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1、目錄 第一章 總論 - 2 - 第二章 機械傳動裝置總體設計 - 3 - 2.1 擬定傳動方案 - 3 - 2.2 電動機的選擇 - 4 - 2.3 傳動比及其分配 - 4 - 2.4 校核轉(zhuǎn)速 - 5 - 2.5 傳動裝置各參數(shù)的計算 - 5 - 第三章 傳動零件—蝸桿蝸輪傳動的設計計算 - 5 - 3.1 蝸輪蝸桿材料及類型選擇 - 5 - 3.2 設計計算 - 6 - 第四章 軸的結(jié)構(gòu)設計及計算 - 10 - 4.1 安裝蝸輪的軸設計計算 - 10 - 4.2 蝸桿軸設計計算 - 15 - 第五章 滾動軸承計算 - 17 - 5.

2、1 安裝蝸輪的軸的軸承計算 - 18 - 5.2 蝸桿軸軸承的校核 - 18 - 第六章 鍵的選擇計算 - 19 - 第七章 聯(lián)軸器 - 20 - 第八章 潤滑及密封說明 - 20 - 第九章 拆裝和調(diào)整的說明 - 21 - 第十章 減速箱體的附件說明 - 21 - 課程設計小結(jié) - 22 - 參考文獻 - 23 - - 1 - 第一章總論 帶式運輸機是一種摩擦驅(qū)動以連續(xù)方式運輸物料的機械。主要由機架、輸送 帶、托輾、滾筒、張緊裝置、傳動裝置等組成。它可以將物料在一定的輸送線上， 從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。 帶式運輸機主

3、要由兩個端點滾筒及緊套具上的閉合輸送帶組成。 帶動輸送帶 轉(zhuǎn)動的滾筒稱為驅(qū)動滾筒（傳動滾筒）；另一個僅在于改變輸送帶運動方向的滾 筒稱為改向滾筒。驅(qū)動滾筒由電動機通過減速器驅(qū)動， 輸送帶依靠驅(qū)動滾筒與輸 送帶之間的摩擦力拖動。驅(qū)動滾筒一般都裝在卸料端，以增大牽引力，有利于拖 動。物料由喂料端喂入，落在轉(zhuǎn)動的輸送帶上，依靠輸送帶摩擦帶動運送到卸料 端卸出。 帶式運輸機是連續(xù)輸送機中的一種，連續(xù)運輸機是固定式或移動式運輸機中 主要類型之一，其運輸特點是形成裝載點到裝載點之間的物料流， 靠著這種物料 流的整體運動來完成物料從裝載點到裝載點之間的運輸。它主要由機架、運輸帶、 滾筒、張緊裝置、傳動裝

4、置等組成。其中傳動裝置就是把原動機的動力傳遞給工 作機的中間設備，減速器就是傳動裝置中的一種。 所設計的方案是設計帶式運輸機的傳動裝置，原始數(shù)據(jù)為：運輸帶的拉力 F=3200N ,運輸帶的線速度v=0.85m/s,卷筒直徑D=410mn］工作條件：連續(xù)單 向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；使用期限：五年，兩班制；生產(chǎn)條件：一般規(guī)模小批量生產(chǎn)； 運輸帶速度允許誤差：土 5%由于電動機高速運轉(zhuǎn)，故傳動裝置為減速機。減 速器在原動機和工作機之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞扭矩的作用。減速器是一種相對精 密的機械，使用的目的是降低轉(zhuǎn)速、傳遞扭矩。按照傳遞級數(shù)不同可分為單級和 多級減速器，是一種封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、輪桿傳

5、動或是齒輪一蝸桿傳 動所組成的獨立部件。蝸桿減速機是一種具有結(jié)構(gòu)緊湊， 傳動比大，以及在一定 條件下具有自鎖功能的傳動機械，是最常用的減速機之一。 - 3 - 第二章機械傳動裝置總體設計 機械傳動裝置總體設計的主要任務是分析研究和擬定傳動方案、 電動機的選 擇、傳動比的分配及計算、傳動裝置的運動參數(shù)及動力參數(shù)計算， 為后續(xù)的傳動 設計和裝配圖繪制提供依據(jù)。 2.1 擬定傳動方案 一個傳動方案的擬定，除了應滿足機器的功能要求外，還應當具備工作可靠、 結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護方便等特性。在擬定 傳動方案的時候，應多種傳動方案進行對比，在結(jié)合具體情況進行設計

6、，最后確 定最終的方案。一般情況下，蝸桿減速器除有第一章所述特點外還具有堅固耐用、 傳動平穩(wěn)、承載能力大、噪音低，動力源廣，可用于電機或其他動力驅(qū)動等特點。 所以根據(jù)上述數(shù)據(jù)及要求（原始數(shù)據(jù)為：運輸帶的拉力 F=3200N,運輸帶 的線速度v=0.85m/s ,卷筒直徑D=410mm工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)； 使用期限：五年，兩班制；生產(chǎn)條件：一般規(guī)模小批量生產(chǎn)；運輸帶速度允許誤 差：土 5%）,在以下方案中進行選擇：方案一（皮帶一單級圓柱齒輪傳動）、方 案二（兩級展開式圓柱齒輪傳動）、方案三（蝸輪蝸桿傳動）。由于轉(zhuǎn)速高的電動 機傳遞到工作機時降速范圍較大，故選擇蝸輪蝸桿傳動的結(jié)構(gòu)

7、緊湊、傳動比大、 堅固耐用、傳動平穩(wěn)等特點。故最終確定方案為：方案三（蝸輪蝸桿傳動） 。 由所選傳動方案可繪制工作傳動裝置如下圖所示: 圖1-1 蝸桿減速器示意圖 1-電動機 2 、4-聯(lián)軸器 3 一級蝸輪蝸桿減速器 5-傳動滾筒 6- 輸送帶 電動機與減速器相連選用凸緣聯(lián)軸器，工作機與減速器相連處選用彈性聯(lián)軸 器。 2.2 電動機的選擇 根據(jù)工作機的負荷、特性和工作環(huán)境，選擇電動機的類型、結(jié)構(gòu)形式和轉(zhuǎn)速， 計算電動機功率，最后確定電動機型號。 1、選擇電動機的類型 按工作要求和條件選取 Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動 機。 2、選擇電動機容量 (1)

8、工作機各傳動部件的傳動效率及總效率 其中彈性聯(lián)軸器的傳動效率n =0.99； 單線蝸桿與蝸輪的傳動效率“2=075； 運輸機驅(qū)動軸一對滾動軸承的效率刈3 =0.99 ； 凸緣聯(lián)軸器的傳動效率 =0.99 4 所以減速機構(gòu)的總效率 “=" E m"2e =0.99 X 0.75 X 0.99 2X 0.99=0.7203 12 3 4 (2)選擇電動機的功率 所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要 求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞； 容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。 ①帶式運輸機所需

9、的功率： Pw=F - v/1000 n w=3200X 0.85/1000X 1=2.72kW(其中"w 為工作機傳動效率 且"w=1 )； ②初步估計電動機額定功率P: 所需電機輸出的功率Pd= Pw/ " =2.72/0.72=3.78kW ; ③查《機械設計課程設計》表 2.1 ,選取Y112M-4電動機，主要參數(shù)如下： 額定功率P=4kw 滿載"圻S nm=1440 r/min 電機軸伸出端直徑：28mm 伸出端安裝長度：60mm 2.3 傳動比及其分配 1、查《機械設計》書中得各級齒輪傳動比如下：i蝸桿=5 ~ 82 ； 理論總傳動比：i總=i蝸桿=5~82；

10、 、一左人亡門 HVKr、/去華上、擊 60 M 1000V 60 乂 1000 父 0.85 ℃ 公。/ ■ 運輸機驅(qū)動懾同轉(zhuǎn)速 nw= = =39.62r/min ; 二D 二 410 根據(jù)初選電機轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/min ,計算總傳動比i，=nm/n w=1440/39.62 =36.35。 由工作原理圖可知該傳動裝置為蝸輪蝸桿單級傳動，即總傳動比就等于蝸輪 -4 - 蝸桿傳動比。 2、查《機械設計》表11-1 ,取蝸桿頭數(shù)z1=1，蝸輪齒數(shù)z2=36,則實際總傳動比 i= -2=36o Zi 2.4 校核轉(zhuǎn)速 滾筒的實際轉(zhuǎn)速nW = nm/i =14

11、40/36=40 , 轉(zhuǎn)速誤差 A nw= -w^^w- =39-62-40 =0.97%<5% 符合要求。 nw 39.62 2.5 傳動裝置各參數(shù)的計算 1、各軸功率計算 蝸桿輸入功率：P產(chǎn)P1=4 X 0.99=3.96kW 蝸輪輸出功率：P2= P1 2= P 1 2=2.97kW 滾筒軸的傳遞功率：P3= P2Tl J 3=2.97X0.99 X0.99=2.91kW 2、各軸轉(zhuǎn)速計算 由于蝸桿是通過聯(lián)軸器與電機伸出軸連接在一起， 故蝸桿轉(zhuǎn)速等于電機轉(zhuǎn)速 即 n1=nm=1440 r/min ； 渦輪軸的轉(zhuǎn)速 n2=n1/i=1440/36=40 r/min;

12、 滾筒軸轉(zhuǎn)速n3=n2=40 r/min 。 3、各軸轉(zhuǎn)矩計算 蝸桿傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9550X P1/n 1=26.26 N ? m 蝸輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=9550X P2/n 2=709.09 N - m 滾筒軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T3=9550X P3/n 3=694.76 N - m 第三章傳動零件一蝸桿蝸輪傳動的設計計算 傳動裝置中傳動零件的參數(shù)、尺寸和結(jié)構(gòu)，對其他零部、件的設計起決定性 的作用，因此，應首先設計計算傳動零件。當減速器有傳動件時，應先設計減速 器外的傳動零件。 3.1 蝸輪蝸桿材料及類型選擇 1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，選

13、用漸開線蝸桿(ZI)。 2、選擇材料 考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用 45剛；而又希望效率 高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為 45?55HRC蝸輪選用鑄 錫磷青銅(ZCuSnIOP 1,砂模鑄造；為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造， 而輪芯用灰鑄鐵(HT10O制造。 3.2 設計計算 1、按齒面接觸強度設計 根據(jù)閉式蝸桿蝸輪的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行計算，再校核齒 根彎曲疲勞強度。由《機械設計》根據(jù)式子： m2d>KT2(^8^)2 Z2［、］H (1)確定載荷系數(shù) 因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數(shù) Kp=1,由《機械設

14、計》表 11-5選取使用系數(shù)Ka=1,由于轉(zhuǎn)速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數(shù) KV =1.1 , WJ K=KpKA KV=1 X1.05X ”1.1 (2)確定彈性影響系數(shù)Ze 因為選用的是錫磷青銅(ZCuSn10P1的蝸輪和45剛蝸桿相配，故 ZE =160 , MP a (3)確定許用接觸應力［二］H 根據(jù)蝸輪材料為錫磷青銅(ZCuSn10P 1,金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度 >45HRC可從《機械設計》表11-7查得蝸輪的基本許用應力 & L =268 MPa。 應力循環(huán)次數(shù) N=60jn2Lh=60X 1 X40X ( 16X5X365) =7.008 X10

15、7,壽命系數(shù) KHN =8；—10―=0.784，Wjb［=KHN 卜［=0.784 父 268=210.1 MPa ,7.008 107 (4)計算m2d 由于 z2=36, T2=709.09 N - m=709.09X 103 N ? mm 故 m2d>KT2( 480 )2=1.1 X709.09 X 103X ( 480 )2=3144.33 mm3 Z2［二］h 36 210 因z1=1,故從《機械設計》表11-2中查取模數(shù)m=6.3 mm蝸桿分度圓直徑 d1=112mm 2、蝸桿與蝸輪主要參數(shù)與幾何尺寸 di d2 112 6.3 36 (1)中心距 a=

16、 ———-= =169.4 2 2 ⑵蝸桿： 軸向齒距 Pa=Ttm=3.14X6.3=19.78 mm； 直徑系數(shù)q=d1 =17.78； m 齒頂圓直徑 da1 =d1+2ha1 =d1 +2ha*m=112+2< 1X6.3=124.6 mm； 齒根圓直徑 df1=d1-2hf1 =d1-2(h a*m+c)=112-2 (1 X6.3+1.6 ) =47.88mm 分度圓導程角= =arctan z1 =3.22 （右旋）；軸向齒厚sa=-兀m=9.89 mm q 2 ⑶蝸輪： 蝸輪齒數(shù)：z2=36; 變位系數(shù)X2=0； 螺旋角：B=Y=30.96 （右旋） 蝸

17、輪分度圓直徑：d2 = mz? =226.8 mm； 蝸輪喉圓直徑：da2=d2 +2ha2 =239.4 mm； 蝸輪齒根圓直徑：d f 2 =d2+ 2hf 2 =211 mm 蝸輪咽喉母圓半徑: 1 1 蝸輪輪緣寬度：B=（0.67~0.7） rg2=a-2da2=169.4--x239.4=49.7 mm； da1 =(83.48~87.22)mm,取 B=85 mm 3、校核齒根彎曲疲勞強度 1.53KT2 d1d2mcos -YFa2Y： T]f - 22 - q =36.173 3 當量齒數(shù)Zv= Z23 = 36 cos (c

18、os3.22 ) 根據(jù)X2=0, Zv =36.173,從《機械設計》圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.44 3 22 螺旋系數(shù) Y：=1 - ——二1 一322-=0.977 140 140 許用彎曲應力［二］f = i：Fkfn 從表11-8中查得由ZCuSn10P制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 &I =56 MPa 壽命系數(shù) Kfn =10- =9：--—彳=0.624 ,N . 7.008 107 ［二］f = !=F Kfn =56 0.624=34.92 MPa 所以 oF =1.53KT2 YFa2YB=1.53 -1.1 父 709090 父 2.44 父

19、 0.977 = 17.78MPa <56 MPa d1d2mn - 112 226.8 6.3 即QF <[a]F ,彎曲強度校核滿足要求 4、驗算效率” tan =0.95 ~ 0.96 tan( v) 已知=3.22 , Q = arctanfv, fv與相對滑移速度Vs有關(guān), 二 dm 60 1000 cos 二 112 1440 , = 8.45 m/s 60 1000 cos3.22 從《機械設計》表11-18中用插值法查得。=0.0175, Q=1代入上式得 tan n =(0.95 ~ 0.96)—————(0.7239~0.732)大

20、于原估計值 n =0.7203,因止匕 tan( v) 不用重算，且進一步驗證了電機選擇的合理性。 5、精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所涉及的蝸桿傳動是動力傳動，屬于機械減速器。從 GB/10089-1988 中，蝸輪圓周速度Vs=n2 7td2/60=0.47 m/s<1.5 m/s ,故查《課程設計》表 3.66 選取蝸輪、蝸桿為9級精度，側(cè)隙種類為f,標注為9f GB/10089-1988。 蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造貼心采用 H7/r6 配合。 查《課程設計》表3.80得蝸輪、蝸桿表面粗糙度如下表: 表3—1 蝸輪、蝸桿表面粗糙度 齒

21、面 蝸桿 6.3, 3.2 6.3, 3.2 蝸輪 6.3, 3.2 12.5, 6.3 查《課程設計》表3.69得： 蝸桿軸向齒距極限偏差f px= 25 n mf] 蝸桿軸向齒距累積公差f pxi =48 n m] 蝸桿齒形公差f fi =45 m； 查《課程設計》表3.70得： 蝸桿齒槽徑向跳動公差f r=40(i mt 查《課程設計》表3.70得： 蝸輪齒距極限偏差fpt=40N n 蝸輪齒形公差f f2 =36 nr 6、熱平衡計算 (1)估算散熱面積S 1.75 1.75 S=0.33 — =0.33段 =0.923m2 《00， 1

22、100) (2)驗算油的工作溫度ti 室溫t0 ,通常取20 口。 散熱系數(shù) a =8.15~17.45 :取 a =17.5 W/(褶? C ); 嚙合效率，=0.89；軸承效率0.98~0.99 ,取軸承效率“2=0.99;攪油效 率 0.94~0.99 ,攪油效率"3=0.98 ; "="1 X " 2X " 3=0.88 義 0.99 義 0.98=0.85 J0-—"PF = J10——0.85 產(chǎn) 3.96 +20] = 56.77 C< 80C 油溫未 aS < 17.5^0.923 ) 超過限度。 7、主要設計結(jié)論 表3—2 蝸輪蝸桿主要參數(shù) 蝸桿

23、 蝸輪 分度圓直徑（mm） d1=112 d2=226.8 齒頂圓直徑（mm） da1=124.6 da2=239.4 齒根圓直徑（mm） df1 =96.2 df2 =211 頭數(shù)（齒數(shù)） z1=1 z2=36 中心距（mm） a=169.4 齒頂高（mm） ha=6.3 齒根高（mm） hf =7.9 全齒高（mm） h=14.2 齒形角 a =20 模數(shù)（mm） m=6.3 齒范（mm） b產(chǎn) 101.38 %二85 蝸輪蝸桿均為9級精度、右旋，蝸桿直徑系數(shù)q=17.78,蝸輪變位系數(shù)X2=0 第四章 軸的結(jié)構(gòu)設計及計算 軸

24、是非標準零件，它沒有固定的、一層不變的結(jié)構(gòu)形式。軸的結(jié)構(gòu)設計就是 根據(jù)具體的工作條件，確定出軸的合理結(jié)構(gòu)和結(jié)構(gòu)尺寸。 4.1 安裝蝸輪的軸設計計算 15-3 ,取 A =110, 1、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機械設計》式 于是得d min =45.92mm。 由于軸上要有鍵槽，故取dmin =50mmg《課程設計》表6.8,選聯(lián)軸器型號 為HL4的彈性聯(lián)軸器，孔直徑 D=5Q軸孔長l=84mm 2、求作用在蝸輪上的力 已知蝸輪的分度圓直徑為d2 =226.8mm所以得 Ft2 2 709090 =6253N , 226.8

25、 2T1 Fa 2 = Ft1 = 1 = 468 .93 N , d1 Fr2 =Fr1 =Ft2tano( =2276.42N。 3、蝸輪軸的設計 圖4-1蝸輪安裝軸軸草圖 ①確定各段直徑和長度 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，W -即安裝聯(lián)軸器，具左端要制成一軸肩， VI-叩段安裝軸承端蓋，采用氈油封，故即-Vffl段直徑為d1=50mm 11應比軸孔長 1=84mm略短一些，故取1 1=82mm VI -叩段直徑為d2=58mm 初選滾子軸承，因軸承同時承受徑向和軸向的力作用，故選圓錐滾子軸承， 從《課程設計》表 5.12中選軸承30312,其基本尺寸 dXDX

26、T=60mrH 130m由 33.5mm 故 d3=d7=60mm 而 l 7=33.5mm 左端滾子軸承采用軸肩進行軸向定位，查表 5.12得h=72-60=12mm因此 d6=72mm軸承端蓋總寬度為16mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑 脂的要求，取端蓋與半聯(lián)軸器左端面的距離為 L=30mm故l 2=16+30=46mm 取安裝蝸輪處的軸段IV-V的直徑d4=65mm蝸輪的右端與右端軸承之間采 用套筒定位，，為使套筒端面可靠的壓緊蝸輪，則此段長度應略短于蝸輪寬度， 故取l4=81mm蝸輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 h=(0.07~0.1) d 4,則取 d5=75m

27、m 寬度 b>1.4h ,貝U l 5=10mm 取蝸輪距箱體為a=25mm考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時， 應距離箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8mm軸承寬度T=33.5mm則l 6=25+8-10=23mm l 3=T+s+a+(85-81)=70.5mm。 表4—1蝸輪安裝軸軸主要尺寸 I-II II-III III-IV IV-V V-VI VI- VU VU- Vffl 直 徑 d7=60 d6=72 d5=75 d4=65 d3= 60 d2=58 d1=50 長 度 l 7=33.5 l6=23 l5=10 l4=81 l

28、 3=70.5 l 2=46 l 1=82 ②軸上零件的周向定位 為了保證良好的對中性，蝸輪與軸選用 A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為 b*h=18*11 GB1096-79，鍵槽用鍵槽銃刀加工，鍵長為 60mm同時為了保證蝸輪 與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為 H7 ;聯(lián)軸器與軸采用 r6 A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為 b*h=14*9 GB1096-79 ,鍵長為70mm軸與軸承 內(nèi)圈配合軸徑選用H7/m6的配合。 為保證30312軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取 軸肩圓角半徑為1.5mm其他軸肩圓角半徑分別由具體軸徑而定。根據(jù)標準軸

29、的 左端倒角均為2*450 ,右端倒角均為1.6*45。 ③求軸上的載荷 根據(jù)結(jié)構(gòu)圖做出計算簡圖，簡支梁 L=l3+l4+l5+l6+l7-2 X26.5=165mm分別 對B、D在水平面和垂直面求彎矩和, Ft2 = =Fa1 = 2 709090 : 6253N 226.8 2T1 Fa 2 = Ft1 = —1 = 468 .93 N 1 d1 Fr2 =Fr1 =Ft2tan = 2276.42N 可得到如下結(jié)果： 表4—2力與彎矩 載荷 水平向H 垂直向V 支反力(N) Fnh1=3050.7 F NH=3202.3N FnvK110.6 F nv

30、2=1165.8 彎矩(N.mm) MH=257785 M/1=93845.7 M v2=26032.5 扭矩(N.mm) J 2 . 2 _ _ M 1= q M ： + M a =274336 M 2=259096 總彎矩 (N.mm) T3=694763 由計算可以作出如下彎矩圖和扭矩圖  圖4—2彎矩圖和扭矩圖 ④從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎扭圖可知 C為危險截面，故只需對C截面進行校核，查《機 械設計》表15-1和15-4,叵」］=55MPa Mi2 ：T3 2743362 0.6 694763 oca = =- =18.170［仃 /

31、 = 55MPa 強度夠 ca w 0.1 653 ⑤精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 截面即、VI只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均 將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的， 所以 它們均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V和IV處過盈處配合引起的應 力集中最嚴重；從受載的情況來看，中心截面上的應力最大。截面IV的應力集中 的影響和截面V的相近，但截面IV不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強 度校核。中心截面上雖然應力集中最大， 但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起 的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，

32、故截中心面也不必校核。由第 三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小， 因而該軸只需校核截面V 左右即可。 截面V左側(cè)： 抗扭截面系數(shù) Wr =0.2d3 =0.2 603 = 43200mm3 81 84.5 彎矩M=M1 =142849.5 N.mm 84.5 2 扭矩 T3 =694763 N.m M 二 b 彎曲應力 =w =6.6 MPa r Zy — 1 獷 扭轉(zhuǎn)切應力 一 二16.1 MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理查《機械設計》表15-1得 二b =640MPaJ;/二 60MPa,二」二275,」=155 截面上由于軸肩而形成的理論應

33、力集中系數(shù) s門及豆丁按《機械設計》附表3-2查 KJ V 取 因 r = 2.0 = 0.033 , D = 65 =1.08 d 60 d 60 查《機械設計》附表3-2得"仃=2.0, % =1.31 又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)q[ = 0.82, qT = 0.85 故有效應力集中系數(shù) k — 1 qr（：-1） =1.82 k . =1 q《.-1） =1.26 由附圖3-2尺寸系數(shù) ％ = 0.67 , % = 0.82 附圖 3-4 =0.92 k _ 1 軸未經(jīng)表面強化處理 K二k -;■ - -1 = 2.76 % Kh.上—-1 -1

34、.66 又由附表3-1與表3-2的碳鋼的特性系數(shù) 中仃=0.1~ 0.2取中仃=0.1;中七=0.05~0.1 ,中七=0.05 計算安全系數(shù) Sc 275 2.76 0.166 0.1 0 二6 S = =1.547 K m S-S Sca _g_I_=5.59>S= 1.5 ,S2 S2 故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的 同理算得截面右側(cè)Sca = 7.53 >S= 1.5也安全 mm 4.2 蝸桿軸設計計算 蝸桿上的功率P1=3.69kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min ,轉(zhuǎn)矩分T1=26260N 1、按扭矩初算軸最小直徑 選用45車風調(diào)

35、值，硬度為217 -255HBS 查《機械設計》表15-3 ,取A =110 dmin = A J且=110父3 區(qū)96 = 15.4mm n1 1440 2、求蝸桿的受力 Fit 2 709090 226.8 =6253N 2Ti Ft1 = -1 = 468 .93 N d1 Fr1 = Ft 2 tan： =2276.42N 3、軸的結(jié)構(gòu)設計 di ch ch 04 ds de d? 圖4—3 蝸桿軸 ①確定各軸段的直徑和長度 由于蝸桿嚙合段的直徑已在蝸桿設計時確定， 為避免軸直徑變化過大，現(xiàn)在 以蝸桿直徑為準確定該軸其

36、他部分的直徑大小，而各段的長度則是根據(jù)確定渦輪 軸的方法來確定的。 由于電機伸出端直徑為28mm查表6.6選取YL5型凸緣聯(lián)軸器，軸孔長度 l=62mm,故取d1=28mm l 1=58mm H-in安裝端蓋，d2起固定作用，定位軸肩高度 可在(0.07~0.1) d 1范圍即取d2=33mm軸承端蓋白^總寬度為16mm根據(jù)端蓋便 于裝拆及添加潤滑脂，取其問間隙為 30mm則l 2=30+16=46mm m - IV段安裝軸 承，從表5.12中選取軸承30307,其基本尺寸為dXDX T=35X 80X22.75,故取 d3=d7=35mm 13n 7=22.75mm 可取 d4=d

37、6=d3+(0.07~0.1)d 3=38mm 為使蝸桿蝸輪 正確嚙合，可取1 4略短于蝸輪寬度，可取1 4=1 6=80mm d5為蝸桿齒頂圓直徑， d5=da1=124.6mm 15 為蝸桿軸向齒寬，1 5=b1 101.38，取 1 5=105mm 表4-3蝸桿軸的主要尺寸 I-II II-III III-IV IV-V V-VI VI-VU VU- Vffl 直徑 d1=28 d2=33 d3=35 d4=38 d5=124.6 d6=38 d7=35 長度 1 1=58 1 2=46 1 3=22.75 1 4=80 15=105

38、 1 6=80 1 7=22.75 ②求軸上的載荷并校核 根據(jù)結(jié)構(gòu)簡圖，簡支梁跨距1=1 3+1 4+1 5+16+1 7-2 x 16.8=276.9mm, FNH1=FNH=3126.5 N M H=432864 N.mm Fnv=Fnv2=1138.2 N M vi=26133.5 N.mm M V2=92648.6 N.mm M1i；M； M；1 =433652 N.mm M2=*mH M；2 =442668 N.mm T=T1=26260 N.mm Mvi A B CD 圖4 4蝸桿軸扭矩圖和彎矩圖 可知，截面C為危險截面，故只需校核C截面，查《機械設

39、計》表15-1和15-4, 可得［。j=55MPa , 強度夠 7274332^06^694763? 一 一 3 0.1 653 =16.190 叵」］=55MPa 第五章滾動軸承計算 在機械設計中，對于滾動軸承，主要是正確選擇其類型、尺寸（型號）和合 理進行軸與軸承的組合設計。在選定滾動軸承的類型、尺寸（型號） ，應綜合考 慮軸承的固定，軸承的組合定位，間隙的調(diào)整，軸承座圈與其他零件的配合，軸 承的裝拆和潤滑、密封等問題，正確設計軸承部件的組合結(jié)構(gòu)， 以保證軸系的正 常工作。而在設計軸時已初選軸承為滾子軸承，現(xiàn)只需計算校核 5.1 安裝蝸輪的軸的軸承計算 在設

40、計軸時初選圓錐滾子軸承 30312, e=0.35, Y=1.7, 徑向力： F a=「嗡―FV1 =3247 N F 陽二,村2-FV2 =3408 N 派生力： 2Y 2Y F dB =FB=1002 N F dA = FA =955 N 外載軸向力：Fa=468.93 N 軸向力：FaA=FdB+Fa2=1424 N F aB=FdB=1002 N 當量載荷：由于 FA=0.43>e FB=0.29

41、463.5 N PB=f p(XBFrB+YfaB)=4089.6 N 而Cr=170 kN,故軸承壽命 /ic6 / ，名 八6 , 、10/3 10 Cr 10 170000 4 60n 60x40 <4463.5 J L 0= = 170000 ? =7756.02 X 104 h>292000 h 因此選用該軸承沒問題。 5.2 蝸桿軸軸承的校核 設計軸時，兩端均初選軸承 30307, e=0.31, Y=1.9 徑向力： F rA= Fhi - FV1 =3327 N F rB= ., Fh2 fV2 =3327 N 派生力： 2Y 2Y F d

42、B=FB =875.53 N F dA= FA =875.53 N 當量載荷：由于FB FrB 軸向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 N F aB=FdB=875.53 N FA=0.37>e,所以 X=0.4, Y=1.9 FrA 由于為一般載荷，則fp=1.2,故當量載荷為: PA=fp(XFrA+Y%A)=17808.9 N 而G=75.2 kN ,故軸承壽命 _ 106 L p-60nl Cr 106 10/3 75200 1 60x1440 <17808.9 J =1405.6 X 103 h>292000 h 因此選用該軸承也沒問題。

43、 第六章鍵的選擇計算 對于鍵連接，首先選擇鍵的類型，決定鍵和鍵槽的剖面尺寸，然后校核鍵連 接的強度。在設計軸時已初選軸承為滾子軸承，現(xiàn)只需計算校核。 1、輸入軸與電動機軸采用平鍵連接 根據(jù)軸徑d1=28mm l 1=58,可選用A型平鍵，由《機械設計》表 6-1得：b XhXL=8X 7X44,即：鍵 7X 44GBm096-2003 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表 6-2查的許用應力[(rp]=100~120MPa 取其平均值110MPa鍵的工彳長度：l=L-b=44-8=32mm,鍵與聯(lián)軸器接觸高度 k=0.5h=3.5mm,則 2T1 103 仆=k1d =15.63

44、 MPa<[(7 p] 所以此鍵強度符合設計要求 2、輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 根據(jù)軸徑d1=50mm l 1=82,可選用A型平鍵，得：bx hx L=14X 9X 70即： 鍵 9X70GB/T1096-2003o 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，鍵的工作長度：l=L-b=70-14=56mm,鍵與 聯(lián)軸器接觸高度k=0.5h=4.5 ,則： 2T2 103 b p= k1d =96.25 MPa<[" 所以此鍵強度符合設計要求。 3、輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接 根據(jù)軸徑d4=65, l 4=81,可選用A型平鍵，得：bXhXL=18X 11X60,即: 鍵11X

45、60GB/T1096-2003,鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，鍵的工作長度： l=L-b=60-18=42mm,鍵與聯(lián)軸器接觸高度 k=0.5h=5.5 ,貝 2T2 103 6 p=：附=94.45 MPa<[" 所以此鍵強度符合設計要求。 第七章聯(lián)軸器 常用的聯(lián)軸器已經(jīng)標準化或規(guī)范化, 所傳遞扭矩大小來選擇其類型和尺寸。 在機械設計中，主要是根據(jù)使用條件及 在軸的設計當中，已經(jīng)選擇了聯(lián)軸器, d=50mm l=80mm，輸入軸上的聯(lián)軸器選用 輸出軸選用 HL4型彈性聯(lián)軸器， YL5型凸緣聯(lián)軸器，d=28mm l=62mm 第八章潤滑及密封說明 因為是下置式蝸桿

46、減速器，且其傳動的圓周速度 v<12m/s,故蝸桿采用浸 油潤滑，取浸油深度h=12mm潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤 滑，因為軸承轉(zhuǎn)速v<1500r /min ,所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的 1/2。 在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以 密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。 第九章 拆裝和調(diào)整的說明 在安裝調(diào)整滾動軸承時， 必須保證一定的軸向游隙， 因為游隙大小將影響軸承的正常工 作。 在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后， 必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點， 側(cè)隙和接觸斑點是由 傳動精度確定的， 可查手冊。 當傳動

47、側(cè)隙及接觸斑點不符合精度要求時， 可以對齒面進行刮 研、 跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。 也可調(diào)整蝸輪軸墊片， 使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。 第十章 減速箱體的附件說明 箱體是減速器的重要組成部件， 用以支持和固定軸系零件， 保證轉(zhuǎn)動件的潤 滑，實現(xiàn)與外界的密封。 機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度， 箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸， 如壁 厚、 凸緣寬度、 肋板厚度等， 對機座和箱體的工作能力、 材料消耗、 質(zhì)量和成本， 均有重大影響。 但是由于其形狀的不規(guī)則和應力分布的復雜性， 未能進行強度和 剛度的分析計算， 但是可以根據(jù)經(jīng)驗公式大概計算出尺寸， 加上一個安全系數(shù)也 可以保證

48、箱體的剛度和強度。 箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散 熱、潤滑等因素后確定的。 課程設計小結(jié) 隨著大四的腳步聲響起， 課程設計也將接近尾聲， 在戴老師的精心指導下經(jīng) 過幾周的努力奮戰(zhàn)，終于完成。做課程設計前，覺得所學理論知識很單調(diào)乏味， 感覺都懂了又好像都不懂， 通過這次課程設計， 才意識到那些理論知識是真的沒 有完全搞懂。 課程設計是 《機械設計》 及相關(guān)課程知識綜合應用的實踐訓練， 是我們邁向 社會， 從事職業(yè)工作前的一個必不可少的過程。 這次課程設計， 我深深地感受到 千里之行始于足下， 今天認真的做好課程設計， 就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮 中奔跑打下了

49、堅實的基礎。 這三周真的很累，但我收獲了很多，也讓我發(fā)現(xiàn)了自己的不足之處。 這三周的課程設計進一步鞏固、 加深和拓寬所學的知識； 通過設計實踐， 樹 立了正確的設計思想， 增強創(chuàng)新意識和競爭意識， 熟悉掌握了機械設計的一般規(guī) 律， 也培養(yǎng)了分析和解決問題的能力； 通過設計計算、 繪圖以及對運用技術(shù)標準、 規(guī)范、 設計手冊等相關(guān)設計資料的查閱， 對自己進行了一個全面的機械設計基本 技能的訓練。 參考文獻 [1] 《機械設計》 （第八版）濮良貴、陳國定、吳立言主編，高等教育出版社 [2] 《機械設計課程設計》 （修訂版）周元康、林昌華、張海兵主編，重慶大學出 版社 [3] 《機械原理》 （第七版）孫恒、陳作模、葛文杰主編，高等教育出版社 [4] 《工程制圖》 霍光青、劉潔主編 , 中國林業(yè)出版社 [5] 《材料力學》 劉鴻文主編，高等教育出版社 [6] 《互換性與技術(shù)測量基礎》 胡鳳蘭主編，高等教育出版社 - 23 -