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1、機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)計題目：帶式輸送機傳送裝置 機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)05020702班 設(shè)計者： 學號： 指導老師： 2010 年 月 日 目錄 一.題目及總體分析 3 二.各主要部件選擇 4 三.電動機的選擇 4 四.分配傳動比 5 五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 5 六.設(shè)計高速級齒輪 7 1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型 7 2.按齒面接觸強度設(shè)計 7 3.按齒根彎曲強度設(shè)計 9 4.幾何尺寸計算 11 5.驗算 11 七.設(shè)計低速級齒輪

2、12 1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型 12 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 12 3.按齒根彎曲強度設(shè)計 14 4.幾何尺寸計算 15 5.驗算 15 八.鏈傳動的設(shè)計 16 九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 18 1.Ⅰ軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 18 2.Ⅱ軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 23 3.Ⅲ軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 28 十.潤滑與密封 32 十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸 33 十二.設(shè)計總結(jié) 34 十三.參考文獻 34 一.題目及總體分析 題目：設(shè)計一個帶式輸送機的傳動裝置

3、 給定條件：傳動簡圖如圖1-1所示，設(shè)計參數(shù)列于表1-1。工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，，工作時有輕微振動，使用期為10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為。帶式輸送機的傳動效率為0.96。 減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。 特點及應用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。 整體布置如下： 圖1-1 帶式輸送機傳動簡圖

4、圖示：1為電動機，2為聯(lián)軸器，３為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低速級齒輪傳動，6為鏈傳動，7為輸送機滾筒。 輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等。 輸送帶的牽引力F/KN 2.5 輸送帶的速度v/(m/s) 1.3 輸送帶滾筒的直徑D/mm 370 表1-1 帶式輸送機的設(shè)計參數(shù) 二.各主要部件選擇 部件 因素 選擇 動力源 電動機 齒輪 斜齒傳動平穩(wěn)，效率高 高速級做成斜齒，低速級做成直齒 軸承 此減速器軸承所受軸向力不大 滾動球軸承 聯(lián)軸器 結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好 彈性聯(lián)

5、軸器 鏈傳動 工作可靠，傳動效率高 單排滾子鏈 三.電動機的選擇 目的 過程分析 結(jié)論 類型 根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇 選用Y系列封閉式三相異步電動機 功率 工作機所需有效功率為Pw＝FV＝2500N1.3m/s 圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為η1＝0.98 2 滾動軸承傳動效率(四對)為η2＝0.99 4 彈性聯(lián)軸器傳動效率η3＝0.99 帶式輸送機的傳動效率為η4＝0.96 鏈傳動的效率η5＝0.96 電動機輸出有效功率為 電動機輸出功率為 型號 按選電動機型號 查得型號Y132S-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下 額定功

6、率p=5.5 kW 滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min 同步轉(zhuǎn)速1500 r/min 選用型號Y132S-4封閉式三相異步電動機 四.分配傳動比 目的 過程分析 結(jié)論 分配傳動比 傳動系統(tǒng)的總傳動比其中是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）；nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速（r/min）。 計算如下, 取 　　　 :總傳動比，：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比 五.傳

7、動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 目的 過程分析 結(jié)論 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為；對應各軸的輸入功率分別為；對應各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為；相鄰兩軸間的傳動比分別為；相鄰兩軸間的傳動效率分別為。 1. 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)，輸入功率P(KW)，輸入轉(zhuǎn)矩T(N ? m) 高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 滾筒軸Ⅳ的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 圓柱齒輪傳動(7級精度)效率為η1＝0.98 滾動軸承傳動效率為

8、η2＝0.99 彈性聯(lián)軸器傳動效率η3＝0.99 帶式輸送機的傳動效率為η4＝0.96 鏈傳動的效率η5＝0.96 ：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比 軸號 電動機 兩級圓柱減速器 工作機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) =1440 n1=1440 n2=378.95 n3=134.38 n4=67.19 功率P(kw) P=5.5 P1=5.445 P2=5.28 P3=5.13 P4=4.87 轉(zhuǎn)矩T(Nm) T1=36.11 T2=133.06 T3=364.57 T4=692.19

9、 兩軸聯(lián)接 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 鏈輪 傳動比 i i01=1 i12=3.8 i23=2.82 i34=2 傳動效率η η01=0.99 η12=0.97 η23=0.97 η34=0.95 六.設(shè)計高速級齒輪 1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型 1)確定齒輪類型．兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪。 2)材料選擇。由表10—1選擇小齒輪材料為40Ｃr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB 10095—88) 4)選小齒輪齒數(shù)Ｚ1＝2

10、4，大齒輪齒數(shù)Ｚ2＝ｉ1Ｚ1＝3.824=91.2,取Z2=91。 5)選取螺旋角。初選螺旋角 2.按齒面接觸強度設(shè)計 按式（10－21）試算，即 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)試選 (2)由圖10－30，選取區(qū)域系數(shù) (3)由圖10－26查得　 　 (4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (5)由表10－7選取齒寬系數(shù) (6)由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) (7)由圖10－21ｄ按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 (8)由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù) 　　　　 　　　　 (9)由圖10－19查得接觸疲勞強度壽命系

11、數(shù) (10)計算接觸疲勞強度許用應力 　　　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10－12得 　　　　 　　 　　　　 2)計算 　(1)試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 　　　 　(2)計算圓周速度 　　　 　(3)計算齒寬b及模數(shù) 　　　 　　　 　(4)計算縱向重合度 　　　　 　(5)計算載荷系數(shù)K 　　　已知使用系數(shù) 　　　根據(jù)，7級精度，由圖10－8查得動載荷系數(shù) 　　　由表10－4查得 　　　　 　　　由圖10－13查得 　　　假定，由表10－3查得 故載荷系數(shù) ?。ǎ叮┌磳嶋H的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10－

12、10a得 （７）計算模數(shù) 　　　 3.按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10－17 1)確定計算參數(shù) (1)計算載荷系數(shù) 　　　　 (2)根據(jù)縱向重合度，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) 　　　 (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查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 　　　　　　 (8)計算彎曲疲勞許用應力 　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由式10－12得 　　　

13、　　　 　(9)計算大小齒輪的 　　　　 　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)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法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有 取，則 4.幾何尺寸計算 1)計算中心距 將中心距圓整為。 2)按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 3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 4)計算大、小齒輪的齒根圓直徑 5)計算齒輪寬度 圓整后?。? 5.驗算 合適

14、 七.設(shè)計低速級齒輪 1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型 1)確定齒輪類型．兩齒輪均為標準圓柱直齒輪 2)材料選擇。小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為380HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度 4)選小齒輪齒數(shù)Z1＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1＝2.8224=67.68，取=68。 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式10－9a進行試算，即 　 1)確定公式各計算數(shù)值 (1)試選載荷系數(shù) (2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 　　　 (3)由表10－7選取齒寬系

15、數(shù) (4)由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù) (5)由圖10—21d按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 (6)由式10—13計算應力循環(huán)次數(shù) 　　 　　　 (7)由圖10－19曲線1查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)， (8)計算接觸疲勞強度許用應力 　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10－12得 　　　　 　　 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 (2)計算圓周速度v (3)計算齒寬b 　　　 (4)計算齒寬與齒高之比 b／h 模數(shù) 　　　　 (5)計算載荷系數(shù)K 　

16、　　　 根據(jù)，7級精度，由圖10－8查得動載荷系數(shù) 　　　　 假設(shè)，由表10－3查得 　　 由表10－2查得使用系數(shù).25 由表10－4查得 　　 　　　　 由圖10－13查得 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)ｍ 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限 (2)由圖10－18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　　， (3)計算彎曲疲勞許用應力 　　 取失效

17、概率為1%，安全系數(shù)為S=1.4，由式10－12得 　　　 (4)計算載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù) 由表10－5查得， 　(6)取應力校正系數(shù) 　　　 由表10－5查得　 　(7)計算大小齒輪的，并比較 　　　　 　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)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)ｍ大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.33，并就近圓整為標準值ｍ＝2.5ｍｍ。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有，取 大齒輪齒數(shù)　取 4.幾何尺寸計算 1)計算分度圓直徑 2)

18、計算齒根圓直徑 3)計算中心距 將中心距圓整后取。 4)計算齒寬 取　 5.驗算 合適 八.鏈傳動的設(shè)計 1． 選擇鏈輪齒數(shù)和材料 取小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為 材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火 2． 確定計算功率 由表9－6查得，由圖9－13查得，單排鏈，則計算功率為： 3． 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)及查圖9－11，可選20A-1。查表9－1，鏈條節(jié)距為。 4． 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距。取。相應得鏈長節(jié)數(shù)為，取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。查表9－7得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心中心距為： 5． 計算鏈速v，確定潤滑方式

19、 由和鏈號20A－1，查圖9－14可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。 6． 計算壓軸力 有效圓周力為： 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為。 7． 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒高 確定的最大軸凸緣直徑 節(jié)距p=31.75mm，滾子直徑=19.05mm，小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)，內(nèi)鏈板高度 九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 1.Ⅰ軸（輸入軸）及其

20、軸承裝置、鍵的設(shè)計 １.輸入軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 ２.求作用在齒輪上的力 　 圓周力，徑向力，軸向力 ３.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15－3，取(以下軸均取此值），于是由式15－2初步估算軸的最小直徑。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則 　 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機械設(shè)計手冊》，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16

21、0000Nｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L＝42ｍｍ，半聯(lián)軸器。 與軸配合的轂孔長度。 ４.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 　 1)擬定軸上零件的裝配方案（見圖9-1） 　 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 　 (1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故取２段的直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，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，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取。 　 (2)初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根據(jù)，初選型號6205深溝球軸承，其尺寸為，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，，，故,軸段3和5

22、的長度取相同,，。 (3)軸段4做成齒輪軸。軸段4的直徑應根據(jù)6205的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定，取,。其余尺寸如圖9—1 (4)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得,，。 (5)參考表15－2，取軸端為和各軸肩處的圓角半徑。 圖9-1 輸入軸的結(jié)構(gòu)布置簡圖 5.受力分析、彎距的計算 1)計算支承反力 　 在水平面上 在垂直面上 故 總支承反力 2)計算彎矩并作彎矩圖 　 (1)水平面彎矩圖 　　　 　 (2)垂直面彎矩圖 　　　

23、 　 (3)合成彎矩圖 　　　 　　　 3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 　　　 6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖 9—2軸Ⅰ受力、彎矩和扭矩圖 7.選用鍵校核 鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（A型）軸的直徑d=18mm,選， 聯(lián)軸器:由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 8.按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式15－5，并取，軸的計算應力 ，， 由表15－1查得，，故安全 9.校核軸承和計算壽命 (1)校核軸承A和計算壽命 徑向載荷

24、軸向載荷 由，在表13－5取X＝0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.040－0.070之間，對應的e值為0.24－0.27之間，對應Y值為1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。 由表13－6取　則，A軸承的當量動載荷 ，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 (2)校核軸承B和計算壽命 　　　 徑向載荷 　　　 當量動載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 查表13-3得預期計算壽命，故安全。 2.Ⅱ軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 1.中間軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 2.求作用在齒輪上的力 高速大齒輪: 　

25、 低速小齒輪: 3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)表15－3，取，于是由式15－2初步估算軸的最小直徑 中間軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%~15%，取增大12%得，圓整的。這是安裝軸承處軸的最小直徑 4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)初選型號6207的深溝球軸承　參數(shù)如下 ，，，基本額定動載荷　基本額定靜載荷，故。軸段1和5的長度相同,故取。 (2)軸段2上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬

26、，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段3的直徑, 軸肩高度,取 ，。 (3)軸段4上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。 取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ， (4)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖9—3。 圖9—3 中間軸的結(jié)構(gòu)布置簡圖 5.軸的受力分析、彎距的計算 1）計算支承反力： 　 在水平面上 在垂直面上： 故 總

27、支承反力： 2)計算彎矩 在水平面上： 在垂直面上： 故 3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖9—4軸Ⅱ受力、彎矩和扭矩圖 7.選用校核鍵 　1)低速級小齒輪的鍵 　　　由表6－1選用圓頭平鍵（A型），小齒輪軸端直徑d=40mm,，小齒輪齒寬B=85mm，。 　 由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 2)高速級大齒輪的鍵 　　 由表6－1選用圓頭平鍵（A型），大齒輪軸端直徑d=40mm，，大齒輪齒寬B=50mm，。 　 由式6－１， 查表6－2，得

28、 ，鍵校核安全 8.按彎扭合成應力校核軸的強度 　 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面，， 根據(jù)式15－5，并取， 　 由表１５－１查得，，校核安全。 9.校核軸承和計算壽命 1)校核軸承A和計算壽命 徑向載荷 軸向載荷 　　　,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,,取,故 因為，校核安全。 該軸承壽命 2)校核軸承B和計算壽命 　　 徑向載荷 　　 當量動載荷，校核安全 該軸承壽命 查表13-3得預期計算壽命，故安全。 3.Ⅲ軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 1.輸入功率　轉(zhuǎn)速　 轉(zhuǎn)矩

29、 2.第三軸上齒輪受力 　 3.初定軸的直徑 軸的材料同上。由式15－2，初步估算軸的最小直徑 輸出軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%~15%，圓整的。 這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度： ，為保證鏈輪與箱體的距離，取。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 　1)擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見圖9—5） 　2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1) 為滿足鏈輪的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故取２段的直徑 。 (2)軸段3和軸段6用來安裝軸承，根據(jù)，初選型號6212的深溝球軸承，參數(shù)基本：，，　基本額定動載荷　基本額定靜載

30、荷。由此可以確定： ，取 ，。 (3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑,取,。 (4)取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ， (5)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖9—5。 圖9—5 軸Ⅲ的結(jié)構(gòu)布置簡圖 5.軸的受力分析、彎距的計算 (1)計算支承反力 　 在水平面上 在垂直面上 故 (2)計算彎矩 1)水平面彎矩 　　　 在

31、C處， 2)垂直面彎矩 　　　 在C處　 在B處 (3)合成彎矩圖 　　　 在C處　 在B處， (4)計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖 (CD段) 6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖9—6 軸Ⅲ受力、彎矩和扭矩圖 7.選用校核鍵 　1)低速級大齒輪的鍵 　　　由表6－1選用圓頭平鍵（A型）d=62mm， ，，。 由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 2)高速級鏈輪的鍵 　　 由表6－1選用圓頭平鍵（A型）d=45mm，， ， 由式6－1， 查表6－2，得 ，鍵校核安全 8.按彎扭合成應力校核軸的強度 　 由合成彎矩圖

32、和轉(zhuǎn)矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面 根據(jù)式15－5，并取，，，d=62mm， 　 由表15－1查得，，校核安全。 9.校核軸承和計算壽命 1)校核軸承D和計算壽命 徑向載荷 　　　當量動載荷 因為，校核安全。 該軸承壽命該軸承壽命 2)校核軸承B和計算壽命 　　 徑向載荷 　　 當量動載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 十.潤滑與密封 1.潤滑方式的選擇 因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑，傳動件回轉(zhuǎn)時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑。同時，傳動零件將油池中的油甩

33、到箱壁上，可以使?jié)櫥图铀偕帷? 箱體內(nèi)應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。為避免大齒輪回轉(zhuǎn)時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于30~50mm。 驗算油池中的油量V是否大于傳遞功率所需油量。 軸承采用脂潤滑，需要定期檢查和補充潤滑脂。脂潤滑易于密封，結(jié)構(gòu)簡單，維護方便。為防止箱內(nèi)潤滑油進入軸承室而使?jié)櫥♂屃鞒?，同時也防止軸承室中的潤滑脂流入箱體內(nèi)而造成油脂混合，通常在箱體軸承座箱內(nèi)一側(cè)裝設(shè)甩油環(huán)。潤滑脂的充填量為軸承室的1/2~1/3，每隔半年左右補充或更換一次。 2.密封方式的選擇 由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。

34、氈圈密封結(jié)構(gòu)簡單，但磨損快，密封效果差，主要用于脂潤滑和接觸面速度不超過5m/s的場合。 3.潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計手冊可選用工業(yè)閉式齒輪油， L—CKC100(GB 5903—1995)；潤滑脂選7407號齒輪潤滑脂(SY 4036—1984)。 十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸 機座壁厚δ δ=0.025a+5 8mm 機蓋壁厚δ1 δ1=0.025a+5 8mm 機座凸緣壁厚 b=1.5δ 12mm 機蓋凸緣壁厚 b1=1.5δ1 12mm 機座底凸緣壁厚 b2=2.5δ 20mm

35、 地腳螺釘直徑 df =0.036a+12 16.3mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250,n=6 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 df 12.2mm 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5～0.6) df 10mm 聯(lián)接螺栓d2間距 L=150～200 160mm 軸承蓋螺釘直徑 d3=(0.4～0.5) df 7mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) df 6mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8) d2 7mm 軸承旁凸臺半徑 R 10 mm 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1= D+2.5d3 (D為軸承孔直徑) D1

36、1=42.5mm D12=42.5mm D13=57.5mm 軸承座凸起部分端面直徑 D2= D1+2.5d3 D21=59.5mm D22=59.5mm D23=74.5mm 大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離Δ1 Δ1>1.2δ 10mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離Δ2 Δ2>δ 9 mm 兩齒輪端面距離 Δ4=5 5 mm df,d1,d2至外機壁距離 C1=1.2d+(5～8) C1f=26mm C11=21mm C12=18mm df,d1,d2至凸臺邊緣距離 C2 C2f=22mm C21=17mm C22=15mm

37、 機殼上部（下部）凸緣寬度 K= C1+ C2 Kf=48mm K1=38mm K2=33mm 軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離 e=(1～1.2)d1 13mm 軸承座凸起部分寬度 L1≥C1f+ C2f+(3～5) 52 mm 吊環(huán)螺釘直徑 dq=0.8df 13mm 十二.設(shè)計總結(jié) 之前我對《機械設(shè)計基礎(chǔ)》這門課的認識是很膚淺的，實際動手設(shè)計的時候才發(fā)現(xiàn)自己學得知識太少，而且就算上課的時候再認真聽課，光靠課堂上學習的知識根本就無法解決實際問題， 必須要靠自己學習。 我的設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正

38、過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。首先，我體會到參考資料的重要性，利用一切可以利用的資源對設(shè)計來說是至關(guān)重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時參考資料的價值就立時體現(xiàn)出來了。其次，從設(shè)計過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 通過這次的課程設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學的知識和將來的生產(chǎn)實際相結(jié)合，提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。 十三.參考文獻 1.《機械設(shè)計課程》第八版 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社2007年 2.《機械設(shè)計課程設(shè)計》 李育錫 主編 高等教育出版社2008年 3.《機械設(shè)計師袖珍手冊》 毛謙德 李振清 主編 機械工業(yè)出版社1994年 4.《機械原理》第七版 孫桓 陳作模 葛文杰 主編 高等教育出版社年2007 35