第一章課程設(shè)計任務書年級專業(yè)過控101學生付良武學號1008110074題目名稱盤磨機傳動裝置的設(shè)計設(shè)計時間第17周19周課程名稱機械設(shè)計課程設(shè)計課程編號設(shè)計地點化工樓一、課程設(shè)計（論文）目的1.1 綜合運用所學知識，進行設(shè)計實踐 鞏固、加深和擴展。1.2 培養(yǎng)分析和解決設(shè)計簡單機械的能力為以后的學習打基礎(chǔ)。1.3 進行工程師的基本技能訓練計算、繪圖、運用資料。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錐齒輪傳動比：23電機功率：5kW電機轉(zhuǎn)速：1440rpm2.2 工作條件：每日兩班制工作，工作年限為10年，傳動不逆轉(zhuǎn)，有輕微振動，主軸轉(zhuǎn)速的允許誤差為土 5%1 電動機；2、4聯(lián)軸器；3圓柱斜齒輪減速器；開式圓錐齒輪傳動；6主軸；7盤三、任務和要求3.1 編寫設(shè)計計算說明書1份，計算數(shù)據(jù)應正確且與圖紙統(tǒng)一。說明書應符合規(guī)格式且用A4紙打?。?.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）；標題欄符合機械制圖國家標準；3.3 圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；注：1 此表由指導教師填寫，經(jīng)系、教研室審批，指導教師、學生簽字后生效;2 此表1式3份，學生、指導教師、教研室各1份四、參考資料和現(xiàn)有基礎(chǔ)條件（包括實驗室、主要儀器設(shè)備等）4.1機械設(shè)計教材4.2 機械設(shè)計課程設(shè)計指導書4.3 減速器圖冊4.4 機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊4.5 機械設(shè)計手冊4.6 其他相關(guān)書籍五、進度安排序號設(shè)計容天數(shù)1設(shè)計準備（閱讀和研究任務書，閱讀、瀏覽指導書）12傳動裝置的總體設(shè)計23各級傳動的主體設(shè)計計算24減速器裝配圖的設(shè)計和繪制75零件工作圖的繪制16編寫設(shè)計說明書27總計15六、教研室審批意見教研室主任（簽字）：七I、主管教學主任意見主管主任（簽字）：八、備注指導教師（簽 字）：學生（簽 字）：結(jié)果計算及說明第一章傳動方案的整體設(shè)計2.1 傳動裝置總體設(shè)計方案：2.1.1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.1.2 特點：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。選擇錐齒輪傳動和一級圓柱斜齒輪減速器 (展開式)。2.2 電動機的選擇根據(jù)已知任務書給定的技術(shù)參數(shù)，由給定的電動機功率為必V電動機轉(zhuǎn)速為1440r/min,查表17-7選取電動機型號為丫 132s-4,滿載轉(zhuǎn)速 nm1440 r/min 同步轉(zhuǎn)速 1500r7min。2.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配各級的傳動比231總傳動比由選的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速加=42,可得傳動 裝置總傳動比為 ia= nH nw= 1440/42 = 34.29。2.3.2分配傳動裝置傳動比錐齒輪傳動比：i3=3減速器傳動比：i =ia/13=34.29/3=11.43高速級傳動比：，=(1.314) PJ1.35 11.433.93低速級傳動比：i2 i7ii 11.43/3.93 2.92.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(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 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為電動機的額定功率；nc為聯(lián)軸器的效率；ng為一對軸承的效率；n，高速級齒輪傳動的效率；n 2為低速級齒輪傳動的效率；n d為錐齒輪傳動的效率。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=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第三章傳動零件的設(shè)計計算3.1 高速級斜齒輪的設(shè)計和計算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240HBS(2)齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。(3)慮傳動平穩(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按齒面接觸強度設(shè)計I2由設(shè)計公式面3"殷山試算VdaH(1)確定公式的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)K=.612)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。4.9543.283 10 N mm5595.5 10 p 95.5 10Ti14403)由機械設(shè)計課本表10-7選取齒寬系數(shù)1440(5)計算載荷系數(shù)K根據(jù)V=2.988m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(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，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按實際的載荷10-10a 得1 /347.643mm(7)計算模數(shù)mn1.9261mmITIn dicos /Zi 47.643cos14 /24313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m嚴Y，2C0S YraYsa 2I d NiaF(1)確定公式的各計算數(shù)值1)計算載荷系數(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)計算當量齒數(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度極限fei 500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 380MPa7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系Kfni=.86, Kfn2=0.89；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F1 Kfn1 FE1/S=0-86 X 500/1,4=307.14Mpa/S=0.89 X 380/1.4=241.57MPa9 ）計算大、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)計計算arccos Z2 mn arccos 2494 2 14.71233 2 2.63 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）計算分度圓直徑 d 1 Z mn/cos 21 2/cos14.7123 49.627mm=94X 2/cos14.7123=194.373mm4） 計算齒輪寬度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 =53.627 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)計和計算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，失效形式為占蝕。3）慮傳動平穩(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。初選螺旋角 143.22按齒面接觸強度設(shè)計2由設(shè)計公式32KtZhZeU_1試算d1t1U.d a（1）確定公式的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.62）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn) 矩。_95.515P295 5 1。5 4.75 佃 81 恢 mmT2366.43）由機械設(shè)計課本表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按齒面強度查地小，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hliml 600Mpa Hiim2550MPa6）由式10-13計算應力循環(huán)次Ni 60n2jS 0 60 366.4 2 8 365 101.28 1099 9N2 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）計算接觸疲勞許用應力。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）計算 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)計算縱向重合度0.318tan0.318 1 24 tan 14 1.903-_5)計算載荷系數(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查地7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，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) 計算模數(shù)mnITIn diCOs/Zi 72.449 cos14 / 242.9291mm3.2.3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F1 K FN1 FE1 s 0.89 500 1.4317.86MpaF2 Kfn2 FE2 S 0.90 380 1.4244.29Mpa4）計算載荷系數(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)計算當量齒數(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) 查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Ysai=1.596;Ysa2= 1.7639) ）計算大、小齒輪的YFaYsa / F并加以比較YFaYsa / F1 2.592 1.596 317.86 0.01301YFaYsa / F2 2.227 1.763 244.29 0.01607大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算0.01607 2.0681mm1）計算中心距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) 計算分度圓直徑di ZHInCos28d2Z21TmeS81 2.5 cos1572.469mm4)計算齒輪寬度 2.5 cos15 209.643mmbcjdi 1 72.449 72.449mm整后取 B=72, B2=77.5）結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂高 ha mn han Xn 2.5102.5mm齒根高 hf mn han CnXn 2.5 1 0.250 3.125mm齒高h 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)計計算4.1 中間軸的設(shè)計計算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（1）擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計示意圖如下：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 mm< 62 mm x17.25mm考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體壁6 mm3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段n 川和W-v的直徑dm皿 =dw-v=34mm兩端齒輪與軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬 度 為50mm小齒輪的輪轂寬度為77mm為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此 軸段 應略短于輪轂寬度，故分別取Ln-m=74mm,b-v=47mm兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度：h>0.07d nm=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)計計算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 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如下：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段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取L-n=36mm2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時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右端滾動軸承采用軸肩進行 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= Ft1323.070 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)計計算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)計擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如下:IX VfflVDVI 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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tea KaT =1.7 3.4556 105 5.875 105N mm。按照計算轉(zhuǎn)矩Tea應小于聯(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段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取Li n=80mm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 h=16mnX 10 mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為63 mm,同時為了 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 mm>n6滾動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 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)圖作出軸的計算簡圖，確定軸承的支點位置。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是軸的危險截面。Ft1181.055404.933NL 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)將計算出的危險截面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 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)合成應力校核軸的強度 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算5.1 高速軸上的鍵的設(shè)計與校核齒輪、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所以所選鍵符合強度要求。5.2 中間軸上的鍵的設(shè)計與校核已知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 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 符合強度條件。5.3 低速軸上的鍵的設(shè)計與校核 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=3844mn,所以 bhL=12 mm8 曲70 mm2T 103P2 345.56 10374.474kid4 58 40所以所選鍵符合強度要求。第六章滾動軸承的選擇和計算6.1計算高速軸的軸承：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初步計算當量動載荷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計算軸承30205的壽命：L 1 06CLh 60n pio6 13200060 1440358.46757.8 1 0 h 48000故可以選用6.2計算中間軸的軸承:已知n2=366.4r/min兩軸承徑向反力：Fr2 286.6NFr3693.8N軸向力均為。ea rFF初步計算當量動載荷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計算軸承30206的壽命：106c60n p10660 401132000114132566165.5 10h 48000故可以選用。6.3計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初步計算當量動載荷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和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器7.2 載荷計算聯(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因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機械設(shè)計課程設(shè)計表17-4( GB/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因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機械設(shè)計課程設(shè)計表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，大端蓋分機體采用常配合. 四68.1. 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82考慮到機體零件的潤滑，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為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面 粗糙度為6 383機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=2機體外型簡單，拔模方便.8.4. 對附件設(shè)計A窺視孔蓋和窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙 ，了解嚙合情況.潤滑油也由 此注入機體。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M6緊固。B放油螺塞：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(cè)，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。油標用來檢查油面局度，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 傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度 確定。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：減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，機體溫度升局，氣壓增大，導致潤滑油從 縫隙向外滲漏，為便于排氣，所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體熱空 氣自由逸處，保證機體外壓力均衡，提圖機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，在機蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可 先擰動此螺釘頂起機蓋；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)，裝上二個螺釘，便于 調(diào)整。啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(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：為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長 度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。以提高定位精度，兩銷相距盡量遠些。如機 體是對稱的，銷孔位置不應對稱布置。G環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在 機座上鑄出吊鉤。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1 1門江名稱符號計算公式結(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na<250mm4軸承旁聯(lián)結(jié)螺 栓直徑didi075dfMi2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）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)計與選擇根據(jù)箱體設(shè)計，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 軸 的 軸 承 蓋D2DoD4Ddo螺釘孔數(shù)neimbidiI927242529410n102825262941013511285959610第十一章潤滑和密封設(shè)計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，5所以其速度遠遠小于052) 10 mmr/mjn，所以采用脂潤滑，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，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬 度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為密封的表面要經(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)計小結(jié)11.1經(jīng)過二周的時間的設(shè)計完成了本課題一一帶式輸送機傳動裝置， 該裝置具有以下特點：1）能滿足所需的傳動比2）選用的齒輪滿足強度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠 滿足強度及剛度要求，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，當其產(chǎn)生 彎扭變形時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設(shè)計要求最高，設(shè)計 的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。4）箱體設(shè)計的得體設(shè)計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）由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，箱體結(jié)構(gòu)龐大， 重量也很大。齒輪的計算不夠精確，設(shè)計也不是十分恰當，但我認為通過 這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計 出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。11.2小結(jié)1）機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ)，是一門綜合性相當強的技術(shù)課程， 它融機械原理、機械設(shè)計、理論力學、材料力學、公 差與配合、gAD實用軟件、機械工程材料、機械設(shè)計手冊 等于一體。2）這次的課程設(shè)計，對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想；訓練 綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)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(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重 要的作用。3）在這次的課程設(shè)計過程中，綜合運用先修課程中所學的有關(guān)知 識與技能，結(jié)合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計，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)品和設(shè)備的設(shè)計打下了 寬廣而堅實的基礎(chǔ)。4）本次設(shè)計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感老師的指 導和幫助。5）設(shè)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(guān)機 械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。總的來說，這次關(guān)于盤磨機傳動裝置上的一級展開式圓柱斜齒輪減 速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過 程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。同時，通過 三個星期的設(shè)計實踐，使我們對機械設(shè)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(chǔ)。參考文獻1機械零件設(shè)計手冊吳宗澤等編機械工業(yè)2004年1月2機械設(shè)計（第八版）濮良貴、紀名剛主編高等教育2006年5月3材料力學（第四版）鴻文主編高等教育2004年1月4機械設(shè)計課程設(shè)計育錫等編高等教育2008年5現(xiàn)代工程制圖學蔡群等主編 大學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對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于m由齒根彎曲 疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于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）有父，可取m=2mm按接觸強度算得的分度圓直徑di =47.643m m算出小齒輪齒數(shù)Z di COS / mn 24.8824Z2 3.93 2494.32 94（3）幾何尺寸計算1）計算中心距24 942mm 121.61mm 2COS1432KTlY COS2YFaYsamz2 d乙F（1 ）確定公式的各計算數(shù)值1 ）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限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：3|2 2.55 123810 0.88 （COS14/ 葉， 1 242 1.65對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于m由齒根彎曲 疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于m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(guān)，可取m=2.5伽，按接觸強度算得的分度圓 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）幾何尺寸計算