課程設計--運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器

1、<p>　　（一）、課程設計目的與要求</p><p>　　《機械設計》課程設計是機械設計課程的最后一個教學環(huán)節(jié)，其目的是：</p><p>　　1）培養(yǎng)學生綜合運用所學知識，結合生產實際分析解決機械工程問題的能力。</p><p>　　2）學習機械設計的一般方法，了解和掌握簡單機械傳動裝置的設計過程和進行方式。</p><p>　

2、　進行設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱資料、熟悉標準和規(guī)范。</p><p>　　要求學生在課程設計中</p><p>　　1）能夠樹立正確的設計思想，力求所做設計合理、實用、經濟；</p><p>　　2）提倡獨立思考，反對盲目抄襲和“閉門造車”兩種錯誤傾向，反對知錯不改，敷衍了事的作風。</p><p>　　3）掌握邊畫、邊計算、邊

3、修改的設計過程，正確使用參考資料和標準規(guī)范。</p><p>　　4）要求圖紙符合國家標準，計算說明書正確、書寫工整，</p><p><b>　?。ǘ?、設計正文</b></p><p><b>　　一.設計題目: </b></p><p>　　運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器 </

4、p><p><b>　　二，傳動簡圖</b></p><p><b>　　三，原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　1）螺旋筒軸上的功率P= 1.7 KW;</p><p>　　2) 螺旋筒軸上的轉速n= 30r/min (允許輸送帶速度誤差為±5％)；</p><p&g

5、t;　　3）工作情況：三班制連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；</p><p>　　4) 使用折舊期：10年</p><p>　　5）動力來源：電力，三相交流，電壓380V；</p><p>　　6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。</p><p>　　四，設計工作量要求：</p><p>　　獨立完成設計總裝

6、圖一張,設計計算說明書一份和主要零件工件圖2張</p><p>　　五，傳動方案的總體設計：</p><p>　?。?），擬訂傳動方案：</p><p>　　采用二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用與維護方便。（缺點：結構尺寸稍大）</p><p>　　高速級常用斜齒，低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸承不對稱，要求軸具有

7、較大的剛度。高速級齒輪在遠離轉矩輸入端，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載荷較平穩(wěn)的場合，應用廣泛。傳動比范圍：i = 8 ~ 40</p><p>　?。?），選擇電動機：</p><p>　　由電動機至工作機的總傳遞效率為 η= 122434。</p><p>　　式中各部分效率由設計資料查的：聯(lián)軸器效率1=0.992，閉式齒輪傳動

8、效率2= 0.97（初選七級精度），一對滾動軸承的效率3= 0.99（初選球軸承或圓錐滾子軸承），圓錐齒輪傳動效率4=0.935 。</p><p>　　總效率 η= 122434=0.992*0.972*0.994*0.935=0.838.</p><p>　　電動機所需功率為Pd=Pw／η=1.7／0.838=2.029kw.</p><p>　　選取電

9、動機的轉速為 n = 1000 ，查表16-1 ，取電動機型號為Y112M6，則所選取電動機：</p><p>　　額定功率為2.2KW. 滿載轉速為 n m=940r/min.</p><p>　　（3），.確定傳動裝置的總傳動比及其分配；</p><p>　　i=nm/,nw = 940/30 =31.33. .</p><

10、;p>　　由式（2-6），i=i1i2i3 .式中i1和i2 ，存在i1 =（1.3—1.5）i2 ， 取i1 =1.4 i2 。i3=3.</p><p>　　可求得i1=3.822.i2=2.73.</p><p>　?。?），計算傳動裝置運動和動力參數(shù)：</p><p>　　1，各軸轉速： = </p><p><

11、;b>　　= </b></p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　2，各軸輸出功率：</b></p><p>　　p 1 = pd*0.992=2.013kw</p><p>　　pII=pI*0.97*0.99=1.933kw</p>&

12、lt;p>　　pIII= pII*0.97*0.99=1.856kw</p><p><b>　　3各軸輸出轉矩：</b></p><p>　　同理T2=75.058Nm;T3= 196.745Nm. </p><p>　?。?），設計傳動零件：</p><p>　　1.高速齒輪組的

13、設計與強度校核</p><p>　　選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；</p><p>　　運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）；</p><p>　　材料選擇。由表10—1選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為2

14、80HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　初選小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=3.822*=91.7，取=91。</p><p><b>　　初選螺旋角β=</b></p><p>　　2）按齒面接觸強度設計</p><p><b>　　確定公

15、式內的數(shù)值</b></p><p>　　試選 =1.6，由圖10—30選取區(qū)域系數(shù) =2.433</p><p>　　由圖10—26查得 =0.771 =0.820 所以 =1.591</p><p>　　外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) =0.5*(1+u)* =0.5(1+3.208)*0.4=1.26</p><p>　　

16、查表10—6 得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 </p><p>　　由圖10—21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =550MPa</p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　=60nj=60*940*1*(3*8*300*10)=4.0608*</

17、p><p>　　同理 =10.625* </p><p>　　由圖10—19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.91; =0.97.</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則</p><p>　　= /S=546MPa</p><p&g

18、t;　　= /S=533.5MPa</p><p>　　所以 =（546+533.5）/2=539.75MPa</p><p><b>　　3）計算</b></p><p><b>　　由小齒輪分度圓直徑</b></p><p><b>　　=33.465mm</b>&

19、lt;/p><p><b>　　計算圓周速度</b></p><p>　　v==1.65m/s</p><p><b>　　計算齒寬b及模數(shù)</b></p><p>　　b==33.46mm</p><p><b>　　=</b></p>&l

20、t;p>　　h=2.25*=3.04mm</p><p><b>　　b/h=11.</b></p><p><b>　　計算縱向重合度</b></p><p>　　=0.318tanβ=1.903</p><p><b>　　計算載荷系數(shù) K</b></p>

21、<p>　　已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=1.65m/s ，7級精度，由圖10-8 查得動載系數(shù)=1.09；由表10-4查得</p><p>　　查圖10-13得；查表10-3得</p><p>　　所以 載花系數(shù) K ==2.17</p><p>　　按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　　計算

22、模數(shù)</b></p><p><b>　　圓整為2mm</b></p><p><b>　　按齒根彎曲強度設計</b></p><p><b>　　確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p>&

23、lt;p><b>　　K ==2.06.</b></p><p>　　由縱向重合度=1.903，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.88</p><p><b>　　計算當量齒數(shù)</b></p><p>　?。煌?=100.4.</p><p><b>　　查取齒形系數(shù)</b

24、></p><p>　　由表10-5查得齒形系數(shù)； </p><p>　　應力校正系數(shù)； =1.791</p><p>　　由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p><b>　??； </b></p><p>　　由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；<

25、/p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則</p><p>　??； 同理=241.57MPa</p><p>　　計算大、小齒輪的，并加以比較</p><p>　　=0.01346； =0.0164.</p><p>　　所以,大齒輪的數(shù)

26、值大</p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　　=1.08mm</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù)。于

27、是有</p><p>　　=18； 取=24； 則=u=91</p><p><b>　　.6）計算中心距</b></p><p>　　a=mm 圓整為 119 mm</p><p>　　7）按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。<

28、;/p><p>　　8）計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　mm 同理 =188.324mm</p><p><b>　　9）計算齒輪寬度</b></p><p>　　b==49.7mm 圓整后取 =55mm</p><p>　　10） 高速齒輪組的結構設

29、計</p><p>　　齒根圓直徑為 49.7-2*(1+0.25)*2=44.7mm</p><p><b>　　齒頂圓直徑為 </b></p><p>　　2. 低速齒輪組的設計與強度校核</p><p>　　選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　如前圖六A所示，選用斜齒圓柱

30、齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；</p><p>　　運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）；</p><p>　　材料選擇。由表10—1選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　初選小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒

31、數(shù)為=2.73*=65。</p><p><b>　　初選螺旋角β=</b></p><p><b>　　按齒面接觸強度設計</b></p><p><b>　　確定公式內的數(shù)值</b></p><p>　　試選 =1.6，由圖10—30選取區(qū)域系數(shù) =2.433</p&

32、gt;<p>　　由圖10—26查得 =0.78；=0.86. 所以 =1.64.</p><p>　　外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) =0.5*(1+u)* =0.5(1+2.318)*0.4=0.6638</p><p>　　查表10—6 得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 </p><p>　　由圖10—21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極

33、限為 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =550MPa</p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　=60nj=60*77.628*1*(3*8*300*10)=5.46*</p><p>　　同理 =12.96* </p><p>　　由圖10—19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)

34、 =0.93 =0.95</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則</p><p>　　= /S=558MPa</p><p>　　= /S=522.3MPa</p><p>　　所以 ==540.15MPa</p><

35、;p><b>　　計算</b></p><p><b>　　小齒輪分度圓直徑</b></p><p>　　所以 =53.158mm</p><p><b>　　計算圓周速度</b></p><p>　　v==0.684m/s</p><p>

36、;<b>　　計算齒寬b及模數(shù)</b></p><p>　　b==53.158mm</p><p><b>　　=</b></p><p>　　h=2.25*=4.834mm</p><p>　　b/h=12.124</p><p><b>　　計算縱向重合度<

37、;/b></p><p>　　=0.318tanβ=1.903</p><p><b>　　計算載荷系數(shù) K</b></p><p>　　已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=0.684m/s ，7級精度，由圖10-8 查得動載系數(shù)=1.06；由表10-4查得查圖10-13得；查表10-3得;</p><p>　　所以 載荷系

38、數(shù) K ==2.11.</p><p>　　按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　　計算模數(shù)</b></p><p><b>　　圓整為3mm</b></p><p><b>　　按齒根彎曲強度設計</b></p><p>&l

39、t;b>　　確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　K ==2.02</b></p><p>　　由縱向重合度=2.379，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.8846</p><p><b>　　計算當量齒數(shù)&

40、lt;/b></p><p><b>　　同理 =71.22</b></p><p><b>　　查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由表10-5查得齒形系數(shù)； </p><p>　　應力校正系數(shù)； =1.752</p><p>　　由圖10-20C查得小齒輪的彎

41、曲疲勞強度極限；</p><p>　　由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則</p><p>　?。?同理=257.86MPa</p><p>　　計算大、小齒輪的，并加以比較</p><p>　　=

42、0.01363; =0.01641.</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　　=1.629mm</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根

43、彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3.0mm，已可滿足彎曲強度。</p><p>　　取=24; 則=u=65.</p><p><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　a=mm ; 圓整為 138mm</p><

44、;p>　　按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。</p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　mm ; 同理 =201.655mm</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p>　　b==74

45、.457mm ; 圓整后取 ; =80mm</p><p>　　3．低速齒輪組的結構設計</p><p>　　齒根圓直徑為 66.957mm</p><p><b>　　齒頂圓直徑為 </b></p><p><b>　　4. 校驗傳動比</b></p><p

46、><b>　　實際傳動比為 </b></p><p><b>　　總傳動比 </b></p><p>　　所以傳動比相對誤差為 (31.33-30.8)/31.33=1.7%＜5%.</p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　5．外部圓錐齒

47、輪設計</p><p>　　1）工作機工作環(huán)境為一般機械廠小批量生產，清潔度一般，且暴露在空氣中，需防銹，齒根彎曲強度要高，故取8級精度，軸交角Σ=90的標準直齒錐齒輪傳動。材料為45鋼，調質并氮化處理。且小錐齒輪硬度為280HBS，大錐齒輪硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p><b>　　取小錐齒輪齒數(shù)；</b></p>&

48、lt;p><b>　　故大錐齒輪齒數(shù)；</b></p><p><b>　　按齒根彎曲強度設計</b></p><p><b>　　確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　K ==1.0*1.15*

49、1*2.25=2..5875；</p><p>　　計算當量齒數(shù)Zv1 =19; Zv2=170.763.</p><p><b>　　查得齒形系數(shù)； </b></p><p>　　應力校正系數(shù)； =1.848</p><p>　　由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>&l

50、t;b>　??； </b></p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1.5，則</p><p>&

51、lt;b>　　= </b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　所以 =（540+533.5）/2=536.75MPa</p><p>　　計算大、小齒輪的，并加以比較</p><p>　　=0.01429; =0.01629.</p><

52、;p>　　所以,大錐齒輪的數(shù)值大。</p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　　圓整取m=6;</b></p><p><b>　　平均模數(shù) </b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><

53、;p>　　再查圖10-8 有，故初步取值合適不必修正。由d5=108mm.d6=324mm;所以da1=d1+2m=120mm,</p><p>　　Da6=d6+2m=336mm</p><p>　　六、設計計算箱體的結構尺寸</p><p><b>　　七.軸的設計計算</b></p><p>　　1. 高速

54、軸的設計與計算</p><p>　　列出軸上的功率、轉速和轉矩</p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　求作用在齒輪上的力</b></p><p>　　因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　mm</b>

55、;</p><p>　　而 圓周力 </p><p>　　徑向力 309.7N</p><p><b>　　軸向力 </b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-3，取=120，則</p><p

56、>　　輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如上圖所示。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p>　　查表14-1，考慮到轉矩變化較小，所以取=1.5，則：</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉矩為 </p><p>　　所以，查標準GB/T 5014-1985，選用YL4 凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為4 0Nm。半聯(lián)軸器長

57、L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=40mm</p><p>　　擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出一軸肩，所以取=28mm，，故Ⅰ-Ⅱ段的長度就比稍短一些，現(xiàn)取 =38mm。由聯(lián)軸器知I--II =24 mm; </p><p>　　初步選擇滾

58、動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。由工作要求及=24mm，查GB/T297-1994，選擇7206AC型號，其尺寸為d*D*T=30mm*62mm*16mm，a=16.4mm。故dIII-IV=dVI-VII=30mm，取齒輪距箱體內壁間距為15mm，取lIII-IV=32mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得7206AC型軸承的定位軸肩高為9.5mm，所以 =36mm。</p>&l

59、t;p>　　經過計算知該軸是齒輪軸，軸段V-VI的直徑可不計算，故取=55mm，即為齒輪的寬度。,軸第VI-VII段與軸承配合，考慮齒輪與箱體距離為15mm,故取lVI-VII =44mm. </p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p><b>　　軸向零件的周向定位</b></p><p>　　聯(lián)軸器與軸

60、的周向定位采用平鍵聯(lián)接。，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵8mm*7mm*30mm，聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　查表15-2，取軸端倒角為2 * ，各軸肩處的圓角半徑見前圖。</p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度<

61、/p><p>　　進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為：</p><p><b>　　3.9MPa</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。.</p><p>　　2. 中間軸的設計與計算</p&

62、gt;<p>　　列出軸上的功率、轉速和轉矩</p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　求作用在齒輪上的力</b></p><p>　　因已知中間軸小齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　mm</b></p>&

63、lt;p>　　而 圓周力 </p><p>　　徑向力 734.2N</p><p><b>　　軸向力 </b></p><p>　　同時得考慮高速級齒輪的影響。</p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-3，取

64、=120，則</p><p>　　由最小直徑與軸承配合，選取角接觸球軸承7006AC，其尺寸同上，所以=30mm，I-II段長度由B和擋油環(huán)厚度決定，取=52mm，II-III段安裝小齒輪，取=34mm。</p><p>　　第III-IV段應為一與第II-III段有一軸肩，取dII-III=40mm,lII-III=10mmIV-V段與大齒輪配合，取dIV-V=36mm,lIV-V=48

65、mm,V-VI段與軸承和擋油環(huán)配合，所以dV-VI=30mm,取lV-VI=50mm</p><p><b>　　4）軸的校核計算.</b></p><p>　　進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為：</p><p><b>　　3.9MPa</b></p>

66、<p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。.</p><p>　　3.低速級軸的設計計算</p><p>　　列出軸上的功率、轉速和轉矩</p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　求作用在齒輪上的力</b>

67、</p><p>　　由作用力與反作用力的關系易知</p><p><b>　　圓周力 </b></p><p>　　徑向力 734.2N</p><p><b>　　軸向力 </b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　

68、　選取軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-3，取=120，則</p><p>　　該軸的最小徑顯然與錐齒輪相配合，故取=34mm，錐齒輪靠軸肩定位，故取=40mm，選定圓錐滾子軸承30309，其尺寸為d*D*T=45mm*100mm*27.25mm，第III-IV段與軸承配合，所以dIII-IV=45mm，lIII-IV=50mm，lIV-V段與大齒輪配合，取=48mm。=73mm。大齒輪靠軸肩定位，取=56m

69、m，取=12mm。=52mm, =44mm.另外段與軸承配合，取=45mm，=50mm。</p><p><b>　　軸的校核計算</b></p><p>　　進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為：</p><p><b>　　6.4MPa</b></p>

70、<p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。.</p><p>　　八、選擇滾動軸承及壽命計算</p><p>　　1. 軸I上軸承的校核，</p><p>　　該軸選用軸承為7206AC軸承，其受力圖如下所示</p><p>　　Fae=218.5N,</p>&

71、lt;p><b>　　Fr1==</b></p><p><b>　　Fr2=</b></p><p>　　查表13-7得 Fd1=0.68Fr1=161.092N</p><p>　　Fd2=0.68Fr2=437.6N</p><p>　　所以 Fa1=161

72、.6N</p><p>　　Fa2=161.1+218.5=379.6N</p><p>　　查表13-5，得70000AC軸承e=0.68,</p><p>　　,所以取X=1，Y=0. </p><p>　　，所以取X=1，Y=0.</p><p>　　P1=1.5*236

73、.9=355.4 N </p><p>　　P2=1.5*643.6=965.4N</p><p>　　查表13-4取ff=0.8,查手冊取C=22KN,</p><p><b>　　Lh1=</b></p><p>　　以上軸承的使用壽命均大于兩年，所以選用的軸承合格。</p><p>　　2.

74、 軸II上的軸承校核</p><p>　　該軸選用軸承為7006AC軸承，其受力圖如下所示</p><p>　　Fa2=218.5N, Fa3=510.8N</p><p>　　Fae= Fa3- Fa2=292.3N</p><p>　　Fr1=1593.5N</p><p><b>　　Fr2=1288

75、N</b></p><p>　　查表13-7得 Fd1=0.68Fr1=1046.9N</p><p>　　Fd2=0.68Fr2=875.9N</p><p>　　所以 Fa1=292.3+875.9=1168.2</p><p>　　Fa2= 875.9N</p><p>

76、　　查表13-5，得7006AC軸承e=0.68,</p><p>　　,所以取X=0.41，Y=0.87</p><p>　　，所以取X=1，Y=0.</p><p>　　P1=1.5*（XFr1+YFa1）=0.41*1593.5+0.87*1168.2=1647.5N </p><p>　　P2=1.5*（XFr2+YFa2）=1.5

77、*1288=1932N</p><p>　　查表13-4取ff=0.8,查手冊取C=14.5</p><p><b>　　Lh1=</b></p><p>　　該對軸承的使用壽命均大于兩年，所以選用的軸承合格。</p><p>　　3.軸III上的軸承校核</p><p>　　已知該軸選用圓錐滾子

78、軸承為30309，軸承其受力圖如圖所示</p><p>　　Fae= Fa4- Fa5=7.6N</p><p>　　Fr1==2070.6N</p><p>　　Fr2=9332.4N</p><p>　　查表13-5，得7006AC軸承e=0.68,</p><p>　　Fd1=0.35Fr1=724.7N<

79、/p><p>　　Fd2=0.35Fr2=3266.3N</p><p>　　所以 Fa1=Fd1=724.7N</p><p>　　Fa2= 724.7+7.6=732.3N.</p><p>　　所以 ,所以取X=1，Y=0. </p><p>　　，所

80、以取X=1，Y=0. </p><p>　　P1=1.5*2070.6=3105.9N </p><p>　　P2=1.5*9332.4=13998.6N</p><p>　　查表13-4取ff=0.8,查手冊取C=108</p><p><b>　　Lh1=</b></p><p>　　該對軸

81、承的使用壽命均大于兩年，所以選用的軸承合格。</p><p>　　九、選擇和校核鍵聯(lián)接</p><p><b>　　鍵一的校核</b></p><p>　　1 鍵一與聯(lián)軸器連接，根據(jù)d=24mm,從設計知道書表12-1查得鍵的截面尺寸：b=8mm,h=7mm,由輪轂寬度并參考的鍵的長度要求取L=34mm.</p><p

82、>　　2. 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得敘用積壓應力[σp]=100—120MPa,取平均值</p><p>　　[σp]=110MPa，鍵工作長度l=L-b=26mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=3.5mm,由公式6-1得</p><p><b>　　σp=</b></p><p><b>　　故該

83、鍵是安全的</b></p><p><b>　　鍵二的校核</b></p><p>　　1 鍵二與中間軸大齒輪連接，根據(jù)d=36mm,從設計知道書表12-1查得鍵的截面尺寸：b=10mm,h=8mm,由輪轂寬度并參考的鍵的長度要求取L=40mm.</p><p>　　2. 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得敘用積

84、壓應力[σp]=100—120MPa,取平均值</p><p>　　[σp]=110MPa，鍵工作長度l=L-b=30mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm,由公式6-1得</p><p><b>　　σp=</b></p><p><b>　　故該鍵是安全的</b></p><p>&l

85、t;b>　　鍵三的校核</b></p><p>　　1 鍵三與高速級大齒輪連接，根據(jù)d=34mm,從設計知道書表12-1查得鍵的截面尺寸：b=10mm,h=8mm,由輪轂寬度并參考的鍵的長度要求取L=70mm.</p><p>　　2. 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得敘用積壓應力[σp]=100—120MPa,取平均值</p><

86、;p>　　[σp]=110MPa，鍵工作長度l=L-b=60mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm,由公式6-1得</p><p><b>　　σp=</b></p><p><b>　　故該鍵是安全的</b></p><p><b>　　鍵四的校核</b></p>&l

87、t;p>　　1 鍵四與低速級大齒輪連接，根據(jù)d=48mm,從設計知道書表12-1查得鍵的截面尺寸：b=14mm,h=9mm,由輪轂寬度并參考的鍵的長度要求取L=65mm.</p><p>　　2. 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得敘用積壓應力[σp]=100—120MPa,取平均值</p><p>　　[σp]=110MPa，鍵工作長度l=L-b=51mm,鍵與

88、輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm,由公式6-1得</p><p><b>　　σp=</b></p><p><b>　　故該鍵是安全的</b></p><p><b>　　鍵五的校核</b></p><p>　　1 鍵五與錐齒輪連接，根據(jù)d=34mm,從設計知

89、道書表12-1查得鍵的截面尺寸：b=10mm,h=8mm,由輪轂寬度并參考的鍵的長度要求取L=50mm.</p><p>　　2. 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得敘用積壓應力[σp]=100—120MPa,取平均值</p><p>　　[σp]=110MPa，鍵工作長度l=L-b=50-10=40mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm,由公式6-1得</p

90、><p><b>　　σp=</b></p><p><b>　　故該鍵是安全的</b></p><p><b>　　十、選擇聯(lián)軸器</b></p><p>　　選擇HL1型聯(lián)軸器與電動機和高速級第一根軸相連接。</p><p>　　十一、選擇潤滑方式、潤滑

91、劑牌號及密封件</p><p>　　軸承選擇脂潤滑齒輪選擇油潤滑。</p><p>　?。ㄈ?、設計小結（包括對課程設計的心得、體會設計的優(yōu)缺點及改進意見等）</p><p>　　這次的課程設計，是關于設計《運送原料的螺旋式運輸機用的圓柱齒輪減速器》的內容。在設計過程中，碰到了與以往完全不同的方法及概念；前一部分可能成立的結論用到下一部分內容卻會產生致命的錯誤；我們

92、往往在自認為已經沒有問題的時候，卻碰到了前面認為不是問題的問題。總結起來，我們最大的欠缺就是缺乏一個整體的觀念，常常在不經意中，以偏概全，以局部代替整體。比如，我們設計齒輪時，卻總是忘記了考慮到齒輪中心距的過小會使大齒輪的齒頂圓碰到了配合軸的端面，而這是不允許存在的；有時也會影響凸緣端蓋的外徑的安裝。為此我們吃了不少苦頭，重算了好多次。</p><p>　　另一方面，在這次的設計中，我們用到了大量的經驗公式以及大

93、量取范圍值的數(shù)據(jù)，這讓我們這些在精確公式及數(shù)值下學習成長的學生們頓時產生了無所適從的感覺，取值時往往猶豫不決，瞻前顧后，大大減慢了我們的設計速度。與此同時，我們也發(fā)覺到，對工具書使用的不重視是一個非常嚴重的問題。</p><p>　　在這次的課程設計之后，我個人認為，如果可以把課程設計的時間往前挪挪會更好，最好是在這學期開學時就給我們安排，這樣，我們在學習課程的時候，可以一邊進行設計，雖然在前一部分時間因為所學知

94、識的緣故，我們不可能有太大進展，但我們可以通過設計，了解到學習的內容的目的，運用，帶著問題和明確的學習目的來學習，我想應該可以達到更好的效果。</p><p>　　在這次的設計中，*老師幫助我們從數(shù)據(jù)的海洋中找出了方向，為我們說明了</p><p>　?。ㄋ模?參考資料（包括資料編號、作者、書名、出版單位和出版年月）</p><p>　　《機械設計》（第七版）西北

95、工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著</p><p>　　濮良貴 紀名剛 主編 2001年</p><p><b>　　高等教育出版社出版</b></p><p>　　《機械設計課程設計》（第二版）陳立新 主編</p><p>　　中國電力出版社出版 2004年</p><p&