課程設計---帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

1、<p><b>　　課程設計任務書</b></p><p>　　課程設計的性質和目的:</p><p>　　機械設計課程設計是為機械類專業(yè)和進機械類專業(yè)的學生把學過的各學科的理論較全面地綜合應用到實際工程中去，力求從課程內(nèi)容上、從分析問題和解決問題的方法上，從設計思想上培養(yǎng)我們的工程設計能力，課程設計有以下幾個方面的主要目的和要求：</p>&

2、lt;p>　　1.培養(yǎng)綜合運動機械設計課程和其他先修課程的基礎理論和基礎知識，以及結合生產(chǎn)實踐分析和解決工程實際問題的能力使所學的知識得以融會貫通，調(diào)協(xié)應用。</p><p>　　2.通過課程設計，學習和掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計的思想，培養(yǎng)獨立的、全面的、科學的工程設計能力。</p><p>　　3.在課程設計的實踐中學會查找、翻閱、使用標準、規(guī)范，手冊，圖冊

3、和相關的技術資料等。熟悉個掌握機械設計的基本技能。</p><p>　　4.通過機械原理課程設計，可以進一步的鞏固，掌握并初步運用機械原理的理論和知識，使學生受到確定運動方案的初步訓練，掌握運動方案的和機構設計的思想和方法。</p><p>　　5.在機械課程設計的中，增強了學生運用計算機和網(wǎng)絡的能力，及早地樹立工程設計的觀點，激發(fā)創(chuàng)新的精神，培養(yǎng)自學的能力，獨立工作和創(chuàng)造的能力。<

4、/p><p>　　6.通過編寫設計說明書，培養(yǎng)了學生的表達，歸納，總結和獨立思考與相互溝通的能力。</p><p><b>　　課程設計的內(nèi)容</b></p><p><b>　　設計題目：</b></p><p>　　帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器</p><p>&

5、lt;b>　　運動簡圖:</b></p><p><b>　　工作條件:</b></p><p>　　傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，起動載荷的名義載荷的1.25倍,使用期限10年,兩班制工作,輸送帶速度容許誤差為±5%，輸送帶效率一般為0.94～0.96。</p><p><b>　　4．原始數(shù)據(jù):</b&g

6、t;</p><p>　　已知條件 題號 2 </p><p>　　輸送帶拉力F(N) 3.0</p><p>　　輸送帶速度v(m/s) 1.7</p><p>　　滾筒直徑D(mm) 450</p><p>&l

7、t;b>　　課程設計課題分析</b></p><p><b>　　完成工作量</b></p><p><b>　　設計說明書1份</b></p><p><b>　　減速器裝配圖1張</b></p><p><b>　　減速器零件圖3張</b&

8、gt;</p><p><b>　　機械設計的一般過程</b></p><p><b>　　設計過程:</b></p><p>　　設計任務 總體設計 結構設計 零件設計 加工生產(chǎn) 安裝調(diào)試</p><p><b>　　課程設計的步驟:</b

9、></p><p>　　在課程設計時，不可能完全履行機械設計的全過程，只能進行其中一些的重要</p><p><b>　　設計環(huán)節(jié)，如下：</b></p><p><b>　　設計準備</b></p><p>　　認真閱讀研究設計任務書，了解設計要求和工作條件。通過查閱有關資料和圖紙，參觀模型

10、或實物，觀看電視教學片，掛圖，上網(wǎng)查資料和數(shù)據(jù)，進一步了解機器的工作對象，加工方法和工作參數(shù)。</p><p><b>　　傳動裝置的總體設計</b></p><p>　　首先根據(jù)設計要求，同時參考比較其他設計方案，最終選擇確定傳動裝置的總</p><p><b>　　體布置。</b></p><p&g

11、t;<b>　　傳動零件的設計計算</b></p><p>　　設計計算各級傳動零件的參數(shù)和主要尺寸，包括減速器外部的傳動裝置的總體布置方案；選擇電動機的類型和型號； 確定總傳動比；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。</p><p>　　結構設計（裝配圖設計）</p><p>　　首先進行裝配草圖設計，設計軸，設計軸承，最后完成裝配圖的其他要求。在

12、</p><p>　　完成裝配草圖的基礎上，最終完成的圖即正式的餓裝配結構設計。</p><p>　　完成兩張典型零件工作圖設計</p><p>　　編寫和整理設計說明書</p><p><b>　　設計總結和答辯</b></p><p><b>　　課程設計要求說明</b>

13、</p><p>　　課程設計中應注意的問題:</p><p>　　課程設計是較全面的設計活動，在設計時應注意以下的一些問題：</p><p>　?。ㄒ唬┤略O計與繼承的問題</p><p>　　在設計時，應從具體的設計任務出發(fā)，充分運用已有的知識和資料進行科學、</p><p><b>　　先進的設計。&

14、lt;/b></p><p>　?。ǘ┱_使用有關標準和規(guī)范</p><p>　　為提高所設計機械的質量和降低成本，在設計中應盡量采用標準件，外購件，</p><p><b>　　盡量減少的自制件。</b></p><p>　?。ㄈ┱_處理強度，剛度，結構和工藝間的關系</p><p>

15、　　在設計中任何零件的尺寸都不可能全部由理論計算來確定，而每個零件的尺寸</p><p>　　都應該由強度，剛度，結構。加工工藝，裝配是否方便，成本高低等各方面的要</p><p>　　求來綜合確定的。必須發(fā)揮設計的主動性，主動思考問題，獨立完成設計任務。設計能力是依于長期的設計實踐逐漸提高的，在設計工作中能否很好地利用已有的設計資料繼承和發(fā)展這些經(jīng)驗和成果、加快設計進度，是設計工作能力的

16、重要體現(xiàn)。但是根據(jù)新的設計任務和具體工作條件進行具體分析，在參考已有資料的基礎上創(chuàng)造性地進行設計、構思，更是工程技術人員不可缺少的能力。所以，在課程設計中正確處理參考現(xiàn)有資料和創(chuàng)新的關系，才能保證設計質量，提高設計能力。認為設計必須全部是獨創(chuàng)的想法是不現(xiàn)實的。但忽視創(chuàng)新就會陷于盲目抄襲資料、照貓畫虎，設計能力也不能得到培養(yǎng)和提高</p><p>　　（四）計算與圖畫的要求</p><p>

17、　　進行裝配圖設計時，并不僅僅是單純的圖畫，常常是圖畫與設計計算交叉進行</p><p>　　的。先由計算確定零件的基本尺寸，再草圖的設計，決定其具體結構尺寸，再進</p><p><b>　　行必要的計算。</b></p><p><b>　?。ㄎ澹?設計態(tài)度 </b></p><p>　　機械原

18、理課程設計是第一次較全面的設計訓練，它對以后的設計工作打好基礎具有重要意義。在設計過程中必須嚴肅認真，刻苦鉆研，一絲不茍，精益求精，才能在設計思想、方法和技能方面獲得較好的鍛煉和提高。</p><p><b>　　電動機的選擇</b></p><p>　　電動機已經(jīng)系統(tǒng)化,系統(tǒng)化一般由專門工廠按標準系列成批大量生產(chǎn),設計時只需根據(jù)工作載荷,工作機的特性和工作環(huán)境,選擇

19、電動機的類型,結構形式和轉速,計算電動機功率,最后全頂電動機型號.</p><p><b>　　類型選擇:</b></p><p>　　電動機類型選擇是根據(jù)電源種類(流或交流),工作條件(度,環(huán)境,空間,尺寸等)及載荷特點(性質,大小,起動性和過載現(xiàn)象)來選擇的.目前廣泛應用Y系列三相異步電動機(JB3074-82)是全封閉自扇冷鼠型三相異步電動機,適用于無特殊要求的

20、各種機械設備.由于Y系列電動機具有交好的起動性能,因此,也適用于某些對起動轉矩有較高要求的機械,如壓縮機等.</p><p><b>　　電動機功率確定:</b></p><p>　　電動機功率是根據(jù)工作機容量的需要來確定的.電動機的額定功率應等于或大于電動機所需功率Pw</p><p>　　工作機所需功率Pw:</p><

21、p>　　根據(jù)公式計算:已知工作機阻力Fw和速度Vw則工作機所需功率Pw為:</p><p>　　式中: Fw-工作機阻力,N</p><p>　　Vw-工作機線速度,m/s</p><p>　　將數(shù)據(jù) Fw=3.0(F/KN)</p><p><b>　　代入公式</b></p><p>

22、<b>　　輸出功率pd:</b></p><p>　　計算總效率n時應該注意的問題:</p><p>　?。?）軸承的效率均一對軸承而言。</p><p>　　（2）一般情況下推薦的效率值是在一個范圍之內(nèi)，可根據(jù)傳動副。軸承和聯(lián)軸器等的工作的條件。精度等選取具體指。</p><p>　?。?）蝸桿傳動效率與蝸桿的材料。

23、參數(shù)等因素有關，設計時可以先初步估計蝸桿頭數(shù)，初選其效率值，待蝸桿傳動參數(shù)確定后再精確的計算效率，并校核傳動功率。</p><p>　　已知pw=5.1KW：由任務要求知: </p><p><b>　　查表代入 </b></p><p>　　得: 0.97X0.995X0.993X0.97X0.96=0.82</p><p

24、><b>　　由公式</b></p><p>　　啟動載荷是名義載荷的1.25倍。</p><p>　　電動機容量的選擇須根據(jù)工作機容量的需要來確定。如所選電動機的容量過大，必須會增加成本，造成浪費；相反容量過小，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱量過大而過早損壞。因此所選電動機的額定功率Ped應等于或稍大于電動機所需要的實際功率Pd，即Ped

25、﹥Pd。</p><p>　　在計算傳送裝置的總功率時,應注意以下幾點:</p><p>　　1).取傳動副效率是否以包括其軸效率,如包括則不應計算軸承效率</p><p>　　2).軸承的效率通常指-對軸承而言</p><p>　　3).同類性的幾對傳動副,軸承,或聯(lián)軸器,要分別考慮效率</p><p>　　4).當

26、資料給出的效率為-范圍時,一般可以取中間值,如工作條件差,加工條件差,加工精度低或維護不良時應取低值,反之應取高值.</p><p><b>　　確定工作機轉速</b></p><p>　　額定功率相同的類型電動機,可以有幾種轉速供選擇,如三相異步電動機就有四種常見 同步轉速,即:3000(r/min),1500(r/min),1000(r/min),750(r/mi

27、n)電動機的轉速高,極對數(shù)少,尺寸和質量叫,價格便宜,但機械傳動裝置總轉動比加大,結構尺寸偏大,成本也變高,所以選擇電動機轉速時必須作全面分析比較,首先滿足主要要求,盡量兼顧其他要求.</p><p><b>　　公式: </b></p><p>　　代入數(shù)據(jù):V=1.7m/s,d=450mm(注:式中為輸送帶速度為滾筒轉矩)</p><p>

28、　　為了便于選擇電機轉速，需要先考慮電動機轉速的可選范圍。由《機械設計課程設計》P6表2-1查的鏈傳動常用的傳動比，圓柱齒輪傳動常用的傳動比，由工作機的轉速及各級傳動副的合理傳動比范圍?？赏扑愠鲭妱訖C轉速的可選范圍。</p><p>　　為了便于選擇電動機轉速，查表按推薦的傳動比合理范圍，傳動的傳動比i鏈=（2～5）圓柱齒輪常用的傳動i齒=（3～5），由工作機的轉速及各級傳動副的合理傳動比范圍?？赏扑愠鲭妱訖C轉速

29、的合理范圍。n′=（i1 i2 ……in）n——電動機可選轉動范圍。i1 i2 in 各級傳動機構的合理傳動比范圍。電動機轉速可選范圍為nd = i鏈× i齒×nw =（2～5）×（3～5）×72.19=（6～25）×72.19=433.14～1804.75</p><p><b>　　型號選擇:</b></p>&l

30、t;p>　　綜合考慮電動機和轉動裝置的尺寸,結構和帶裝動，及減速器的轉動比,故查表知電動機型號可選擇:Y132M-4</p><p>　　(注:表格在課程設計書264頁)</p><p>　　以下附電動機選擇計算表:</p><p>　?。ㄗⅲ簠⒖歼x擇表均在《課程設計》書中：P10，P264</p><p>　　傳動裝置總傳動比計算并分

31、配傳動比</p><p>　　電動機選定以后，根據(jù)電動機滿載轉速Nm及工作機轉速Nw就可以計算出傳動裝置的總傳動比為： </p><p>　　I 總=Nm/Nw=滿載轉速/工作機轉速</p><p>　　由傳動方案可知，傳動裝置的總傳動比等于各級傳動比之積，</p><p>　　即： I總=i1·i2·i3·……

32、in</p><p>　　傳動比分配合理與否，將直接影響傳動裝置輪廓尺寸、重量、潤滑及減速器的</p><p>　　中心距的選擇計算。但這些因素不能兼顧，因此，合理分配傳動比是一個十分重要的問題，設計時應根據(jù)設計要求考慮分配方案。在合理分配傳動比時應注意以下幾點：</p><p>　　1）.各級傳動比都應在常用的合理范圍之內(nèi)，以符合各種傳動形式的工作特點，2）.能在

33、最佳狀態(tài)下運轉，并使結構緊湊，工藝合理。</p><p>　　3）.應使傳動裝置結構尺寸較小，質量較輕。</p><p>　　4）.應使各級傳動件協(xié)調(diào)，結構勻稱合理，避免相互干擾碰撞。</p><p>　　（注：各級傳動比見《機械設計課程設計》P12表2—4）</p><p>　　傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)計算</p><

34、;p>　　機械傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)，主要指的是各軸的功率、轉速和轉距，它為設計計算傳動比和軸提供極為需要的依據(jù)。</p><p>　　計算各軸運動和動力參數(shù)時，應將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依此編號，定為0軸（電機軸）、1軸、2軸…，相鄰兩軸之間的傳動比表示為i01、i12、i23…，相鄰兩軸的傳動比效率為η01、η12、η23、…，各軸的輸入功率為P1、P2、P3…，各軸的輸入轉距為T1、T2

35、、T3、…，各軸的輸入轉速為n1、n2、n3…。</p><p>　　電動機軸的輸出功率、轉速、和轉距為：</p><p>　　P0=P0 Kw n0=n0/i01 r/min T0=9550×P0/n0 N.m</p><p><b>　　1.傳動比分配</b></p><p&g

36、t;　　工作機的轉速 </p><p>　　將電動機至工作機的軸依次編號為0，1，2，3</p><p><b>　　轉速n</b></p><p>　　功率p </p><p><b>　　轉距:</b></p><p>　　T0=9550

37、×P0/N0=9550×6.22/1440= 41.25N·m</p><p>　　T1=T0 ×η軸承×η鏈=41.25×0.99×0.99=40.43N·m</p><p>　　T2=T1 ×η軸承×η齒×i齒=40.43×0.97×0.96×5=

38、188.24N·m</p><p>　　T3=T2×η鏈×i鏈=188.24×0.96×3.99=721.03N·m</p><p>　　根據(jù)上述計算可計算出各軸的功率、轉速和扭距。</p><p><b>　　具體計算數(shù)據(jù)如下：</b></p><p><

39、;b>　　齒輪傳動設計計算</b></p><p>　　設計單級標準直齒圓柱齒輪減速的齒輪傳動。該減速器用電動機驅動，載荷平穩(wěn)，單向運轉。</p><p>　　齒輪材料與熱處理的選擇是要根據(jù)具體的工作要求來決定的，此外還要考慮齒輪毛呸制造方法。當齒輪直徑d≦500mm時，根據(jù)制造條件，可采用鍛造毛呸。</p><p>　　當齒輪直徑d≧500mm時

40、，多采用鑄造毛呸。小齒輪根圓直徑與軸徑接近時，齒輪要和軸要制成一體，這時選材要兼顧軸的要求。同一減速器的各級小齒輪（或大齒輪）的材料盡可能一致，以減少材料牌號和工藝要求。</p><p>　　齒輪強度計算中不論是針對大齒輪還是針對小齒輪的（許用應力和齒輪系數(shù)，不論用哪個齒輪的數(shù)值），其公式中的轉矩，齒輪的直徑或齒數(shù)都應是小齒輪的轉矩T1，小齒輪的分度圓d1和小齒輪的齒數(shù)z1</p><p>

41、;　　小齒輪的齒數(shù)選取首先要注意不能產(chǎn)生根切，另外齒數(shù)的選取還要考慮在滿足強度要求的情況下，盡能多一些，這樣可以加大重合度系數(shù)，提高轉動的平穩(wěn)性，且能減少加工量。大齒輪和小齒輪的齒數(shù)最好互為質數(shù)，防止磨損或失效集中在某幾個齒上。</p><p>　　齒寬系數(shù)的選取要看齒輪在軸上所處的位置來決定，齒輪在軸上的對稱部位齒寬系數(shù)可以取得梢大一些，而在非對稱位置的就要取得小一些，防止沿齒寬產(chǎn)生載荷偏斜。同時要注意直齒圓柱

42、齒輪齒寬系數(shù)應比斜齒輪的要小一些；開式齒輪要比閉式齒輪要小一些。</p><p>　　為了保證齒輪安裝以后仍能夠全齒嚙合，那么小齒輪齒寬應比大齒輪齒寬要寬5~8mm。模數(shù)首先要標準化，是一個標準值，并且在工程上要求傳遞動力的齒輪的模數(shù)M≧1.5mm。</p><p><b>　　按下表步驟計算：</b></p><p><b>　　大

43、齒輪</b></p><p><b>　　小齒輪</b></p><p>　　輸入軸的設計結構計算</p><p>　　軸的選材及許用應力:</p><p>　　由已知條件知減速器傳遞的功率屬中小功率對材料無特殊要求，故</p><p>　　選用45鋼并調(diào)質初期由書P223表16-2查

44、得強度極限6B=650（MPa）6S=360（MPa）再由P228表16-4查得許用彎曲應力 [6-1b]=60(Mpa)（正火還是調(diào)制）</p><p>　　按扭矩估算最小直徑:</p><p><b>　　主動軸 d1</b></p><p>　　根據(jù)書P224表16-3 得C=（107~118）</p><p>　

45、　19.08)（mm）</p><p>　　若考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽，故將估算直徑加大4%~5%</p><p>　　17.30×1.04=17.99（mm） 19.08×1.05=20.03（mm） </p><p>　　查表取直徑 取d1=22(mm)</p><p><b&

46、gt;　　主動軸結構設計:</b></p><p>　　根據(jù)設計一級減速器，可將齒輪布置在箱體中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝聯(lián)軸器</p><p>　　根據(jù)軸上零件的定位，裝拆方便的需要，同時，考慮到強度原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸</p><p>　　a)初步確定安裝聯(lián)軸器處直徑d1=22(mm)因半聯(lián)軸器軸孔長度Y型，軸孔長度L

47、1=52(mm)</p><p>　　b)為使軸段2與密封裝置相適合并與軸段1軸肩，故d2=24(mm)軸承蓋在端面與聯(lián)軸器距離L’=10(mm)軸承蓋厚=10(mm) 參考減速器箱體有關資料箱體內(nèi)壁到軸承距離為62(mm)故取軸段2的長度L2=52(mm)</p><p>　　c)由軸段3與軸段2形成軸肩并與軸承相適應，故取d3=30(mm) L3=40(mm)</p>&

48、lt;p>　　d)由軸承初選6006的安裝尺寸得知：</p><p>　　d4=34(mm) 由齒輪端到箱體內(nèi)壁 10(mm) 得L4=10(mm)</p><p>　　e)由段輪軸到箱體內(nèi)壁的距離為10mm，齒輪輪轂寬度為55mm，為保證齒輪固定可靠，軸段5的長度應短于齒輪輪轂寬度2mm，軸段5為齒輪寬55(mm)</p><p>　　f)d6=34(

49、mm) L6=10(mm)</p><p>　　g)d7=30(mm) L7=14(mm)</p><p>　　由此初步確定軸的各段長度和直徑</p><p><b>　　主動軸的強度校核</b></p><p>　　(1)計算作用力 tanα=0.36</p><p>　　圓周率Ft=2T1/

50、d1=(2×40.42×1000)/42=1924.76(N)</p><p>　　徑向力Fr=Ft×tanα=1924.76×tanα=415.75(N)</p><p>　　由于直齒輪軸向力 Fa=0</p><p>　　(2)作主動軸受力簡圖</p><p>　　L=55+20+12=87(mm)

51、</p><p>　　水平彎矩：RHA=RHB=Ft/2=1527.76/2=763.88(N)</p><p>　　MHC=RHB(L/2)=763.88×87/2=33.611 (N.mm)</p><p>　　鉛垂面彎矩：RVA=RVB=Fr/2=556.059/2=278.030(N)</p><p>　　MVC=RVA(L

52、/2)=278.030×87/2=122.332 (N.mm)</p><p><b>　　合成彎距：</b></p><p>　　T=9.55×10^6P/n=9.55*10^6*5.759/1440=83.950 ()</p><p><b>　　)</b></p><p>

53、　　α=0.6 脈動循環(huán)</p><p><b>　　校核危害截面的強度</b></p><p>　　由書(機械零件)P228表16-4[σ-1b]=60(Mpa)</p><p>　　A=M/W=47.424Mpa<[σ-1b]=60(Mpa)</p><p><b>　　故軸的強度足夠。</b

54、></p><p><b>　　修改軸的結構</b></p><p>　　由于所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改</p><p><b>　　輸入軸運動參數(shù)</b></p><p>　　輸出軸的設計結構計算</p><p>　　(1)選擇軸的材料確定許用應力，由已知減

55、速器傳遞功率居中小功率，對材料無 特殊要求，選45鋼并經(jīng)調(diào)質處理，由表16-2查得強度極限σB=650(MPa)</p><p>　　再由表16-4得 許用彎曲應力[σ-1b]=60(MPa)</p><p>　　(2)按扭轉強度估算直徑由書P225表16.3得：</p><p><b>　　C=107~118</b></p>

56、<p><b>　　(mm) </b></p><p>　　由于軸的最小直徑處要安裝鏈輪，會有鍵槽，故將直徑加大4%~5%得(28.184~31.38)(mm)由設計手冊取標準直徑d1=35(mm)</p><p>　　a)繪制軸系結構草圖根據(jù)軸的軸向定位要求確定軸徑和軸長</p><p>　　b)初步確定軸徑d1=35(mm) 因

57、半聯(lián)軸器軸孔長度Y型，軸孔長度L1=82(mm)</p><p>　　c)軸段2要與軸段1形成軸肩并與密封裝置相適應，故取d2=40(mm),軸承蓋右端面與輪轂左端面距離為10(mm)，軸承端蓋厚度為10(mm)，參考減速箱體有關數(shù)據(jù)，箱體內(nèi)壁至軸承端蓋左側距離為62故L2=55(mm) 所以 L2=55（mm)</p><p>　　d)由軸段3與軸承相適合初選一對6009深溝球軸承,d&

58、#215;D×B=45×75×16</p><p>　　故d3=45(mm) 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離為12.5(mm) 故軸段3的長度L3=50(mm)</p><p>　　e)軸段4與齒輪輪轂相適合，使輪轂與套筒緊貼，要略短于輪轂長度L4=47(mm) d4=48(mm) 所以 L4=45(mm) d4

59、=48(mm) </p><p>　　f)軸套取 d5=54(mm) L5=10(mm)</p><p>　　g)軸段6與軸承相適應 d6=52(mm) L6=5(mm)</p><p>　　所以 d7=45(mm) L7=17(mm)</p><p>　　由此初步確定軸的各段長度和直徑</p><p

60、><b>　　輸出軸強度校核</b></p><p><b>　　(1)計算作用力</b></p><p>　　圓周力Ft=2T1/d1=(2×709.77×1000)/200=7097.7(N)</p><p>　　徑向力Fr=Ft×tanα=7097.7×tanα=2555

61、.17(N)</p><p>　　由于直齒輪軸向力 Fa=0</p><p><b>　　(2)從動軸受力</b></p><p>　　支撐點間距離L=50+2×14.5=95(mm)</p><p>　　水平彎矩：RHA=RHB=Ft/2=2555.17/2=1277.59(N)</p><

62、;p>　　MHC=RHB(L/2)=935.85×91/2=42.581 (N.mm)</p><p>　　鉛垂面彎矩：RVA=RVB=Fr/2=681.243/2=340.622(N)</p><p>　　MVC=RVA(L/2)=340.622×91/2=154.983 (N.mm)</p><p>　　合成彎距： T=9.55

63、5;10^6P/n=9.55*10^6*5.53/288=183.373 ()</p><p><b>　　校核危害截面的強度</b></p><p>　　由書P272表14.2 [σ-1b]=60(Mpa)</p><p>　　A=M/W=27.752(Mpa)<[σ-1b]=60(Mpa)</p><p>&l

64、t;b>　　故軸的強度足夠。</b></p><p><b>　　修改軸的結構</b></p><p>　　由于所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改</p><p><b>　　輸出軸運動參數(shù)</b></p><p><b>　　滾動軸承的選擇計算</b>&l

65、t;/p><p><b>　　滾動軸承的選擇：</b></p><p><b>　　主動軸的軸承:</b></p><p>　　考慮軸受力小且主要是徑向力，故選用深溝球軸承</p><p>　　由手冊P236表16-2選取6006深溝球軸承一對GB/T276-1993</p><p&

66、gt;　　壽命計劃：壽命10年雙班制 h預=10×52×40×2=41600(h)</p><p>　　兩軸承受純徑向載荷 fp=1.5</p><p>　　基本額定動載荷 Cr=4.58 (KW)</p><p>　　由書P253 fT=1由球軸承ε=3</p><p>　　Lh=106/60n

67、[fTC/fPP]3=</p><p>　　(106/60×1440)×[(1×4.58×1000)/1.5×834.09]3=554064.31 (h) </p><p>　　由L10h>h預 </p><p><b>　　故軸承壽命合格</b></p><

68、p><b>　　從動軸的軸承:</b></p><p>　　選擇6009深溝球軸承一對GB/T276-1993</p><p>　　基本額定動載荷: Cr=31.5(KW)</p><p>　　由書P253表fT=1 由球軸承ε=3</p><p>　　Lh=106/60n[fTC/fPP]3=</p&g

69、t;<p>　　(106/60×288)×[(1×31.5×1000)/1.5×1021.86]3=5022699.9 (h)</p><p>　　由L10h>h預 </p><p><b>　　故軸承壽命合格</b></p><p><b>　　鍵的選擇&

70、lt;/b></p><p>　?。?）主動軸外伸端d=22(mm) ，考慮鍵在軸外伸端安裝聯(lián)軸器軸孔長L=52(mm)</p><p>　　故由手冊P183表14-21 </p><p>　　（a）選擇鍵的型號和確定尺寸</p><p>　　選C型普通鍵，材料45鋼</p><p>　　鍵寬b=8

71、(mm)，鍵高h=7(mm)</p><p>　　鍵長由書長度系列L=45(mm)</p><p>　?。╞）校核鍵聯(lián)接強度</p><p>　　由鍵，輪轂，軸材料都為45鋼，</p><p>　　[σ]bs=125~150(MPa)</p><p>　　C型鍵工作長度 L=l-b/2=45-4=41(mm)</

72、p><p>　　σjy=4T/dhL=(4×38.194×1000)/22×7×41=26.81(MPa)</p><p>　　由σjy<[σ],則強度足夠，鍵8×45 GB1096-79</p><p>　　（2）從動軸中部d=35(mm), 考慮鍵在軸外伸端安裝 軸段長82 </p><p&

73、gt;　　故由手冊P183 表14-21</p><p>　?。╝）選鍵的型號和確定尺寸</p><p>　　選C型普通鍵，材料45鋼</p><p>　　鍵寬b=10(mm) 鍵高h=8(mm)</p><p>　　由手冊書P184長度系列選鍵長L=70(mm)</p><p>　?。╞）校核鍵聯(lián)結強度</p

74、><p>　　由鍵，輪轂，軸材料都為45鋼， </p><p>　　[σ]bs=125~150(MPa)</p><p>　　A型鍵工作長度L=l-b/2=70-5=65(mm)</p><p>　　σjy=4T/dhL=(4×187.170×1000)/35×8×65=41.136(MPa)</p&

75、gt;<p>　　由σjy<[σ],則強度足夠，鍵10×45 GB1096-79</p><p>　?。?）從動軸中部d=48(mm)考慮鍵在軸中部安裝 軸段長45(mm) </p><p>　　由手冊P183 表14-21 </p><p>　　（a）選鍵的型號和確定尺寸</p><p>　　選A型普

76、通鍵，材料45鋼</p><p>　　鍵寬b=14(mm) 鍵高h=9(mm)</p><p>　　長度系列選鍵長l=36(mm)</p><p>　　（b）校核鍵聯(lián)結強度</p><p>　　L=l-b=36-14=22(mm)</p><p>　　σjy=4T/dhL=(4×187.170×

77、;1000)/46×9×22=82.2(Mpa)</p><p>　　由σjy<[σ]，則強度足夠，鍵14×36 GB1096-79</p><p><b>　　聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　在選擇聯(lián)軸器時，首先應根據(jù)工作條件和使用要求確定聯(lián)軸器的類型，然后再根據(jù)聯(lián)軸器所傳遞的轉矩，轉速和被連接軸

78、的直徑確定其結構尺寸。對于已經(jīng)標準化或雖標準化但有資料和手冊可查的聯(lián)軸器，可按標準或在、手冊中所聯(lián)數(shù)據(jù)選定聯(lián)軸器的型號和尺寸。若使用場合較為特殊，無適當?shù)臉藴事?lián)軸器可供選用時，可按照實際需要自行設計。另外，選擇聯(lián)軸器時有些場合還需要對其中個別的關鍵作必要的驗算。</p><p>　?。?）由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選強性柱銷聯(lián)軸器 由書P271表19-2得k=1.25<

79、;/p><p>　　Tc=kT=1.25×41.25=51.56(N/m)</p><p>　　由機械設計課程設計P250表17-2 選YL5聯(lián)軸器 GB5843-86</p><p>　　軸孔的直徑d=22(mm) 軸孔長度l=52(mm) Y型</p><p>　　(2)由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)

80、濟問題，選強性柱銷聯(lián)軸器 由書P271表19-2得k=1.25</p><p>　　Tc=kT=1.25×40.43=50.53(N/m)</p><p>　　由機械設計課程設計P250表17-2 選YL8聯(lián)軸器 GB5843-86</p><p>　　軸孔的直徑d=35(mm) 軸孔長度l=82(mm) Y型</p><p>

81、　　箱體的主要結構設計計算</p><p>　　(1)箱座壁厚＆=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625(mm) 取＆=8(mm)</p><p>　　(2)箱蓋壁厚＆1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45(mm) ?。?=8(mm)</p><p>　　(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1

82、.5×8=12(mm)</p><p>　　(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12(mm)</p><p>　　(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20(mm)</p><p>　　(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(mm)<取(18mm)>

83、 </p><p>　　(7)地腳螺釘數(shù)目n=4 (因為a<250) </p><p>　　(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5(mm) <取14(mm) > </p><p>　　(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55×

84、 18=9.9(mm) <取(10mm)> </p><p>　　(10)連接螺栓d2的間距L=150-200(mm)</

85、p><p>　　(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(mm)<取(8mm)> </p><p>　　(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(mm) <取(6mm)></p><p>　　(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8(

86、mm)</p><p>　　(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1</p><p>　　(15)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。</p><p>　　(16)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋﹙5～10﹚</p><p>　　(17)齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：＞9.6 (mm) </p>&

87、lt;p>　　(18)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=12 (mm) </p><p>　　(19)箱蓋，箱座肋厚：m1=8(mm),m2=8 (mm) 　</p><p>　　(20)軸承端蓋外徑:D＋﹙5～5.5﹚d3 D～軸承外徑</p><p>　　(21)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3　互不干涉為準，一般取S＝D2

88、.</p><p><b>　　潤滑方式的選擇</b></p><p>　　減速器潤滑方式，潤滑油牌號以及用量，密封方式的選擇</p><p>　　計算線速度由機械設計基礎P238表17-3</p><p>　　由V<12(m/s) 應用浸油潤滑，飛濺潤滑</p><p><b>

89、;　　潤滑油的選擇</b></p><p>　　運動粘度V50=60(mm2/s)</p><p>　　得齒輪間潤滑油選L-CKC68</p><p>　　機械油GB5903-95</p><p>　　最低~最高油面距（大齒輪）10(mm)</p><p><b>　　需用油1L左右</b&

90、gt;</p><p>　　軸承選2L-3型潤滑脂GB7324-1987</p><p>　　用油量為軸承1/3-1/2為空</p><p><b>　　密封選擇</b></p><p>　　a)箱座與箱蓋凸緣接合面的密封</p><p>　　選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法</p>