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1、機械設計課程設計 機械設計課程設計 計算說明書 題 目 設計帶式運輸機傳動裝置 專業(yè)班級 學 號 學生姓名 指導教師 2011年12月29日

2、 機械設計課程設計任務書 學生姓名 專業(yè)班級 學 號 指導教師 職 稱 教研室 題目 設計帶式運輸機傳動裝置 傳動系統(tǒng)圖： 原始數(shù)據(jù)： 運輸帶工作力矩T/(Nm) 運輸帶工作速度 卷筒直徑D/mm 610 0.9 360 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有

3、輕微振動，使用期限為10年，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為 要求完成： 1.減速器裝配圖1張（A0） 2.零件工作圖3張（箱體、齒輪和軸）。 3.設計說明書1份，6000-8000字。 目錄 1 傳動裝置總體分析 4 1.1 原始數(shù)據(jù) 4 1.2 方案分析 4 2 電動機的選擇及傳動比的分配 6 2.1 電動機的選擇 6 2.1.1 傳動裝置的總效率 6 2.1.2確定電動機轉速 6 2.1.3工作機所需的輸入功率 6 2.1.4確定電動機型號 7 2.2計算總傳動比及分配各級的傳動比 7 2.2.1總傳動比 7 2.2.2分配傳動

4、裝置傳動比 7 2.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 8 2.3.1各軸轉速的計算 8 2.3.2各軸輸入輸出功率的計算 8 2.3.3各軸的輸入輸出轉矩的計算 8 3 V帶設計 9 3.1確定計算功率 10 3.2選取v帶帶型 10 3.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v 10 3.4確定v帶的中心距和基準長度 10 3.4計算帶的根數(shù) 11 3.5計算壓軸力 12 3.6 V帶齒輪各設計參數(shù)附表 12 4 齒輪的設計 13 4.1高速級齒輪傳動的計算設計 13 4.1.1.選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 13 4.1.2.按齒面接觸疲勞強度設計 1

5、4 4.1.3.按齒根彎曲疲勞強度設計 16 4.1.4.幾何尺寸計算 19 4.2 低速級齒輪傳動的設計 19 4.2.1.選材 19 4.2.2.按齒面接觸強度設計 20 4.2.3.按齒根彎曲疲勞強度設計 22 4.2.4.幾何尺寸計算 24 5傳動軸承和傳動軸的設計 25 5.1求出相應的值 25 5.2傳動軸承的校核 28 5.3軸上零件的周向定位 31 5.4確定軸上圓角和倒角尺寸 31 5.5輸入軸的設計和相關參數(shù) 32 5.5.1輸入軸的設計 32 5.5.2輸入軸(高速軸)的相關參數(shù) 32 5.6中間軸的設計和相關參數(shù) 33 5.6.1中間軸

6、的設計 33 5.6.2 中間軸的相關參數(shù) 33 6校核 35 6.1 輸出軸上的鍵的強度校核 35 6.2軸承的強度校核 35 6.2.1 輸出軸軸承的校核 35 7箱體的設計及其附件的選擇 38 7.1 箱體的設計 38 7.2聯(lián)軸器的選擇 39 7.3軸承的選擇 39 7.4潤滑方式的選擇 39 7.4.1高速級齒輪的圓周速 39 7.4.2滾動軸承的潤滑 39 7.4.3齒輪的潤滑 40 7.4.4密封方式選取 40 7.5 減速器附件的選擇 40 1）通氣器 40 2）油面指示器 40 3）起吊裝置 40 4）放油螺塞裝置 40 5）窺視孔及視

7、孔蓋 40 6）鍵的選擇 40 設計小結 41 參考資料 42 1 傳動裝置總體分析 1.1 原始數(shù)據(jù) （1）運輸帶工作拉力 ； （2）運輸帶工作速度 ； （3）卷筒直徑 ； （4）卷筒工作效率 =0.96； （5）工作壽命 10年單班制； （6）工作條件 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動。 （7）傳動系統(tǒng)圖 圖1-1 1.2 方案分析 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級斜齒圓柱齒輪減速器。 　　帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過

8、載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 　　齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是展開式兩級直齒輪傳動。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 2 電動機的選擇及傳動比的分配 2.1 電動機的選擇 2.1.1 傳動裝置的總效率 其中為工作機傳動效率。為了計算電動機所需功率,需確定傳動裝置總功率η。 　,

9、 設各效率分別為：、η1（V帶傳動效率）、η2（滾子軸承）、η3（閉式齒輪傳動效率）、（聯(lián)軸器效率），查表得：，，,。 則傳動裝置的總效率為： , 2.1.2確定電動機轉速 查表2-1,,表2-2得,,,所以,電動機的轉速為 2.1.3工作機所需的輸入功率 =； 工作機所需要的有效功率為 電動機所需功率為： 。 2.1.4確定電動機型號 根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表19-1,得電動機的額定功率 P＝5.5KW，電機型號有三種，現(xiàn)將三種方案列表如下 表1-1 三種電動機的數(shù)據(jù)比較

10、 方案 電動機型號 額定功率（kw） 同步轉速 滿載（） 價格 電機重量 1 Y112M-4 4 1500 1440 低 輕 2 Y132M1-6 4 1000 960 低 輕 3 Y160M1-8 4 750 720 中 中 由上表的性價比和整體傳動比綜合考慮，可知方案2更好，裝置結構緊湊，因此選用方案2。 2.2計算總傳動比及分配各級的傳動比 2.2.1總傳動比 2.2.2分配傳動裝置傳動比 =0 為使帶傳動外廓尺寸不致過大,初步取0，則減速器傳動為 /0=20/2.8=7.14 2.2.3分配減速器的各級傳

11、動比 按展開式布置,考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近, 取 所以： 2.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 2.3.1各軸轉速的計算 2.3.2各軸輸入輸出功率的計算 =3.876kW 2.3.3各軸的輸入輸出轉矩的計算 將各軸的運動和動力參數(shù)列于下表： 各軸的運動和動力參數(shù) 軸名 轉速(r/min) 轉矩（） 傳動比 i 效率 輸入 輸出 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 滾筒軸 960 342.86 107.14 48 48 103.64 315.28 668.34 668

12、.34 39.8 101.57 308.97 654.97 654.97 2.80 0.95 3.20 0.95 2.23 0.95 1.00 0.97 3 V帶設計 3.1確定計算功率 由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 3.2選取v帶帶型 根據(jù)、由圖8-11選用A型。 3.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑； 2）驗算帶速v；按式8-13驗算帶的速度 ； 因為5m/s

13、直徑； 根據(jù)表8-9取d=355mm. 3.4確定v帶的中心距和基準長度 1）根據(jù)式8-20 初定中心距; 2）由式8-22計算帶所需的基準長度 +(+)+(- )/4=1976 由表8-2選帶的基準長度； 3)按式8-23計算實際中心距 由式8-24 得中心距的變化范圍為553-640。 4）驗算小帶輪上的包角 。 3.4計算帶的根數(shù) 1）.計算單個v帶的額定功率 由，查表8-4得。 根據(jù) 查表8-6得，表8-2得,于是 2）計算v帶的根數(shù)z 所以取4根。 3）計算單根v帶初拉力的最小值 由表8-3得A型帶的單位長度質量 所以

14、 3.5計算壓軸力 3.6 V帶齒輪各設計參數(shù)附表 (1).各傳動比 V帶 高速級齒輪 低速級齒輪 2.8 3.2 2.23 (2).各軸轉速n (r/min) (r/min) (r/min) (r/min) 342.86 107.14 48 48 (3). 各軸輸入功率 P （kw） （kw） （kw） (kw) 3.721 3.537 3.362 3.262 (4). 各軸輸入轉矩 T (kNm) (kNm) (kNm) (kNm) 103.64 315.28 668.34 668.34

15、 (5). 帶輪主要參數(shù) 小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm） 中心距a（mm） 基準長度（mm） 帶的根數(shù)z 125 355 582 1940 4 4 齒輪的設計 4.1高速級齒輪傳動的計算設計 4.1.1.選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 （2）輸送機為一般工作機械,故選用8級精度。 （3）材料選擇 ,有表10-1 選擇小齒輪材料為45Cr（調質），硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼（調制），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 （4）選小

16、齒輪齒數(shù)， 則：取。 （5）初選螺旋角。 4.1.2.按齒面接觸疲勞強度設計 按式（10-21）計算 （1)確定公式內的各項數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ②查圖10-30選取區(qū)域系數(shù) ③由式10-21計算接觸疲勞強度 1=arctan(tann/cos)=arctan(tan20。/cos14。)=20.562。 at1=arccos[z1cos1/(z1+2han*cos)]=arcos[24cos20.562。/(24+21cos14。)]=29.974。 at2=arccos[z2cos1/(z2+2han*cos)]=arcos[77cos20.562。/(77+

17、21cos14。)]=24.495。 [ z1(tanat1-tant′)+ z2(tanat2- tant′)]/2=1.641 dz1tan=1.905 =0.670 ④小齒輪傳遞的轉矩 ⑤表10-7選取齒寬系數(shù)。 ⑥查圖10-21d，按齒面硬度查取齒輪的接觸疲勞強度極限 小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪接觸疲勞強度極限。 ⑦查圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑧計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1， 由式（10-14） 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力,即 許用接觸應力 =523 (2)計算 ①計算小齒輪分度

18、圓直徑 =49.525mm (3)調整小齒輪分度圓直徑 ①計算圓周速度v== ②計算齒寬b ③計算載荷系數(shù)KH 查表10-2得：使用系數(shù)； 根據(jù)、8級精度，查圖10-8得動載系數(shù)； 齒輪的圓周力: Ft1=2T1/d1t=21.017105/49.525=4.107103 N Ft1/b=14.107103/49.525=82.93 N/mm＜100 N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.4 查表10-3得； ④查表10-4用插值法查得8級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時,,則載荷系數(shù)為 KH==11.101.41.419=2.185 查表10-13根

19、據(jù)、得： 故載荷系數(shù) ⑤由式10-12,可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑： 即相應的齒輪模數(shù) mn=d1cos/z1=2.380 4.1.3.按齒根彎曲疲勞強度設計 由式（10-17）試算齒輪模數(shù),即 （1）確定公式中的各參數(shù)值. ①試選載荷系數(shù)=1.3 ②由式10-18,可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) =arctan(tancost)=arctan(tan14。Cos20.562。)=13.140。 =/cos2=1.641/ cos213.140=1.730 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.730=0.778 ③由式10-19,可得計算彎

20、曲疲勞強度得螺旋角系數(shù) =1- /120。=1-1.90514。/120。=0.778 ④計算.由當量齒數(shù)=/cos3=24/cos314。=26.27, =/cos3=77/cos314。=84.29 查圖10-17,地齒形系數(shù)=2.62, =2.22.由圖10-18查得應力修正系數(shù)=1.6, =1.78.由圖10-24c查得小齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為.由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù),取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4.由式10-14得 ==0.0138 ==0.0165 因為大齒輪的大于小齒輪,所以取==0.0165 （2）試算齒輪模數(shù). = (3)調整齒

21、輪模數(shù) 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度.=/cos=1.56024/cos14。=38.586 ②尺寬.=d=138.586=38.586 ③齒高及寬高比/. =(2an*+Cn*)=(21+0.25)1.560=3.51 /=38.586/3.51=10.99 2)計算實際載荷系數(shù) ①根據(jù)=0.69,8級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)=1.07 ②由=2/=21.017105/38.586=5.271103, /=15.271103/38.586=136.60/＞100/ 查表10-3得載荷分配系數(shù)=1.4. ③由表10-4用插值法查得=1.462.

22、結合/=10.99查圖10-13,得=1.29,則載荷系數(shù)為==11.071.41.29=1.93 3)由式10-13,可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模 ==1.560=1.780 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小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。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值，而按接觸強度算得的分度圓直徑=58.883來計算應有的齒數(shù)。于是有 ， 取 取 與互為質數(shù) 4.1.4.幾何尺寸計算 （1）中心距計算 將

23、中心距圓整為125, . （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 。 由于值變化不大，故參數(shù)， k,不必再進行修正 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度， 圓整后取 4.2 低速級齒輪傳動的設計 4.2.1.選材 (1)選擇精度等級，材料及齒數(shù)。 小齒輪：40Cr調質后表面淬火 ，硬度為280HBS 大齒輪：45號鋼調質處理，硬度為240HBS 根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，因運輸機為一般工作機器速度不高，故選用8級精度。 (2)初選齒數(shù) 初選小齒輪齒數(shù)為Z1=24 則 Z2=Z1?i1==53.52, 取=54 (3)初選螺旋角為

24、 壓力角=20。。 4.2.2.按齒面接觸強度設計 （1）按式 ①試選載荷系數(shù)=1.3,由圖10-20,查取區(qū)域系數(shù)=2.433 ②由式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 1=arctan(tann/cos)=arctan(tan20。/cos14。)=20.562。 at1=arccos[z1cos1/(z1+2han*cos)]=arcos[24cos20.562。/(24+21cos14。)]=29.974。 at2=arccos[z2cos1/(z2+2han*cos)]=arcos[54cos20.562。/(54+21cos14。)]=24.495。 [ z

25、1(tanat1-tant′)+ z2(tanat2- tant′)]/2=1.615 dz1tan=1.905 =0.678 ③計算小齒輪傳遞的轉矩 9.551063.47/107.14=3.09105/ ④由式10-23可得螺旋角系數(shù),===0.985 ⑥計算接觸疲勞許用應力,由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90 =0.95,取失效概率為1﹪,安全系數(shù)=1, 由式（10-14）得 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力,即 許用接觸應力 =523 (2)計算 ①計算小齒輪分度圓直徑 =73.895mm (3)調整小齒輪分度圓直徑 ①計算

26、圓周速度v== ②計算齒寬b ③計算載荷系數(shù)KH 查表10-2得：使用系數(shù)； 根據(jù)、8級精度，查圖10-8得動載系數(shù)； 齒輪的圓周力: Ft1=2T1/d1t=23.09105/73.895=8.363103 N Ft1/b=18.363103/73.895=113.18 N/mm＞100 N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.4 查表10-3得； ④查表10-4用插值法查得8級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時,,則載荷系數(shù)為 KH==11.101.41.419=2.185 故載荷系數(shù) ⑤由式10-12,可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑： 即相應的齒

27、輪模數(shù) mn=d1cos/z1=3.552 4.2.3.按齒根彎曲疲勞強度設計 由式（10-17）試算齒輪模數(shù), （1）確定公式中的各參數(shù)值. ①試選載荷系數(shù)=1.3 ②由式10-18,可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) =arctan(tancost)=arctan(tan14。Cos20.562。)=13.140。 =/cos2=1.615/ cos213.140=1.703 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.703=0.0.690 ③由式10-19,可得計算彎曲疲勞強度得螺旋角系數(shù) =1- /120。=1-1.90514。/120。=0.778 ④計算

28、.由當量齒數(shù)=/cos3=24/cos314。=26.27, =/cos3=54/cos314。=59.108 查圖10-17,地齒形系數(shù)=2.62, =2.22.由圖10-18查得應力修正系數(shù)=1.6, =1.78.由圖10-24c查得小齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為.由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù),取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4.由式10-14得 ==0.0138 ==0.0165 因為大齒輪的大于小齒輪,所以取==0.0165 （2）試算齒輪模數(shù). = (3)調整齒輪模數(shù) 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度.=/cos=2.26624/cos14

29、。=56.042 ②尺寬.=d=156.042=56.042 ③齒高及寬高比/. =(2an*+Cn*)=(21+0.25)2.266=5.0985 /=56.042/5.0985=10.99 2)計算實際載荷系數(shù) ①根據(jù)=0.314,8級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)=1.07 ②由=2/=23.09105/56.042=1.103104, /=11.103104/56.042=196.77/＞100/ 查表10-3得載荷分配系數(shù)=1.4. ③由表10-4用插值法查得=1.462.結合/=10.99查圖10-13,得=1.29,則載荷系數(shù)為==11.071.41.29

30、=1.93 3)由式10-13,可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模 ==2.266=2.585 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小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。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值，而按接觸強度算得的分度圓直徑=87.859來計算應有的齒數(shù)。于是有 ， 取 取 與互為質數(shù) 4.2.4.幾何尺寸計算 （1）中心距計算 將中心距圓整為125, . （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 。 由于值變化不大，故

31、參數(shù)， k,不必再進行修正 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度， 圓整后取 （齒頂圓直徑齒根圓直徑，） 5傳動軸承和傳動軸的設計 5.1求出相應的值 (1)求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩 P=3.91KW =50.77r/min =735.48N．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 =288 而 F= F= F F= Ftan=50180.256=1285N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: ⑶ 初步確定軸的

32、最小直徑 先按課本15-2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(jù)課本取 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號 查課本,選取 因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以 查《機械設計手冊》 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為1250Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)選用型號為30212型.其尺寸dDTB=6011023.7522

33、 (4) 求軸上的載荷 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時, 課程設計127頁. 對于30212型圓錐滾子軸承,a=22.4mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 傳動軸總體設計結構圖: 5.2傳動軸承的校核 (1) 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 根據(jù) d=64mm T=735.48 == 前已選軸材料為45鋼，調質處理。 查表15-1得[]=60MP < [] 此軸合理安全 (2) 精確校核

34、軸的疲勞強度. 1> 判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可. 2> 截面Ⅶ左側。 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=21600

35、 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=432000 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =735.48 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 == 軸的材料為45鋼。調質處理。 由課本表15-1查得： 因 經插入后得 2.0 =1.32 軸性系數(shù)為 =0.85 K=1+=1.82 K=1+（-1）=1.27 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.64 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=26

36、.91 S13.79 ≥S=1.5 所以它是安全的 3>截面Ⅳ右側 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=26214.4 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=52428.8 截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=78716.3 截面Ⅳ上的扭矩為 =735480 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 ==K=0 K= 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=31.83 S13.26 ≥S=1.5 所以它是安全的 5.3軸上

37、零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)由課程設計P122表14-24查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，；同樣，齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。 5.4確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為2.0 5.5輸入軸的設計和相關參數(shù) 5.5.1輸入軸的設計 圖5-2 5.5.2輸入軸(高速軸)的相關參數(shù) 輸入軸上的功率，轉速，轉矩 =3.721 Kw =342.86 r/min =103.64 N．M =62.41mm F= F= F F= Ftan

38、=1241.640.236=292.82N 選取軸的材料為45剛,調質處理，取，于是得 。 I-II軸上的平鍵為。 5.6中間軸的設計和相關參數(shù) 5.6.1中間軸的設計 圖5-3 5.6.2 中間軸的相關參數(shù) F= F= F F= Ftan=1681.57N 選取軸的材料為45剛,調質處理，取，于是得 II-III軸上平鍵為 ， IV-V軸上平鍵為 。 6校核 6.1 輸出軸上的鍵的強度校核 I-II軸上的鍵，L=70mm連接強度計算，根據(jù)式 查表得，因為，故鍵槽的強度足夠。 VI-VII軸

39、上的鍵，L=80mm 連接強度計算，根據(jù)式 查表得，因為，故鍵槽的強度足夠。 其它軸上的鍵的驗算方法同上，經過計算可知它們均滿足強度要求。 6.2軸承的強度校核 6.2.1 輸出軸軸承的校核 軸上齒輪受力情況如圖所視 切向力 徑向力 軸向力 圖7-1 所以， 同理， 取 同理, 該軸可以滿足設計要求 7箱體的設計及其附件的選擇 7.1 箱體的設計 箱座壁厚：，取 。 箱蓋壁厚：，取。 箱座、箱蓋、凸緣的厚度：b=b1=,取b=b1=12mm 箱底座凸緣的厚度：

40、b2=2.5，b2=20mm 箱座、箱蓋的肋厚：取m=8mm 地腳螺釘?shù)闹睆剑? 取df=20mm；數(shù)目：n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：，d1=14； 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：，取d2=10 mm，間距 L=150-200mm 軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑?，取d3=8 mm； 窺視孔蓋板螺釘?shù)闹睆剑?，取d4=6mm; 定位銷直徑：d=10mm 軸承旁凸臺的半徑： 至箱外壁的距離： 至凸緣邊緣的距離：。 外箱壁到軸承座端面的距離：=42mm。 齒輪頂圓與內箱壁距離：，?。?12mm。 齒輪端面與內箱壁距離：，?。?16mm。 軸承蓋外徑：（其中，D為軸承外徑，為軸承蓋螺釘

41、的直徑）。 高速軸： 中間軸： 低速軸： 7.2聯(lián)軸器的選擇 ,所以聯(lián)軸器的計算轉矩查表14-1，取，則，查標準GB/T 5014-1995，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器的長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 7.3軸承的選擇 高速軸：圓錐滾子軸承30207 GB/T 297-1994，d=35mm,D=72mm,T=18.25mm,B=17mm,c=15mm； 中間軸：圓錐滾子軸承3020 GB/T 297-1994，d=35mm,D=72mm,T=18.25mm,B=17mm,c=15mm； 低速軸：圓錐滾子軸承30211

42、 GB/T 297-1994, d=60mm,D=110mm,T=23.75mm,B=22mm,c=19mm。 7.4潤滑方式的選擇 7.4.1高速級齒輪的圓周速 v==, 所以，軸承采用脂潤滑；高速級小齒輪處用封油盤。 7.4.2滾動軸承的潤滑 采用脂潤滑，并在靠近箱體內壁處加封油盤。 7.4.3齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約為0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。 7.4.4密封方式選取 選用凸緣式端蓋，易于調整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實現(xiàn)密封。

43、 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑決定 7.5 減速器附件的選擇 1）通氣器：由于在外界使用，有粉塵，選用通氣室采用M161.5 2）油面指示器：選用油標尺，規(guī)格M12 3）起吊裝置：采用箱蓋吊耳，箱座吊鉤 4）放油螺塞裝置：選用外六角細牙螺塞及墊片M161.5 5）窺視孔及視孔蓋：選用板結構的視孔蓋 6）鍵的選擇：選普A型通平鍵，鑄鐵鍵，所有齒輪與軸的聯(lián)接中可采用此平鍵。 設計小結 在設計過程中用了《機械設計課程設計》《機械設計》等書進行設計，翻閱了學過的各種關于力學，制圖，公差方面的書籍,如:《理論力學》《材料力學》《機械制圖》《機械原理》，綜合運用了這

44、些知識，尤其是在計算機軟件CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完成。 由于是第一次做全套設計工作，在設計過程中出現(xiàn)了多次計算錯誤，其次在線形，制圖規(guī)格，零件設計中的計算中也出現(xiàn)了多次錯誤，設計說明書的排版也難免混亂，等等。對圖層，線形不熟悉甚至根本不確定自己畫出的線實際上是什么概念都不知道 ，對于各種線寬度，更沒有實際的概念。標注也較混亂，畢竟是第一次做整個設計工作，沒有經驗吧。 這次設計的目的是掌握機械設計規(guī)律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標準，規(guī)范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經達到，有

45、許多要求、標準心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待于提高水平。 參考資料 [1]《機械設計》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版； [2]《簡明機械零件設計實用手冊》，機械工業(yè)出版社，胡家秀主編，2006年第1版； [3]《機械設計課程設計》，機械工業(yè)出版社，陸玉主編，2008年6月第四版； [4] 《機械設計課程設計手冊》，國防工業(yè)出版社，張龍主編2006年5月第一版。 西安文理學院2011級機械設計制造及其自動化1班 第43頁