《機械設計課程設計--設計一熱處理車間傳送設備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計--設計一熱處理車間傳送設備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器（23頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、機械設計課程設計 姓 名： 班 級： 學 號： 指導教師： 成 績： 日期：2013 年 1 月 目錄 設計任務書 - 1 - 第一章 傳動方案的分析及擬定 - 2 - 第二章 電動機的選擇及計算 - 3 - 2.1 電動機的選擇 -3 - 2.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 - 5 - 2.2.1 總傳動比 - 5 - 2.2.2分配傳動裝置傳動比 - 5 - 2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數 - 6 - 2.3.1 各軸轉速

2、 - 6 - 2.3.2 各軸輸入功率 -6 - 2.3.3 各軸輸入轉矩 - 6- 第三章 傳動零件的設計計算 - 6 - 3.1 設計Ｖ帶和帶輪 - 6- 根據兩個V帶的實際傳動比校正數據 3.2 二級展開式斜齒齒輪減速器設計 - 9 - 3.2.1 高速級齒輪傳動的設計計算 - 9 - 3.2.2 低速級齒輪傳動的設計計算 - 12 - 第四章 軸的設計及計算 - 15 - 4.1 V帶齒輪各設計參數附表 - 12 - 4.2 主動軸 - 15 - 4.3 中間軸 - 19 - 4.4 從動軸 - 23 - 第五章 滾動軸承的選擇及計算 - 27 - 5

3、.1 主動軸的軸承設計工作能力計算 - 27 - 5.2 中間軸的軸承設計工作能力計算 - 28 - 5.3 從動軸的軸承設計工作能力計算 - 29 - 第六章 連接件的選擇及計算 - 30 - 6.1 鍵的設計和計算 - 31 - 6.2 聯軸器設計 - 32 - 6.3 軸承蓋的設計 。 35 第七章 箱體的設計 - 36 - 7.1 箱體結構設計 - 36 - 第八章 潤滑、密封裝置的選擇及設計 - 38 - 8.1 潤滑密封設計 -39- 設計小結

4、-41- 參考文獻 - 42 - 設計任務書 設計題目： 設計一熱處理車間傳送設備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器（下圖所示為其傳動系統(tǒng)簡圖），用于傳送清洗零件。 已知條件： （1）工作情況：雙班制工作，連續(xù)單向運轉，工作有輕微振動，允許輸送帶速度誤差為； （2）使用壽命：10年（其中帶、軸承壽命為3年以上）； （3）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； （4）卷筒效率：0.96（包括卷筒與軸承的效率損失）； （5）原始數據：運輸帶所需扭矩 運輸帶速度 卷筒直徑 設計任務

5、 1）減速器裝配圖1張； 2）零件圖2張（高速級齒輪，高速級軸）； 3）設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫 原始數據：題號5 卷筒直徑D 380mm 輸運送帶速度V0.80m/s 運輸帶所需扭矩T 460N·m 第一章 傳動方案的的分析及擬定 1.1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 1.2 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 1.3確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下： 圖1-1:傳動裝置總體設計圖 初步確定

6、傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。 選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 傳動裝置的總效率 為V帶的效率, 為第一對軸承的效率， 為兩對軸承的效率， 第二章 電動機的選擇及計算 2.1 電動機的選擇 運輸帶輸入轉速為 nw==x0.8=40.288 傳送帶所需功率 ===1.938 式中，系數表示 從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 = 式中，，，，分別為彈性聯軸器效率,滾動軸承效率，閉式斜齒輪（8級精度）傳動效率，v帶傳動效率,聯軸器效率，。據《機械設計手冊》知： =0.99， =0.97， =0.95， =0.9

7、9 則有： ==0.85 所以電動機所需的工作功率為： P==KW 根據動力源和工作條件，電動機類型選用Y系列三相異步電動機。電動機轉速選擇1500/min,根據電動機所需功率和轉速，查表8-53確定電動機型號為Y100L2-4，其參數如下表所示： 總傳動比== 型號 額定功率 /kw 同步轉速r/min 滿載轉速速n r/min 總傳動比 外神軸徑/mm 外伸長度/mm 中心高/mm Y100L2-4 3 1500 1420 35.299 28 60 100 2.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 總傳動比 總傳動比==

8、分配傳動裝置傳動比 設定帶傳動的傳動比 則減速器總傳動比 = 則雙級斜齒輪圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 = 低速級減速器傳動比=/=2.682 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數 各軸轉速 ＝＝1420/3.1＝458.065r/min ＝＝458.065/4.239＝119.133r/min ＝?/?＝119.133/2.682=40.288 r/min ==40.288r/min 各軸輸入功率 ＝×＝2.228×0.95＝2.166kW ＝××＝2.166×0.97×0.99＝2.080kW ＝××＝2.080×0.97×0.99＝1.997kW

9、 ＝××=1.997×0.99×0.99＝1.957kW （3）各軸轉矩計算 ＝9550/=9550×2.166/458.065=45.158N·m ＝9550/=9550×2.080/119.133=166.738 N·m ＝9550/=9550×1.997/40.288=473.375N·m =9550/=9550×1.957/40.288=463.897N·m 將上述結果列入表格，以供查用： 軸 號 轉速（r/min） 功率（KW） 轉矩（N·M） Ⅰ軸 458.065 2.166 45.158 Ⅱ軸 119.133 2.080 166.73

10、8 Ⅲ軸 40.288 1.997 473.375 Ⅳ軸 40.288 1.957 463.897 第三章 傳動零件的設計計算 3.1 設計Ｖ帶和帶輪 確定計算功率P 據表8-7查得工作情況系數=1.2。 故有： =3 選擇V帶帶型 據和n由圖8-11選用A帶。 　確定的基準直徑并驗算帶速v （1）初取帶輪基準直徑，查表8-6和表8-8取小帶輪基準直徑， （2）驗算帶速v，按式（8-13）得 因為5

11、 根據式： 初定中心距 （2）計算帶所需的基準長度： = = 查[表8-2選取基準長度 （3）計算實際中心距: 中心距的變化范圍:389

12、表8-3可得A型帶的單位長度質量,故 =[] 計算作用在軸上的壓軸力: 帶輪的結構設計: （1）小帶輪設計 由Y100L2-4電動機可知其軸伸直徑為d=28mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=32mm。轂長L=50mm有表14-18可知小帶輪結構為實心輪。 （2）大帶輪設計 大帶輪具體尺寸：=280mm 轂長L=60mm 因此2帶輪應該采用腹板式 查表得，則，。 帶輪 結構式 da 輪緣寬B L d1 小帶輪 腹板式 95.5 90 45 45 30 大帶輪 腹板式 285.5 280 65 6

13、0 36 3.2 二級展開式斜齒齒輪減速器設計 高速級齒輪傳動的設計計算 1、選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度； 3）材料的選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為250HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為50HBS； 4） 初選β為15o 5）選小齒輪齒數為=21，大齒輪齒數Z可由Z=得 Z=89 2、按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： （1）確定公式中各數值 1）試選=1.6。 2）選取齒寬系數=0

14、.8。 3) 由圖10-30得區(qū)域系數 4）由表10-6查的材料的彈性影響系數=189.8MP 5）由 查圖10-26得 6）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 =0.90； =0.94。 7）計算接觸疲勞許用應力。 按齒面硬度查圖10-20。 得小齒輪的接觸疲勞強度極限 =6MP； 大齒輪的接觸疲勞強度極限 =MP。 取失效概率為1，安全系數S=1，有 []==MP []==MP []=（[]+[]）/2=435.1MPa (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑，代入 []. 1）計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式可得： =54.1

15、88mm 2)計算圓周速度。 v==1.30m/s 3）計算齒寬b b==0.854.188=43.35mm 4）計算模數與齒高 模數 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6) 計算縱向重合度 = 0.318

16、 7）計算載荷系數K。 已知使用系數=1，據v=1.30m/s，8級精度。由圖10-8得=1.10，=1.323。由圖10-13查得=1.290，由圖10-3查得=1.2 故載荷系數： = =1.0x1.10x1.2x1.323=1.746 8)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： 9）計算模數 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： （1）確定計算參數 1）計算載荷系數。 ==1.0x1.10x1.2x1.290=1.203 2)根據縱向重合度=1.43， 從圖10-28查的螺旋角影響系數 3)計算當量齒數。 4）查取齒形系數 由

17、表10-5查得 5）查取應力校正系數 由表10-5查得 6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=385MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=445MPa 7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數=0.85，=0.880 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則有： []=233.715MPa []=279.714MPa 7）計算大、小齒輪的，并加以比較,用插值法算得 0.0180 ==0.0140 經比較小齒輪的數值大。 （2）設計計算 = 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數

18、m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 m =2mm，已可滿足彎曲疲勞強度。但為了同時滿足接疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數于是有： 取=27，則Z0 取 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 圓整取a=145 (2) 按圓整中心距修正螺旋角 =arcos 因值改變不多，故參數，等不必修正。 （3）計算大小齒輪分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 取 5、結構設計 （1）小齒輪結構 查表得齒頂導系數， 頂隙系數 查表得齒頂導系數，頂隙系數 分度圓直徑 齒頂高 齒跟高 （+）m=（1+0.25）x2=3mm

19、 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 （2）大齒輪結構 查表得齒頂導系數， 頂隙系數 查表得齒頂導系數， 頂隙系數 分度圓直徑 齒頂高 齒跟高 （+）m=（1+0.25）x2=3mm 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 低速級齒輪傳動的設計計算 1、齒輪設計 選定齒輪類型，精度等級，材料及模數與高速級齒輪相同 選小齒輪齒數為=24，大齒輪齒數可由=得 =64.37 2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： （1）確定公式中各數值 1）試選=1.6。 2）選取齒

20、寬系數=0.8。 3) 由圖10-30得區(qū)域系數 4）由表10-6查的材料的彈性影響系數=189.8MP 5）由高速級齒輪得 6）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 =0.90； =0.94。 7）計算接觸疲勞許用應力。 有高速級得 []=435.1MPa (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑，代入 []. 1）計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式可得： =86.56mm 2)計算圓周速度。 v==0.54m/s 3）計算齒寬b

21、 b==0.886.56=69.24mm 4）計算模數與齒高 模數 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6) 計算縱向重合度 = 0.318 7）計算載荷系數K。

22、 已知使用系數=1，據v=0.54m/s，8級精度。由圖10-8得=1.05，==1.33。由圖10-13查得=1.280，由圖10-3查得=1.2 故載荷系數： = =1.05x1x1.2x1.33=1.676 8) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： 9）計算模數 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： （1）確定計算參數 1）計算載荷系數。 = =1.05x1x1.2x1.280=1.613 2)根據縱向重合度=1.63， 從圖10-28查的螺旋角影響系數 3)計算當量齒數。 4）查取齒形系數 由表10

23、-5查得 5）查取應力校正系數 由表10-5查得 6）由由高速級齒輪則得小齒輪的彎曲疲勞強度極=385MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=445MPa 7）由高速級齒輪則得彎曲疲勞壽命系數=0.85，=0.880 8）計算彎曲疲勞許用應力 由高速級齒輪則有： []3=233.715MPa []4=279.714MPa 9）計算大、小齒輪的，并加以比較,用插值法算得 0.017 ==0.014 經比較小齒輪的數值大。 （2）設計計算 = 對比計算結

24、果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 m =2.5mm，已可滿足彎曲疲勞強度。但為了同時滿足接疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數于是有： 取=34， 則Z0 取 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 圓整取a=160mm 按圓整中心距修正螺旋角 =arcos 計算大小齒輪分度圓直徑 計算齒輪寬度 取 5、結構設計 （1）小齒輪結構 查表得齒頂導系數， 頂隙系數 查表得齒頂導系數， 頂隙系數 分度圓直徑 齒頂高 齒跟高 （+）m=（1+0.25x2.5=3.7

25、5mm 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 （2）大齒輪結構 查表得齒頂導系數， 頂隙系數 查表得齒頂導系數， 頂隙系數 分度圓直徑 齒頂高 齒跟高 （+）m=（1+0.25x2.5=3.75mm 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 5. 大小齒輪各參數見下表5 齒輪 齒數 模數 分度圓 齒寬 形式 1 27 2 55.56 50 2 114 2 234.57 45 3 34 2.5 87.74 75 14 4 91 2.5 238.84 70

26、 14 第四章 軸的設計及計算 4.1V帶齒輪各設計 （1）V帶齒輪各設計參數附表 1）.各傳動比 V帶 高速級齒輪 低速級齒輪 3.1 4.239 2.682 2）. 各軸轉速n (r/min) (r/min) (r/min) (r/min) 458.07 119.13 40.29 40.29 3）. 各軸輸入功率 P （kw） （kw） （kw） (kw) 2.166 2.086 1.977 1.957 4）. 各軸輸入轉矩 T (N·m) (N·m) (N·m) (N·m) 45.16 166.74 473.

27、38 463.90 5）. 帶輪主要參數 小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm） 中心距a（mm） 基準長度（mm） 帶的根數z 90 280 410 1400 4 4.2 主動軸設計 ⑴. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩 P=2.17KW =458.07r/min =45.16N．m ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力F，徑向力F及軸向力的方向如圖示 ⑶. 初步確定軸的最小直徑 先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據表15-3，。 因最小直徑與大帶輪配合，故有

28、一鍵槽，可將軸徑加大5%，即，選用普通V帶輪，取大帶輪的轂孔直徑為，大帶輪的基準直徑，采用3根V帶傳動，查手冊得大帶輪寬度。 ⑷.軸的結構設計 主動軸設計結構圖: 此軸采用齒輪軸結構 (主動軸) 1） 各軸段直徑的確定 與大帶輪相連的軸段是最小直徑，取；大帶輪定位軸肩的高度取，則；因軸同時受有徑向和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，根據，由軸承產品目錄初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30305型軸承，則其尺寸為dxDxT=25mmx72mmx18.25mm，所以，左端軸承定位軸肩高度去，則；此軸采用齒輪

29、軸結構，5段為齒輪軸段。 2） 軸上零件的軸向尺寸及其位置 帶輪段,軸承端蓋總長為20mm，帶輪和端蓋距離為30mm，所以軸承寬度，右端軸承得人左面用套筒定位?？蛰S段=110.5mm齒輪寬度,齒輪與箱體內側的距離。 至此，已初步確定軸的各段長度和直徑 3）確定軸上圓角和尺寸 參考表格15-2，取軸端倒角為2x45，各軸肩的圓角半徑為R1.6 4).求軸上的載荷分布簡圖 首先根據周的結構圖，做出計算簡圖，，在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a=13mm，因此可作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下： 從軸的結構的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出齒輪軸處是軸的危險截面. 5）計算軸的

30、水平面各支點的受力及彎矩，由上圖可得 軸向力產生的彎矩M=x/2=395x55.56/2=10918N·mm 由軸受力平衡得 對右支點取矩 聯立方程解得 危險截面彎矩 N·mm 6) 計算軸的垂直平面各支點的受力及彎矩，由上圖可得， 由軸受力平衡得 對右支點取矩得 聯立方程解得 危險截面彎矩 N·mm 7) 計算合成彎矩 8）將齒輪危險截面處的各值列于下表 載荷 水平面v 垂直面H 支反力F , , 彎矩M N·mm N·mm 總彎矩 扭矩T T=45158 N·mm 9) 按彎扭合成力校核州的強度 進行校核

31、時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面強度。根據以上數據以及軸單向旋轉，扭動切應力為脈動變應力，取，，軸的計算應力 前選定軸的材料為45鋼，調制處理。有表15-1查得， 因此，故安全。 4.3中間軸的設計 ⑴.求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩 P=2.080KW =119.133r/min =166.738N．m ⑵.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪、低速級小齒輪的分度圓直徑為 , ⑶. 初步確定軸的最小直徑 先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據表15-3，。 因最小直徑與滾動軸承配合，直徑即為滾動軸承轂孔直徑。

32、 ⑷.軸的結構設計 中間軸設計結構圖: (中間軸) 1）各軸段直徑的確定 與滾動軸承相連的軸段是最小直徑，選30308型軸承，則；與左邊齒輪配合的軸段直徑，齒輪的左端面用套筒定位，右端面軸肩高度取，則，右邊齒輪左端面用軸鍵定位，軸肩高h=4mm，右端面用套筒定位，所以。 右邊齒輪配合的軸段直徑， 2） 軸上零件的軸向尺寸及其位置 軸承寬度B=20.75mm為，齒輪寬度, 箱體內側與齒輪端面間隙15mm，考慮到箱體內側誤差為8mm，為了齒輪可靠定位，齒輪處的軸段處軸段長比齒輪輪轂短4mm，所以L=L=15+5+4=27兩齒輪之間的距離取15mm。 與之對應的軸各段長度分別

33、為L=L=20.75mm，L=L=27mm，L=75-4=71mm，L=15mm，L=45-4=41mm。 至此，已基本確定此軸的基本直徑與基本長度。 ⑸.求軸上的載荷 1） 畫出軸的受力簡圖，如圖所示。 從軸的結構的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出齒輪軸處是軸的危險截面. 5）計算軸的水平面各支點的受力及彎矩，由上圖可得 軸向力產生的彎 M=x·mm M=x·mm 由軸受力平衡得 對右支點取矩得 聯立方程解得 危險截面彎矩 N·mm N·mm 6) 計算軸的垂直平面各支點的受力及彎矩，由上圖可得， 由軸受力平衡得 對右支點取矩得 聯

34、立方程解得 危險截面彎矩 N·mm N·mm 7) 計算合成彎矩 8）將齒輪危險截面處的各值列于下表 載荷 水平面v 垂直面H 支反力F , , 彎矩M N·mm N·mm N·mm N·mm 總彎矩 扭矩T T=166738 N·mm 9) 按彎扭合成力校核州的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面強度。根據以上數據以及軸單向旋轉，扭動切應力為脈動變應力，取，又，軸的計算應力 前選定軸的材料為45鋼，調制處理。有表15-1查得， 因此，故安全。 4.4從動軸的設計 ⑴. 求輸出軸上的功率P，轉速

35、，轉矩 P=1.997KW =40.288r/min =473.375N．m ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 齒輪受力方向如載荷分析圖所示。 ⑶. 初步確定軸的最小直徑 先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據表15-3，。 因最小直徑與聯軸器配合，故有一鍵槽，可將軸徑加大5%，故可取，選用聯軸器，輸出最小直徑顯然是聯軸器處直徑，為了使所選直徑與聯軸器的孔徑相適合，故需同時選取聯軸器的型號 聯軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩很小，選取 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件,查手冊，選用L

36、X3型彈性柱銷聯軸器，公稱轉矩為1250000N·mm，半聯軸器的孔徑d=38，半聯軸器的長度L=82mm，半聯軸器與軸配合與軸配合的轂孔長度為L=60mm。 ⑷.軸的結構設計 傳動軸總體設計結構圖: (從動軸) 1） 各軸段直徑的確定 與聯軸器相連的軸段是最小直徑，??；聯軸器定位軸肩的高度取，則；選30309型軸承，則d=，右端軸承定位軸肩高度去，則；與齒輪配合的軸段直徑，齒輪的定位軸肩高度取，則。 2） 軸上零件的軸向尺寸及其位置 軸承寬度，齒輪寬度,為了使齒輪左端面與套筒可靠定位，齒輪段軸長比齒輪寬燒4mm，L=70-

37、4=66mm，聯軸器與軸配合的轂孔長度為，軸承端蓋寬度20mm.聯軸器與箱體距離30mm， 所以L=20+30=50mm， 齒輪左端面與箱體內壁距離為 L=15+8+(75-70)/2+4=29.5mm， 齒輪右端面的軸肩寬L1.4h，所以取L=8mm。 與之對應的軸各段長度分別為，，，，，，，L=60mm 至此，已初步確定軸各段的直徑和長度。 ⑸. 求軸上的載荷 從動軸的載荷分析圖: 從軸的結構的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出齒輪軸處是軸的危險截面. 5）計算軸的水平面各支點的受力及彎矩，由上圖可得 軸向力產生的彎矩M=x/2=1503x238.84/2=176

38、552N·mm 由軸受力平衡得 對右支點取矩 聯立方程解得 危險截面彎矩 N·mm 6) 計算軸的垂直平面各支點的受力及彎矩，由上圖可得， 由軸受力平衡得 對右支點取矩得 聯立方程解得 危險截面彎矩 N·mm 7) 計算合成彎矩 8）將齒輪危險截面處的各值列于下表 載荷 水平面v 垂直面H 支反力F , , 彎矩M N·mm N·mm 總彎矩 扭矩T T=473375N·mm 9) 按彎扭合成力校核州的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面強度。根據以上數據以及軸單向旋轉，扭動切應力為脈動變應力

39、，取，，軸的計算應力 前選定軸的材料為45鋼，調制處理。有表15-1查得， 因此，故安全。 第五章 滾動軸承的選擇及計算 5.1 主動軸的軸承設計工作能力計算 由以上軸的受力分析得軸承的受力分析圖： ⑴ 計算兩軸承所承受的徑向力，有之前計算得 計算派生軸向力 由受力分析的左端軸承被壓緊 N ⑶計算當量動載荷 由手冊查得,而 查手冊可得.由[表13-6取，則軸承的當量動載荷為 ⑷ 計算軸承的壽命 因，且兩個軸承的型號相同，所以只需計算軸承2的壽命，取。查附手冊得30305軸承的。又有球軸承，則由式子得 要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時）， 由

40、此可見軸承的壽命遠大于預期的壽命，所選用的該軸承合適。 5.2 中間軸的軸承設計工作能力計算 軸承的受力分析圖： ⑴ 計算兩軸承所承受的徑向力 已知 +342.2-1427.7=-1085N 計算派生軸向力 由受力分析的左端軸承被壓緊 N ⑶計算當量動載荷 由手冊查得30307型軸承e=0.31 查手冊可得.由[表13-6取，則軸承的當量動載荷為 ⑷ 計算軸承的壽命 因，且兩個軸承的型號相同，所以只需計算軸承2的壽命，取。查附手冊得30307軸承的。又有球軸承，則由式子得 要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時）， 由此可見軸承的壽命遠大于預期的壽

41、命，所選用的該軸承合適。 5.3 從動軸的軸承設計工作能力計算 軸承的受力分析圖： ⑴ 計算兩軸承所承受的徑向力 ⑴ 計算兩軸承所承受的徑向力 已知 計算派生軸向力 由受力分析的右被緊 N ⑶計算當量動載荷 由手冊查得30309型,而 查手冊可得.由[表13-6取，則軸承的當量動載荷為 ⑷ 計算軸承的壽命 因，且兩個軸承的型號相同，所以只需計算軸承2的壽命，取。查附手冊得30307軸承的。又有球軸承，則由式子得 要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時）， 由此可見軸承的壽命遠大于預期的壽命，所選用的該軸承合適。 第六章 連接件的選擇及計算 6.

42、1 鍵的設計和計算 ⑴.主動軸段鍵 裝帶輪處，選用普通平鍵，根據軸直徑，查表6-1得鍵寬bx鍵高=6x6 計算鍵長，查表6-2得鍵的許應力，由式得： 則鍵長，考慮安全因素，查[表6-1查得，取。 裝齒輪處為齒輪軸，不需用鍵，所以不用校核。 鍵標記為：鍵 6×6×25 GB/T 1096—2003 ⑵.中間軸段鍵 由于低速級小齒輪段軸直徑與高速級大齒輪段直徑相等，所以選用鍵的規(guī)格也應當相同： 選普通平鍵，根據軸直徑，查表6-1得得鍵截面尺寸 查得鍵的許用應力， 由式得： 則鍵長，考慮安全因素，查[表6-1查得，取。 鍵標記為：鍵 12×8×36 GB/T 1096—2

43、003 ⑶.從動軸段鍵 裝聯軸器處，選用普通平鍵，根據軸直徑，查表6-1查得鍵截面尺寸 計算鍵長，查得鍵的許用應力，由式 得： 考慮安全因素，運用平鍵，查表6-1得，取。 裝齒輪處，選普通平鍵，根據軸直徑，查[表6-1查得鍵截面尺寸 計算鍵長，查得鍵的許用應力，由式 得： 則鍵長，考慮安全因素，查[2]P175表6-1查得，取。 鍵標記為：鍵 12×8×70 GB/T 1096—2003 鍵標記為：鍵 16×10×50 GB/T 1096—2003 6.2 聯軸器設計 ⑴.類型選擇. 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器. ⑵.載荷計算. 公稱轉矩：=47

44、3.375N．m 選取 所以轉矩 因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以 查附表 選取Lx3型彈性套柱聯軸器其公稱轉矩為1250N·m，半聯軸器的孔徑，半聯軸器的長度,與軸配合的轂孔長度為。 6.3軸承蓋的設計 低速軸： 3009軸承D=110， d3=M8，e=d3， D0=D+2.5d3=130mm， D2=D+（5-5.5）d3=140mm， d0=d3+1=9mm D4=D-10=100mm 中間軸： 30307軸承，D=80， d3=M8，取e=d3=8mm， D0=D+2.5d3=100mm D4=D-10=70mm， D2=D+（5-5.5

45、）=120 d3=M8 d0=1+d3=9mm， 高速軸 30305軸承，D=62， d3=M8，取e=d3=8mm， D0=D+2.5d3=80mm D4=D-10=52mm， D2=D+（5-5.5）=102 d3=M8， d0=1+d3=9mm 十一、潤滑及密封類型選擇 潤滑與密封 齒輪的潤滑 1：齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。 2 根據表5-4浸油深度推薦值，選取二級圓柱式齒輪減速器類型： 由于低速級周向速度小于12m/s，采用浸油潤滑，II級大齒輪浸油高度約為0.7個齒高但不少于10mm，該大齒輪齒

46、高=2.5<10mm，所以II級大齒輪浸油高度取=11mm。 III級大齒輪浸油高度大于一個齒高小于1/6半徑（3.125—56.7mm），由于III級大齒輪和二級大齒輪的半徑差為39mm。所以大齒輪的浸油深度選為=50mm。 大齒輪齒頂圓到油池低面的距離為30—50mm，所以選取的油池深度 1. 滾動軸承的潤滑： 由于軸承周向速度為0.99小于2m/s，所以采脂潤滑，為防止軸承室內的潤滑脂流入箱體而造成油脂混合，在箱體軸承座箱內一側裝設甩油環(huán)。 2. 潤滑油的選擇： 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 2. 箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封

47、膠的方法實現密封。 3. 軸承箱體內，外側的密封 （1）軸承箱體內側采用擋油環(huán)密封。（2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封。 4 齒輪潤滑油，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 軸承潤滑脂，選用通用鋰基潤滑脂ZL—1，普遍應用在各種機械部位。 3. 密封方法的選?。? 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 第七章 箱體的設計 7.1 箱體結構設計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采

48、用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用配合. 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度** 2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為。 3. 機體結構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸

49、緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. D 通氣孔： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡. E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。 釘

50、桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. G 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 5、減速器機體結構尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結果 箱座壁厚 10 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 查手冊 M16 地腳螺釘數目 查手冊 6 通孔直徑 d 查手冊 20 沉頭座直徑 D 查手冊 4

51、5 底座凸緣直徑 C 查手冊 25 C 查手冊 23 軸承旁聯接螺栓直徑 M12 箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 =（0.5-0.6） M10 連接螺栓直徑 d 查手冊 12 10 通孔直徑 d 查手冊 13.5 11 沉頭座直徑 D 查手冊 26 22 凸緣尺寸 C 查手冊 20 18 C 查手冊 16 14 軸承蓋螺釘直徑 =（0.4-0.5） 8 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3-0.4） 6 定位銷直徑 =（0.7-0.8） 8 箱體外壁至軸承座端面距離 =++（5-8） 30

52、 大齒輪頂圓與內機壁距離 1.2 15 齒輪端面與箱體壁距離 15 機座肋厚 軸承蓋的外徑 +（5-5.5） 102（高速軸） 120（中間軸） 140（低速軸） 第八章 潤滑、密封裝置的選擇及設計 8.1 潤滑密封設計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+ H=40=10 所以H+=40+10=50其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈

53、圈式密封。 密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接 凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為。密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太 大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 設計小結 這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過二個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎. 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、

54、公差與配合、CAD實用軟件、機械工程材料等于一體。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計

55、習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 13.參考文獻: 1 楊光 席偉光 李波 陳曉岑 主編，機械設計課程設計，第二版。高等教育出版社。 2 濮良貴，紀明剛主編，機械設計，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。 3 蔡春源主編，機械設計手冊齒輪傳動，第4版，北京：機械工業(yè)出版社，2007年3月。 4 吳宗澤主編，機械零件設計手冊，第10版，北京：機械工業(yè)出版社，2003年11月。 5 吳宗澤，羅圣國主編，機械課程設計手冊，第3版，北京：高等教育出版社。 6 駱素君，朱詩順主編. 機械設計課程設計簡明手冊，化學工業(yè)出版社，2000年8月. 7 高中庸 孫學強 江建曉 主編 機械原理 華中科技大學出版社