鑄工車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置的設計

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1、 《機械設計》課程設計（說明書） 上海工程技術(shù)大學 《機械設計》 課程設計說明書 設計題目 鑄工車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置的設計 飛行學院 院（系）航空器械維修 專業(yè) 班級 學號091110219 設計人 劉 輝 指導老師 張超 完成時間 2015年 7 月 17 日  《機械設計》課程設計任務書 班級代號 學生姓名 劉 輝 指導教師 張 超 下達日期 2015年 7月 6日 1. 題目：鑄工車間自動送砂帶式運輸

2、機傳動裝置的設計。 2. 設計任務： （1）減速器裝配圖（1號）······1張（2）低速軸工作圖（3號）······1張 （3）大齒輪工作圖（3號）······1張（4）設計計算說明書···········1份 （5） 設計草圖 （0號）·······1張 3. 設計時間 2015年7月6日至2015年7月17日 4. 傳動方案 4. 設計參數(shù) （1） F：運輸帶拉力（kN） F=2.8KN （2） V：運輸帶速度（m/s） V=1.4 m/s （3） 卷筒直徑（mm) D=400mm 5.

3、 工作條件 設計某一帶式運輸機用一級斜齒圓柱齒輪減速器。運輸機二班制連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年，運輸帶速度允差± 5％。 目錄 一. 傳動方案 1 1.1 電動機 1 1.1.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)選擇 1 1.1.2 電動機容量 1 1.1.3 電動機的額定轉(zhuǎn)速 1 1.1.4 電動機型號機安裝尺寸 2 1.2 傳動比分配 3 1.2.1 傳動裝置應有的總傳動比 3 1.2.2 各級傳動比的分配及其說明 3 1.3 各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率 3 1.4 聯(lián)軸器 4 1.4.1

4、選型說明 4 1.4.2 聯(lián)軸器型號 4 1.5 傳動方案說明 5 二. 各級傳動 6 2.1 V帶傳動 6 2.1.1 V帶傳動設計計算 6 2.1.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 8 2.2 齒輪傳動 8 2.2.1 齒輪結(jié)構(gòu)設計 11 三. 軸及軸轂聯(lián)接 11 3.1 減速器各軸結(jié)構(gòu)設計 11 3.1.1 低速軸 11 3.1.2 高速軸 12 3.2 減速器各軸強度驗算 12 3.2.1 高速軸 12 3.2.2 低速軸(略) 14 3.3 鍵聯(lián)接工作能力驗算 14 3.3.1 軸與大齒輪周向固定的鍵 15 四. 減速器的潤滑與密

5、封 17 4.1 齒輪傳動的潤滑方式 17 4.2 滾動軸承的潤滑方式 17 4.3 減速器潤滑油面高度的確定 17 4.4 油量驗算 18 4.5 減速器各處密封方式 18 五. 減速器箱體及其附件 19 6.1 箱體 19 6.2 主要附件 20 七. 小結(jié) 23 八. 參考資料目錄 23 30 / 35文檔可自由編輯打印 設計計算及說明 結(jié)果 一. 傳動方案 1.將帶傳動布置于高速級 將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少

6、噪聲的特點。 2.選用閉式斜齒圓柱齒輪 閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復雜。 3.將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠的地方 由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。 1.1 電動機 1.1.1 電動機的選型說明 根據(jù)電源及單向傳動、雙班制等工作條件和要求，選用一般用途

7、的Y（IP44）系列三相異步電動機,它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 1.1.2 電動機容量 （1）傳動裝置的總效率： =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.85 （2）電機所需的工作功率： =(2800×1.4)/(1000×0.85) =4.61kW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： =(60×1000×1.4)/(π×400) =66.88r/min 4、確定電動機型號 工作轉(zhuǎn)速nw=60×1000×V/3.14/D= 66.88r/min，V帶傳動比范圍為2-4，一級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為3-5，因此理論傳動

8、比范圍為： 6-- 20?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為 401.28- 1337.6r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M2-6，額定功率Pen= 5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm= 960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt= 1000r/min。 1.1.3 電動機的額定轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由書[2]P4表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍取i帶=3，單級圓柱齒輪傳動比范圍 i齒=3.64 ，則電動機轉(zhuǎn)速可選: nd=nw× i帶 × i齒 = 88×3×3.64=960 r/min 綜合考慮電動機和傳

9、動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動，減速器的傳動比，宜選同步轉(zhuǎn)速為960r/m。 1.1.4 電動機型號機安裝尺寸 已知P工作=4.61 kw，同步轉(zhuǎn)速 n =960r/min 由書[2] p196 表20-1，選定電動機型號為Y132M2-6 電動機 型號 額定功率 （KW） 電動機轉(zhuǎn)速 （r/min） 電動機 質(zhì)量（Kg） 傳動裝置的傳動比 同步 滿載 總傳動比 V帶傳動 單級減速器 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 電動機的外型及安裝尺寸（表一） 查書[2] P197 表20-2

10、 電動機型號 尺寸 H A B C D E F*CD G K AB AD AC HD AA BB HA L Y132m2-6 1 3 2 216 178 89 38 80 10*8 33 12 2 8 0 2 1 0 1 3 5 3 1 5 60 2 3 8 18 515 電動機外形示意圖（圖一） 查書[2]/P196 表20-1 電動機型號 額定功率 （KW） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定功率 最大轉(zhuǎn)矩額定功

11、率 質(zhì)量 （Kg） Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.2 84 1.2 傳動比分配 1.2.1 傳動裝置應有的總傳動比 1、 總傳動比： i總=n電動/n筒=960/88=10.91(傳動帶的鼓輪轉(zhuǎn)速n=90 r/min) 2、分配各級傳動比 取齒輪i帶=3（i帶=2~4合理） ∵i總=i齒輪×i帶 ∴i齒輪=i總/ i帶=3.64 1.2.2 各級傳動比的分配及其說明 傳動裝置總傳動比是各級傳動比的連乘積,即i=i帶*i齒 分配各級傳動比時,考慮到:各級傳動機構(gòu)的傳動比應在推薦值的范圍內(nèi)(表2-1),不應超過最大值,以利發(fā)揮其性能,

12、并使結(jié)構(gòu)緊湊; V帶傳動的傳動比不能過大，否則會使大帶輪半徑超過減速器中心高導致尺寸不協(xié)調(diào)，還應避免傳動零件之間發(fā)生干涉碰撞。 由于總傳動比i=10.91所以暫取V帶傳動的傳動比為： i帶=3 單級圓柱齒輪減速器理論傳動比為： i齒= i / i帶=10.91/3= 3.64 總傳動比及其分配 （表二） 總傳動比i V帶傳動比i帶 齒輪傳動比i齒 10.91 3 3.64 1.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) Ⅰ軸：減速器高速軸 Ⅱ軸：減速器低速軸 Ⅲ軸：轂輪軸 1.3.1 各軸理論轉(zhuǎn)速 電機軸： n0 = nm =960 r/

13、min Ⅰ 軸： nⅠ = n0/ i帶 = 960/3=320r/min Ⅱ 軸： nⅡ = nⅠ/ i齒 = 320/4=80r/min 1.3.2 各軸輸入功率 電機軸： P0入= Pd =4.61kw Ⅰ 軸： PⅠ入= P0入·η1=4.61×0.96=4.42kw Ⅱ 軸： PⅡ入= PⅠ入·η3·η2=4.42×0.99×0.97=4.20kw 1.3.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電機軸:T0入=9550000 *P0入/ n0=9550000*4.61/960 =45859N·mm Ⅰ 軸:TⅠ入 =9550000* PⅠ入/ nⅠ= 9550

14、000*4.42/320 = 131909 N·mm Ⅱ 軸:TⅡ入=9550000 *PⅡ入/ nⅡ= 9550000*4.20/80 = 501375 N·mm 1.3.4 各軸運動和動力參數(shù)匯總表（表三） 項目 電機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 960 320 80 輸入功率（kw） 4.61 4.42 4.20 輸入轉(zhuǎn)矩（N·mm） 45859 131909 501375 傳動比 3（i帶） 3.64（i齒） 10.91（i總） 1.4 聯(lián)軸器 1.4.1 選型說明 由于減速器的輸出軸與鼓輪軸空間

15、位置難以固定，因此選用可移式聯(lián)軸器，又由于傳遞扭矩不太大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。它是利用若干非金屬材料制成的柱銷置于兩個半聯(lián)軸器凸緣的孔中，以實現(xiàn)兩軸的聯(lián)接。柱銷通常用尼龍制成，尼龍有一定的彈性。其能補償兩軸間較大的相對位移，結(jié)構(gòu)簡單、更換方便。并且具有吸振和緩沖能力，且一般用于高速級中，小功率軸系的傳動，可用于經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，起動頻繁的場合。 1.4.2 聯(lián)軸器型號 由書[2] P164 表17-4 得： 選用聯(lián)軸器HL3 40×82 GB5014-85 聯(lián)軸器外形示意圖 （圖二） 聯(lián)軸器外形及安裝尺寸 (表四) 型號 公稱扭矩Tn （N·m） 許用轉(zhuǎn)速[n] (r

16、/min) 軸孔直徑d (mm) 軸孔長度J1型 D (mm) 轉(zhuǎn)動慣量 （kg·m2） 許用補償量 L1 L 軸向 徑向 角向 H L 3 6 3 0 5000 40 60 82 160 0.6 ±1 0.15 ≤0°30’ 1.5 傳動方案說明 傳動方案已由設計說明書給定，為V帶-單級斜齒圓柱齒輪傳動。V帶具有撓性，故放在低速端。設計任務書規(guī)定為室內(nèi)工作，即要求工作不宜在惡劣環(huán)境中進行，規(guī)定工作機雙班制工作、單向運轉(zhuǎn)，使用期限為5年，即工作及使用壽命較短。 因此采用單級斜齒圓柱齒輪傳動方案是合理的。

17、 1.5.1 傳動裝置平面布置簡圖 （圖三） 傳動裝置主要參數(shù)及主要部件型號（表五） 傳動裝置 傳動裝置主要參數(shù) 備注 電動機型號 額定功率 （KW） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定功率 最大轉(zhuǎn)矩額定功率 質(zhì)量 （Kg） 詳見表一 Y132M2-6 4.61 960 2 2.2 84 聯(lián)軸器型號 公稱扭矩Tn （N·m） 許用轉(zhuǎn)速[n] (r/min) 軸孔直徑d (mm) D (mm) 轉(zhuǎn)動慣量 （kg·m2） 詳見表四 HL3 630 5000 38 160 0.6 V帶輪型

18、號 kA z v a Ld 詳見表六 A 1.5 4 6.283 483.5 1750 二. 各級傳動 2.1 V帶傳動 2.1.1 V帶傳動設計計算 已知：Pd＝4.61kw，nd＝960r/min，i帶＝3 （1）計算功率Pc 查書[1]P156表8-8，由于帶式輸送機載荷變動小且每天雙班制工作，取工作系數(shù)kA＝1.2 ∴Pc＝kA·Pd＝1.2×5.5＝6.6kw （2）選擇普通V帶型號 由書[1]P157圖8-11查處此坐標點位于A型區(qū)，選用A型帶進行計算。 （3）求大小帶輪基準直徑d1、

19、d2 由書[1]P155表8-7，A型V帶 取d1=125mm d2=(n1/n2)*d1*（1-ε）=(960/320)*125*0.98=367.5mm 取d2=355m (4) 驗算帶速v v = （π·d1·nd）/（60×1000） = (π×125×960) / (60×1000)=6.28m/s 帶速在5～20 m/s范圍內(nèi)，因此可以選用。 （5）求V帶基準長度Ld 和中心距α 初選α0=450mm L0=2α0+(π/2）*（125+355）+（d2-d1)2/(4*α0)=1682.98mm 由書[1]145表(8-2),

20、對A型帶取Ld＝1750mm 再由式（13-16）計算實際中心距： α≈α0+（Ld-L0）/2=483.5mm (6) 驗算小帶輪包角α1 由書[1]P158式8-25得 α1=180°-(d2-d1)57.3°/α=153.10’＞120° ∴合適 （7）求V帶根數(shù) 由書[1]P158式8-26得: Z≥Pc/（P0 +△P0） P0—基本額定功率(P0 =1.37KW ) △P0—額定功率的增量（△P 0=0.11KW） 故z≥4.61/[(1.37+0.11) ×0.92×0.99]=3.44 ∴ 取Z 為4根 (8) 求作用在帶輪軸上的壓力F

21、0，F(xiàn)Q 查書[1]P156式8-27得單根帶的初拉力： F0=500 Pc/Z*V×（2.5/-1）+qv2 =(500×4.61) / (4×6.28) ×（2.5/0.92-1）+0.1×6.282 =214.65N 查書[1]P159式8-31作用再軸上的壓力： FQ=2z F0sinα1/2 = 2×4×214.65×sin(153.10’/2)=1693N V帶傳動的主要參數(shù)（表六） 帶型 kA z d1 d2 v a Ld FQ F0 A 1.2 4 125 355 6.28 483.5 1750

22、 1693 214.5 2.1.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 小帶輪采用實心式，大帶輪采用腹板式 2.2 齒輪傳動 2.2.1 齒輪傳動設計計算 已知：PⅠ=4.42kw；nⅠ=320r/min；i=3.64 工作條件：連續(xù)單向轉(zhuǎn)動；所以選用閉式軟齒面斜齒齒輪 （1）選擇材料及確定許用應力

23、由書[1]P191表10-1得： 小齒輪：45#鋼 調(diào)質(zhì) ，齒面硬度260HBS σHlim1=600MPa ，σFlim1=480MPa 大齒輪：45#鋼 調(diào)質(zhì) ，齒面硬度220HBS， σHlim2=550MPa ，σFlim2=410Mpa 一般可靠度 Sf＝1.25，SH=1 ∴ [σH1 ]= σHlim1/SH=600/1=600MPa [σF1 ]= σFlim1/SF=480/1.25=384Mpa （2）按齒面接觸強度設計 齒輪按8級精度制造,已知電動機輕微載荷，所以取載荷系數(shù)K ＝1.5,由輕

24、型減速器軟齒面對稱布置得齒寬系數(shù)ψa=1，傳動比u=4 初步計算直徑d1 1.確定d1各參數(shù)計算值： ① 選載荷系數(shù)KHt=1.3 ② 齒輪傳遞的扭矩T=9550×P/n1=131909N.mm ③ 由書[1]P203圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.458 ④ 取Z1=30 Z2= Z1·u=120 由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε αt=arctan(tanαn/cosβ)= 20.612° αat1=arccos[z1×cos(αt)/(z1+2×han×cos(β))]= 31.448° αa

25、t2=arccos[z2×cos(αt)/(z2+2×han×cos(β))]= 23.448° ε=[z1×(tan(αat1)-tan(αt)+z1×(tan(αat2)-tan(αt)]/2π= 1.629 εβ=φd×z1×tan(β)/π= 1.587 Zε= 4-εα3(1-εβ)+εβεα=0.714 由[1]P219式10-23可得螺旋角系數(shù)Zβ。 Zβ= cos(β)=0.985 將各參數(shù)代入下式計算得： d1≥ ≈58.4 mm ( 3 ) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑

26、 1) 圓周速度ν 齒寬b b=φd×d1t= 58.4mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①查書[1]P192表10-2得使用系數(shù)KA=1.000 ②查書[1]P194圖10-8得動載系數(shù)KV=1.068 ③齒輪的圓周力。 Ft=2×T/d1= 4978N KA×Ft/b= 92N/mm<100N/mm 查書[1]P193圖10-3得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.400

27、 查書[1]P194圖10-4得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.443 實際載荷系數(shù)為：KH=KA×KV×KHα×KHβ=2.158 3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 （4）按齒根彎曲疲勞強度設計 1.確定各參數(shù)計算值： 由彎曲強度的設計公式 ≥ 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KFt= 1.3 ②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε 查書[1]P218式10-18

28、 ③計算彎曲疲勞壽命系數(shù)Yβ ④計算YFa×YSa/[σF] 查書[1]P201圖10-18 YFa1= 2.72，YFa2= 2.156 YSa1= 1.57，YSa2= 1.814 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1= 500MPa、σFlim2= 380MPa 查書[1]P200圖10-17取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=

29、0.814，KFN2=0.932 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 兩者取較大值，所以 2.試算齒輪模數(shù) （5）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度ν ②齒寬b b=φd×d1= 40mm ③齒高h及齒寬比b/h h=(2×han+cn)×mnt= 4.34

30、2mm b/h= 9.21 2）計算實際載荷系數(shù)KF 查書[1]P194圖10-8得動載系數(shù)KV=1.063 查書[1]P195表10-3得齒間載荷分配系數(shù)：KFα=1.400 查書[1]P196表10-4得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.443 查書[1]P197圖10-13得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ=1.084 實際載荷系數(shù)為：KF=KA×KV×KFα×KFβ=1.613 3）計算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)

31、 對比計算結(jié)果，由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn= 2mm。 z1=d1×cos(β)/mn= 16.4，取z1= 20（避免軸承端蓋干涉） z2=u×z1= 95.6，取z2= 97 （6）確定實際中心距 a= mn (Z1+ Z2)/ 2cosβ=2×(26+101)/2×cos14°=145mm ∴a取155mm 確定螺旋角β β=arcos[ mn (Z1+ Z2)/2a]= 14° 分度圓直徑 d1=(mn*Z1)/cosβ=61.999≈62m

32、m 齒寬b=ψa·d1=1×62=62mm 取b2=60mm , b1= b2+(5~10)=65mm 2.2.2 齒輪結(jié)構(gòu)設計 低 速級 齒輪 齒數(shù) 分度圓直徑d (mm) da (mm) df (mm) 精度等級 Z1 26 51.50 7 Z2 101 250 傳動 傳動比i 中心距a 模數(shù)mn 螺旋角β 計算齒寬b2(mm) 4 155 2 14° 60 三. 軸及軸轂聯(lián)接 3.1 減速器各軸結(jié)構(gòu)設計 3.1.1 高速軸 （1） 選材 由于高速軸為齒輪軸，因此選用45

33、鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （2） 初定d dmm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 查課本P245表14.2,選取 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機械設計手冊》 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 （3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ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的長度應比 略短一些,現(xiàn)取 初步選擇

34、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7010C型. D B 軸承代號 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 9

35、0 20 62.4 77.7 7210C 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 . 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 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. 取齒輪距箱

36、體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16, 高速齒輪輪轂長L=50,則 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度. 3.2 減速器各軸強度驗算 3.2.1 高速軸 （1）求軸上的載荷 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時,查《機械設計手冊》20-149表20.6-7. 對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 傳動軸總體

37、設計結(jié)構(gòu)圖: (從動軸) (中間軸) (主動軸) 從動軸的載荷分析圖: 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度 == 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[]=60MP 〈 [] 此軸合理安全 （2）精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合

38、引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ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上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可. 截面Ⅶ左側(cè) 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉(zhuǎn)應力： ==

39、 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得 2.0 =1.31 軸性系數(shù)為 =0.85 K=1+=1.82 K=1+（-1）=1.26 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 S13.71 ≥S=1.5 所以它是安全的 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=

40、0.2=25000 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 M=133560 截面Ⅳ上的扭矩為 =295 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 ==K= K= 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 S13.71 ≥S=1.5 所以它是安全的 3.2.2 低速軸(略) 3.3 鍵聯(lián)接工作能力驗算 3.3.1 軸與大齒輪周向固定的鍵 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 根據(jù)

41、 d=55 d=65 查[2] p140 表 14-1： 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50 校和鍵聯(lián)接的強度 由書[1] p155 表10-10[]=110MP 工作長度 36-16=20 50-20=30 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5 K=0.5 h=6 ＜[] ＜[] 兩者都合適 四.減速器的潤滑與密封 4.1 齒輪傳動的潤滑方式 由書[2]P20表3-4得： 由于我們所設計的是單級圓柱斜齒齒輪減速器且圓

42、周速度V=1.1m/s<2m/s 所以此齒輪傳動機構(gòu)采用脂潤滑方式。 4.2 滾動軸承的潤滑方式 由書[2]P20表3-4得： 脂潤滑適用于V<1.5~2m/s齒輪減速器。由于齒輪減速器且圓周速度V=1.28m/s<1.5~2m/s，所以采用脂潤滑，利用旋蓋式、壓注式油杯壓入軸承室。 4.3 減速器潤滑油面高度的確定 傳動件浸入油中的深度要適當，即要避免攪油損失太大，又要保證充分的潤滑。油池應保持一定深度的儲油量,以保證潤滑和散熱。據(jù)書[2]P19表3-3推薦，油面高度=浸油深度h+30~50（mm）。 由書[2]P32得：箱座高度 H=da2/2+(30~50)+ △7=

43、174mm 因此，我所設定的油面高度=h+30=10+30=40mm 4.4 油量驗算 由書[2]p31得：單級減速器，每傳遞1KW功率所需油量約為350~700CM3。 現(xiàn)已知傳遞的功率為P=3.29KW,則所需油量為1151.5~2302 CM3。 內(nèi)壁長A=37cm 寬B= 8.2cm 油面高度=4cm 實際油量V=A×B×4=37×8.2×4= 1213.6CM3>1186.5 CM3 因此，減速器油量適宜。 4.5 減速器各處密封方式 內(nèi)密封：由于軸承用潤滑脂潤滑，為了防止軸承中的潤滑脂被箱內(nèi)齒輪嚙合時擠出的油沖刷、稀釋而流失，需在軸承

44、內(nèi)側(cè)設置擋油盤。 外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，應在軸承蓋的軸孔內(nèi)設置密封件。由于軸承采用脂潤滑、軸表面圓周速度較小且工作環(huán)境是鑄工車間，綜合以上因素，采用骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈密封。其特點是密封性好、工作可靠。 型號為 [2]P158 表16-10 根據(jù)直徑 高速軸：氈圈（F）B32528B 低速軸：氈圈（F）B45658B 五．減速器箱體及其附件 5.1 箱體 減速器箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)。箱體由箱座與箱蓋兩部分組成，用螺栓聯(lián)接起來構(gòu)成一個整體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合，有利于軸系部件的安裝和拆卸。 采用HT200鑄造箱體，水平剖分式向體采用外肋

45、式結(jié)構(gòu)。箱內(nèi)壁形狀簡單，潤滑油流動阻力小，鑄造工藝性好，但外形較復雜。 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸（表十） 名稱 符號 尺寸關(guān)系 箱座壁厚 δ δ=10mm 箱蓋壁厚 δ1 δ1=10mm 箱體凸緣厚度 b b1 b2 箱座b =1.5δ=15mm 箱蓋b1=1.5δ=15mm 箱底座b2=2.5δ=25mm 加強肋厚 m m1 箱座m =0.85δ=8.5mm 箱蓋m =0.85δ=8.5mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=18.912 取20mm 地腳螺釘數(shù)目 n

46、 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 d1=0.75df=15mm 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df取10mm 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目 d3 n d3=8 n=4 d3’=10 n’=6 軸承蓋(軸承座端面)外徑 D2 6308: D2= 90mm 6310: D2=110mm 觀察孔蓋螺釘直徑 d4 d4=(0.3~0.4) df=6mm df、d1、d2至箱壁外距離 C1 df: C1=26mm d1: C1=22mm d2: C1=16mm df、d2至凸緣邊緣的距離 C2 df: C2=24mm

47、 d1: C2=20mm d2: C2=14mm 5.2 主要附件 （1）窺視孔和視孔蓋 窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸進箱體進行檢查操作為宜 窺視孔處應設計凸臺以便于加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并應考慮密封。 書 [2 ]P80 表 9-18 A A1 A0 B B1 B0 d4 h 100 120 110 48 88 68 M8 6 （2）通氣器 通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內(nèi)部制成一定曲路，并設置金屬網(wǎng)?？歼x用一次

48、過濾最小尺寸。 通氣器選M16×1.5 具體數(shù)據(jù)見 [2]/P76 表9-7 （3）油面指示器 我選用油標尺，其結(jié)構(gòu)簡單、在低速軸中常用。油標尺上有表示最高及最低油面的刻線。油標尺的安裝位置不能太低，以避免有溢出油標尺座孔。 選用M12 具體數(shù)據(jù)如下 [2]/P78 表9-14 mm d1 d2 d3 h a b c D D1 M16 4

49、 12 6 35 12 8 5 26 22 （4）放油孔和油 放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，箱座上裝螺塞處應設有凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不凈。 書 [2 ]P79 表 9-16 選M16×1.5 mm d D0 e L l a S d1 H M16×1.5 22 19.6 22 12 3 17 15 2 （5）起吊裝置 減速

50、器箱體沉重，采用起吊裝置起吊，在箱蓋上鑄有箱蓋吊耳，為搬運整個減速箱，在箱座兩端凸緣處鑄有箱座吊耳。結(jié)構(gòu)簡單，加工方便。 示意圖： 書 [2] P80 表 9-20 （6）定位銷 常采用圓錐銷做定位銷。兩定位銷間的距離越遠越可靠，因此，通常將其設置在箱體聯(lián)接凸緣的對角處，并做非對稱布置。定位銷直徑d≈0.8d2=8mm,其長度應大于箱蓋、箱座、凸緣厚度之和。 （7）起蓋螺釘 起蓋螺釘設在箱蓋聯(lián)接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可與凸緣聯(lián)接螺釘直徑相同，螺釘端部制成圓柱形并光滑倒角或制成半球形。

51、 電動機選型： 三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)。 η= 0.85 P工作=4.61KW 電動機型號Y132M2-6 i=10.61 i帶=3 i齒=3.64

52、 n1=320r/min n2=80r/min P0=4.61kw P1=4.42kw PⅡ=4.20kw T0=45859 N·mm T1=131909 N·mm T2=501375 N·mm

53、 聯(lián)軸器型號HL3 Pc=6.6kw 選A型帶 d1=125mm d2=355mm v=6.28m/s Ld=1750mm α=483.5mm α1=153.10’

54、 Z=4根 F0=214.65N Fq=1693N 小帶輪采用實心式 大帶輪采用腹板式 Z1=30 , Z2=120 u=4 d1=58.4 mm

55、 a=155mm b2=60mm b1=65mm β=14°

56、

57、

58、 六． 小結(jié) 經(jīng)過了課程設計實習，我受益匪淺。 通過從計算校核，草圖，零件圖，裝配圖，循序漸進，我覺得能夠完成就

59、是一種成功。 根據(jù)老師提出的使用要求我們對機械的工作原理、結(jié)構(gòu)、運動方式、力和能量的傳遞方式、各個零件的材料和形狀尺寸、潤滑方法等進行構(gòu)思、分析和計算并將其轉(zhuǎn)化為具體的描述以作為制造依據(jù)的工作。這是我們要掌握的重點，我們在每一個環(huán)節(jié)都貼身體會到設計的魅力所在。機械設計是機械工程的重要組成部分，是機械生產(chǎn)的第一步，是決定機械性能的最主要的因素。我們需要全方面的考慮到：最好工作性能、最低制造成本、最小尺寸和重量、使用中最可靠性、最低消耗和最少環(huán)境污染。 七．參考資料目錄 參考資料 [1]楊可楨 程光蘊主編.機械設計基礎（第四版）.北京：高等教育出版1999年 [2]王昆 何小柏 汪信遠主編.機械設計課程設計.北京：高等教育出版 1996年 [3]龔桂義主編.機械設計課程設計圖冊（第三版）.北京：高等教育出版2004年