皮帶運輸機傳動裝置設計

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1、 機 械 設 計 設計說明書 皮 帶 運 輸 機 傳 動 裝 置 設 計 起止日期： 年 月 日 至 年 月 日 學生姓名 班級 學號 成績 指導教師(簽字) 課程設計任務書 2010—2011學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計制造及其自動化 專業(yè) 班 課程名稱： 機械設計課程設計

2、 設計題目： 皮帶運輸機傳動裝置設計 完成期限：自 年 月 日至 年 月 日共 周 內 容 及 任 務 一、設計的主要技術參數(shù)： 運輸帶牽引力F=2500N；輸送速度 V=1.8m/s；滾筒直徑D=300mm。 工作條件：工作時有輕微震動，室外工作，運輸帶速度允許誤差5%，單班制（每班工作8h），壽命為10年。 二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計；傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計；

3、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A0； （2） 零件工作圖2張A3，中間軸和中間軸的大齒輪； （3） 設計說明書1份。 進 度 安 排 起止日期 工作內容 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.《機械設計（第八版）》（濮良貴，紀明剛主編 高教出版社） 2.《機械設計課程設計》（金清肅主編 華中科技大學出版社） 3.《工程圖學》（趙大興主編 高等教育出版社） 4．《機械原理

4、》（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: 2011年 12 月 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 目 錄 1 設計任務書 1 1.1 課程設計的設計內容 1 1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù) 1 1.3 課程設計的工作條件 1 2 傳動方案的擬定 2

5、 3原動機的選擇 3 3.1 選擇電動機的類型 3 3.2選擇電動機的容量 3 3.2.1工作機所需的有效功率 3 3.2.2 電動機的輸出功率 3 3.3確定電動機的轉速 4 4 確定總傳動比及分配各級傳動比 5 4.1傳動裝置的總傳動比 5 4.2 分配傳動比 5 5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 6 5.1 各軸的轉速 6 6傳動件的設計及計算 8 6.1高速齒輪的計算 8 6.1.1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 8 6.1.2按齒面接觸強度設計 8 6.1.3按齒根彎曲強度設計 10 6.1.4幾何尺寸計算 11 6.2低速級直齒圓柱齒輪的設計

6、計算 11 6.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 11 6.2.2按齒面接觸強度設計 12 6.2.3按齒根彎曲強度設計 14 6.2.4幾何尺寸計算 15 7 軸的結構設計及計算 16 7.1 高速軸的結構設計及計算 16 7.1.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算 16 7.1.2 求作用在齒輪上的力 16 7.1.3 初步確定軸的最小直徑 16 7.1.4 軸的結構設計 17 7.1.5 求軸上的載荷 19 7.1.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 21 7.1.7 精確校核軸的疲勞強度 22 7.2 中間軸的結構設計及計算 25 7.2.1 軸上的功

7、率、、轉速和轉矩、的計算 25 7.2.2 求作用在齒輪上的力 26 7.2.3 初步確定軸的最小直徑 26 7.2.4 軸的結構設計 27 7.2.5 求軸上的載荷 27 7.3 低速軸的結構設計及計算 28 7.3.1 軸上的功率P3、轉速N3和轉矩T3的計算 28 7.3.2 求作用在齒輪上的力 28 7.3.3 初步確定軸的最小直徑 29 7.3.4 軸的結構設計 30 7.3.5 求軸上的載荷 31 7.3.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 33 7.3.7 精確校核軸的疲勞強度 33 7.4 各軸軸承校核 37 7.5連接部件設計計算 39 7.5.1

8、鍵的選擇 39 7.5.2強度校核 40 8 箱體的設計及計算 41 9 減速器的潤滑計算 43 9.1 齒輪的潤滑計算 43 9.2 軸承的潤滑計算 43 10 密封 44 參考文獻 45 結束語 46 1 設計任務書 1.1 課程設計的設計內容 設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖-1所示。 圖1.1帶式運輸機的傳動裝置 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=2500； ②運輸帶的工作速度：v=1.8m/s； ③卷筒直徑：D=300mm； ④使用壽命：10年，每年工作日300天，單班制，每班8小時

9、。 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，工作載荷較平穩(wěn)； ③制造情況：大批量生產(chǎn)。 2 傳動方案的擬定 帶式運輸機的傳動方案如下圖所示 1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-齒輪一 4-齒輪二 5-齒輪三 6-齒輪四 7-皮帶與電動相連的軸為0軸，齒輪一軸連1軸 中間軸為 2軸 齒輪三連3軸 3原動機的選擇 3.1 選擇電動機的類型 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

10、機的容量 3.2.1工作機所需的有效功率 電動機容量的選擇。根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為 （KW） 式中： —工作機所需的有效功率（KW） —帶的圓周力（N） V---帶的工作速度 3.2.2 電動機的輸出功率 設:——聯(lián)軸器效率，（見參考資料【2】表3-3）； ——閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為7級），=0.98（見參考資料【2】表3-3）； ——一對滾動軸承效率，=0.99（見參考資料【2】表3-3）； ——輸送機滾筒效率，=0.96（見參考資料【2】表3-3）； ——V帶傳動效率，=0.95（見參考資料【2】

11、表3-3）； ——輸送機滾筒軸（5軸）至輸送帶間的效率 估算傳動系統(tǒng)總效率為 式中： 即傳動系統(tǒng)的總效率為 工作時，電動機所需的功率為 （KW） 由參考材料【2】表12-1可知，滿足條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率應取為7.5KW。 3.3確定電動機的轉速 電動機轉速的選擇。根據(jù)已知條件，可得輸送機工作轉速 為 初選同步轉速為1500的電動機，由參考材料【2】表12-1可知原動機的型號Y132M-4型。查參考資料[2]表12-1型號Y132M-4，額定功率為=7.5kw，滿載轉速為=144

12、0。查參考材料【2】表12-1電動機中心高H=100。 表3.1電動機數(shù)據(jù) 電動機型號 額定功率/KW 滿載轉速/(r/min) 堵轉轉速 額定轉速 最大轉矩 額定轉矩 Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2 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 由參考資料【2】中式（3-5）可知，鏈式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 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，取高速級傳動比

13、為3.06。 4.2 分配傳動比 高速級圓柱齒輪傳動比 低速級圓柱齒輪傳動比： 高速級圓錐齒輪傳動比 ： 低速級圓柱齒輪傳動比 ： 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、Ⅰ軸、Ⅱ軸。 5.1 各軸的轉速 傳動系統(tǒng)各軸的轉速，功率和轉矩計算如下所示 0軸(電動機軸) KW 1軸（減速器高速軸） 2軸（減速器中間軸） 3軸（減速器低速軸） 將5.1中的結果列入如下表 表5.1 運動和動力參數(shù)

14、 軸號 功率P/KW 轉矩T/（Nm） 轉速n/（r/min） 傳動比i 效率η 高速軸 5.177 34.34 1440 3.06 0.9603 中間軸Ⅰ軸 4.971 135.17 351.22 4.10 0.9603 低速軸Ⅱ軸 4.77 396.88 114.78 6傳動件的設計及計算 6.1高速齒輪的計算 6.1.1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱輪傳動 2）精度等級選7級精度 3）材料選擇，由參考資料【1】表10-1選擇小齒輪材料為40（調質）,硬度為280HBS

15、，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取。 6.1.2按齒面接觸強度設計 由參考資料【1】中設計計算公式（10-9a）進行計算，即 確定公式內的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪傳遞的轉矩 3)由參考資料【1】表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由參考資料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由參考資料【1】圖10-21d按齒面硬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 6)由參考資料【1】表10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由參考資料【1】表10-19

16、取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)由參考資料【1】式（10-12）得 （1）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2）計算圓周速度v 3)計算齒寬b 4）計算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.08,7級精度，由參考資料【1】圖10-8查得動載荷系數(shù) 直齒輪 由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù) 由參考資料【1】表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時 ，由 參考資料【1】查圖10-13得 故載荷系

17、數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所分度圓直徑，由參考資料【1】式（10-10a）得 7）計算模數(shù) 6.1.3按齒根彎曲強度設計 由參考資料【1】式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 確定公式內的各計算數(shù)值 1）由參考資料【1】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）由參考資料【1】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由參考資料【1】式（10-12） 4）計算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由參考資料【1】表10-5查得 6）查取應力校正系

18、數(shù) 由參考資料【1】表10-5查得 1） 計算大小齒輪，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲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,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.424并近圓整為標準值m=1.5mm，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) 取 6.1.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬

19、度 取 6.2低速級直齒圓柱齒輪的設計計算 6.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 2） 選用直齒圓柱輪傳動 3） 精度等級選7級精度 4） 材料選擇，由參考資料【1】表10-1選擇小齒輪材料為40（調質）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 5） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù),取 6.2.2按齒面接觸強度設計 由參考資料【1】中設計計算公式（10-9a）進行計算，即 （1） 確定公式內的各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù) 2） 計算小齒輪傳遞的轉矩 3） 由參考資料【1】表10-7選

20、取齒寬系數(shù) 4） 由參考資料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5） 由參考資料【1】圖10-21d按齒面硬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 6） 由參考資料【1】表10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由參考資料【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)由參考資料【1】式（10-12）得 （1）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2）計算圓周速度v 3)計算齒寬b 4）計算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高

21、6） 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.36,7級精度，由參考資料【1】圖10-8查得動載荷系數(shù) 直齒輪 由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù) 由參考資料【1】表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時 ，由， 參考資料【1】查圖10-13得 故載荷系數(shù) 7） 按實際的載荷系數(shù)校正所分度圓直徑，由參考資料【1】式（10-10a）得 7）計算模數(shù) 6.2.3按齒根彎曲強度設計 由參考資料【1】式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 確定公式內的各計算數(shù)值 1）由參考資料【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲

22、疲勞強度極限。 2）由參考資料【1】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由參考資料【1】式（10-12） 4）計算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由參考資料【1】表10-5查得 6）查取應力校正系數(shù) 由參考資料【1】表10-5查得 8） 計算大小齒輪，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲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

23、力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.84并近圓整為標準值m=2.3mm，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) 取 6.2.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取 7 軸的結構設計及計算 7.1 高速軸的結構設計及計算 7.1.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算 在前面的設計中得到

24、 7.1.2 求作用在齒輪上的力 因在前面的設計中得到高速級大齒輪的分度圓直徑為 而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故 圓周力、徑向力的方向如（圖4-3）所示。 7.1.3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取112，于是就有 輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖7-2）與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取連軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 由文獻【1】中的表14-1，考慮到轉矩變化很小，

25、故取 則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)文獻【2】中P143，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為100000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 7.1.4 軸的結構設計 7.1.4.1擬定軸上零件的裝配方案 通過初步計算，,所以選用齒輪軸。 7.1.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案 ①、：=d=25mm ②、：這里為定位軸肩，應在的基礎上加上兩倍軸肩的高度，所以 ?？紤]到該軸段安裝密封圈，所以直徑還應該符合密封圈的標準，取=30mm ③、：此處為齒輪，所以； ④、：

26、 ⑤、：==25mm； ⑥、=24mm； ⑦、=20mm 2）、各軸段的長度： ①、：初步選定軸承：因只受徑向載荷，故選深溝球軸承GB/T 272-1994 6205；其尺寸為。軸承座孔L應該等于底座壁厚δ+ 5~10mm ②、、由于深溝球軸承為固定間隙軸承，為補償軸受熱伸長量，則=3mm； ③、： =B=52mm； ④、：此處的長度根據(jù)整體長度設計，=87mm； ⑤、： =17mm ⑥、：齒輪端面至箱體內表面的距離大于壁厚δ=8mm，取=10mm（此處為小齒輪輪寬比配對大齒輪大，所以大齒輪肯定不會碰到內壁，反而會離得更遠）。=46mm； ⑦、、此處連接聯(lián)軸器長

27、度，所以=35mm。 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。 7.1.4.3確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖4-3 7.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖7-2）做出軸的計算簡圖（圖7-1）,在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（文獻【1】圖15-23）。對于6207型深溝球軸承，由手冊中可查得e=8.5mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7-1）。 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計 算出截面C處的、及的值如表7-

28、1所示（參看圖 7-1） 圖 4-1 軸的載荷分布圖 表 4-1 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 7.1.6 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最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)文獻【1】中式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由文獻【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的。 7.1.7 精確校核軸的疲勞強度 7.1.7.1判斷危險截面 截面A

29、，Ⅱ，Ⅲ，B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，但由于軸的最小徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度來看，截面Ⅳ和Ⅴ處的過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，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也不必要校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由文獻【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面

30、Ⅳ左右兩側即可。 7.1.7.2截面Ⅳ左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調制處理。由文獻【1】中的表15-1查得，，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及根據(jù)文獻【1】中的附表3-2查取。因為，，經(jīng)插值后可查得 ， 又由文獻【1】中的附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 ， 故有效應力集中系數(shù)由文獻【1】附表3-4所示為 由文獻【1】中的附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻【1】

31、中的附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由文獻【1】中的3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻【1】中的式（15-6）～（15-8）則得 故可知其安全。 7.1.7.3截面Ⅳ右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力

32、 過盈配合處的，由文獻【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖3-4得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻【1】中的式（15-6）～（15-8）則得 故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。再加上設計中的運輸機有平穩(wěn)的特點，所以就無大的瞬時過載及其嚴重的應力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強度校核。軸的設計基本上就這樣了。 7.2 中間軸的結構設計及計算 7.2.1 軸上的功率、、轉速和轉矩、的計算 在考慮中間軸上的傳動的穩(wěn)定性和方便裝配時，將中

33、間軸上的低速級（即小齒輪）齒輪改為齒輪軸。 在前面的設計中得到 7.2.2 求作用在齒輪上的力 因在前面的設計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故 圓周力、徑向力的方向如（圖7-1）所示。 7.2.3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有 選取軸承代號為6205的軸承，，故。 7.2.4 軸的結構設計 1）、各

34、軸段直徑 ①、、：===25mm ②、、：==+0.12=35mm ③、：=+20.1=50.4mm 取=50mm，和； 2）、各軸段長度： ①、：由該軸段的直徑選軸承GB/T 272-1994 6205，數(shù)據(jù)。由軸承寬B、軸承內端面與內壁距離，齒輪端面到內壁距離>壁厚δ=8mm，取δ=10mm 所以=B++=25mm，又因為軸承靠外面端面軸應該外伸一點，齒輪外伸了一點，所以應該再加上22mm，得=36mm ②、：等于小齒輪的寬度，為了裝配，齒輪外伸一點，則應該略小于齒輪寬度，=46mm ③、：應該大于1.4倍軸肩高度，取=15mm , =8mm, =7mm④、：與同理，=5

35、8mm ⑤、：=36mm； 根據(jù)文獻【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑。 7.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖4-2）做出軸的計算簡圖（圖4-1）,在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（文獻【1】圖15-23）。對于6207型深溝球軸承，由手冊中可查得e=8.5mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算。現(xiàn)將計算出危險截面的、及的值如表4-2所示 齒輪的受力分析： 齒輪2上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力 小齒輪上的軸向力 =N 972.549*=353.979N 0 齒輪3上的圓周力

36、 小齒輪上的經(jīng)向力 小齒輪上的軸向力 = N 2736.552*=996.023N 0 1．求支反力、繪彎矩、扭矩圖 軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。 AC=36+ =59 CD= +15+ =66 BD=29+36=65 在XAY平面上： X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63） 972.549X48+2736.552X120.5=183.5 所以，=2051.427N =+—=1657.674N 所以，C斷面 =59=79.568X D斷面 =65=129

37、.24X 在XAZ平面上： + 183.5=（59+66） 353.97959+x183.5=996.023125 所以，=561.47N =80.574N 所以，C斷面 =59=3.868X =65=35.373X 合成彎矩C斷面 ===79.662X 合成彎矩D斷面 ===133.99X 因為> , 所以D斷面為危險截面。 ===22.91MPa 查表15-1得[]=60mpa,因為<[],所以安全。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M

38、 總彎矩 扭矩T 7.3 低速軸的結構設計及計算 7.3.1 軸上的功率P3、轉速N3和轉矩T3的計算 在前面的設計中得到 7.3.2 求作用在齒輪上的力 因在前面的設計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故 圓周力、徑向力的方向如（圖6-1）所示。 7.3.3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有 輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖6-2）

39、與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 由文獻【1】中的表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取 則：s 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)文獻【2】中P143，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為190000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 7.3.4 軸的結構設計 7.3.4.1擬定軸上零件的裝配方案 由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，由文獻【1】P368所述，故采用文獻中的圖15-22a所示裝配方案。 7.1.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。

40、 ①、：=d=40mm ②、：這里為定位軸肩，應在的基礎上加上兩倍軸肩的高度，所以 。考慮到該軸段安裝密封圈，所以直徑還應該符合密封圈的標準，取=45mm ③、：此處為非定位軸肩，所以，由于這里安裝軸承，故取軸承內徑標準=55mm ④、： ⑤、：==40mm； ⑥、=38mm； ⑦、=35mm 2）、各軸段的長度： ①、：初步選定軸承：因只受徑向載荷，故選深溝球軸承GB/T 272-1994 6208；其尺寸為。軸承座孔L應該等于底座壁厚δ+ 5~10mm ②、、由于深溝球軸承為固定間隙軸承，為補償軸受熱伸長量，則=33mm； ③、： =30mm；

41、 ④、：此處的長度等于齒輪的寬度+2mm，=52mm； ⑤、： =40mm ⑥、：齒輪端面至箱體內表面的距離大于壁厚δ=8mm，取=10mm（此處為小齒輪輪寬比配對大齒輪大，所以大齒輪肯定不會碰到內壁，反而會離得更遠）。=43mm； ⑦、、此處連接聯(lián)軸器長度，所以=60mm。 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。 7.3.4.3軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由文獻【2】中表12-11查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸

42、的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 7.3.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖6-2 7.3.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖6-2）做出軸的計算簡圖（圖6-1） 在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（文獻【1】圖15-23）。對于6207型深溝球軸承，由手冊中可查得e=8.5mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6-1） 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處的

43、、及的值如表6-1所示（參看圖 6-1） 表 6-1 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 7.3.6 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最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)文獻【1】中式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由文獻【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的。 7.3.7 精確校核軸的疲勞強度 7.3.7.1判斷危險截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡

44、配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度來看，截面Ⅳ和Ⅴ處的過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，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也不必要校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由文獻【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。 7.3.7.2截面Ⅳ左側

45、 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調制處理。由文獻【1】中的表15-1查得，，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及根據(jù)文獻【1】中的附表3-2查取。因為，，經(jīng)插值后可查得 ， 又由文獻【1】中的附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 ， 故有效應力集中系數(shù)由文獻【1】附表3-4所示為 由文獻【1】中的附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻【1】中的附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工

46、，由文獻【1】中的附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由文獻【1】中的3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻【1】中的式（15-6）～（15-8）則得 故可知其安全。 7.3.7.3截面Ⅳ右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由文獻【1】的附表3-8用

47、插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖3-4得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻【1】中的式（15-6）～（15-8）則得 故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。再加上設計中的運輸機有平穩(wěn)的特點，所以就無大的瞬時過載及其嚴重的應力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強度校核。軸的設計基本上就這樣了。 7.4 各軸軸承校核 1.高速級軸承，深溝球軸承GB/T 272-1994 6207；其尺寸為。， 兩軸承的徑向力： 由于深溝球軸承的軸向力

48、很小，所以忽略 取=1 則當量載荷 軸承1的Fr 大于軸承2，故軸承1危險，校核軸承1即可： 驗算軸承壽命： =25年 滿足要求 2.低速軸軸承校核： 深溝球軸承GB/T 272-1994 6207；其尺寸為 ， 兩軸承徑向力： 同理 驗算軸承壽命： =10.4年 滿足要求 3、中間軸軸承校核： 深溝球軸承GB/T 272-1994 6205；其尺寸為 ， 同理： 則

49、 驗算軸承壽命：=10.12年 符合要求。 7.5連接部件設計計算 7.5.1 鍵的選擇 ①、按一般使用情況選擇采用A型普通評鑒聯(lián)接，得參數(shù)于表： d l 電動機軸 20 30 軸 20 30 軸 35 38 軸 30 50 軸 45 44 軸 35 50 卷筒軸 40 100 7.5.2強度校核 電動機軸、軸、軸d=20的鍵、卷筒軸的鍵安裝在聯(lián)軸器上，聯(lián)軸器的材料為鑄鐵，載荷性質為輕微沖擊， 其余安裝齒輪，齒輪材料為鋼，載

50、荷性質為輕微沖擊， 靜聯(lián)接校核擠壓強度： 電動機軸： 軸： 軸: 軸 ： 卷筒軸： 均符合強度要求。 8 箱體的設計及計算 名 稱 符 號 減速器尺寸mm 機座壁厚 16 機蓋壁厚 15 機座凸緣厚度 21 機蓋凸緣厚度 21 機座底凸緣厚度 35 地腳螺釘直徑 37 地腳螺釘數(shù)目 n 6個 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 27.75 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 18.5 聯(lián)接螺栓的間距 160 軸承端蓋螺釘直徑 15

51、 窺視孔蓋螺釘直徑 12 定位銷直徑 7 、、至外機壁距離 13 、至凸緣邊緣距離 22 軸承旁凸臺半徑 16 凸臺高度 8 外機壁軸承座端面的距離 40 大齒輪頂圓與內機壁距離 18 機蓋、機座脛厚 、 12、12 軸承端蓋外徑 80 軸承端蓋凸緣厚度 20 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 70 齒輪端面與內機壁距離 16 9 減速器的潤滑計算 9.1 齒輪的潤滑計算 減速器的齒輪傳動，除少數(shù)低速、小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數(shù)都采用油潤滑，其主要潤滑方式為浸油

52、潤滑。對于高速運動，則為壓力噴油潤滑。本次所設計的減速器轉速不大，則潤滑方式為浸油潤滑。浸油潤滑是將齒輪浸入油中，當傳動件轉時，粘在上面的油液被帶至粘合面進行潤滑，同時油池中的油也被甩上箱壁，借以散熱。 為了保證輪齒粘合的充分潤滑，控制攪油的功耗損失和發(fā)熱量，傳動件浸入油中的深度不宜太淺和太深，二級圓柱齒輪減速器合適的浸油深度如下： 高速級：約為0.7個齒高，但不小于10mm; 低速級：按圓周速度大小而定，速度大者取小值； 當時，約為1個齒高（不小于10mm）～齒輪半徑； 當時，齒輪半徑； 經(jīng)查表，常用潤滑油的主要性質和用途，一般選擇機械油，主要用于對潤滑油無特殊要求的錠子、軸承、

53、齒輪和其他低負荷機械，根據(jù)所設計的參數(shù)，綜合考慮可選代號為46，運動粘度40℃時，41.4～50.6，閃點（開口）不低于200℃，凝點不高于-9℃，是機械油作為齒輪潤滑油。 9.2 軸承的潤滑計算 滾動軸承常采用油潤滑和脂潤滑。減速器軸承采用油潤滑，其潤滑和冷卻效果較好，也可利用箱內的潤滑油，與脂潤滑相比，其結構較復雜，密封要求較高。故采用脂潤滑。脂潤滑易于密封，結構簡單，維護方便。在較長的時間內無須補充及更換潤滑劑，采用脂潤滑時，滾動軸承的內徑和轉速的積一般不宜超過。但潤滑脂脂粘性大，高速時摩擦大，散熱效果差，且潤滑脂在較高溫度下，易變稀流失，所以潤滑脂只使用軸承轉速較低，溫度不高的場合

54、。 10 密封 減速器需密封的部位很多，密封結構種類復雜，應根據(jù)不同的工作條件和使用要求進行選擇和設計。 軸伸出端的密封： 軸伸出端密封的作用是防止軸承處的油流出和箱外污物、灰塵、水氣等進入軸承腔內。選用氈圈密封和O型橡膠圈密封。 氈圈密封的特點是結構簡單，價格低廉，安裝方便，但接觸面的摩擦磨損大，氈圈壽命短，一般用于軸頸圓周速度的脂潤滑軸承場合。 軸承考箱體內壁的密封： 采用封油環(huán)，封油環(huán)用于脂潤滑軸承的密封。其作用是防止箱內的稀油飛濺到軸承腔內，使?jié)櫥兿《魇А? 箱體結合面的密封： 通常在箱蓋與箱座結合面上涂密封膠和水玻璃，同時也可在箱座結合面上開回油溝以

55、提高密封效果。為了保證箱體座孔和軸承的配合，結合面上嚴禁加墊片密封。 參考文獻 《機械設計》 紀名剛等主編 高等教育出版社（第八版） 2006年5月第8版 《機械原理》 朱理等主編 北京：高等教育出版社 2010年5月第1版 《工程圖學》 趙大興主編 高等教育出版社 《材料力學》 劉鴻文主編 高等教育出版社 《機械設計課程設計》 王洪等主編 北京交通大學出版社 2010年3月第1版 《機械設計課程設計》 金清肅主編 華中科技大學出版社 《互換性與測量技術基礎》 徐雪林主編

56、 湖南大學出版社 《機械設計手冊（單行本）》 成大先主編 化學工業(yè)出版社 結束語 為其兩個星期的機械設計課程設計就要結束了，在短短的兩個星期里，我感覺學到了很多，比如：如何審題，如何選擇材料，查閱設計手冊，查閱設計圖書等相關資料。同時在設計過程中，我通過自己親自計算，審查，知道自己懂的和不懂的，而且遇到不懂的再去學習，并且強化學過的內容，這樣使我們的學習更加的有意義，我更加能夠掌握。 這次設計把我以前不懂的東西，通過實際的設計，更容易的理解，也知道了所學的東西，大體上知道可以運用到哪些方面，通過實際設計，更容易的掌握到了所學的知識，來完成以后的設計。 此次機械設計課程設計我最大的收獲就是：要通過多次計算，多方面的考慮，還有選擇所要的效果，做多方面的比較后，才能拿出自己最后的成果。 50