鏈式輸送機完成課程設計

《鏈式輸送機完成課程設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《鏈式輸送機完成課程設計（41頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 湖南工業(yè)大學 課 程 設 計 資 料 袋 機械工程 學院（系、部） 2008 ~ 2009 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計課程設計 題 目 鏈式運輸機傳動裝置設計 成 績 起止日期 2008 年 12 月 15 日～ 2008 年 12 月 26 日 目 錄 清 單 序號 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設計任務書

2、 1 2 課程設計說明書 35 3 課程設計圖紙 4 張 湖南工業(yè)大學 課程設計任務書 2008 —2009 學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械工程及自動化 專業(yè) 06-1 班級 課程名稱： 機械設計課程設計 設計題目： 鏈式運輸機傳動裝置設計

3、 完成期限：自 2008 年 12 月 15 日至 2008 年 12 月 26 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務 一、設計的主要技術參數(shù) 運輸鏈牽引力（F/KN）：4 輸送速度 V/(m/s)：0.5 鏈輪節(jié)圓直徑D/(mm)：263 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差5%. 二、設計任務 傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。 三、設計工作量 （1） 減速機裝配圖1張；

4、 （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設計說明書1份（6000~8000字）。 進 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 12.15-12.17 傳動系統(tǒng)總體設計 12.18-12.20 傳動零件的設計計算； 12.21-12.25 減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書 12.26 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 ［1］濮良貴，紀名剛.機械設計［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［2］金清肅.機械設計課程設計［Ｍ］.武漢：華中科技大學出版社，2007. 指導教師（簽字）：

5、 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 （機械設計課程設計） 設計說明書 （鏈式運輸機傳動裝置設計） 起止日期： 2008 年 12 月 15 日 至 2008 年 12 月 26 日 學生姓名 班級 學號 成績 指導教師(簽字) 機械工程學院（部） 2008年12月 目 錄 一、傳動方案圖-----------------------------------------（

6、5） 二、設計方案分析--------------------------------------（6） 三、各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)速-----------------------（7） 四、傳動零件設計計算--------------------------------（8） 1、V帶輪設計計算-------------------------------------（8） 2、高速級直齒圓柱齒輪設計計算-------------------（10） 3、低速級直齒圓柱齒輪設計計算-------------------（14） 五、軸系零件設計計算--------

7、-------------------------（19） 1、高速軸設計計算--------------------------------------（19） 2、中間軸設計計算--------------------------------------（20） 3、低速軸設計計算--------------------------------------（22） 4、軸承的校核--------------------------------------------（30） 六、鍵的選擇及計算-------------------------------------（32）

8、 七、減速器附件選----------------------------------------（34） 八、心得體會----------------------------------------------（35） 九、參考資料----------------------------------------------（35） 十、附圖 一、 傳動方案圖 設計鏈式運輸機的傳動裝置 傳動方案可參考圖 項目 設計方案6 運動鏈牽引力F/(KN) 4

9、 輸送速度V/(m/s) 0.5 鏈輪節(jié)圓直徑D/(mm) 263 每日工作時間h/小時 8 傳動工作年限/年 10 計算與說明 主要結(jié)果 二、設計方案分析 本傳動裝置總傳動比不是很大，宜采用二級傳動。第一級（高速級）采用圓錐-圓柱齒輪減器；第二級（低速級）采用鏈條鏈輪機構(gòu)傳動，即在圓錐-圓柱齒輪減速器與鏈式運輸機之間采用鏈傳動。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 1、選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu) 按工作要求選用籠型三相異步電動機，電壓380V 2、電動機所需工作功率： (其中取0.96) 傳動裝置的總效率：

10、 電機所需的功率為: 技術參數(shù)，選電動機的額定功率為2.2KW因載荷平穩(wěn)，電動 機額定功率略大于即可，由第十九章表19—1所示三相異步 電動機的 3、傳動比的計算與分配 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 由表2-2可知，一級圓錐齒輪一級圓柱減速器一般傳動比為8－40，則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/min.由于750r/min無特殊要求，不常用，故僅用1000r/min和1500r/min兩種方案進行比較。選用前者 電動機型號 額定功率（KW） 同步轉(zhuǎn)速（r/min） 滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 額定轉(zhuǎn)

11、矩（KN/m） Y112M-6 2.2 1000 940 2.2 總傳動比: =1.67kw Pd=2.02kw = i總=32.31 計算與說明 主要結(jié)果 考慮齒輪潤滑問題，大齒輪應有相近的浸油深度，查資料得i2=（1.2~1.3）i3，取i2=1.2 i3，v帶傳動比i1=2.5，總的傳動比i總=i1i2i3 其中i總=32.31

12、 i1—v帶傳動比； i2—高速圓錐齒齒輪傳動比； i3—低速直齒齒輪傳動比。 所以傳動比分配為 i1=2.5，i2=3.77，i3=3.14。 三、各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)速 1、各軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間的傳動比進行計算

13、，轉(zhuǎn)速（r/min）。 Ⅰ軸：n1=940 Ⅱ軸：n2=n1／i1 Ⅲ軸：n3=n2／i2 Ⅳ軸 ：n4=n3／i3 2，各軸的輸入功率（kw） 3，各軸輸入扭矩的計算 i1=2.5 i2=3.77 i3=3.14 n1=940 r/min n2=376 r/min n3=99.73r/min n4=31.76r/min P1=2.02kw P2=1.861 kw P3=1.767kw P4=1.682 kw 計算與說明 主要結(jié)

14、果 將以上算得的運動和動力參數(shù)列表如下： 軸號 輸入功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/n.mm 轉(zhuǎn)速n/r/min 傳動比 Ⅰ 2.02 2.052104 940 1 Ⅱ 1.861 4.727 104 376 2.5 Ⅲ 1.767 1.692 105 99.73 3.77 Ⅳ 1.68

15、2 5.058 105 31.76 3.14 四、傳動零件設計計算 1、V帶輪設計計算 帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞。要求分析：已知電動機功率p=2.02kw,傳動比i1=2.5，每天工作8小時。 （1）、確定計算功率Pca 由表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1，所以 1.1 2.02=2.222KW （2）、選擇v帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。 （３）、確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1＝106mm 2） 驗算帶速v。按式（8-13）驗算得

16、 　 因為5m/s〈v〈30m/s，故帶速合適。 3） 計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑d 　　　d＝i1.d＝2.5106mm＝265mm 根據(jù)表8-8。圓整為dd2＝280mm 4） 確定v帶的中心距a和基準長度Ld a、 根據(jù)式（8-20），初定中心距a＝500mm。 b、 由式（8-22）計算帶所需的基準長度 Pca=2.222kw dd1=106mm v=5.21m/s dd2=265mm a0=500mm

17、 計算與說明 主要結(jié)果 由表8-2選帶的基準長度Ld=1600mm c、 按式（8-23）計算實際中心距a1。 中心距的變化范圍為 5）.驗算小帶輪上的包角a 6）.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根v帶的額定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=940r/min，查表8-4a得P0=1.15kW 根據(jù)n1=940r/min，i1=2.5和A型帶，查表8-4b得△po=0.11kw。 查表8-

18、5得ka=0.96，表8-2得kl=0.89，于是 Pr=(p0+△po) kakl =(1.15+0.11) 0.960.89kw =1.077kw 2)計算v帶的根數(shù)z。 所以取3根。 7）．計算單根v帶的初拉力的最小值（f0）min 由表8-3的A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 應使帶的實際初拉力Fo>1.5(Fo)min Ld=1600mm a=490mm

19、 Pr=1.077kw Z=3 =93.181N 計算與說明 主要結(jié)果 8）.計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 (Fp)min=2Z(F0)minsin() =2393.181sin() =535.22N 帶型 小帶輪直徑（mm） 中心距（mm） 根數(shù) 小帶輪包角（） A 106 490 3 161.4 2、高速一級圓錐齒輪設計計算 因該例中的齒輪傳動均為閉式傳

20、動，其失效主要是點蝕?？紤]加工的成本和使用性，在滿足同樣功能的前提下，按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，齒輪材料由表10-1選擇： 小齒輪材料為4Cr，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為241～286HBS 大齒輪材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217～255 HBS （1）確定許應力 A、確定極小應力Hlim和Flim齒面硬度：小齒輪按280 HBS，大齒輪按220HBS，二者材料硬度差為60HBS。 由圖10-21d按齒面硬度查得接觸疲勞強度極限 Hlim1=600MPa， Hlim2=550MPa。 由圖10-20c按齒輪的彎曲疲勞強度極限

21、 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa。 B.計算應力循環(huán)數(shù)N， 由式10-13計算N N=60n2jLh=603761 (3830010) =1.624109 N2=N1／i2 C.計算許應力 1）計算接觸疲勞許應力 (Fp)min=535.22N Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa Flim1=500Mpa Flim2=380MPa N1=1.624109 N2=4.308108 計算與說明 主要結(jié)果

22、 取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1=0.90,Khn2=0.95 MPa MPa 2)計算彎曲疲勞許應力。 由圖10-20c查得彎曲疲勞強度強度極限 , . 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85, KFN2=0.88 取彎曲疲勞安全數(shù)系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得 3)初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 1)選擇齒輪的類型 根據(jù)齒輪的工作條件和性能要求,選擇直齒圓柱齒輪. 2)選擇齒輪精度等級 運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度 (GB 1

23、0095-88). 3)初選參數(shù) Z1=21,Z2=213.77=79.17,取Z2=80 4)初步確定齒輪的主要尺寸 因為電動驅(qū)動,有輕微震動,根據(jù)V,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.12; 直齒輪,Kha=Kfa=1; 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 由表10-4用插值法查得7級精度,小齒輪相對支撐非對稱布置時,KHB=1.423. 故載荷系數(shù) K=KAKVKhaKHB=11.1211.423=1.594 初步計算出齒輪的分度圓直徑d1,m等主要參數(shù)和幾何尺寸. 1試算出小齒輪分度圓直徑d1t,代入[H]中較小的值. =540

24、Mpa =522.5MPa 303.57Mpa 238.86MPa Z1=21 Z2=80 Kv=1.12 Kha=Kfa=1 KA=1 KHB=1.423 K=1.594 計算與說明 主要結(jié)果 2計算圓周速度v 3計算齒寬b b= d1t =153.08=53.08mm 4計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高h=2.25mt=2.252.79=6.28mm = 5按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式(10-10a)得 6計算模數(shù)m (5)按齒根彎曲強度設計 由式(

25、10-5)得彎曲強度的設計公式為 d1t=53.08mm v=1.04m/s b=53.08mm mt=2.79 =8.45 d1=56.81mm m=2.99mm 計算與說明 主要結(jié)果 １） 計算載荷系數(shù)K，由 =8.45，KHB=1.423， 查圖10-13得KFB=1.35。故 K=KAKVKFaKFb=11.1211.35=1.512 ２） 查取齒型系數(shù)，由表10-5得 Yfa1=2.65， Yfa2=

26、2.226 ３） 查取應力校正系數(shù)，由表10-5查得 Ysa1=1.58， Ysa2=1.764。 ４） 計算大、小齒輪的并加以比較 =0.01379 =0.01734 大齒輪的數(shù)值大 ５） 設計計算： 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?？扇∮蓮澢鷱姸人愕玫哪?shù) 1.95 并就近圓整為標準值m= 2 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 d= 56.81 mm，算出小齒輪齒數(shù)Z

27、1= =28.4，取Z1=29 大齒輪齒數(shù) Z2=293.77=109.33，取Z2=110 這樣設計出的齒輪傳動，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。 KFB=1.35 K=1.512 Yfa1=2.65 Yfa2=2.226 Ysa1=1.58 Ysa2=1.764 m=1.95mm Z1=29 Z2=110 計算與說明 主要結(jié)果 （6）幾何尺寸計算。 1）計算分度圓直徑

28、d=Z1m=292=58mm d2=Z2m=1102=220mm 2）計算中心距： a= 3） 計算齒輪寬度b=d=158=58mm 取B2=58mm，B1=63mm 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) 29 110 直徑d（mm） 58 220 齒寬b（mm） 63 58 模數(shù)（mm） 2 中心距a（mm） 116 3、低速一級直齒圓柱齒輪設計計算 因該例中的齒輪傳動均為閉式傳動，其失效主要是點蝕?？紤]加工的成本和使用性，在滿足同樣功能的前提下，按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，齒輪材料由表10-1選擇：

29、 小齒輪材料為4Cr，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為241～286HBS大齒輪材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217～255 HBS （1） 確定許應力 A.確定極小應力Hlim和Flim 齒面硬度：小齒輪按280 HBS，大齒輪按240 HBS，二者材料硬度差為40HBS。 由圖10-21d按齒面硬度查得接觸疲勞強度極限 Hlim1=600MPa， Hlim2=550MPa。 d1=58mm d2=220mm a=116mm b=58mm B1=63mm B2=58mm

30、 Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa 計算與說明 主要結(jié)果 由圖10-20c按齒輪的彎曲疲勞強度極限 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa。 B.計算應力循環(huán)數(shù)N， 由式10-13計算N N=60n1jLh=60140.81 (3830010) N= C.計算許應力 1）計算接觸疲勞許應力 取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得，由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1=0.90,Khn2=0.95 MPa MPa 2)計算

31、彎曲疲勞許應力。 由圖10-20c查得彎曲疲勞強度強度極限 FE1=500MPa, FE2=380MPa. 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85, KFN2=0.88 取彎曲疲勞安全數(shù)系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得 3)初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 1)選擇齒輪的類型 根據(jù)齒輪的工作條件和性能要求,選擇直齒圓柱齒輪. 2)選擇齒輪精度等級運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度(GB 10095-88). 3)初選參數(shù) Z1=24,Z2=243.14=75.36,取Z2=76 4)初步確定齒輪的主要尺寸 因為電動驅(qū)動,有

32、輕微震動,根據(jù)V,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.11; Flim1=500Mpa Flim2=380MPa N1=6.082108 N2=1.937108 540MPa 522.5MPa 303.57MPa 238.86MPa 計算與說明 主要結(jié)果 直齒輪,Kha=Kfa=1; 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 由表10-4用插值法查得7級精度,小齒輪相對支撐非對稱布置時,KHB=1.422. 選用載荷系數(shù)=1.3 故載荷系數(shù) K=KAKVK

33、haKHB=11.1111.422 初步計算出齒輪的分度圓直徑d1,m等主要參數(shù)和幾何尺寸。 1.試算出小齒輪分度圓直徑d1t,代入[H]中較小的值. 2計算圓周速度v 3.計算齒寬b b= d1t =174.18 4.計算齒寬與齒高之比 模數(shù)mt= 齒高h=2.25mt=2.253.09 5.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式(10-10a)得 K=1.5642 d1t=74.18mm v=0.387mm b=74.18mm

34、 mt=3.09 h=6.96mm d1=78.9mm 計算與說明 主要結(jié)果 計算模數(shù)m (5) 按齒根彎曲強度設計 由式(10-5)得彎曲強度的設計公式為 1)計算載荷系數(shù)K，由=10.66，KHB=1.423， 查圖10-13得KFB=1.35。故 K=KAKVKFaKFb 2)查取齒型系數(shù)，由表10-5得 Yfa1=2.65 Yfa2=2.226 3)查取應力校正系數(shù)，由表10-5查得 Ysa1=1.58， Ysa2=1.764。 4)計算大、小齒輪的并加以比較 =0.01349 =0.0

35、1543 大齒輪的數(shù)值大 5)設計計算： =2.18mm 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（既模數(shù)與齒數(shù)的乘積），取標準值 m=2.5,則 小齒輪齒數(shù)，取=32 大齒輪齒數(shù)，取=101 6）幾何尺寸計算 分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 取 小齒輪 大齒輪

36、 齒數(shù)z 32 101 直徑d/mm 80 252.5 齒寬B/mm 85 80 模數(shù)m/mm 2.5 錐距R/mm 166.25 m=3.29mm K=1.499 m=2.18mm 計算與說明 主要結(jié)果 五、軸系零件設計計算 1、高速軸設計計算 1、對既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸

37、的設計包括結(jié)構(gòu)和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質(zhì)及軸的轉(zhuǎn)速有關。 已知：輸入軸輸入功率P2=1.861KW，轉(zhuǎn)速n2=376r/min，齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表： 級別 齒寬/mm 高速級 29 110 2 1 大錐齒輪L=50 低速級 32 101 2.5 =85, =80 2、初步確定軸的最小直徑 先按[1]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)[1]表15-3，取A0=110，于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的直徑，由于軸上有鍵槽，考慮到軸的強度，初步確

38、定軸的最小直徑為31mm。又知大帶輪輪轂寬度為50mm，故取=50mm。 3、軸的結(jié)構(gòu)設計 （ 1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖 圖2 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 由右往左一次確定軸的直徑和長度，端蓋處軸的直徑=37，15mm 1）、初步選擇滾動軸承。由于在錐齒輪傳動過程中會對軸產(chǎn)生軸向力，故應選用圓錐滾子軸承，考慮到軸的強度和相互協(xié)調(diào)的問題，粗步確定軸的最小直徑在40mm以上。查參考文獻[2]表13-2初步取0基本游隙、標準精度級的選用30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為dDTBC=458520.751916，故=45,取19mm。右端滾

39、動軸承采用軸肩進行軸向定位。查參考文獻[2]表13-2得30209型軸承的定位軸肩直徑=52 mm,考慮到軸的熱應變問題，此處采用螺紋定位，螺紋大徑=39mm，小徑=38mm,在螺紋與軸肩處開越乘槽，槽寬=4mm，=9mm。左軸承的右端，右軸承的左端由定位槽定位，取定位槽中間凸臺長度為63mm，取軸的長度=58mm。已知軸承的寬度為20.75mm，考慮到此處軸承應小于軸頸，故取軸頸長25mm。左軸承采用軸肩定位，考慮到小錐齒輪與箱體必須有一定的距離，取14mm。 2)小錐齒輪長度為58.8mm，齒輪軸總長為248.8mm。 2、中間軸設計計算 1、對既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的重要軸

40、，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結(jié)構(gòu)和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質(zhì)及軸的轉(zhuǎn)速有關。 已知：中間軸輸入功率P4=2.19KW，轉(zhuǎn)速n3=960r/min，齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表： 級別 齒寬/mm 高速級 29 110 2 1 大錐齒輪L=50 低速級 32 101 2.5 =85, =80 2、初步確定軸的最小直徑 先按[1]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)[1]表15-3，取A0=110，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸頸的直徑 3、軸的結(jié)構(gòu)設

41、計 （ 1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）、初步選擇滾動軸承。由于在錐齒輪傳動過程中會對軸產(chǎn)生軸向力，故應選用圓錐滾子軸承，考慮到軸的強度和相互協(xié)調(diào)的問題，粗步確定軸的最小直徑在40mm以上。查參考文獻[2]表13-2初步取0基本游隙、標準精度級的選用30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為其尺寸為dDTBC=458520.751916，故=45,右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查參考文獻[2]表13-2得30209型軸承的定位軸肩直徑=52 mm 2)、取安裝齒輪處的軸段B-C的直徑==52mm，直齒輪的左端與左軸承之

42、間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為85mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取LBC=82.5mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=4則軸環(huán)處的直徑dCD=60mm,軸環(huán)寬度b1.4h考慮到整個減速器的對稱性，即小錐齒輪的中心線在減速箱的中心線上，又知小錐齒輪小端直徑為29mm，加上大齒輪凸出長度8mm，故取LCD=37mm。 3），大錐齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位, 已知大錐齒輪除去凸出部分長度后為51mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于此輪轂寬度，故取LDE=48.5mm。設計大錐齒輪與箱體內(nèi)壁距離為11.5mm考慮到

43、箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=5.25mm,已知滾動軸承寬度T=20.75 LAB= T+11.5+s+2 .5=40mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4）軸上零件的周向定位。 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按dBC=52mm由參考文獻[2]12.2查得平鍵截面bh=16mm10mm，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，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過公差為k6。 （3）確定軸上圓角和倒角尺寸 由參考文獻[1]P365表15-2，取軸

44、左端倒角為1.545。，右端倒角為1.545。各軸肩處的圓角半徑見軸零件工作圖。其中減速器內(nèi)腔寬度為187.5mm。 3、低速軸設計計算 對既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結(jié)構(gòu)和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質(zhì)及軸的轉(zhuǎn)速有關。 齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表： 級別 齒寬/mm 高速級 29 110 2 1 大錐齒輪L=50 低速級 32 101 2.5 =85, =80 1.求低速軸上的功率P4，轉(zhuǎn)速n4和轉(zhuǎn)矩 由前一部分可知： P4=1.682KW；

45、 2.求作用在齒輪上的力 低速級大齒輪的分度圓的分度圓直徑為 圓周力Ft4，徑向力Fr4的方向如圖所示： 3．初步確定軸的最小直徑 先按[1]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)[1]表15-3，取A0=110，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查[1]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條

46、件，查由參考文獻[2]表14-4，選用LX3型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=45mm,故取dA-B=40mm，半聯(lián)軸器的長度L=112mm, 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm 4、軸的結(jié)構(gòu)設計 （ 1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B軸段右端需制出一軸肩，故取B-C段的直徑dB-C=47mm,左端用軸擋圈定位，按軸端直徑 取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上

47、而不壓在軸的端面上，故A-B段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取LA-B=82mm 2）、初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用深溝球滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dB-C=47mm，查參考文獻[2]表13-2初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球滾子軸承6011，其尺寸為其尺寸為dDB=559018，故dCD=dGH=50mm,而LGH=18mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查參考文獻[2]表13-2得6011型軸承的定位軸肩直徑=57 mm。 3)、取安裝齒輪處的軸段D-E的直徑dDE =55mm，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80mm，為了使

48、套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取LDE=76mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=5則軸環(huán)處的直徑dEF=65mm,軸環(huán)寬度b1.4h，取LEF=10mm。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。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L=30mm,故取LBC=50mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,中間軸兩齒輪之間的距離c=20mm,考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動軸承寬度B=18，高速級大錐齒輪輪轂長L=50mm LCD=B+a+s+(10

49、0-96)=18+16+8+4=46mm. LFG=L+c+a+s-LE-F =50+20+16+8-10=84mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。為了方便制造減速器，故LFG=89.5mm。 （3）軸上零件的周向定位。 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按dDE=55mm由參考文獻[1]表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，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12mm8mm70mm；半聯(lián)軸器與軸配合為。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

50、寸過公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 由參考文獻[1]P365表15-2，取軸左端倒角為1.545。，右端倒角為245。各軸肩處的圓角半徑見軸零件工作圖。 軸的載荷分析 5、求軸上的載荷 首先，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。確定深溝球滾子軸承的支點位置為它的中心線位置。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=73+153=226mm 根據(jù)軸的計算簡圖，作出軸的彎距和扭距圖（見軸的載荷分析圖） 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖中可以看出截面C是軸的危險截

51、面，現(xiàn)計算截面C處的MH，MV及M的值列于下表： 載荷 水平面H 垂直力V 支持力 =2712N =1294N 彎矩M =197976 總彎矩 扭矩T 計算如下： 水平面支反力 彎矩： 垂直支反力 　 彎矩： 6.按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)參考文獻[1]P373式（15-5）以及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力 前已經(jīng)選定軸的材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)

52、處理，由參考文獻[1]表15-1查得[]=60MPa，因此，故安全。 7.精度校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面L、B、C，M只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸間及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較寬裕確定的，所以這些截面均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面D和E處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面Y上的應力最大。截面E的應力集中的影響和截面F的相近，但截面E不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面Y上雖然應力最大但截面應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大

53、，故截面Y也不必校核。截面F和G顯然更不必校核。又知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而只需要校核D左右兩側(cè)即可。 （2）截面D左側(cè)。由參考文獻[1]P373表15-4知： 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面b左側(cè)的彎矩M1為 截面b上的扭矩T4為T4=5.058105N.mm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻[1]表15-1查得，， 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按參考文獻[1]P40附表3-2查取，因，，經(jīng)插值后可查得，=2.0，=1.33 又由參考文獻[1]附圖3-1可得軸材料敏性系數(shù)為

54、 故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由參考文獻[1]P40附圖3-2的尺寸系數(shù)， 由參考文獻[1]P43附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)， 軸按磨削加工，由參考文獻[1]P44附圖3-4得表面質(zhì)系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按參考文獻[1]式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由參考文獻[1]3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 0.1～0.2，取 0.05～0.1，取0.05 于是計算安全系數(shù)Sca值，按式參考文獻[1]P374式（15-6）～（15-8）則得： 故可知其安全。 （3）截面b右側(cè) 抗彎截面系數(shù)

55、 抗扭截面系數(shù) 截面b右側(cè)的彎矩M為 截面b上的鈕矩T4為T4=5.058105N.mm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 過盈配合處的，由[1]附表3-8用插值法求出，并取， 于是得， 軸按磨削加工，由參考文獻[1]附圖3-4得表面質(zhì)系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在D右側(cè)的安全系數(shù)Sca為： 故可知其安全。 故該軸在截面b右側(cè)的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算即告結(jié)束（當然，如有更高的要求時，還可以做進一步的研究）。 4、軸承的校核 1、

56、高速圓錐齒輪軸軸承的校核 已知：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承所承受徑向載荷=,要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。 解： 對深溝球軸承，由式（13-6）知徑向基本額定載荷。 由《課程設計》書第130頁查得6008深溝球軸承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入上式，得： 所以N。 故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為269.03N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷76.47N，所以軸承合格。 2、中間軸軸承的校核 已知：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承

57、所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。 解： 對深溝球軸承，由式（13-6）知徑向基本額定載荷。 由《課程設計》書第130頁查得6008深溝球軸承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入上式，得： 所以N。 故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為421.84N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷273.71N，所以軸承合格。 3、低速軸軸承的校核 已知：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定

58、選用一對6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。 解： 對深溝球軸承，由式（13-6）知徑向基本額定載荷。 由《課程設計》書第130頁查得6008深溝球軸承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù) ，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入 上式，得： 所以N。 故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為7555.56N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷6649.41N，所以軸承合格。 六、鍵的選擇及計算 1、高速軸系鍵連接的選擇及計算 （1）鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點，使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）

59、普通平鍵，由軸的直徑，連帶輪軸段為60mm，選用鍵，其中。 （2）鍵連接的強度校核。 由工作件查《1》第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力。對于鍵。 由書中公式（6-1）得： 所以安全。 2、中間軸系鍵連接的選擇及計算 A、小齒輪連接鍵 （1）鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點，使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長，，選用鍵，其中。 （2）鍵連接的強度校核。 由工作件查《1》第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜

60、連接時許用擠壓應力 對于鍵。 由書中公式（6-1）得： 所以安全。 B、大錐齒輪連接鍵 （1）鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點，使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長，，選用鍵，其中。 （2）鍵連接的強度校核。 由工作件查《1》第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力。對于鍵。 由書中公式（6-1）得： 所以安全。 3、低速軸系鍵連接的選擇及計算 （1）鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點，使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通

61、平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長，查[2]第119頁，選用鍵，其中。 （2）鍵連接的強度校核。 由工作件查[1]第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力。對于鍵。 由書中公式（6-1）得： 所以安全。 八、減速器附件選擇。 座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，其次是強度和抗震性能，此外，對具體的機械，還應滿足特殊的要求，并力求具有良好的工藝性。 機座和箱體的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸大小，決定于安裝在它的內(nèi)部或外部的零件和部件的形狀和尺寸及其相互配置、受力與運動情況等。設計時，應使所裝的零件和部件便于裝拆與操作

62、。 窺視孔、視孔蓋：為了便于檢查傳動的嚙合情況、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，應在傳動件嚙合區(qū)的上方設置窺視孔。窺視孔尺寸應足夠大，以便檢查操作。視孔蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防止?jié)櫥吐┏龌蛭畚镞M入箱體內(nèi)。視孔蓋可用鋼板、鑄鐵等制成。 通氣器，減速器運轉(zhuǎn)時，會因摩擦發(fā)熱而導致箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為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)合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來，常在視孔蓋或箱蓋上設置通氣器。通氣器的結(jié)構(gòu)形式很多，常見的有通氣塞、通氣罩和通氣帽等。通氣塞的通氣能力較小，用于發(fā)熱較小、較

63、清潔的場合；通氣罩和通氣帽通氣能力大，帶過濾網(wǎng)，可防止停機后灰塵隨空氣進入箱內(nèi)。放油孔及螺塞，為了將污油排放干凈，應在油池最低位置處設置放油孔。放油孔應避免與其他機件相靠近，以便放油。平時放油孔用螺塞及封油墊圈密封。 油標，用于指示減速器內(nèi)的油面高度，以保證箱體內(nèi)有適當?shù)挠土俊? 起吊裝置，為便于拆卸和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置。 啟蓋螺釘，為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆卸時會接較緊而不易分開。為此，常在箱蓋或箱座上設置啟蓋螺釘，其位置宜與連接螺栓共線，以便鉆孔定位銷，用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上、下

64、兩半孔始終保持加工時的位置精度。 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，選擇凸緣式軸承端蓋結(jié)構(gòu)。 九、 總結(jié)：盡管這次課程設計的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.對制圖有了更進一步的掌握;Auto CAD ,Word這些僅僅是工具軟件,熟練掌握也是必需的。對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié)?？傮w來說,我覺得做這種類型的課程設計對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來,從中暴露出自身的不

65、足,以待改進。有時候,一個人的力量是有限的,合眾人智慧,我相信我們的作品會更完美! 十、參考文獻 ［1］濮良貴，紀名剛.機械設計［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［2］金清肅.機械設計課程設計［Ｍ］.武漢：華中科技大學出版社，2007. 十一、附圖 附圖一、齒輪零件工作圖 附圖二、中間軸零件工作圖 附圖三、高速軸零件工作圖 附圖四、低速軸零件工作圖 附圖五、雙級圓柱齒輪減速器裝配圖 =18.7mm

66、 =27.75mm =4006.34N =1458.19N =41.31mm =657540