機械設計課程設計---帶式運輸機

1、<p><b>　　第一章 任務書2</b></p><p>　　1.1課程設計說明2</p><p>　　1.2課程設計任務書3</p><p>　　1.2.1運動簡圖3</p><p>　　1.2.2原始數據3</p><p>　　1.2.3已知條件3</p>

2、<p>　　1.2.4設計工作量：4</p><p>　　第二章 減速器設計步驟5</p><p>　　2.1電動機的選擇5</p><p>　　2.1.1選擇電動機的類型5</p><p>　　2.1.2選擇電動機的容量5</p><p>　　2.1.3確定電動機轉速6</p>

3、<p>　　2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比7</p><p>　　2.2.1分配減速器的各級傳動比7</p><p>　　2.2.2計算各軸的動力和動力參數7</p><p>　　2.3傳動零件的設計計算8</p><p>　　2.3.1 V帶設計8</p><p>　　2.3.2齒輪設

4、計：10</p><p>　　2.4減速器結構設計17</p><p>　　2.5軸的設計及效核18</p><p>　　2.5.1初步估算軸的直徑18</p><p>　　2.5.2聯(lián)軸器的選取19</p><p>　　2.5.3初選軸承19</p><p>　　2.5.4軸的結構

5、設計（直徑，長度來歷）20</p><p>　　2.5.5中速軸的校核23</p><p>　　2.6軸承的壽命計算28</p><p>　　2.7鍵連接的選擇和計算29</p><p>　　2.8減數器的潤滑方式和密封類型的選擇29</p><p>　　2.8.1齒輪傳動的潤滑29</p>

6、<p>　　2.8.2潤滑油牌號選擇29</p><p>　　2.8.3密封形式29</p><p>　　2.9設計總結30</p><p><b>　　致謝30</b></p><p><b>　　參考資料30</b></p><p><b>

7、　　第一章 任務書</b></p><p><b>　　1.1課程設計說明</b></p><p>　　本次設計為課程設計，通過設計二級齒輪減速器，學習機械設計的基本過程、步驟，規(guī)范、學習和掌握設計方法，以學習的各種機械設計，材料，運動，力學知識為基礎，以《機械設計》、《機械原理》、《機械制圖》、《機械設計課程設計手冊》、《制造技術基礎》、《機械設計課程

8、設計指導書》以及各種國標為依據，獨立自主的完成二級減速器的設計、計算、驗證的全過程。親身了解設計過程中遇到的種種問題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨立自主的完成設計過程，為畢業(yè)設計以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。</p><p>　　1.2課程設計任務書</p><p>　　課程設計題目1：帶式運輸機</p><p><b>　　1.2.1運動簡

9、圖</b></p><p><b>　　1.2．2原始數據</b></p><p>　　1.2.3已知條件1、工作情況：傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許運輸帶速度誤差為±5%；2、滾筒效率：ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作環(huán)境：室內，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35°C；4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V

10、；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量。</p><p>　　1.2.4設計工作量：1、減速器裝配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖1～3張；3、設計說明書1份。</p><p>　　第二章 減速器設計步驟</p><p><b>　　2.1電動機的選擇</b>

11、</p><p>　　2.1.1選擇電動機的類型</p><p>　　按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。</p><p>　　2.1.2選擇電動機的容量</p><p><b>　?。?-1） </b></p><p>　　（其中：為電動機功率，為負載功率，

12、為總效率。） 由電動機到傳輸帶的傳動總效率為</p><p><b>　　圖2-1 運動簡圖</b></p><p>　　式中：、、、、 分別為帶傳動、軸承、 </p><p>　　齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。?。◣鲃樱?，（球軸承），（斜齒輪），（彈性聯(lián)軸器），（已知）。</p><p><

13、b>　　所以</b></p><p>　　因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需要稍大于即可，按表2.1中Y系列的電動機數據，選電動機的額定功率11kw</p><p>　　表2.1 各種電機參數</p><p>　　2.1.3確定電動機轉速</p><p><b>　　卷筒轉速為</b></p>

14、<p>　　按推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比,二級圓柱齒輪減速器的傳動比為，則從電動機到卷筒軸的總傳動比合理范圍為。故電動機轉速的可選范圍為 </p><p>　　可見，電動機同步轉速可選、和兩種。根據相同容量的兩種轉速，從表2-1中查出兩個電動機型號，再將總傳動比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動比方案，如表2-2所示。</p><p>　　表

15、2-2 兩種不同的傳動比方案</p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選擇第1種方案，即電動機型號為Y160M1-2。</p><p>　　電動機中心高H =160mm,外伸軸段D×E=42×110mm。</p><p>　　2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比</p><p>

16、;　　2.2.1確定傳動裝置的總傳動比和各級傳動比</p><p><b>　　總傳動比</b></p><p>　　又有 (為帶傳動的傳動比，為減速器的總傳動比，且)</p><p><b>　　初取 則</b></p><p>　　2.2.2分配減速器的各級傳動比</p>&

17、lt;p>　　按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比，取，得</p><p><b>　　所以 </b></p><p>　　2.2.3計算各軸的動力和動力參數</p><p><b>　?。?）計算各軸轉速</b></p><p>　?、褫S ===1465 </p>&

18、lt;p>　?、蜉S ===308.42 </p><p>　　Ⅲ軸 ===90.71 </p><p>　　卷通軸 ==90.71 </p><p>　?。?）計算各軸輸入功率、輸出功率</p><p>　?、褫S ==9.025×0.95=8.57 kw</p><p>　?、蜉S ==8.57

19、×0.98×0.97=8.15 kw</p><p>　?、筝S ==8.15×0.98×0.97=7.75 kw</p><p>　　卷筒軸==7.75×0.98×0.99=7.52 kw</p><p>　　各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98，分別為</p><p>　?、?/p>

20、軸 ==8.57×0.98=8.40 kw</p><p>　?、蜉S ==8.15×0.98=7.99 kw</p><p>　?、筝S ==7.75×0.98=7.60 kw</p><p>　　卷筒軸 ==7.52×0.98=7.37 kw</p><p>　?。?）計算各軸的輸入、輸出轉矩。電動機軸

21、輸出轉矩</p><p><b>　　Ⅰ軸輸入轉矩</b></p><p><b>　?、蜉S輸入轉矩 </b></p><p><b>　?、筝S輸入轉矩 </b></p><p><b>　　卷筒機輸入轉矩</b></p><p>

22、　　各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98</p><p><b>　?、褫S輸出轉矩</b></p><p><b>　?、蜉S輸出轉矩 </b></p><p><b>　　Ⅲ軸輸出轉矩 </b></p><p><b>　　卷筒機輸出轉矩</b&

23、gt;</p><p>　　表2-3 運動和動力參數計算結果</p><p>　　2.3傳動零件的設計計算</p><p>　　2.3.1 V帶設計</p><p>　　（1）、已知條件和設計內容</p><p>　　設計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉

24、速；大帶輪……</p><p><b>　?。?）、設計步驟：</b></p><p>　　1）、確定計算功率 </p><p>　　根據工作條件——載荷平穩(wěn)，由表5.5[1]</p><p>　　查得=1.1，計算功率為 </p><p>　　2）、選擇V帶的帶型</p><

25、p>　　根據計算功率 ,小帶輪的轉速，由圖5.14[1] 選用A型帶。</p><p>　　3）、確定帶輪的基準直徑</p><p><b>　　由表5.6取，得</b></p><p><b>　　又表5.6取</b></p><p><b>　　大帶輪轉速</b>&

26、lt;/p><p>　　其誤差<5%，故允許。</p><p><b>　　驗算帶速v</b></p><p>　　在5-25m/s范圍內，帶速合適</p><p>　　5）確定帶長和中心距ɑ</p><p><b>　　由</b></p><p>

27、<b>　　即 </b></p><p><b>　　初定中心距</b></p><p>　　由表5.2選用基準長度</p><p><b>　　、驗算小輪包角</b></p><p><b>　　、確定v帶根數Z</b></p><p

28、><b>　　傳動比</b></p><p>　　由表5.3查得 由表5.4查得</p><p>　　單根v帶所傳遞的功率 單根普通v帶傳動功率的增量</p><p>　　由表5.7查得 由表5.2查得</p><p>　　包角系數 長度系數</p><p><

29、;b>　　取Z=3根</b></p><p>　　8）、求作用在帶輪軸上的力</p><p><b>　　由表5.1查得</b></p><p><b>　　單根v帶的張緊力</b></p><p>　　作用在帶輪軸上的壓力為</p><p>　　(3)

30、把帶傳動的設計計算結果記入表2-4中</p><p>　　表2-4 帶傳動的設計參數</p><p>　　2.3.2齒輪設計：</p><p>　　一、高速級齒輪傳動計算</p><p>　　已知條件：輸入功率=8.57kw,小齒輪轉速</p><p>　　傳動比 =4.75,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班

31、制。</p><p>　　(1)選定齒輪類型、材料和齒數</p><p>　　1）選用斜齒圓柱齒輪傳動</p><p>　　2）材料選擇。由表6.1[1]選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為230HBS，二者材料硬度差為50HBS。</p><p>　　3）選擇小齒輪齒數=32，大齒輪齒數=

32、=4.75×32=152 。</p><p>　　4）由[1]142頁，初選螺旋角=10°。</p><p>　　(2)按齒面接觸強度設計</p><p>　　由[1]公式（6.14）知齒面接觸強度設計公式為</p><p>　　1)確定上公式內的各計算數值</p><p><b>　?、?/p>

33、計算載荷系數K</b></p><p>　　由[1]表6.2查得使用系數=1，由[1]134頁得=1.02，.1，</p><p><b>　　。</b></p><p>　　由[1]公式（6.2）得載荷系數</p><p>　　K= =1×1.02×1.2×1.1=1.346&

34、lt;/p><p>　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉矩</p><p>　　=9.55×=×9.55×=5.5865×Nmm</p><p>　　③由表6.8[1]選取齒寬系數=1。</p><p>　　④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限σHlim1=700 MPa</p><

35、;p>　　大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa。</p><p><b>　　⑤</b></p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數</b></p><p>　　=60j=60×1465×1×(16×250×8)=2.8128×109</p>

36、;<p>　?、抻蒣1]圖6.6取接觸疲勞壽命系數=1；=1.2</p><p>　　⑦計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數S=1，則</p><p>　　==1×700=700 MPa</p><p>　　==1.2×550=660 MPa</p>

37、;<p>　　⑧查[1]中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數=2.47。參考[1]中143頁,取</p><p>　　Zε=0.82；Zβ=0.992；由表6.3查得 </p><p>　　材料的彈性影響系數=189.8 MPa。</p><p><b>　?、嵩S用接觸應力</b></p><p&

38、gt;<b>　　= 660 MPa</b></p><p><b>　　2）計算</b></p><p>　?、僭囁阈↓X輪分度圓直徑d1,由計算公式得</p><p>　　≈ 39.31659 mm</p><p><b>　　取</b></p><p&

39、gt;<b>　?、谟嬎泯X輪模數mn</b></p><p>　　===1.3849 mm；</p><p>　　查手冊取標準模數mn=1.5mm（第1系列）</p><p><b>　?、塾嬎泯X輪幾何參數</b></p><p>　　d2=i·d1=4.75×48.7405=&

40、lt;/p><p><b>　　中心距： </b></p><p>　　圓整中心距為5、0結尾的數，取a=145mm</p><p>　　按圓整a后的中心距修正螺旋角β</p><p>　　=arccos= arccos=17.8758°</p><p><b>　　端面模數<

41、;/b></p><p><b>　　修正后的分度圓直徑</b></p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　齒輪寬度：因為b=ψd=1×50.4348=50.4348 mm，故取b1=65

42、mm；b2=55mm</p><p>　　④計算圓周速度，確定齒輪精度</p><p>　　V===3.87 m/s</p><p>　　參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級。</p><p>　　(3)按齒根彎曲強度校核</p><p>　　由[1]公式（6.15）知彎曲強度校核公式為</p>

43、<p>　　1)確定校核公式中的計算參數</p><p>　?、佥d荷系數（前面已經得到）</p><p>　　K= =1×1.02×1.2×1.1=1.346</p><p>　?、趨⒖糩1]中143頁取螺旋角影響系數=0.88；參考[1]中137頁</p><p>　　重合度系數Yε=0.70<

44、/p><p><b>　?、塾嬎惝斄魁X數</b></p><p><b>　　===36.36</b></p><p><b>　　===172.70</b></p><p>　　④查[1]中表6.4得取齒形系數</p><p>　　=2.45, =2.1

45、3</p><p>　?、莶閇1]中表6.4得取應力校正系數</p><p>　　=1.66, =1.85</p><p>　　⑥計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim1=280MPa;大齒輪</p><p>　　的彎曲疲勞強度極限σFlim2=220M

46、P</p><p>　　查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲</p><p>　　疲勞安全系數S=1.4則</p><p><b>　　2）校核計算</b></p><p>　　因， 故彎曲強度足夠。</p><p>　　二、低速級齒輪傳動計算<

47、;/p><p>　　已知條件：輸入功率=8.15kw,小齒輪轉速</p><p>　　傳動比 =3.40,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。</p><p>　　(1)選定齒輪類型、材料和齒數</p><p>　　1）選用斜齒圓柱齒輪傳動</p><p>　　2）材料選擇。由表6.1[1]選擇小齒輪材料為40Cr

48、(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為230HBS，二者材料硬度差為50HBS。</p><p>　　3）選擇小齒輪齒數=40，大齒輪齒數==3.40×40=136 。</p><p>　　4）由[1]142頁，初選螺旋角=10°。</p><p>　　(2)按齒面接觸強度設計</p><p>　

49、　由[1]公式（6.14）知齒面接觸強度設計公式為</p><p>　　1)確定上公式內的各計算數值</p><p><b>　　①計算載荷系數K</b></p><p>　　由[1]表6.2查得使用系數=1，由[1]134頁得=1.02，.1，</p><p><b>　　。</b></p&

50、gt;<p>　　由[1]公式（6.2）得載荷系數</p><p>　　K= =1×1.02×1.2×1.1=1.346</p><p>　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉矩</p><p>　　=9.55×=×9.55×=2.5236×Nmm</p><p>　?、塾?/p>

51、表6.8[1]選取齒寬系數=1。</p><p>　?、苡蒣1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限σHlim1=700 MPa</p><p>　　大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa。</p><p><b>　?、?lt;/b></p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數</b><

52、;/p><p>　　=60j=60×308.42×1×(16×250×8)=5.9217×108</p><p>　　⑥由[1]圖6.6取接觸疲勞壽命系數=1.2；=1.2</p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應力</p><p>　　由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數S=1

53、，則</p><p>　　==1.2×700=840 MPa</p><p>　　==1.2×550=660 MPa</p><p>　?、嗖閇1]中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數=2.47。參考[1]中143頁,取</p><p>　　Zε=0.82；Zβ=0.992；由表6.3查得 </p>

54、;<p>　　材料的彈性影響系數=189.8 MPa。</p><p><b>　?、嵩S用接觸應力</b></p><p><b>　　= 660 MPa</b></p><p><b>　　2）計算</b></p><p>　?、僭囁阈↓X輪分度圓直徑d1,由計算

55、公式得</p><p>　　≈ 66.4568 mm</p><p><b>　?、谟嬎泯X輪模數mn</b></p><p>　　===1.6362 mm；</p><p>　　查手冊取標準模數mn=2mm（第1系列）</p><p><b>　?、塾嬎泯X輪幾何參數</b>

56、</p><p>　　d2=i·d1=3.40×81.2341=</p><p><b>　　中心距： </b></p><p>　　圓整中心距為5、0結尾的數，取a=180mm</p><p>　　按圓整a后的中心距修正螺旋角β</p><p>　　=arccos= arcc

57、os=12.1015°</p><p><b>　　端面模數</b></p><p><b>　　修正后的分度圓直徑</b></p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p>&

58、lt;p>　　齒輪寬度：因為b=ψd=1×81.8182=81.8182 mm，故取b1=95mm；b2=85mm</p><p>　?、苡嬎銏A周速度，確定齒輪精度</p><p>　　V===1.32 m/s</p><p>　　參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度7級。</p><p>　　(3)按齒根彎曲強度校核&l

59、t;/p><p>　　由[1]公式（6.15）知彎曲強度校核公式為</p><p>　　1)確定校核公式中的計算參數</p><p>　?、佥d荷系數（前面已經得到）</p><p>　　K= =1×1.02×1.2×1.1=1.346</p><p>　　②參考[1]中143頁取螺旋角影響系數

60、=0.88；參考[1]中137頁</p><p>　　重合度系數Yε=0.70</p><p><b>　?、塾嬎惝斄魁X數</b></p><p><b>　　===42.79</b></p><p><b>　　===145.49</b></p><p&g

61、t;　?、懿閇1]中表6.4得取齒形系數</p><p>　　=2.37, =2.14</p><p>　?、莶閇1]中表6.4得取應力校正系數</p><p>　　=1.68, =1.83</p><p>　?、抻嬎銖澢谠S用應力</p><p>　　查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim

62、1=280MPa;大齒輪</p><p>　　的彎曲疲勞強度極限σFlim2=220MP</p><p>　　查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲</p><p>　　疲勞安全系數S=1.4則</p><p><b>　　2）校核計算</b></p><

63、p>　　因， 故彎曲強度足夠。</p><p>　　三、圓柱齒輪傳動參數表</p><p>　　各級大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數的計算結果如下表</p><p>　　表2-5 圓柱齒輪傳動參數表</p><p>　　2.4減速器結構設計</p><p>　　表2-6 減速箱機體結構尺寸</p>&l

64、t;p>　　2.5軸的設計及效核</p><p>　　2.5.1初步估算軸的直徑</p><p>　　在進行軸的結構設計之前，應首先初步計算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉強度估算各軸的直徑，計算公式為，式中：</p><p>　　P—軸所傳遞的功率，kw；</p><p>　　n—軸的轉速，r/min;</p><

65、p>　　C—由軸的需用切應力所確定的系數。</p><p>　　由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調質處理，查得C=107～118,由表11.1查得：抗拉強度極限=640MPa,彎曲疲勞極限=275MPa,剪切疲勞極限=155MPa。由表11.4 (233頁)查得：對稱循環(huán)的許用彎曲應力:[]b=60MPa；則 </p><p>　　I 軸

66、==20.2 mm</p><p>　?、?軸==33.4 mm</p><p>　?、?軸==49.4 mm</p><p>　　將各軸圓整為=20mm , =55 , =50 mm。</p><p>　　2.5.2聯(lián)軸器的選取</p><p>　?、?軸I段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，所以

67、需要同時選用聯(lián)軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷聯(lián)軸器,根據計算的最小直徑dmin和計算扭矩:Tca查手冊,選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器（J型軸孔，A型鍵槽）LX4型彈性注銷聯(lián)軸器主要參數為：</p><p>　　公稱轉矩Tn=2500N·m</p><p>　　軸孔

68、長度112mm(Y型)</p><p><b>　　孔徑=50mm</b></p><p>　　表2-7聯(lián)軸器外形及安裝尺寸</p><p><b>　　2.5.3初選軸承</b></p><p>　　I 軸選軸承為：7306AC；</p><p>　　Ⅱ 軸選軸承為：731

69、1AC；</p><p>　?、?軸選軸承為：7312AC。</p><p>　　所選軸承的主要參數如表2-8</p><p>　　表2-8 軸承的型號及尺寸</p><p>　　2.5.4軸的結構設計（直徑，長度來歷）</p><p><b>　　一 中速軸的結構圖</b></p>

70、<p>　　圖2-2 中速軸結構簡圖</p><p>　?。?）根據軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?。?）軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表查得平鍵b×h=20×12（GB1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm和45mm。軸端倒角2×45°，各軸肩處圓角半徑R=2mm。定位軸肩出

71、出圓角半徑R=3mm。</p><p><b>　　二、高速軸速軸尺寸</b></p><p>　　圖2-3 高速軸結構簡圖</p><p>　?。?）根據軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度</p><p><b>　　由于有密封元件取</b></p><p>　　取

72、 </p><p>　　取 </p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　三、低速軸尺寸</b></p><p>　　圖2-4 低速軸結構簡圖</p><p>　?。?）

73、根據軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度</p><p><b>　　取 </b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p>　　取 </p>

74、<p>　　2.5.5中速軸的校核</p><p>　?。?）軸強度的校核計算</p><p>　　Ⅱ軸的全長280mm支點到軸端距離，即得軸跨距為224.4mm</p><p><b>　　求齒輪上的作用力</b></p><p><b>　　圓周力：</b></p>&l

75、t;p><b>　　徑向力：</b></p><p><b>　　軸向力：</b></p><p><b>　　2）受力簡圖如上圖</b></p><p><b>　　3）求支反力</b></p><p><b>　　解得：</b&g

76、t;</p><p><b>　　4)作彎矩圖</b></p><p><b>　　5）作扭矩圖</b></p><p><b>　　6）作當量彎矩圖</b></p><p><b>　　7）校核軸的強度</b></p><p>&

77、lt;b>　　針對危險截面B校核</b></p><p><b>　　故安全</b></p><p>　?。?）精確校核軸的疲勞強度</p><p>　　1）確定危險疲勞截面</p><p>　　考慮影響疲勞強度的主要因素（載荷、應力集中、表面質量和絕對尺寸），</p><p>

78、　　危險疲勞截面取第1段軸和第2段軸、第2段軸和第3段軸的交界處，針對 </p><p>　　該處的左側進行精確校核。</p><p>　　參考13頁，取許用安全系數為：</p><p>　　其中取 </p><p>　　左側抗彎截面模量： 抗扭截面模量：</p><p>　　右側抗扭截面模量：

79、抗扭截面模量：</p><p><b>　　危險截面彎矩：</b></p><p><b>　　危險截面的扭矩：</b></p><p>　　2）危險截面的彎曲應力</p><p>　　3）危險截面的切應力</p><p><b>　　4）應力集中系數</b&

80、gt;</p><p>　　對于1截面：由1.15（b）</p><p>　　查圖得彎曲理論應力集中系數</p><p><b>　　對于2截面：</b></p><p>　　查圖得彎曲理論應力集中系數</p><p><b>　　5）敏感系數</b></p>

81、<p>　　根據抗拉強度極限和理論應力集中系數、</p><p>　　查圖由1.16得敏感系數： </p><p>　　6）有效應力集中系數</p><p><b>　　7）尺寸系數</b></p><p>　　根據抗拉強度極限和、查圖1.17得</p><p><b>

82、;　　8）表面狀態(tài)系數</b></p><p>　　根據抗拉強度極限和“精車”“精磨” ，查圖1.19得表面</p><p>　　狀態(tài)系數: </p><p><b>　　9）綜合影響系數</b></p><p>　　10）彎曲應力等效系數</p><p>　　根據軸的彎曲

83、疲勞極限 查表1.3得彎曲時的脈動疲勞</p><p><b>　　極限</b></p><p><b>　　彎曲應力的等效系數</b></p><p>　　11）切應力的等效系數</p><p>　　根據軸的剪切疲勞極限 查表1.3得扭轉時的脈動疲勞極限</p><p>

84、<b>　　切應力的等效系數</b></p><p>　　12）疲勞安全系數校核</p><p><b>　　疲勞安全系數</b></p><p><b>　　1截面</b></p><p><b>　　復合安全系數</b></p><

85、p><b>　　故1截面安全</b></p><p><b>　　2截面</b></p><p><b>　　復合安全系數</b></p><p><b>　　故2截面安全</b></p><p>　　綜上所述，軸的疲勞強度滿足要求，故軸是安全的。

86、 </p><p>　　2.6軸承的壽命計算</p><p>　?。?）中速軸軸承壽命計算</p><p><b>　　1）預期壽命</b></p><p>　　從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。</p><p>　　預期壽命=8×250&

87、#215;16=32000h=3.2×h</p><p><b>　　壽命驗算</b></p><p>　　由代號7311AC查手冊得</p><p>　　查表8.5得計算系數：</p><p>　　查表8.6?。ㄝd荷平穩(wěn)）</p><p>　　查表8.3取（溫度）</p>

88、<p><b>　　①計算派生軸向力,</b></p><p><b>　　由表8.7查得 </b></p><p><b>　　則：</b></p><p>　?、谟嬎爿S承所受的軸向力,</p><p>　　③計算當量動載荷 </p><p

89、>　　對于軸承1，由表8.5知</p><p><b>　　所以由表得 </b></p><p><b>　　則：</b></p><p>　　對于軸承2，由表8.5知</p><p><b>　　所以由表得 </b></p><p><

90、b>　　則：</b></p><p><b>　　④計算軸承壽命</b></p><p>　　因為,故按軸承2計算軸承的壽命</p><p><b>　　故軸承安全</b></p><p>　　2.7鍵連接的選擇和計算</p><p>　?。?）中速軸齒輪的

91、鍵聯(lián)接</p><p><b>　　1）選擇類型及尺寸</b></p><p>　　根據 軸段長 ,選用A型，</p><p>　　b×h=18×11， </p><p><b>　　2）鍵的強度校核</b></p><p>　　此處，鍵、軸和輪轂

92、的材料都是鋼 取</p><p><b>　　鍵的有效長度 </b></p><p>　　因為所以2鍵更危險，故按2鍵的強度進行校核</p><p><b>　　故鍵安全合格 </b></p><p>　　2.8減數器的潤滑方式和密封類型的選擇</p><p>　　2.8

93、.1齒輪傳動的潤滑</p><p>　　本設計采用油潤滑。潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當的油溝來把油引入各個軸</p><p><b>　　承中。</b></p><p><b>　　1）齒輪的潤滑</b></p><p>　　采用浸油潤滑，浸油高度為30-50mm。另外傳動件浸油中深度要求適當，要

94、避免</p><p>　　攪油損失太大，又要充分潤滑。油池應保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直</p><p>　　徑應 盡量相近，以便浸油深度相近。</p><p><b>　　2）滾動軸承的潤滑</b></p><p>　　滾動軸承宜開設油溝、飛濺潤滑。</p><p>　　2.8.2潤

95、滑油牌號選擇</p><p>　　由表7.1[3]得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm/s</p><p>　　選用L-CKC220潤滑油。</p><p><b>　　2.8.3密封形式</b></p><p>　　用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇形密封圈實現(xiàn)密封。軸與</p>&l

96、t;p>　　軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據軸段選取。</p><p><b>　　2.9設計總結</b></p><p>　　通過本次二級減速器的設計，讓我對機械行業(yè)中產品的設計過程有了親身體會，同時體會到機械設計的過程是嚴謹的分工步驟，開放的設計思想，細致的計算驗證，反復推倒重來的過程，任何一個環(huán)節(jié)都不能疏漏，借鑒前人的經驗技巧，參閱各種標準手冊，站在全

97、局來設計產品。通過本次設計過程，我更認識了自己的不足，一個產品的設計需要方方面面的知識，經驗，技巧作為基礎，這也是我一個身為機械設計學生的執(zhí)著追求。</p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　非常感謝劉老師在課程設計過程中對我的指導，也感謝在設計過程中所有給過我?guī)椭椭v解的同學，非常感謝你們！</p><p><b&g

98、t;　　參考資料</b></p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　楊明忠、朱家誠主編.機械設計[M].武漢理工大學出版社，2006；</p><p><b>　　1-284.</b></p><p>　　濮良貴、紀名剛主編.機械設計.8版.高等教育出版社，200