目 錄一設(shè)計(jì)要求51.1傳動(dòng)裝置簡圖51.2原始數(shù)據(jù)51.3工作條件5二傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)72.1電動(dòng)機(jī)的選擇72.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型72.1.2選擇電動(dòng)機(jī)容量72.1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速72.2傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算82.2.1計(jì)算總傳動(dòng)比及分配傳動(dòng)比82.2.2計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)82.2.2.1各軸軸轉(zhuǎn)速82.2.2.2各軸的輸入功率82.2.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩9三 V帶及帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)104.1 一級(jí)斜齒輪大小齒輪的設(shè)計(jì)124.1.1選精度等級(jí)，材料及齒數(shù)124.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)124.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)144.1.3.1確定參數(shù)144.1.3.2 設(shè)計(jì)計(jì)算154.1.4幾何中心距計(jì)算154.1.5齒輪受力分析16五 軸的計(jì)算175.1 齒輪軸的設(shè)計(jì)175.1.1基本參數(shù)175.1.2初步確定軸的最小直徑175.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)175.1.4軸的受力分析185.1.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度205.1.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度205.2低速軸的設(shè)計(jì)225.2.1材料選擇及熱處理225.2.2初定軸的最小直徑225.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)235.2.4軸的受力分析245.2.5精確校核軸的疲勞強(qiáng)度26六 軸承、潤滑密封和聯(lián)軸器等的選擇及校驗(yàn)計(jì)算306.1軸承的確定及校核306.1.1對(duì)初選高速及軸承7306C校核306.1.2對(duì)初選低速軸承7211AC進(jìn)行校核326.2鍵的校核346.2.1齒輪軸上的鍵連接的類型和尺寸346.2.2大齒輪軸上的鍵346.3聯(lián)軸器的校核356.4潤滑密封35七.箱體端蓋齒輪的位置確定37八.設(shè)計(jì)小結(jié)38九、參考文獻(xiàn)39一設(shè)計(jì)要求1.1傳動(dòng)裝置簡圖帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置如圖所示1.2原始數(shù)據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù)：帶的圓周力F/N帶速V(m/s)滾筒直徑D/mm2400N24001.3工作條件三班制，使用十年，連續(xù)單向運(yùn)載，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的±5%.傳動(dòng)方案如下圖所示二傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)2.1電動(dòng)機(jī)的選擇2.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V2.1.2選擇電動(dòng)機(jī)容量電動(dòng)機(jī)所需工作功率為 又根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)效率傳動(dòng)裝置的總效率查課本表10-2機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)），齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)效率，V帶的傳動(dòng)效率；代人得：為工作機(jī)效率，所需電動(dòng)機(jī)功率為電動(dòng)機(jī)額定功率約大于，由課本第19章表19-1所示Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)額定功率=7.5 2.1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為24單級(jí)圓柱齒輪減速一般傳動(dòng)比范圍為36則總傳動(dòng)比合理范圍為i=624故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、960、1440，750不常用，故選擇1440的電動(dòng)機(jī)。其相關(guān)數(shù)據(jù)如下：方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速/堵載轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩1Y132M-47.5150014402.22.3方案優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、帶傳動(dòng)易加工、成本低，可吸震緩沖，應(yīng)用較廣泛。缺點(diǎn):外部尺寸大，帶的壽命短，需經(jīng)常更換。2.2傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算2.2.1計(jì)算總傳動(dòng)比及分配傳動(dòng)比 根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速及工作機(jī)轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比為 分配各級(jí)傳動(dòng)比為了使V帶傳動(dòng)外輪廓尺寸不過大，保證各級(jí)傳動(dòng)尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)均勻合理，取V帶傳動(dòng)比，則單級(jí)斜齒輪減速器的傳動(dòng)比 2.2.2計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)2.2.2.1各軸軸轉(zhuǎn)速 軸 軸 軸 2.2.2.2各軸的輸入功率電動(dòng)機(jī)軸輸出功率 軸 軸 軸 2.2.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 軸 軸 軸 將上述結(jié)果列入表中運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)5.614401I軸5.44936.4014401II軸5.179103.84803III軸5.025503.5965三 V帶及帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1確定計(jì)算功率帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中第一級(jí)用普通V帶傳動(dòng)。已知電動(dòng)機(jī)額定功率,轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比。 由表8-7查得工作情況系數(shù)，故2 選擇V帶的帶型 根據(jù)=9.75KW、，由圖8-11選用A型，3計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速V初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，由表8-6和8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=90mm驗(yàn)算帶速V，按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度因 故帶速合適。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)表8-8，圓周為。4 確定V 帶的中心距和基準(zhǔn)長度1）根據(jù)式（8-20），初定中心距。 2）由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度。3）按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距 中心短范圍為5 驗(yàn)算小帶輪上的包角6 計(jì)算帶的根數(shù)(1）計(jì)算單根V帶的額定功率。由和，查表8-4a得，根據(jù)，和A型帶，查表8-4b得，查表8-5得，表8-2得，于是2)計(jì)算V帶的根數(shù)：，取9根。7 計(jì)算單根V帶的初始拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量，所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力8 計(jì)算壓軸力 壓軸力的最小值為四 斜齒齒輪設(shè)計(jì)4.1 一級(jí)斜齒輪大小齒輪的設(shè)計(jì)已知輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)比，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命年限十年，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。4.1.1選精度等級(jí)，材料及齒數(shù)(1）選用斜齒圓柱齒輪，由機(jī)械設(shè)計(jì)表101選擇大·小齒輪材料均為40Cr(調(diào)質(zhì))，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。 (2）表面淬火，輪齒變形不大，運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故精度等級(jí)選用七級(jí)精度(3）選小齒齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。(4)選取螺旋角，初選螺旋角4.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1）試選2）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1030選取區(qū)域系數(shù)3）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1026查得，則4）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩5）由機(jī)械設(shè)計(jì)表107選取齒寬系數(shù)6）由機(jī)械設(shè)計(jì)表106查得材料的彈性影響系數(shù)7）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1021e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（設(shè)機(jī)器每年工作300天）9)由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù),。10）計(jì)算接觸許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1（2） 計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑2）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)使用系數(shù)根據(jù)，7極精度由機(jī)械設(shè)計(jì)圖108查得動(dòng)載系數(shù),由機(jī)械設(shè)計(jì)表104查得，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1013查得,由機(jī)械設(shè)計(jì)表103查得。故載荷系數(shù)6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計(jì)算模數(shù)4.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)4.1.3.1確定參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)2)根據(jù)縱向重合度從機(jī)械設(shè)計(jì)圖1028查得螺旋角影響系數(shù)。3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表105查得,。5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表105查得,。6）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。7）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1018取彎曲疲勞系數(shù)，。8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞系數(shù)S=1.49）計(jì)算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大4.1.3.2 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)。取以可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取,則。4.1.4幾何中心距計(jì)算（1） 計(jì)算中心距將中心距圓整為124。（2） 按圓整后的中心距修整螺旋角（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑（4）計(jì)算齒輪寬度圓整后取,。4.1.5齒輪受力分析 小輪圓周力 小齒輪徑向力 小齒輪軸向力 大齒輪圓周力 大齒輪徑向力 大齒輪軸向力五 軸的計(jì)算5.1 齒輪軸的設(shè)計(jì)5.1.1基本參數(shù)電動(dòng)機(jī)通過V帶傳遞到軸的功率,轉(zhuǎn)速，。5.1.2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)制處理。根據(jù)15-3，取，于是得則5.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案如下：2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（右左）3）由于在這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度已經(jīng)計(jì)算得到此處的最小直徑，這個(gè)直徑下滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強(qiáng)度，故。此處軸短長度由大帶輪的輪懿的寬度所決定，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖8-14（d）查得取，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度小于其輪懿值，取。4) 初選滾動(dòng)軸承一般運(yùn)輸機(jī)傳遞載荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)這段軸的尺寸，可選擇角接觸軸承7306C。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-3得，要求的定位軸高是4.5mm。故要求在此處的定位套筒的直徑是39mm，因此取a由圖形分析，令。箱體壁與齒輪的距離，。軸承端蓋的壁厚一般為10mm左右。因此，整個(gè)軸承蓋的長度是30mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個(gè)螺栓的長度25mm，再考慮軸承端蓋的調(diào)整范圍，可以確定。b考慮到，取，。c處的寬度大于1.4h，取，則d同樣，也就確定了。至此，已初步了軸的各段直徑和長度e軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查機(jī)械設(shè)計(jì)表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵銑刀加工，保證大帶輪與軸的配合為，同樣。滾動(dòng)軸承與軸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k6。f確定軸上圓周角和倒角尺寸 參考表15-2確定軸兩端的倒角均為2×45°，各處圓角半徑都為0.5mm。5.1.4軸的受力分析（1）根據(jù)結(jié)構(gòu)圖畫出軸的受力簡圖 （2）受力計(jì)算1)由前面的計(jì)算可得 2)計(jì)算支反力在水平面內(nèi)進(jìn)行計(jì)算在垂直面內(nèi)進(jìn)行計(jì)算3)畫出彎矩圖和扭矩圖 彎矩圖：單位 4)由彎扭圖上看，截面B是危險(xiǎn)面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面B處的的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T5.1.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度只對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進(jìn)行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課程設(shè)計(jì)表查得，因此，故安全。5.1.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1)判斷危險(xiǎn)面雖然鍵槽對(duì)軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度確定的，因此這個(gè)截面不是危險(xiǎn)面。只有在截面C處有較大的應(yīng)力集中，因此必須對(duì)其進(jìn)行精確校核。2)截面C右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面C右側(cè)的彎矩截面C上的扭矩T= 103800N.mm截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力由表15-1查得：，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及按附表3-2查取。因，用插值法可得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，按式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為： 又由3-1及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按15-6到15-8式得： 故其安全3)截面C左側(cè)，由于該軸是齒輪軸，沒有因過盈配合而造成的應(yīng)力集中，因此不用校核。4)由上面的計(jì)算，說明該軸的強(qiáng)度是足夠的。5.2低速軸的設(shè)計(jì)5.2.1材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級(jí)軸的材料一致。并做調(diào)質(zhì)處理。5.2.2初定軸的最小直徑1）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件，可得軸的直徑計(jì)算式由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3查得，取，于是得 由于該軸有一個(gè)鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大，故 2）聯(lián)軸器的選擇輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故稱,則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。綜合考慮取。型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)矩（鋼）軸孔直徑軸孔長度GYH4900N.m6800 N.m45mm84mm其公稱轉(zhuǎn)矩為900000N.mm，半聯(lián)軸器的孔徑，故半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度5.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定結(jié)構(gòu)方案如下圖 （2）根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 從左端開始。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取,由于前面已經(jīng)對(duì)聯(lián)軸器進(jìn)行了選擇，故。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則就比84略短一點(diǎn)，現(xiàn)取2）初步選擇滾動(dòng)軸承。根據(jù)，初步選擇角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對(duì)較大，故選擇AC系列的軸承，查表選取7211AC，其尺寸為，其定位軸肩為3.5mm，故定位套筒的直徑為62mm。因此，。3）取安裝齒輪處的軸段的直徑，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂的寬度，故取，齒輪的右端采用軸，定位，軸肩的高度5mm，則軸環(huán)處的直徑，取軸環(huán)寬度為8mm。4）軸承端蓋的總寬度為30mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離15mm，故取。5）取齒輪與箱體之間的距離為16mm，滾動(dòng)軸承到箱體的距離為10mm，則，,。至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。6）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12-11查得平鍵選用，配合為。齒輪與軸的連接，按查得查表12-11得，選用平鍵為，配合為。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k6。7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-2，取軸端倒角為，C、D、E處的圓角半徑，A、B處的圓角半徑。5.2.4軸的受力分析(1）根據(jù)結(jié)構(gòu)畫出軸的受力簡圖 （2）進(jìn)行受力分析1）由前面的計(jì)算可知 2）支反力垂直面內(nèi) 水平面內(nèi) 3）畫出彎矩圖和扭矩圖 彎矩圖：單位 4)由彎扭圖上看，截面C-D是危險(xiǎn)面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C-D處的的值列于下表 載荷水平面垂直面支持反力彎曲總彎曲扭矩5）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度只對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進(jìn)行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算力 根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查，因此，故安全。 5.2.5精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)面在C-D這個(gè)截面上雖然受到的彎矩較大，但由于這個(gè)截面的直徑很大，其抗彎能力是很強(qiáng)的。A、B截面只受扭矩作用，雖然鍵槽對(duì)軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕的情況下確定的。D、E截面的軸徑都很大，也不必校核。由于鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核C截面的左右兩側(cè)。（2）截面C左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面C左側(cè)的彎矩M為（作處彎矩的近似計(jì)算）截面C上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，及按附表3-2查取。因，用插值法可得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)，按機(jī)械設(shè)計(jì)附表3-4為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-2的尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，按式得綜合系數(shù)為 又由及得碳鋼的特性系數(shù) 取 取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式得 故其安全。（3）截面C右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面C左側(cè)的彎矩M為截面C上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過盈配合處的，由機(jī)械設(shè)計(jì)附表3-8，用插值法求出，并取，于是有，則軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面C右側(cè)的安全系數(shù)為 因此，在截面C右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。至此，高速級(jí)、低速級(jí)兩根軸的設(shè)計(jì)已經(jīng)完成了。六 軸承、潤滑密封和聯(lián)軸器等的選擇及校驗(yàn)計(jì)算6.1軸承的確定及校核6.1.1對(duì)初選高速及軸承7306C校核（1）受力分析 由前面表格數(shù)據(jù)可以計(jì)算 （2）求兩軸承的計(jì)算軸向力和由表13-7得軸承派生軸向力，其中，e為表13-15中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-3得，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先初選e=0.4，因此可估算 由于所以由表13-5進(jìn)行插值計(jì)算，得，。再計(jì)算 計(jì)算確定，。再計(jì)算 再次計(jì)算值相差不大。因此確定，(3) 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由表13-5分別進(jìn)行表示或插值計(jì)算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1： ，對(duì)軸承2: ,因軸承運(yùn)載中有輕微沖擊，由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-4查得，選取(4)驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故滿足要求。6.1.2對(duì)初選低速軸承7211AC進(jìn)行校核1受力分析 由前面的數(shù)據(jù)可以計(jì)算 2計(jì)算兩軸的軸向力查表13-3得，對(duì)于70000 AC型軸承，它的派生軸向力,則 由于所以由表13-5進(jìn)行插值計(jì)算，得，。3 計(jì)算軸承的單量載荷 由表13-5分別進(jìn)行表示或插值計(jì)算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1： ，對(duì)軸承2: , 因軸承運(yùn)載中有輕微沖擊，由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-4查得，選取。4 計(jì)算軸承壽命因?yàn)?所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故滿足要求。6.2鍵的校核6.2.1齒輪軸上的鍵連接的類型和尺寸1選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度的要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小d=26mm，所以選用單圓頭鍵（C型）。由軸的設(shè)計(jì)里已確定的鍵尺寸為2 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得擠壓應(yīng)力，鍵工作長度，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度計(jì)算擠壓強(qiáng)度故該鍵滿足。鍵的標(biāo)記為：鍵 1096-2003齒輪軸上的鍵6.2.2大齒輪軸上的鍵1 齒輪處：聯(lián)軸器：2 校核鍵、軸、齒輪和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得擠壓應(yīng)力1）齒輪處擠壓強(qiáng)度 故該鍵滿足要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 1093-20032）聯(lián)軸器擠壓強(qiáng)度故該鍵滿足要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 1096-20036.3聯(lián)軸器的校核參數(shù)確定由前面的設(shè)計(jì)已知選擇GYH6固定式聯(lián)軸器，由課程設(shè)計(jì)表14-3查得，其公稱轉(zhuǎn)矩1 載荷計(jì)算由前面可知由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查得，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為該聯(lián)軸器合格。標(biāo)記為：GYH6固定式聯(lián)軸器 45×84 GB/T 5843-20036.4潤滑密封1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度所以才用浸油潤滑的潤滑方式。大齒輪浸入油高度不宜超過1個(gè)齒高（不小于10mm）。2.滾動(dòng)軸承的潤滑對(duì)于齒輪軸軸承 對(duì)于大齒輪軸軸承 由此可以看出她們的值都很小，故可以選用脂潤滑。3 密封形式由于在軸承端蓋處的軸表面速度兩者速度都小于3m/s，所以選擇“粗羊毛氈圈油封”七.箱體端蓋齒輪的位置確定名稱代號(hào)減速箱體尺寸機(jī)座壁厚8機(jī)蓋厚度18機(jī)座凸緣厚bb=1.5=16機(jī)蓋凸緣厚b1b1=1.51=16機(jī)座底凸緣b2b2=2.5=24地腳螺栓直徑dd=0.36a+12=16地腳螺栓數(shù)目nn=4軸承旁螺栓直徑d1d1=0.75 d=14機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) d=12聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng) l =63.14軸承蓋螺栓直徑d3d3=(0.40.5) d=6窺視孔蓋螺栓直徑d4d4=(0.30.4) d=5定位銷直徑dd=(0.70.8)d2=19.82427.1872螺栓至機(jī)壁距離C120.5螺栓到凸緣外緣距離C220.5軸承旁凸臺(tái)半徑R1R1= C2=51凸臺(tái)高度h43外壁至軸承底座面的距離l1L1=C1+C2+(510)=61大齒輪齒頂圓與箱內(nèi)壁間的距離1>1.2取25齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁間的距離2>取52（齒輪軸上）機(jī)蓋筋厚m1m10.851 機(jī)座筋厚mm0.85軸承端蓋外徑D2小端蓋51 大端蓋66軸承端蓋凸緣厚度tt=(11.2)d3取16軸承旁聯(lián)接螺栓的距離S一般去S=D2八.設(shè)計(jì)小結(jié)這次課程設(shè)計(jì)，由于理論知識(shí)的不足，再加上平時(shí)沒有什么設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，一開始的時(shí)候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心。現(xiàn)在想想其實(shí)課程設(shè)計(jì)當(dāng)中的每一天都是很累的，其實(shí)正向老師說得一樣，機(jī)械設(shè)計(jì)的課程設(shè)計(jì)沒有那么簡單，你想copy或者你想自己胡亂蒙兩個(gè)數(shù)據(jù)上去來騙騙老師都不行，因?yàn)槟愕拿恳粋€(gè)數(shù)據(jù)都要從機(jī)械設(shè)計(jì)書上或者機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上找到出處。雖然種種困難我都已經(jīng)克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個(gè)地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個(gè)心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務(wù)。 十幾天的機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)結(jié)束了，在這次實(shí)踐的過程中學(xué)到了一些除技能以外的其他東西,領(lǐng)略到了別人在處理專業(yè)技能問題時(shí)顯示出的優(yōu)秀品質(zhì),更深切的體會(huì)到人與人之間的那種相互協(xié)調(diào)合作的機(jī)制,最重要的還是自己對(duì)一些問題的看法產(chǎn)生了良性的變化. 這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的一級(jí)齒輪帶轉(zhuǎn)動(dòng)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(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí).為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ).機(jī)械設(shè)計(jì)是機(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)、工程材料、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)等于一體。這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)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)際反應(yīng)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(shí)等方面有重要的作用。 本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。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(shí)，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。九、參考文獻(xiàn)1、機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）高等教育出版社2、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)高等教育出版社3. 工程圖學(xué) 高等教育出版社4. 機(jī)械原理 高等教育出版社5. 機(jī)械課程設(shè)計(jì)簡明手冊(cè)化學(xué)工業(yè)出版社37