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目錄
1. 題目……………………………………………………………1
2. 傳動方案的分析………………………………………………2
3. 電動機(jī)選擇，傳動系統(tǒng)運(yùn)動和動力參數(shù)計算………………2
4. 傳動零件的設(shè)計計算…………………………………………5
5. 軸的設(shè)計計算…………………………………………………16
6. 軸承的選擇和校核……………………………………………26
7. 鍵聯(lián)接的選擇和校核…………………………………………27
8. 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………28
9. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇……………………28
10. 減速器箱體設(shè)計及附件的選擇和說明………………………………………………………………29
11. 設(shè)計總結(jié)………………………………………………………31
12. 參考文獻(xiàn)………………………………………………………31
廣東技術(shù)師范學(xué)院機(jī)電系
《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》
設(shè) 計 任 務(wù) 書
題目：設(shè)計一帶式輸送機(jī)使用的V帶傳動或鏈傳動及直齒圓柱齒輪減速器。設(shè)計參數(shù)如下表所示。
1、基本數(shù)據(jù)
數(shù)據(jù)編號
QB-5
運(yùn)輸帶工作拉力F/N
2000
運(yùn)輸帶工作速度v/(m/s)
1.4
卷筒直徑D/mm
340
滾筒效率η
0.96
2.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；
3.工作環(huán)境 室內(nèi) ，灰塵較大 ，環(huán)境最高溫度35度左右。
4.工作壽命15年，每年300個工作日，每日工作16小時
5.制作條件及生產(chǎn)批量: 一般機(jī)械廠制造，可加工7～8級齒輪；加工條件：小批量生產(chǎn)。生產(chǎn)30臺
6.部件：1.電動機(jī)，2.V帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯(lián)軸器,5.輸送帶6.輸送帶鼓輪
7.工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，室內(nèi)工作；
運(yùn)輸帶速度允許誤差±5%；
兩班制工作，3年大修，使用期限15年。
(卷筒支承及卷筒與運(yùn)輸帶間的摩擦影響在運(yùn)輸帶工作拉力F中已考慮。)
8.設(shè)計工作量：1、減速器裝配圖1張(A0或sA1)；
? 2、零件圖1～3張；
? 3、設(shè)計說明書一份?！ ?
§2傳動方案的分析
1—電動機(jī)，2—彈性聯(lián)軸器，3—兩級圓柱齒輪減速器，4—高速級齒輪，5—低速級齒輪 6—剛性聯(lián)軸器 7—卷筒
方案分析:
由計算(下頁)可知電機(jī)的轉(zhuǎn)速的范圍為: 674.410～3372.04r/min由經(jīng)濟(jì)上考慮可選擇常用電機(jī)為1500r/min .功率為4kw.又可知總傳動比為17.082.如果用帶傳動,剛減速器的傳動比為5—10,用二級圓柱齒輪減速器則傳動比太小,而用一級則有點(diǎn)過大,從而齒輪過大,箱體就隨著大.因而不用帶傳動直接用聯(lián)軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯(lián)軸器與電機(jī)相連.
兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點(diǎn)及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。兩級同軸式圓柱齒輪減速: ?特點(diǎn)及應(yīng)用：減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。
從性能和尺寸以及經(jīng)濟(jì)性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速.
卷筒同輸出軸直接同聯(lián)軸器相連就可以,因?yàn)檫@樣可以減少能量的損耗.
§3電動機(jī)選擇，傳動系統(tǒng)運(yùn)動和動力參數(shù)計算
一、電動機(jī)的選擇
1.確定電動機(jī)類型
按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機(jī)。
2.確定電動機(jī)的容量
（1）工作機(jī)卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw
(2)電動機(jī)所需的輸出功率
為了計算電動機(jī)的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機(jī)到工作機(jī)之間的總功率η總。設(shè)η1、η2、η3、η4、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設(shè)齒輪精度為7級）、滾動軸承、彈性聯(lián)軸器、工作機(jī)的效率，由[2]表2-2 P6查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.99，η5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為
η總=η12η22η33η4 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 2.8/0.877=3.193kw
3.選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速
由[2]表2-3推薦的傳動副傳動比合理范圍
聯(lián)軸器傳動 i聯(lián)=1
兩級減速器傳動 i減=8～40(i齒=3～6)
則傳動裝置總傳動比的合理范圍為
i總= i聯(lián)×i齒1×i齒2
i‘總=1×（8～40）=（8～40）
電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為
nw==60x1000x1.4/3.14x340＝78.68r/min
nd=i‘總×nw=（8～40）×nw=8nw～40nw=629.34～3147.2r/min
根據(jù)電動機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查機(jī)械設(shè)計手冊(軟件版)R2.0-電器設(shè)備-常用電動機(jī)規(guī)格，符合這一范圍的常用同步加速有3000、1500、1000。
選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，輸出軸直徑為28j6mm
選定電動機(jī)型號為Y112M-4。
二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配
1.傳動裝置總傳動比
i總= nm / nw=1440/78.68＝18.30式中nm----電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，1440 r/min;
nw----工作機(jī)的轉(zhuǎn)速，78.68 r/min。
2.分配傳動裝置各級傳動比
i總=i聯(lián)×i齒1×i齒2
分配原則：（1） i齒=3～6 i齒1=（1.3～1.4）i齒2
減速器的總傳動比為
i = i總/ i聯(lián)=18.30 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為
i齒1 = = 4.877 低速級的傳動比
i齒2 = i/i齒1 = 8.30/4.877 =3.752 三、運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)計算
1.各軸轉(zhuǎn)速計算
n0= nm =1440 r/min
nⅠ= nm / i聯(lián) =1440 r/min
nⅡ= nⅠ / i齒1 = 1440/4.877=295.26 r/min
nⅢ= nⅡ / i齒2 =295.26/3.752=78.69r/min
2.各軸輸入功率
P0= Pd=3.193kw
PⅠ= Pdη4 = 3.193x0.99=3.163kw
PⅡ= PⅠη2η3 =3.163x0.98x0.99=3.067kw
PⅢ= PⅡη2η3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw
3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩
T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x3.161/1440=20.964
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550x3.067/295.26=99.20
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550x2.9767/78.69=361.174
表1 傳動裝置各軸運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)表
項(xiàng)目
軸號
功率
轉(zhuǎn)速
轉(zhuǎn)矩
傳動比
0軸
3.193
1440
21.176
1
Ⅰ軸
3.161
1440
20.964
4.877
Ⅱ軸
3.067
295.26
99.200
3.752
Ⅲ軸
2.9767
78.69
361.174
4傳動零件的設(shè)計計算
一、漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計
（一）高速級直齒圓柱齒輪設(shè)計計算表
項(xiàng)目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級
查[1]P208 表10-8
傳輸機(jī)為一般工作機(jī)速度不高
級
7
2．材料選擇
查[1]P180
表10-1
小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì))
大齒輪45鋼(調(diào)質(zhì))
小齒輪280HBS,大齒輪240HBS
3．選擇齒數(shù)Z
Z1=24
Z2=4.877x24
=117.3
U=117/24=4.875
個
＝24
＝117
U＝4.875
5．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計
（1）試選Kt
試選1.3
Kt=1.3
(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1
T=9550XP1/n1
T=9550x3161/1440=2.0963X10
Nmm
T1=2.096x 10
(3)齒寬系數(shù)Фd
由[1]P201表10-7
d=0.7~1.15
Фd=1
(4)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1] P198表10-6
鍛鋼
MP1/2
ZE=189.8
(5) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限
由[1]P207圖 １０－２１ｄ
600
550
600
550
（6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式１０－１３
N1=60n1jLh=
60X1440X16X300X15＝6.2208X109 =6.22X109/4.877=1.275X109
N1=6.22X109
N2=1.28X109
（7）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN
由[1]P203圖10-19
KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.95
KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.95
（8）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]1= =0.90X600/1=540 [σH]2=
=0.95X550/1=522.5
[σH]1= 540
[σH]2= 522.5
（9）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
＝37.8225
mm
37.823
（10）計算圓周速度v
V=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034
m/s
V=2.85
（11）計算齒寬B
b = φdd1t
B1=1×37.823
mm
B1=37.823
（12）模數(shù)
＝37.823/24＝1.576
h = 2.25mnt =3.546
b/h =37.823/3.546=10.5769
度
=1.576
h =3.546
b/h= 10.577
（13）計算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v= 2.85級精度，由[1]P190圖10-8查得動載荷系數(shù)1.10
由[1]表１０－４P194查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+
0.23X10-3X37.823=1.417
由[1]圖１０－１３P195查得KFβ=1.34假定，由[1]P193表10-3查得1.2故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1X1.10X1.2X1.417=1.870
K=1.870
（14）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
由[1]式10-10ａ
d1=d1t=
42.696
d1=42.70
（15）計算模數(shù)
＝42.70/24=1.779
mm
mn=1.78
6．按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計
（1）計算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFα
KFβ
K＝1x1.10x1.2X1.34=1.7688
K＝1.769
(2)齒形系數(shù)Fsa
由[1]P197 表10-5
Fsa1=2.65
Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664
Fsa1=2.65
Fsa2=2.166
（3）應(yīng)力校正系數(shù)YSa
由[1] P197 表１０－５
YSa1=1.58
YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036
YSa1=1.58
YSa2=1.804
（4）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由[1]P204 圖１０－２０ｃ
500
380
500
380
（5）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
由[1]P202 圖１０－１８
0.84
0.88
0.84
0.88
（6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，由式10-12得
[σF]1= ＝ 0.85X500/1.35=314.8148
[σF]2=＝ 0.88X380/1.35=247.7037
[σF]1=314.815
[σF]2=247.704
（7）計算大小齒輪的并加以比較
＝2.65x1.58/314.815=0.013299
＝2.166x1.804/247.704=0.01577499結(jié)論：取0.01577
＝0.01330
=0.01577大齒輪值大
（8）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算
由[1]式１０－5
=1.10298
mm
1.103
結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，?。?2mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1= 42.70應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=42.70/2 =21.35，取Z1=21,Z2 = Z1×i齒1 =21x4.877=102.417
取Z2 =102
3．幾何尺寸計算
（1）計算中心距a
A=(21+102)2/2=
123
mm
a=123
（2）計算齒輪的分度圓直徑d
d=zmn
d1=2x21=42
d2=2x102=204
mm
d1=42
d2=204
3）計算齒輪的齒根圓直徑df
=42-5=37
=204-5=199
mm
df1=37
df2=199
（4）計算齒輪寬度B
b = φdd1
圓整后?。?
B1 = 50
B2 = 45
mm
B1 = 50
B2 = 45
（5）驗(yàn)算
=2x20960/42N =998.10N
=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm＜100N/mm
合適
（二）低速級直齒圓柱齒輪設(shè)計計算表
項(xiàng)目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級
查[1]表10-8
傳輸機(jī)為一般工作機(jī)速度不高
級
7
2．材料選擇
小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì))
大齒輪45鋼(調(diào)質(zhì))
小齒輪280HBS,大齒輪240HBS）
3．選擇齒數(shù)Z
=23
=3.752x23=86.3U=86/23=3.7391
個
=23
=86
U=3.739
5．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計
（1）試選Kt
Kt=1.3
(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TⅡ
TⅡ=9550P/n
TⅡ=9550x3067/295.26=99200.2
Nmm
TⅡ=99.20X103
(3)齒寬系數(shù)Фd
由[1]P203表10-7
d=0.7~0.115
Фd=1
(4)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]P198表10-6
鍛鋼
MPa1/2
ZE=189.8
(5) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限
由[1]P207圖10-21ｄ
600
550
600
550
（6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109
N4 = N3/ i齒2 =1.28x109/3.752=0.34x109
N3=1.28X109
N4=0.34x109
（7）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN
由[1]P203圖10-19
KHN3 = 0.90
KHN4 = 0.95
KHN3 = 0.90
KHN4 = 0.95
（8）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]3= =600X0.90/1＝540
[σH]4= ＝0.95x550/1＝522.5
[σH]3=540
[σH]4=522.5
（9）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
＝64.5788
mm
64.579
（10）計算圓周速度v
v=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787
m/s
v=0.998
（11）計算齒寬B
b = φdd3t
B=1X64.579=64.579
mm
B=64.579
（12）模數(shù)
mnt=64.579/23=2.808
h=2.25mnt =6.318
b/h =64.579/6.318
=10.221
度
mnt=2.808
h=6.318
b/h =10.221
（13）計算載荷系數(shù)K
由[1]P190表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v= 0.998級精度，由[1]P192圖10-8查得動載荷系數(shù)1.06由[1]表１０－４P194查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X)+
0.23X103X64.579=1.42由[1]圖10-13P195查得KFβ=1.35
假定，由[1]P193表１０－３查得1.2故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1X1.06X1.2X1.42=1.806
K=1.806
（14）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3
由[1]式10-10ａ
D3=d3t=72.058
D3=72.058
（15）計算模數(shù)
=72.058/23
=3.133
mm
=3.133
6．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計
（1）計算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1X1.06X1.2X1.35=1.7172
K=1.717
（2）齒形系數(shù)YFa
由[1]P197表
１０－５
YFa3=2.69
YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208
YFa3=2.69
YFa4=2.208
（3）應(yīng)力校正系數(shù)YSa
由[1]P197表
10-5
YSa3=1.575
YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776
YSa3=1.575
YSa4=1.776
（4）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由[1]P204圖
10-20ｃ
500
380
500
380
（5）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
由[1]P202圖
10-18
0.85
0.88
0.85
0.88
（6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，由式10-2得
[σF]3= =0.85x500/1.35=314.8148
[σF]4= =0.88x380/1.35=247.7037
[σF]3=314.815
[σF]3=247.704
（7）計算大小齒輪的并加以比較
=(2.69+1.575)/314.815=0.013547
=2.208+1.776/247.704=0.016083
結(jié)論：大齒輪值大
大齒輪值大
（8）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算
由[1]式１０－１７
=2.1796
＝2.18
結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，?。?.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3= 72.058mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=72.058/2.5= 28.8 取29，則Z4 = Z3×i齒2 = 29x3.752=108.8 取Z4 = 109
3．幾何尺寸計算
（1）計算中心距a
A=(29+109)2.5/2
=172.5
將中心距圓整為173
mm
a=173
（2）計算齒輪的分度圓直徑d
d3=29x2.5=72.5
d4=109x2.5=272.5
mm
d3=72.5
d4=272.5
（3）計算齒輪的齒根圓直徑df
=72.5-6.25=66.25
=272.5-6.25=266.25
mm
df1=66.25
df2=266.25
（4）計算齒輪寬度B
b = φdd3
圓整后?。?
B3 =80
B4 = 75
mm
B3 =80
B4 = 75
（5）驗(yàn)算
=2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N
=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm＜100N/mm 合適
（三）直齒輪設(shè)計參數(shù)表
傳動類型
模數(shù)
齒數(shù)
中心距
齒寬
高速級
直齒圓柱齒輪
2
21
102
123
50
45
低速級
直齒圓柱齒輪
2.5
29
109
173
80
75
§5聯(lián)軸器的選擇
Ⅰ軸的聯(lián)軸器:
由于電機(jī)的輸出軸軸徑為28mm
查[1]表14-1由于轉(zhuǎn)矩變化很小可取KA=1.3
1.3×20.964=27.253N.m
又由于電機(jī)的輸出軸軸徑為28mm
查[2]p128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉(zhuǎn)矩[n]=63N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為5700r/min,軸徑為20~28之間，由于電機(jī)的軸徑固定為28mm,而由估算可得1軸的軸徑為20mm。
故聯(lián)軸器合用:
Ⅲ的聯(lián)軸器:
查[1]表14-1轉(zhuǎn)矩變化很小可取KA=1.3
1.3×361.174=469.52 N.m
查[2]p128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7,其許用轉(zhuǎn)矩[n]=500N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為3600r/min, 軸徑為40~48之間,由估算可選兩邊的軸徑為40mm.聯(lián)軸器合用.
§5軸的設(shè)計計算
減速器軸的結(jié)構(gòu)草圖
一、Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1．選擇軸的材料及熱處理方法
查[1]表15-1選擇軸的材料為40Cr；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。
2．確定軸的最小直徑
查[1]式15-2的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
=14.296mm
再查 [1]表15-3，A0=(112 ～ 97)
D≥＝13.546mm
考慮鍵：有一個鍵槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm
3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
大于軸的最小直徑15.01且
考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)直徑配合
20
大帶輪定位d2= d1+2（0.07~0.1）d1
=20+2.8~4=22.8~24
考慮密封圈查[2]表15-8 P143得d=25
25
考慮軸承d3> d2選用6206軸承從機(jī)械設(shè)計手冊軟件（R2.0）
B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=62
30
考慮軸承定位
查表[2] 9-7
＝da＝＝36
36
考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟<2.5m，選用齒輪軸，此時d5=d1a=46
46
>查表[2] 9-7
36
＝（同一對軸承）
30
4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” =3.467 ，故選用油潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
箱體壁厚
查[3]表3P26
小于8選8
8
地腳螺栓直徑及數(shù)目n
查[3]表3P26
df=0.036a+12
a<250時,n=4
=20
4n=4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
查[3]表3P26
=0.75=0.75×20=15
=16
軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、
查[3]表3P26
=22
=20
軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑
查[3]表4 P27
=(0.4-0.5)=0.5x20=10
10
軸承蓋厚度
查 [2]表14-1
e=(1～1.2) =(1～1.2)×10=10~12
12
小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離
查[3]表4 P27
≥δ（或10～15）
10
軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離
查[3]P43
=3～5
4.5
軸承支點(diǎn)距軸承邊端面距離a
查機(jī)械手冊軟件版
8
5.計算各軸段長度。
名稱
計算公式
單位
計算結(jié)果
(聯(lián)軸器)=38-（2－3）
36
L2=8+22+20+（5～8）-4.5-16+8+29=70.5
70.5
=16(軸承B)
16
＝Δ2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+10-2.5=102
102
=B1=50
50
＝Δ2+(3-5)＝10+4.5=14.5
14.5
＝B-2=16-2=14
14
L（總長）
L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5
303
L(支點(diǎn)距離)
L=303-36-71.5-16+2=178.5
181.5
二、Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1．選擇軸的材料及熱處理方法
查[1]表14-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
2．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
=24
再查 [1]表15-2，
考慮鍵：d≥24×（1+5%）=25.2mm
3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
大于軸的最小直徑25.2且
考慮與軸承公稱直徑配合試選代號6207
B=17,da=42,D=72
35
與鍵bxh=10x8
35+2x(0.07~0.1)x35=
39.9~42
40
軸環(huán)定位= d2+2（0.07~0.1）d2
=40+2(0.07~0.1)40=45.6~48查表[2]9-7p73
取40
48
=
40
=（一對同型號軸承）
35
4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” =2.91，故選用油潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
軸承支點(diǎn)距軸承邊端面距離a
查機(jī)械手冊軟件版
8.5
5.計算各軸段長度
名稱
計算公式
單位
計算結(jié)果
＝17+（5～3）+10+2＝33.5
33.5
＝80-2＝78
78
＝（8～15）
10
＝45-2＝43
43
＝17+（3～5）+10+2.5+2＝34
34
L（總長）
L ＝33.5+78+10+43+34＝198.5
198.5
L（支點(diǎn)距離）
L ＝198.5－17+2＝183.5
183.5
三、Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1．選擇軸的材料及熱處理方法
查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
2．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
再查 [1]表15-2，
考慮鍵： d≥37.6×（1+5％）＝39.4mm
3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
大于最小直徑39.4mm且考慮到與聯(lián)軸器內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)直徑配合, =40
40
>,考慮聯(lián)軸器定位
查,并考慮與密封墊配合
查附表：15－8接觸式密封d=45
45
考慮與軸承公稱直徑配合> ，軸承代號：6210
B＝20 da＝57
50
d4=da＝57
57
考慮到齒輪定位, d5
=d4+(5~10)=63
查
63
=
57
=
50
4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a
從機(jī)械手冊軟件版
10
5.計算各軸段長度
名稱
計算公式
單位
計算結(jié)果
與聯(lián)軸器配合長度短2~3mm
＝84-（2～3）＝82
82
＝8+22+20+5+8+29-20-4.5＝67.5
67.5
＝20
20
＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-12＝62.5
62.5
軸肩
12
＝75-2＝73
73
＝20-2+4.5+10+2.5+2＝37
37
L（總長）
L ＝82+67.5+20+62.5+12+73+37＝354
354
L(支點(diǎn)距離)
L ＝354-82-67.5-20+2＝186.5
mm
186.5
四、校核Ⅱ軸的強(qiáng)度
齒輪的受力分析：
齒輪2上的圓周力
小齒輪上的經(jīng)向力
小齒輪上的軸向力
=
N
972.549*=353.979N
0
齒輪3上的圓周力
小齒輪上的經(jīng)向力
小齒輪上的軸向力
=
N
2736.552*=996.023N
0
1．求支反力、繪彎矩、扭矩圖
軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。
AC=8.5+17+=48
CD=+10+=72.5
BD=8.5+4.5+10+40=63
在XAY平面上：
X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63）
972.549X48+2736.552X120.5=183.5
所以，=2051.427N =+—=1657.674N
所以，C斷面 =48=79.568X
D斷面 =63=129.24X
在XAZ平面上：
x48+X183.5=x（48+72.5）
353.979x48+x183.5=996.023x120.5
所以，=561.47N =80.574N
所以，C斷面 =X48=3.868X
=X63=35.373X
合成彎矩C斷面 ===79.662X
合成彎矩D斷面 ===133.99X
因?yàn)? , 所以D斷面為危險截面。
===22.91MPa
查表15-1得[]=60mpa,因?yàn)?[],所以安全。
§6軸承的選擇和校核
一、Ⅱ軸承的選擇和校核
1．Ⅱ軸軸承的選擇
選擇Ⅱ軸軸承的一對6207軸承，查機(jī)械手冊軟件版
校核軸承，軸承使用壽命為15年，每年按300天計算。
2．根據(jù)滾動軸承型號，查出和。
Cr=25500N
Cor=15200N
3．校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求
（1）畫軸的受力簡圖。
（2）求軸承徑向支反力、
（a）垂直平面支反力、
= =1657.674N
==2051.427N
（b）水平面支反力、
==80.574N
==561.47N
（c）合成支反力、
==1659.631N
==2126.876N
（5）計算軸承的當(dāng)量載荷、
由于Fa=0
查[1] 表13-5 ：X1＝1.41,Y1＝0
查[1]表13-6取載荷系數(shù) 1.1
P1＝fPFr1=1.1×1659.631=1825.5941N
查[1] 表13-5 ：X2＝1 ,Y2＝0
P2＝fPFr2＝1.1×2126.876=233.95636N
（6）校核所選軸承
由于兩支承用相同的軸承，故按當(dāng)量動載荷較大的軸承P2計算，查[1]表13-6取載荷系數(shù) 1 ，查[1]表13-4取溫度系數(shù) 1 ，計算軸承工作壽命：
==73093.9h>(16×300×15)h=72000h
結(jié)論：所選的軸承滿足壽命要求。
§7鍵聯(lián)接的選擇和校核
一、Ⅱ軸大齒輪鍵
1．鍵的選擇
選用普通 圓頭平鍵 A型,軸徑d=40mm ,查[1]表6-1，得寬度b=12mm,高度h=8mm,
2．鍵的校核
鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度 45 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長L=36mm 。(查[1]表6-1)
鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查[1]6-2得許用擠壓應(yīng)力[οp]=100~120Mpa,取[οp]=100Mpa.
鍵的工作長度 =L－b=36－12=24mm,
鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm
由式[1]6-1得οp==51.67Mpa
所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠。
§9減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇
一、傳動零件的潤滑
1．齒輪傳動潤滑
因?yàn)辇X輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。
2．滾動軸承的潤滑
因?yàn)镮軸II軸齒輪圓周速度v>2m/s,滾動軸承采用油潤滑而III軸的齒輪圓周速度v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到槽從而達(dá)到潤滑軸承目的。
二、減速器密封
1.軸外伸端密封
I軸：與之組合的軸的直徑是25mm，查[2]表15-8P143，選d=25mm氈圈油封
II軸：無需密封圈
III軸：與之配合的軸的直徑是45mm，查[2]表15-8P143，選d=45mm 選氈圈油封
2.箱體結(jié)合面的密封
軟鋼紙板
§10減速器箱體設(shè)計及附件的選擇和說明
一、箱體主要設(shè)計尺寸
名稱
計算依據(jù)
計算過程
計算結(jié)果
箱座壁厚
0.025*123+3＝6.075
8
箱蓋壁厚
×8=0.8x8=6.4
8
箱座凸緣厚度
1.5×8
12
箱蓋凸緣厚度
1.5×8
12
箱座底凸緣厚度
2.5×8
20
地腳螺栓直徑
0.036a+12=0.036x123+12=16.428查[3]表3P26
20
地腳螺釘數(shù)目
4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
0.75×20=15
16
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
0.5x20=10
10
聯(lián)接螺栓d2的間距
查[3]表3P26
150～200
160
軸承端蓋螺釘直徑
查[3]表3P26
(0.4-0.5)df
＝0.4x20=8
8
定位銷直徑
（0.7～0.8）×10
8
、、至外箱壁距離
查[3]表4
26
22
16
、至凸緣邊緣距離
查[3]表4
24
14
軸承旁凸臺半徑
＝10
凸臺高度
作圖得到
h=54
軸承座寬度
8+22+20+5
55
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
≥
1.2×8=9.6
10
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
≥10~15
10
箱蓋、箱昨筋厚、
0.85×8
6.8
6.8
軸承端蓋外徑
62+5×8=102
72+5×8=112
100+5×8=130
102
112
130
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
102
112
130
二、附屬零件設(shè)計
1窺視孔和窺視孔蓋
其結(jié)構(gòu)見[2]表14-4 p133,
其尺寸選擇為：
2.通氣塞和通氣器
通氣器結(jié)構(gòu)見[2]表14-9,p136
主要尺寸：M16x1.5,D=22,D1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=5
3.油標(biāo)、油尺
由于桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用廣泛，選擇桿式油標(biāo)尺，其結(jié)構(gòu)見[2]表14-8p135
其尺寸選擇為:M12
4.油塞、封油墊
其結(jié)構(gòu)見[2]表14-14 p139其尺寸選擇為:M20X1.5
5.起吊裝置
選擇吊耳環(huán)和吊鉤
結(jié)構(gòu)見[2]表14-12 p137
6.軸承端蓋、調(diào)整墊片
查[2]表14-1 p132
§11設(shè)計小結(jié)
我們這次機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是做《帶式運(yùn)輸機(jī)用的二級圓柱齒輪減速器》。在兩個星期的設(shè)計過程中，讓我明白一個簡單機(jī)械設(shè)計的過程，知道一個設(shè)計所必須要準(zhǔn)備些什么，要怎樣去安排工作，并學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，掌握機(jī)械設(shè)計的一般規(guī)律；也通過課程設(shè)計實(shí)踐，培養(yǎng)了我綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與生產(chǎn)實(shí)際知識來分析和解決機(jī)械設(shè)計問題的能力；學(xué)會怎樣去進(jìn)行機(jī)械設(shè)計計算、繪圖、查閱資料和手冊、運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。還有就是激發(fā)了我的學(xué)習(xí)興趣，能起到一種激勵奮斗的作用，讓我更加對課堂所學(xué)內(nèi)容的更加理解和掌握。
這次機(jī)械課程設(shè)計中，我遇到了很多問題，但同學(xué)討論和老師 指導(dǎo)起到了很大的作用，這就是團(tuán)隊(duì)的精神。自己在設(shè)計中所遇到的困難，讓我明白要做好一個機(jī)械設(shè)計是一件不容易的事，必須有豐富的知識面和實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，還必須有一個好的導(dǎo)師。設(shè)計讓我感到學(xué)習(xí)設(shè)計的緊張，能看到同學(xué)間的奮斗努力，能讓大家很好地回顧以前所學(xué)習(xí)的理論知識，也明白只有在學(xué)習(xí)理論基礎(chǔ)上才能做設(shè)計，讓我以后更加注重理論的學(xué)習(xí)并回到實(shí)踐中去。還這次自己沒有很好地把握設(shè)計時間的分配，前面?zhèn)鲃臃桨冈O(shè)計和傳動件設(shè)計時間太長，而在裝配草圖設(shè)計、裝配工作圖設(shè)計時間太緊，還有就是在裝配草圖設(shè)計中遇到一些尺寸不是很確定，而減慢了AutoCAD工程制圖的速度，這也很好讓我們更加掌握AutoCAD工程制圖的操作。這是自己設(shè)計思維不太嚴(yán)謹(jǐn)，沒有很好地熟悉一些理論知識，沒有過此類設(shè)計的經(jīng)驗(yàn)；在設(shè)計過程中自己也做了一些重復(fù)的計數(shù)，很多往往是一個參數(shù)所取不正確或沒有太在意一些計數(shù)，而在尺寸計算校核才發(fā)現(xiàn)問題，而白白花了重復(fù)工作的時間，但也能讓我更加深刻一些設(shè)計的過程，積累了一些設(shè)計的經(jīng)驗(yàn)。
這次機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是我們一次進(jìn)行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設(shè)計能力訓(xùn)練，很好地提高了我們實(shí)踐能力和運(yùn)用綜合能力的水平。我們可以通過設(shè)計，明白到學(xué)習(xí)的內(nèi)容的目的，更加明確大學(xué)學(xué)習(xí)的目標(biāo)方向，能激起學(xué)生學(xué)習(xí)激情，也讓我們有學(xué)習(xí)的成就感，希望以后有更多合適實(shí)訓(xùn)教學(xué)安排。
§12參考資料
[1] 濮良貴主編. 1997.《機(jī)械設(shè)計》（第七版）.高等教育出版社
[2] 唐增寶；何永然；劉安俊主編.1998.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.華中科技大學(xué)出版社
[3] 龔溎義 羅圣國 李平林 張立乃 黃少顏編， 龔溎義主編《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版，高等教育出版社
[4]機(jī)械設(shè)計手冊軟件版R2.0,
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