帶式輸送機課程設計

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1、帶式輸送機_課程設計 設計項目 計算及說明 主要結果 一、確定傳動方案 二、選擇電動機 （1）選擇電動機 機械傳動裝置一般由原動機、傳動裝置、工作機和機架四部分組成。單機圓柱齒輪減速器由帶輪和齒輪傳動組成，根據各種傳動的特點，帶傳動安排在高速級，齒輪傳動放在低速級。傳動裝置的布置如圖A-1所示，帶式輸送機各參數如表A-1所示。 圖 A-1 表 A-1 (N) (m/s) (mm) w(%) 200 2.7 380 0

2、.95 1)選擇電動機類型和結構形式 根據工作要求和條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機，結構為臥室封閉結構 2)確定電動機功率 工作機所需的功率（kW）按下式計算 = 式中，=2000N,=2.7m/s，帶式輸送機=0.95，代入上式得 ==5.68KW 電動機所需功率P0(kW)按下式計算 = 式中，為電動機到滾筒工作軸的傳動裝置總效率，根據傳動特點，

3、 =5.68KW 設計項目 計算及說明 主要結果 設計項目 由表2-4查的：V帶傳動=0.96,一對滾動軸承=0.99，彈 性聯軸器= 0.99，一對齒輪傳動=0.97，因此總效率為 ==0.96x0.97x0.992x0.99=0.904 = /=5.68/0.904=6.28KW 確定電動機額定功率Pm（kW），使

4、=（1～1.3) =6.28(1～1.3) =6.28～8.164KW 查表2-1，取=7.5(kW) 3）確定電動機轉速 工作機卷筒軸的轉速為 = = =135.77r/min 根據表2-3各類傳動比的取值范圍，取V帶傳動的傳動比=2 ~ 4，一級齒輪減速器=3 ~ 5，傳動裝置的總傳動比=6 ~ 20，故電動機的轉速可取范圍為 ==（6 ~ 20）135.77r/min=8

5、14.62 ~ 2715.4r/min 符合此轉速要求的同步轉速有1000r/min,1500r/min兩種，考慮綜合因素，查表2-1，選擇同步轉速為1500r/min的Y系列電動機Y132M-4，其滿載轉速為=1440r/min 電動機參數見表A-2 A-2 型號 額定功率 /KW 滿載轉速 /r 額定轉矩 最大轉矩 Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2 計算及說明 =6.28KW

6、=7.5KW =135.77r/min Y132M-4 =1440r/min 主要結果 （2）計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 (3)計算傳動裝置的運動參數和動力參數 1)傳動裝置的總傳動比為 = / =1440/135.77=10.61 2)分配各級傳動比 為了符合各種傳動形式的工作特點和結構緊湊，必須使各級傳動比都在各自的合理范圍內，且使各自傳動尺寸協調合理勻稱，傳動裝置總體尺寸緊湊，重量最小，

7、齒輪浸油深度合理。 本傳動裝置由帶傳動和齒輪傳動組成，因=，為使減速器部分設計合理方便，取齒輪傳動比=3.5則帶傳動的傳動比為 =/=10.61/3.5=3.03 1)各軸轉速 I軸=/=1440r/min/3.03=475.25r/min II軸=/=475.25r/min/3.5=135.79r/min 滾筒軸==135.79r/min 2)各軸功率 I軸===6.280.96=6.03KW II軸===6.030.970.99 =5.7

8、9KW 滾筒軸== =5.790.990.99 =5.67KW 3)各軸承轉矩 電動機軸 =9.55=9.55=41648.61N·mm I軸 ===41648.613.030.96 =121147.48N·mm II軸 == =10.61 =3.5 =3.03 =475.25r/min =135.79r/min =

9、135.79r/min =6.03KW =5.79KW =5.67KW =41648.61N·mm =121147.48N·mm 設計項目 計算及說明 主要結果 3、 傳動零件的設計計算 (1) 普通V帶傳動 =121147.483.50.970.99 =407182.74N·mm 滾筒軸 =

10、 = =407182.740.990.99 =399079.8N·mm 根據以上計算列出本傳動裝置的運動參數和動力參數數據表，見表A-3 A-3 參數 軸號 電動機軸 I軸 II軸 滾筒軸 轉速n (r) 1440 475.25 135.79 135.79 功率P/KW 6.28 6.03 5.79 5.67 轉矩T (N·mm) 41648.61

11、 121147.48 407182.74 399079.8 傳動比 3.03 3.5 1 效率 0.96 0.96 0.98 帶傳動的計算參數見表A-4 A-4 項目 /KW /r 參數 6.28 1440 3.03 1)計算功率 根據工作條件，查教材表8-9取=1.2 ==1.26.28KW=7.536KW =407182.74N·mm

12、 =399079.8N·mm 設計項目 計算及說明 主要結果 2)選擇V帶類型 由=7.536KW、=1440r/min查教材圖8-10處于A、B區(qū) 域,綜合機器使用年限因素各方面因素,這里選擇B型帶 3)確定V帶基準直徑 查教材表8-11，可取=125mm ===378.75mm 按教材表8-11將取標準為400mm，則實際從動輪轉速 ==1400=450r/min 4)驗算帶速 轉速誤差[(475.25-

13、450)/475.25]100%=5.3% 在5%允許的 誤差范圍內 由教材8-12式得 ===9.42m/s 在5 ~ 25m/s之間 合適 5)初定中心距 由教材8-13式得 0.7(+)≤≤2(+) 367.5≤≤1050 取=600mm 6)初算帶長 由下式計算帶的基準長度 =2+(+)+ =2600+(125+400)+ =1.2 =7.536KW =125mm =400mm

14、 =600mm 設計項目 計算及說明 主要結果 =2056mm 7)計算中心距 由教材表8-8查得相近的基準長度=2000mm =+=600+=572mm 考慮安裝調整和補償緊力的需要，中心距應有一定的調節(jié)范圍 ==572-0.0152000=542mm ==572+0.032000=632mm 8)驗算小帶輪的包角 =180°-=180°-

15、 =152.5º>120º 合適 9)確定V帶根數 查教材表8-5，用插值法求得單根V帶的基本額定功率=2.18KW =1.93+=2.18KW 查教材表8-6，用插值法求得增量功率 Δ=0.45KW Δ==0.15KW 查教材表8-7，用插值法求得包角系數=0.925 ==0.925 查教材表8-8，帶長修正系數=0.98 由教材8-17式得 Z≥/[(+Δ)] =2000mm

16、 =572mm =542mm =632mm 152.5º>120º 合適 =2.18KW Δ=0.15KW =0.925 =0.98 設計項目 計算及說明 主要結果 (2)圓柱齒輪設計 Z≥=3.16 取Z=4 10)計算初拉力 查教材表8-2，B型V帶質量m=0.19kg/m

17、 由教材8-18式得 = = =187N 9)計算對軸壓力 ===1493N 已知齒輪傳動的參數，見表A-5 齒輪相對于軸承為對稱布置，單向運輸、輸送機的工作狀況應為輕微沖擊 A-5 項目 /KW /r 參數 6.03 475.25 3.5 由于該減速器無特殊要求，為制造方便，選用價格便宜、貨源充足的優(yōu)質碳素鋼，采用軟齒面 1)選擇齒輪材料 查教材圖1

18、0-22 b得 小齒輪 42SiMn調質 217~286HBS 大齒輪 45鋼 正火 169~217HBS B型帶Z=4根 =187N =1493N 設計項目 計算及說明 主要結果 2）按齒面接觸疲勞強度條件計算小齒輪直徑 首先確定教材10-24式中各參數： 查教材表10-8取K=1.2 查教材表10-10取=1 u=i=3.5 ==9.56××6.03/475.25

19、 =121171N·mm 查教材表10-9取=189.8 查教材圖10-21得=700MPa =540MPa 查教材表10-11=1 由教材10-25式計算得[]=700MPa []=540MPa [H]取較小的[]=540MPa 按教材公式10-24計算小齒輪直徑 ≥ ≥ ≥66.07mm 3）齒輪的主要參數和計算幾何尺寸 確定齒輪的齒數：取=20，則大齒輪==20×3.5=70 確定齒輪模數：=66.07/20=3.3 查教材表10-1取

20、mm 計算齒輪傳動中心距：=/2=3.5×90/2=157.5mm =121171N·mm =20 ==70 =157.5mm 設計項目 計算及說明 主要結果 計算齒輪的幾何參數： 分度圓直徑==3.5×20=70mm ==3.5×70=245mm 齒寬==1×70=70mm 取75mm 70mm (齒

21、寬尺寸的尾數應為0或5；為便于安裝，mm） 齒頂圓直徑77mm 252mm 齒根圓直徑==61.25mm =236.25mm 4）校核齒輪彎曲疲勞強度 查教材表10-12，取=2.8 =1.55 =2.2 =1.78 查教材圖10-22得=550MPa =410MPa 查教材表10-11取=1 由教材10-26式計算得[]=550MPa []=410MPa 由教材10-26式驗算齒根疲勞強度 []==

22、 =73.6MPa<[] []== =66.4MPa<[] 經驗算，齒根彎曲疲勞強度滿足要求，故合格 5）驗算齒輪的圓周速度 =70mm =245mm 75mm 70mm =77mm 252mm 61.25mm =236.25mm <[] <[] 設計項目 計算及說明 主要結果 4、 低速軸的結構設計

23、 (1)軸的結構設計 ==1.74m/s 根據圓周速度=1.74m/s，查教材齒輪的圓周速度表10-7可取齒輪傳動為8級精度 低速軸的參數見表A-6 A-6 項目 /KW /r 參數 5.79KW 135.79 1)軸上的零件布置 對于單級減速器，低速軸上安裝一個齒輪、一個聯軸器，齒輪安裝在箱體的中間位置；兩個軸承安裝在箱體的軸承座內，相對于齒輪對稱布置；聯軸器安裝在箱體的外面一側。為保證齒輪的軸向位置，還應在齒輪和軸承之間加一個套筒 2)

24、零件的拆裝順序 軸上的主要零件是齒輪，齒輪的安裝可以從左側拆裝，也可以從右側拆裝。從方便加工角度選從右端拆裝，齒輪、套筒、軸承、軸承蓋、聯軸器依次從軸的右端裝入，左端的軸承從左端裝入 3) 軸的結構設計 為便于軸上零件的安裝，把軸設計為階梯軸，后段軸的直徑大于前段軸的直徑，低速軸的具體設計如下 軸段①安裝聯軸器，用鍵周向固定 軸段②高于軸段①形成軸肩，用來定位聯軸器 軸段③高于軸段②，方便安裝軸承 軸段④高于軸段③，方便安裝齒輪；齒輪在軸段④上用鍵周向固定 軸段⑤高于軸段④形成軸環(huán)，用來定位齒輪 軸段⑦直徑應和軸段③直徑相同，以便使左右兩端軸承型號一致 軸段⑥高于軸段⑦形成

25、軸肩，用來定位軸承；軸段⑥高于軸段⑦的部分取決于軸承標準 軸段⑤與軸段⑥的高低沒有影響，只是一般的軸身連接 低速軸的結構如圖A-2所示 =1.74m/s 設計項目 計算及說明 主要結果 （2）確定各軸段的尺寸 圖 A-2 1）各段軸的直徑 因本減速器為一般常規(guī)用減速器，軸的材料無特殊要求故選用45鋼 查教材13-10 45鋼的 A=118~107 代入設計公式 =（118~107）×41.22~3

26、7.38 考慮該軸段上有一個鍵槽，故應將軸徑增大5%即 （37.38~41.22）×（1+0.05）=39.25~43.28mm 軸段①的直徑確定為=42mm 軸段②的直徑應在的基礎上加上兩倍的非定位軸肩高度。這里取定位軸肩高度=(0.07~0.1)=3mm，即 =+2=42+2×3=48mm 考慮該段軸安裝密封圈，故其直徑還要符合密封圈的標準取=50mm 軸段③的直徑應在的基礎上加上兩倍的非定位軸肩高度，但因該軸段要安裝滾動軸承，故其直徑要與滾動軸承內徑相符合。這里取=55mm 同一根軸上的兩個軸承，在一般情況下

27、應取同一型號，故安裝滾動軸承處的直徑應相同，即==55mm 軸段④上安裝齒輪，為安裝方便取=58mm ④軸段高于③ =42mm =48mm ==55mm =58mm 設計項目 計算及說明 主要結果 (3)確定各軸段長度 設計項目 軸段只是為了安裝齒輪方便，不是定位軸肩，應按非定

28、位軸肩計算=1.5mm 軸段⑤的直徑=+2 是定位環(huán)的高度取=(0.07~0.1)=5.0mm 即=58+2×5=68mm 軸段⑥的直徑應根據所用的軸承類型及型號查軸承標準取得，預選該段軸承用6311軸承(深溝球軸承，軸承數據見課程設計指導書附錄B)，查得=65mm 2）各段軸的長度 如圖A-3 A-3 軸段④安裝有齒輪，故該段的長度與齒輪寬度有關，為了使套筒能頂緊齒輪輪廓應使略小于齒輪輪廓的寬度，一般情況下－=2~3mm，=70mm，取=68mm 軸段③包括三部分：= ， 為滾動軸

29、承的寬度，查得指導書附錄B可知6311軸承B=29mm 為齒輪端面至箱體的內壁的距離，查指導書表5-2，通?？扇?10~15mm；為滾動軸承內端面的至減速器內壁的距離，軸承的潤滑方式不同，的取值也不同，這里選油潤滑方 式，查指導書表5-2，可取=3~5mm，這里取=10mm， 計算及說明 =68mm =65mm =68mm 主要結果 =5mm ，即 =

30、 =29+10+5+2 =46mm 軸段②的長度應包含三部分：=，為聯軸器的內端面至軸承端蓋的距離，查指導書表5-2，通?？扇?5~20mm。部分為軸承端蓋的厚度，查指導書表5-7(6311軸承D=120mm，=10mm)，=1.2=1.2×10=12mm；部分則為軸承蓋的止口端面至軸承座孔邊緣距離，此距離應按軸承的結構形式、密封形式及軸承座孔的尺寸來確定，軸承座孔的寬度=+++5~10mm，為下箱座壁厚，應查指導書表5-3，這里取=8mm，、為軸承座旁聯接到箱體外壁及箱邊的尺寸，應根據軸承座旁連接螺栓的直徑查表5-3，這里取軸承座旁

31、連接螺栓=10mm，查表5-3得：=20mm、=16mm；為加工軸承座孔端面方便，軸承座孔的端面應高于箱體的外表面，一般可取兩者的差值為5～10mm；故最終的 =（8+20+16+6）=50mm,反算==（50-5-29）=16mm，==15+12+16=43mm 軸段①安裝聯軸器，其長度L1與聯軸器的長度有關，因此先選擇聯軸器的型號和類型，才能確定的長度。為了補償和安裝等的誤差及兩軸線的偏差，優(yōu)先考慮彈性套柱銷聯軸器，根據安裝聯軸器軸段的直徑，查附錄指導書F選聯軸器的型號為TL7型軸孔，聯軸器安裝長度L=84mm，考慮到聯軸器的鏈接和固定的需要，因此取=82mm 軸段⑤的長

32、度軸環(huán)的寬度b（一般b=1.4），取=7mm 軸段⑥長度由、的尺寸減去的尺寸來確定，= +-=10+5-7=8mm 軸段⑦的長度應等于或略大于滾動軸承的寬度B,B=29mm，取=30mm 軸的總長度等于各軸段長度之和即 =46mm =43mm =82mm =7mm =8mm 設計項目 計算及說明 主要結果 （4） 按扭轉和彎曲強度組合進行強度校核

33、 =++++++ =82+43+46+68+7+8+30 =284mm 軸段⑥⑦之間的砂輪越程槽包含在軸段⑦的長度之內 低速軸軸承的支點之間距離為 =70+15×2+29=129mm 1）計算軸上的作用力 從動輪的轉矩 T=4027182.74 N?mm 齒輪分度圓直徑=245mm 齒輪的圓周力Ft==N?mm=3323.9 N?mm 齒輪的徑向力Fr=N?mm=1209.8 N?mm 2

34、）計算支反力及彎矩 ①計算垂直平面內的支反力及彎矩 a.求支反力；對稱布置，只受一個力，故FAV=FBV=Fr/2= 1209.8/2=604.9N b.求垂直平面的彎矩 Ⅰ-Ⅰ截面：=604.9×64.5mm=39016.05N·mm Ⅱ-Ⅱ截面：=604.9×31.5mm=19054.35N·mm ②計算水平平面內的支反力及彎矩 a.求支反力：對稱布置，只受一個力，故 ==Ft/2=3323.9/2N=11661.95N b.求水平平面的彎矩 Ⅰ-Ⅰ截面：=1661.95

35、5;64.5=107195.78N·mm Ⅱ-Ⅱ截面：=1661.95×31.5=52351.43N·mm =284mm =129mm T=4027182.74 N?mm Ft=3323.9 N?mm Fr=1209.8 N?mm FAV=FBV=604.9N =39016.05N·mm =19054.35N·mm ==11661.95N =107195.78N·mm =52351.43N·mm 設計項目

36、 計算及說明 主要結果 ③求各截面的合成彎矩 Ⅰ-Ⅰ截面：== =114075.7N·mm Ⅱ-Ⅱ截面：== =55711.2N·mm ④計算轉矩 T=407182.74N·mm ⑤確定危險截面及校核其強度 按彎矩組合計算時，轉矩按脈動循環(huán)變化考慮，?。?0.6.按兩個危險截面校核: Ⅰ-Ⅰ截面的應力： == =16.21MPa Ⅱ-Ⅱ截面的應力： ==

37、 =15.06MPa 查教材表13-3得 [] =54MPa. 、 均小于 [] ，故軸的強度滿足要求 3）繪制軸的計算簡圖 為計算軸的強度，應將載荷簡化處理，直齒圓柱齒輪，其受力可分解為圓周力Ft、徑向力Fr。兩端軸承可簡化為一端活動鉸 =114075.7N·mm =55711.2N·mm T=407182.74N·mm =16.21MPa =15.06MPa 設計項目

38、 計算及說明 主要結果 五、高速軸的設計 鏈。一端為固定鉸鏈，如圖A-4 所示。為計算方便，選擇兩個 危險截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ、Ⅰ-Ⅰ危險截面選擇安裝齒輪的軸段中 心位置，位于兩個支點的中間，距B支座距離為129/2=64.5mm； Ⅱ-Ⅱ危險截面選擇在軸段④和軸段③的截面處，距B支座的距 離為29/2+15+2mm=31.5mm

39、 圖A-4 軸的強度計算 高速軸的設計主要是設計各軸段的直徑，為設計俯視圖做準備。有些軸段的長度可以根據軸上的零件來確定；有些軸段的長度在確定低速軸處的箱體后，取箱體內壁為一直線就可確定 經設計高速軸可以做成單獨的軸面而不是齒輪軸。為使零件定位和固定，高速軸也和低速軸一樣設計為七段,如下圖A-5 設計項目 計算及說明 主要結果 （1） 軸的結構設計

40、 圖A-5 高速軸的參數見如下表A-7 A-7 項目 /KW /r 參數 6.03 475.25 1) 軸上的零件布置 對于單級減速器，低速軸上安裝一個齒輪、一個V帶輪，齒輪安裝在箱體的中間位置；兩個軸承安裝在箱體的軸承座內，相對于齒輪對稱布置；V帶輪安裝在箱體的外面一側。為保證齒輪的軸向位置，還應在齒輪和軸承之間加一個套筒 2)零件的拆裝順序 軸上的主要零件是齒輪，齒輪的安裝可以從左側拆裝，也可以從右側拆裝。從方便加工角度選

41、從右端拆裝，齒輪、套筒、軸承、軸承蓋、V帶輪依次從軸的右端裝入，左端的軸承從左端裝入 3) 軸的結構設計 為便于軸上零件的安裝，把軸設計為階梯軸，后段軸的直徑大于前段軸的直徑，低速軸的具體設計如下 軸段①安裝V帶輪，用鍵周向固定 軸段②高于軸段①形成軸肩，用來定位V帶輪 軸段③高于軸段②，方便安裝軸承 軸段④高于軸段③，方便安裝齒輪；齒輪在軸段④上用鍵周 設計項目 計算及說明 主要結果 （2）確定各軸段的尺寸 向

42、固定 軸段⑤高于軸段④形成軸環(huán)，用來定位齒輪 軸段⑦直徑應和軸段③直徑相同，以便使左右兩端軸承型號一致 軸段⑥高于軸段⑦形成軸肩，用來定位軸承；軸段⑥高于軸段⑦的部分取決于軸承標準 軸段⑤與軸段⑥的高低沒有影響，只是一般的軸身連接 1）各段軸的直徑 因本減速器為一般常規(guī)用減速器，軸的材料無特殊要求故選用45鋼 查教材13-10 45鋼的 A=118~107 代入設計公式 =（118~107）×27.5~24.9 考慮該軸段上有一個鍵槽，故應將軸徑增大7%即 （27.5~24.9）×（1+0.07）=26.6~29

43、.4mm 軸段①的直徑確定為=28mm 軸段②的直徑應在的基礎上加上兩倍的非定位軸肩高度。這里取定位軸肩高度=(0.07~0.1)=2mm，即 =+2=28+2×2=32mm 考慮該段軸安裝密封圈，故其直徑還要符合密封圈的標準取=35mm 軸段③的直徑應在的基礎上加上兩倍的非定位軸肩高度，但因該軸段要安裝滾動軸承（6308），故其直徑要與滾動軸承內徑相符合。這里取=40mm 同一根軸上的兩個軸承，在一般情況下應取同一型號，故安裝滾動軸承處的直徑應相同，即==40mm 軸段④上安裝齒輪，為安裝方便取=43mm ④軸段高于③軸段

44、只是為了安裝齒輪方便，不是定位軸肩，應按非定位軸肩計算=1.5mm 軸段⑤的直徑=+2 是定位環(huán)的高度取=(0.07~0.1)=6mm 即=43+2×6=55mm =28mm =32mm ==40mm =43mm =55mm 設計項目 計算及說明 主要結果 （3）確定各段軸的長度

45、 軸段⑥的直徑應根據所用的軸承類型及型號查軸承標準取得，預選該段軸承用6308軸承(深溝球軸承，軸承數據見課程設計指導書附錄B)，查得=49mm 2）各段軸的長度 如圖A-6 A-6 軸段④安裝有齒輪，故該段的長度與齒輪寬度有關，為了使套筒能頂緊齒輪輪廓應使略小于齒輪輪廓的寬度，一般情況下－=2~3mm，=75mm，取=75-3=72mm 軸段③包括三部分：= ， 為滾動軸承的寬度，查得指導書附錄B可知6308軸承B=23mm 為齒輪端面至箱體的內壁的距離，查指導書表5-2，通?？扇?10

46、~15mm；為滾動軸承內端面的至減速器內壁的距離，軸承的潤滑方式不同，的取值也不同，這里選油潤滑方 式，查指導書表5-2，可取=3~5mm，這里取=7.5mm，=5mm均由前面低速軸距離而確定，即 = =23+7.5+5+3 =38.5mm 軸段②的長度應包含三部分：=，為V帶輪的內端面至軸承端蓋的距離，查指導書表5-2，通常可取15~20mm。部分為軸承端蓋的厚度，查指導書表5-7(6308軸承 D=90mm， =49mm

47、=72mm =38.5mm 設計項目 計算及說明 主要結果 6． 鍵的選擇及強度校核 （1）選擇鍵的尺寸 =8mm)，=1.2=1.2×8=9.6mm；部分則為軸承蓋的止口端面至軸承座孔邊緣距離，此距離應按軸承的結構形式、密封形式及軸承座孔的尺寸來確定，軸承座孔的寬度=+++5~10mm，為下箱座壁厚，應查指導書表5-3，這里取=8mm，、為軸承座旁聯接到箱體外壁及箱邊的尺寸，

48、應根據軸承座旁連接螺栓的直徑查表5-3，這里取軸承座旁連接螺栓=10mm，查表5-3得：=20mm、=16mm；為加工軸承座孔端面方便，軸承座孔的端面應高于箱體的外表面，一般可取兩者的差值為5～10mm；故最終的 =（8+20+16+6）=50mm,反算==（50-5-23）=22mm，==15+9.6+2=46.6mm 軸段⑤的長度軸環(huán)的寬度b（一般b=1.4），=8.4mm 軸段⑥長度由、的尺寸減去的尺寸來確定，=+-=7.5+5-8.4=4.1mm 軸段⑦的長度L7應等于或略大于滾動軸承的寬度B,B=23mm，取=24mm 軸的總長度等于各軸段長度之和即

49、 =++++++ =50+46.6+38.5+72+8.4+4.1+24 =243.6mm 低速軸上在段軸①和段軸④兩處各安裝一個鍵，按一般使用情況選擇采用A型普通平鍵連接，查教材表選取鍵的參數，見表A-8 A-8 段軸① d1=42mm b×h=12mm×8mm L1=80mm 段軸④ d4=58mm b×h =16mm×10mm L2=64mm 鍵1：GB/T1096-79 鍵 12×8 鍵

50、2：GB/T1096-79 鍵 18×11 =46.6mm =8.4mm =4.1mm =24mm =243.6mm 設計項目 計算及說明 主要結果 （2) 校核鍵的強度 7． 選擇軸承及計算軸承壽命 （1） 軸承型號的選擇 （2）軸承壽命計算 軸段①上安裝聯軸器，聯軸器的材料為鑄鐵，載荷性質為輕微沖擊，查教材表6-3[]=50

51、~60MP 軸段④上安裝齒輪，齒輪的材料為鋼，載荷性質為輕微沖擊，[]=100~120MPa 靜聯接校核擠壓強度: 軸段①：===60.59MPa ,計算應力 略大于許用應力，因相差不大，可以用以確定的尺寸，不必修改 軸段④：===43.2MPa 小于許用應力 合理 所以鍵連接強度滿足要求 高速軸選軸承類型為深溝球軸承，型號為6308 低速軸選軸承類型為深溝球軸承，型號為6311 高速軸： 高速軸的外端安裝有帶輪，中間安裝有齒輪，要計算軸承的壽命，就要先求出軸承支座的支反力，進一步求出軸承的當量動載荷，然后計算軸承的壽命 畫出高速軸的受

52、力圖并確定支點之間的距離見圖A-7 圖A-7 設計項目 計算及說明 主要結果 帶輪安裝在軸上的輪轂寬L=（1.5～2）d0，d0為安裝帶輪處的軸徑，即高速軸的第一段軸徑，d0=d1=25mm，L=（1.5～2）×28mm=42～56mm，取第一段軸的長度為50mm。第二段軸的長度取低速軸的第二段軸長一樣的對應關系，但考慮該軸段上的軸承寬度（6308的B=

53、23mm），故取該軸段的長度為46.6mm，帶輪中心到軸承A支點的距離L3=50mm/2+46.6m+23mm/2=83.1mm。高速軸兩軸承之間的支點距離為原低速軸的兩支點的距離減去兩軸承寬度之差，應為129－6mm=123mm，因對稱布置，故L1=L2=123mm/2=61.5mm 高速軸上齒輪的受力和低速軸的力大小相等，方向相反，即：Fr1=1209.8 N,Ft1=3323.9 N 注：高速軸上安裝有帶輪，帶對軸的壓力FH=1493N作用在高速軸上，對軸的支反力計算有影響，安裝不同，該力對軸的支反力影響不同。 具體情況不明，故方向不確定，采用在求出齒輪受力引起的支

54、反力后直接和該壓力引起的支反力想加來確定軸承最后的受力 因齒輪相對于軸承對稱布置，A、B支座的支反力數值一樣，故只計算一邊即可。求軸承A處支反力： 水平平面：FAH=FBH=Ft1/2=1661.95N 垂直平面：FAV=FBV=Fr1/2=604.9N 求合力：FA===1768.6N 考慮帶的壓力對軸承支反力的影響，因方向不定，以最不利因素考慮：∑MB=0 =0 == =2206.8N 當量動載荷P===1.77KN 軸承受到的最大力為=1768.6+2206.8=3975.5N 正常使用情況，查教材表14-7和14-

55、8得: ft= 1,fp=1.2,=3 查指導書附錄B:軸承6308的基本額定載荷C=40.8kW,代入公式： 設計項目 計算及說明 主要結果 8、 選擇軸承的潤滑方式與密封形式 ===21939h 低速軸： 正常使用情況，查教材表14-7和14-8得: ft= 1,fp=1.2,=3 查附錄B:軸承6311的基本額定載荷C=71.5kw,因

56、齒輪相對于軸 對稱分布，軸承的受力一樣，可只算A處，當量動載荷P===1.77KW代入公式： ===4.6×h 從計算結果看，高速軸軸承使用時間較短。按最短時間算，如按每天兩班制工作，每年按300天計算，約使用四年，這只是理論計算，實際情況比較復雜，應根據使用情況，注意觀察，發(fā)現損壞及時更換。低速軸軸承因轉速太低，使用時間太長，實際應用中會有多種因素影響，要注意觀察，發(fā)現損壞及時更換。 1）潤滑方式 軸承的潤滑方式取決于浸油齒輪的圓周轉速度，即大齒輪的圓周速度，大齒輪的的圓周速度v=dan/60000=1.8m/s接近2m/s,可選用脂潤滑也可選用油潤滑，

57、這里選擇油潤滑。 2）密封形式 因軸的轉速不高，高速軸的軸頸圓周速v=d2n/60000=0.87 m/s＜5m/s，故高速軸處選用接觸式氈圈密封 低速軸軸頸的圓周速度為v=d2n/60000=0.35m/s＜5m/s，故 低速軸處也選用接觸式氈圈密封 注：確定潤滑方式后就可確定②、③、⑥段的軸長，裝配圖的俯視圖就基本完成，第一階段設計基本完成，可以進入第二階段的設計 一般情況下，為制造和加工方便，采用鑄造箱體，材料為鑄鐵。箱體結構采用剖分式，剖分面選擇在軸線所在的水平面 =21939h =4.6×h

58、 設計項目 計算及說明 主要結果 九、箱體及附件的設計 （1）箱體的選擇 （2） 軸承端蓋的選擇 (3)確定檢查孔與孔蓋 (4) 確定通氣器 (5) 油標裝置 (6) 螺塞 (7) 定位銷 (8) 起吊裝置 箱體的中心高度 H=da2/2+（50~70）mm=252 /2+（50~70）=176~196mm取中心高度H=180mm ，取箱體厚度=8mm 選用凸緣式軸承端蓋，根據軸承型號設計軸承蓋的尺寸： 高速軸：D=9

59、0mm，d3=8mm，D0=110mm，D2=130mm 低速軸：D=120mm，d3=10mm，D0=145mm，D2=120mm 根據減速器中心距a=157.5mm，查指導書表5-15得： 檢查孔尺寸：L=120mm，b=70mm 檢查孔蓋尺寸：l1=150mm，b1=100mm，b2=85mm，l2=135mm，d4=8mm 材料：Q235，厚度取6mm 選用指導書表5-15中通氣器1，選用M16×1.5 選用表5-16中M12 選用表5-19中M16×1.5 選用圓錐銷

60、。查指導書表5-20可得：銷釘公稱直徑d=8mm 按中心距查表5-21得，箱體重量85kg，選用吊環(huán)螺釘為M8 中心高度H=180mm 設計項目 計算及說明 主要結果 10、 設計小結 這次課程設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導，和同學們的熱情

61、幫助下，使我找到了信心?，F在想想其實課程設計當中的每一天都是很累的，其實正向老師說得一樣，機械設計的課程設計沒有那么簡單，你想copy或者你想自己胡亂蒙兩個數據上去來騙騙老師都不行，因為你的每一個數據都要從機械設計書上或者機械設計手冊上找到出處。雖然種種困難我都已經克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務。 在此要感謝我們的指導老師趙老師、袁老師對我們悉心的指導，感謝老師們給我們的幫助。在設計過程中，我通過查閱有關資料，與同學交流經驗和自學，并向老師請教等方式，使自己學到了不少知

62、識，也經歷了不少艱辛，但收獲同樣巨大。在整個設計中我懂得了許多東西，也培養(yǎng)了我獨立工作的能力，樹立了對自己工作能力的信心，相信會對今后的學習工作生活有非常重要的影響。而且大大提高了動手的能力，使我充分體會到了在創(chuàng)造過程中探索的艱難和成功時的喜悅。雖然這個設計做的也不太好，但是在設計過程中所學到的東西是這次課程設計的最大收獲和財富，使我終身受益。 參考文獻 [1] 柴鵬飛. 機械設計課程指導書. 機械工業(yè)出版社，2009. 2 [2] 周亞焱. 機械設計基礎. 化學工業(yè)出版社，2008. 6 - 36 -