機械設計課程設計計算說明書設計題目帶式運輸機傳動裝置一課程設計任務書2二二二設計要求2-三設計步驟31.傳動裝置總體設計方案32.電動機的選擇43.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比64.計算傳動裝置的運動和動力參數65.齒輪的設計76.滾動軸承和傳動軸的設計117.鍵聯接設計258.箱體結構的設計269.潤滑密封設計2810.聯軸器設計28四設計小結28五參考資料29111課程設計任務書課程設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置(簡圖如下)1 運輸帶2卷筒3聯軸器4二級圓柱齒輪減速器5電動機原始數據:數據編號12345678運送帶工作拉力F/N15002200230025002600280033004000運輸帶工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直徑D/mm220240300400220350350400數據編號910111213141516運送帶工作拉力F/N45004800500055006000600080008500運輸帶工作速度v/(m/s)1.81.251.51.21.31.51.21.3卷筒直徑D/mm400500500450450500400450數據編號17181920212223運送帶工作拉力F/N900095001000010500110001150012000運輸帶工作速度v/(m/s)1.41.51.61.71.81.92.0卷筒直徑D/mm5005506005505004504001工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫 度35:2. 使用折舊期：使用折舊期8年；3. 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修;4. 動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V;5. 運輸帶速度允許誤差：土 5%6. 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 二.設計要求1. 完成減速器裝配圖一張（A0或A1）。2. 繪制軸、齒輪零件圖各一張。3. 編寫設計計算說明書一份三.設計步驟1 .傳動裝 置總體設1.傳動裝置總體設計方案本組設計數據:第十六組數據：運送帶工作拉力F/N 5500。運輸帶工作速度v/（m/s）1.2卷筒直徑D/mm 450。1）外傳動機構為聯軸器傳動。2）減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。F 5500Nv 1.2 m sD 450mm3）方案簡圖如上圖2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型2）選擇電動機的容量4）該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結 構緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺 寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。 但減速器軸向尺寸及重量較大； 高級齒輪 的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，岡I度差；僅能有一個輸 入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為丫系列三相交流異步電動機。 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1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用 丫系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。2）選擇電動機的容量Pw 6.6kw工作機的有效功率為Pw Fv0.87從電動機到工作機傳送帶間的總效率為4212345由機械設計課程設計指導書表 1-7可知：1 :聯軸器傳動效率0.99 （彈性聯軸器）2 :滾動軸承效率0.99 （球軸承）3 :齒輪傳動效率0.98 （7級精度一般齒輪傳動）4 :聯軸器傳動效率0.99 （齒式聯軸器）Pd7.58kw5 :卷筒傳動效率0.96所以電動機所需工作功率為3）確定 電動機 轉速3）確定電動機轉速Pdnw51 r min按表1-8推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比i840而工作機卷筒軸的轉速為60vD所以電動機轉速的可選范圍為ndi nw (8 40) 55r min (407 2038) r min符合這一范圍的同步轉速有 750min、iooor min、i500r min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選定電動機型號 Y160L-4選用同步轉速為1500min的電動機。根據電動機類型、容量和轉速，由機械設計課程設計指導書表 12-1選定電動機型號為丫160L-4。其主要性能如下表:電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/mi n)啟動轉矩 額定轉矩最大轉矩 額定轉矩Y160M-41114602.22.3電動機的主要安裝尺寸和外形如下表:3、計算傳動裝中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底腳安裝 尺寸AX B地腳螺 栓孔直徑K軸伸尺寸D X E裝鍵部位尺寸 FX GD160600X 417.5X 385254X2101542X 11012 X 45置的總 傳動比 和分配 傳動比(1 )總 傳動比i分 配傳動 比4計算傳動裝 置的運 動和動 力參數1)各軸 的轉速3.計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比(1).總傳動比i4.(2).分配傳動比考慮潤滑條件等因素，初定i 5.35，i 5.35計算傳動裝置的運動和動力參數1).各軸的轉速nm1460 r minii272.90 r miniii51 r min2)各軸 的輸入 功率2).卷筒軸nw51 r min各軸的輸入功率Pd7.43kwii軸7.21kw3)各軸 的輸入 轉矩iii軸6.99kwi28 .63i5.35i5.35n 1460 r min n 272.90r minn51 r # mi nnw 51 r minP 7.43kwP 7.21kwP 6.99kwP卷 6.85kw3)卷筒軸6.85kw.各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩Td為6PdTd 9.5510dn m4.9610 4 N mm軸名功率P/kw轉矩 T/(N mm)轉速 n/(r/mi n)傳動比i效率I軸7.434.86 10414605.350.97II軸7.212.52 105272.905.350.97III軸6.9961.31 105110.98卷筒軸6.851.28 106515. 齒 輪的設 計1) 選定齒輪 類型、 精度等 級、材 料及齒 數2) 初步設計 齒輪主 要尺寸選用直齒圓 柱齒輪傳動 軟齒輪面閉 式傳動7級精度小齒輪材料 45鋼(調質)大齒輪材料45 鋼(調質)z2123Kt1.4I 軸 TTd i24.8610 4N mmII 軸 TT 32i2.52105 N mm川軸 TT 3 2i1.31 106N mm卷筒軸 T卷 T 4 2 1.28 10 N mm 將上述計算結果匯總與下表，以備查用。5. 齒輪的設計1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1) 按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。(2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度(GB10095-88)。 材料選擇。由機械設計表6.1，選擇小齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為270HBS 大齒輪為45鋼(調質)，硬度為230HBS二者材料硬度差為40HBS選小齒輪齒數乙 23，則大齒輪齒數Z2 i乙1232)初步設計齒輪主要尺寸(1) 設計準則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核(2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即d1t2.323 KT1 U 1(Z)2 d U h 1>確定公式內的各計算數值I .試選載何系數Kt 1.4。n .計算小齒輪傳遞的轉矩955 106P4T14.86 104N mmnm.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設計表 6.5選取齒寬系數 d 1 IV.由機械設計表6.3查得材料的彈性影響系數Ze 189.&/MPa V .由機械設計圖6.8按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 1 600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 560MPa W .計算應力循環(huán)次數N160n jLh60 1460 1 8 365 16 4.09 1091 8N27.64 108iVD.由機械設計圖6.6取接觸疲勞壽命系數Khn1 0.90 ; Khn2 0.95 Vffl .計算接觸疲勞許用應力取安全系數S=1KH1HN1 Hlim1 0.90 600MPa 540MPaS_-K HN 2 H lim 2*i-mimH 2 0.95 560MPa 532MPaS2>.設計計算I .試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值。d1t 2.323 fT-()50.44mmt du hn .計算圓周速度v d1tn160.03 1460c廠 /v1t 13.85ms60 100060 10004.86410 N mmd1Ze 1898J MPaN14.09109N2 7.64108仆 0.9(K hn20.95h】1=540MPah 2=532Mpad1t 50.44 mmv 3.85 msrn.計算載荷系數K查表6.2得使用系數Ka = 1.0;根據v 3.85m s、7級精度查機械設計圖6.10得動載系數Kv 1.12 ；查機械設計圖6.13得K 1.15 o則 K KaKvK1 1.12 1.15 1.288IV.校正分度圓直徑d1由機械設計式(6.14 ),*53燈心 60.03 3 1.288/1.4mm 49.05mm3>.計算齒輪傳動的幾何尺寸I .計算模數mm d1/z158.38/232.13mm按標準取模數 m 2.5mmn .計算分圓周直徑d1、d2d1 z1m 2.5 23 57.5mmd2z2m 119 2.5 307.5mm川.計算中心距plpla1 2 (57.5 297.5)/2 156.5mm2v .計算齒輪寬度b dd157.5mm取 B2 60mm, B1 65mm。v.齒高h 2.25m 2.25 2.5 5.625mm(3).按齒根彎曲疲勞強度校核K 1.288di t 49.05mmm 2.5mmd157.5mmd2307.5mma 156.5mmB165 mmB260 mmF lim 1240MPaF lim 2220MPaK fn 10.852 kt由機械設計式（6.12 ）， F2 1 3 YFaYsa fdZ1 m1>.確定公式內的各參數值I.由機械設計齒輪的彎曲強度極限n .由機械設計圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim1 240MPaFlim2 220MPa ；圖6.7取彎曲疲勞壽命系數Kfn1 0.85，Kfn2 0.90;川.計算彎曲疲勞許用應力;取彎曲疲勞安全系數S=1.4，應力修正系數Yst2.0, 得F1F】2IV.查取齒形系數;大Kfn1Yst FE1 240 0.852/1.4291.43MPaKfn2Yst FE2 220 0.902/1.4282.86MPaKfN20.90S=1.4Yst2.0f1291.43MPaF 2282.86MPaYFa12.69YFa22.16Ysa11.575YSa21.81小齒輪的數值較YFa1、Yf92和應力修正系數YSa1、 YSa2由機械設計表 6.4 查得 YFa1 2.69 ; YFa22.16 ； Ysa1 1.575 ； Ysa2Y Yv.計算大、小齒輪的Fa ；a并加以比較;F YFa1YSa1F10.01451.81大，應按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度2687MPa 1YFa2Ysa2F 20.01382KF12 3dZ1 mYFaYsa空鰹 28.叫04 2.69 1.575 268.7MPa 1.0 232 2.52(4).結構設計及繪制齒輪零件圖f1首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小于500mm故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸按機械設計圖 6.26(a)薦用的結構尺寸設計，并繪制大齒輪零件圖如下。F1286.7MPa f1 彎曲疲勞強 度足夠其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結構，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承傳動軸的設計部分血 I. 如國）1翩円n.z97iKLhir F 厶f)31kOtn-4dEMMlBt- IMR6. 滾 動軸承 和傳動 軸的設 計MJ-J5UKH4MH-IBri-fc>:euuiIMJ*6. 滾動軸承和傳動軸的設計（一）.軸的設計I .輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T由上可知 P6.99kw, T 1.31 106N mmn .求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑d2 mz22.5 123 307.5mm2T而Ft8520.32Nd2FrFt tan3101.14NFa0IH .初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，正火處理。根據機械設計表 11.3，取C 110，于是dmin C1 56.7mm，由于鍵槽的影響，故 dmin 1.03dmin 58.42mm n輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d。為了使所選的軸直徑d 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tea KAT，查機械設計表10.1，取KA 1.3，貝U：Tea KAT1703N m按照計算轉矩Tea應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，選用GICL4型鼓型齒式聯軸器，其公稱轉矩為2800N m。半聯軸器的孔徑d 60mm，故取IV.軸的結構設計(1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(一).軸的設計1).為了滿足辦聯軸器的軸向定位要求，i- u段右端需制出一軸肩，故取u - m段的直徑du皿70mm ；左端用軸端擋圈定位。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L 107mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I - U段的長度應比L略短一些，現取I u 105mm2).初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據dn皿70mm，查機械設計手冊表6-1選取深溝球軸承6015,其尺 寸為 d D B 75mm 115mm 20mm ， 故 d皿即 d刑町 75mm ； 而 l刑町20mm。3) . 取安裝齒輪處的軸端W - V的直徑d 80mm ；齒輪的左端與左軸承之間 采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為 60mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此 軸端應略短于輪轂寬度，故取1叩v 58mm。齒輪的右端米用軸肩定位，軸肩咼度h 0.07d，故取h 6mm，則軸環(huán)處的直徑dv刑92mm。軸環(huán)寬度b 1.4h，取l V 刑 15mm。4) .軸承端蓋的總寬度為30mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離1 20mm，故1 皿50mm。5) .取齒輪距箱體內壁的距離a 12mm ,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸 承位置時，應距箱體內壁一段距離 s，取s 3mm，已知滾動軸承寬度T 20mm， 大齒輪輪轂長度L 60mm,則l 皿T s a (60 58)(20 12 3 2)mm 37mm至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2) .軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d即v由機械設計手冊表4-1查得平鍵截面b h 22mm 14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為H 7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額為；同樣，半n6H 7聯軸器與軸的連接，選用平鍵為18mm 11mm 100mm，半聯軸器與軸的配合為。k6滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(3) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表1-27，取軸端圓角2 45 。V .求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖，作為簡支梁的軸的支撐跨距L2 L3 54mm 54mm 108mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算處的截面C處的M H、M V及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 4260.16NFNV1 1550.57NFNH 24260.16NFNV2 1550.57N彎矩MM H230048 .64 N mmMV 83730.78總彎矩M244812.62N mm扭矩TT 1310000N mmw.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據上表數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6 ,軸的計算應力JM 2 ( T)2ca 13.24MPaW前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表11.2查得i 60MPa因此ca 1，故安全。VD .精確校核軸的疲勞強度(1) .判斷危險截面截面A,n ,川,b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強度較為寬裕確定的，所以截面a, n,川,b均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面W和V處過盈配合引起的應力集中 最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面 W的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應力最大，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，故截面C也不必校核。截面切顯然更不必校核。由機械設計 第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸 只需校核截面W左右兩側即可。(2) .截面W左側抗彎截面系數W 0.1d3 0.1 753 42187.5mm3抗扭截面系數Wt 0.2d3 0.2 753 84375mm3截面W左側的彎矩M為5429M 左 M113339.18N mm54截面W上的扭矩T為T 1310000N mm截面上的彎曲應力b M 5.80MPa W截面上的扭轉切應力t 15.53MPaWT平均應力m 0MPa , m 7.77MPa2應力幅ab 5.80MPa , am 7.77MPa軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表11.2得b 640MPa ,! 275MPa ,1 155MPa o截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及 按機械設計附表1.6查取。因L 2.5 0.03 , D 80 1.067，經差值后可查得 d75d751.90 ,1.30又由機械設計圖2.7可得軸的材料的敏性系數為q 0.80, q 0.85故有效應力集中系數為k 1 q (1)1.72k 1 q (1)1.26由機械設計圖2.9的尺寸系數0.65 ；由圖2.9的扭轉尺寸系數0.76軸按磨削加工，由機械設計圖 2.12得表面質量系數為0.92軸未經表面強化處理，即q 1，則綜合系數為kiK 12.73kiK _L 11.74查機械設計手冊得碳鋼的特性系數0.1 0.2，取0.10.05 0.1，取0.05于是，計算安全系數Sca值，則S148.4KamS115.22KamS SSca14.52 S 1.5；S2 S2故可知其安全。(3).截面W右側抗彎截面系數W 0.1d30.1 80351200mm3抗扭截面系數WT 0.2d3 0.2 803 102400mm3截面W右側的彎矩M為5529M 右 M-113339.18N mm55截面W上的扭矩T為T 1310000N mm截面上的彎曲應力b右 2.21MPaW截面上的扭轉切應力T 12.79MPaWT平均應力m 0MPa , mT 6.40MPa2應力幅ab 2.2lMPa , am 6.40MPakkk過盈配合處的，由附表1.4用插值法求出，并取0.8 ，于是得kkk 3.16，k 2.53軸按磨削加工，由機械設計圖 2.12得表面質量系數為0.92故得綜合系數為kiK1 3.25k1K1 2.62所以軸在截面W右側的安全系數為S 1 38.29KamS 1 9.07KamS S Sca 8.83 S 1.5VS2 S2故該軸在截面w右側的強度也是足夠的。Vffl .繪制軸的工作圖，如下：匕出電胖翔R16j 農祕湘cm禮尅忠*謝E/T lfl2M-r 對*k（二）.齒輪軸的設計I .輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T由上可知 P7.43kw , n 1460 min , T 4.86 104 N mmII .求作用在齒輪上的力因已知小齒輪的分度圓直徑d1FtFrFamz12.5 23 57.5mm2T 1690NchFt tan615.2NFt 1690NFa120in.初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，正火處理。根據機械設計表11.3，取 C 120，于是dmin21.26mmTcaKAT 72.9N m按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250N m。半聯軸器的孔徑d30mm，故取d12 30mm，半聯軸器長度L82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L 60mmd1272.9N m30mmdmin C3：20.64mm,由于鍵槽的影響，故dmin1.03dmin 21.26mm,輸出軸的X n最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12。為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩aKAT，查機械設計表10.1，取KA 1.5，貝U：(二).齒輪軸的設計36mm58mm40mm40mm18mm18mmd34d78l3478IV .齒輪軸的結構設計d 23 (1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足辦聯軸器的軸向定位要求，1- U段右端需制出一軸肩，故取U -m段的直徑d23 36mm ；左端用軸端擋圈定位。半聯軸器與軸配合的轂孔長度112L60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I- U段的長度應比L略短一些，現取l12 58mm。2).初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工 作要求并根據d23 36mm,查機械設計手冊表6-1選取深溝球軸承6208,其尺寸為d D B 40mm 80mm 18mm，故 d34 d?8 40mm, I34 q 18mm。3) . 軸肩咼度h 0.07d，故取h 4mm，則軸環(huán)處的直徑d45 d67 48mm。軸 環(huán)寬度 b 1.4h，取 l45 l67 12mm。4) .軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而疋)。根據軸 承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間 的距離 I 30mm，故 I23 50mm。5) .由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端W - V的直徑d56 62.5mm , l56 65mm。至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2) .軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d12由機械設計設計手冊表4-1 查得平鍵截面b h 10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 48mm。同時為了保 證半聯軸器與軸配合有良好的對中性， 故選擇半聯軸器與軸的配額為 H7；滾動軸承k6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。(3) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計手冊表1-27，取軸端圓角2 45。V .求軸上的載何首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距 L2 L357.5m3m 53.5mm107mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算處的截面C處的M H、M V及M的值列于下表。dmin 28.8mm載荷水平面H垂直面V支反力FF nh 1845 NFnv1307.6NF nh 2845 NFnv2 307.6N彎矩MM H 4527.5N mmM V 1645.66N mm總彎矩M48109.6N mm扭矩TT 48600N mm山-nirNC)的強0.6，2.30MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表11.2查得i60MPaw.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 度。根據上表數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 軸的計算應力因此ca l，故安全。(三).滾動軸承的校核軸承的預計壽命Lh 8 16 36546720hI .計算輸入軸承(1).已知n 1460r min，兩軸承的徑向反力FR1 FR2 1506.51N計算當量載荷P1、P21506.51N1506.51N，深溝球軸承，取fp 1.2P1Fr 1506.51NP2Fr(3).軸承壽命計算由于RP2，取P查手冊得6208型深溝球軸承的Cr 17kN，則Lh16667 ( ftCnfpP)49621.78h LH故滿足預期壽命。n.計算輸出軸承(1).已知n 55r min，兩軸承的徑向反力Fr1 Fr? 7261.45N(三).滾動軸 承的校 核7.鍵聯接設計(2).計算當量載荷P1、P2P1Fr7261.45NP2Fr7261.45N(3).軸承壽命計算由于RP2，取P 7261.45N，深溝球軸承，取查手冊得6208型深溝球軸承的Cr 17kN，則Lh16667( ftCnfpp)3, ft1.0 , fp 1.249086.47h Lh故滿足預期壽命。7. 鍵聯接設計I .輸入軸與聯軸器間鍵的選擇及校核軸徑d 30mm，輪轂長度L 60mm ,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b 8mm， h 7mm， L 50mm (GB/T 1095-2003)現校核其強度：I L b 42mm, T 81400N mm，k2p 2T kid 36.92MPa查手冊得p 110MPa，因為p p，故鍵符合強度要求。n.輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑d 85mm，輪轂長度L 60 mm，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b 22mm， h 14mm， L 50mm (GB/T 1095-2003)現校核其強度：I L b 28mm, T 203000 N mm，k -2p 2T 103 kid 86.54MPa查手冊得p 110MPa，因為p p，故鍵符合強度要求。m.輸出軸與聯軸器間鍵的選擇及校核軸徑d 70mm，輪轂長度L 107mm，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為8.箱體結構的設計b 20mm， h 12mm， L 100mm (GB/T 1095-2003)現校核其強度：I L b 80mm, T 203000 N mm，k h23p 2T 10 kid 108.45MPa查手冊得p 110MPa，因為p p，故鍵符合強度要求。8. 箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用H7配合.is61. 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2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。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 到油池底面的距離H大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面 粗糙度為6.3。3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于 能伸入進行操作，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M8緊固B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，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，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：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔 改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝 一圓錐定位銷，以提高定位精度.F吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體 .減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚0.025a 3 810箱蓋壁厚110.02a3 88箱蓋凸緣厚度bibi1.5 i12箱座凸緣厚度bb 1.515箱座底凸緣厚 度b2b22.525地腳螺釘直徑dfdf 0.036a12M20地腳螺釘數目n查手冊4軸承旁聯接螺栓直徑did10.75dfM16機蓋與機座聯 接螺栓直徑d2d2 = （0.50.6） dfM12軸承端蓋螺釘直徑d3d3=（ 0.40.5） d fM10視孔蓋螺釘直 徑d4d4 = （0.30.4） dfM8定位銷直徑dd =（0.70.8） d289. 潤滑密封 設計10. 聯 軸器設 計d f , d1 , d 2 至外機壁距離C1查機械設計課程設 計指導書表11-2282420d f , d2至凸緣邊緣距離C2查機械設計課程設 計指導書表11-22818外機壁至軸承 座端面距離1111 = C1 +C2 + (812)52大齒輪頂圓與內機壁距離11>1.215齒輪端面與內機壁距離22 >12機座肋厚m、mm 0.85m10.85m 8 .5, m16.8軸承端蓋外徑D2D2 D + (55.5 ) d3120809潤滑密封設計對于二級同軸式圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所5以其速度遠遠小于（1.52）10 mm.r/min，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92 中的50號潤滑，裝至規(guī)定咼度。油的深度為H+h ,H=30 0=34。所以H+g=30+34=64 其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均 勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用凸緣式端蓋，易于加工和安裝。10.聯軸器設計1. 類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器2. 載荷計算.見軸的設計。四設計小結這次關于帶式運輸機上的二級冋軸式圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯系 實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。 通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設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1 機械設計是機械工業(yè)的基礎 ，是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、互換性與技術測量、CAD實用軟件、機械工程材料、機械設計手冊等于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應用。2 這次的課程設計，對于培養(yǎng)我們理論聯系實際的設計思想 ；訓練綜合運用機械設計和有關先修 課程的理論，結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力 ；鞏固、加深和擴展有關機械設計方面 的知識等方面有重要的作用。3 在這次的課程設計過程中，綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能，結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計，一方面，逐步提高了我們的理論水平、構思能力、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)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。4 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助5 設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設 計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。五.參考資料機械設計咼等教育出版社主編徐錦康機械原理咼等教育出版社主編朱理工程制圖機械工業(yè)出版社主編魯屏宇材料力學咼等教育出版社主編劉鴻文互換性與技術測量基礎上?？茖W技術出版社 主編甘永立機械工程材料咼等教育出版社主編王章忠機械設計課程設計手冊高等教育出版社主編吳宗澤 羅圣國