機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計---帶式輸送機(jī)傳動裝置

1、<p><b>　　機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計</b></p><p><b>　　設(shè)計計算說明書</b></p><p>　　設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)傳動裝置</p><p>　　設(shè) 計 者： </p><p>　　完成日期： 2011年 6月 20日</p>

2、<p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　一、 設(shè)計題目 </b></p><p>　　1.1 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書……………………………2</p><p>　　二、傳動系統(tǒng)方案設(shè)計</p><p>　　2.1傳動方案設(shè)計…………………………………………………3

3、</p><p>　　2.2電動機(jī)的選擇…………………………………………………4</p><p>　　2.3傳動裝置的總傳動比和各級傳動比分配……………………6</p><p>　　2.4傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算……………………………7</p><p>　　三、齒輪零件的設(shè)計計算</p><p>　　3.1高速級齒

4、輪的設(shè)計 ……………………………………………8</p><p>　　3.2 低速級齒輪的設(shè)計……………………………………………12</p><p><b>　　四、軸的設(shè)計</b></p><p>　　4.1高速軸的設(shè)計 …………………………………………………17</p><p>　　4.2中速軸的設(shè)計………………………

5、…………………………21</p><p>　　4.3.低速軸的設(shè)……………………………………………………25</p><p><b>　　五、鍵的校核</b></p><p>　　5.1高速軸上鍵的校核……………………………………………30</p><p>　　5.2中速軸上鍵的校核……………………………………………30

6、</p><p>　　5.3低速軸上鍵的校核……………………………………………31</p><p><b>　　六、軸承壽命的驗算</b></p><p>　　6.1高速軸上軸承的壽命校………………………………………32</p><p>　　6.2中速軸上軸承的壽命校核 …………………………………33</p>

7、;<p>　　6.3低速軸上軸承的壽命校核……………………………………34</p><p><b>　　七、潤滑與密封</b></p><p>　　7.1潤滑……………………………………………………………35</p><p>　　7.2密封……………………………………………………………35</p><p>

8、<b>　　八、設(shè)計小結(jié)</b></p><p>　　…………………………………………………………………36</p><p><b>　　九、參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　…………………………………………………………………37</p><p>　　設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)傳動裝置</p&g

9、t;<p>　　1.1 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書</p><p>　　1.帶式輸送機(jī)傳動裝置</p><p><b>　　1.原始數(shù)據(jù)</b></p><p><b>　　1.技術(shù)條件</b></p><p>　　單向運(yùn)轉(zhuǎn)，輸送帶速度允許誤差5%。</p><p>

10、;　　每日兩班，每班工作8小時，一年按300工作日計算。</p><p>　　傳動裝置使用年限10年。</p><p>　　載荷平穩(wěn)，傳動裝置無特殊要求。</p><p><b>　　1.設(shè)計工作量</b></p><p><b>　　減速器裝配圖1張</b></p><p>

11、;<b>　　零件圖1張</b></p><p><b>　　設(shè)計說明書1份</b></p><p>　　二、傳動系統(tǒng)方案設(shè)計</p><p><b>　　2.1傳動方案設(shè)計</b></p><p>　　傳動系統(tǒng)位于原動機(jī)和執(zhí)行系統(tǒng)之間，將原動機(jī)的運(yùn)動和動力傳遞給執(zhí)行系統(tǒng)。除進(jìn)

12、行功率傳遞，使執(zhí)行機(jī)構(gòu)能克服阻力作功外，它還起著如下重要作用：實現(xiàn)增速、減速或變速傳動；變換運(yùn)動形式；進(jìn)行運(yùn)動的合成和分解；實現(xiàn)分路傳動和較遠(yuǎn)距離傳動。傳動系統(tǒng)方案設(shè)計是機(jī)械系統(tǒng)方案設(shè)計的重要組成部分。當(dāng)完成了執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計和原動機(jī)的預(yù)選型后，即可根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)所需要的運(yùn)動和動力條件及原動機(jī)的類型和性能參數(shù)，進(jìn)行傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計。</p><p>　　在保證實現(xiàn)機(jī)器的預(yù)期功能的條件下，傳動環(huán)節(jié)應(yīng)盡量簡短，這樣

13、可使機(jī)構(gòu)和零件數(shù)目少，滿足結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，降低制造和裝配費(fèi)用，提高機(jī)器的效率和傳動精度。</p><p>　　根據(jù)設(shè)計任務(wù)書中所規(guī)定的功能要求，執(zhí)行系統(tǒng)對動力、傳動比或速度變化的要求以及原動機(jī)的工作特性，選擇合適的傳動裝置類型。根據(jù)空間位置、運(yùn)動和動力傳遞路線及所選傳動裝置的傳動特點和適用條件，合理擬定傳動路線，安排各傳動機(jī)構(gòu)的先后順序，完成從原動機(jī)到各執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間的傳動系統(tǒng)的總體布置方案。</p>

14、;<p><b>　　機(jī)械系統(tǒng)的組成為：</b></p><p>　　原動機(jī) →傳動系統(tǒng)(裝置)→ 工作機(jī)（執(zhí)行機(jī)構(gòu)）</p><p>　　原動機(jī)：Y系列三相異步電動機(jī)；</p><p>　　傳動系統(tǒng)(機(jī)構(gòu))：常用的減速機(jī)構(gòu)有齒輪傳動、行星齒輪傳動、蝸桿傳動、皮帶傳動、鏈輪傳動等，根據(jù)運(yùn)動簡圖的整體布置和各類減速裝置的傳動特點，選

15、用二級減速。第一級采用皮帶減速，皮帶傳動為柔性傳動，具有超載保護(hù)、噪音低、且適用于中心距較大的場合；第二級采用齒輪減速，因斜齒輪較之直齒輪具有傳動平穩(wěn)，承載能力高等優(yōu)點，故在減速器中采用斜齒輪傳動。根據(jù)運(yùn)動簡圖的整體布置確定皮帶和齒輪傳動的中心距，再根據(jù)中心距及機(jī)械原理和機(jī)械設(shè)計的有關(guān)知識確定皮帶輪的直徑和齒輪的齒數(shù)。</p><p>　　故傳動系統(tǒng)由“V帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器”組成。</p>

16、<p><b>　　原始資料：</b></p><p>　　已知工作機(jī)（執(zhí)行機(jī)構(gòu)原動件）主軸：</p><p>　　轉(zhuǎn)速：nW=30 （r/min）</p><p>　　轉(zhuǎn)矩：Mb =950 (N.m)</p><p><b>　　2.2電動機(jī)的選擇</b></p><

17、;p><b>　　選擇電動機(jī)類型</b></p><p>　　按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動。</p><p><b>　　選擇電動機(jī)容量</b></p><p>　　a．工作軸輸出功率 ： PW=Mω/1000 (KW)</p><p>　　ω=πn

18、W /30=30π/30=3.14159 (rad/s)</p><p>　　PW=Mω/1000=950*3.14159/1000=2.8945 KW</p><p>　　注：工作軸——執(zhí)行機(jī)構(gòu)原動件軸。</p><p>　　b．所需電動機(jī)的功率：Pd= PW /ηa</p><p>　　ηa----由電動機(jī)至工作軸的傳動總效率</

19、p><p>　　ηa =η帶×η軸承3×η齒輪2×η聯(lián) </p><p><b>　　查表可得：</b></p><p>　　對于V帶傳動: η帶 =0.96 </p><p>　　對于8級精度的一般齒輪傳動：η齒輪=0.97</p><p>　　對于一對滾動

20、軸承：η軸承 =0.99</p><p>　　對于彈性聯(lián)軸器：η聯(lián)軸器=0.99</p><p><b>　　則 </b></p><p>　　ηa =η帶×η軸承3×η齒輪2×η聯(lián)</p><p>　　=0.96×0.993×0.972×0.99&

21、lt;/p><p><b>　　= 0.868</b></p><p>　　∴　Pd= PW /ηa=2.8945/0.868=3.335 KW</p><p>　　查各種傳動的合理傳動比范圍值得：</p><p>　　V帶傳動常用傳動比范圍為 i帶=2～4，單級圓柱齒輪傳動比范圍為i齒=3～5，則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為&l

22、t;/p><p>　　nd=i帶 ×i齒2×nW</p><p>　　=(2～4)( 3～5)2 ×nW </p><p>　　=（18 ～100 ）×nW</p><p>　　=(18～100)×30</p><p>　　=540～3000 r/min</p&g

23、t;<p>　　符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出四種適用的電動機(jī)型號，因</p><p>　　此有四種傳動比方案。</p><p>　　對于電動機(jī)來說，在額定功率相同的情況下，額定轉(zhuǎn)速越高的電動機(jī)尺寸越小，重量和價格也低，即高速電動機(jī)反而經(jīng)濟(jì)。若原動機(jī)的轉(zhuǎn)速選得過高

24、，勢必增加傳動系統(tǒng)的傳動比，從而導(dǎo)致傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜。由表中四種方案，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和帶傳動及減速器的傳動比，認(rèn)為方案2的傳動比較合適，所以選定電動機(jī)的型號為Y112M-4。</p><p>　　Y112M-4電動機(jī)資料如下: </p><p><b>　　額定功率：4 Kw</b></p><p>　　滿載轉(zhuǎn)速：n

25、滿=1440 r/min</p><p>　　同步轉(zhuǎn)速：1500 r/min</p><p>　　2.3傳動裝置的總傳動比和各級傳動比分配</p><p>　　1．傳動裝置的總傳動比</p><p>　　i總= n滿/ nW =1440/30= 48</p><p>　　2． 分配各級傳動比</p>&l

26、t;p>　　根據(jù)《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》表2.2選取，對于三角v帶傳動,為避免大帶輪直徑過大,取i12=2.8；</p><p>　　則減速器的總傳動比為 i減=i總/2.8=48/2.8=17.1429</p><p>　　對于兩級圓柱斜齒輪減速器,按兩個大齒輪具有相近的浸油深度分配傳動比,取 ig=1.3id</p><p>　　i減= ig×id

27、= 1.3i2d =17.1429</p><p>　　i2d =17.1429/1.3=13.1868</p><p><b>　　id =3.63</b></p><p>　　ig=1.3id=1.3×3.63=4.72</p><p>　　注：ig -高速級齒輪傳動比；</p><p&

28、gt;　　id –低速級齒輪傳動比；</p><p>　　2.4傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算</p><p><b>　　計算各軸的轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　　電機(jī)軸：n電= 1440 r/min</p><p>　?、褫S nⅠ= n電/i帶=1440/2.8=514.29 r/min</p>

29、;<p>　　Ⅱ軸 nⅡ= nⅠ/ ig=514.29/4.72=108.96 r/min</p><p>　?、筝S nⅢ=nⅡ/ id =108.96/3.63=30 r/min</p><p>　　計算各軸的輸入和輸出功率：</p><p>　?、褫S： 輸入功率 PⅠ= Pdη帶=3.335×0.96=3.202

30、kw</p><p>　　輸出功率 PⅠ= 3.202η軸承=3.202×0.99=3.168 kw</p><p>　?、蜉S： 輸入功率 PⅡ=3.168×η齒輪=3.168×0.97=3.073 kw</p><p>　　輸出功率 PⅡ= 3.073×η軸承=3.073×0.99=3.042 k

31、w</p><p>　?、筝S 輸入功率 PⅢ=3.042×η齒輪=3.042×0.97=2.951 kw</p><p>　　輸出功率 PⅢ= 2.951×η軸承=2.951×0.99=2.921 kw</p><p>　　計算各軸的輸入和輸出轉(zhuǎn)矩：</p><p>　　電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩

32、 Td=9.55×106×Pd /n電=9.55×106×3.335/1440</p><p>　　=22.12×103 N·mm</p><p>　?、褫S： 輸入轉(zhuǎn)矩 TⅠ=9.55×106×PⅠ / nⅠ=9.55×106×3.202/514.29</p><

33、;p>　　=59.46×103 N·mm</p><p>　　輸出轉(zhuǎn)矩 TⅠ=9.55×106×PⅠ / nⅠ=9.55×106×3.168/514.29</p><p>　　=58.83×103 N·mm</p><p>　　Ⅱ軸： 輸入轉(zhuǎn)矩 TⅡ=9.55×

34、;106×PⅡ / nⅡ=9.55×106×3.073/108.96</p><p>　　=269.34×103 N·mm</p><p>　　輸出轉(zhuǎn)矩 TⅡ=9.55×106×PⅡ / nⅡ=9.55×106×3.042/108.96</p><p>　　=266.62

35、×103 N·mm</p><p>　?、筝S 輸入轉(zhuǎn)矩 TⅢ=9.55×106×PⅢ / nⅢ=9.55×106×2.951/30</p><p>　　=939.40×103 N·mm</p><p>　　輸出轉(zhuǎn)矩 TⅢ=9.55×106×PⅢ / n

36、Ⅲ=9.55×106×2.921/30</p><p>　　=929.85×103 N·mm</p><p>　　將運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果進(jìn)行整理并列于下表：</p><p>　　三、齒輪零件的設(shè)計計算</p><p>　　3.1高速級齒輪的設(shè)計</p><p><b&

37、gt;　　設(shè)計參數(shù)：</b></p><p>　　兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級常用斜齒輪，則設(shè)計第一傳動所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動。</p><p>　　1．選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)。</p><p>　　1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）</p><p><b>　　2）

38、材料及熱處理：</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]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。</p><p>　　3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)</p><p><b>　　，取</b></p><p>

39、;　　4）選取螺旋角。初選螺旋角β=14°。</p><p>　　2.按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　按參考文獻(xiàn)[2]式（10-21）計算，即</p><p>　　（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）試選Kt=1.6</p><p>　　2）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-30選取區(qū)域系數(shù)

40、ZH=2.433</p><p>　　3）由參考文獻(xiàn)[2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1</p><p>　　4）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-26查得</p><p>　　5）小齒輪轉(zhuǎn)距58.83N.mm</p><p>　　6）由由參考文[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　7）由參考文獻(xiàn)[2]圖1

41、0-21d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</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]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</p><p>　　8）由參考文獻(xiàn)[2]式（10-13）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　9）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系；</p><

42、;p>　　10）計算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得</p><p><b>　?。?）計算</b></p><p>　　1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得</p><p><b>　　2）計算圓周速度</b>&l

43、t;/p><p>　　3）計算齒寬b及模數(shù)</p><p><b>　　4）計算縱向重合度</b></p><p><b>　　5）計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)[2]表10-2選取使用系數(shù)取</p><p>　　根據(jù)，7級精度，由參考文獻(xiàn)[

44、2]圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的計算公式和直齒輪的相同</p><p><b>　　故；</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]圖10-13查得</p><p>　　由表10-3查得。故載荷系數(shù) </p><p>　　6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-10a）&

45、lt;/p><p><b>　　得</b></p><p><b>　　7）計算模數(shù)</b></p><p>　　3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]式（10-17）</p><p><b>　?。?）確定計算參數(shù)</b></p

46、><p><b>　　1）計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　2）根據(jù)縱向重合度，從參考文獻(xiàn)[2]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88</p><p><b>　　3）計算當(dāng)量齒數(shù)</b></p><p>　　4）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得；</p><

47、p>　　5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得；</p><p>　　6）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限</p><p>　　7）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；</p><p>　　8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.

48、4，由文獻(xiàn)[2]式（10-12）得</p><p>　　9）計算大，小齒輪的 ，并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p><b>　?。?）設(shè)計計算</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，

49、取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=56.50mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由</p><p>　　取=27，則，取=128。</p><p><b>　　4．幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　（1）計算中心距</b></p><p>　　

50、將中心距圓整為160mm。</p><p>　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。</p><p>　?。?）計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　mm<

51、;/b></p><p><b>　　圓整后?。?。</b></p><p>　　3.2 低速級齒輪的設(shè)計</p><p><b>　　設(shè)計參數(shù)：</b></p><p>　　1．選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。</p><p>　　1）按圖2所示的傳動方案，選用直

52、齒輪圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）</p><p><b>　　3）材料及熱處理：</b></p><p>　　選擇參考文獻(xiàn)[2]表10-1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。

53、</p><p>　　4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取</p><p>　　2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　按參考文獻(xiàn)[2]式（10-9a）進(jìn)行試算，即</p><p>　　（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）試選Kt=1.3</p><p>　　2）由參考文獻(xiàn)[

54、2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1</p><p>　　3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距</p><p>　　4）由參考文獻(xiàn)[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　5）由參考文獻(xiàn)[2]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</p><p>　　6）由參考文獻(xiàn)[2]式（10-19）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

55、</p><p>　　7）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系；</p><p>　　8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得</p><p><b>　　（2）計算</b></p><p>　　1）試計算小齒輪分

56、度圓直徑，有計算公式得</p><p><b>　　2）計算圓周速度</b></p><p><b>　　3) 計算齒寬b</b></p><p>　　4)計算齒寬與齒高之比</p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p>　　齒

57、高 </p><p><b>　　5)計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)[2]表10-2選取使用系數(shù)??；</p><p>　　根據(jù)，7級精度，由參考文獻(xiàn)[2]圖10-8查得動載系數(shù)；</p><p><b>　　直齒輪，；</b></p>

58、<p>　　由參考文獻(xiàn)[2]圖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， ；</p><p>　　由，查參考文獻(xiàn)[2]圖10-13得，故載荷系數(shù)</p><p>　　6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)式（10-10a）</p><p><b>　　得</b></p><p>

59、<b>　　7）計算模數(shù)</b></p><p>　　3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]式（10-5）</p><p>　?。?）計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）由參考文獻(xiàn)[2]中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限；</p><

60、p>　　2）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；</p><p>　　3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得</p><p><b>　　4）計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　5）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)[2]表10-

61、5查得；。</p><p>　　6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)[2]表10-5查得；。</p><p>　　7）計算大，小齒輪的 ，并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p><b>　　(2) 設(shè)計計算</b></p><p>　　對比計算

62、結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，并按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=92.27mm，算出小齒輪齒數(shù)</p><p>　　取=26，則，取=94。</p><p><

63、;b>　　4．幾何尺寸計算</b></p><p>　　1）計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　2）計算中心距</b></p><p><b>　　3）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　mm</b></p>&

64、lt;p><b>　　則取；。</b></p><p>　　小結(jié)： 表 3</p><p><b>　　四、軸的設(shè)計</b></p><p>　　齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表：</p><p><b>　　表4</b></p><p>

65、;<b>　　4.1高速軸的設(shè)計</b></p><p><b>　　已知參數(shù)：</b></p><p><b>　　，，</b></p><p>　　1．求作用在齒輪上的力</p><p>　　因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為</p><p><

66、b>　　而 </b></p><p>　　圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　2．初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按參考文獻(xiàn)[2]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)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得</p&

67、gt;<p>　　高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖3）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)[2]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)[1]標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為25

68、0000N.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。</p><p><b>　　3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案，如圖3。</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸

69、向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取</p><p>　?、?Ⅲ段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=28mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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Ⅰ-Ⅱ段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。</p><p>　　2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初

70、步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為的,故。</p><p>　　3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。</p><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的

71、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。</p><p>　　5）已知高速級齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。</p><p>　　6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動軸承寬度T=16.25mm，低速級大

72、齒輪輪轂長L=70mm，套筒長。 則</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　（3）軸上零件的周向定位</p><p>　　半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動軸

73、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m6。</p><p>　　4）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考參考文獻(xiàn)[2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖3。</p><p><b>　　4．求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計算

74、簡圖（圖4），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得a=12.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。</p><p>　　圖4 高速軸彎距圖</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。<

75、/p><p><b>　　表5</b></p><p>　　5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力</p><p>　　前已選定軸的

76、材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故安全。</p><p><b>　　4.2中速軸的設(shè)計</b></p><p><b>　　已知參數(shù)：</b></p><p><b>　　，，</b></p><p>　　1．求作用在齒輪上的力</p>

77、<p>　　因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　而 </b></p><p>　　由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為</p><p><b>　　，，</b></p><p>　　圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。</p>&

78、lt;p><b>　　圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖</b></p><p>　　2．初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按參考文獻(xiàn)[2]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)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得</p><p><b>　　3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p>

79、<p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為的,故。</p><

80、p>　　2）取安裝小齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑，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70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。</p><p>　　3) 取安裝大齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段

81、應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。</p><p>　　4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度T=18.25mm。則</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和

82、長度。</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。滾動軸承與

83、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m6。</p><p>　　4）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考參考文獻(xiàn)[2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5。</p><p><b>　　4．求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計算簡圖

84、（圖6），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得a=15.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。</p><p>　　圖6 中速軸彎距圖</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。&l

85、t;/p><p><b>　　表6</b></p><p>　　5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力</p><p>　　前已選定

86、軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故安全。</p><p>　　4.3.低速軸的設(shè)計</p><p><b>　　已知參數(shù)：</b></p><p><b>　　，，</b></p><p>　　1．求作用在齒輪上的力</p><p>　　受力分

87、析和力的對稱性可知</p><p><b>　　，</b></p><p>　　圓周力，徑向力的方向如圖7所示</p><p>　　圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　2．初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按參考文獻(xiàn)[2]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)

88、質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得</p><p>　　可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)[2]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)[1]標(biāo)準(zhǔn)GB/

89、T5014-2003，選用LX5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為2000000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=107mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p><b>　　3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。</p><p>　　（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

90、</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出一軸肩，故取</p><p>　　Ⅱ-Ⅲ段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=75mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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Ⅰ-Ⅱ段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取</p><p>　　2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選

91、用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6315，其尺寸為的,故；右端滾動軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，故取,.</p><p>　　3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)

92、處的直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，取。</p><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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。</p><p>　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,

93、取s=8mm.已知滾動軸承寬度B=25mm，高速級小齒輪輪轂長L=45mm，右端套筒長。</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好

94、的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的配合為。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m6。</p><p>　　4）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考參考文獻(xiàn)[2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。</p><p><b>　　4．求軸上的載荷&

95、lt;/b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取B值。對于6309型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得B=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。</p><p>　　圖8 低速軸的彎距圖</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和

96、扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。</p><p><b>　　表7</b></p><p>　　5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)

97、力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故安全。</p><p><b>　　五、鍵的校核</b></p><p>　　5.1高速軸上鍵的校核</p><p>　　高速軸外伸端處鍵的校核</p><p>　　

98、已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長L=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～120Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得</p><p><

99、b>　　Mpa</b></p><p><b>　　故擠壓強(qiáng)度足夠。</b></p><p>　　5.2中速軸上鍵的校核</p><p>　　1）中速軸上小齒輪處鍵的校核</p><p>　　已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=56mm。齒輪，軸和鍵的

100、材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。</p><p>　　鍵的工作長度l=L-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得</p><p><b>　　故擠壓強(qiáng)度足

101、夠.</b></p><p>　　2）中速軸上大齒輪處鍵的校核</p><p>　　已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=12mm,鍵長L=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=32mm-12 mm=20mm

102、,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得</p><p><b>　　故擠壓強(qiáng)度足夠。</b></p><p>　　5.3低速軸上鍵的校核</p><p>　　1）低速軸上外伸端處鍵的校核</p><p>　　已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=1

103、0mm,高度h=16mm，鍵長L=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～120Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.516mm=8mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得</p><p><b>　　Mpa</b></p&

104、gt;<p><b>　　故擠壓強(qiáng)度足夠。</b></p><p>　　2) 低速軸上齒輪處鍵的校核</p><p>　　已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=16mm,鍵長L=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110

105、Mpa。鍵的工作長度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.516mm=8mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得</p><p><b>　　六、軸承壽命的驗算</b></p><p>　　6.1高速軸上軸承的壽命校核</p><p><b>　　已知參數(shù)，</b></p&

106、gt;<p><b>　　。</b></p><p>　　查參考文獻(xiàn)[1]可知圓錐滾子軸承30206的基本額定動載荷C=41200N。</p><p>　　1.求兩軸承受到的徑向載荷和</p><p><b>　　由圖4及表5可知，</b></p><p>　　2.求兩軸承的計算軸向力

107、</p><p>　　對于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)[2]中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應(yīng)參考文獻(xiàn)[2]表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)[1]可知Y=1.6，因此可算得</p><p>　　按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-11）得</p><p><b>　　3.求軸承當(dāng)量載荷</b></p><p>　　查參考文獻(xiàn)[

108、1]可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)[2]中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-8a），當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[2]表13-6，取，則</p><p><b>　　4.校核軸承壽命</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核</p>&

109、lt;p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　6.2中速軸上軸承的壽命校核</p><p><b>　　已知參數(shù)，</b></p><p><b>　　=72000h。</b></p><p>　　查參考文獻(xiàn)[1]可知圓錐滾子軸承30208的基本額定動載荷C=59800N。<

110、;/p><p>　　1.求兩軸承受到的徑向載荷和</p><p><b>　　由圖4及表5可知，</b></p><p>　　2.求兩軸承的計算軸向力</p><p>　　對于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)[2]中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應(yīng)參考文獻(xiàn)[2]表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)[1]可知Y=1.6，因此可算得&

111、lt;/p><p>　　按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-11）得</p><p><b>　　3.求軸承當(dāng)量載荷</b></p><p>　　查參考文獻(xiàn)[1]可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)[2]中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-8a），當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[2]表13-6，取，則<

112、;/p><p><b>　　4.校核軸承壽命</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承2的受力大小校核</p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　6.3低速軸上軸承的壽命校核</p><p><b>　　已知參數(shù)，。<

113、;/b></p><p>　　查參考文獻(xiàn)[1]可知深溝球滾子軸承6315的基本額定動載荷C=50800N。</p><p>　　1.求兩軸承受到的徑向載荷和</p><p><b>　　由圖4及表5可知，</b></p><p>　　2. 求軸承當(dāng)量載荷</p><p>　　由于軸承只承受純

114、徑向動載荷的作用，按參考文獻(xiàn)[2]式（13-9a）得，當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[2]表13-6，取，則</p><p><b>　　4.校核軸承壽命</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核</p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><

115、;p><b>　　七、潤滑與密封</b></p><p><b>　　7.1潤滑</b></p><p>　　查參考文獻(xiàn)[1]，齒輪采用浸油潤滑；當(dāng)齒輪圓周速度時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~50mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。</p

116、><p><b>　　7.2密封</b></p><p>　　防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查參考文獻(xiàn)[3]表7-3-44，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進(jìn)行密封。</p><p><b>　　八、設(shè)計小結(jié)</b></p><p>　　這次課程設(shè)計,我們

117、得設(shè)計題目是帶式輸送機(jī)傳動裝置。整個過程包括各種尺寸的計算和校核,通過查圖冊來確定標(biāo)準(zhǔn)件的尺寸，畫草圖，繪制ＣＡＤ圖 ……</p><p>　　自己在設(shè)計減速器時,通過按照書本上的步驟來選擇V帶,選擇電動機(jī),確定各齒輪尺寸和對各尺寸進(jìn)行校核以及對軸承,軸,鍵都進(jìn)行了校核計算,遇到問題時通過查找資料以及請教同學(xué)來解答……</p><p>　　在機(jī)械設(shè)計課上所學(xué)的知識是比較理論化的，通過這些理

118、論我了解了一些零件尺寸的計算和校核公式，零件的基本概念，至于這些公式、這些概念真正要派些什么用場，在我腦中的概念還是挺模糊的，但是在這次為完成課程設(shè)計的任務(wù)當(dāng)中，我開始對傳授機(jī)械設(shè)計這門課的真正意義所在有了初步了解。換句話說，因這次課程設(shè)計我把理論與實踐運(yùn)用結(jié)合了起來，達(dá)到了學(xué)以致用的目的。</p><p>　　通過這次課程設(shè)計，我知道其實要做一項課程設(shè)計并不簡單，要把它做好就更不易了，從中我也感到自己的知識面其

119、實是很狹隘的。在理論知識的貫穿上和用理論解決實際問題的能力上也亟待提高，可以說這次的設(shè)計就像是一面鏡子，照出了我的不足之處。但也因此而小小地鍛煉了一下自己，為大四的畢業(yè)設(shè)計做了一個準(zhǔn)備。 </p><p>　　在為課程設(shè)計寫說明書時，為了讓說明書內(nèi)容更充實，使自己的書面語言更趨向于專業(yè)化，我們組到圖書館去借了相關(guān)的書籍來翻閱。在查找資料、閱讀資料的同時，我還知道了更多以前課本上沒有學(xué)到過的知識……。</p&

120、gt;<p>　　幾周機(jī)械課程設(shè)計的學(xué)習(xí)及研究，我明白了許多在課堂上不懂的知識，也讓我深刻體會到實踐學(xué)習(xí)的重要性，只有將所學(xué)的知識運(yùn)用到實際設(shè)計過程,我們才能進(jìn)一步的鞏固我們上課所學(xué)的知識。</p><p>　　此次課程設(shè)計使我有了很大的收獲，鍛煉了我解決實際問題的能力，使我學(xué)會了勇于創(chuàng)新，擴(kuò)展思路的解決問題的方法，還加強(qiáng)了和同學(xué)之間的團(tuán)隊協(xié)作精神。每個人都會遇到不同的困難，而對一個又一個的困難大家

121、一起努力共同克服。最終有了今天的成績，令我們每一個人欣慰。同時，增進(jìn)了同學(xué)間的友誼。</p><p>　　總之，我要更加努力地學(xué)習(xí),平時要多加思考課上所學(xué)的知識,并將理論知識運(yùn)用到實際設(shè)計中,遇到不懂得問題,要多向同學(xué)和老師請教。</p><p><b>　　九、參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　[1] 邱宣懷主編，《機(jī)械設(shè)計》(第四版)，

122、北京：高等教育出版社，2008年。</p><p>　　[2] 申永勝.機(jī)械原理教程.北京：清華大學(xué)出版社.1999 </p><p>　　[3] 柴富俊主編, 《工程圖學(xué)與專業(yè)繪圖基礎(chǔ)》，北京：國防工業(yè)出版社，2008年。</p><p>　　[4] 哈爾濱工業(yè)大學(xué)理論力學(xué)教研室編, 《理論力學(xué)》(第一版)，北京：高等教育出版社，2002年。</p>