課程設(shè)計---帶式輸送機的單級斜齒圓柱齒輪減速器

1、<p><b>　　課程設(shè)計報告書</b></p><p>　　題 目： 帶式輸送機的單級斜齒圓柱齒輪減速器 </p><p>　　院 部： 機械工程學(xué)院 </p><p>　　專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 </p&

2、gt;<p>　　班 級： </p><p>　　姓 名： </p><p>　　學(xué) 號： </p><p>　　2011年01月01日</p><

3、p>　　機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書</p><p>　　設(shè)計題目： 帶式輸送機的單級斜齒圓柱齒輪減速器</p><p>　　院 部： 機械工程學(xué)院 </p><p>　　專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 </p><p>　　學(xué)生姓名: 學(xué)

4、 號: </p><p>　　起迄日期: 2010年12 月21日 ~ 2011 年1月3日</p><p>　　指導(dǎo)教師: </p><p>　　教研室主任： </p><p>　　2

5、011年01月01日 </p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 設(shè)計任務(wù)- 4 -</p><p>　　1.1 設(shè)計題目：帶式輸送機的傳動裝置- 4 -</p><p>　　1.2 技術(shù)要求- 4 -</p><p>　　1.3 工作要求- 4 -</p&

6、gt;<p>　　2 電動機的選擇- 8 -</p><p>　　2.1 傳動參數(shù)的計算- 8 -</p><p>　　2.2 電機的選擇- 9 -</p><p>　　3 運動和動力參數(shù)計算- 9 -</p><p>　　3.1 傳動比分配- 9 -</p><p>　　3.2 各軸的轉(zhuǎn)速計算

7、- 9 -</p><p>　　3.3 各軸輸入功率計算- 9 -</p><p>　　3.4 各軸輸入扭矩計算- 10 -</p><p>　　4 V帶輪的設(shè)計計算- 10 -</p><p>　　4.1 確定計算功率- 10 -</p><p>　　4.2 選擇V帶的類型- 10 -</p>

8、<p>　　4.3 確定帶輪基準直徑并驗證帶速- 10 -</p><p>　　4.4 確定傳動中心距和V帶的基準長度- 10 -</p><p>　　4.5 驗算小帶輪上的包角- 11 -</p><p>　　4.6 計算V帶的根數(shù)- 11 -</p><p>　　4.7 計算單根V帶的初拉力的最小值- 11 -&l

9、t;/p><p>　　4.8 計算帶傳動的壓軸力- 12 -</p><p>　　5 齒輪傳動的設(shè)計計算- 12 -</p><p>　　5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)- 12 -</p><p>　　5.2 按齒面接觸強度設(shè)計- 12 -</p><p>　　5.3 按齒根彎曲強度- 13 -<

10、;/p><p>　　5.4 幾何尺寸計算- 15 -</p><p>　　6 從動軸系零件的設(shè)計計算- 16 -</p><p>　　6.1 選擇軸的材料- 16 -</p><p>　　6.2 初算軸徑，聯(lián)軸器的選擇- 16 -</p><p>　　6.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計- 16 -</p><

11、;p>　　6.4 繪制軸承的彎扭矩圖，對危險截面進行強度計算- 18 -</p><p>　　7 主動軸系零件的設(shè)計計算- 22 -</p><p>　　7.1 選擇軸的材料- 22 -</p><p>　　7.2 初算軸徑，聯(lián)軸器的選擇- 22 -</p><p>　　7.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計- 23 -</p>

12、<p>　　7.4 繪制軸承的彎扭矩圖，對危險截面進行強度計算- 23 -</p><p>　　8 鍵連接的選擇及校核- 27 -</p><p>　　8.1 從動軸鍵聯(lián)接的類型和尺寸- 27 -</p><p>　　8.2 主動軸鍵聯(lián)接的類型和尺寸- 28 -</p><p>　　9 滾動軸承的選型及壽命計算- 28 -

13、</p><p>　　9.1 主動軸上的軸承校核- 28 -</p><p>　　9.2 從動軸上的軸承校核- 29 -</p><p>　　10 聯(lián)軸器的選擇及校核- 30 -</p><p>　　10.1 從動軸上聯(lián)軸器的選擇- 30 -</p><p>　　11 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算- 31 -&

14、lt;/p><p>　　11.1 確定減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸- 31 -</p><p>　　11.2 螺栓、螺釘直徑的確定- 31 -</p><p>　　11.3 窺視孔和視孔蓋- 32 -</p><p>　　11.4 通氣器的確定- 32 -</p><p>　　11.5 起吊裝置吊環(huán)螺釘?shù)拇_定- 32

15、 -</p><p>　　11.6 油面指示器的確定- 32 -</p><p>　　11.7 油孔和螺塞的確定- 33 -</p><p>　　11.8 起蓋螺釘?shù)拇_定- 33 -</p><p>　　11.9 定位銷的確定- 33 -</p><p>　　12 繪制減速器裝配圖- 附圖 -</p&g

16、t;<p>　　13 零件圖- 附圖 -</p><p>　　14 其他技術(shù)說明- 33 -</p><p>　　15 設(shè)計總結(jié)- 33 -</p><p>　　參考文獻- 34 -</p><p>　　機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書</p><p>　　機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書</p>&l

17、t;p><b>　　引言 </b></p><p>　　設(shè)計帶式運輸機的單級斜齒輪圓柱齒輪減速器，用于碼頭運型砂。其傳動系統(tǒng)如圖所示。運輸帶工作拉力F=7000N，運輸帶工作速度v=1.1m/s，卷筒直徑D=400mm。單班制工作，連續(xù)單項運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，使用壽命為10年（其中帶、軸壽命為3年以上）。</p><p><b>　　1 傳動方案設(shè)計<

18、;/b></p><p>　　帶傳動傳動平穩(wěn)、吸振且能起到過載保護作用，故在高速級布置一級傳動。在帶傳動與傳送帶之間布置一臺單級斜齒圓柱齒輪減速器，軸端連接選擇彈性聯(lián)軸器。圖1所示為該傳動裝置的傳動系統(tǒng)簡圖。</p><p>　　圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)</p><p>　　1—電動機；2-帶傳動；3-減速器；4-聯(lián)軸器；5-滾筒；6-傳動帶</p&

19、gt;<p><b>　　2 電動機的選擇</b></p><p><b>　　傳送帶的輸入轉(zhuǎn)速為</b></p><p><b>　　傳送帶所需功率為</b></p><p><b>　　傳動裝置的總效率為</b></p><p>　　式中

20、 ——彈性聯(lián)軸器的效率,取0.99；</p><p>　　——齒輪嚙合傳動（齒輪為8級精度) 的效率，取0.97；</p><p>　　——一對軸承的效率，取0.98；</p><p>　　——傳送帶機構(gòu)的效率，取0.94；</p><p>　　—— V帶傳動效率，取0.94。</p><p>　　電動機所需工作功率

21、為</p><p>　　根據(jù)動力源和工作條件，電動機的類型選用Y系列三相異步電動機。電動機選擇常用的兩種同步轉(zhuǎn)速：1500r/min和1000r/min，以便比較。</p><p>　　根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查表8-53確定電動機型號為Y160M-4或Y160L-6。</p><p>　　傳動系統(tǒng)的總傳動比為</p><p>　　式中

22、 ——電動機滿載轉(zhuǎn)速；</p><p>　　——傳送帶機構(gòu)輸入轉(zhuǎn)速。</p><p>　　根據(jù)電動機型號查表8-54確定外伸軸徑、外伸軸長度、中心高等參數(shù)。將計算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表一，便于比較。</p><p>　　表一：電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比</p><p>　　因為變速箱采用單級斜齒輪圓柱齒輪變速，總傳動比不能過高，雖然方案1轉(zhuǎn)速高，

23、電動機價格低，但總傳動比比選方案2高，故選用方案2。</p><p>　　3 運動和動力參數(shù)計算</p><p><b>　　3.1傳動比分配</b></p><p><b>　　總傳動比為</b></p><p>　　經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比，單級圓柱斜齒輪減速器傳動比。&l

24、t;/p><p>　　取帶傳動的傳動比為，則單級斜齒圓柱齒輪傳動的傳動比為</p><p>　　3.2各軸的轉(zhuǎn)速計算</p><p>　　3.3各軸輸入功率計算</p><p>　　3.4各軸輸入扭矩計算 </p><p>　　將上述結(jié)果列入表二，以供查用。</p><p>　　表二各軸運

25、動與動力參數(shù)</p><p>　　4 V帶輪的設(shè)計計算</p><p><b>　　4.1確定計算功率</b></p><p>　　——計算功率，kW；</p><p>　　——工作情況系數(shù)，查課本《工作情況系數(shù)》表，取1.1；</p><p>　　P ——所需傳遞的額定功率，kW。</p

26、><p>　　代入數(shù)據(jù)算得=10.89kW。</p><p>　　4.2選擇V帶的類型</p><p>　　根據(jù)、，由課本圖8-11，選用普通V帶帶型為B型。</p><p>　　4.3確定帶輪基準直徑并驗證帶速。</p><p>　?。?）確定小帶輪的基準直徑</p><p>　　根據(jù)帶型，查課本

27、《V帶輪的最小基準直徑》表和課本《普通V帶輪的基準直徑系列》，取基準直徑=132，且=125，滿足。</p><p><b>　?。?）驗證帶速</b></p><p>　　滿足帶傳動速度=5～25m/s，故帶速合適。</p><p>　?。?）計算大帶輪的基準直徑</p><p>　　根據(jù)課本《普通V帶輪的基準直徑系列

28、》表，加以適當圓整得。</p><p>　　4.4確定傳動中心距和V帶的基準長度</p><p>　　（1）根據(jù)課本式（8-20）初步確定中心距。</p><p>　?。?）根據(jù)課本式（8-22）計算帶所需的基準長度</p><p><b>　　=</b></p><p>　　由課本《V帶的基準長

29、度系列及長度系數(shù)》表，選帶的基準長度。</p><p>　　（3）按課本式（8-23）計算實際中心距。</p><p>　　考慮到帶輪的制造誤差、帶的誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，給出中心距的變動范圍</p><p>　　中心距的變化范圍為960～1102mm。</p><p>　　4.5驗算小帶輪上的包角</p&

30、gt;<p>　　由于打滑只可能在小帶輪上發(fā)生，為了提高帶輪傳動的工作能力，應(yīng)使</p><p>　　4.6計算V帶的根數(shù)</p><p>　?。?）計算單根V帶的額定功率。</p><p>　　由和，查課本《單根普通V帶的基本額定功率》表和課本《單根普通V帶的額定功率的增量》表，得</p><p>　　查課本《包角修正系數(shù)》表

31、，得，</p><p>　　查課本《V帶的基準長度系列及長度系數(shù)》表，得，于是</p><p>　?。?）計算V帶的根數(shù)z。</p><p><b>　　取根。</b></p><p>　　4.7計算單根V帶的初拉力的最小值</p><p>　　查課本《V帶單位長度的質(zhì)量》表，得B型帶的單位長度質(zhì)

32、量，所以</p><p>　　對于新安裝的V帶，初拉力應(yīng)為，故</p><p>　　4.8計算帶傳動的壓軸力</p><p>　　為了設(shè)計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力</p><p>　　5 齒輪傳動的設(shè)計計算</p><p>　　5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><

33、;p>　?。?）按圖一所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用8級精度（GB 10095-88）。</p><p>　　（3）材料選擇，由課本《常用齒輪材料及其力學(xué)特性》表，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>

34、<p>　　（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，即。滿足齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。</p><p>　?。?）選取螺旋角。初選螺旋角。</p><p>　　5.2按齒面接觸強度設(shè)計</p><p>　　按課本設(shè)計計算公式（10-21）進行試算，即</p><p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p><b

35、>　　1）試選。</b></p><p>　　2）由課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。</p><p>　　3）由課本圖10-26 查得，，則。</p><p>　　4）由課本《圓柱齒輪的齒寬系數(shù)》表，選取齒寬系數(shù)。</p><p>　　5）由課本《彈性影響系數(shù)》表，選取材料的彈性影響系數(shù)。</p><p&g

36、t;　　6）由課本《齒輪的接觸疲勞強度極限》表，取小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。</p><p>　　7）由課本式（10-13）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　8）由課本圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。</p><p>　　9）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，由課本

37、式（10-12）得</p><p><b>　?。?）計算</b></p><p>　　1）試算小齒輪的分度圓直徑，由課本設(shè)計計算公式（10-21）</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　2）計算圓周速度。</b></p><p

38、>　　3）計算齒寬b和模數(shù)。</p><p>　　4）計算縱向重合度。</p><p>　　5）計算載荷系數(shù)K。</p><p>　　已知使用系數(shù)，根據(jù)，8級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)；由課本《接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)》表查得；</p><p>　　由課本圖10-13得；</p><p>　

39、　由課本《齒間載荷分配系數(shù)、》表查得=。故載荷系數(shù)</p><p>　　6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由課本式（10-10a）得</p><p><b>　　7）計算模數(shù)。</b></p><p>　　5.3按齒根彎曲強度</p><p>　　由課本式（10-17）彎曲強度的設(shè)計公式</p>

40、<p><b>　?。?）確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　1）計算載荷系數(shù)。</b></p><p>　　2) 根據(jù)縱向重合度，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。</p><p><b>　　3）計算當量齒數(shù)。</b></p><p><b

41、>　　4）查取齒形系數(shù)。</b></p><p>　　由課本《齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)》表查得；</p><p>　　5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p>　　由課本《齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)》表查得；</p><p>　　6）由課本圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；</p>&l

42、t;p>　　7）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；</p><p>　　8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本式10-12得</p><p>　　9）計算大、小齒輪的并加以比較。</p><p>　　大齒輪的數(shù)值大，故選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算。</p><p>

43、<b>　　（2）設(shè)計計算</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由</p><p><b>　　取，則，取。</b></p>

44、<p><b>　　5.4幾何尺寸計算</b></p><p><b>　?。?）計算中心距</b></p><p>　　將中心距圓整為261mm。</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>&

45、lt;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>　　圓整后取，。</b></p><p>　　（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計（低速級大齒輪）如下圖所示</p><p>　　6 從動軸系零件的設(shè)計計算</p><

46、p><b>　　6.1選擇軸的材料</b></p><p>　　因為軸的受力大，對材料的強度和硬度比較高，可選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　6.2初算軸徑，聯(lián)軸器的選擇</p><p>　?。?）求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩</p><p>　?。?）求作用在齒輪上的力</p>

47、<p>　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為</p><p>　　圓周力，徑向力及軸向力的方向如右圖所示</p><p>　　（3）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的</p><p>　　材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)課本《軸常用幾種材料的》</p><p&

48、gt;<b>　　表，取，于是得</b></p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查課本《工作情況系數(shù)表》表，取，則：</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,所以查《機械設(shè)計課程設(shè)計》書《彈性柱銷聯(lián)軸器》

49、表，根據(jù)，選擇型彈性柱銷聯(lián)軸器，取，其公稱轉(zhuǎn)矩為,半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸的配合長度。</p><p><b>　　6.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示</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)軸器的要

50、求的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ段的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與為，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應(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，故選用單列角接觸球軸承。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、標準精度級的單列角接觸球軸承7213C型。其尺寸

51、為，故；而。</p><p>　　右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得7213C型軸承定位軸肩直徑，故取。</p><p>　　3）取安裝齒輪處的軸段的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為，為了使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。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度,故取，取軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度,取。</p><p>

52、;　　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,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 s,取,已知滾動軸承寬度，則</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度。</p&g

53、t;<p>　　6.4繪制軸承的彎扭矩圖，對危險截面進行強度計算</p><p>　　(1)首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置</p><p>　　對于7213C型的角接觸球軸承,，因此，做為簡支梁的軸的支承跨距。</p><p><b>　?。?）受力分析</b></p><p>　　

54、（3）作出軸的載荷分析圖</p><p><b>　　從動軸的載荷分析圖</b></p><p>　?。?）按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度</p><p>　　根據(jù)課本式（15-5）以及上述數(shù)據(jù)，取，軸的計算應(yīng)力</p><p>　　之前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本《軸的常用材料及其主要力學(xué)性能》表查得。因此

55、，故安全。</p><p>　　（5）精確校核軸的疲勞強度</p><p><b>　　1）判斷危險截面</b></p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用。所以A，Ⅱ，Ⅲ，B無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅳ和Ⅴ處是過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅵ的相近,但

56、是截面Ⅵ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(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面顯然更加不必要做強度校核。因為鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)需驗證即可。</p><p><b>　　2）截面Ⅳ左側(cè)</b></p><p>　　抗彎系數(shù) &

57、lt;/p><p>　　抗扭系數(shù) </p><p>　　截面Ⅶ的左側(cè)的彎矩M為 </p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩為 </p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力</b></p&g

58、t;<p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查課本《軸的常用材料及其主要力學(xué)性能》表查得，知，，。</p><p>　　查課本《軸肩圓角處的理論應(yīng)力集中系數(shù)》表，因， 經(jīng)插值后得</p><p><b>　　，</b></p><p>　　又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為</p><p><

59、b>　　，</b></p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)按課本《軸上鍵槽處的有效應(yīng)力集中系數(shù)》</p><p>　　由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 </p><p>　　軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及課本式（

60、3-14b） 得綜合系數(shù)為 </p><p>　　又由課本的和課本的得碳鋼的特性系數(shù) </p><p><b>　　，取</b></p><p><b>　　，取</b></p><p>　　于是，安全系數(shù)值，按課本式（15-6）～（15-8）則得</p><p><

61、;b>　　故可知是安全。</b></p><p><b>　　3）截面Ⅳ右側(cè)</b></p><p>　　抗彎系數(shù) </p><p>　　抗扭系數(shù) </p><p>　　截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 </p><p>　　截面Ⅳ上

62、的扭矩為 </p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力</b></p><p>　　過盈配合處的，由課本《零件與軸過盈配合處的值》表用插值法求出，并取，于是得</p><p><b>　　，</b></p&g

63、t;<p>　　軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p><b>　　故得綜合系數(shù)為</b></p><p>　　所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為</p><p>　　故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的，本題因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度較核。</p><p>　

64、　7 主動軸系零件的設(shè)計計算</p><p><b>　　7.1選擇軸的材料</b></p><p>　　因為軸的受力大，對材料的強度和硬度比較高，可選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　7.2初算軸徑，聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　（1）求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩</p><p

65、>　?。?）求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知高速級小齒輪采用左旋螺旋角，且。分度圓直徑為</p><p>　　圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖2所示。</p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按課本式（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)課本《軸常用幾種材料

66、的》表，取，于是得</p><p>　　V帶輪的計算轉(zhuǎn)矩，查課本《工作情況系數(shù)》表，取1.1，則：</p><p><b>　　7.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示</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>

67、;　　1）為了滿足V帶輪的要求的軸向定位要求，取，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ段的直徑；V帶輪與為，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，故選用單列角接觸球軸承。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、標準精度級的單列角接觸球軸承7211C型。其尺寸為，故；而。</p><p>　　右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位

68、。由手冊上查得7213C型軸承定位軸肩直徑，故取。</p><p>　　3）取安裝齒輪處的軸段的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為，為了使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。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度,故取，取軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度,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

69、裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,故取。</p><p>　　5）由于齒輪之間的配合關(guān)系，兩齒輪的軸向的中心點在同一鉛垂面上，已經(jīng)知道低速齒輪軸向的中心點距軸的右端距是95mm，距離左側(cè)截面Ⅲ為98mm，則</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度。</p><p>　　7.4繪制軸承的彎扭矩圖，對危險截面進行強度計算</p><

70、p>　　(1)首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置</p><p>　　對于7211C型的角接觸球軸承,，因此，做為簡支梁的軸的支承跨距。</p><p><b>　?。?）受力分析</b></p><p>　　（3）作出軸的載荷分析圖</p><p>　?。?）按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度&l

71、t;/p><p>　　根據(jù)課本式（15-5）以及上述數(shù)據(jù)，取，軸的計算應(yīng)力</p><p>　　之前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本《軸的常用材料及其主要力學(xué)性能》表查得。因此，故安全。</p><p>　?。?）精確校核軸的疲勞強度</p><p><b>　　1）判斷危險截面</b></p><

72、;p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用。所以A，Ⅱ，Ⅲ，B無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅳ和Ⅴ處是過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅵ的相近,但是截面Ⅵ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(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面顯然更加不必要做強度校核。因為鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，

73、因而,該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)需驗證即可。</p><p><b>　　2）截面Ⅳ右側(cè)</b></p><p>　　抗彎系數(shù) </p><p>　　抗扭系數(shù) </p><p>　　截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 </p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩

74、為 </p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力</b></p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查課本《軸的常用材料及其主要力學(xué)性能》表查得，知，，。</p><p>　　查課本《軸肩圓角處的理論應(yīng)力集中系數(shù)》表，因， 經(jīng)插值

75、后得</p><p><b>　　，</b></p><p>　　又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為</p><p><b>　　，</b></p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)按課本《軸上鍵槽處的有效應(yīng)力集中系數(shù)》</p><p>　　由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；

76、由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 </p><p>　　軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及課本式（3-14b） 得綜合系數(shù)為 </p><p>　　又由課本的和課本的得碳鋼的特性系數(shù) </p><p><b>　　，取</b></

77、p><p><b>　　，取</b></p><p>　　于是，安全系數(shù)值，按課本式（15-6）～（15-8）則得</p><p><b>　　故可知是安全。</b></p><p><b>　　3）截面Ⅳ左側(cè)</b></p><p>　　抗彎系數(shù)

78、 </p><p>　　抗扭系數(shù) </p><p>　　截面Ⅶ的左側(cè)的彎矩M為 </p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩為 </p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力</b&

79、gt;</p><p>　　過盈配合處的，由課本《零件與軸過盈配合處的值》表用插值法求出，并取，于是得</p><p><b>　　，</b></p><p>　　軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p><b>　　故得綜合系數(shù)為</b></p><p&g

80、t;　　所以軸在截面Ⅳ左側(cè)的安全系數(shù)為</p><p>　　故該軸在截面Ⅳ左側(cè)的強度也是足夠的，本題因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度較核。</p><p>　　8 鍵連接的選擇及校核</p><p>　　8.1從動軸鍵聯(lián)接的類型和尺寸</p><p>　　（1）大齒輪上選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸</p><

81、;p>　　一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。</p><p>　　根據(jù)安裝齒輪處的軸段的直徑從課本《普通平鍵和普通楔健的主要尺寸》表中，查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪彀寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比輪彀寬度小些）。</p><p>　?。?）大齒輪上校核鍵連接的強度</p><p>　　

82、鍵、軸和輪彀的材料都是鋼，由課本《鍵連接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力》表，查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪彀鍵槽的接觸高度。由課本式（6-1）可得</p><p><b>　?。ê线m）</b></p><p>　　鍵的標記為：鍵20×70 GB/T 1096—2003。</p><p>　?。?）聯(lián)軸器上選擇鍵聯(lián)接的類型

83、和尺寸</p><p>　　鍵位于軸端，選單圓頭平鍵（C型）。根據(jù)安裝聯(lián)軸器的軸段的直徑從課本《普通平鍵和普通楔健的主要尺寸》表中，查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由聯(lián)軸器彀寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。</p><p>　?。?）聯(lián)軸器上校核鍵連接的強度</p><p>　　鍵、軸和輪彀的材料都是鋼，由課本《鍵連接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力》表，查得許用擠壓應(yīng)力，

84、取平均值，。鍵的工作長度，鍵與聯(lián)軸器彀鍵槽的接觸高度。由課本式（6-1）得</p><p><b>　?。ê线m）</b></p><p>　　鍵的標記為：鍵C 18×60 GB/T 1096—2003。</p><p>　　8.2主動軸鍵聯(lián)接的類型和尺寸</p><p>　?。?）小齒輪上選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸

85、</p><p>　　一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。</p><p>　　根據(jù)安裝齒輪處的軸段的直徑從課本《普通平鍵和普通楔健的主要尺寸》表中，查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪彀寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比輪彀寬度小些）。</p><p>　?。?）小齒輪上校核鍵連接的強度</p&g

86、t;<p>　　鍵、軸和輪彀的材料都是鋼，由課本《鍵連接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力》表，查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪彀鍵槽的接觸高度。由課本式（6-1）可得</p><p><b>　?。ê线m）</b></p><p>　　鍵的標記為：鍵18×77 GB/T 1096—2003。</p><p>　　

87、（3）V帶輪上選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸</p><p>　　V帶輪位于軸端，選單圓頭平鍵（C型）。根據(jù)安裝V帶輪的軸段的直徑從課本《普通平鍵和普通楔健的主要尺寸》表中，查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由V帶輪彀寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。</p><p>　?。?）V帶輪上校核鍵連接的強度</p><p>　　鍵、軸和輪彀的材料都是鋼，由課本《鍵連接的許用擠壓應(yīng)力

88、、許用壓力》表，查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度，鍵與V帶輪彀鍵槽的接觸高度。由課本式（6-1）得</p><p><b>　?。ê线m）</b></p><p>　　鍵的標記為：鍵C 12×54 GB/T 1096—2003。</p><p>　　9 滾動軸承的選型及壽命計算</p><p>　　9.

89、1主動軸上的軸承校核</p><p>　　按照以上軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初步選用型號7211C型的角接觸球軸承。</p><p><b>　　（1）求比值</b></p><p>　　根據(jù)課本《徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y》表，角接觸球軸承的最大值為0.56，故此時</p><p>　?。?）初步計算當量動載荷P</

90、p><p>　　按照課本《載荷系數(shù)》表查得，，取。</p><p>　　按照課本《徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y》表查得，X=0.44，Y值需在已知型號和基本額定靜載荷后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取Y=1.19，則</p><p>　　（3）求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷(壽命按3年算)</p><p>　?。?）按照軸承樣本選擇7211C型

91、軸承</p><p>　　此軸承的基本額定靜載荷。驗算如下：</p><p>　　1）求相對軸向載荷對應(yīng)的e值與Y值。相對軸向載荷為0.07105，在表中介于0.07～0.13之間，對應(yīng)的e值為0.27～0.31，Y值為1.6～1.4。</p><p>　　2）用線性插值法求Y值。</p><p><b>　　，</b>

92、</p><p>　　3）求當量動載荷P。</p><p>　　4）驗算7211C型軸承的壽命。</p><p>　　所以軸承的選取合理。</p><p>　　9.2從動軸上的軸承校核</p><p>　　按照以上軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初步選用型號7213C型的角接觸球軸承。</p><p><b

93、>　　（1）求比值</b></p><p>　　根據(jù)課本《徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y》表，角接觸球軸承的最大值為0.56，故此時</p><p>　　（2）初步計算當量動載荷P</p><p>　　按照課本《載荷系數(shù)》表查得，，取。</p><p>　　按照課本《徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y》表查得，X=0.4

94、4，Y值需在已知型號和基本額定靜載荷后才能求出。現(xiàn)暫選一近似中間值，取Y=1.19，則</p><p>　?。?）求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷(壽命按3年算)</p><p>　　（4）按照軸承樣本選擇7213C型軸承</p><p>　　此軸承的基本額定靜載荷。驗算如下：</p><p>　　1）求相對軸向載荷對應(yīng)的e值與Y值。相對軸向載荷為

95、0.03976，在表中介于0.029～0.058之間，對應(yīng)的e值為0.40～0.43，Y值為1.40～1.30。</p><p>　　2）用線性插值法求Y值。</p><p><b>　　，</b></p><p>　　3）求當量動載荷P。</p><p>　　4）驗算7213C型軸承的壽命。</p>&l

96、t;p>　　所以軸承的選取合理。</p><p>　　10 聯(lián)軸器的選擇及校核</p><p>　　10.1從動軸上聯(lián)軸器的選擇</p><p><b>　?。?）類型選擇</b></p><p>　　為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。</p><p><b>　　（2）載

97、荷計算</b></p><p><b>　　公稱轉(zhuǎn)矩 </b></p><p>　　由課本《工作情況系數(shù)表》表，取，則計算轉(zhuǎn)矩為</p><p><b>　　（3）型號的選擇</b></p><p>　　從GB/T 4323—2002中查得L×4型彈性套柱聯(lián)軸器的許用

98、轉(zhuǎn)矩為2500N·m，許用最大轉(zhuǎn)速為3870 r/min，軸徑為之間，故合用。</p><p>　　11 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算</p><p>　　11.1確定減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　　查表確定尺寸如下：mm</p><p>　　11.2螺栓、螺釘直徑的確定</p><p>　　查表

99、確定尺寸如下：mm</p><p>　　11.3窺視孔和視孔蓋</p><p>　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。表確定尺寸如下：mm</p><p>　　11.4通氣器的確定</p>&l

100、t;p>　　由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡設(shè)在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下：mm</p><p>　　11.5起吊裝置吊環(huán)螺釘?shù)拇_定</p><p>　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。查表確定尺寸如下：mm</p><p>　　

101、11.6油面指示器的確定</p><p>　　選油標尺，為穩(wěn)定油痕位置，采用隔離套。查表確定尺寸如下：mm</p><p>　　11.7油孔和螺塞的確定</p><p>　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。選用外六角螺塞、封油墊。

102、查表確定尺寸如下：mm</p><p>　　11.8起蓋螺釘?shù)拇_定</p><p>　　為便于開啟箱蓋，在箱蓋側(cè)邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形，免破壞螺紋。</p><p>　　11.9定位銷的確定</p><p>　　為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷

103、。定位銷直徑d=(0.7～0.8)d2, d2為凸緣上螺栓直徑，長度等于分箱面凸緣總厚度。</p><p>　　12 繪制減速器裝配圖</p><p><b>　　見附圖</b></p><p><b>　　13 零件圖</b></p><p><b>　　見附圖</b><

104、;/p><p><b>　　14 其他技術(shù)說明</b></p><p>　　（1） 裝配前所有零件進行清洗，因為在箱體底座要加液體潤滑油，所以要在箱體內(nèi)涂耐油油漆。</p><p>　　（2）用涂色法檢驗斑點，在齒高和齒長方向接觸斑點不小于50%。</p><p>　　（3）高速軸軸承的軸向間隙為0.1；低速軸軸承的軸向間隙

105、為0.13。</p><p>　?。?）減速器剖分面及密封處均不許漏油，剖分面可涂水玻璃或密封膠。</p><p>　?。?）減速器表面涂灰色油漆。</p><p><b>　　15 設(shè)計總結(jié)</b></p><p>　　課程設(shè)計是機械設(shè)計當中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計時間不到兩周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過

106、得很充實的課程設(shè)計，從中得到的收獲還是非常多的。</p><p>　　這次課程設(shè)計我得到的題目是設(shè)計一個單級斜齒圓柱齒輪減速器，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設(shè)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(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心。現(xiàn)在想想其實課程設(shè)計當中的每一天都是很累的，臨交作業(yè)那兩天更是一直畫圖到深夜兩點才爬到床上去。有的同學(xué)更是選擇了一整夜的學(xué)習(xí)畫圖找資料。其實正向

107、老師說得一樣，設(shè)計所需要的東西都在書上了，當時自己老是想找到什么捷徑來完成這次任務(wù)。但是機械設(shè)計的課程設(shè)計沒有那么簡單，你想復(fù)制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(shè)計書上或者機械設(shè)計手冊上找到出處，不讓的話就麻煩了。我因為這個就吃了不少的虧，比如在我設(shè)計減速器的裝配草圖時我沒有太注意相關(guān)尺寸，致使我設(shè)計的箱體出現(xiàn)了較大的結(jié)構(gòu)錯誤，間接導(dǎo)致了我以后的裝配圖的步履維艱。雖然種種困難我都已經(jīng)克服，但是

108、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(wù)。</p><p>　　再設(shè)計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設(shè)計課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學(xué)以致用。在此期間我我們同學(xué)之間互相幫助，共同面對機械設(shè)計課程設(shè)計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識

109、理解和接受應(yīng)用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學(xué)習(xí)能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學(xué)習(xí)還要更加的努力。本次課程設(shè)計不僅僅是對自己所學(xué)的知識的一次系統(tǒng)總結(jié)與應(yīng)用，還是對自己體質(zhì)的一次檢驗，檢驗結(jié)果是不合格。在本次課程設(shè)計當中，由于天冷，也由于課程設(shè)計的環(huán)境艱苦，許多的同學(xué)都感冒了，更有幾個同學(xué)是剛打完點滴，就開始設(shè)計，精神可嘉。我在這次課程設(shè)計當中，也花費了不少心思和時間，可謂是弄得心力交瘁?，F(xiàn)在設(shè)計完了就可以好好地睡上一覺了。&l

110、t;/p><p>　　本次課程設(shè)計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。再加上課程設(shè)計選在臨近期末考試期間進行，就更顯得不是很人性話了。但是艱難困苦玉汝于成，機械設(shè)計課程設(shè)計看來我是無法忘記的了。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 濮良貴，紀名剛.機械設(shè)計.第八版.北京:高等教育出版社,2009</p

111、><p>　　[2] 吳宗澤，羅圣國.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊.第3版.北京：高等教育出版社，2008</p><p>　　[3] 李育鎰.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京：高等教育出版社，2009</p><p>　　[4] 王蘭美.機械制圖.北京:高等教育出版社,2006</p><p>　　[5] 劉鴻文.材料力學(xué).第4版.北京:高等教育出版社,2008