機械設計課程設計---設計一個帶式輸送機的傳動裝置

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p><b>　　計算說明書</b></p><p>　　設計題目 帶 式 輸 送 機 傳 動 裝 置 </p><p><b>　　學院： </b></p><p><b>　　班

2、級： </b></p><p><b>　　學號：</b></p><p><b>　　學生： </b></p><p><b>　　指導老師： </b></p><p><b>　　2013年12月</b></p><p&

3、gt;<b>　　目錄</b></p><p>　　一.題目及總體分析2</p><p>　　二.各主要部件選擇3</p><p>　　三.電動機的選擇4</p><p><b>　　四.分配傳動比4</b></p><p>　　五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算5&

4、lt;/p><p>　　六.設計高速級齒輪7</p><p>　　1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型7</p><p>　　2.按齒面接觸強度設計7</p><p>　　3.按齒根彎曲強度設計9</p><p>　　4.幾何尺寸計算11</p><p><b>　　5.驗算12&

5、lt;/b></p><p>　　七.設計低速級齒輪12</p><p>　　1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型12</p><p>　　2.按齒面接觸疲勞強度設計12</p><p>　　3.按齒根彎曲強度設計14</p><p>　　4.幾何尺寸計算15</p><p><

6、;b>　　5.驗算16</b></p><p>　　八.鏈傳動的設計16</p><p>　　九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計18</p><p>　　1.Ⅰ軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計18</p><p>　　2.Ⅱ軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計23</p><p>　　3.Ⅲ軸

7、（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計27</p><p>　　十.潤滑與密封31</p><p>　　十一.箱體的設計32</p><p>　　十二.設計小結34</p><p>　　十三.參考文獻35</p><p><b>　　一.題目及總體分析</b></p><p

8、>　　題目：設計一個帶式輸送機的傳動裝置</p><p>　　給定條件：傳動簡圖如圖1-1所示，設計參數(shù)列于表1-1。工作條件：連續(xù)單向運轉，，工作時有輕微振動，使用期為10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為。帶式輸送機的傳動效率為0.96。</p><p>　　減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。</p><p

9、>　　特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉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。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。</p><p><b>　　整體布置如下：</b></p><p>　　圖1-1 帶式輸送機傳

10、動簡圖</p><p>　　圖示：1為電動機，2為聯(lián)軸器，３為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低速級齒輪傳動，6為鏈傳動，7為輸送機滾筒。</p><p>　　輔助件有:觀察孔蓋，油標和油尺，放油孔和螺塞，通氣器，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。</p><p>　　表1-1 帶式輸送機的設計參數(shù)</p><p><b&

11、gt;　　二.各主要部件選擇</b></p><p><b>　　三.電動機的選擇</b></p><p><b>　　四.分配傳動比</b></p><p>　　五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算</p><p>　　六.設計高速級齒輪 </p><p>　　1.

12、選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型</p><p>　　1)確定齒輪類型：兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪。</p><p>　　2)材料選擇：由表10—1(《機械設計 第九版》P191)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)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用

13、7級精度(GB 10095—88)</p><p>　　4)閉式齒輪的小齒齒數(shù),選小齒輪齒數(shù)Ｚ1＝24，大齒輪齒數(shù)</p><p>　?。?＝ｉ1·Ｚ1＝3.2×24=76.8,取Z2=77。</p><p>　　5)選取螺旋角。初選螺旋角，左旋，壓力角α=20°</p><p>　　2.按齒面接觸強度設計<

14、;/p><p>　　(1)按式（10－21）試算小齒輪分度圓直徑，即</p><p>　　1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p><b>　?、僭囘x</b></p><p>　?、谟蓤D10－20，選取區(qū)域系數(shù)</p><p>　?、塾杀?0-5查得材料的彈性影響系數(shù)。</p><

15、;p>　　④由式（10-20）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)。</p><p>　?、萦墒剑?0-23）可得螺旋角系數(shù)。</p><p>　?、抻嬎憬佑|疲勞許用應力[]。</p><p>　　由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別是</p><p>　　由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：</p><p&g

16、t;　　由圖10-23知接觸疲勞壽命系數(shù)。</p><p>　　取失效系數(shù)為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得</p><p>　　取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即</p><p>　　2)試算小齒輪分度圓直徑</p><p>　　(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　1）計算實際載荷系

17、數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。</p><p><b>　　①圓周速度v。</b></p><p><b>　?、邶X寬b。</b></p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù).</p><p>　?、儆杀?0-2查的使用系數(shù)。</p><p>　?、诟鶕?jù)v=2.82m/s、7級精度，由圖10

18、-8查得動載系數(shù)。</p><p>　　③齒輪的圓周力查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。</p><p>　　④由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱時，</p><p><b>　　則載荷系數(shù)為</b></p><p>　　3)由式（10-12），可按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑</p>&

19、lt;p><b>　　及相應的齒輪模數(shù)</b></p><p>　　3.按齒根彎曲強度設計</p><p><b>　　由式10－20 </b></p><p><b>　　1)確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　?、僭囘x載荷系數(shù)。</b&g

20、t;</p><p>　?、谟墒剑?0-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合系數(shù)。</p><p>　?、塾墒剑?0-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)</p><p><b>　?、苡嬎恪?lt;/b></p><p><b>　　由當量齒數(shù)，</b></p><p>　　查

21、圖10-17，得齒型系數(shù)。</p><p>　　由圖10-18查得應力修正系數(shù)。</p><p>　　由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是</p><p>　　由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得</p><p>　　因為大齒

22、輪的大于小齒輪，所以取</p><p><b>　　2）試算齒輪模數(shù)</b></p><p><b>　?。?）調(diào)整齒輪模數(shù)</b></p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。</p><p><b>　?、賵A周速度v</b></p><p>

23、;<b>　?、邶X寬b</b></p><p>　?、埤X高h及寬高比b/h</p><p>　　2)計算實際載荷系數(shù)。</p><p>　?、俑鶕?jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。</p><p><b>　?、谟?lt;/b></p><p>　　查表10-3得齒間載荷分配系

24、數(shù)。</p><p>　　③由表10-4用插值法查得結合查圖10-13，的</p><p><b>　　。</b></p><p><b>　　則載荷系數(shù)</b></p><p>　　由式（10-13）可得按實際載荷系數(shù)算的的齒輪模數(shù)</p><p>　　對比計算結果，由齒面

25、接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù).取＝1.5mm， 為了同時滿足接觸疲勞強度，需按疲勞強度算得的分度圓直徑d1=45.49mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即。</p><p><b>　　取Z1=30，則</b></p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p><b>

26、　　（1）計算中心距</b></p><p>　　考慮到模數(shù)減小了，中心距取98mm。</p><p>　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　計算小、大齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p>　　取b1=47mm、b2=5

27、2mm。</p><p><b>　　5.驗算</b></p><p><b>　　合適</b></p><p><b>　　七.設計低速級齒輪</b></p><p>　　1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型</p><p>　?。?）按圖10-26所示的

28、傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角為20○。</p><p>　　（2）帶式傳送機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。</p><p>　?。?）材料選擇。由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。</p><p>　　（4）選小齒輪齒數(shù)Z3=24，大齒輪齒數(shù)Z4=μZ3 ,

29、取Z4=59</p><p>　　2.按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　?。?） 由式（10-11）試求小齒輪分度圓直徑，即</p><p>　　1)確定公式中的各參數(shù)值</p><p>　?、僭囘xKHt=1.3。</p><p>　　②計算小齒輪傳遞的轉矩。</p><p>　　T3=

30、9.55×106P/n3=81.5N/m</p><p>　　③由表10-7選齒寬系數(shù)Фd=1</p><p>　?、苡蓤D10-20查的區(qū)域系數(shù)ZH=2.28</p><p>　?、萦杀?0-5查的材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1／2。</p><p>　?、抻墒剑?0-9）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)Zε。</p>

31、;<p>　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應力［бH］。</p><p>　　由圖10-25d查的小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為бHlim=600MPa</p><p>　　бHlim4=550MPa。</p><p>　　由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：</p><p>　　N3=60n3jLh=1.276×109

32、 N4=N3/u=0.52×109</p><p>　　由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.90、KHN4=0.95 。</p><p>　　取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得</p><p>　　取[бH]3和[бH]4中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[бH]=[бH]4=523MPa</p>&

33、lt;p>　　2）試算小齒輪分度圓直徑</p><p>　　（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　?、賵A周速度v。</b></p><p><b>　?、邶X寬b。</b></p><p>　　2)計算實際載荷系數(shù)KH 。</p><p>　?、儆杀?0-

34、2查得使用系數(shù)KA=1。</p><p>　　②根據(jù)v=1.22m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.12。</p><p><b>　?、埤X輪的圓周力。</b></p><p>　　Ft3=2T3/d3t=3.149×103N</p><p>　　KAFt3/b=60.814N/mm<10

35、0N/mm</p><p>　　查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHɑ=1.2。</p><p>　?、苡杀?0-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.421。由此，得到實際載荷系數(shù)KH=KAKVKHɑKHβ=1.91</p><p>　　3)由公式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑</p>&

36、lt;p><b>　　及相應的齒輪模數(shù)</b></p><p>　　m=d1/z1=2.45mm</p><p>　　3.按齒根彎曲強度設計</p><p>　　（1）由公式（10-7）試算模數(shù)，即</p><p>　　1)確定公式中的各參數(shù)值</p><p>　　①試選KFt=1.3。&l

37、t;/p><p>　?、谟晒剑?0-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。</p><p><b>　?、塾嬎恪?lt;/b></p><p>　　由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa3=2.82、YFa4=1.98。</p><p>　　由圖10-18查得應力修正系數(shù)Ysa3=1.54、Ysa4=1.96。</p>&l

38、t;p>　　由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。</p><p>　　由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.85，KFN4=0.88 。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式（10-14）得</p><p>　　因為大齒輪的大于小齒輪，所以取</p><p><b>　　

39、=0.0164</b></p><p><b>　　2）試算模數(shù)</b></p><p><b>　?。?）調(diào)整齒輪模數(shù)</b></p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。</p><p><b>　?、賵A整速度v。</b></p><

40、;p>　　d3 =mtz3=35.832mm</p><p><b>　　②齒寬b。</b></p><p><b>　?、蹖捀弑萣/h。</b></p><p>　　2)計算實際載荷系數(shù)KF 。</p><p>　?、俑鶕?jù)v=0.843m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.0

41、1。</p><p>　?、谟?gt;100N/m,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。</p><p>　　③由表10-4用差值法查得，結合b/h=10.67查圖10-13，得。</p><p><b>　　則載荷系數(shù)為</b></p><p>　　3)由公式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)</p&g

42、t;<p>　　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疲勞強度所決定的載荷能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅和齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.512mm并就近圓整標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=58.847mm算得小齒輪齒數(shù)z3=d3/m=39.2取z3=39,則大齒輪齒數(shù)z4=uz3=97,z3和z4互

43、質(zhì) 。</p><p>　　這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p>　　（1）計算分度圓直徑</p><p><b>　　(2)計算中心距</b></p><p>&l

44、t;b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p>　　考慮不避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪稍微加寬（5～10）mm，即取=b+(5～10)mm=58.5+(5～10)=63.5～68.5mm取，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即。</p><p><b>　　5.驗算</b></p><p>&

45、lt;b>　　合適</b></p><p><b>　　八.鏈傳動的設計</b></p><p><b>　　選擇鏈輪齒數(shù)和材料</b></p><p>　　取小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為</p><p>　　材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火。</p><p&g

46、t;<b>　　確定計算功率</b></p><p>　　由表9－6查得，由圖9－13查得，單排鏈，則計算功率為：</p><p><b>　　。</b></p><p><b>　　選擇鏈條型號和節(jié)距</b></p><p>　　根據(jù)及查圖9－11，可選16A-1。查表9－1

47、，鏈條節(jié)距為。</p><p><b>　　計算鏈節(jié)數(shù)和中心距</b></p><p><b>　　初選中心距。</b></p><p>　　取。相應得鏈長節(jié)數(shù)為，取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。查表9－7得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心中心距為：。</p><p>　　計算鏈速v，確定潤滑方式</p&g

48、t;<p>　　由和鏈號16A－1，查圖9－14可知應采用油滴潤滑。</p><p><b>　　計算壓軸力</b></p><p><b>　　有效圓周力為：</b></p><p>　　鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為。</p><p><b>　　鏈輪的結構設計&

49、lt;/b></p><p>　　小直徑的鏈輪一般做成整體式；中等尺寸的鏈輪多做成孔板式，為便于搬運、裝卡和減重，在輻板上開孔；大直徑的鏈輪可做成組合式，常可將齒圈用螺栓連接或焊接在輪轂上，此時齒圈與輪芯可用不同材料制造。</p><p>　　鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸</p><p>　　九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計</p><p>

50、;　　1.Ⅰ軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計</p><p><b>　　１.輸入軸上的功率</b></p><p><b>　　轉矩</b></p><p>　?。?求作用在齒輪上的力</p><p>　　圓周力，徑向力，軸向力</p><p>　　３.初定軸的最小直徑&

51、lt;/p><p>　　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。</p><p>　　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,故需同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,

52、則</p><p>　　按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，由（GB/T 5843---2003）(《機械設計課程設計》P167)選用GY2型聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63000N·ｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L＝42ｍｍ的半聯(lián)軸器。</p><p>　　與軸配合的轂孔長度。</p><p><b>　?。?軸的結構設計</

53、b></p><p>　　1)擬定軸上零件的裝配方案（見圖9-1）</p><p>　　2)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?。捕蔚闹睆?。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=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，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取。

54、</p><p>　　(2)初步選擇滾動軸承。參照工作 要求并根據(jù)，初選型號6205深溝球軸承，其尺寸為，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，，，故,軸段3和5的長度取相同,，。</p><p>　　(3)軸段4做成齒輪軸。軸段4的直徑應根據(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</p><p>　　(4)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得,，。

55、</p><p>　　(5)參考表15－2，取軸端為和各軸肩處的圓角半徑。</p><p>　　圖9-1 輸入軸的結構布置簡圖</p><p>　　5.受力分析、彎距的計算</p><p><b>　　1)計算支承反力</b></p><p><b>　　在水平面上</b>&

56、lt;/p><p><b>　　在垂直面上</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　總支承反力</b></p><p>　　2)計算彎矩并作彎矩圖</p><p><b>　　(1)水平面彎矩圖</b>

57、;</p><p><b>　　(2)垂直面彎矩圖</b></p><p><b>　　(3)合成彎矩圖</b></p><p>　　3)計算轉矩并作轉矩圖</p><p>　　6.作受力、彎矩和扭矩圖</p><p>　　圖 9—2軸Ⅰ受力、彎矩和扭矩圖</p>

58、<p><b>　　7.選用鍵校核</b></p><p>　　鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（A型）軸的直徑d=18mm,選，</p><p>　　聯(lián)軸器:由式6－1，</p><p>　　查表6－2，得 ，鍵校核安全</p><p>　　8.按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p

59、>　　由合成彎矩圖和轉矩圖知，C處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式15－5，并取，軸的計算應力</p><p><b>　　，，</b></p><p>　　由表15－1查得，，故安全</p><p>　　9.校核軸承和計算壽命</p><p>　　(1)校核軸承A和計算壽命

60、</p><p><b>　　徑向載荷</b></p><p><b>　　軸向載荷</b></p><p>　　由，在表13－5取X＝0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.040－0.070之間，對應的e值為0.24－0.27之間，對應Y值為1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。</p><p&g

61、t;　　由表13－6取　則，A軸承的當量動載荷</p><p><b>　　，校核安全</b></p><p>　　該軸承壽命該軸承壽命</p><p>　　(2)校核軸承B和計算壽命</p><p><b>　　徑向載荷</b></p><p>　　當量動載荷，校核安全&l

62、t;/p><p>　　該軸承壽命該軸承壽命</p><p>　　查表13-3得預期計算壽命，故安全。</p><p>　　2.Ⅱ軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計</p><p><b>　　1.中間軸上的功率</b></p><p><b>　　轉矩</b></p>

63、<p>　　2.求作用在齒輪上的力</p><p><b>　　高速大齒輪:</b></p><p><b>　　低速小齒輪: </b></p><p>　　3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　根據(jù)表15－3，取，于是由式15－2初步估算軸的最小

64、直徑</p><p>　　中間軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%~15%，取增大12%得，圓整的。這是安裝軸承處軸的最小直徑</p><p>　　4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　(1)初選型號6207的深溝球軸承　參數(shù)如下</p><p>　　，，，基本額定動載荷　基本額定靜載荷，故。軸段1和5的長度相同,

65、故取。</p><p>　　(2)軸段2上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,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的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，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 ，。</p><p>　　(3)軸段4上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為

66、使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。</p><p>　　取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，</p><p>　　(4)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖9—3。</p><p>　　圖9—3 中間軸的結構布置簡圖</p><p>　　5.軸的受力分析、彎距的計算

67、</p><p><b>　　1)計算支承反力：</b></p><p><b>　　在水平面上 </b></p><p><b>　　在垂直面上：</b></p><p><b>　　故 </b></p><p><b&g

68、t;　　總支承反力：</b></p><p><b>　　2)計算彎矩</b></p><p><b>　　在水平面上：</b></p><p><b>　　在垂直面上：</b></p><p><b>　　故 </b></p>

69、<p>　　3)計算轉矩并作轉矩圖</p><p>　　6.作受力、彎矩和扭矩圖</p><p>　　圖9—4軸Ⅱ受力、彎矩和扭矩圖</p><p><b>　　7.選用校核鍵</b></p><p>　　1)低速級小齒輪的鍵</p><p>　　由表6－1選用圓頭平鍵（A型），小齒輪

70、軸端直徑d=40mm,，小齒輪齒寬B=85mm，。</p><p><b>　　由式6－1，</b></p><p>　　查表6－2，得 ，鍵校核安全</p><p>　　2)高速級大齒輪的鍵</p><p>　　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，。</p>

71、<p><b>　　由式6－１，</b></p><p>　　查表6－2，得 ，鍵校核安全</p><p>　　8.按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　由合成彎矩圖和轉矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面，，</p><p>　　根據(jù)式15－5，并取，</p>

72、<p>　　由表１５－１查得，，校核安全。</p><p>　　9.校核軸承和計算壽命</p><p>　　1)校核軸承A和計算壽命</p><p><b>　　徑向載荷</b></p><p><b>　　軸向載荷</b></p><p>　　,查表13-5得

73、X=1,Y=0,按表13-6,,取,故</p><p><b>　　因為，校核安全。</b></p><p><b>　　該軸承壽命</b></p><p>　　2)校核軸承B和計算壽命</p><p><b>　　徑向載荷</b></p><p>　　

74、當量動載荷，校核安全</p><p><b>　　該軸承壽命</b></p><p>　　查表13-3得預期計算壽命，故安全。</p><p>　　3.Ⅲ軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計</p><p>　　1.輸入功率　轉速　</p><p><b>　　轉矩</b>&l

75、t;/p><p>　　2.第三軸上齒輪受力</p><p><b>　　3.初定軸的直徑</b></p><p>　　軸的材料同上。由式15－2，初步估算軸的最小直徑</p><p>　　輸出軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%~15%，圓整的。</p><p>　　這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查

76、機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：</p><p>　　，為保證鏈輪與箱體的距離，取。</p><p><b>　　4.軸的結構設計</b></p><p>　　1)擬定軸的結構和尺寸（見圖9—5）</p><p>　　2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　(1)

77、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,故取２段的直徑 。</p><p>　　(2)軸段3和軸段6用來安裝軸承，根據(jù)，初選型號6212的深溝球軸承，參數(shù)基本：，，　基本額定動載荷　基本額定靜載荷。由此可以確定： ，取 ，。</p><p>　　(3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,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

78、段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,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,。</p><p>　　(4)取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，</p><p>　　(5)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖9—5。</p><p>　　圖9—5 軸Ⅲ的結構布置簡圖</p><p>　　5.軸的

79、受力分析、彎距的計算</p><p><b>　　(1)計算支承反力</b></p><p><b>　　在水平面上</b></p><p><b>　　在垂直面上</b></p><p><b>　　故</b></p><p>&

80、lt;b>　　(2)計算彎矩</b></p><p><b>　　1)水平面彎矩</b></p><p><b>　　在C處，</b></p><p><b>　　2)垂直面彎矩</b></p><p><b>　　在C處，</b><

81、;/p><p><b>　　在B處 ，</b></p><p><b>　　(3)合成彎矩圖</b></p><p><b>　　在C處　</b></p><p><b>　　在B處，</b></p><p>　　(4)計算轉矩，并作轉

82、矩圖</p><p><b>　　(CD段)</b></p><p>　　6.作受力、彎矩和扭矩圖 </p><p>　　圖9—6 軸Ⅲ受力、彎矩和扭矩圖</p><p><b>　　7.選用校核鍵</b></p><p>　　1)低速級大齒輪的鍵</p>

83、;<p>　　由表6－1選用圓頭平鍵（A型）d=62mm， </p><p><b>　　，，。</b></p><p><b>　　由式6－1，</b></p><p>　　查表6－2，得 ，鍵校核安全</p><p><b>　　2)高速級鏈輪的鍵</b>&l

84、t;/p><p>　　由表6－1選用圓頭平鍵（A型）d=45mm，，</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　由式6－1，</b></p><p>　　查表6－2，得 ，鍵校核安全</p><p>　　8.按彎扭合成應力校核軸的強度</p>

85、;<p>　　由合成彎矩圖和轉矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面</p><p>　　根據(jù)式15－5，并取，，，d=62mm，</p><p>　　由表15－1查得，，校核安全。</p><p>　　9.校核軸承和計算壽命</p><p>　　1)校核軸承D和計算壽命</p><p&g

86、t;<b>　　徑向載荷</b></p><p><b>　　當量動載荷</b></p><p><b>　　因為，校核安全。</b></p><p>　　該軸承壽命該軸承壽命</p><p>　　2)校核軸承B和計算壽命</p><p><b&g

87、t;　　徑向載荷</b></p><p>　　當量動載荷，校核安全</p><p>　　該軸承壽命該軸承壽命</p><p><b>　　十.潤滑與密封</b></p><p><b>　　1.潤滑方式的選擇</b></p><p>　　減速器傳動零件的軸承都需要

88、良好的潤滑，其目的是為減少摩擦、磨損，提高效率，防銹，冷卻和散熱。</p><p>　　1)因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑。同時，傳動零件將油池中的油甩到箱壁上，可以使?jié)櫥图铀偕帷?lt;/p><p>　　箱體內(nèi)應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。為避免大齒輪回轉時將油

89、池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于30~50mm。</p><p><b>　　2)計算所需油量</b></p><p>　　。對于一級減速器每傳遞1kW的功率需油量約為350~700(潤滑油的粘度高時取大值)。對于多級減速器，應按傳動的級數(shù)成比例的增加油量。軸Ⅱ的輸入功率為5.28kW。</p><p>　　3)驗算油池中

90、的油量V是否大于傳遞功率所需油量</p><p>　　油池中油量，符合要求。</p><p>　　4)軸承采用脂潤滑，需要定期檢查和補充潤滑脂。脂潤滑易于密封，結構簡單，維護方便。為防止箱內(nèi)潤滑油進入軸承室而使?jié)櫥♂屃鞒?，同時也防止軸承室中的潤滑脂流入箱體內(nèi)而造成油脂混合，通常在箱體軸承座箱內(nèi)一側裝設甩油環(huán)。潤滑脂的充填量為軸承室的1/2~1/3，每隔半年左右補充或更換一次。</

91、p><p><b>　　2.密封方式的選擇</b></p><p>　　由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。氈圈密封結構簡單，但磨損快，密封效果差，主要用于脂潤滑和接觸面速度不超過5m/s的場合。</p><p><b>　　3.潤滑油的選擇</b></p><p>　　因為該

92、減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用全損耗系統(tǒng)用油， L—AN68(GB 443—1989)；潤滑脂選7407號齒輪潤滑脂(SY 4036—1984)。</p><p><b>　　十一.箱體的設計</b></p><p><b>　　箱體的剛度</b></p><p>　　減速器箱體一般采用剖分式結構，分箱面處的

93、凸緣結構和軸承座結構對箱體的剛度有很大的影響。箱體底座凸緣的結構會影響箱體的支撐剛度。</p><p>　　軸承座壁厚和加強肋的確定</p><p>　　為了保證軸承座的剛度，軸承座孔應有一定的壁厚。設計軸承座孔采用凸緣式軸承蓋，根據(jù)安裝軸承蓋螺釘?shù)男枰_定軸承座厚度以滿足剛度的要求。</p><p>　　為了提高軸承座的剛度，還應設置加強肋，一般中、小型減速器加外

94、肋板。</p><p>　　軸承旁螺栓位置和凸臺高度的確定</p><p>　　為了增強軸承座的連接剛度，軸承座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近，為此需在軸承座兩側做出凸臺。兩螺栓孔在不與軸承座孔以及軸承蓋螺釘孔相干涉的前提下，應盡量靠近。</p><p>　　凸臺高度h應以保證足夠的螺母扳手空間為原則，具體高度由繪圖確定。為了制造和裝拆的方便，全部凸臺高度應一致，采用相

95、同尺寸的螺栓。</p><p><b>　　凸緣尺寸的確定</b></p><p>　　為了保證箱蓋與箱座的連接剛度，箱蓋與箱座分箱面凸緣的厚度一般取為1.5倍的箱體壁厚。為了保證箱體的支撐剛度，箱座底板凸緣厚度一般取2.5倍的箱座壁厚。底板寬度B應超過內(nèi)壁位置，一般取。</p><p><b>　　箱體的結構工藝性</b>

96、;</p><p>　　小齒輪端箱體外壁圓弧半徑R的確定</p><p>　　小齒輪端的軸承旁螺栓凸臺位于箱體外壁之內(nèi)測，這種結構便于設計和制造。為此，應使，從而定出小齒輪端箱體外壁和內(nèi)壁的位置。</p><p>　　箱體凸緣連接螺栓的布置</p><p>　　連接箱蓋與箱座的螺栓組應對稱布置，并且不應與吊耳、吊鉤、圓錐銷等相干涉。螺栓數(shù)由箱

97、體結構及尺寸大小而定。</p><p>　　減速器中心高H的確定</p><p>　　減速器中心高H可由下式確定：</p><p>　　式中da為浸入油池內(nèi)的最大旋轉零件的外徑。</p><p><b>　　鑄件應避免出現(xiàn)狹縫</b></p><p>　　如果鑄件上設計有狹縫，這時狹縫處砂型的強度

98、較差，在取出木模時或澆鑄鐵水時，易損壞砂型，產(chǎn)生廢品。</p><p><b>　　附件設計</b></p><p><b>　　視孔和視孔蓋</b></p><p>　　視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側間隙，還可以用來注入潤滑油。視孔應設計在箱蓋的上部，且便于觀察傳動零件嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸

99、進箱體進行檢查操作為宜。</p><p>　　視孔蓋可用軋制鋼板或鑄鐵制成，它和箱體之間應加石棉橡膠紙密封墊片，以防止漏油。</p><p><b>　　通氣器</b></p><p>　　通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。</p><p><b&

100、gt;　　油標</b></p><p>　　油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。油尺結構簡單，在減速器中應用較多。</p><p><b>　　放油孔和螺塞</b></p><p>　　為了將污油排放干凈，應在油池的最低位置處設置放油孔，放油孔應安置在減速器不與其它部件靠近的一側，以便于放油。平時放油孔用螺塞堵住

101、，并配有封油墊圈。</p><p><b>　　啟蓋螺釘</b></p><p>　　為防止漏油，在箱座和箱蓋接合面處通常涂有密封膠或水玻璃，接合面被粘住不易分開。為便于開啟箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設1~2個啟蓋螺釘。</p><p><b>　　定位銷</b></p><p>　　為了保證箱體軸承座

102、孔的鏜孔精度和裝配精度，需在箱體連接凸緣長度方向的兩端安置兩個定位銷，兩個定位銷相距遠些可提高定位精度。</p><p><b>　　起吊裝置</b></p><p>　　為了裝拆和搬運減速器，應在箱體上設計吊環(huán)螺釘、吊耳及吊鉤。箱蓋上的吊環(huán)螺釘及吊耳一般是用來吊運箱蓋的，也可以用來吊運輕型減速器。箱座上的吊鉤用于吊運整臺減速器。</p><p&g

103、t;　　箱體的具體尺寸如下表</p><p><b>　　十二.設計小結</b></p><p>　　通過本次分組設計減速器，發(fā)現(xiàn)之前我們對《機械設計》這門課的認識是很膚淺的，實際動手設計的時候才發(fā)現(xiàn)學的知識太少，必須通過具體動手設計，才能不斷的提高自己。</p><p>　　我們組的設計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因

104、，是不可能一一糾正過來的了。盡管設計中存在這樣或那樣的問題，我們還是從中學到很多東西。首先，我們體會到查閱參考資料的重要性，利用一切可以利用的資源對機械設計來說是至關重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，這時參考資料的價值就立時體現(xiàn)出來了。其次，在設計過程中，我們復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設計中是非常重要的，采用每一個數(shù)

105、據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做，因此必須認真計算數(shù)據(jù)、嚴謹理性的分析結果。</p><p>　　通過這次的課程設計,極大的提高了我們對機械設計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學的知識和將來的生產(chǎn)實際相結合，提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。</p>

106、<p><b>　　十三.參考文獻</b></p><p>　　1.《機械設計課程》第八版 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社2007年</p><p>　　2.《機械設計課程設計》 李育錫 主編 高等教育出版社2008年</p><p>　　3.《AutoCAD2008機械制圖技術指導書》 王社敏 李建華等主編 電子工業(yè)出版