械設計課程設計帶式運輸機設計計算及說明

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1、設計計算及說明 結果 目錄 第一章 設計任務書………………………………………………………………………….2 第二章 帶式傳動機傳動系統(tǒng)設計……………………………………………………3 第三章 電動機的選擇………………………………………………………………………4 第四章 各級傳動比的分配……………………………………………………………….6 第五章 齒輪的設計…………………………………………………………………………..8 第六章 軸的設計…………………………………………………………………………....16 第七章 軸承的校核…

2、………………………………………………………………………29 第八章 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算………………………………………………….31 第九章 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………………………….33 第十章 潤滑與密封………………………………………………………………………..33 第十一章 減速器附件的選擇………………………………………………………………33 第十二章 箱體的設計………………………………………………………………………….33 第十三章 總結……………………………………………………………………………………..35 第十四章 參

3、考文獻………………………………………………………………………………36 第一章 設計任務書 1、設計的目的 《械設計課程設計》是為機械類專業(yè)和近機械類專業(yè)的學生在學完機械設計及同類課程以后所設置的實踐性教學環(huán)節(jié)，也是第一次對學生進行全面的，規(guī)范的機械設計訓練。其主要目的是： （1）培養(yǎng)學生理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練學生綜合運用機械設計課程和其他選修課程的基礎理論并結合實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展學生有關機械設計方面的知識。 （2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械設計，使學生掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正面的工程大合集思想，培養(yǎng)獨立、全面、科

4、學的工程設計能力。 （3）課程設計的實踐中對學生進行設計基礎技能的訓練，培養(yǎng)學生查閱和使用標準規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖、數據處理、計算機輔助設計等方面的能力。 2、設計任務 設計一用于帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。 在課程設計中，一般要求每個學生完成以下內容： 1）減速器裝配圖一張（A0號圖紙） 2）零件工作圖2~3張（如齒輪、軸或箱體等） 3）設計計算說明書一份 3、設計內容 一般來說，課程設計包括以下內容： 1）傳動方案的分析和擬定

5、 2）電動機的選擇 3）傳動系統(tǒng)的遠動和動力參數的計算 4）傳動零件的設計計算 5）軸的設計計算 6）軸承、聯(lián)接件、潤滑密封及聯(lián)軸器的選擇和計算 7）箱體結構及附件的計算 8）裝配圖及零件圖的設計與繪制 9）設計計算說明書的整理和編寫 10）總結和答辯 第二章 帶式傳動機傳動系統(tǒng)設計 1、設計題目：單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動 2、傳動系統(tǒng)參考方案（如圖）： 3、已知條件： 1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運

6、轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35℃； 2）使用折舊期：8年； 3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； 5）運輸帶速度允許誤差：5%； 6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 4、設計數據： F=3.3kN　　　F：輸送帶工作拉力； 　　　　 V=1.2m/s　　 V：輸送帶工作速度； 　　　　 D=350mm D：滾筒直徑。 第三章 電動機的選擇

7、 （主要參照《機械設計課程設計手冊（第三版）》) 1、電動機類型和結構型式的選擇： 按已知的工作要求和條件，選用 Y系列三相交流異步電動機（JB/T10391-2002）。 2、工作機所需要的有效功率 根據已知條件，工作機所需要的有效功率 =FV/1000=33001.2/1000=3.96kw 設：—輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率 — 聯(lián)軸器效率0.95 —閉式圓柱齒輪效率0.97 —一對滾動軸承效率0.98 —輸送機滾筒效率0.96 估算傳動系數總效率: 則傳動系統(tǒng)的總效率η為： =0.950.96030.98

8、010.9504=0.84 3、工作時電動機所需功率為： 由表12-1可知 ，滿足條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率取為5.5 kw。 4、電動機轉速的選擇： 初選同步轉速為1500r/min和1000r/min的電動機，由表12-1可知對應額定功率為5.5kw的電動機型號分別為Y132M2-6和Y132s-4,現(xiàn)將兩個型號的電動機有關技術數據及相應的算得的總傳動比例表1-1中。 表1-1方案的比較 方案號 電動機型號 額電功率（kw） 同步轉速（r/min） 滿載轉速（r/min） Ⅰ Y132M2-6 5.5 1000 960 Ⅱ Y132s-

9、4 5.5 1500 1440 總傳動比 D（mm） E(mm) Ⅰ 15.27 38 80 Ⅱ 22.90 38 80 通過上述兩種方案比較用以看出：方案Ⅰ選用的電動機轉速高，質量輕，價格低，總傳動比為15.27，故選方案Ⅰ較為合理，由表12-2查得電動機中心高H=132mm；軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為：D=38mm和E=80 mm。 第四章 各級傳動比的分配 1、總傳動比: = 由傳動方案圖，錐齒輪比圓柱齒輪傳動比小，可知：=3； =5； =1 （誤差2.

10、3%允許） 傳動系統(tǒng)各軸的轉速，功率和轉矩計算如下： 1軸（電動機軸） Td=9550pd/nm=46.85Nm 2軸（減速器高速軸） P2=p0η01=4.710.95=4.47kw T2=9550p2/n2=44.47Nm 3軸（減速器中間軸） T3=9550p3/n3=124.15Nm 4軸（減速器低速軸） T4=9550p4/n4=578.97Nm 5軸（工作軸） T5=9550p5/n5=528.23Nm 2、將上述計算結果列于表1-2

11、中以供應。 表1-2 傳動系統(tǒng)的遠動和動力參數 電動機 2軸 3軸 4軸 工作機 轉（r/min） 960 960 320 64 64 功率（kw） 4.71 4.47 4.16 3.88 3.54 轉矩（Nm） 46.85 44.47 124.15 578.97 528.23 傳動比i 1 1 3 5 1 第五章 齒輪的設計 （主要參照《機械設計（第八版）》) 一、圓柱齒輪的設計 1

12、、 選擇材料和熱處理方法,設計精度，并確定材料的許用接觸應力 (1)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。 (GB10095-88） (2)根據工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃印? 查表10-1得 小齒輪 45Cr 調制處理 齒面硬度HBS1=280 大齒輪 45鋼 調制處理 齒面硬度 HBS2=240 兩齒輪齒面硬度差為40HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求 (3) 齒數 由于有粉塵，采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒數的推薦值是20 ~40 選小齒輪齒數=27 大齒輪齒數=135 2、確定材料許用接觸應力 查圖1

13、0-21得，兩實驗齒輪材料接觸疲勞強度極限應力為： =550Mpa =600 Mpa 按一般重要性考慮，取接觸疲勞強度的最小安全系數：S=1 由式10-13計算應力循環(huán)數 =60nj =603201（283008）=7.372108 =60641（283008）=1.474108 查10-19圖得：K= 0.96 K=1.08 兩齒輪材料的許用接觸應力分別為 = K/ S =528 Mpa = K/ S =648 Mpa 3、根據設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計 (1)試選載荷系數K=1.2 查表10-6，查取彈性系數ZE=189.8；

14、取齒寬系數Ψd=1 (閉式軟齒面)；取其中較小值為528Mpa代入。故 d1t≥ =66.08mm (2)計算圓周速度 ==1.11 (3)計算齒寬 =166.08=66.08 (4)計算齒寬與齒高之比 模數 ==2.447 齒高 =2.252.447=5.507 (5)計算載荷系數 根據，7級精度，載荷較平穩(wěn)，由圖10-8查得動載系數=1.06； 直齒輪，==1； 由表10-2查得使用系數=1； 由表10-4用插值法查得7級精度、小

15、齒輪相對支承非對稱布置時， =1.424； 由=12，=1.424查圖10-13得=1.32；故載荷系數 =1.509 (6)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 ==71.325 (7)計算模數 =2.64 4、按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 確定公式內的各計算數值 (1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500，大齒輪的彎曲強度極限=380； (2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系

16、數=0.95，=0.98； (3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得 ==339.29 ==266 (4)計算載荷系數 =1.3992 (5)查取齒形系數 由表10-5查得=2.57；=2.152。 (6)查取應力校正系數 由表10-5查得=1.6；=1.818。 (7)計算大、小齒輪的并加以比較。 ==0.01212 ==0.01731 大齒輪數值大。 設計計算 =2.

17、02 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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（即模數與齒數的乘積）有關，可取有彎曲強度算得的模數2.01并就近圓整為標準值=2.5，按接觸強度算得的分度圓直徑=71.325，算出小齒輪齒數 ≈28 大齒輪齒數 =140 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，并做到了結構緊湊，避免浪費 5、幾何尺寸計算 (1)計算分度圓直徑

18、 =70 =350 (2)計算中心距 =210 (3)計算齒輪寬度 =70 取=70,=65 6、結構設計 小齒輪采用實心結構，大齒輪采用腹板結構 大齒輪的有關尺寸計算如下： 軸孔直徑 輪轂長度l與齒寬 輪轂直徑 輪緣厚度 輪緣內徑 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑 齒輪倒角 取 齒輪工作圖如下所示 二、圓錐齒輪的設計 1.選軸夾角為90度的直齒圓錐齒輪，為8級精度，由表10-1選擇小齒輪材料

19、為40（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。 2.選小齒輪的齒數 大齒輪齒數 （1）按解除疲勞強度設計： 由設計計算公式 1) 試選載荷系數 =1.3 2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 T2=9550p2/n2=44.47Nm 3）最常用的值，齒寬系數 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的齒面的接觸疲勞強度極限為 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數 N=60n2j =609601（283008）=2.

20、212109 N2= N1/3=7.373108 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 ，由式（10-12）得 =546 =528 1） 試驗算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 =64.589 圓周速度 2） 計算齒寬 =34.041 3） 計算齒寬與齒高之比 模數 =2.69 齒高 =6.053 =5.62 4） 計算載荷系數 根據，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數 ，直齒錐齒輪使用系數由表10-2查得 5） 齒間載荷分配系數

21、可按下試計算 6） 由表10-9中查得取軸承系數 故載荷系數 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 =76.677 7） 計算模數 =3.19 （2）按彎曲疲勞強度設計： 彎曲強度的設計公式為 1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲強度極限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數 由式（10-12）得 4）計算載荷系數 5）查取齒形系數 由表10-5查得：

22、 6）查取應力校正系數 由表10-5查?。? 7)計算大，小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數值大 8） 設計計算 =2.41mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強大計算的模數，由于齒輪模數m大小主要取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，反于齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數2.41并就圓整為標準值 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數 大齒輪齒數 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

23、勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 9）計算尺寸 圓整取 結構設計： 小錐齒輪大端頂圓直徑為81mm，采用實心結構； 大錐齒輪大端頂圓直徑為236mm，采用腹板結構。 第六章 軸的設計 （主要參照《機械設計（第八版）》) 一、從動軸的設計 1、選取材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應力： 由于為普通用途，中小功率，選用45鋼調制處理。查表15-1得σb=640Mpa，查表15-5得[σ-1]=60 Mpa 2、估算軸的最小直徑： 由表15-3查得A=110，根據公式（15-1）得: d1≥A=43.2

24、13 考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，即43.2131.05=45.37mm。該軸的外端安裝聯(lián)軸器，為了補償軸的偏差，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查《機械設計課程設計手冊（第三版）》表8-7選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為LX3，最小直徑d1=48mm 3、軸的設計計算并繪制結構草圖： （1）直齒輪在工作中不會產生軸向力，故兩端采用深溝球軸承。軸承采用脂潤滑，齒輪采用油浴潤滑。 （2）確定軸的各段直徑： ①外伸端直徑=48mm。 ②按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為由于該段處安裝墊圈，故取標準直徑。 ③，且必須與軸承的內徑一致，=60mm，初選軸承型

25、號為6212,查《機械設計課程設計手冊（第三版）》表6-1可知，B=22mm，D=110mm，。 ④，為裝配方便而加大直徑，應圓整為標準直徑，一般取0，2，5，8尾數，取=65mm。 ⑤ 取 =75mm； ⑥，同一軸上的軸承選擇同一型號，以便減少軸承座孔鏜制和減少軸承類型。 根據軸承安裝直徑，查手冊得d6=60 （3）確定軸的各段長度： ① 半聯(lián)軸器的長度l=112mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故第一段的長度應比l略短一些，取 =110m

26、m; ② 軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋，取，其中為螺釘直徑，由軸承外徑D=110mm，查《機械設計課程設計手冊（第三版）》表11-10，取， 式中，為箱體壁厚，取=9mm， 由于軸承的軸頸直徑和轉速的乘積＜（1.5~2）105，故軸承采用脂潤滑，取 =9mm， 所以 m=8+16+14+8-9-22=15mm, 所以 =20+12+15=47mm， ， ③

27、 式中，為大齒輪端面至箱體內壁距離，應考慮兩個齒輪的寬度差，兩齒輪的寬度差為5mm，取小齒輪至箱體內壁的距離為10mm，則 ④ ⑤ 取L5=7mm ⑥ 兩軸承之間的跨距： （4）軸上的周向定位 聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為100mm；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為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

28、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。 4、從動齒輪的受力計算 分度圓直徑=225 轉矩 =578970 圓周力 徑向力 5、按扭矩和彎曲組合變形強度條件進行校核計算 1）繪制軸的受力簡圖見圖（a） 2）將齒輪所受力分解成水平z和鉛垂平面y內的力 3）求水平面z和鉛垂平面y的支座反力 1 水平面z內的支座反力: 2 鉛垂平面y內的支座反力： 4）繪制彎矩圖: ①水平面z的彎矩圖見圖(b) ② 鉛垂面y的彎矩圖見圖(c) ③合成彎矩圖見(d) =164665 ④ 繪制扭

29、矩圖見圖(e) ⑤該軸單項工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取=0.59 6、校核軸的強度 45號優(yōu)質碳素鋼調制處理時，查《機械設計（第八版）》教材15—1 危險截面的軸徑 故：強度足夠 二、中間軸的設計 1、求中間軸上的功率、轉速和轉矩 2、求作用在齒輪上的力 已知圓柱直齒輪的分度圓半徑 而 已知圓錐直齒輪的平均分度圓半徑 而 圓周力、，徑向力、及軸向力的方向如圖所示 ， ， 3、初

30、步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調質），根據《機械設計（第八版）》表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和 4、軸的結構設計 （1）根據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。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據，由《機械設計課程設計手冊（第三版）》表6-7中初步選取03尺寸系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，，，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒直徑。 2）取安

31、裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。 3）已知圓柱直齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸 段應略短于輪轂長，故取。 4)箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取 。 5）兩軸承之間的跨距 （2）軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為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；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機

32、械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為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，此處選軸的尺寸公差為m6。 （3）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 5、校核軸的強度 繪制彎矩圖: ， ， 由圖，危險截面在大小齒輪處 ① 水平面z的彎矩圖 小齒輪： 大齒輪： ② 鉛垂面y的彎矩圖 小齒輪： 大齒輪： ③合成彎矩圖 小齒輪 大齒輪 ④扭矩 小齒輪上總

33、彎矩較大，故只進行小齒輪軸強度校核。 ⑤該軸扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 45調制處理時，查《機械設計（第八版）》教材15—1 危險截面的軸徑 故：強度足夠 三、輸入軸的設計 1、求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 2、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示 3、 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據《機械設計（第八版）》表15-3，取，得，輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故

34、需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查《機械設計（第八版）》表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則 查《機械設計課程設計（第三版）》表8-7，選LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度。 4、 軸的結構設計 （1） 根據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，1軸段右端需制出一軸肩，故取2段的直徑。 2） 由半聯(lián)軸器長度，。 3） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據，由《機械設計課程設計（第三版）》表6-7中初步選取03尺寸系列，標準精度

35、級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，，，，而。 這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計課程設計（第三版）》表6-7查得30308型軸承的定位軸肩高度，因此取 4）取安裝齒輪處的軸段6的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承， 5）段應略短于軸承寬度，故取。 6）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油 的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 7）錐齒輪輪轂寬度為64mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取。 8） 由于，故取 （2） 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1 查得平鍵截

36、面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保 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，此處選軸的尺寸公差為k6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 5、 軸的強度校核 由圖此軸危險截面為軸承B 因強度不大，不需校核 第七章 軸承的校核 1、輸出軸滾動軸承計算 1） 初步選擇的滾動軸承為（0）2尺寸系列6212，標準精度級的深溝球軸承。不受軸向載荷， ，。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 1） 求當量動

37、載荷 2） 驗算軸承壽命 故合格。 2、 中間軸滾動軸承計算 1） 初步選擇的滾動軸承為03尺寸系列30306，標準精度級的圓錐滾子軸承. 軸向力，， , ，。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 則 則 2） 求當量動載荷 由表13-5差值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為 ， ； ， 取 則 3） 驗算軸承壽命 因為 ，所以按軸承B的受力大小驗

38、算 故合格。 第八章 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 （主要參照《機械設計（第八版）》) 一、輸入軸鍵計算 由于鍵、軸、輪轂都是鋼，查表6-2得 取平均值 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 2、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 7.2中間軸鍵計算 1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普

39、通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 7.3輸出軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 合格 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。

40、 第九章 聯(lián)軸器的選擇 在軸的計算中已選定了聯(lián)軸器型號。 輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為LX3，最小直徑d=48mm，L=112mm。 輸入軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為 LX3，最小直徑d=30mm，L=82mm。 第十章 潤滑與密封 齒輪采用浸油潤滑，由《機械設計（第八版）》表10-11和表10-12查得選用100號中負荷工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995），油量大約為3.5L。當齒輪圓周速度時，圓錐齒輪浸入油的深度至少為半齒寬，圓柱齒輪一般浸入油的深度為一齒高、但不小于10mm，大齒輪的齒頂到油底面的距離≥30~50m

41、m。查《機械零件設計手冊》P981表314-26，選用浸油潤滑方式 并根據表314-27，選用150號機械油； 軸承采用潤滑脂潤滑，并根據表314-23選用ZL-3型潤滑脂 第十一章 減速器附件的選擇 由《機械設計課程設計（第三版）》選定通氣罩為；油標為桿式油標；外六角油塞及封油墊；箱座吊耳，吊環(huán)螺釘為螺釘M13；啟蓋螺釘M6。 第十二章 箱體的設計 根據《機械設計課程設計手冊（第三版）》表11-1得到下面數據 名稱 符號 計算公式 結果 箱座厚度 δ 9 箱蓋厚度 δ1 9 箱蓋凸緣厚度 13.5 箱座凸緣厚度

42、 13.5 箱座底凸緣厚度 22.5 地腳螺釘直徑 M12 地腳螺釘數目 查手冊 6 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 =0.75 M8 蓋與座聯(lián)結螺栓直徑 =（0.5 0.6） M6 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.40.5） M6 視孔蓋螺釘直徑 =（0.30.4） 6 定位銷直徑 =（0.70.8） 4 ，，至外箱壁的距離 查手冊表11—2 18 14 12 ，，至凸緣邊緣距離 查手冊表11—2 16 12 10 外箱壁至軸承端面距離 =++（510） 40 30 26 大齒輪頂圓與內箱壁距離

43、 6.8 齒輪端面與內箱壁距離 > 16 箱蓋，箱座肋厚 8 8 軸承端蓋外徑 +5 130（高速軸） 112（中間軸） 160（低速軸） 軸承旁聯(lián)結螺栓距離 134（高速軸） 116（中間軸） 164（低速軸） 連接螺栓的間距 160mm 根據設計手冊查得 吊鉤結構參數：K=+=24mm,H=0.8K=19.2mm,h=0.5H=9.6mm, r=0.25K=6mm b=(1.8-2.5)δ=25mm 視孔蓋的結構參數： =180mm, =165mm, =140mm, =125mm, =7mm,孔數為

44、8，蓋厚=4mm，R=5mm. 十、端蓋的詳細設計 1．高速軸端蓋 螺栓直徑為=8mm,蓋厚e=1.2=9.6mm,螺孔直徑為，套杯內壁厚s=10mm,壁厚e=10mm,外緣厚s=10mm, 分布圓直徑 ，，，，，，。 2、中間軸端蓋 螺栓直徑為=8mm,蓋厚e=1.2=9.6mm,螺孔直徑為，,，，，，，。 3、低速軸端蓋 螺栓直徑為=10mm,蓋厚e=1.2=12mm,螺孔直徑為， ， ，，，，，。 第十二章 總結 通過這段時間的課程設計工作，自己逐漸的體會到設計的過程是一個復雜的，但其中也包含著一些樂趣。這是一個整體的設計過程，需要考慮所有的因素，鍛煉一個人的整體思

45、維方式；同時真正的領會到機械設計的整個流程的必要性，并從中體會到經驗的重要性。在繪圖的過程中，我們可以體會到設計的過程與真正的情況往往有差別，所以，對軸的校核要放到最后有了本質上的理解。這個設計的過程，幾乎涵蓋了大學以來所學的所有知識，這樣可以讓自己對書本中所學到的東西有進一步的體會，可以學以致用，這可以培養(yǎng)自己的時間與動手能力。因此，這個設計的過程也是我們鞏固以前所學知識的過程，同時還是體驗機械設計的真正內涵與樂趣的過程?！奥槿鸽m小，五臟俱全”，在這個小小的減速器中包含了所學的幾乎所有標準零件，這提醒我們在以后的日常生活中多注意一下身邊的事物，因為小小的機構中會包含著很多知識。 總的來說，

46、機械設計課程設計的這個過程是忙碌并快樂的，她給我們提供了一個平臺來展示自己所學的知識與能力。 第十三章 參考文獻 1、《機械設計（第八版）》濮良貴，紀名剛主編　高等教育出版社 2、《機械設計課程設計（第三版）》吳宗澤，羅圣國主編 高等教育出版社 3、《機械制圖手冊》呂瑛波，王影主編 化學工業(yè)出版社 4、《機械制圖（第二版）》熊建強，李漢平，涂筱艷主編 北京理工大學出版社

47、

48、 =27 =135 d1t=66.08 mm

49、

50、 =48mm =60mm

51、 =65mm =75mm =60mm =110mm =47mm =123.5mm =63mm L5=7mm L6=41mm L=212.5mm

52、

53、 38