單級斜齒圓柱齒輪減速器設計

《單級斜齒圓柱齒輪減速器設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《單級斜齒圓柱齒輪減速器設計（38頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 目 錄 一．設計要求 5 1.1傳動裝置簡圖 5 1.2原始數(shù)據(jù) 5 1.3工作條件 5 二．傳動系統(tǒng)的總體設計 7 2.1電動機的選擇 7 2.1.1選擇電動機類型 7 2.1.2選擇電動機容量 7 2.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速 7 2.2傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 8 2.2.1計算總傳動比及分配傳動比 8 2.2.2計算傳動裝置各軸的運動和運動參數(shù) 8 2.2.2.1各軸軸轉(zhuǎn)速 8 2.2.2.2各軸的輸入功率 8 2.2.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 9 三 V帶及帶輪結(jié)構設計 10 4.1 一級斜齒輪大小齒輪的設計 12 4.1.1選精度等級，材料及齒數(shù)

2、 12 4.1.2按齒面接觸強度設計 12 4.1.3 按齒根彎曲強度設計 14 4.1.3.1確定參數(shù) 14 4.1.3.2 設計計算 15 4.1.4幾何中心距計算 15 4.1.5齒輪受力分析 16 五 軸的計算 17 5.1 齒輪軸的設計 17 5.1.1基本參數(shù) 17 5.1.2初步確定軸的最小直徑 17 5.1.3軸的結(jié)構設計 17 5.1.4軸的受力分析 18 5.1.5按彎扭合成應力校核軸的強度 20 5.1.6精確校核軸的疲勞強度 20 5.2低速軸的設計 22 5.2.1材料選擇及熱處理 22 5.2.2初定軸的最小直徑 22 5.2.

3、3軸的結(jié)構設計 23 5.2.4軸的受力分析 24 5.2.5精確校核軸的疲勞強度 26 六 軸承、潤滑密封和聯(lián)軸器等的選擇及校驗計算 30 6.1軸承的確定及校核 30 6.1.1對初選高速及軸承7306C校核 30 6..1.2對初選低速軸承7211AC進行校核 32 6.2鍵的校核 34 6.2.1齒輪軸上的鍵連接的類型和尺寸 34 6.2.2大齒輪軸上的鍵 34 6.3聯(lián)軸器的校核 35 6.4潤滑密封 35 七.箱體端蓋齒輪的位置確定 37 八.設計小結(jié) 38 九、參考文獻 39 一．設計要求 1.1傳動裝置簡圖 帶式運輸機的傳動裝置如圖所示

4、 1.2原始數(shù)據(jù) 帶式運輸機傳動裝置的原始數(shù)據(jù)： 帶的圓周力F/N 帶速V(m/s) 滾筒直徑D/mm 2400N 2 400 1.3工作條件 三班制，使用十年，連續(xù)單向運載，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±5%. 傳動方案如下圖所示 二．傳動系統(tǒng)的總體設計 2.1電動機的選擇 2.1.1選擇電動機類型 按工作要求選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V 2.1.2選擇電動機容量 電動機所需工作功率為 又 根據(jù)帶

5、式運輸機工作機的類型，可取工作機效率 傳動裝置的總效率 查課本表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對），齒輪轉(zhuǎn)動效率，V帶的傳動效率；代人得： 為工作機效率， 所需電動機功率為 電動機額定功率約大于，由課本第19章表19-1所示Y系列三相異步電動機的技術參數(shù)，選電動機額定功率=7.5 2.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 V帶傳動的傳動比為2~4 單級圓柱齒輪減速一般傳動比范圍為3~6 則總傳動比合理范圍為i=6~24 故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、960、1440，750不常用，故

6、選擇1440的電動機。其相關數(shù)據(jù)如下： 方案 電動機型號 額定功率/KW 電動機轉(zhuǎn)速/ 堵載轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.3 方案優(yōu)點：結(jié)構簡單、帶傳動易加工、成本低，可吸震緩沖，應用較廣泛。 缺點:外部尺寸大，帶的壽命短，需經(jīng)常更換。 2.2傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 2.2.1計算總傳動比及分配傳動比 根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速及工作機轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置所要求的總傳動比為 分配各級傳動比 為了使V帶傳動外輪廓尺寸不過大，保證各級傳動尺

7、寸協(xié)調(diào)，結(jié)構均勻合理，取V帶傳動比，則 單級斜齒輪減速器的傳動比 2.2.2計算傳動裝置各軸的運動和運動參數(shù) 2.2.2.1各軸軸轉(zhuǎn)速 軸 軸 軸 2.2.2.2各軸的輸入功率 電動機軸輸出功率 軸 軸 軸 2.2.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 軸 軸 軸 將上述結(jié)果列入表中 運動和動力參數(shù) 軸號 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 傳動比 電動機 5.6 1440 1 I軸

8、 5.449 36.40 1440 1 II軸 5.179 103.8 480 3 III軸 5.025 503.5 96 5 三 V帶及帶輪結(jié)構設計 1確定計算功率 帶式運輸機傳動系統(tǒng)中第一級用普通V帶傳動。已知電動機額定功率,轉(zhuǎn)速，傳動比。 由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 2 選擇V帶的帶型 根據(jù)=9.75KW、，由圖8-11選用A型， 3計算大帶輪的基準直徑并驗算帶速V 初選小帶輪的基準直徑，由表8-6和8-8，取小帶輪的基準直徑=90mm 驗算帶速V，按式（8-13）驗算帶的速

9、度 因 故帶速合適。 根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)表8-8，圓周為。 4 確定V 帶的中心距和基準長度 1）根據(jù)式（8-20），初定中心距。 2）由式（8-22）計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度。 3）按式（8-23）計算實際中心距 中心短范圍為 5 驗算小帶輪上的包角 6 計算帶的根數(shù) (1）計算單根V帶的額定功率。 由和，查表8-4a得，根據(jù)，和A型帶，查表8-4b得，查表8-5得，表8-2得，于是 2)計算V帶的根數(shù)：，取9根。 7 計算單根

10、V帶的初始拉力的最小值 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量，所以 應使帶的實際初拉力 8 計算壓軸力 壓軸力的最小值為 四 斜齒齒輪設計 4.1 一級斜齒輪大小齒輪的設計 已知輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)比，由電動機驅(qū)動，工作壽命年限十年，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。 4.1.1選精度等級，材料及齒數(shù) (1）選用斜齒圓柱齒輪，由《機械設計》表10—1選擇大·小齒輪材料均為40Cr(調(diào)質(zhì))，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48~55HRC。 (2）表面淬火，輪齒變形不大，運輸機為一般工作機

11、器，速度不高，故精度等級選用七級精度 (3）選小齒齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。 (4)選取螺旋角，初選螺旋角 4.1.2按齒面接觸強度設計 （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1）試選 2）由《機械設計》圖10—30選取區(qū)域系數(shù) 3）由《機械設計》圖10—26查得，則 4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5）由《機械設計》表10—7選取齒寬系數(shù) 6）由《機械設計》表10—6查得材料的彈性影響系數(shù) 7）由《機械設計》圖10—21e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 8）計算應力循環(huán)次數(shù)（設機器每年工作300天） 9)由《機械設計》圖10—19取接觸疲勞壽命

12、系數(shù),。 10）計算接觸許用應力 取失效概率為1%安全系數(shù)S=1 （2） 計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù) 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù) 使用系數(shù)根據(jù)，7極精度由《機械設計》圖10—8查得動載系數(shù),由《機械設計》表10—4查得，由《機械設計》圖10—13查得,由《機械設計》表10—3查得。故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 7）計算模數(shù) 4.1.3 按齒根彎曲強度設計 4.1.3.1確定參數(shù) 1）計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度從《機械設計

13、》圖10—28查得螺旋角影響系數(shù)。 3）計算當量齒數(shù) 4）查取齒形系數(shù) 由《機械設計》表10—5查得,。 5）查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》表10—5查得,。 6）由《機械設計》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。 7）由《機械設計》圖10—18取彎曲疲勞系數(shù)，。 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞系數(shù)S=1.4 9）計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 4.1.3.2 設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲強度計算的法面模數(shù)。取以可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸

14、疲勞強度算的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 取,則。 4.1.4幾何中心距計算 （1） 計算中心距 將中心距圓整為124。 （2） 按圓整后的中心距修整螺旋角 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 圓整后取,。 4.1.5齒輪受力分析 小輪圓周力 小齒輪徑向力 小齒輪軸向力 大齒輪圓周力 大齒輪徑向力 大齒輪軸向力 五 軸的計算 5.1 齒輪軸的設計 5.1.1基本參數(shù) 電動

15、機通過V帶傳遞到軸的功率,轉(zhuǎn)速，，，，。 5.1.2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)制處理。根據(jù)15-3，取，于是得 則 5.1.3軸的結(jié)構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 本題的裝配方案如下： 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（右——左） 3）由于在這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強度已經(jīng)計算得到此處的最小直徑，這個直徑下滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故。此處軸短長度由大帶輪的輪懿的寬度所決定，由《機械設計》圖8-14（d）查得 取，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度小于其輪懿值，取。

16、 4) 初選滾動軸承 一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)這段軸的尺寸，可選擇角接觸軸承7306C。查《機械設計課程設計》表13-3得，要求的定位軸高是4.5mm。故要求在此處的定位套筒的直徑是39mm，因此取 a由圖形分析，令。箱體壁與齒輪的距離，。軸承端蓋的壁厚一般為10mm左右。因此，整個軸承蓋的長度是30mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm，再考慮軸承端蓋的調(diào)整范圍，可以確定。 b考慮到，取，。 c處的寬度大于1.4h，取，，則 d同樣，也就確定了。 至此，已初步了軸的各段直徑和長度 e軸上零件的周向定位 大帶輪與軸的周向定

17、位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查《機械設計》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵銑刀加工，保證大帶輪與軸的配合為，同樣。滾動軸承與軸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k6。 f確定軸上圓周角和倒角尺寸

18、

19、

20、

21、

22、

23、

24、

25、

26、

27、

28、

29、

30、

31、

32、

33、

34、

35、

36、

37、 參考表15-2確定軸兩端的倒角均為2×45°，各處圓角半徑都為0.5mm。 5.1.4軸的受力分析 （1）根據(jù)結(jié)構圖畫出軸的受力簡圖 （2）受力計算 1)由前面的計算可得

38、 2)計算支反力 在水平面內(nèi)進行計算 在垂直面內(nèi)進行計算 3)畫出彎矩圖和扭矩圖 彎矩圖：單位 4)由彎扭圖上看，截面B是危險面。現(xiàn)將計算出的截面B處的的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 5.1.5按彎扭合成應力校核軸的強度 只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《課程設計》表查得，因此，故安全。 5.1.6精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險面

39、 雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度確定的，因此這個截面不是危險面。只有在截面C處有較大的應力集中，因此必須對其進行精確校核。 2)截面C右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面C右側(cè)的彎矩 截面C上的扭矩T= 103800N.mm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 由表15-1查得： ， 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及按附表3-2查取。因，，用插值法可得， 又由附圖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)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)； 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按

40、磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，按式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為： 又由3-1及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ， 于是，計算安全系數(shù)值，按15-6到15-8式得： 故其安全 3)截面C左側(cè)，由于該軸是齒輪軸，沒有因過盈配合而造成的應力集中，因此不用校核。 4)由上面的計算，說明該軸的強度是足夠的。 5.2低速軸的設計 5.2.1材料選擇及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調(diào)質(zhì)處理。 5.2.2

41、初定軸的最小直徑 1）按扭轉(zhuǎn)強度條件，可得軸的直徑計算式 由《機械設計》表15-3查得，取，于是得 由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大，故 2）聯(lián)軸器的選擇 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故稱,則 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T5014-2003或手冊，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。 綜合考慮取。 型號 公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)矩（鋼） 軸孔直徑 軸孔長度 GYH4 900N.m 6800 N.m 45

42、mm 84mm 其公稱轉(zhuǎn)矩為900000N.mm，半聯(lián)軸器的孔徑，故半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 5.2.3軸的結(jié)構設計 （1）擬定結(jié)構方案如下圖 （2）根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1) 從左端開始。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取,由于前面已經(jīng)對聯(lián)軸器進行了選擇，故。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則就比84略短一點，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動軸承。根據(jù)，初步選擇角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對較大，故選擇AC系列的軸承，查表選取7211AC，其尺寸為，其定位

43、軸肩為3.5mm，故定位套筒的直徑為62mm。因此，。 3）取安裝齒輪處的軸段的直徑，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂的寬度，故取，齒輪的右端采用軸，定位，軸肩的高度5mm，則軸環(huán)處的直徑，取軸環(huán)寬度為8mm。 4）軸承端蓋的總寬度為30mm，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)軸器右端面的距離15mm，故取。 5）取齒輪與箱體之間的距離為16mm，滾動軸承到箱體的距離為10mm，則，,。 至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。 6）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑由《機械設計課程設計》

44、表12-11查得平鍵選用，配合為。齒輪與軸的連接，按查得查表12-11得，選用平鍵為，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k6。 7）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計課程設計》表15-2，取軸端倒角為，C、D、E處的圓角半徑，A、B處的圓角半徑。 5.2.4軸的受力分析 (1）根據(jù)結(jié)構畫出軸的受力簡圖 （2）進行受力分析 1）由前面的計算可知 2）支反力 垂直面內(nèi) 水平面內(nèi) 3）畫出彎矩圖和扭矩圖

45、 彎矩圖：單位 4)由彎扭圖上看，截面C-D是危險面?，F(xiàn)將計算出的截面C-D處的的值列于下表 載荷 水平面 垂直面 支持反力 彎曲 總彎曲 扭矩 5）按彎扭合成應力校核軸的強度 只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算力 根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》表15-1查，因此，故安全。 5.2.5精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險面 在C-D這個截面上雖然受到的彎矩較大，但由于這個截面的直徑很大

46、，其抗彎能力是很強的。A、B截面只受扭矩作用，雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕的情況下確定的。D、E截面的軸徑都很大，也不必校核。由于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C截面的左右兩側(cè)。 （2）截面C左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面C左側(cè)的彎矩M為（作處彎矩的近似計算） 截面C上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由表15-1查得， ， 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)，及按附表3-2查取。因，，用插值法可得， 又由附圖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)，

47、按《機械設計》附表3-4為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)； 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，按式得綜合系數(shù)為 又由及得碳鋼的特性系數(shù) 取 取 于是，計算安全系數(shù)值，按式得 故其安全。 （3）截面C右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面C左側(cè)的彎矩M為 截面C上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 過盈配合處的，由《機械設計》

48、附表3-8，用插值法求出，并取，于是有，則 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面C右側(cè)的安全系數(shù)為 因此，在截面C右側(cè)的強度也是足夠的。 至此，高速級、低速級兩根軸的設計已經(jīng)完成了。 六 軸承、潤滑密封和聯(lián)軸器等的選擇及校驗計算 6.1軸承的確定及校核 6.1.1對初選高速及軸承7306C校核 （1）受力分析 由前面

49、表格數(shù)據(jù)可以計算 （2）求兩軸承的計算軸向力和 由表13-7得軸承派生軸向力，其中，e為表13-15中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，查《機械設計課程設計》表13-3得，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，，故先初選e=0.4，因此可估算 由于 所以 由表13-5進行插值計算，得，。再計算 計算確定，。再計算

50、 再次計算值相差不大。 因此確定，，， (3) 求軸承當量動載荷和 由表13-5分別進行表示或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1： ， 對軸承2: , 因軸承運載中有輕微沖擊，由《機械設計》表13-4查得，選取 (4)驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 故滿足要求。 6..1.2對初選低速軸承7211AC進行校核 1受力分析 由前面的數(shù)據(jù)可以計算 2計算兩軸

51、的軸向力 查表13-3得， 對于70000 AC型軸承，它的派生軸向力,則 由于 所以 由表13-5進行插值計算，得，。 3 計算軸承的單量載荷 由表13-5分別進行表示或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1： ， 對軸承2: , 因軸承運載中有輕微沖擊，由《機械設計》表13-4查得，選取。 4 計算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 故滿足要求。 6.2鍵的校核 6.2.1齒輪軸上的鍵連接的類型和尺寸 1選擇鍵連接的類型

52、和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小d=26mm，所以選用單圓頭鍵（C型）。由軸的設計里已確定的鍵尺寸為 2 校核鍵連接的強度 鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由《機械設計》表6-2查得擠壓應力，鍵工作長度，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度 計算擠壓強度 故該鍵滿足。 鍵的標記為：鍵 1096-2003齒輪軸上的鍵 6.2.2大齒輪軸上的鍵 1 齒輪處： 聯(lián)軸器： 2 校核 鍵、軸、齒輪和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得擠壓應力 1）齒輪處 擠壓強度 故該鍵滿足要求。

53、鍵的標記為：鍵 1093-2003 2）聯(lián)軸器 擠壓強度 故該鍵滿足要求。 鍵的標記為：鍵 1096-2003 6.3聯(lián)軸器的校核 參數(shù)確定 由前面的設計已知選擇GYH6固定式聯(lián)軸器，由《課程設計》表14-3查得，其公稱轉(zhuǎn)矩 1 載荷計算 由前面可知 由《機械設計》表14-1查得，故得計算轉(zhuǎn)矩為 該聯(lián)軸器合格。標記為：GYH6固定式聯(lián)軸器 45×84 GB/T 5843-2003 6.4潤滑密封 1.齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度 所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 大齒輪浸入油高度不宜超過1個齒高（不小于10mm）。 2.滾動軸承的潤滑 對于齒輪軸軸承

54、 對于大齒輪軸軸承 由此可以看出她們的值都很小，故可以選用脂潤滑。 3 密封形式 由于在軸承端蓋處的軸表面速度 兩者速度都小于3m/s，所以選擇“粗羊毛氈圈油封” 七.箱體端蓋齒輪的位置確定 名稱 代號 減速箱體尺寸 機座壁厚 δ 8 機蓋厚度 δ1 8 機座凸緣厚 b b=1.5δ=16 機蓋凸緣厚 b1 b1=1.5δ1=16 機座底凸緣 b2 b2=2.5δ=24 地腳螺栓直徑 d? d?=0.36a+12=16 地腳螺栓數(shù)目 n n=4 軸承旁螺栓直徑 d1 d1=0.75 d?=14 機蓋與機座聯(lián)接

55、螺栓直徑 d2 d2=(0.5~0.6) d?=12 聯(lián)接螺栓d2的間距 l l =63.14 軸承蓋螺栓直徑 d3 d3=(0.4~0.5) d?=6 窺視孔蓋螺栓直徑 d4 d4=(0.3~0.4) d?=5 定位銷直徑 d d=(0.7~0.8)d2=19.824~27.1872 螺栓至機壁距離 C1 20.5 螺栓到凸緣外緣距離 C2 20.5 軸承旁凸臺半徑 R1 R1= C2=51 凸臺高度 h 43 外壁至軸承底座面的距離 l1 L1=C1+C2+(5~10)=61 大齒輪齒頂圓與箱內(nèi)壁間的距離 Δ1 >1.2δ取

56、25 齒輪端面與內(nèi)機壁間的距離 Δ2 >δ取52（齒輪軸上） 機蓋筋厚 m1 m1≈0.85δ1 機座筋厚 m m≈0.85δ 軸承端蓋外徑 D2 小端蓋51 大端蓋66 軸承端蓋凸緣厚度 t t=(1~1.2)d3取16 軸承旁聯(lián)接螺栓的距離 S 一般去S=D2 八.設計小結(jié) 這次課程設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導，和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心?，F(xiàn)在想想其實課程設計當中的每一天都是很累的，其實正向老師說得一樣，機械設計的課程設計沒有那么簡單，你想copy

57、或者你想自己胡亂蒙兩個數(shù)據(jù)上去來騙騙老師都不行，因為你的每一個數(shù)據(jù)都要從機械設計書上或者機械設計手冊上找到出處。雖然種種困難我都已經(jīng)克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務。 十幾天的機械設計課程設計結(jié)束了，在這次實踐的過程中學到了一些除技能以外的其他東西,領略到了別人在處理專業(yè)技能問題時顯示出的優(yōu)秀品質(zhì),更深切的體會到人與人之間的那種相互協(xié)調(diào)合作的機制,最重要的還是自己對一些問題的看法產(chǎn)生了良性的變化. 這次關于帶式運輸機上的一級齒輪帶轉(zhuǎn)動減速器的課程設計是我們真正理論

58、聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設 計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎. 　　機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《工程材料》、《機械設計課程設計》等于一體。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 九、參考文獻 1、《機械設計（第八版）》　高等教育出版社 2、《機械設計課程設計》　高等教育出版社 3. 《工程圖學》 高等教育出版社 4. 《機械原理》 高等教育出版社 5. 《機械課程設計簡明手冊》化學工業(yè)出版社 37