機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)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(shuō)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 7 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型 7 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 7 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 9 4.幾何尺寸計(jì)算 11 5.驗(yàn)算 11 七.設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪

2、12 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型 12 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 12 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 14 4.幾何尺寸計(jì)算 15 5.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) 18 1.Ⅰ軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 18 2.Ⅱ軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 23 3.Ⅲ軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 28 十.潤(rùn)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

3、 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(kāi)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

4、圖示：1為電動(dòng)機(jī)，2為聯(lián)軸器，３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/KN 2.5 輸送帶的速度v/(m/s) 1.3 輸送帶滾筒的直徑D/mm 370 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)

5、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(guò)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Pw＝FV＝2500N1.3m/s 圓柱齒輪傳動(dòng)(7級(jí)精度)效率(兩對(duì))為η1＝0.98 2 滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率(四對(duì))為η2＝0.99 4 彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率η3＝0.99 帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為η4＝0.96 鏈傳動(dòng)的效率η5＝0.96 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

6、率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(guò)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

7、動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 目的 過(guò)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Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ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Ⅰ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 滾筒軸Ⅳ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η1＝0.98 滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率為

8、η2＝0.99 彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率η3＝0.99 帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為η4＝0.96 鏈傳動(dòng)的效率η5＝0.96 ：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) Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) =1440 n1=1440 n2=378.95 n3=134.38 n4=67.19 功率P(kw) P=5.5 P1=5.445 P2=5.28 P3=5.13 P4=4.87 轉(zhuǎn)矩T(Nm) T1=36.11 T2=133.06 T3=364.57 T4=692.19

9、 兩軸聯(lián)接 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 鏈輪 傳動(dòng)比 i i01=1 i12=3.8 i23=2.82 i34=2 傳動(dòng)效率η η01=0.99 η12=0.97 η23=0.97 η34=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10—1選擇小齒輪材料為40Ｃr（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7級(jí)精度(GB 10095—88) 4)選小齒輪齒數(shù)Ｚ1＝2

10、4，大齒輪齒數(shù)Ｚ2＝ｉ1Ｚ1＝3.824=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（10－21）試算，即 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1)試選 (2)由圖10－30，選取區(qū)域系數(shù) (3)由圖10－26查得　 　 (4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (5)由表10－7選取齒寬系數(shù) (6)由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) (7)由圖10－21ｄ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10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 　　　　 　　　　 (9)由圖10－19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系

11、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10－12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10－8查得動(dòng)載荷系數(shù) 　　　由表10－4查得 　　　　 　　　由圖10－13查得 　　　假定，由表10－3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10－

12、10a得 （７）計(jì)算模數(shù) 　　　 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10－17 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10－28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10－5查得, 　(5)查取應(yīng)力校正系數(shù) 　　　由表10－5查得, 　(6)由圖10－20c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 (7)由圖10－18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)S＝1.4，由式10－12得 　　　

13、　　　 　(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)，?。?.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(lái)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

14、 七.設(shè)計(jì)低速級(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)Z1＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1＝2.8224=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10－9a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10－7選取齒寬系

15、數(shù) (4)由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù) (5)由圖10—21d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 (6)由式10—13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 　　 　　　 (7)由圖10－19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10－12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 b／h 模數(shù) 　　　　 (5)計(jì)算載荷系數(shù)K 　

16、　　　 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10－8查得動(dòng)載荷系數(shù) 　　　　 假設(shè)，由表10－3查得 　　 由表10－2查得使用系數(shù).25 由表10－4查得 　　 　　　　 由圖10－13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10－10a得 (7)計(jì)算模數(shù)ｍ 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10－5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 1)確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值 (1)由圖10－20c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10－18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

17、概率為1%，安全系數(shù)為S=1.4，由式10－12得 　　　 (4)計(jì)算載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù) 由表10－5查得， 　(6)取應(yīng)力校正系數(shù) 　　　 由表10－5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)ｍ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ｍ＝2.5ｍｍ。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(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，取 大齒輪齒數(shù)　取 4.幾何尺寸計(jì)算 1)計(jì)算分度圓直徑 2)

18、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9－6查得，由圖9－13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9－11，可選20A-1。查表9－1，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9－7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(rùn)滑方式

19、 由和鏈號(hào)20A－1，查圖9－14可知應(yīng)采用油池潤(rùn)滑或油盤飛濺潤(rùn)滑。 6． 計(jì)算壓軸力 有效圓周力為： 鏈輪水平布置時(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.Ⅰ軸（輸入軸）及其

20、軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) １.輸入軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 ２.求作用在齒輪上的力 　 圓周力，徑向力，軸向力 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15－3，取(以下軸均取此值），于是由式15－2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16

21、0000Nｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L＝42ｍｍ，半聯(lián)軸器。 與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 ４.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 　 1)擬定軸上零件的裝配方案（見(jiàn)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２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。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

22、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9—1 (4)取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn)，則可得,，。 (5)參考表15－2，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 　　　

23、 　 (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 9—2軸Ⅰ受力、彎矩和扭矩圖 7.選用鍵校核 鍵連接：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6－1， 查表6－2，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15－5，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力 ，， 由表15－1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

24、軸向載荷 由，在表13－5取X＝0.56。相對(duì)軸向載荷為，在表中介于0.040－0.070之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.24－0.27之間，對(duì)應(yīng)Y值為1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。 由表13－6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 　　　 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.Ⅱ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: 　

25、 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15－3，取，于是由式15－2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,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

26、，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15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖9—3。 圖9—3 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

27、支承反力： 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9—4軸Ⅱ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6－1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6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 2)高速級(jí)大齒輪的鍵 　　 由表6－1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6－１， 查表6－2，得

28、 ，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15－5，并取， 　 由表１５－１查得，，校核安全。 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 　　　,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.Ⅲ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

29、 2.第三軸上齒輪受力 　 3.初定軸的直徑 軸的材料同上。由式15－2，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(jiàn)圖9—5） 　2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 (1) 為滿足鏈輪的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故?。捕蔚闹睆?。 (2)軸段3和軸段6用來(lái)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

30、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15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖9—5。 圖9—5 軸Ⅲ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 (2)計(jì)算彎矩 1)水平面彎矩 　　　 在

31、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9—6 軸Ⅲ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6－1選用圓頭平鍵（A型）d=62mm， ，，。 由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 2)高速級(jí)鏈輪的鍵 　　 由表6－1選用圓頭平鍵（A型）d=45mm，， ， 由式6－1， 查表6－2，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

32、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15－5，并取，，，d=62mm， 　 由表15－1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)椋：税踩? 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(rùn)滑與密封 1.潤(rùn)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(rùn)滑，傳動(dòng)件回轉(zhuǎn)時(shí)，粘在其上的潤(rùn)滑油被帶到嚙合區(qū)進(jìn)行潤(rùn)滑。同時(shí)，傳動(dòng)零件將油池中的油甩

33、到箱壁上，可以使?jié)櫥图铀偕帷? 箱體內(nèi)應(yīng)有足夠的潤(rùn)滑油，以保證潤(rùn)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30~50mm。 驗(yàn)算油池中的油量V是否大于傳遞功率所需油量。 軸承采用脂潤(rùn)滑，需要定期檢查和補(bǔ)充潤(rùn)滑脂。脂潤(rùn)滑易于密封，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維護(hù)方便。為防止箱內(nèi)潤(rùn)滑油進(jìn)入軸承室而使?jié)櫥♂屃鞒觯瑫r(shí)也防止軸承室中的潤(rùn)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(rùn)滑脂的充填量為軸承室的1/2~1/3，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。

34、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(rùn)滑和接觸面速度不超過(guò)5m/s的場(chǎng)合。 3.潤(rùn)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， L—CKC100(GB 5903—1995)；潤(rùn)滑脂選7407號(hào)齒輪潤(rùn)滑脂(SY 4036—1984)。 十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸 機(jī)座壁厚δ δ=0.025a+5 8mm 機(jī)蓋壁厚δ1 δ1=0.025a+5 8mm 機(jī)座凸緣壁厚 b=1.5δ 12mm 機(jī)蓋凸緣壁厚 b1=1.5δ1 12mm 機(jī)座底凸緣壁厚 b2=2.5δ 20mm

35、 地腳螺釘直徑 df =0.036a+12 16.3mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250,n=6 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 df 12.2mm 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5～0.6) df 10mm 聯(lián)接螺栓d2間距 L=150～200 160mm 軸承蓋螺釘直徑 d3=(0.4～0.5) df 7mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) df 6mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8) d2 7mm 軸承旁凸臺(tái)半徑 R 10 mm 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1= D+2.5d3 (D為軸承孔直徑) D1

36、1=42.5mm D12=42.5mm D13=57.5mm 軸承座凸起部分端面直徑 D2= D1+2.5d3 D21=59.5mm D22=59.5mm D23=74.5mm 大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離Δ1 Δ1>1.2δ 10mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離Δ2 Δ2>δ 9 mm 兩齒輪端面距離 Δ4=5 5 mm df,d1,d2至外機(jī)壁距離 C1=1.2d+(5～8) C1f=26mm C11=21mm C12=18mm df,d1,d2至凸臺(tái)邊緣距離 C2 C2f=22mm C21=17mm C22=15mm

37、 機(jī)殼上部（下部）凸緣寬度 K= C1+ C2 Kf=48mm K1=38mm K2=33mm 軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離 e=(1～1.2)d1 13mm 軸承座凸起部分寬度 L1≥C1f+ C2f+(3～5) 52 mm 吊環(huán)螺釘直徑 dq=0.8df 13mm 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(tīng)課，光靠課堂上學(xué)習(xí)的知識(shí)根本就無(wú)法解決實(shí)際問(wèn)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

38、過(guò)來(lái)的了。盡管設(shè)計(jì)中存在這樣或那樣的問(wèn)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源對(duì)設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)是至關(guān)重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒(méi)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(lái)了。其次，從設(shè)計(jì)過(guò)程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過(guò)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(guò)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(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的使用，并把我們所學(xué)的知識(shí)和將來(lái)的生產(chǎn)實(shí)際相結(jié)合，提高了我們分析問(wèn)題并自己去解決問(wèn)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2007 35