機械設(shè)計課程設(shè)計--帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計

1、<p><b>　　湖南工業(yè)大學(xué)</b></p><p><b>　　課程設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　2010-2011學(xué)年第一學(xué)期</p><p>　　機 械 工 程 學(xué)院 機械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè) 092 班級</p><p>　　課程名稱：

2、 機 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計 </p><p>　　設(shè)計題目： 帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計 </p><p>　　完成期限：自 2011年12月20日 至 2011年1月1日 </p><p>　　指導(dǎo)老師（簽字）：

3、 2011年 月 日</p><p>　　系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　一.設(shè)計任務(wù)…………………………………………………………… 2</p><p>　　二.傳動方

4、案比較分析………………………………………………… 4</p><p>　　三.原動件的選擇與傳動比的分配…………………………………… 5</p><p><b>　　3.1原動件的選擇</b></p><p><b>　　3.2傳動比的分配</b></p><p>　　3.3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參

5、數(shù)計算</p><p>　　四.傳動零件的計算…………………………………………………… 7</p><p><b>　　4.1傳動帶的計算</b></p><p>　　4.2齒輪轉(zhuǎn)動的計算</p><p>　　五.軸的設(shè)計計算…………………………………………………… 13</p><p><

6、;b>　　5.1軸的設(shè)計計算</b></p><p><b>　　5.2軸的校核</b></p><p>　　六、軸承的選取………………………………………………………21</p><p>　　七、鍵連接的選擇及校核計算………………………………………21</p><p>　　八、聯(lián)軸器的選擇…………………

7、…………………………… 22 </p><p>　　九、密封及潤滑的選擇……………………………………………………………… 22</p><p>　　十、箱體部件設(shè)計 ……………………………………………… 23</p><p>　　十一、設(shè)計總結(jié)…………………………………………………… 27</p><p><b>　　一.設(shè)

8、計任務(wù)</b></p><p>　　如圖1.1所示，為用于帶式運輸機上的展開式雙級圓柱齒輪減速器。帶式運輸機在常溫下連續(xù)工作、連續(xù)單向運轉(zhuǎn)；空載啟動，工作載荷有輕微沖擊；運輸鏈工作速度v的允許誤差為±5%；兩班制（每班工作8h），要求傳動系統(tǒng)設(shè)計壽命為8年，大修期為2~3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。</p><p><b>　　已知

9、數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　圖1.1帶式傳動系統(tǒng)示意圖</p><p>　　1.電機　　2.V帶傳動　　3.兩級圓柱齒輪減速器　　4.聯(lián)軸器　　5.滾筒 6.輸送帶</p><p><b>　　二 動方案分析</b></p><p>　　機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來

10、傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。</p><p>　　本傳動裝置傳動比不大，載荷平穩(wěn)，采用展開式圓柱齒輪二級傳動。斜齒輪傳動平穩(wěn)，故在高速一級布置一直齒圓柱齒輪輪傳動。在直齒輪與帶式運輸機之間布置一級直齒圓柱齒輪

11、減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。該減速裝置齒輪相對于軸不對稱，要求軸具有較大的剛度，故可選擇軸承的材料為45#鋼，為了減少彎曲變形所引起的載荷不均勻現(xiàn)象，高速級齒輪要布置在遠離扭矩輸入端的一邊。</p><p>　　圖2-1 展開式兩級圓柱齒輪減速器</p><p>　　三.原動件的選擇與傳動比的分配</p><p><b>　　3.1原動件的選擇&

12、lt;/b></p><p><b>　　傳動裝置的效率：</b></p><p>　　η=η1·η22·η34·η43·η5=0.95×0.962×0.994×0.993×0.96=0.784</p><p>　　式中：η1-----V型帶傳動效率</

13、p><p>　　η2-----齒輪傳動效率</p><p>　　η3-----滾動軸承的效率</p><p>　　η4-----聯(lián)軸器的效率</p><p>　　η5-----運輸機平型帶傳動效率</p><p>　　工作及所需的有效功率為Pw=Fv/1000=2.73 kw</p><p>　　

14、電動機所需功率為P= Pw/=2.0/0.80=3.48kw</p><p>　　初選同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min跟1000 r/min的電動機，由表可知，對應(yīng)于額定功率Pe為4 kw的電動機型號為Y112M-4型和Y132M1-6型，其有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)跟相應(yīng)算得的總傳動比如下表：</p><p>　　表3-1 電動機方案的比較</p><p>　　通過對上述兩種方

15、案的比較可以看出：方案Ⅰ選用的電動機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比為72這對于二級減速傳動而言不算大，故選方案Ⅰ比較合理。</p><p>　　初步確定原動機的型號為Y112M-4，額定功率為Pe=4kw，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440 r/min，額定轉(zhuǎn)矩為2.2N·mm，最大轉(zhuǎn)矩為2.2 N·mm。</p><p><b>　　3.2傳動比的分配</b&

16、gt;</p><p>　　由設(shè)計要求:平帶的傳動速度為v=0.42m/s,滾筒的直徑d=400mm=0.4m,可知滾筒的轉(zhuǎn)速為：</p><p>　　n==0.334 r/s=20r/min</p><p>　　由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機的轉(zhuǎn)速可確定總傳動比：I=nm/n=1440/20=72</p><p>　　由傳動系統(tǒng)方案（見圖1

17、.1）知：聯(lián)軸器傳動比i01=i23=i56=1</p><p>　　按表3-4查取V帶傳動比為i12=3</p><p>　　有計算可得兩級圓柱齒輪減速器總傳動比iΣ為： </p><p>　　iΣ=i34×i45= =72</p><p>　　為了便于兩級圓柱減速器采用浸油潤滑，當兩級減速器的配對材

18、料相同、齒面硬度HBS≦350、齒面系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比為：</p><p><b>　　i34==9.67</b></p><p>　　i45= =7.45</p><p>　　傳動系統(tǒng)各級傳動比為</p><p>　　i01=i23=i56=1 ; i34=9.67; i45

19、=7.45; i12=3 </p><p>　　3.3 各軸動力與運動參數(shù)的計算</p><p><b>　　各軸的轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　n1=1440r/min;</p><p>　　n2=n1/I34=1440/9.67=148.91r/min;</p><p>　　n3=n2/

20、I45=148.91/7.45=19.99r/min.</p><p><b>　　各軸的的輸入功率</b></p><p><b>　　Pd=2.73kw</b></p><p>　　P1= Pd×η1=(2.73×0.992×0.96)kw =2.60kw</p><p

21、>　　P2= p1×η3= 2.60×0.96 kw =2.496kw</p><p>　　P3=P2×η3=2.496×0.96kw=2.34kw</p><p><b>　　各軸的轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　T1=9550×Pd/n m=9550×2.73/1440=1

22、8.11N·m</p><p>　　T2=T1×I1×η3=18.11×9.67×0.96=168.12N·m</p><p>　　T3=T2×I2×η3=168.12×7.45×0.96=1202 N·m</p><p><b>　　四.傳動零件

23、的計算</b></p><p><b>　　4.1傳動帶的計算</b></p><p>　　帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞，其設(shè)計準則是在保證不打滑的條件下，帶傳動具有一定的疲勞強度和壽命。已知電動機的功率P=4Kw，轉(zhuǎn)速n=1440r/min ，傳動比為=2.2，使用壽命8年，每年算300天，每天工作16個小時。</p><p&

24、gt;　　1. 確定計算功率Pca</p><p>　　由教材表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故</p><p>　　Pca=KAP=1.1×4=4.4 Kw</p><p><b>　　V帶帶型的選擇</b></p><p>　　根據(jù)功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1由教材圖8-11選用A型。</p&

25、gt;<p>　　3. 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v</p><p>　　1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-6和8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。</p><p>　　2）驗算帶速v。 v=</p><p>　　因為5m/s<v<25m/s,故帶速合適。</p><p>　　3）計算大帶輪

26、的基準直徑。 dd2=idd1=3×90=270mm</p><p>　　由表8-8，圓整為dd2=280mm。</p><p>　　確定V帶的中心距a和基準長度Ld </p><p>　　1）由0.7()≤≤2()，計算為259mm ≤ ≤740mm，初取=500mm。</p><p>　　2）計算帶所需的基準長度</p

27、><p>　　Ld0= =</p><p>　　由表8-2選帶的基準長度Ld=1600mm。</p><p>　　3）計算實際中心距a</p><p>　　中心距的變化范圍為476.7~548.7mm。</p><p>　　驗算小帶輪上的包角α1</p>&

28、lt;p><b>　　計算帶的根數(shù)z</b></p><p>　　1）計算單根帶的額定功率Pr。</p><p>　　由dd1=90mm和n1=1440r/min，查表8-4a得P0=1.053Kw。</p><p>　　根據(jù)n1=1440r/min，i=3和A型帶，查表8-4b得</p><p>　　查表8-5

29、得Kα=0.932，表8-2得KL=0.99，于是：</p><p>　　2）計算V帶的根數(shù)z。</p><p><b>　　取3根。</b></p><p>　　計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min</p><p>　　由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以</p><p&g

30、t;<b>　?。‵0）min =</b></p><p>　　應(yīng)使帶的實際初拉力F0>（F0）min</p><p>　　計算壓軸力Fp，壓軸力的最小值為：</p><p>　　9. 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　4.2齒輪轉(zhuǎn)動的計算</p><p>　　一. 高速級的齒輪計算&

31、lt;/p><p>　　已知輸入功率P1=2.6kw，小齒輪的轉(zhuǎn)速為：n1=148.91r/min，大齒輪的轉(zhuǎn)速為n2=19.99r/min，傳動比i1=9.67動機驅(qū)動，使用年限8年每年工作300天，兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。</p><p>　　1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1）按圖1.1所示的傳動方案，選用直齒

32、圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。</p><p>　　3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HB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>　　4）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=24×

33、;9.67=232，取Z2=232。</p><p>　　2. 按齒面接觸強度設(shè)計</p><p>　　有設(shè)計計算公式進行試算，即：</p><p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算值</p><p>　　1） 試選載荷系數(shù)Kt=1.3</p><p>　　2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p><

34、p><b>　　T1=</b></p><p>　　3） 由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1</p><p>　　4） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度σHlim2=550MPa。</p&

35、gt;<p>　　6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　N1=60njLh=60×473.33×1×（2×8×300×10）=1.363×109 </p><p><b>　　N2=</b></p><p>　　7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KH

36、N1=0.90;KHN2=0.95。</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，可得：</p><p><b>　?。?） 計算</b></p><p>　　1） 試計算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入[σH]中較小的值。</p><p>

37、;<b>　　=</b></p><p>　　2） 計算圓周速度v。</p><p><b>　　3） 計算齒寬b。</b></p><p>　　b=φd?d1t=1×49.372mm=49.372mm</p><p>　　4） 計算齒寬與齒高之比 。</p><p&

38、gt;　　模數(shù) </p><p>　　齒高 h=2.25m1=2.25×2.057=4.63mm</p><p>　　5） 計算載荷系數(shù)。</p><p>　　根據(jù)v=1.22m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.05；</p><p>　　直齒輪，KHα=KFα=1;&l

39、t;/p><p>　　由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；</p><p>　　由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱分布時，KHβ=1.423。由 =10.66，KHβ=1.423查圖10-13得KFβ=1.35;故載荷系數(shù)：K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.423=1.494</p><p>　　按實際的

40、載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，可得：</p><p>　　7） 計算模數(shù)m。</p><p><b>　　按齒根彎曲強度設(shè)計</b></p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度的計算公式為</p><p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）由圖10-20c查得小齒輪

41、的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa；</p><p>　　2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88;</p><p>　　3) 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，由式（10-12）得</p><p>　　4) 計算載

42、荷系數(shù)K。</p><p>　　K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1×1.35=1.418</p><p>　　5） 查取齒形系數(shù)。</p><p>　　由表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.18。</p><p>　　6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p>　　由

43、表10-5查得 YSa1=1.58；YSa2=1.79。</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>　?。?）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

44、小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，另外由于齒輪模數(shù)m大小主要處決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，故可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.54 mm，并就近取整為標準值m=2，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=51.717mm，算出小齒輪齒數(shù)</p><p>　　大齒輪齒數(shù) 取Z2=115</p

45、><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，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。</p><p>　　4. 幾何尺寸計算</p><p>　?。?）計算分度圓直徑 </p><p>　　d1=z1m=26×2=52mm</p><p>　　d2=z2m=115×2=

46、230mm</p><p><b>　　（2）計算中心距</b></p><p><b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p>　　b=φdd1=1×52=52mm</p><p>　　（4）取B2=52mm，B1=57mm。</p><p>　　5.

47、結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖。</p><p>　　二. 低速級的齒輪計算</p><p>　　已知輸入功率P1=2.469Kw，小齒輪的轉(zhuǎn)速為：n1=107.575r/min， 大齒輪的轉(zhuǎn)速為n2=31.827r/min，傳動比i1=7.45，由電動機驅(qū)動，使用年限8年每年工作300天，兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。</p><p>　　1.

48、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1）按圖1.1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。</p><p>　　3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HB大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材

49、料硬度差為40HBS。</p><p>　　4）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=7.45×24=178.8，取Z2=179。</p><p>　　2. 按齒面接觸強度設(shè)計</p><p>　　有設(shè)計計算公式進行試算，即：</p><p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算值</p><p>　　1）

50、試選載荷系數(shù)Kt=1.3</p><p>　　2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p><p><b>　　T1=</b></p><p>　　3） 由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1</p><p>　　4） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　5）由圖10-21d按齒面硬度查得小

51、齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度σHlim2=550MPa。</p><p>　　6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　N1=60njLh=60×473.33×1×（2×8×300×10）=1.363×109 </p><p><

52、b>　　N2=</b></p><p>　　7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90;KHN2=0.95。</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，可得：</p><p><b>　?。?） 計算</b></p&g

53、t;<p>　　1） 試計算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入[σH]中較小的值。</p><p><b>　　=</b></p><p>　　2） 計算圓周速度v。</p><p><b>　　3） 計算齒寬b。</b></p><p>　　b=φd?d1t=1×79.537mm

54、=79.537mm</p><p>　　4） 計算齒寬與齒高之比 。</p><p>　　模數(shù) </p><p>　　齒高 h=2.25m1=2.25×3.31=7.46mm</p><p>　　5） 計算載荷系數(shù)。</p><p>　　根據(jù)v=0.448m/s，

55、7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1；</p><p>　　直齒輪，KHα=KFα=1;</p><p>　　由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；</p><p>　　由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱分布時，KHβ=1.423。由 =10.66，KHβ=1.423查圖10-13得KFβ=1.35;故載荷系數(shù)：K=KAKVKHαKHβ=

56、1×1×1×1.423=1.423</p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，可得：</p><p>　　7） 計算模數(shù)m。</p><p><b>　　按齒根彎曲強度設(shè)計</b></p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度的計算公式為</p><

57、p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa；</p><p>　　2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88;</p><p>　　3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。</p><p&

58、gt;　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得</p><p>　　4) 計算載荷系數(shù)K。</p><p>　　K=KAKVKFαKFβ=1×1×1×1.35=1.35</p><p>　　5） 查取齒形系數(shù)。</p><p>　　由表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.18。<

59、/p><p>　　6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p>　　由表10-5查得 YSa1=1.58；YSa2=1.79。</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>　?。?）設(shè)計計算：

60、</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小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，另外由于齒輪模數(shù)m大小主要處決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，故可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.45 mm，并就近取整為標準值m=2.5，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=81.97mm，算出小齒輪齒數(shù)</p>

61、<p>　　大齒輪齒數(shù) 取Z2=112</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，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。</p><p>　　4. 幾何尺寸計算</p><p>　　（1）計算分度圓直徑 </p><p>　　d1=z1m

62、=33×2.5=82.5mm</p><p>　　d2=z2m=112×2.5=280mm</p><p><b>　?。?）計算中心距</b></p><p><b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p>　　b=φdd1=1×81.97=81.97mm&l

63、t;/p><p>　?。?）取B2=82mm，B1=87mm。</p><p>　　5. 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖。</p><p><b>　　五.軸的設(shè)計計算</b></p><p><b>　　軸的設(shè)計計算與校核</b></p><p>　　三根軸各軸段直徑的確定<

64、/p><p>　　軸Ⅰ(高速軸)各軸段直徑的確定</p><p>　　由已知條件可知，該軸工作在一般情況下，無特殊要求，故設(shè)計時按扭轉(zhuǎn)強度初步算出軸端直徑，再用類比法確定軸的結(jié)構(gòu)，然后按彎扭合成確定校核。</p><p>　　選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 </p><p>　　由條件可知該減速器為小功率，故選用45號鋼調(diào)質(zhì)材處理可，由《機械零件設(shè)計

65、手冊》中的圖表查得45號鋼的主要力學(xué)性能如下： </p><p>　　按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑(最小直徑)</p><p>　　根據(jù)表(15-3)查取=126~103，由表(15-2)有：</p><p>　　高速軸： A=126 中間軸 A=118 低速軸 A=112</p><p>　　=126=21.24mm 取整22mm

66、 </p><p><b>　　中間軸： </b></p><p>　　=118=32.05mm 因其安裝深溝球軸</p><p>　　承6007號，標準值35mm </p><p><b>　　低速軸：</b></p><p>　　=112=44.89mm 根據(jù)聯(lián)軸器

67、</p><p>　　LX4標準值50mm </p><p><b>　　高速軸的設(shè)計</b></p><p><b>　　高速軸軸徑</b></p><p>　　d: 最小直徑，安裝聯(lián)軸器LX2 21</p><p>　　d:密封處軸段，根據(jù)大齒輪軸向定位要求

68、，定位高度</p><p>　　(0.7~1.0) d=23</p><p>　　d:深溝球軸承處段， 25 </p><p>　　深溝球軸承選取6007 其尺寸 d x D x B =35*62*14</p><p>　　d: 過渡段，考慮擋油盤軸向定位 32</p><p>　　d:

69、 齒輪軸上的齒輪軸段 30</p><p>　　d: 深溝球軸承段 25</p><p><b>　　各軸段長度的確定</b></p><p>　　L:彈性聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度L=52,L=38, 比 L 略短，取 36</p><p>　　L:由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，

70、裝配關(guān)系確定， 56</p><p>　　L:由深溝球軸承，及擋油盤確定 15</p><p>　　L:由裝配關(guān)系，箱體結(jié)構(gòu)等確定 32</p><p>　　L:齒輪軸齒輪寬度確定 52</p><p>　　L:深溝球軸承段

71、 39</p><p><b>　　中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p><b>　　各段軸軸徑d</b></p><p>　　d: 最小直徑，深溝球軸承段 35</p><p>　　深溝球軸承選取6007 其尺寸dxDxB=35*62*14 <

72、/p><p>　　d:低速級小齒輪軸段 40</p><p>　　d:軸環(huán)，根據(jù)齒輪軸向定位要求 44 </p><p>　　d: 高速大齒輪軸段 40</p><p>　　d: 深溝球軸承段 35 </p>&

73、lt;p><b>　　各軸段長度的確定</b></p><p>　　L:由深溝球軸承，擋油盤確定 40</p><p>　　L:由低速級小齒輪寬B=87確定 84</p><p>　　L:軸環(huán)寬度 21</p><p>　　L:由高速大齒輪寬度B=

74、52確定 48</p><p>　　L:由深溝球軸承，擋油盤 確定 36</p><p><b>　　低速級軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p><b>　　各段軸軸徑</b></p><p>　　d: 深溝球軸承 65 </p><p&

75、gt;　　承選取6014號其尺寸dxDxB=70*105*19</p><p>　　d:低速級大齒輪軸段 71</p><p>　　d:軸環(huán)，根據(jù)齒輪軸向定位要求 83 </p><p>　　d: 過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位 71</p><p>　　d: 深溝球軸承段

76、 65</p><p>　　選取6014號其尺寸dxDxB=65*105*19 </p><p>　　d:密封處軸段，根據(jù)軸向定位要求，以及密封圈標準 54</p><p>　　d:最小直徑，安裝聯(lián)軸器段 50 </p><p><b>　　各軸段長度的確定&

77、lt;/b></p><p>　　L:由深溝球軸承，擋油盤及裝配關(guān)系確定 46 </p><p>　　L:由低速級大齒輪寬B=82 確定 87</p><p>　　L:軸環(huán)寬度 20 </p><p>　　L:由裝配關(guān)系，箱體

78、結(jié)構(gòu)關(guān)系確定 32 </p><p>　　L:由深溝球軸承，擋油盤及軸承端蓋 80</p><p>　　L：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋確定 48</p><p>　　L：彈性聯(lián)軸器的半聯(lián)軸器L=112 L比L稍短 107</p><p><b>　　軸強度的校核</b><

79、;/p><p><b>　　計算軸的所用力</b></p><p><b>　　對于3號軸：</b></p><p><b>　　==1760.76</b></p><p>　　=1760.7=640.84N</p><p>　　因為為圓柱直齒輪，故軸向力=

80、0</p><p><b>　　計算支反力</b></p><p><b>　　在水平面上有：</b></p><p>　　由繞支點S的力矩和，</p><p><b>　　=0 得</b></p><p><b>　　=0，校核無誤&l

81、t;/b></p><p><b>　　A點的總支反力</b></p><p>　　==1024.293N</p><p><b>　　B點的總支反力</b></p><p><b>　　==394.61N</b></p><p><b>

82、;　　各軸強度驗算</b></p><p>　　減速器高速軸強度驗算</p><p>　　已知：， 轉(zhuǎn)矩，分度圓直徑 。</p><p>　　作用在齒輪上的圓周力為： </p><p><b>　　徑向力：</b></p><p>　　作用在軸帶輪上的外力：</p>&l

83、t;p>　　兩滾動軸承中心線之間的距離為，，。</p><p><b>　　垂直面支反力:</b></p><p>　　求水平面上的支反力:</p><p><b>　　由，得</b></p><p>　　F力在支點產(chǎn)生的反力:</p><p><b>　　垂

84、直面上的彎矩:</b></p><p><b>　　水平面上的彎矩:</b></p><p><b>　　FQ力產(chǎn)生彎矩:</b></p><p>　　a-a界面FQ力產(chǎn)生的彎矩為</p><p><b>　　合成彎矩：</b></p><p&g

85、t;　　危險截面的當量彎矩：</p><p>　　軸的扭切應(yīng)力是脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)，軸的傳遞扭，其當量彎矩為</p><p><b>　　計算：</b></p><p>　　軸的材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　由文獻【1】表15-1軸的常用材料及其主要力學(xué)性能，得抗拉強度極限，許用彎曲應(yīng)力，則　

86、</p><p>　　符合彎扭強度要求，所以該軸是安全的。</p><p><b>　　圖6軸的受力分析圖</b></p><p>　　附：軸的受力分析如圖6所示 </p><p><b>　　六、軸承的選取</b></p><p><b>　　1.減速器軸承

87、選取</b></p><p>　　根據(jù)文獻【2】表13-1深溝球軸承（GB/T276-1994），選擇高速軸的軸承代號為6209，中間軸選用的軸承代號為6208，低速軸選用的軸承代號為6210。</p><p>　　2.高速級軸承壽命驗算：</p><p>　　1)計算當量動載荷P</p><p>　　由于三對軸承均只受徑向載荷，

88、，即，查文獻1表13—5得，深溝軸承的最大e值為0.44，故此時，，由此得，。故</p><p><b>　　2)壽命計算</b></p><p>　　預(yù)期壽命：期8年，一年為360天，一天2班為16小時（題目要求，三班制每班工作8小時）。要求使用壽命小時。</p><p>　　高速軸軸承采用的是6209深溝球軸承，；由文獻【1】表13-4查得

89、溫度系數(shù)。</p><p>　　由文獻2表13-6查得，取。</p><p>　　又由表3可知，；軸徑，轉(zhuǎn)速，且軸承只受徑向載荷，。由式得</p><p><b>　　根據(jù)式，有</b></p><p>　　可知,故所選軸承滿足使用要求。</p><p>　　七、鍵連接的選擇及校核計算</p

90、><p><b>　　1、鍵的選擇及設(shè)計</b></p><p>　　1）高速軸與帶輪聯(lián)接鍵</p><p>　　根據(jù)精度要求選用平鍵連接，A型鍵。</p><p>　　根據(jù)（輪緣寬度），, ，由文獻【1】表6-1查得鍵的截面尺寸：寬度，高度。由輪轂寬度并參與鍵的長度系列，取鍵長。</p><p>&

91、lt;b>　　工作長度。</b></p><p>　　2）中間軸與齒輪聯(lián)接鍵</p><p>　　根據(jù)精度要求選用平鍵連接，A型鍵。</p><p>　　根據(jù)，，，由文獻【1】表6-1查得鍵的截面尺寸：寬度，高度。由輪轂寬度并參與鍵的長度系列，取鍵長。 </p><p><b>　　工作長度 </b>

92、;</p><p>　　3）低速軸與齒輪聯(lián)接鍵</p><p>　　根據(jù)精度要求選用平鍵連接，A型鍵。</p><p>　　根據(jù),，由文獻【1】表6-1查得鍵的截面尺寸：寬度，高度。由輪轂寬度并參與鍵的長度系列，取鍵長。 </p><p><b>　　工作長度 </b></p><p>　　4

93、）低速級與聯(lián)軸器聯(lián)接鍵</p><p>　　根據(jù)精度要求選用平鍵連接，A型鍵。</p><p>　　根據(jù)：（聯(lián)軸器寬度），, ,由文獻【1】表6-1查</p><p>　　得鍵的截面尺寸：寬度，高度。由輪轂寬度并參與鍵的長度系列，取鍵長。 </p><p><b>　　工作長度 </b></p><

94、;p>　　2、低速軸齒輪聯(lián)接鍵聯(lián)接工作能力驗算：</p><p>　　鍵、軸、轂輪的材料都是用鋼，由文獻【1】表6-2查得，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。故</p><p>　　，符合擠壓強度要求。</p><p><b>　　八、聯(lián)軸器的選擇</b></p><p><b>　　1

95、、類型的選擇</b></p><p>　　根據(jù)工作情況，為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。</p><p><b>　　2、載荷計算</b></p><p>　　公稱轉(zhuǎn)矩T1=615.12，由文獻【1】表14-1查得工作，故</p><p><b>　　3、型號的選擇</b>&l

96、t;/p><p>　　由文獻【2】表14-3，GB 4323-2002中查得LT9型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為，許用最大轉(zhuǎn)速為，軸徑為50～71mm之間，所選聯(lián)軸器合適。</p><p>　　九、密封及潤滑的選擇</p><p>　　1.齒輪傳動的潤滑方式</p><p>　　齒輪傳動機構(gòu)采用浸油潤滑。由文獻【2】第22頁可知：浸油潤滑適用于齒

97、輪圓周速度，由于是齒輪減速器且圓周速度所以采用浸油潤滑。</p><p>　　2.減速器潤滑油面高度的確定</p><p>　　已知兩級傳動每傳遞1kW功率所需油量約為700～1400cm3，現(xiàn)傳遞的功率為P=3.36 KW,則所需油量為2352～4704cm。內(nèi)壁長A=61.6cm，寬B=19cm，油面高度h>1.8～2.4cm油面高度。齒輪浸入油池一定深度，齒輪運轉(zhuǎn)時就把油帶到齒

98、合區(qū)，同時也甩到箱壁上，借以散熱，為避免齒輪攪油功率損失過大，齒輪溶油深度h 視圓周速度V而定，V越快，h 越小。但不得小于10mm。同時在確定最高最低油面時還需考慮兩個大齒是否都浸到合適的油量。</p><p>　　綜合考慮以上兩點，油面高度應(yīng)該在57cm(能使兩個大齒輪充分潤滑)。</p><p>　　3.減速器各處密封方式</p><p>　　內(nèi)密封：由于軸承

99、用油潤滑，為了防止齒輪捏合時擠出的熱油大量沖向軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。</p><p>　　外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進入箱體，所有選用唇型密封圈。</p><p>　　十.箱體及附件的機構(gòu)設(shè)計和選擇</p><p><b>　　窺視孔和窺視蓋</b></p>

100、<p>　　為了便于檢查傳動鍵的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點和齒側(cè)間隙，并為了向箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)該在傳動鍵嚙合區(qū)的上方設(shè)置窺視孔。窺視孔尺寸應(yīng)足夠大，一邊檢查操作</p><p>　　窺視蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防潤滑油油漏出或污物進入箱體內(nèi)。</p><p>　　圖10-1窺視孔和窺視蓋</p><p><b>　　通

101、氣器</b></p><p>　　減速器運轉(zhuǎn)時摩擦發(fā)熱而導(dǎo)致箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為了使含油受熱膨脹氣體能自由地排出，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，防止?jié)櫥脱叵潴w結(jié)核面、軸外伸處及其他縫隙漏出來，常在視孔蓋或箱蓋上設(shè)計通氣器，因通氣冒通氣能力大，帶過濾網(wǎng)等優(yōu)點，因此選擇通氣冒。</p><p><b>　　圖10-2 通氣器</b></p&g

102、t;<p><b>　　放油孔及螺塞</b></p><p>　　為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，應(yīng)以其他機件相靠近，以便放油</p><p>　　放油孔用螺塞及封油墊密封。</p><p>　　圖10.3放油孔及螺塞</p><p><b>　　油標尺</b><

103、;/p><p>　　油標尺用于指示減速器內(nèi)的油面高度，以保證箱內(nèi)有適當?shù)挠土坑蜆顺哂泻芏喾N類，其中帶有螺紋的油標尺結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用較廣，與箱體的角度為225，其結(jié)構(gòu)尺寸如下</p><p><b>　　圖10-4 油標尺</b></p><p><b>　　起吊環(huán)</b></p><p>　　為了便于拆卸

104、和搬運減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)計起吊裝置，常見的起吊裝置有吊環(huán)螺釘、吊耳、吊耳環(huán)和吊鉤吊環(huán)螺釘用于起吊向蓋，為標準件。</p><p><b>　　圖10-4起吊環(huán)</b></p><p><b>　　軸承蓋</b></p><p>　　軸承蓋用于對軸系零件進行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用。其結(jié)構(gòu)有凸緣式和嵌入式兩種

105、，凸緣性能好，調(diào)整軸向間隙方便，故選擇凸緣式軸承蓋。</p><p><b>　　圖10-6軸承蓋</b></p><p><b>　　十一、設(shè)計總結(jié)</b></p><p>　　經(jīng)過兩周的努力，我終于完成了這次機械設(shè)計課程設(shè)計。課程設(shè)計是我們專業(yè)課程知識綜合應(yīng)用的實踐訓(xùn)練，在這次作業(yè)過程中，我遇到了許多困難：分析失誤、計

106、算出錯、選擇不合理等等一系列的問題，這都暴露出了我專業(yè)知識的不夠扎實，也不具備良好的駕馭專業(yè)知識的能力。</p><p>　　回顧這兩周的練習，從一開始的對傳動方案的分析不夠細致，導(dǎo)致前期的計算全部歸零，這是一個慘痛的教訓(xùn)。經(jīng)過與其他同學(xué)的相互討論最終確定了傳動方案的可行性。緊接著大規(guī)模的數(shù)據(jù)計算和查表整理，許不免令我感到有些心煩意亂，因為這些混亂我一度覺得自己無法繼續(xù)做下去。幸好一些同學(xué)的熱心幫助，我才有可能最

107、終完成這次設(shè)計通過課程設(shè)計。繪圖也是一大難點，以前學(xué)過的CAD制圖因為久未練習早已生疏，這也花了部少時間重新尋找熟練感。通過這次課程設(shè)計使我深深體會到，干任何事都必須有耐心、有細心、有恒心，只有這樣才能很好的完成任務(wù)。</p><p>　　通過幾周的實踐設(shè)計，不僅使我們系統(tǒng)的復(fù)習了以前所學(xué)的知識，并且加強了自己的動手、動腦的能力，同時加深了同學(xué)之間的友情，在設(shè)計過程中大家互相討論、相互交流、相互幫助，不僅縮短了設(shè)

108、計時間，而且學(xué)到很多課外知識，受益匪淺。</p><p>　　我知道本次設(shè)計存在諸多的不足，還望老師多多給予指點，再次謝謝您的指導(dǎo)。</p><p>　　備注：文獻【1】濮良貴 紀名剛 主編 《機械設(shè)計》 </p><p>　　高等教育出版社 2010年 </p><p>　　文獻【2】王洪 劉揚 主編