1】式4-1中可知， 式中：—傳遞的轉矩() —鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度（） —鍵的工作長度（）

38、，圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） —軸的直徑（） —鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力（），根據(jù)文獻【1】中表4-2中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。 9.2高速軸上鍵的校核 對于鍵，已知：于是得， 故該鍵安全。 對于鍵，已知：于是得， 故該鍵安全。 9.3中間軸上鍵的校核 對于鍵，已知：于是得， 故該鍵安全。 對于鍵已知：于是得， 故該鍵安全。 9.4低速軸上鍵的校核 對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。 對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。 10 潤滑方式，潤滑劑以及

39、密封方式的選擇 10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇 10.1.1齒輪潤滑方式的選擇 高速軸小圓柱斜齒輪的圓周速度： 中間軸大圓柱斜齒輪和小圓柱斜齒輪的圓周速度： 低速軸大圓柱斜齒輪的圓周速度： 取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。 10.1.2齒輪潤滑劑的選擇 根據(jù)文獻【2】中表20-3中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：AN150，運動粘度為：61.274.8（單位為：）。 10.2滾動軸承的潤滑方式及潤

40、滑劑的選擇 10.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇 高速軸軸承: 中間軸軸承： 低速軸軸承： 故三對軸承均應采用脂潤滑。 10.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇 根據(jù)文獻【2】表20-4中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。 10.3密封方式的選擇 10.3.1滾動軸承的密封選擇 滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。 10.3.2箱體的密封選擇 箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封。 11 減速器箱體及附件的設計 11.1減速器箱體的設計 減速箱應采用鑄鐵鑄造而

41、成，其結構尺寸如下表所示。 11-1 鑄鐵減速器箱體結構尺寸 表1　　　　　　　　　　　 mm 名　　稱 符號 箱體的尺寸關系 箱體的尺寸取值 箱座壁厚 δ 考 0.01（d1+d2）+1≥8 8 慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8 箱蓋壁厚 δ1 0.0085（d1+d2）+1≥8 8 箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度 b、 b1、 b2 b ＝1.5δ；b1＝1.5δ1；b2＝2.5δ 12、12、20 地腳螺栓直徑 df 0.015（d1+d2）+1≥12 12 地腳螺栓數(shù)目 n n＝6 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑

42、 d1 0.75 df 10 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 （0.5～0.6）df 8 聯(lián)接螺栓d2的間距 l 80～150 86 軸承蓋螺釘直徑 d3 （0.4～0.5）df 6 視孔蓋螺釘直徑 d4 （0.3～0.4）df 6 定位銷直徑 d （0.7～0.8）d2 5 df 、d1、 d2至外箱壁距離 c1 見文獻【2】中表4-2 18 df 、d2至凸緣邊緣距離 c2 見文獻【2】中表4-2 16 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 16 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 68 外箱壁至軸

43、承座端面距離 l1 c1 +c2+（5～10） 40 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離 ⊿1 ≥1.2δ 15 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離 ⊿2 ≥δ 8 箱座肋厚 m m≈0.85δ 7 軸承端蓋外徑 D2 凸緣式：D2＝D+(5～5.5) d3； D為軸承座孔直徑 82、110 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準，一般取S≈D2 82、110 11.2減速器附件的設計 11.2.1窺視孔及視孔蓋 視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖11-2所示。 11.2.2通氣器 通氣器用于通氣，

44、使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。該減速器采用M161.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻【2】表4-3、表4-4中設計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。 圖11-1 通氣塞 圖11-2 視孔蓋 11.2.3放油螺塞 為了將污油排放干凈，應在油池最低位置處設置放油孔，放油孔應避免與其它機件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻【2】表4-7中選取M181.5的外六角螺塞，其結構如下圖11-3所示。 圖11-3 放油螺塞 11.2.4油

45、標 油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻【2】表4-12中，該減速箱上選用了M12的油標尺，其結構如上圖11-4所示。 11.2.5起吊裝置 為便于拆缷和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置。根據(jù)文獻【2】表4-13和表4-14，該減速器選用了M8的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結構如下圖11-5和圖11-6所示。 圖11-6 吊鉤 圖11-5 吊環(huán)螺釘 11.2.6啟蓋螺釘 為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速

46、器采用了M8的啟蓋螺釘，其結構如下圖11-7所示。 圖11-8定位銷 圖11-7 啟蓋螺栓 11.2.7定位銷 定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據(jù)文獻【2】表12-12選取圓錐銷,其型號為A1060 GB117-2000，其結構如上圖11-8所示。 11.2.8軸承蓋 軸承蓋用于對軸系零件進行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用。該減速器采用凸緣式的軸承蓋。

47、 12 設計小結 我深知，課程設計的目的不是要那么三張圖紙和一份設計說明書，而是整個的設計過程，是我們一遍一遍重復翻閱手冊時的不耐煩，是我們一次一次修改參數(shù)時的悔恨（為什么當初算的時候不小心一點呢！）……最初的幾天急躁的情緒占據(jù)了大部分思考，總是想著恨不得兩天就把這課程設計搞定，可漸漸的又發(fā)現(xiàn)即便兩天拼死拼活地將這課程設計搞定了，那意義又何在呢？你跟大家有什么分別？不同樣是拿著三張圖紙和一份設計說明交給老師？你的辛苦和付出有何意義？想要自己的行動擁有價值，就要在思考中，要清晰地知道自己在做什么，自己這樣做究竟有何意義，到底會給自己帶來什么樣的結果。當思考完這些問題之后，

48、就開始發(fā)現(xiàn)，原來機械設計要的不單單是那些結果，而是在這反反復復過程中你所體會到的“收獲”。 漸漸地體會到，做一名優(yōu)秀機械工程師真的很難。當草圖畫完之后，發(fā)現(xiàn)一大堆的問題出來了，好像當初全都隱匿起來，現(xiàn)在一窩蜂地涌上來跟我“要賬”（即便在當初設計時萬分小心，仔細挑選參數(shù)，但畢竟是初次設計，還是有很多問題自己考慮不到）。從軸到軸承都需要改，這也就意味著以前的計算幾乎白費，所有的參數(shù)又要重新選擇。因為這樣，我困惑了一陣，到底要不要改，要不要重新算過，自己有時也再勸說自己“算了吧，誰看啊，重新再算還不是一樣”“只要知道怎么算的就行了”……可后來又覺得自己一直都要求自己成為一名優(yōu)秀的機械工程師，如果

49、一名優(yōu)秀的機械工程師就這樣地對待他的工作，就這樣地對待他的項目，那“優(yōu)秀”這樣的頭銜，他戴得起嗎？于是，毅然決然，從頭再來，把所有錯掉的數(shù)據(jù)重新修改了一遍，這樣才安心地繼續(xù)向下走。不過，就是在這之后，自己走得越來越小心了，草圖之后很久都沒動過圖紙，因為生怕草圖出現(xiàn)什么問題，會導致在繪制裝配圖時會出現(xiàn)更大的問題到時連改的機會都沒了，所以就在草圖的地方一遍又一遍重復的檢查，直到最后讓老師看過了，好多同學看過之后，自己才敢向下行進。 總的來說，這次課程設計對我的意義非常的深遠，受益匪淺。 13 參考文獻 【1】 《機械設計》，劉揚、銀金光主編，清華大學，北京交通大學出版社，2001。 【2】 《機械設計課程設計》，劉揚、銀金光主編，北京交通大學出版社，2007。 【3】 《機械原理》，朱理主編，高等教育出版社，2003。 【4】 《互換性與測量技術》，徐學林主編，湖南大學出版社，2005。 【5】 《機械設計手冊》，成大先主編，化學工業(yè)出版社，2008。 【6】 《工程制圖》，趙大興主編，高等教育出版，2004。 【7】 《理論力學》第六版，哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編，高等教育出版社，2002。 【8】 《材料力學》第四版，劉鴻文主編，高等教育出版社，2003。