《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)_盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)_盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)（48頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、第一章課程設(shè)計(jì)任務(wù)書年級專業(yè)過控101學(xué)生付良武學(xué)號1008110074題目名稱盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)時(shí)間第17周19周課程名稱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)課程編號設(shè)計(jì)地點(diǎn)化工樓一、課程設(shè)計(jì)（論文）目的1.1 綜合運(yùn)用所學(xué)知識，進(jìn)行設(shè)計(jì)實(shí)踐 鞏固、加深和擴(kuò)展。1.2 培養(yǎng)分析和解決設(shè)計(jì)簡單機(jī)械的能力為以后的學(xué)習(xí)打基礎(chǔ)。1.3 進(jìn)行工程師的基本技能訓(xùn)練計(jì)算、繪圖、運(yùn)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(dòng)比：23電機(jī)功率：5kW電機(jī)轉(zhuǎn)速：1440rpm2.2 工作條件：每日兩班制工作，工作年限為10年，傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，有輕微振動(dòng)，主軸轉(zhuǎn)速的允許誤差為土 5%1 電動(dòng)機(jī)；

2、2、4聯(lián)軸器；3圓柱斜齒輪減速器；開式圓錐齒輪傳動(dòng)；6主軸；7盤三、任務(wù)和要求3.1 編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書1份，計(jì)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)格式且用A4紙打??；3.2 繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖1號圖1 ；繪制零件工作圖3號圖2 （齒輪和軸）；標(biāo)題欄符合機(jī)械制圖國家標(biāo)準(zhǔn)；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;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(shí)驗(yàn)室、主要儀器設(shè)備等）4.1機(jī)械設(shè)計(jì)教材4.2 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書4.3 減速器圖冊4.4 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊4.5 機(jī)

3、械設(shè)計(jì)手冊4.6 其他相關(guān)書籍五、進(jìn)度安排序號設(shè)計(jì)容天數(shù)1設(shè)計(jì)準(zhǔn)備（閱讀和研究任務(wù)書，閱讀、瀏覽指導(dǎo)書）12傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)23各級傳動(dòng)的主體設(shè)計(jì)計(jì)算24減速器裝配圖的設(shè)計(jì)和繪制75零件工作圖的繪制16編寫設(shè)計(jì)說明書27總計(jì)15六、教研室審批意見教研室主任（簽字）：七I、主管教學(xué)主任意見主管主任（簽字）：八、備注指導(dǎo)教師（簽 字）：學(xué)生（簽 字）：結(jié)果計(jì)算及說明第一章傳動(dòng)方案的整體設(shè)計(jì)2.1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案：2.1.1 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.1.2 特點(diǎn)：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(dòng)和一級圓柱斜齒輪減速器

4、 (展開式)。2.2 電動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)功率為必V電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1440r/min,查表17-7選取電動(dòng)機(jī)型號為丫 132s-4,滿載轉(zhuǎn)速 nm1440 r/min 同步轉(zhuǎn)速 1500r7min。2.3 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級的傳動(dòng)比231總傳動(dòng)比由選的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速加=42,可得傳動(dòng) 裝置總傳動(dòng)比為 ia= nH nw= 1440/42 = 34.29。2.3.2分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比錐齒輪傳動(dòng)比：i3=3減速器傳動(dòng)比：i =ia/13=34.29/3=11.43高速級傳動(dòng)比：，=(1.314) PJ1.35 11.433.93

5、低速級傳動(dòng)比：i2 i7ii 11.43/3.93 2.92.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速 n (r/min )n o=nm=1440 r/min高速軸1的轉(zhuǎn)速:n 1= nm=1440 r/min中間軸 2 的轉(zhuǎn)速:n2 n i/ii 1440/3.93 366.4r/min低速軸 3 的轉(zhuǎn)速:n3n2/i2 366.4/2.9 126.3r/min主軸 6 的轉(zhuǎn)速:nena/ia 126.3/3 42.1 r/min2.4.2 各軸的輸入功率P(KW)p0=P=5kw高速軸1的輸入功率：P i=Pn c=5X 0.99=4.95kw中間軸 2 的輸入功率：P2=Pi

6、 n in g=4.95 x 0.98 x 0.98=4.75kw低速軸 3 的輸入功率：P 3=F2n 2n g=4.75 X 0.98 x 0.98=4.57 kw主軸 6 的輸入功率:F 4=F3n gn 9n d=4.57 x 0.98 x 0.99 x 0.97=4.30 kwPm為電動(dòng)機(jī)的額定功率；nc為聯(lián)軸器的效率；ng為一對軸承的效率；n，高速級齒輪傳動(dòng)的效率；n 2為低速級齒輪傳動(dòng)的效率；n d為錐齒輪傳動(dòng)的效率。243各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N?n)To=9550P/n o=3.316 x N m高速軸 1 的輸入轉(zhuǎn)矩 Ti=9550P/ni= (9550x 4.95) /1440

7、=3.283 x 1O4N m中間軸 2 的輸入轉(zhuǎn)矩 E=9550P/n2= (9550x 4.75 ) /366.4=1.238 x 1O5N m低速軸 3 的輸入轉(zhuǎn)矩 T3=9550P/n3= (9550x 4.57) /126.3=3.45565x 10 N - m主軸 6 的輸入轉(zhuǎn)矩 T4=9550P/n4= (9550x 4.30 ) 742.1=9.7542 x1O5N- m第三章傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 高速級斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)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(xiàng)毛坯，大齒輪、正

8、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(dòng)，失效形式為點(diǎn)蝕。(3)慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取=24廁=24x 3.93=94.32， 取二94。(4)選取螺旋角。初選螺旋角為3 =14。3.12按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)I2由設(shè)計(jì)公式面3殷山試算VdaH(1)確定公式的各計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)K=.612)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。4.9543.283 10 N mm5595.5 10 p 95.5 10Ti14403)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7選取齒寬系數(shù)1440(5)計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)V=2.988m/s,7級精度，由圖1

9、0-8查得動(dòng)載系數(shù)31.12。KHa KFa1.4；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(shí)，h=1.417。查圖1013得Kf=1.34;故載荷系數(shù):K KaKvKh Kh 1.25 1.12 1.4 1,4172.78(6)系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1di dit K /Kt 3 39.629 2.78/1.6按實(shí)際的載荷10-10a 得1 /347.643mm(7)計(jì)算模數(shù)mn1.9261mmITIn dicos /Zi 47.643cos14 /24313按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為m嚴(yán)Y，2C0S Yr

10、aYsa 2I d NiaF(1)確定公式的各計(jì)算數(shù)值1)計(jì)算載荷系數(shù)KK=KaKvKfrKf 九 25 X 行 2 X4 X 1.34=2.632 )根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.883)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)乙 24Zv1 cos3 cos314Z94Zv2 cos3COS3144)查取齒形系數(shù)26.27102.90由先in-5杏徨、Fa15)查取應(yīng)力校正系數(shù)2592Ta?2 . 178由表 105 查得 Ysai 1.596, 丫 Sa2 1.7916）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fei 500MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2 380MP

11、a7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系Kfni=.86, Kfn2=0.89；8）計(jì)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F1 Kfn1 FE1/S=0-86 X 500/1,4=307.14Mpa/S=0.89 X 380/1.4=241.57MPa9 ）計(jì)算大、小齒輪的丫 Fa Ysa/ F并加以比較YFai Ys/ F 1=2.592 X 1.596/307.14=0.01347MPa=2.178 X 1.791/241.57=0.01615MPa 大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算arccos Z2 mn arccos 2494 2 14.71233 2 2.63

12、 32830 0.882a2 122因值改變不多，故參數(shù) a，K，ZH等不必修正。a Z1 Z2 mn2 COS將中心距圓整為122mm2）將圓整后的中心距修正螺旋角3）計(jì)算分度圓直徑 d 1 Z mn/cos 21 2/cos14.7123 49.627mm=94X 2/cos14.7123=194.373mm4） 計(jì)算齒輪寬度bdi 1 49.627 49.627mm圓整后取 B2=50mm5B=55mm5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒頂高 ha mn han 21 2mm齒根高 hf Ho Han Cn Xn210 25 0 亦齒高 h hahf4.5mm齒頂圓直徑：小齒輪 da =d+2ha =53.

13、627 mm 大齒輪 da =198.373 mm齒根圓直徑：小齒輪 d f =d-2 h t =44.627 mm 大齒輪 da = d-2 h f =190.373 mm3.2低速級斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)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40Cr,大齒輪用45號鋼，鍛選項(xiàng)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240HBS2）齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為占蝕。3）慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Zi 24,則Z224 2.9 69.6,取 Z2 70 o4）選取螺旋角

14、。初選螺旋角 143.22按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)2由設(shè)計(jì)公式32KtZhZeU_1試算d1t1U.d a（1）確定公式的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.62）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn) 矩。_95.515P295 5 1。5 4.75 佃 81 恢 mmT2366.43）由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7選取齒寬系數(shù)d 1 14）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa25）由圖1021d按齒面強(qiáng)度查地小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hliml 600Mpa Hiim2550MPa6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次Ni 60n2jS 0 60 366.4 2 8 365 101.28 1099 9N2

15、 N1 /i2 0.96 10/2.90.44 107）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)小=0.95 , Khn2=0.97。8）計(jì)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er Hi=CHiimi Khn/S=600x 0.95/1 Mpa=570Mpa e h 2= e Hiim2 Khn/S=550x 0.97/1 Mpa=533.5Mpa9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh 2.43310 由圖10-26查得 0.78, o 0.87,則 a1a2）a1 a2 0,870.78 1 .6511許用接觸力 ）570 ； 33 5Mpa 551.75Mpa（2

16、）計(jì)算 1 3筲12KtT1 ZHZlI）雙舁fj_l 60 .929d mm2)度3寬周速V= dit n2/ （60 x 1000） =1.169 m/sb ddit 60.929mmmnt d1t cos / Z 60.929cos14 / 242.4633h 2.25mnt 2.25 2.4633mm 5.5424mmb/h 10.9934)計(jì)算縱向重合度0.318tan0.318 1 24 tan 14 1.903-_5)計(jì)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(dòng)載系數(shù)Kv=1.08 , KhKf 1.4;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4

17、查地7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，Kh =1.421 ;查圖1013得Kf1.35;故載荷系數(shù)：K KaKv Kh Kh 1.25 1.08 1.4 1.4212.696) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得V3173diditK/KT60.929 2.69/1.672.449mm7) 計(jì)算模數(shù)mnITIn diCOs/Zi 72.449 cos14 / 242.9291mm3.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為F1 K FN1 FE1 s 0.89 500 1.4317.86MpaF2 Kfn2 FE2 S 0.90 380 1.424

18、4.29Mpa4）計(jì)算載荷系數(shù)KK=KaK/Kf“Kfb =1.25 X 1.08X 1.4 X 1.35=2.555)根據(jù)縱向重合度Y =0.886)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)7 Vl7 V27)查取齒形系數(shù)=1.9034A 1 -3COS乙3COS，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)26.2770 67 87q P / .O1由表 10表查得 YFai=2.592;Y Fa2=2.2278) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Ysai=1.596;Ysa2= 1.7639) ）計(jì)算大、小齒輪的YFaYsa / F并加以比較YFaYsa / F1 2.592 1.596 317.86 0.01301YF

19、aYsa / F2 2.227 1.763 244.29 0.01607大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算0.01607 2.0681mm1）計(jì)算中心距Z1 Z5n 2881 25mm 140.4mm2cos2cos14將中心距圓整為141 mm2）將圓整后的中心距修正螺旋角arccos 2a28 81 arccos2 14155N1因值改變不多，故參數(shù)，K ,Zh等不必修正。3) 計(jì)算分度圓直徑di ZHInCos28d2Z21TmeS81 2.5 cos1572.469mm4)計(jì)算齒輪寬度 2.5 cos15 209.643mmbcjdi 1 72.449 72.449mm整后取 B=72,

20、B2=77.5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒頂高 ha mn han Xn 2.5102.5mm齒根高 hf mn han CnXn 2.5 1 0.250 3.125mm齒高h(yuǎn) ha hf 5.625mm齒頂直徑小齒輪 da d 2ha 77.449mm,大齒輪 da d 2ha 214.693mm齒根直徑小齒輪d fd 2hf66.219mm , 大齒輪 df d203.393mhfm第四章軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)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= Pn=4.75KW, n= n n=366.4r/min412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

21、材料為45鋼，調(diào)質(zhì) 處 理。根據(jù)表15-3,取A=112。得dmin Ao3Pli 2 3 A*7526.31 mmdmin A0 3 n, 366.44.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計(jì)示意圖如下：I廠IfIIII VVVI（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dmin =26.31 mm軸上開有兩鍵槽，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&工=ck.可=30 mm2）初步選擇滾動(dòng)軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d i-n=30 mm選軸承型號30206淇尺寸為dx DXT=30 mm0.07d n

22、m=0.07 x 34=2.38mm 取 h=3mm;軸環(huán)處的直徑:d m小,=34+6=40 mm;軸環(huán)寬度:b1 .4h=1.4 x 3=4.2mm 取 Lm v=5mm4）由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，所以7.25+6+16+3=42.25 mmL-燈=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dn-m和CLv分別由表6-1 查得平鍵截面bx h=10 mnX 8 mm,長度分別為63 mm和36 mm,同時(shí)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旦7;滾 動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的

23、，此處選軸的直n6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2X45 o（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(jì)計(jì)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=P=4.95kw, n=n 1=1440 r/mi n4.2.2 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fP J4 95dlTI, A。訂 “2 彳畫 16.90mm軸上有一鍵槽，則增加后得直徑d=20 mm高速軸的最小直徑為安裝 聯(lián)軸器處軸的直徑&取di n =20 mm4.2.3

24、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計(jì)示意圖如下：IIIIIIVV VIVD 可 I(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，軸段左端需制出一軸肩，故取n.川段的直徑 dn -m=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Li=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-n段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取L-n=36mm2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)承受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸 承。參照工作要求并根據(jù)d n-m=24 mm選軸承型號30205,其

25、尺寸dX DX T=25 mnX 52 mnX 16.25 mm,故 dm-N =dw-扯=25 mm.由于軸承右側(cè)需裝 甩 油環(huán)，且軸承需離箱體壁一段距離，考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體 壁6 mm，則取Lm-v=L“盧16.25 mm右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行 軸向定位。 取 dvv =30 mm.3)由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設(shè)計(jì)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 mmj 則 Lnm=46 mm5)取軸上軸段V 切處為高速小齒輪，直徑dv-n=53.627mm已知 小齒 輪的輪轂寬度為55mm故取日可=55mmF r= Ft

26、1323.070 坦。497.882NCOScos14.7123F a= Ftta n =1323.070 x tan 14.7123 =347.405N圓周力Ft，徑向力R及軸向力Fa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(jì)計(jì)算4.3.1 求低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知,得：P=P =4.57 KW , n=n m=126.3r/min4.3.2 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A=112得嚷，37.04mm4.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計(jì)示意圖如下:IX VfflV

27、DVI Viv in 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Ck.為了使所選的軸直徑d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tea KaT =1.7 3.4556 105 5.875 105N mm。按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N ?m。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm故取di-n=40mm聯(lián)軸器長112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L仁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，故取i- n段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取Li n=80

28、mm為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位 要求，I-n軸段左端需制出一軸肩，故取n .川段的直徑ckni=48mm右 端擋 圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm2）初步選擇滾動(dòng)軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根 據(jù) dn-nn=48mm 選軸承型號 30210,其尺寸為 dx DX T=50mrH 95mM 21.75 故 dm ivdvnVIll 50mm。3）取安裝齒輪處的軸段W - %的直徑=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Lw. =69 mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩

29、高度 h 0.07d=0.07 x 52=3.64，則軸環(huán)處 dv vi=60mm 軸環(huán)寬度 b 1.4h=1,4 x 4=5.6,|V Lvvi =10mm4）取齒輪距箱體壁的距離L.皿=a=25.5 mm考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體壁6 mm已知滾動(dòng)軸承寬度T=21.75mm,L =L-e=21.75 mm 已知箱體兩壁之間的距離為178.5，貝ULiw 178.5 -25.5-69-10 6 68mm5）取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為 30 mm端蓋厚20 mm 則 Ln m =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bx

30、 h=16mnX 10 mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為63 mm,同時(shí)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 mnX 8 mnX 70 mmn6滾動(dòng)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2X454.3.4 軸的校核(1)求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩TaP2=4.75KW n 2=366.4r/mi nT2=1.238 X 10N. 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d2 =209.643 mm而 Ft = 2T2

31、 2X 1.238 X 105/209643= 1181.055N d2tan ntan20Fr= Ftn 1181.055 o 445.033Ncoscos15F a= Ftta n =1181.055 Xtanl 50=316.463N 圓周力 Ft，徑向力R及軸向力Fa的方向如圖示：(3)首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖，確定軸承的支點(diǎn)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L2 L3 115mm 60mm 175mm，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。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(xiǎn)截面。Ft118

32、1.055404.933NL 115Ft 1181.055776.122N60l_2 l_3 175FNH2L2 L3175FrLs 融F NV 1l_2l_3Fr Fnv1 44342.138N3 342.138 102.859NMh 1262.9 60 75774N mmMvi Fnv 2 342.138 115 39345.87N mmMv2 Fnv2L3 12.8590 60 6171.54N mmMi JmH85380.305N mmM2 76024.91 N mm現(xiàn)將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面C處的M、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Fnhi 404.933N,FnH2

33、 776.123NMh 75774N mmMiM2FNV1FNV2342.138N, 102.859NMvi 39345.87 N mmM V2 6171.54 N mm85380.305N mm76024.91 N mm按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)8.538MP aca=, 乂 （ ） 2 =,8538。.3052 （0 珈 56。） 20.1 503前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得 門=60MPacaV 1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(jì)算5.1 高速軸上的鍵的設(shè)計(jì)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

34、寸為b h L =6 x 6X 25 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,T=32.83 N m,查表得=100120kid2T 103p57.596Mpa 式中 k=0.5h，i=L-b ,3 19 20所以所選鍵符合強(qiáng)度要求。5.2 中間軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核已知dn-nn=div-v =34 mm T2=123.81 N-m,參考教材,由式6-1可校 核鍵的強(qiáng)度由于d=3C38 mm所以取b h=10 8 mm查表得 =100-120取低速級鍵長為63 mm高速級鍵長為36

35、 mm2T 10kid2T2 123.81 10 334.353Mpa 4 53 342 123.81 10370.028Mpakid 4 26 34所以所選鍵：b hL=10 mm8 mm63 mm bhL=10 mm8 mm36 mm 符合強(qiáng)度條件。5.3 低速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核 已知裝齒輪處軸徑 可校梭融mm T=345.56N - m參考教材,由式6-1強(qiáng)度，由于d=5058 mm 所以取 bhL=16 mm10 mm63 mm表得=10012032T 10p kid2345.56 10356.556Mpa5 47 52聯(lián)軸器處軸徑d=40mm T=345.56N m,由于d=384

36、4mn,所以 bhL=12 mm8 曲70 mm2T 103P2 345.56 10374.474kid4 58 40所以所選鍵符合強(qiáng)度要求。第六章滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算6.1計(jì)算高速軸的軸承：由前面可以知道n仁1500r/min兩軸承徑向反力：R=298.72N軸向力:Fa=0N初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P,根據(jù)P= f P X F r YFa根據(jù)表 13-6，f =1.01.2，取=1.2。p根據(jù)表13-5, X=1所以 P=12 1298.72=358.46N計(jì)算軸承30205的壽命：L 1 06CLh 60n pio6 13200060 1440358.46757.8 1 0 h 48000故可

37、以選用6.2計(jì)算中間軸的軸承:已知n2=366.4r/min兩軸承徑向反力：Fr2 286.6NFr3693.8N軸向力均為。ea rFF初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p,根據(jù)P=f pXFr YFa根據(jù)表 13-6,P=1.O-1.2，取=1.2。根據(jù)表13-5, X=1所以P=1.2 286.6=343.92NP=1.2693.8=832.56N計(jì)算軸承30206的壽命：106c60n p10660 401132000114132566165.5 10h 48000故可以選用。6.3計(jì)算低速軸的軸承已知 n 3=126.3r/min兩軸承徑向反力：F尸673.45N軸向力：為0FaR初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷

38、P,根據(jù)P=f pX Y / a根據(jù)表 136，f =1.01.2，取=1.2。X=1 p所以 P=1.2 673.45=808.14N計(jì)算軸承30210的壽命：6廠I 10_CLh 60n p 60 150.795故可以還用1700008.1461.027 -| Qh48000第七章聯(lián)軸器的選擇7.1 類型選擇為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器7.2 載荷計(jì)算聯(lián)軸器1 公稱轉(zhuǎn)矩：T=9550p 32.83N.m n查課本表14-1,選取Ka 1.5所以轉(zhuǎn)矩 Tea KaT3 1.5 32.83 49.245N m因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表17-4( GB/

39、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=9550p 345.56N.mIn查課本表141,選取Ka 1.5所以轉(zhuǎn)矩 G KaT31.5 345.56 518.34N m因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)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(jì)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(jī)體采用常配合. 四68.1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度82考慮到機(jī)體零件的潤滑，密封散熱

40、。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂 到油池底面的距離H為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)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6 383機(jī)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(jī)體外型簡單，拔模方便.8.4. 對附件設(shè)計(jì)A窺視孔蓋和窺視孔：在減速器上部可以看到傳動(dòng)零件嚙合處要開窺視孔，大小只要夠手伸進(jìn)操作可。以便檢查齒面接觸斑點(diǎn)和齒側(cè)間隙 ，了解嚙合情況.潤滑油也由 此注入機(jī)體。窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表 面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。B放油螺塞：放油孔

41、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(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并 加封油圈加以密封。C油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油標(biāo)用來檢查油面局度，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(dòng)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(dòng)件浸入深度 確定。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而 溢出。D通氣孔：減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于摩擦發(fā)熱，機(jī)體溫度升局，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(jī)蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機(jī)體熱空 氣自由逸處，保

42、證機(jī)體外壓力均衡，提圖機(jī)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(jī)蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個(gè)啟蓋螺釘。在啟蓋時(shí)，可 先擰動(dòng)此螺釘頂起機(jī)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(gè)螺釘，便于 調(diào)整。啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)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(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)接凸緣的長 度方向兩端各安置一個(gè)圓錐定位銷。以提高定位精度，兩銷相距盡量遠(yuǎn)些。如機(jī)

43、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(yùn)，應(yīng)在機(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在 機(jī)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(dòng)零件軸向位置的作用。1密圭寸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(jìn)1 1門江名稱符號計(jì)算公式結(jié)果箱座厚度0.025a 3mm 8mm10箱蓋厚度1(0.8-0.85 )3 8mm8箱蓋凸緣厚度bibi 匚 5 i12箱座凸緣厚度bb 1.515箱座底凸緣厚度b2b2 2.525地腳螺旬直徑d d 10.036a i2Mi8地腳螺釘數(shù)目na250mm4軸承旁聯(lián)結(jié)螺 栓直徑didi075dfMi

44、2蓋與座聯(lián)結(jié)螺 栓直徑d2CL 0.50.6dfMiO軸承端蓋螺釘 直徑&d3 so dfM8視孔蓋螺釘直 徑d4CL 0.3 0.4 dfM6定位銷直徑dd 0.7-0.8 d 2M8dt, d1,d2 至外箱壁的距離C課本128頁24i8i6d f, 一ch 至凸緣邊緣距離C2課本128頁22i8i4外箱壁至軸承 端面距禺1.li qG58mm50人齒輪頂圓與 箱壁距離DiDi5齒輪端面與箱 壁距禺d2d2i6箱蓋，箱座肋厚mi,mrrii, m 為 0.85 i、0.85 Srm 7 m 8.5軸承端蓋外徑d2D2 D + (55.5) d392 （一軸）i02 （二軸）i35 （三軸）

45、軸承旁聯(lián)結(jié)螺 栓距禺sS D (2-2.5)d76 （一軸）86 （二軸）ii9 （三軸）箱體深度HdD/2+(30 50)i57箱座局度HH+S +(5i0)i77第九章軸承端蓋的設(shè)計(jì)與選擇根據(jù)箱體設(shè)計(jì)，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(gè) 軸 的 軸 承 蓋D2DoD4Ddo螺釘孔數(shù)neimbidiI927242529410n102825262941013511285959610第十一章潤滑和密封設(shè)計(jì)對于二級圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，5所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于052) 10 mmr/mjn，所以采用脂潤滑

46、，箱體選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度油的深度為 H+r,H=30 % =34 所以 H+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(jī)蓋與機(jī)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，保證部分面處的密圭寸性。第十二章設(shè)計(jì)小結(jié)11.1經(jīng)過二周的時(shí)間的設(shè)計(jì)完成了本課題一一帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置， 該裝置具有以下特點(diǎn)：1）能滿足所需的傳動(dòng)比2）選用的齒輪滿足強(qiáng)度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計(jì)中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠 滿足強(qiáng)度及

47、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(qiáng)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(dāng)其產(chǎn)生 彎扭變形時(shí)，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設(shè)計(jì)要求最高，設(shè)計(jì) 的軸具有較大的剛度，保證傳動(dòng)的穩(wěn)定性。4）箱體設(shè)計(jì)的得體設(shè)計(jì)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(shí)間緊迫，所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn)，箱體結(jié)構(gòu)龐大， 重量也很大。齒輪的計(jì)算不夠精確，設(shè)計(jì)也不是十分恰當(dāng)，但我認(rèn)為通過 這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計(jì)中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計(jì) 出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)更穩(wěn)定精確的設(shè)備。11.2小結(jié)1）機(jī)械設(shè)計(jì)是

48、機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ)，是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程， 它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、公 差與配合、gAD實(shí)用軟件、機(jī)械工程材料、機(jī)械設(shè)計(jì)手冊 等于一體。2）這次的課程設(shè)計(jì)，對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想；訓(xùn)練 綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反系和解決工程 實(shí)際問題的能力；鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識等方面有重 要的作用。3）在這次的課程設(shè)計(jì)過程中，綜合運(yùn)用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知 識與技能，結(jié)合各個(gè)教學(xué)實(shí)踐環(huán)節(jié)進(jìn)行機(jī)械課程的設(shè)計(jì)，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)

49、品和設(shè)備的設(shè)計(jì)打下了 寬廣而堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。4）本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感老師的指 導(dǎo)和幫助。5）設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī) 械設(shè)計(jì)的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力?？偟膩碚f，這次關(guān)于盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置上的一級展開式圓柱斜齒輪減 速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過 程的實(shí)踐考驗(yàn)，對于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。同時(shí)，通過 三個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我們對機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識， 為 我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。參考文獻(xiàn)1機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊吳宗澤等編機(jī)械工業(yè)2004年1月2機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）

50、濮良貴、紀(jì)名剛主編高等教育2006年5月3材料力學(xué)（第四版）鴻文主編高等教育2004年1月4機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)育錫等編高等教育2008年5現(xiàn)代工程制圖學(xué)蔡群等主編 大學(xué)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)2011年08月7機(jī)械原理（第七版） 桓等主編高等教育2006年5月21 242 1 6 C0S14q o 1615* 1 8584mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于m由齒根彎曲 疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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）有父，可取m=2mm按接觸強(qiáng)度算得

51、的分度圓直徑di =47.643m m算出小齒輪齒數(shù)Z di COS / mn 24.8824Z2 3.93 2494.32 94（3）幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距24 942mm 121.61mm 2COS1432KTlY COS2YFaYsamz2 d乙F（1 ）確定公式的各計(jì)算數(shù)值1 ）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1 500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe2 380Mpa;2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)ni=0.89,Kfn2=0.90;3）計(jì)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：3|2 2.55 123810 0.88 （COS14/ 葉， 1 242 1.65對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于m由齒根彎曲 疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于m主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定 的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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m=2.5伽，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓 直徑&=72.449伽，算出小齒輪齒數(shù)/72.449 cos14_a 訃ZldlCOS /mn齊 28.1228 取 Z2 28Z2 2.9 28 81.281，取 Z81（3）幾何尺寸計(jì)算