一級圓柱齒輪減速器》設計說明書.doc

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機械設計課程設計 《一級圓柱齒輪減速器》 設計說明書 姓　　名 學 號 學　　院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 機械設計及其自動化 班 級 指導教師 張 涵 <<機械設計基礎>>課程設計任務書 目 錄 一 前言……………………………………………3 二 設計題目………………………………………5 三 電動機的選擇…………………………………6 四 傳動裝置動力和運動參數(shù)……………………7 五 傳動零件的設計計算…………………………9 六 減速器軸的設計………………………………17 七 滾動軸承的驗算………………………………24 八 鍵的選擇的驗算………………………………26 九 聯(lián)軸器的選擇…………………………… …26 十 鑄鐵減速器結構主要尺寸……………… ……28 十一小結……………………………………………29 十二 致謝……………………………………… …29 十三 參考文獻…………………………………… 30 <<機械設計基礎>>課程設計任務書 一、機械設計課程的目的和意義 　　機械設計基礎課程設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)。其基本目的是： 　　(1) 通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 　　(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 (3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數(shù)據(jù)，進行經驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 （4）機械設計基礎課程設計還為專業(yè)課課程設計和畢業(yè)設計奠定了基礎。 二、機械設計課程的內容 　　選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。 　　課程設計的內容通常包括：確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)軸器、潤滑、密封和聯(lián)接件的選擇及校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。 　　在設計中完成了以下工作： 　　① 減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）； 　?、?零件工作圖2～3張（傳動零件、軸、箱體等）； 　?、?設計計算說明書1份，6000～8000字。 三、機械設計課程設計的步驟 　　機械設計課程設計的步驟通常是根據(jù)設計任務書，擬定若干方案并進行分析比較，然后確定一個正確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最后用圖紙表達設計結果，用設計計算說明書表示設計依據(jù)。 　　機械設計課程設計一般可按照以下所述的幾個階段進行： 1 設計準備 ?、?分析設計計劃任務書，明確工作條件、設計要求、內容和步驟。 ?、?了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。 　③ 浮系課程有關內容，熟悉機械零件的設計方法和步驟。 ?、?準備好設計需要的圖書、資料和用具，并擬定設計計劃等。 2 傳動裝置總體設計 　① 確定傳動方案——圓柱斜齒齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。 ?、?計算電動機的功率、轉速、選擇電動機的型號。 　③ 確定總傳動比和分配各級傳動比。 ?、?計算各軸的功率、轉速和轉矩。 3 各級傳動零件設計 　① 減速器外的傳動零件設計（帶傳動、鏈傳動、開式齒輪傳動等）。 ?、?減速器內的傳動零件設計（齒輪傳動、蝸桿傳動等）。 4 減速器裝配草圖設計 　① 選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。 ?、?選擇聯(lián)軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結構設計。 ?、?確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。 ?、?分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結構設計。 5 減速器裝配圖設計 ?、?標注尺寸、配合及零件序號。 ?、?編寫明細表、標題欄、減速器技術特性及技術要求。 ?、?完成裝配圖。 6 零件工作圖設計 　① 軸類零件工作圖。 ?、?齒輪類零件工作圖。 ?、?箱體類零件工作圖。 四、課程設計的基本要求 1、 認真、仔細、整潔。 2、 理論聯(lián)系實際，綜合考慮問題，力求設計合理、實用、經濟、工藝性好。 3、 正確處理繼承與創(chuàng)新的關系，正確使用標準和規(guī)范。 4、 學會正確處理設計計算和結構設計間的關系，要統(tǒng)籌兼顧。 5、 所繪圖紙要求準確、表達清晰、圖面整潔，符合機械制圖標準；說明書要求計算準確、書寫工整，并保證要求的書寫格式。 五、減速器的設計計算、校核、說明和結果 1.設計任務書 1.1設計任務 設計一用于帶式運輸機上的三角帶——單級圓柱齒輪減速器，傳動系統(tǒng)為采用兩級圓柱齒輪減速器和圓柱齒輪傳動。 1.2原始數(shù)據(jù) 運輸帶拉力：F=4750N 運輸帶速度：V=1.6m/s 卷筒直徑：D=390mm 1.3工作條件 工作機空載啟動，載荷變化不大，單向運轉使用期限10年，每天工作8小時，每年工作300天。運輸帶允許速度誤差5%。 2.傳動系統(tǒng)的方案擬定 傳動方案如圖： 3.電動機的選擇 3.1選擇電動機類型 按按工作要求和條件，選用三相籠形異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 3.2選擇電動機的容量 電動機所需工作功率為 P= KW 因為 P= KW 因此 P= KW 由電動機至運輸帶的傳動總效率為 η=ηη 式中：η，η，η，η分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動和聯(lián)軸器的傳動效率。 取η=0.96，η=0.98，η=0.97，η=0.96則 η=0.960.980.970.96=0.85 所以 P===8.94kW 3.3確定電動機轉速 卷筒機工作轉速：n==r/min. 按表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比 i=2~4，一級圓柱減速器傳動比 i=3~6, 則總傳動比合理范圍為：i=6~24，故電動機轉速可選范圍為： nd= in=（6~24）78.35=（470~1880.4） r/min. 符合這一范圍的同步轉速有：750，1000和1500 r/min. 性能如下頁表1 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出，列表如下表，綜合考慮選 第二方案較合適，因此選型號Y160L—6， 表1 方案 電動機型號 額定功率Pkw 電動機轉速 r/min 電動機重量N 傳動裝置的傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速器 1 Y160M—4 11 1500 1460 123 18.63 3.5 5.32 2 Y160L—6 11 1000 970 147 12.38 2.8 4.42 3 Y180L—8 11 750 730 184 9.32 2.5 3.73 4.計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 4.1總傳動比 由式（7）i== 4.2分配傳動裝置傳動比 由式（8） i=ii 式中i,i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶 傳動外廓尺寸不致過大，初步取i=2.8，則i== n=87.31r/min. 4.3分配減速器的各級傳動比 因為為一級齒輪，故齒輪傳動比為：i=4.42 5.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.1各級軸轉速 Ⅰ軸 n== r/min Ⅱ軸 n=== r/min 卷筒軸 n= n=78.38 r/min 5.2各軸輸入功率 Ⅰ軸 P=Pη= Pη=8.940.96=8.5824KW Ⅱ軸 P= Pη= Pηη=8.58240.980.97=8.158KW 卷筒軸 P= Pη= Pηη=8.1580.980.96= 7.84KW 其輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98。 Ⅰ軸 P= P0.98=8.58240.98=8.41kw Ⅱ軸 P= P0.98=8.1580.98=7.99kw 卷筒軸 P= P0.98=7.840.98=7.68kw 5.3各軸輸入轉矩 電動機輸出轉矩：T==9550Nm Ⅰ、Ⅱ軸輸入轉矩： Ⅰ軸：T= Tiη= Tiη= Nm Ⅱ軸： T= Tiη=Tiηη= Nm 卷筒軸輸入轉矩：T= Tηη = Nm 各軸輸出轉矩 Ⅰ軸：T= T0.98=236.540.98=231.8m Ⅱ軸：T=T0.98=993.850.98=973.97 Nm 卷筒軸輸出轉矩：T=T0.98=954.50.98=935.41 Nm Ⅰ——Ⅱ的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98. 6.傳動零件的設計計算 6.1 V帶的設計 6.1.1已知：電動機轉速n=970r/min,Ⅰ軸n=346.43 r/min, 電動機輸出功率P=8.94KW。 查表13-8得 K=1.1，故P= KP=1.18.94=9.83Kw 6.1.2選V帶型號 由P=9.83KW，n=970 r/min,由圖13-15查知，選V.帶B型帶。 6.1.3求大小帶輪基準直徑， 由表13-9，取小帶輪的基準直徑=160mm，現(xiàn)取160mm 由式表13-9得， = d（1-）=2.8160(1-0.02)=448mm 由表（13-9）取=450mm（雖使n略有減小，但其范圍小于5％，允許）。 6.1.4驗算帶速V V= m/s V在5~25 m/s范圍內，合適。 6.1.5求V帶基準長度L和中心距a 初步選取中心距 a=1.5（+）=1.5（160+450）=915mm 取a=600mm，符合0.7（+）＜a＜2(+ ) 式（13-2）得帶長 =2a+ =2158mm 查表13-2，對A型帶選用L=2240mm，再由式（13-16）計算實際中心距： a≈a+ mm。 6.1.6驗算小帶輪包角α 由式（13-1）得 α=180—>120，合適。 6.1.7求V帶根數(shù) 由式（13—15）得 z= 令n=970 r/m，=160mm，i=2.8 查表（13-3）得 P=2.67KW 查表（13-5）得 =0.33 KW 由α= 查表（13-7）得K=0.925查表（13-2）得K=1.0，由此可得 Z==3.54 取4根 6.1.8求作用在帶輪軸上的壓力 表（13—1）得q=0.18 kg/m，故由式（13—17）得單根v帶的初拉力 = = 應使帶的實際初拉力F＞（F）。 作用在軸上的壓力 =2zsin=2570N 6.1.9帶輪結構設計 小帶輪轂孔徑 d= D=42mm 小帶輪基準直徑 =84，即：故小帶輪采用實心式 大帶輪基準直徑 =450 ≤350mm，故采用腹板式 6.2齒輪的設計 已知：載荷變化不大，傳動比i=4.42，小齒輪軸轉速n=n=346.43 r/min，傳動功率P=8..94 KW。 6.2.1決定傳動形式 因為i=4.42， 直齒圓柱齒輪傳動比i≤4 斜齒圓柱齒輪傳動比i≤7 所以選擇斜齒圓柱齒輪傳動。 6.2.2 計算齒輪轉矩 6.2.3選擇齒輪材料、精度等級及熱處理方法 考慮減速器功率不大（結構尺寸要?。?，中速中載材料的工藝性、價格等因素，決定大小齒輪均選用45#鋼制造。 采用軟齒面 標準齒形（） 小齒輪調質處理 HBS1=241～286 取260 大齒輪?；ㄕ穑┨幚?HBS2=217～255 取240 查圖（10-20c），（10-20b） 得： =420 MPa =350 MPa 查圖（10-21d），（10-21c） 得： =590 MPa =550 MPa 查表（10－8） 選8級精度的齒輪。 6.2.4 初選小齒輪的齒數(shù)和螺旋角 初選z=21，則z=i z=214.41=92.82 取z=92 實際齒數(shù)比: 傳動比誤差: ＜5% 所以所選齒數(shù)可用。選 6.2.5 按齒面接觸疲勞強度設計參數(shù) 由式（10－21） 得： （1）初選=1.3 （表11-3） （2）查表（10-7） 對稱布置、軟齒面=0.9-1.4 取1 （3）查表(10-6) =188 （4）查圖（10-30） =2.45 （5）査圖（10-26）可根據(jù)公式計算 ＝1.645 （6）計算許用應力、 應力循環(huán)次數(shù)N=60njL =60342.91830010 ＝7.4810 應力循環(huán)次數(shù) N=60njL／i=7.4810/4.42 ＝1.6910 查圖（10-18），（10-19） 得: =0.89 =0.94 =0.92 =0.98 =1.25～1.50 取＝1.4（發(fā)生折斷） ＝1（點蝕破壞） 所以 ：＝==267MPa ＝=230 MPa ===554.6MPa ==539M Pa （7）計算小齒輪的分度圓直徑 由式（10－21）=48.62 mm （8）初算圓周速度 ===0.88m/s （9）查表（10-2） 載荷平穩(wěn) 電動機KA＝1.0 查圖（10-8） =0.88 8級 =1.08 F===3619.91N b==148.62=48.62 ==774.45N/mm﹤100N/mm 查表10-3 = =1.2 查表10-4 對稱布置 =1 b=48.62mm =1.15+0.18+0.31＝1.342 ===2.37 h=（2h+c）m=（2+0.25）2.37=5.33 查表10-4 ＝1.34 查圖（10-13） =1.3 K==1=1.74 K= =1=1.671 （10）校正 =48.62=53.58mm （11）重新計算模數(shù) ===2.496 （12）計算實際中心距 =167.09mm 取整數(shù) a＝167mm （13）校正螺旋角 =11.7 在8-20 范圍內且與假設值像接近，故其他參數(shù)無需修正。 （14）計算分度圓直徑d、d ==61.58mm = =272.15mm d、d不能圓整,而且后面的小數(shù)部分相加應為整數(shù) (15) 計算齒寬 =1=61.58mm (實際嚙合寬度) 取 b=65mm，b=65mm （16）驗算 取b=60 b=65 b b 5~10 查圖(10-22)在8級精度范圍內，所以選8級精度合適 設計匯總： Z =26 d=85.88mm b=65mm Z=115 d=272.15mm b =60mm m=2 a=167mm 6.2.6 齒根彎曲疲勞強度校核 ==22.44 =98.3 查表(10-5) 用插入法 求得: 查取齒形系數(shù)。 由表10—5查得=2.705，=2.185 取應力校正系數(shù)。 由表10—5查得 =1.577，=1.788 ===1.419 Y=2.705，Y=2.185 Y=1.577, Y=1.788 查圖(10-28) 得: Y=0.90 按式（10—16）驗算輪齒彎曲強度（按最小齒寬52計算） δ =22.66MPa≤ =20.72≤ ∴齒根彎曲疲勞強度安全 6.2.7齒輪結構設計 齒頂圓直徑： d===66.36mm d===277.3mm 齒根圓直徑： d===55.7mm ===266.63mm 6.2.8 齒輪的潤滑 因為.v=0.88m/s<12m/s，所以采用浸油潤滑，浸油深度為最大齒頂 向上10mm，計算： h=2（2+0.25）=4.5 按10計算。 查表10-12，45#鋼，v=0.88m/s，選取150v/cst運動黏度的潤滑油。 查表10-11，選用工業(yè)齒輪潤滑油SY1172-88.牌號為：150# v=（135-165）cst 7.軸的設計計算 7.1.求各軸的轉矩 Ⅰ軸：T= Tiη= Tiη= Nmm Ⅱ軸： T= Tiη=Tiηη=993860Nmm 7.2計算作用在齒輪上的力 已知.大小齒輪分度圓直徑d1=61.58mm d2=167mm 式中Ft為圓周力，F(xiàn)r 為徑向力，F(xiàn)a為軸向力 7.3 選擇材料，決定最小直徑 7.3.1 輸入軸最小直徑 （1）選擇材料 因為沒有特殊要求，軸的材料選用45#鋼，調質處理。 HBS=217～255MPa 取240MPa A0=107～126 取120 （2）初步決定輸入軸的最小直徑 由公式得： ==34.97mm 軸上可能有一個鍵槽 ∴dmin=34.97（1+7%）=37.53mm 取d=40mm 7.3.2 輸出軸最小直徑 （1）選擇材料 因為沒有特殊要求，軸的材料選用45#鋼，調質處理。 HBS=217～255MPa 取240MPa A0=106～126 取106 （2）初步決定輸出軸的最小直徑 由公式得： mm=49.86mm 軸上可能有一個鍵槽 ∴dmin=49.86（1+7%）=53.35mm 其為外伸軸，最小軸徑在聯(lián)軸器處。 查手冊，選用LT9聯(lián)軸器。其dmin=55mm 7.4軸的結構設計 7.4.1 高速軸的結構設計 （1）擬訂裝配方案 軸套，擋油環(huán)，左軸承及軸承端蓋從左邊裝入。齒輪，軸套，右軸承及軸承端蓋從右邊裝入。 （2）根據(jù)定位要求確定各段軸的直徑和長度 因為其為斜齒輪傳動，所以預選30209軸承。 查手冊，d=45mm，D=85mm。 ∴ d n=45346.43=1.56 則該軸承采用脂潤滑。 取軸承端面到殼體內壁的距離為8mm，齒輪端面到殼體內壁的距離為20mm。 1段軸用于安裝帶輪，故取直徑為35mm，軸長為61㎜。 2段軸用于安裝軸承端蓋及一部分外伸軸，外伸軸是便于拆卸。由于帶輪需要軸肩定位，所以軸肩高度h=1㎜，因此軸徑取為42㎜。軸承端蓋的外端面與半連軸器右端面間的距離l=73mm， 軸承端蓋凸緣厚度為t=（1～1.2）d3 取t=10mm。因此軸長取73㎜。 3 7段軸用于安裝軸承和擋油環(huán)，則直徑為45mm.，軸長為d=20㎜。 5段軸用于安裝齒輪，，則直徑為54mm.，軸長為l=65㎜。 4 6段軸定位軸承l(wèi)=20.5 則軸的總長L=61+73+20+20.5+65+20.5+20=280㎜。 根據(jù)軸承內徑d=45mm，得齒輪的孔徑d=54mm。 查手冊 鍵 bh=149 t=5.5 t1=3.8mm。 ∴e==7.03>2mn ∴此軸為齒輪軸。 7.4.2 低速軸的結構設計 （1）擬訂裝配方案 齒輪，軸套，擋油環(huán)，軸承，軸承端蓋，聯(lián)軸器從左邊裝入； 軸套，擋油環(huán)，軸承，軸承端蓋從右邊裝入。 （2）根據(jù)定位要求確定各段軸的直徑和長度 裝聯(lián)軸器的軸徑最小，d=55mm。 查手冊 d=55mm，L1=84mm。 預選用30213軸承，查手冊 d=65mm，D=140mm。 dn<16104 取軸承端面到殼體內壁的距離為8mm，齒輪端面到殼體內壁的距離為20mm。 I-II段軸用于安裝聯(lián)軸器，故取直徑為55mm，半聯(lián)軸器也軸配合孔長度L=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在收的端面上，故1段的長度比L稍小，現(xiàn)取l=82 2段軸用于安裝軸承端蓋及一部分外伸軸，外伸軸是便于拆卸螺栓和聯(lián)軸器。由于聯(lián)軸器需要軸肩定位，所以軸肩高度h=3.5㎜，因此軸徑取為62㎜。軸承端蓋凸緣厚度為t=（1～1.2）d3 取t=10mm，軸承端蓋的外端面與半連軸器右端面間的距離l=60~70mm， 取t=10mm。 因此軸長取76㎜。 III-IV段軸用于安裝軸承和擋油環(huán)，則直徑為65mm.，軸長為44㎜。 IV-V段軸用于安裝齒輪，此時為非軸肩定位，則直徑為68mm.，軸長為L=58㎜。 V-VI段軸為軸環(huán)，因為齒輪需要軸肩定位，則軸肩高度H=2㎜，因此直徑為72㎜，軸環(huán)長b>1.4h 取=23㎜。 VI-VIII段軸安裝擋油環(huán)和軸承，直徑為65mm.，軸長為20㎜。 則軸的總長L=84+76+44+58+23+20=305㎜。 查手冊 軸的總長無需圓整。 7.5軸的校核 7.5.1高速軸的校核 求垂直面的支承反力 F==390.02 F= F—F=539.05 ②求水平面的支承反力（圖c） F=F==1245.46 ③繪垂直面的彎矩圖（圖b） M=F=83.55 Nm M= F=60.45 Nm ④繪水平面的彎矩圖（圖c） M=F=193.05 Nm ⑤求合成彎矩圖（圖e）。 M== 210.35Nm M= = 202.29 Nm ⑥求軸傳遞的轉矩（圖f） T= F=106.96 Nm ⑦求危險截面的當量彎矩 校正系數(shù)α=[σ-1/σ0]=0.6 αT=0.6106.96=64.18 從圖可見，a-a截面最危險，其當量彎矩為 M==226.07 ⑧⑴計算危險截面處軸的直徑 軸材料為45號鋼，調質處理，由表14—1查得σ=650 MP， 由表14—3查的許用彎曲應力=55 MP，則 d≥ mm 考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大5％，故 d=1.0533=34.65 mm 取軸徑，合適，安全。 7.5.2低速軸的校核 ①求垂直面的支承反力（圖b） F==94 F= F—F=791.17 ②求水平面的支承反力（圖c） F=F==1189.15 ③繪垂直面的彎矩圖（圖b） M=F=141.2 Nm M= F=16.78 Nm ④繪水平面的彎矩圖（圖c） M=F=212.26 Nm ⑤求合成彎矩圖（圖e）。 M== 258.27Nm M= = 216.91 Nm ⑥求軸傳遞的轉矩（圖f） T= F=424.5 Nm ⑦求危險截面的當量彎矩 校正系數(shù)α=[σ-1/σ0]=0.6 αT=0.6424.5=254.7 從圖可見，a-a截面最危險，其當量彎矩為 M= =334.54 Nm ⑧⑴計算危險截面處軸的直徑 軸材料為45號鋼，調質處理，由表14—1查得σ=650 MP， 由表14—3查的許用彎曲應力=55 MP，則 d≥ mm 考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大5％，故 d=1.0538=39.9mm 取軸徑，合適，安全。 8. 滾動軸承的校核 8.1高速軸：預選30209軸承。 d=45mm，D=85mm。 軸承端蓋的選擇： 選用凸緣式軸承端蓋（根據(jù)結構），HT150。 螺釘直徑：10 螺釘數(shù)：4 d=d+1=10+1=11mm D= D+2.5 d=135mm D= D+2.5 d=160mm e=1.2* d=12mm D=D-(10~15)=100mm D= D-3 d=105mm D=D-(2~4)=107mm 1）基本額定動載荷：C=53.5KN 基本額定靜載荷：C=47.2 KN 極限轉速：5600 r/min 所需軸承的壽命為：L=830010=24000h 2）求相對軸向載荷對應的e值與Y值。已知Fa=530.52N,所以相對應的軸向載荷為==0.01124 3） 在表中可查得X=1,Y=0。 當量動載荷P=f（XF+YF）=722.4N 4) 驗算軸承7310的壽命 （）=1.97>24000h 經計算，所需軸承壽命：L＞L=48000 h. 5） 故所選7310型號角接觸軸承合適。 8.2低速軸： 軸承端蓋的選擇：預選7313軸承， d=65mm，D=140mm。 選用凸緣式軸承端蓋（根據(jù)結構），HT150。 螺釘直徑：10 螺釘數(shù)：6 d=d+1=10+1=11mm D= D+2.5 d=135mm D= D+2.5 d=160 mm e=1.2* d=12 mm D=D-(10~15)= 100 mm D= D-3 d=105 mm D=D-(2~4)=107 mm 1）基本額定動載荷：C=89.8KN 基本額定靜載荷：C=75.5 KN 極限轉速：4500 r/min 所需軸承的壽命為：L=830010=24000h 2） 求相對軸向載荷對應的e值與Y值。已知Fa=506.82N,所以相對應的軸向載荷為==0.0067 3） 在表中可查得X=1,Y=0。 當量動載荷P=f（XF+YF）=1062.204N 4) 驗算軸承7313的壽命 （）=2.94>24000h 經計算，所需軸承壽命：L＞L=24000 h. 5） 故所選7313型號角接觸軸承合適。 所以采用脂潤滑方式潤滑。 軸承端蓋的選擇： 選用凸緣式軸承端蓋（根據(jù)結構），HT150。 軸承外徑D=140mm，螺釘直徑d=12，螺釘個數(shù)：6個 9聯(lián)軸器的選擇： 計算轉矩：T=KT，（查表14—1得，K=1.3） 則 T= KT=1.5316.64= 736.398Nm 按照計算轉矩T，半聯(lián)軸器公稱轉矩的條件。 選LT9型 公稱轉矩：T=100Nm n=2850r/min L=112mm L=84 D=250mm d=50mm 材料：鑄鋼 10 鍵聯(lián)結的選擇與驗算 10.1鍵聯(lián)結的選擇 10.1.1高速軸鍵 所需開鍵槽Ⅰ 軸徑分別為：d=40 mm 軸段長度為：L=61mm， 選擇A型圓頭普通平鍵，其參數(shù)分別為： 鍵Ⅰ：鍵寬 b=10 mm 鍵高 h=8 mm 鍵長 L=22~110，取L=50mm 鍵槽 t=5.0 mm，t=3.3 mm， 鍵槽倒角 r=0.25~0.4 10.1.2低速軸鍵所需開鍵槽Ⅰ、Ⅳ的軸徑分別為： d=55 mm，d=68 mm 軸段長度分別為： L=82 mm，L=58mm， 鍵Ⅰ：鍵寬 b=14 mm 鍵高 h=9 mm 鍵長 L=36~160，取L=70 mm 鍵槽 t=5.5 mm，t=3.8 mm， 鍵槽倒角 r=0.25~0.4 鍵Ⅱ：鍵寬 b=20 mm 鍵高 h=12 mm 鍵長 L=36~160，取L=50 mm 鍵槽 t=7.5 mm，t=4.9mm， 鍵槽倒角 r=0.25~0.4 10.2校核鍵的強度 高速軸 鍵：查表（10-10）可知，鍵聯(lián)結的許用擠壓應力為： =100~120， 由平鍵聯(lián)結的擠壓強度條件 σ=≤ 得：σ== MP 因為：σ＜ 故高速軸鍵是安全的，合適。 低速軸1鍵：查表10-10可知，=100~120 由σ== MP 因為：σ＜ 低速軸1鍵是安全的，合適。 低速軸2鍵：查表10-10可知，=100~120 由σ== MP 因為：σ＜ 低速軸2鍵是安全的，合適。 11減速器機體結構尺寸 名稱 符號 尺寸關系（mm） 機座壁厚 δ 一級：0.025a+1≥8 取δ=8 機蓋壁厚 δ 一級：0.025a+3≥8 取δ=8 機座凸緣厚度 b 1.5δ取b=12mm 機蓋凸緣厚度 b 1.5δ取b1=12mm 機座底凸緣厚度 b 2.5δb2=20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12取d=22.38mm M24 地腳螺釘數(shù)目 n 當a≤250時，n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d 0.75d取d=17mm M20 機蓋與機座聯(lián)結螺栓直徑 d （0.5~0.6）d取d2=12mm M16 軸承端蓋螺釘直徑 d （0.4~0.5）d取d3=10mm M12 窺視孔蓋螺釘直徑 d （0.3~0.4）d取d4=8mm M8 定位銷直徑 d （0.7~0.8）d d=9mm d、d、d至外機壁距離 c 分別為34mm,26mm,22mm d、d、d至凸緣邊緣距離 c 分別為28mm,20mm,14mm 軸承旁凸臺半徑 R ≈c=28mm 凸臺高度 h 應保證大軸承旁凸臺的扳手空間 外機壁至軸承座端面距離 l c+c+（8~12）取l=50mm 大齒輪頂圓與內機壁距離 △ ＞1.2δ取△=11mm 齒輪端面與內機壁距離 △ ＞δ取△=10mm 機蓋、機座肋厚 m、m m≈0.85δ，m≈0.85δ 軸承端蓋外徑 D D=1.25D+10 軸承端給凸緣厚度 t （1~1.2）d 軸承旁聯(lián)結螺栓距離 S 盡量靠近，以M d與M d互不干涉為準，一般取S≈D 六、小結: 通過近一個學期的努立，我基本上按要求完成了機械設計課程設計中指定的各項任務，通過這次設計，進一步提高了我的機械知識水平，鞏固了所學課程；無論是看圖能力還是畫圖能力都得到了較大的提高，使我們對機械有了更深刻的理解和認識，培養(yǎng)了我綜合運用所學知識解決工程實踐問題的能力。 由于實踐經驗和資料的缺乏，加之時間緊迫，在設計過程中遇到了許多問題，大部分問題在老師的指導和同學們的幫助下下得以解決。但也有很多地方設計的不近人意，例如所繪制的圖紙有些地方表達的不是很清楚，希望各位老師給予諒解。 七、致謝: 對于這次設計的完成,首先感謝母?！锬敬髮W的辛勤培育，感謝學校給我提供了如此難得的學習環(huán)境和機會，使我學到了許多新的知識、知道了知識的可貴與獲取知識的辛勤。 承蒙張涵老師的耐心指導，我順利地完成了我的課程設計。在此深深感謝我的老師張涵給予了我耐心的指導和幫助,表現(xiàn)了他對工作高度負責的精神，同時也感謝給給我?guī)А懂嫹◣缀巍?、《機械工程材料》、《互換性與測量技術》以及《材料力學》的老師，沒有這些課程做基礎，是無法完成機械課程設計的，感謝你們！ 在我的設計過程中，還得到了眾多同學的支持和幫助，在此，我對這些同學表示我衷心的感謝和永遠的祝福！ 對于這次的課程設計，還有許多美好的設想由于時間和自身因素無法得以實現(xiàn)，這不能不說是本次設計的遺憾之處。不過，至少它啟發(fā)了我的的思維，提高了我的動手能力，豐富了我為人處世的經驗，進一步鞏固了所學知識，這為我在以后的學習過程當中奠定了堅實的基礎 。也為以后在自己的工作崗位上發(fā)揮才能奠定了堅實的基礎。 最后，再一次衷心的感謝贈與我知識、給予我?guī)椭乃欣蠋?，你們傳遞的知識使我受用一生，你們的恩情我會銘記一生！雖然說謝謝二字不足以表達我的感情，但是仍然對你們說聲“謝謝”，“桃李不言，下子成溪”！ 參考文獻 [1]西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室 濮良貴 紀名剛主編《機械設計》（第 七 版） 高等教育出版社 [2]清華大學、北京科技大學 吳宗澤 羅圣國主編《機械設計課程設計手冊》（第二版） 高等教育出版社 [3]龔桂義主編《機械設計課程設計指導書》（第二版） 高等教育出版社 [4]哈爾濱工業(yè)大學龔桂義編《機械設計課程設計圖冊》（第三版） 高等教育出版社 [5]劉小年 劉大魁主編《機械制圖》高等教育出版社出版 [6]何志剛主編<<互換性與測量技術>>(第三版)中國農業(yè)出版社 [7]單輝祖主編《材料力學》（第二版） 高等教育出版社 [8]東南大學 戴枝榮主編<<工程材料及機械制造基礎(Ⅰ)-工程材料>> 高等教育出版社 見《機械設計課程設計手冊》 第12頁 P=8.94KW n= 78.35r/min 電動機的選擇見 《機械設計課程設計手冊》第167頁 i=12.38 i=2.8 i=4.42 n=78.38r/min. 見《機械設計課程設計指導書》第15頁 n=346.43r/min n=78.38 r/min n=78.38 r/min P=8.5824KW P=8.158KW P=7.84KW P=8.41KW P=7.99KW P=7.68KW T= 88Nm T=236.54 Nm T=993.85 Nm T=954.5 Nm T=231.8Nm T=973.97 Nm T=935.41 Nm 表13-8 見《機械設計基礎》第218頁 P=9.83KW 表13-9見《機械設計基礎》第219頁 =160mm =450mm V=8.11m/s 式（13-2）見《機械設計基礎》第205頁 a=600mm 式（13-16）見《機械設計基礎》第220頁 L=2240mm a≈641mm 式（13-1）見《機械設計基礎》第205頁 α= 式（13—15）見《機械設計基礎》第218頁 表（13-3）見《機械設計基礎》第214頁 表（13-5）見《機械設計基礎》第216頁 表13-7見《機械設計基礎》第217頁 K=0.925 表13-2見《機械設計基礎》第212頁 K=1.0 Z=4 表13—1見《機械設計基礎》第212頁 =321.41N 式（13—17）見《機械設計基礎》第220頁 =2570N 表10—1見《機械設計》211頁 圖10-20c，b 見《機械設計》第208，207頁 圖10-21d，c 見《機械設計》第209頁 表（10－8）《機械設計》第210頁 z=21 z=92 式（10-21）見 《機械設計》第218頁 表10-7見《機械設計》第205頁 表10-6見《機械設計》第201頁 圖10-30見《機械設計》第217頁 圖10-26見《機械設計》第215頁 N=7.4810 N=1. 6910 圖10-18 ，10-19 見《機械設計》第206，207頁 =0.89 =0.92 =0.94 =0.98 ＝267MPa =230MPa =554.6MPa =539M Pa 圖10-21見《機械設計》第209頁 d=48.62mm v=0.88 m/s 表10-2見《機械設計》第193頁 圖10-8見《機械設計》第194頁 表10-3見《機械設計》第195頁 表10-4見《機械設計》第196-197頁 = =1.2 取 h=9 表10-4見《機械設計》第196-197頁 圖10-13見《機械設計》第198頁 ＝1.34 =1.29 K=1.74 K=1.671 53.58mm 167mm 11.98 61.58mm 272.15mm b=78mm b=84mm 圖10-22見《機械設計》第210頁 22.44 98.3 表10-5見《機械設計》第200頁 表10-5見《機械設計》第200頁 =2.705，=2.185 =1.577，=1.788 表10-5見《機械設計》第200頁 圖10-28見《機械設計》第217頁 式10-16見《機械設計》第216頁 d=66.36mm d=277.3mm d=55.7 mm =266.63mm T=236540 Nmm T=993860 Nmm 2490.92 =927.09 =530.82 =11902.5 =885.17 =506.82 34.97mm 49.8mm dmin =55mm 2490.92 （N） 927.09（N） 530.82（N） F=390.02 F= 539.05 F=F=1245.46 M=83.55 Nm M=60.45 Nm M=193.05 Nm M= 210.35Nm M=202.29 Nm T= 106.96 Nm 表14-3見《機械設計基礎》第245頁 2378.29 =885.17 =506.82 F=94 F=791.17 F=F=1189.15 M=141.2 Nm M=16.78 Nm M=212.26 Nm M= 258.27Nm M=216.91 Nm T= 424.5 Nm 表14-3見《機械設計基礎》第245頁 表14-3見《機械設計基礎》第245頁 M=334.54 Nm 表14—3見《機械設計基礎》第246頁 d=11mm D=135mm D=160mm e=12mm D=100mm D=105mm D=107mm C=53.5KN C=47.2 KN P=722.4N 1.97 d=11mm D=135mm D= 160 mm e=12 mm D=100 mm D=105 mm D=107 mm C=89.8KN C=75.5 KN L=24000h P=1062.204N 2.94 表14-1見《機械設計》第351頁 T=736.398Nm 查表10-10見《機械設計基礎》第158頁 σ= 19.09MP σ=54.09 MP σ= 4.5MP