《機械設(shè)計課程設(shè)計盤磨機傳動裝置的設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械設(shè)計課程設(shè)計盤磨機傳動裝置的設(shè)計（29頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 第一章 課程設(shè)計任務(wù)書 年級專業(yè) 過控101 學(xué)生姓名 付良武 學(xué) 號 1008110074 題目名稱 盤磨機傳動裝置的設(shè)計 設(shè)計時間 第17周～19周 課程名稱 機械設(shè)計課程設(shè)計 課程編號 設(shè)計地點 化工樓 一、 課程設(shè)計（論文）目的 1.1 綜合運用所學(xué)知識，進行設(shè)計實踐鞏固、加深和擴展。 1.2 培養(yǎng)分析和解決設(shè)計簡單機械的能力為以后的學(xué)習(xí)打基礎(chǔ)。 1.3 進行工程師的基本技能訓(xùn)練計算、繪圖、運用資料。 二、 已知技術(shù)參數(shù)和條件 2.1 技術(shù)參數(shù)： 主軸的轉(zhuǎn)速：42rpm 錐齒輪傳動比：2~3 電機功率：5kW

2、 電機轉(zhuǎn)速：1440rpm 2.2 工作條件： 每日兩班制工作，工作年限為10年，傳動不逆轉(zhuǎn)，有輕微振動，主軸轉(zhuǎn)速的允許誤差為5%。 1—電動機；2、4—聯(lián)軸器；3—圓柱斜齒輪減速器； 5—開式圓錐齒輪傳動；6—主軸；7—盤磨 三、任務(wù)和要求 3.1 編寫設(shè)計計算說明書1份，計算數(shù)據(jù)應(yīng)正確且與圖紙統(tǒng)一。說明書應(yīng)符合規(guī)范格式且用A4紙打印； 3.2 繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖1號圖1張；繪制零件工作圖3號圖2張（齒輪和軸）；標題欄符合機械制圖國家標準； 3.3 圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋； 注：1．此表由指導(dǎo)教師填寫，經(jīng)系、教研室審批，指導(dǎo)教師、學(xué)生簽字后生效

3、； 2．此表1式3份，學(xué)生、指導(dǎo)教師、教研室各1份。 四、參考資料和現(xiàn)有基礎(chǔ)條件（包括實驗室、主要儀器設(shè)備等） 4.1 《機械設(shè)計》教材 4.2 《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》 4.3 《減速器圖冊》 4.4 《機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊》 4.5 《機械設(shè)計手冊》 4.6 其他相關(guān)書籍 五、進度安排 序號 設(shè)計內(nèi)容 天數(shù) 1 設(shè)計準備（閱讀和研究任務(wù)書，閱讀、瀏覽指導(dǎo)書） 1 2 傳動裝置的總體設(shè)計 2 3 各級傳動的主體設(shè)計計算 2 4 減速器裝配圖的設(shè)計和繪制 7 5 零件工作圖的繪制 1 6 編寫設(shè)計說明書 2 7 總

4、計 15 六、教研室審批意見 教研室主任（簽字）： 年 月 日 七|、主管教學(xué)主任意見 主管主任（簽字）： 年 月 日 八、備注 指導(dǎo)教師（簽字）： 學(xué)生（簽字）： 計算及說明 結(jié)果 第二章 傳動方案的整體設(shè)計

5、 2.1傳動裝置總體設(shè)計方案: 2.1.1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.1.2 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。選擇錐齒輪傳動和一級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 2.2電動機的選擇 根據(jù)已知任務(wù)書給定的技術(shù)參數(shù)，由給定的電動機功率為5KW，電動機轉(zhuǎn)速為1440r/min,查表17-7選取電動機型號為Y132S—4，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 2.3確定傳動裝置的總傳動比和分配各級的傳動比 2.3.1總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速=42，可得傳動裝置

6、總傳動比為＝nm/＝1440/42＝34.29。 2.3.2分配傳動裝置傳動比 錐齒輪傳動比：=3 減速器傳動比：=/=34.29/3=11.43 高速級傳動比：1= 低速級傳動比： 2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速n（r/min） n0=nm=1440 r/min 高速軸1的轉(zhuǎn)速:n1＝nm＝1440 r/min 中間軸2的轉(zhuǎn)速： 低速軸3的轉(zhuǎn)速： 主軸6的轉(zhuǎn)速： 2.4.2 各軸的輸入功率P(KW) P0=Pm=5kw 高速軸1的輸入功率: P1=P0ηc=50.99=4.95kw 中間軸2的輸入功率：P2=P1η1ηg=4.95

7、0.980.98=4.75kw 低速軸3的輸入功率: P3=P2η2ηg=4.750.980.98=4.57kw 主軸6的輸入功率: P4=P3ηgηgηd=4.570.980.990.97=4.30kw Pm為電動機的額定功率；ηc為聯(lián)軸器的效率；ηg為一對軸承的效率；η1高速級齒輪傳動的效率；η2為低速級齒輪傳動的效率；ηd為錐齒輪傳動的效率。 2.4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N?m) T0=9550P0/n0=3.316 Nm 高速軸1的輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550P1/n1=（95504.95）/1440=3.283104Nm 中間軸2的輸入轉(zhuǎn)矩T2=9550P2/n2=（95

8、504.75）/366.4=1.238105Nm 低速軸3的輸入轉(zhuǎn)矩T3=9550P3/n3=（95504.57）/126.3=3.4556105Nm 主軸6 的輸入轉(zhuǎn)矩T4=9550P4/n4=（95504.30）/42.1=9.7542105Nm 第3章 傳動零件的設(shè)計計算 3.1 高速級斜齒輪的設(shè)計和計算 3.1.1 選精度等級，材料及齒數(shù) （1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 （2）齒輪精度用7級

9、，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。 （3）慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取=24,則=243.93=94.32，取=94。 （4）選取螺旋角。初選螺旋角為β=14o 3.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式 試算 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6。 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 3）由機械設(shè)計課本表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP。 5)由圖10-21d按齒面強度查地小、大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa。 6)由式10-13計

10、算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1j Lh=6014401（2836510）=5.05 N2=N1/i2=5.05109/3.93=1.289 7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90,KHN2=0.95。 8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由式10-12得： [σH]1=σHlim1 KHN1/S=6000.90/1 Mpa=540 Mpa [σH]2=σHlim2 KHN2/S=5500.95/1 Mpa=522.5Mpa 9) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。 10) 由圖10-26查得 ，則 11) 許

11、用接觸力： 計算 1）試算=39.629mm 2） 圓周速度 （3）齒寬 模數(shù) （4）計算縱向重合度 （5）計算載荷系數(shù)K 根據(jù)V=2.988m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.12。;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.417。查圖10-13得=1.34;故載荷系數(shù)： （6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 （7）計算模數(shù) 3.1.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10-5得彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)

12、值 1）計算載荷系數(shù)K K==1.251.121.41.34=2.63 2）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 3）計算當量齒數(shù) 4） 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 5） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 6）由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系=0.86,=0.89; 8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得 /S=0.86500/1.4=307.14MPa /S=0.89380/1.4=241.57MP

13、a 9）計算大、小齒輪的并加以比較 =2.5921.596/307.14=0.01347MPa =2.1781.791/241.57=0.01615MPa 大齒輪的數(shù)值大。 （2） 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于mn由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取mn=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑=47.643mm,算出小齒輪齒數(shù) （3）幾何尺寸計算 1）計算中心距 將中心距圓整為122mm 2） 將圓整

14、后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)，，等不必修正。 b 3) 計算分度圓直徑 =942/cos14.7123=194.373mm 4) 計算齒輪寬度 圓整后取B2=50mm,B1=55mm 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計 齒頂高 齒根高 齒高 齒頂圓直徑： 小齒輪=d+2=53.627 mm 大齒輪=198.373 mm 齒根圓直徑： 小齒輪=d-2=44.627 mm 大齒輪= d-2=190.373 mm 3.2 低速級斜齒輪的設(shè)計和計算 3.2.1 選精度等級，材料及齒數(shù)。 1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用4

15、0Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 2）齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。 3） 慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取,則,取。 4） 選取螺旋角。初選螺旋角14。 3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式試算 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 3）由機械設(shè)計課本表10-7選取齒寬系數(shù) 4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MP 5）由圖10-21d按齒面強度查地小，大齒輪的接觸疲勞

16、強度極限 6） 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.97。 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1.由式10-12得 [σH]1=σHlim1 KHN1/S=6000.95/1 Mpa=570Mpa [σH]2=σHlim2 KHN2/S=5500.97/1 Mpa=533.5Mpa 9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 10）由圖10-26查得 則 11）許用接觸力 （2）計算 1)試算 2)圓周速度V=d1t n2/（601000）=1.169 m

17、/s 3)齒寬 4) 計算縱向重合度 5)計算載荷系數(shù)K 根據(jù)V=1.169m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.08，;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查地7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.421；查圖10-13得;故載荷系數(shù)： 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 7) 計算模數(shù) 3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10-5得彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極

18、限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89,KFN2=0.90; 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得： 4）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1.251.081.41.35=2.55 5）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 6)計算當量齒數(shù) 7）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 YFa1=2.592;YFa2=2.227 8）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 YSa1=1.596;YSa2=1.763 9） 計算大、小齒輪的并加以比較 大

19、齒輪的數(shù)值大。 （2） 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于mn由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于mn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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取mn=2.5㎜,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=72.449㎜,算出小齒輪齒數(shù) 取 ，取 （3）幾何尺寸計算 1）計算中心距 將中心距圓整為141 mm 2） 將圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 b 3) 計算分度圓直徑 4) 計算齒輪寬度 圓整后取B3=72，B2=77.

20、5）結(jié)構(gòu)設(shè)計 齒頂高 齒根高 齒高 齒頂圓直徑 小齒輪大齒輪 齒根圓直徑 小齒輪，大齒輪 第四章 軸的設(shè)計計算 4.1 中間軸的設(shè)計計算 4.1.1 中間軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知，得：P= PⅡ=4.75KW, n= nⅡ=366.4r/min 4.1.2 確定軸的最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112。得 4.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計示意圖如下： （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）由于=26.31 mm，軸上開

21、有兩鍵槽，增加后軸徑d=30 mm取安裝軸承處（該軸直徑最小處） 軸徑d=30 mm,則dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=30 mm。 2）初步選擇滾動軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) dⅠ-Ⅱ=30 mm，選軸承型號30206，其尺寸為dDT=30 mm62 mm17.25mm?？紤]到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。 3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=34mm.兩端齒輪與軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為50mm,小齒輪的輪轂寬度為77mm.為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故分別取LⅡ-Ⅲ=74mm,LⅣ-Ⅴ=4

22、7mm。 兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度: h>0.07dⅡ-Ⅲ=0.0734=2.38mm，取h=3mm; 軸環(huán)處的直徑:dⅢ-Ⅳ=34+6=40 mm; 軸環(huán)寬度:b≥1.4h=1.43=4.2mm,取LⅢ-Ⅳ=5mm。 4）由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，所以 LⅠ-Ⅱ=17.25+6+16+3=42.25 mm LⅤ-Ⅵ=17.25+6+18.5+3=44.75 mm (3)軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅡ-Ⅲ和dⅣ-Ⅴ分別由表6-1查得平鍵截面bh=10 mm8 mm,長度分別為63 mm和36 mm, 同時為了保證

23、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，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (4)確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為245。 (5) 軸的校核 經(jīng)校核，該軸合格，故安全。 4.2 高速軸的設(shè)計計算 4.2.1 求高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知，得：P=P1=4.95kw,n=n1=1440 r/min 4.2.2 初步確定軸的最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112.得 軸上有一鍵槽，則增加后得直徑d=20

24、 mm，高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ-Ⅱ，取dⅠ-Ⅱ=20 mm。 4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計示意圖如下： （2）根據(jù)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)軸器的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出一軸肩,故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=24 mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故取Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=36mm。 2）初步選擇滾動軸承。 因軸承同時承受有徑向力和軸向力的作用

25、，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) dⅡ-Ⅲ=24 mm，選軸承型號30205，其尺寸dDT=25 mm52 mm16.25 mm,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=25 mm.由于軸承右側(cè)需裝甩油環(huán)，且軸承需離箱體內(nèi)壁一段距離，考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。，則取LⅢ-Ⅳ=LⅤ-Ⅵ=16.25 mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取dⅣ—Ⅴ=30 mm. 3）由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設(shè)計成齒輪軸。 4）軸承端蓋的總寬度取為16 mm.取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的距離為30 mm,則LⅡ-Ⅲ=46 mm。 5）取軸上軸段Ⅴ-Ⅵ處為高速小齒輪，直徑dⅤ-Ⅵ=

26、53.627mm。已知小齒輪的輪轂寬度為55mm,故取LⅤ-Ⅵ=55mm。 6）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離LⅥ-Ⅶ=a=19.5 mm。已知滾動軸承寬度T=16.25mm,低速級小齒輪輪轂長L=80mm,又因為已知箱體兩內(nèi)壁之間的距離為178.5，高速級小齒輪輪轂長L=55，則 （3）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅠ-Ⅱ由表6-1查得平鍵截面bh=6 mm6 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22 mm,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為245。 4.2

27、.4州的校核 (1) 輸入軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速n1，轉(zhuǎn)矩T1 P1=5KW n1=1440r/min T1 =3.283104N．m (2) 確定軸及求作用在齒輪上的力 1)求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =49.627 而 F= F= F F= Ftan=1323.070tan14.7123=347.405N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: 輸入軸的載荷分析圖如下: 4.3 低速軸的設(shè)計計算 4.3.1 求低速軸上的

28、功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知，得：P=PⅢ=4.57 KW ，n= nⅢ=126.3r/min 4.3.2 初步確定軸的最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112.得 4.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計示意圖如下： (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1) 低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ-Ⅱ.為了使所選的軸直徑 dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)， 故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩=。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL4型彈

29、性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm,故取dⅠ-Ⅱ=40mm,聯(lián)軸器長112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm.為了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?、?Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=80mm。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=48mm,右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。 2）初步選擇滾動軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=48mm,選軸承型號30210，其尺寸為dDT=50mm95mm21.75 mm,故。 3）取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ

30、的直徑dⅥ-Ⅶ=52mm.齒輪的的左端與左端軸承之間采用甩油環(huán)和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為72mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取LⅥ-Ⅶ=69 mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h﹥0.07d=0.0752=3.64,則軸環(huán)處=60mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h=1.44=5.6,取=10mm。 4）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離LⅦ-Ⅷ=a=25.5mm,考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。已知滾動軸承寬度T=21.75mm,LⅢ-Ⅳ=LⅧ-Ⅸ=21.75 mm,已知箱體兩內(nèi)壁之間的距離為178.5，則 5) 取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30

31、 mm，端蓋厚20 mm，則LⅡ-Ⅲ =50. （3）軸上零件的周向定位 齒輪，聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表6-1查得平鍵截面bh=16 mm10 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63 mm,同時為了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 ；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm8 mm70 mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為245。 4.3.4 軸的校核 （1） 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P2=4.75KW

32、 n2=366.4r/min T2=1.238105N．m （2） 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =209.643 而 F=21.238105/209.643= F= F F= Ftan=1181.055tan15。=316.463N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: （3） 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定軸承的支點位置。 對于30210型圓錐滾子軸承,從手冊中查取有a=21mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距 ，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的

33、彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)簡圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。 現(xiàn)將計算出的危險截面C處的MH、MV和M列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù) == 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查表15-1得[]=60MP ＜[] 此軸合理安全 輸出軸的載荷分析圖如下: 第五章 鍵連接的選擇和計算 5.1 高速軸上的鍵的設(shè)計與校核 齒輪、聯(lián)軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接，由表6-1查得聯(lián)軸器上的鍵尺寸為bhL

34、 =6625 mm，聯(lián)軸器采取過渡配合，但不允許過盈，所以選擇H7/k6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用m6（具有小過盈量，木錘裝配）d=20 mm,T1=32.83 Nm, 查表得=100~120 式中k=0.5h，l=L-b， 所以所選鍵符合強度要求。 5.2 中間軸上的鍵的設(shè)計與校核 已知dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=34 mm，T2=123.81 Nm，參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=30~38 mm所以取bh=108 mm 查表得=100~120 取低速級鍵長為63 mm，高速級鍵長為36 mm。 所以所選鍵：bhL=10 mm8 mm6

35、3 mm bhL=10 mm8 mm36 mm 符合強度條件。 5.3 低速軸上的鍵的設(shè)計與校核 已知裝齒輪處軸徑d=52mm，T=345.56Nm。參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=50~58 mm,所以取bhL=16 mm10 mm63 mm，查表得=100~120 聯(lián)軸器處軸徑d=40mm，T=345.56Nm，由于d=38~44mm，所以取 bhL=12 mm8 mm70 mm 所以所選鍵符合強度要求。 第六章 滾動軸承的選擇和計算 6.1 計算高速軸的軸承： 由前面可以知道n1=1500r/min 兩軸承徑向反力：Fr=2

36、98.72N= 軸向力：Fa=0N 初步計算當量動載荷P，根據(jù)P=+ 根據(jù)表13-6，=1.0~1.2，取=1.2。 根據(jù)表13-5，X=1 所以P=1.21298.72=358.46N 計算軸承30205的壽命： 故可以選用 6.2 計算中間軸的軸承： 已知n2=366.4r/min 兩軸承徑向反力： 軸向力均為0 初步計算當量動載荷P，根據(jù)P= 根據(jù)表13-6，=1.0~1.2，取=1.2。 根據(jù)表13-5，X=1 所以P=1.2286.6=343.92N P=1.2693.8=832.56N 計算軸承30206的壽命： 故可以選用。

37、 6.3 計算低速軸的軸承 已知 n3=126.3r/min 兩軸承徑向反力：= 673.45N 軸向力：為0 初步計算當量動載荷P，根據(jù)P= 根據(jù)表13-6，=1.0~1.2，取=1.2。X=1 所以P=1.2673.45=808.14N 計算軸承30210的壽命： 故可以選用。 第七章 聯(lián)軸器的選擇 7.1類型選擇 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器. 7.2載荷計算 聯(lián)軸器1 公稱轉(zhuǎn)矩：T=955032.83N.m 查課本表14-1,選取 所以轉(zhuǎn)矩 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以 查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表17-4（G

38、B/T4323-2002） 選取LT5型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為125Nm， 聯(lián)軸器2 公稱轉(zhuǎn)矩：T=9550345.56N.m 查課本表14-1,選取 所以轉(zhuǎn)矩 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以 查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表17-4（GB/T4323-2002）選取LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為710Nm。 第八章 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用配合. 8.1.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 8.2.考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。

39、 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為 8.3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=2。機體外型簡單，拔模方便. 8.4.對附件設(shè)計 A 窺視孔蓋和窺視孔： 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔,大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，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M6緊固。

40、 B 放油螺塞： 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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)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。油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應(yīng)按傳動件浸入深度確定。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： 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏,為便于排氣，所以在機蓋頂部或窺視孔上

41、裝通氣器，使機體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成。 E 啟蓋螺釘： 為了便于啟蓋，在機蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調(diào)整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調(diào)整。啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。 F 定位銷： 為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位

42、銷。以提高定位精度，兩銷相距盡量遠些。如機體是對稱的,銷孔位置不應(yīng)對稱布置。 G 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應(yīng)在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。 H 調(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 I 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座厚度 δ 10 箱蓋厚度 （0.8~0.85）δ8mm 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 b 15 箱座底凸緣厚度

43、 25 地腳螺釘直徑 M18 地腳螺釘數(shù)目 n a<250mm 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 M12 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 M10 軸承端蓋螺釘直徑 M8 視孔蓋螺釘直徑 M6 定位銷直徑 d M8 至外箱 壁的距離 課本128頁 24 18 16 至凸緣 邊緣距離 課本128頁 22 18 14 外箱壁至軸承端面距離 50 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 15 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 16 箱蓋，箱座肋厚 為、0.85δ 軸承端蓋外徑

44、 +（5~5.5） 92（一軸） 102（二軸） 135（三軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 S 76（一軸） 86（二軸） 119（三軸） 箱體深度 Hd Ds/2+(30~50) 157 箱座高度 H Hd+δ+(5~10) 177 第九章 軸承端蓋的設(shè)計與選擇 根據(jù)箱體設(shè)計，選用凸緣式軸承端蓋。 各軸上的端蓋： 悶蓋和透蓋：參照表7-17 課本145頁 悶蓋示意圖 透蓋示意圖 表 三個軸的軸承蓋 D２ D０ D４ D d0 螺

45、釘孔數(shù)n e1 m b1 d1 Ⅰ 92 72 42 52 9 4 10 Ⅱ 102 82 52 62 9 4 10 Ⅲ 135 112 85 95 9 6 10 第十一章 潤滑和密封設(shè)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(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+ H=30 =34 所以H+=30+34=64 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。 密封性來講為了保證機蓋與機

46、座聯(lián)接處密封，聯(lián)接 凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 第十二章 設(shè)計小結(jié) 11.1經(jīng)過二周的時間的設(shè)計完成了本課題——帶式輸送機傳動裝置，該裝置具有以下特點： 1）能滿足所需的傳動比 2）選用的齒輪滿足強度剛度要求 由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。 3）軸具有足夠的強度及剛度 由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當其產(chǎn)生彎扭變形時，載荷

47、在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設(shè)計要求最高，設(shè)計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。 4）箱體設(shè)計的得體 設(shè)計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。 5）由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確，設(shè)計也不是十分恰當，但我認為通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。 11.2 小結(jié) 1) 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《公差與配合》、《CAD

48、實用軟件》、《機械工程材料》、《機械設(shè)計手冊》等于一體。 2) 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)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(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 3) 在這次的課程設(shè)計過程中,綜合運用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個教學(xué)實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)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(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。 4) 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指

49、導(dǎo)和幫助。 5) 設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 總的來說，這次關(guān)于盤磨機傳動裝置上的一級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。同時，通過三個星期的設(shè)計實踐，使我們對機械設(shè)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(chǔ)。 參 考 文 獻 [1]機械零件設(shè)計手冊 吳宗澤等編 機械工業(yè)出版社 2004年1月 [2]機械設(shè)計（第八版）濮良貴、紀名剛主編 高等教育出版社 2006年5月 [3]材料力學(xué)(第四版) 劉鴻文 主編 高等教育出版社 2004年1月 [4] 機械設(shè)計課程設(shè)計 李育錫 等編 高等教育出版社 2008年 [5]現(xiàn)代工程制圖學(xué) 蔡群等主編 南京大學(xué)出版社 2008年4月 [6]互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ) 萬秀穎等主編 電子工業(yè)出版社 2011年08月 [7]機械原理（第七版） 孫桓 等主編 高等教育出版社 2006年5月 29