機械設(shè)計課程設(shè)計---帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、<p><b>　　湖南工業(yè)大學(xué)</b></p><p>　　機 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計</p><p><b>　　資 料 袋</b></p><p>　　機械工程 學(xué)院（系、部） 2011 ~ 2012 學(xué)年第 1 學(xué)期 </p><p>　　課程名稱

2、： 機械設(shè)計課程設(shè)計 指導(dǎo)教師： 李歷堅 職稱： 教授 </p><p>　　學(xué)生姓名： 張邵翔 專業(yè)班級： 機械設(shè)計092班 學(xué)號： 09405700808 </p><p>　　題 目： 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計 </p><p>　　成

3、 績： 起止日期 2011 年 12 月 26 日～ 2012 年 1 月 5日</p><p>　　目 錄 清 單</p><p><b>　　機 械 設(shè) 計</b></p><p><b>　　設(shè)計說明書</b></p><p>　　起止日期： 201

4、1 年 12 月 26 日 至 2012 年 1 月 5 日</p><p><b>　　課程設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　2011—2012學(xué)年第一學(xué)期</p><p>　　機械工程 學(xué)院（系、部） 機械設(shè)計制造及自動化 專業(yè) 092 班級</p><p>　　課程名稱：

5、 機械設(shè)計 </p><p>　　設(shè)計題目： 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計 </p><p>　　完成期限：自 2011 年 12 月 26 日至 2011 年 1 月 5 日共 2 周</p><p>　　指導(dǎo)教師

6、（簽字）: 年 月 日</p><p>　　系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 傳動方案設(shè)計4</p><p&g

7、t;　　2 電動機的選擇6</p><p>　　3 運動和動力參數(shù)計算6</p><p>　　4 V帶傳動的設(shè)計計算7</p><p>　　5 齒輪傳動的設(shè)計計算10</p><p>　　6 軸系零件的設(shè)計計算17</p><p>　　7 鍵連接的選擇及校核27</p><p

8、>　　8 滾動軸承的選型及壽命計算28</p><p>　　9 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇29</p><p>　　10 箱體及附件結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算30</p><p>　　11 設(shè)計小結(jié)32</p><p>　　12 參考文獻33</p><p><b>　　傳動方案設(shè)計</

9、b></p><p>　　帶傳動傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與傳送帶之間布置一臺二級直齒輪減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 </p><p>　　圖1—1為傳動系統(tǒng)簡圖</p><p>　　1—電動機；2—V帶傳動；3—兩級圓柱齒輪減速器；</p><p>　　4—聯(lián)

10、軸器；5—滾筒；6—輸送帶</p><p><b>　　其原始數(shù)據(jù)如下：</b></p><p>　　最大有效拉力為F=6800N </p><p>　　運輸帶速度 V=0.48m/s；</p><p>　　卷筒直徑D=425 mm。</p><p><b>　　2.傳動方案分析<

11、/b></p><p>　　合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。</p><p>　　本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護作

12、用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與帶式運輸機之間布置一臺單級直齒圓柱齒輪減速器，</p><p><b>　　3.電動機的選擇</b></p><p>　　按按照設(shè)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。</p><p>　　工作機所需要的有效功率</p><p><

13、b>　　帶的輸出功率</b></p><p><b>　　帶輪轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>　　傳動效率</b></p><p>　　—彈性聯(lián)軸器效率，根據(jù)文獻2第66頁表4—4可取0.99</p><p>　　—閉式齒輪（7級精度）效率，根據(jù)文獻66第頁表2可取0.98&

14、lt;/p><p>　　—滾動軸承效率，根據(jù)文獻2第66頁表4—4可取0.98</p><p>　　—V帶傳動效率，根據(jù)文獻1第66頁表2可取0.90</p><p>　　—運輸帶傳動效率，根據(jù)文獻1第66頁表2可取0.94</p><p><b>　　電動機所需功率</b></p><p>　　根據(jù)

15、文獻2電動機型號表8—54可選定電機型號為Y90L-4</p><p><b>　　數(shù)據(jù)如下：</b></p><p>　　額定功率1.5kw；</p><p>　　滿載轉(zhuǎn)速1400r/min；</p><p>　　總傳動比i為59.94。</p><p>　　3.運動和動力參數(shù)計算</p&

16、gt;<p><b>　　3.1傳動比分配</b></p><p>　　總傳動比i=1420/44.56=59.94</p><p>　　帶的傳動比，則減速器的總傳動比</p><p>　　取雙級直齒圓柱齒輪減速器高級傳動比</p><p><b>　　則第二級傳動比</b></

17、p><p><b>　　3.2各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　3.3各軸輸入功率的計算</p><p>　　3.4各軸輸入扭矩的計算</p><p><b>　　V帶的傳動設(shè)計</b></p><p><b>　　4.1選擇V帶帶型</b></p

18、><p>　　電動機功率和滿載轉(zhuǎn)速已知，根據(jù)文獻1第152頁表8—4a和第157頁圖8-11普通V帶選型圖可選A型帶</p><p>　　4.2選取帶輪基準(zhǔn)直徑</p><p>　　4.2.1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑</p><p>　　由文獻1第155頁表8-6和第157頁表8-8可初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑</p><p>&l

19、t;b>　　4.2.2驗算帶速</b></p><p>　　因為帶速不宜過高或過低，一般推薦v=5m/s<v<30m/s,故帶速合適。</p><p>　　4.2.3計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 </p><p><b>　　由計算：</b></p><p>　　根據(jù)文獻1第157頁表8-8加以圓整

20、后：</p><p>　　4.3確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度</p><p>　　中心距大，可以增加帶輪的包角，減少單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，有利于提高帶的壽命。但中心距過大，則會加劇帶的波動，降低帶傳動的平穩(wěn)性，同時增加帶傳動的整體尺寸。但是中心距小，則有相反的利弊。一般初選帶傳動的中心距為</p><p><b>　　0.7（）2（）</b>

21、</p><p><b>　　可初定中心距</b></p><p><b>　　根據(jù)可計算得</b></p><p>　　由文獻1第146頁表8-2可選定帶的基準(zhǔn)長度</p><p>　　傳動的實際中心距似為</p><p>　　4.4驗算小帶輪上的包角</p>

22、<p>　　小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角，且小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)地小于大帶輪上的總摩擦力。因此打滑只可能在小帶輪上發(fā)生，為了提高帶傳動的工作能力，應(yīng)使</p><p><b>　　驗算后滿足條件。</b></p><p><b>　　4.5確定帶的根數(shù)</b></p><p>　　由文獻1第156頁表8-

23、7知，由文獻1第146頁表8-2知，由文獻1第155頁表8-5知，由文獻1第152頁表8-4a知，由表8-4b知</p><p><b>　　故Z取值為1</b></p><p>　　4.6確定最小初拉力</p><p>　　由文獻1第149頁表8-3知q=0.10</p><p><b>　　故可計算得<

24、;/b></p><p><b>　　4.7計算壓軸力</b></p><p><b>　　壓軸力的最小值為</b></p><p><b>　　齒輪傳動的設(shè)計計算</b></p><p>　　5.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算</p><p>　　5

25、.1.1選定齒輪精度、材料及齒數(shù)</p><p>　　運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。</p><p>　　由文獻1第191頁表10-1選擇小齒輪材料為40（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>　　選高速級小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù),。</p><

26、p>　　5.1.2齒面接觸強度計算</p><p>　　由設(shè)計計算公式進行計算，即</p><p>　　K—載荷系數(shù)，試選K=1.3</p><p><b>　　小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　—齒寬系數(shù)，根據(jù)文獻1中表10-7按非對稱布置查得</p><p>　　—彈性影響系

27、數(shù)（），根據(jù)文獻【1】中表10-6按鍛鋼查得</p><p>　　由文獻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。</p><p><b>　　由計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由文獻1圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　5.1.3計算接觸疲勞許用應(yīng)力&l

28、t;/p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1由文獻1式10-12得</p><p><b>　　5.2計算</b></p><p>　　5.2.1計算高速級小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值</p><p>　　5.2.2計算圓周速度V</p><p>　　5.2.3計算齒寬b</p&g

29、t;<p>　　5.2.4計算齒寬與齒高之比</p><p><b>　　模數(shù)</b></p><p><b>　　齒高</b></p><p>　　5.2.5計算載荷系數(shù)</p><p>　　根據(jù)，v=4.98m/s,7級精度，由文獻1圖10—8查得動載系數(shù)</p>&

30、lt;p><b>　　直齒輪</b></p><p>　　由表10—4查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，</p><p>　　由表10—2查得使用系數(shù)</p><p>　　由；查圖10—13得</p><p><b>　　故得動載荷系數(shù)</b></p><p>

31、　　5.2.6按實際的載荷系數(shù)校正所計算的分度圓直徑</p><p>　　由式（10—8a）得</p><p>　　5.2.7計算模數(shù)m</p><p>　　5.3按齒根強度設(shè)計</p><p>　　文獻（1）由式10—15得彎曲疲勞強度的設(shè)計公式為</p><p>　　5.3.1試確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p&

32、gt;<p>　　5.3.1.1由文獻（1）圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>　　大齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>　　5.3.1.2由文獻（1）圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) </p><p>　　5.3.1.3計算彎曲許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式10—

33、12得</p><p>　　5.3.1.4計算載荷系數(shù)k</p><p>　　5.3.1.5查取齒形系數(shù)</p><p><b>　　由表10—15查得</b></p><p>　　5.3.1.6查取應(yīng)力校正系數(shù)</p><p><b>　　由表10—15查得</b><

34、/p><p>　　5.3.1.7計算大小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值較大</b></p><p><b>　　5.3.2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模數(shù)m大于由齒根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

35、定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)1.334mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=1.5mm，接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)</p><p><b>　　大齒輪齒數(shù)</b></p><p>　　這樣設(shè)計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。</p>&

36、lt;p><b>　　5.4幾何尺寸計算</b></p><p>　　5.4.1分度圓直徑</p><p><b>　　5.4.2中心距a</b></p><p>　　5.4.3計算齒輪寬度</p><p><b>　　取</b></p><p>

37、　　5.5低速級齒輪傳動的計算</p><p>　　5.5.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　選擇小齒輪材料為40（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。選低速級小齒輪的齒數(shù)為28，大齒輪齒數(shù)85</p><p>　　5.5.2齒面接觸強度設(shè)計</p><p>

38、;<b>　　取</b></p><p><b>　　小齒輪接觸疲勞強度</b></p><p><b>　　大齒輪接觸疲勞強度</b></p><p><b>　　應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)文獻（1）中圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)

39、，</p><p><b>　　，</b></p><p>　　取失效率為1%，安全系數(shù)s=1</p><p><b>　　許用應(yīng)力</b></p><p><b>　　5.5.3計算</b></p><p><b>　　小齒輪分度圓直徑<

40、;/b></p><p><b>　　圓周速度</b></p><p><b>　　齒寬</b></p><p><b>　　模數(shù)</b></p><p><b>　　齒高</b></p><p><b>　　齒寬與

41、齒高之比：</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　V=0.25m/s，=1.02，=1，=1，=1.454，=1.29</p><p>　　5.5.4按齒根彎曲強度計算</p><p><b>　　小齒輪彎曲疲勞強度</b></p>

42、<p><b>　　大齒輪彎曲疲勞強度</b></p><p>　　查得接觸疲勞壽命系數(shù)，，</p><p>　　疲勞彎曲許用應(yīng)力的計算</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　齒形系數(shù)，</b></p><p

43、><b>　　應(yīng)力校正系數(shù)，</b></p><p>　　計算大小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　5.5.5設(shè)計計算</b></p><p><b>　　圓整為m=2mm，</b></p><p>　　5.5.6幾何尺寸計算</p><p

44、><b>　　分度圓直徑</b></p><p><b>　　中心距a</b></p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　軸系零件的設(shè)計計算</b>&l

45、t;/p><p><b>　　6.1選擇軸的材料</b></p><p>　　低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　6.2求作用在齒輪上的力</p><p>　　由3.4節(jié)設(shè)計數(shù)據(jù)有</p><p>　　由5.5.6節(jié)設(shè)計數(shù)據(jù)有</p><

46、;p>　　6.3初步確定軸的最小直徑</p><p>　　由文獻1中15—2式</p><p>　　式中，—最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻1表15—3按45鋼查得=103</p><p>　　—低速軸功率，=1.35kw</p><p>　　—低速軸轉(zhuǎn)速，=25.50r/min</p><p>　　輸出軸的最小直徑應(yīng)該是

47、裝聯(lián)軸器處，為了使軸最小直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選聯(lián)軸器型號。</p><p>　　由文獻1第351頁式14—1：</p><p><b>　　及表14—1可確定</b></p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，</p><p>　　由文獻2第194頁表8—35可選用TL8型彈性柱銷聯(lián)軸器

48、</p><p><b>　　其公稱轉(zhuǎn)矩為</b></p><p><b>　　選取半聯(lián)軸器孔徑</b></p><p>　　故（為聯(lián)軸器上零件裝配圖中段的軸的直徑）</p><p>　　聯(lián)軸器的長度L=112mm，與軸配合的轂孔長度</p><p><b>　　6

49、.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　6.4.1擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　上圖為軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖</p><p>　　6.4.2根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段左端需要制出一軸肩，故取段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D

50、=65mm，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，故取段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取</p><p>　　2）初步選擇滾動軸承</p><p>　　由于軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承</p><p><b>　　參照工作要求并取，</b></p><p>　　由文獻2第189

51、頁深溝球軸承產(chǎn)品目錄初步選擇0基本游隙、普通精度的深溝球軸承6213</p><p><b>　　其尺寸為</b></p><p><b>　　故，而</b></p><p>　　右端軸承采用軸肩進行軸向定位。</p><p>　　由文獻2表8—32查得</p><p>&l

52、t;b>　　故</b></p><p>　　3）取安裝齒輪處軸段的直徑</p><p>　　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112mm，為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，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d故取h=5mm</p><p><b>　　故取軸環(huán)處的直徑</b&

53、gt;</p><p><b>　　軸環(huán)寬度</b></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)軸承端蓋的拆裝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L=30mm，故取</p><p>　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16mm，齒輪2與齒輪4之間的距離c=12mm，考

54、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s=8mm，已知滾動軸承寬度B=23mm，齒輪2的寬度</p><p><b>　　則：</b></p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　6.4.3軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定

55、位均采用圓頭普通平鍵連接。按 查文獻1第106頁表6—1得平面鍵，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，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，此處選軸的尺寸公差為m6</p><p>　　6.4.4確定周上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考文獻1第365頁表

56、15—2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見6.4.1擬定軸上零件裝配方案圖中。</p><p><b>　　6.5求軸上載荷</b></p><p>　　載 荷 水平面H 垂直面V</p><p>　　支反力F </p><p>　　彎

57、矩 </p><p><b>　　總彎矩M </b></p><p>　　扭 矩 T </p><p>　　按照軸的裝配方案作出下圖：</p><p>　　6.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和

58、扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)文獻1或15—5及6.5中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力應(yīng)為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計算應(yīng)力</p><p>　　已選定的軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15—1查得</p><p><b>　　，故安全。</b></p><p>　　6.7精確校核軸的危險截面</p>&l

59、t;p>　　6.7.1判斷危險截面</p><p>　　截面A、、B只受扭矩作用，雖然鍵槽軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均能削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A、、B均無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，故C面也不用校核，和面

60、自然更不用校核，由文獻1第三章附錄可知，鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。</p><p><b>　　6.7.2截面右側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)</b></p><p>

61、;<b>　　截面右側(cè)的彎矩</b></p><p><b>　　截面上的扭矩</b></p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</b></p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表

62、15—1查得：</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按文獻1附表3—2查取，因</p><p><b>　　經(jīng)差值后可查得</b></p><p>　　又由附圖3—1可得軸的材料的敏性系數(shù)為</p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3—4）為</p><p>　　由附

63、圖3—2及附圖3—3查得</p><p>　　軸按磨削加工，由附圖3—4查得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻1中式3—12a得綜合系數(shù)為</p><p>　　由文獻1取鋼的特性系數(shù)，</p><p>　　于是計算安全系數(shù)，按文獻1式15-6~15-8有：</p><p><b&

64、gt;　　故可知其安全。</b></p><p><b>　　6.7.3截面左側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)</b></p><p><b>　　彎矩</b></p&

65、gt;<p><b>　　截面上的扭矩</b></p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</b></p><p>　　過贏處配合的由文獻1附表3-8用差值法求出，</p><p>　　軸按磨削加工，由文獻

66、1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：</p><p>　　所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為</p><p>　　故該軸在截面左側(cè)的強度也是足夠的。</p><p>　　由于本軸無過大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。</p><p>　　至此，低速軸的設(shè)計計算即告結(jié)

67、束。</p><p>　　6.8下面進行高速軸和中間軸的設(shè)計</p><p>　　6.8.1高速軸的最小直徑</p><p>　　根據(jù)文獻1中15-2式可初步估算軸的最小直徑，</p><p>　　式中：—最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表15-3按45鋼查得</p><p>　　—高速軸的功率（KW），由表5.1可知：

68、</p><p>　　—高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：</p><p><b>　　故得：</b></p><p>　　輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。</p><p>　　根據(jù)文獻2中表8-35查得，選用TL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，選取半聯(lián)軸器孔徑

69、，故得，高速軸的最小直徑為24mm。半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。</p><p>　　6.8.2高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖如下;</p><p>　　由于軸的最小直徑與齒輪直徑相差不是很多，如果采用鍵連接的方式會大大削弱齒輪的強度，故將高速軸和高速齒輪設(shè)計成齒輪軸的形式。</p><p>　　6.8.3中間軸

70、的尺寸及結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　上圖為中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖</p><p>　　為了簡化設(shè)計，取中間軸的最小直徑與低速軸的最小直徑相同，即可保證中間軸的強度，工藝處理方面，中間軸也與低速軸相同。低速軸的最小直徑是與聯(lián)軸器相連接的部位，直徑為55mm，中間軸的最小直徑是與軸承配合的部位，也取值為55mm。故中間軸的結(jié)構(gòu)如上圖。</p><p>　　至此，各軸的強度

71、及結(jié)構(gòu)設(shè)計就已結(jié)束。</p><p>　　7.鍵連接的選擇及校核</p><p>　　7.1普通平鍵的強度條件</p><p>　　根據(jù)文獻1表6-1中可知，</p><p>　　式中：—傳遞的轉(zhuǎn)矩() </p><p>　　—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度（）</p><p>　　—

72、鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度， 為鍵的寬度（）</p><p><b>　　—軸的直徑（）</b></p><p>　　—鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻1中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。</p><p>　　7.2低速軸上鍵的校核</p><p><b>　　對

73、于鍵，已知：</b></p><p><b>　　于是得，</b></p><p><b>　　，故該鍵安全。</b></p><p>　　對于鍵，已知：于是得，</p><p><b>　　，故該鍵安全。</b></p><p>　　7.3

74、中間軸上鍵的校核</p><p>　　對于鍵已知：于是得，</p><p><b>　　，故該鍵安全。</b></p><p>　　對于鍵已知： 于是得，</p><p><b>　　，故該鍵安全</b></p><p>　　8.滾動軸承的壽命計算</p>&l

75、t;p>　　因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。</p><p>　　8.1低速軸齒輪載荷的計算</p><p>　　由6.2節(jié)設(shè)計數(shù)據(jù)有</p><p>　　8.2軸承的當(dāng)量動載荷的計算<

76、;/p><p>　　由于兩個軸承都是深溝球軸承，故可認(rèn)為不受軸向載荷的作用</p><p>　　由6.4.1軸的裝配方案可知，</p><p><b>　　由彎矩平衡方程有：</b></p><p><b>　　由力的合成定理有：</b></p><p><b>　　聯(lián)

77、立解得</b></p><p>　　由文獻2第189頁表8-32查得深溝球軸承6213的基本額定動載荷，基本額定靜載荷</p><p>　　根據(jù)文獻1中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù)</p><p>　　8.3軸承壽命的計算及校核</p><p>　　根據(jù)文獻1中表13-3按24小時連續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預(yù)期壽命，取，齒

78、輪轉(zhuǎn)速n=44.54r/min 。</p><p><b>　　并取。</b></p><p>　　故根據(jù)文獻1中13-5式可算出軸承基本額定壽命為</p><p><b>　　故軸承絕對安全。</b></p><p>　　潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇</p><p>

79、<b>　　1、潤滑</b></p><p>　　本設(shè)計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻戆捎鸵胼S承中。</p><p><b>　　齒輪的潤滑。</b></p><p><b>　　采用侵油潤滑，</b></p><p><b>　　滾動軸承的潤滑

80、。</b></p><p>　　采用開設(shè)油溝，飛濺潤滑。</p><p><b>　　潤滑油的選擇</b></p><p>　　齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，選用L-AN15潤滑油。</p><p><b>　　2、密封形式</b></p><p>　　用凸緣式

81、端蓋易與調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式選裝軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間接觸式墊圈密封。</p><p>　　箱體及附件結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算</p><p><b>　　箱體設(shè)計</b></p><p><b>　　附件</b></p><p>　　為了保證減速器的正常工作，出了對齒輪，軸，軸承組合和箱體

82、的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與想座的精確定位、掉裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計。</p><p><b>　　1、窺視孔視孔蓋</b></p><p>　　規(guī)格為130100，為了檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔，平時檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱體上。材

83、料為Q235。</p><p><b>　　2、通氣孔</b></p><p>　　通氣螺塞為M101,減速器工作時，箱體內(nèi)的溫度升高，氣體膨脹，壓力增加，為了箱體內(nèi)的膨脹空氣能自由排除，以保持箱體內(nèi)的壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S申密封件等其他地方滲漏，通常在箱體的頂部裝設(shè)通氣孔。材料為Q235。</p><p><b>　　3

84、、軸承蓋</b></p><p>　　凸緣式軸承蓋，六角螺栓M8,固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。我們采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上。外伸軸出的軸蓋是通孔，</p><p>　　其中裝有密封裝置。材料為HT200。</p><p><b>　　3、定位銷</b&g

85、t;</p><p>　　M938,為了保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應(yīng)在精加工時軸承前，在箱蓋與想座的鏈接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓柱銷，安置箱體縱向兩側(cè)鏈接凸緣上，對稱箱體應(yīng)呈對稱布置，以免裝錯。材料為45號鋼。</p><p><b>　　4、油面指示器 </b></p><p>　　游標(biāo)尺，檢查減速器內(nèi)的

86、油池油面高度，經(jīng)常保持齒內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察，油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器，采用2型。</p><p><b>　　5、油塞</b></p><p>　　M201.5,換油時，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開設(shè)放油孔，平時用活塞吧放油孔堵住，油塞和箱體接合面應(yīng)加防漏用的墊圈。材料為Q235。</p><p>&

87、lt;b>　　6、起蓋螺釘</b></p><p>　　M1242,為加強密封效果，通常在裝配是與箱體剖分面上涂上水玻璃或密封膠。因而在拆裝式往往因膠結(jié)精密而無法開蓋。為此常在箱蓋連接凸緣的適當(dāng)位置，加工出一個螺孔，旋入起箱用的圓柱端或平端得啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。</p><p><b>　　7、起吊裝置</b></p>

88、<p>　　吊耳，為了便于搬運，在箱體上設(shè)置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑為18。</p><p><b>　　設(shè)計小結(jié)</b></p><p>　　經(jīng)過緊張而有辛苦的幾周的課程設(shè)計結(jié)束了．當(dāng)我快要完成老師下達給我的任務(wù)的時候，我仿佛經(jīng)過一次翻山越嶺，登上了高山之顛，頓感心曠神怡，眼前豁然開朗． </p><p>　　課程設(shè)計是

89、我們專業(yè)課程知識綜合應(yīng)用的實踐訓(xùn)練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程．”千里之行始于足下”，通過這次課程設(shè)計，我深深體會到這句千古名言的真正含義．我今天認(rèn)真的進行課程設(shè)計，學(xué)會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎(chǔ)． </p><p>　　說實話，課程設(shè)計真的有點累．然而，當(dāng)我一著手清理自己的設(shè)計成果，漫漫回味這幾周的心路歷程，一種少有的成功喜悅即刻使倦意頓消．雖

90、然這是我剛學(xué)會走完的第一步，也是人生的一點小小的勝利，然而它令我感到自己成熟的許多，另我有了一中”春眠不知曉”的感悟． 通過課程設(shè)計，使我深深體會到，干任何事都必須耐心，細(xì)致。課程設(shè)計過程中，許多計算有時不免令我感到有些心煩意亂；感謝老師和同學(xué)的幫助讓自己獨立完成了課程設(shè)計！</p><p>　　通過這段時間的漫長的設(shè)計，使我獲益良多，自己掌握了設(shè)計過程的了解。對許多專業(yè)的知識得了解也更加鞏固了。對機械設(shè)計，機械

91、制圖，autoCAD軟件的運用等。對我來說最缺的是經(jīng)驗，在這段時間的摸索和理解中也掌握了分析問題解決問題的能力，其中最重要的就是將自己的理論知識能和實踐中緊密的結(jié)合起來。很大的提高了自己綜合解決問題的能力。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　《機械設(shè)計》第八版 主編 濮良貴、紀(jì)名剛</p><p>　　《機械設(shè)計

92、課程設(shè)計》主編 楊光 席偉光 李波 </p><p>　　《機械原理》主編 朱理</p><p>　　《機械制圖》第二版 中國地質(zhì)大學(xué) 主編 王巍</p><p>　　《材料力學(xué)》第四版 主編 劉鴻文</p><p>　　《工程材料與成形技術(shù)基礎(chǔ)》主編 龐國興</p><p>　　《互換性與測量技術(shù)》主編 徐學(xué)林<