機械設計課程設計(帶式輸送機傳動裝置的設計)

1、<p>　　機械設計課程設計說明書</p><p>　　院 系：機械工程學院</p><p><b>　　班 級：</b></p><p><b>　　姓 名： </b></p><p><b>　　學 號：</b></p>&l

2、t;p>　　2012年5月18日</p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　第一部分 設計任務書---------------------------------------------3</p><p>　　第二部分 傳動裝置的總體設計-------------------------------------3&

3、lt;/p><p>　　第三部分 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算---------------------------5</p><p>　　第四部分 傳動零件的設計計算-------------------------------------6</p><p>　　第五部分 軸的設計計算---------------------------------------

4、----18</p><p>　　第六部分 減速器的附件-------------------------------------------32</p><p>　　第七部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)-----------------------------------------36</p><p>　　第八部分 潤滑油及潤滑方式的選擇---------------

5、------------------37</p><p>　　第九部分 密封及密封的選擇---------------------------------------38</p><p>　　總結(jié)-------------------------------------------------------------39</p><p>　　參考文獻-------

6、--------------------------------------------------39</p><p>　　第一部分 設計任務書</p><p>　　設計題目： 帶式輸送機傳動裝置的設計。</p><p><b>　　1.已知條件</b></p><p>　?。?）機器功用 由輸送帶傳送機器的零、部

7、件；</p><p>　　（2）工作情況 單向運輸，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35°C；</p><p>　　（3）運動要求 輸送帶運動速度誤差不超過5%；滾筒傳動效率為0.96；</p><p>　?。?）使用壽命 8年，每年350天，每天16小時；</p><p>　?。?）動力來源 電力拖動，三相交流

8、，電壓380/220V；</p><p>　?。?）檢修周期 半年小修，二年中修，四年大修；</p><p>　　（7）生產(chǎn)規(guī)模 中型機械廠，批量生產(chǎn)。</p><p>　　2.設計數(shù)據(jù)：詳見下表</p><p>　　電機同步轉(zhuǎn)速1000r/min:</p><p><b>　　3.要求：</b&g

9、t;</p><p>　　完成傳動裝置的計算。</p><p>　　完成各零件的設計、選擇計算。</p><p>　　認真計算和制圖，保證計算正確。</p><p>　　第二部分 傳動裝置的總體設計</p><p><b>　　一、傳動方案</b></p><p>　　設計

10、要求：卷筒直徑D=350mm，牽引力F=3200N，運輸帶速度V=0.5m/s，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平衡，空載啟動，使用年限8年，每年使用350天，每天16小時，運輸帶的速度誤差允許5%。</p><p>　　減速器采用二級圓柱齒輪減速器</p><p><b>　　總體布局如圖所示</b></p><p><b>　　電機</b

11、></p><p><b>　　傳送帶</b></p><p><b>　　減速器</b></p><p><b>　　聯(lián)軸器</b></p><p><b>　　輪</b></p><p><b>　　傳送帶<

12、;/b></p><p><b>　　軸承（六個）</b></p><p><b>　　二、電動機的選擇</b></p><p>　　1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器）。</p><p>　　2、電動機功率選擇：</p><p>　　

13、（1）傳動裝置的總功率：（查指導書表1-7）</p><p>　　=0.99=0.833</p><p>　　卷筒所需要的有效效率</p><p>　　所需電動機功率：KW </p><p><b>　　滾筒軸轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　?。?）確定電動機的型號</p>&l

14、t;p>　　根據(jù)指導書12—1表中Y型電動機數(shù)據(jù)選擇：</p><p>　　因為在設計任務書中必須選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機，1.921<2.2所以選擇Y112M—6型電動機</p><p>　　三、計算總傳動比及分配各傳動比</p><p><b>　　總傳動比：；</b></p><p>　

15、　分配傳動裝置的傳動比</p><p>　　由指導書P5及P196可知 </p><p>　　第三部分 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算</p><p>　　1、 各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min）</p><p>　　高速軸一的轉(zhuǎn)速 =940r/min</p><p>　　中間軸二的轉(zhuǎn)速 </p>

16、<p>　　低速軸三的轉(zhuǎn)速 </p><p>　　滾筒軸四的轉(zhuǎn)速 </p><p>　　2、 各軸的輸入功率 P(kW)</p><p>　　高速軸一的輸入功率 </p><p>　　中間軸二的輸入功率 </p><p>　　低速軸三的輸入功率 </p><

17、;p>　　3、 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N·m）</p><p>　　高速軸一的輸入轉(zhuǎn)矩 T1=9550P1/n1=21.46 N.m</p><p>　　中間軸二的輸入轉(zhuǎn)矩 T2=9550P2/n2=109.41 N.m</p><p>　　低速軸三的輸入轉(zhuǎn)矩 T3=9550P3/n3=414.05 N.m</p>

18、;<p>　　滾筒軸四的輸入功率 </p><p>　　滾筒軸四的輸入轉(zhuǎn)矩 T4=9550P4/n4=405.76 N.m</p><p>　　根據(jù)以上數(shù)據(jù)列出各軸的傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表</p><p><b>　　傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表</b></p><p>　　第四部分 傳動零件的設計計算&l

19、t;/p><p><b>　　一、帶的設計與計算</b></p><p>　　1、確定計算功率，選取V帶型號：</p><p><b>　　查表得</b></p><p><b>　　=940r/min</b></p><p>　　由圖8—11可選 A型（

20、機械設計 第八版）</p><p>　　2、確定帶輪的基準直徑 驗證帶速v</p><p>　　由表8—6和8—8 取小帶輪的基準直徑=118mm</p><p>　　= i =3* =354mm</p><p>　　根據(jù)表8—8， 取整=355mm</p><p>　　5<5.80<30m/s 故

21、帶速合適。</p><p><b>　　3、初定中心距</b></p><p><b>　　由式 </b></p><p>　　366.5mm946mm 故=500mm</p><p>　　4、初算帶的基準長度</p><p>　　2+(+)+(-)/

22、 </p><p>　　=2500+(118+355)+(355-118)/4500= 2023.46 </p><p>　　由表8—2，選取帶的基準長度=2000mm </p><p><b>　　5、實際中心距</b></p><p><b>　　中心距可調(diào)整，則</b

23、></p><p>　　=+(-)/2=500+(2000-2023.46)/2=488mm </p><p><b>　　取=400</b></p><p>　　考慮到安裝調(diào)整和補償初拉力需要，中心距調(diào)整余量為</p><p>　　則中心距的取值范圍為470~560mm，</p

24、><p><b>　　6、小帶輪包角 </b></p><p>　　= </p><p><b>　　= 能滿足要求。</b></p><p><b>　　7、計算V帶根數(shù)z</b></p>&l

25、t;p>　?。?）計算單根V帶的額定功率</p><p>　　由表8—4a得=1..06KW 8—4b得=0.11KW</p><p>　　由表8—5得，由表8—2得</p><p><b>　　==1.02KW</b></p><p>　?。?）計算V帶的根數(shù)z</p><p><

26、b>　　z 取3根</b></p><p>　　8、作用在帶輪軸上的力</p><p>　　由表8—3得A帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以</p><p><b>　　F=166N</b></p><p>　　壓力軸的最小值為 F2Z F</p><p>　　

27、二、齒輪的設計與計算</p><p>　　4.2.1 高速級傳動斜齒圓柱齒輪的設計計算</p><p>　　1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1)選用斜齒圓柱齒輪傳動</p><p>　　2)運輸機為一般工作機器，速度不高，由有機設書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）</p><p

28、>　　3)材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)</p><p><b>　　5）初選螺旋角</b></p><p>　　2、按齒面接觸強度設計</p>

29、<p>　　由設計計算公式（10-9a）進行試算，即</p><p>　　(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p><b>　　1)試選載荷系數(shù) </b></p><p>　　2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　3)由表10-7選取齒寬系數(shù) </p><p>　　4)由

30、表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) </p><p>　　5)由圖10-21d按齒面硬度查得：</p><p>　　小齒輪的接觸疲勞強度極限；</p><p>　　大齒輪的接觸疲勞強度極限；</p><p>　　6)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) </p><p>　　7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命

31、系數(shù) </p><p>　　8)計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得:</p><p><b>　　= </b></p><p>　　9)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)</p><p>　　10)由圖10-26查得 則： (2）計算<

32、/p><p>　　1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數(shù)值：</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　2)計算圓周速度v</b></p><p><b>　　3)計算齒寬b</b></p><p>　　4)計算齒寬與齒高比b/h<

33、/p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p><b>　　齒高 </b></p><p>　　5)計算縱向重合度 </p><p><b>　　6)計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)，7級精度，由圖10-8（機設書）查得動

34、載系數(shù)</p><p>　　由表10-2查得使用系數(shù)</p><p><b>　　因斜齒輪，假設 。</b></p><p><b>　　由表10-3查得 </b></p><p>　　由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 </p><p>　　由b/h

35、=10.53, 查圖10-13得,故載荷系數(shù)</p><p>　　7)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</p><p><b>　　8)計算模數(shù)m</b></p><p>　　3、按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式（10-17）得彎曲強度的設計公式為</p><

36、p>　　確定公式內(nèi)各計算數(shù)值</p><p>　　1)計算載荷系數(shù) </p><p>　　2)根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) </p><p><b>　　3)計算當量齒數(shù)</b></p><p>　　4)查取齒形系數(shù) </p><p>　　由表10-5查得

37、 </p><p>　　5)查取應力較正系數(shù)</p><p>　　由表10-5查得 </p><p>　　6)由圖10-20c查得</p><p>　　小齒輪的彎曲疲勞強度極限 </p><p>　　大齒輪的彎曲疲勞強度極限 </p><p>　　7)由圖10-1

38、8取彎曲疲勞壽命系數(shù) </p><p>　　8)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,由式（10-12）得</p><p>　　9)計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　(2)

39、設計計算：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.09mm并就近圓整為標準值，但為了同時滿

40、足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有的齒數(shù) ，于是有：</p><p>　　小齒輪齒數(shù) 取</p><p><b>　　大齒輪齒數(shù) </b></p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。</p><p><

41、b>　　4、 幾何尺寸計算</b></p><p><b>　?。?）計算中心距</b></p><p>　　將中心距圓整為97mm</p><p>　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因 值改變不多，故、、等不必修正</p><p>　?。?）計算大、小齒

42、輪的分度圓直徑</p><p><b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　取 ，</b></p><p><b>　?。?）驗算</b></p><p><b>　　，合適</b></p><p>　　4.

43、2.2低速級減速齒輪設計</p><p>　　1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1)選用斜齒圓柱齒輪傳動</p><p>　　2)運輸機為一般工作機器，速度不高，有機設書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）</p><p>　　3）材料選擇：由機設書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為2

44、80HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)</p><p><b>　　5）初選螺旋角</b></p><p>　　2、按齒面接觸強度設計</p><p>　　由設計計算公式（10-21）進行試算，即</p>

45、<p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1)試選載荷系數(shù) </p><p>　　2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 </p><p>　　3)由表10-7選取齒寬系數(shù) </p><p>　　4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) </p><p>　　5)由圖10-21d按齒面硬度查

46、得：</p><p>　　小齒輪的接觸疲勞強度極限；</p><p>　　大齒輪的接觸疲勞強度極限；</p><p>　　6)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) </p><p>　　8)計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　

47、取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得:</p><p>　　9)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) </p><p>　　10)由圖10-26查得 則： </p><p><b>　?。?）計算</b></p><p>　　1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數(shù)值：</p><p><b>　　=

48、</b></p><p><b>　　2)計算圓周速度v</b></p><p><b>　　3)計算尺寬b</b></p><p>　　4)計算尺寬與齒高比b/h</p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p><b&

49、gt;　　齒高 </b></p><p>　　5)計算縱向重合度 </p><p><b>　　6)計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)，7級精度，由圖10-8（機設書）查得動載系數(shù)</p><p>　　由表10-2查得使用系數(shù)</p><p><b>　　斜

50、齒輪，假設</b></p><p><b>　　由表10-3查得</b></p><p>　　由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 </p><p>　　由b/h=10.53，查圖10-13得，故載荷系數(shù)</p><p>　　7)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

51、</p><p><b>　　8)計算模數(shù)m</b></p><p>　　3、按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式（10-17）得彎曲強度的設計公式為</p><p>　　(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1)計算載荷系數(shù) </p><p>　　2

52、)根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) </p><p><b>　　3)計算當量齒數(shù)</b></p><p>　　4)查取齒形系數(shù) </p><p>　　由表10-5查得 </p><p>　　5)查取應力較正系數(shù)</p><p>　　由表10-5查得

53、</p><p>　　6)由圖10-20c查得</p><p>　　小齒輪的彎曲疲勞強度極限 </p><p>　　大齒輪的彎曲疲勞強度極限 </p><p>　　7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) </p><p>　　8)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系

54、數(shù)S=1.4，由式（10-12）得</p><p>　　9)計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p><b>　　(2)設計計算：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　

55、對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.83mm并就近圓整為標準值,但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有齒數(shù)，于是有：</p><p><b>　　小齒輪齒數(shù) 取<

56、/b></p><p>　　大齒輪齒數(shù) 取</p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。</p><p><b>　　4、幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　(1)計算中心距</b></p&g

57、t;<p>　　將中心距圓整為128mm</p><p>　　(2)按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因 值改變不多，故、、等不必修正</p><p>　　(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　(4)計算齒輪寬度</b></p><p><

58、b>　　取 , </b></p><p><b>　　(5)驗算</b></p><p><b>　　，合適</b></p><p>　　第五部分 軸的設計計算</p><p><b>　　一 高速軸的設計</b></p><p>&l

59、t;b>　　選擇軸的材料</b></p><p>　　由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理.</p><p>　　初步計算軸的最小直徑</p><p>　　用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應力確定軸徑d，計算公式： ，選用40Cr調(diào)質(zhì)鋼，查機設書P370表15-3，得</p>

60、<p>　　在第一部分中已經(jīng)選用的電機Y112M—6,D=28。</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　因為此段上要開鍵槽，故要擴大3%來增加強 則mm </p><p>　　1）、 考慮到軸承蓋得裝卸問題</p><p>　　2）、 因齒輪為斜齒輪則軸

61、承受徑向力和軸向力作用，高速級轉(zhuǎn)速較高，載荷一般，故選用角接觸球軸承7007AC，，故 ，</p><p>　　3）、當直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承受軸向力時，則相鄰直徑變化要大些，故，</p><p>　　4）、由于第五段上軸的直徑和此段上齒輪的直徑相差不大，故采取直接</p><p>　　在軸上加工齒輪的加工制造方式 </p&g

62、t;<p>　　5）軸徑變化僅為了裝配方便或區(qū)別加工表面時，不承受軸向力也不固定軸上零件的，則相鄰直徑變化較小，即 </p><p>　　3、確定軸向圓角和倒角尺寸</p><p>　　參照機設書P365表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑見軸的零件圖，選軸的直徑尺寸公差m6。</p><p>　　4、（5）、求軸上的載荷</p>

63、<p><b>　　小齒輪分度圓直徑</b></p><p>　?。?）、按彎矩合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)P373式（15-5）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，故取α=0.6,軸的計算應力</p><p><b>　　其中&l

64、t;/b></p><p>　　前面以選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。</p><p>　　(7)、精確校核軸的疲勞強度</p><p><b>　　1）、判斷危險截面</b></p><p>　　由軸的結(jié)構(gòu)圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知齒輪左端截面5因加工齒

65、輪有尺寸變化，引起應力集中，故該截面左側(cè)需校核驗證</p><p><b>　　2)、截面左側(cè) </b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p>　　截面左側(cè)的彎矩M為：</p>

66、<p><b>　　截面上的扭矩為：</b></p><p><b>　　截面上的彎曲應力：</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)應力：</b></p><p>　　軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機設書P362表15-1查得：</p><p>　　

67、截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機設書P40附表3-2查取</p><p>　　因 經(jīng)插入后得：</p><p>　　又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 </p><p><b>　　則： </b></p><p>　　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) </p>

68、;<p>　　軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量 </p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式3-12及3-14b得綜合系數(shù)為：</p><p>　　合金鋼的特性系數(shù) 取</p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　則可計算安全系數(shù)</b>&

69、lt;/p><p><b>　　， 故可知其安全</b></p><p><b>　　二 中速軸的設計</b></p><p><b>　　1、選擇軸的材料</b></p><p>　　該軸選取45鋼,調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　2、初步計算軸的最小直徑

70、</p><p>　　根據(jù)表15-3，取，于是根據(jù)公式有</p><p><b>　　選定</b></p><p><b>　　第一段軸的長度</b></p><p><b>　　3、軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案

71、，經(jīng)分析比較，選用如下方案：</p><p>　?。?）各軸的直徑和長度</p><p>　　1)根據(jù)，選用角接觸球軸承7208AC，尺寸</p><p>　　得mm，為了使齒輪3便于安裝，故取，</p><p>　　2)第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的齒寬略小所以，由指導書得，</p>

72、<p>　　3)第五段軸和第二段軸直徑相同，</p><p>　　（3）軸上零件的軸向定位</p><p>　　軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與擋油環(huán)定位，齒輪采用擋油環(huán)與軸肩定位；選軸的直徑尺寸公差m6。</p><p>　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參照表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑為1mm&l

73、t;/p><p><b>　　（5）求軸上的載荷</b></p><p><b>　　1）求軸上的力</b></p><p><b>　　已知</b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點位置時，應從手冊中查取a的值，對于7208AC型角接觸

74、球軸承，由指導書查得a=23mm，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖可以看出兩齒輪中心截面受彎矩較大，分別計算兩截面處的力與矩：</p><p>　　（6）、按彎矩合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)機設書P373式（15-5）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，故取α=0.6

75、,軸的計算應力 </p><p><b>　　其中</b></p><p>　　前面已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。</p><p>　?。?)、精確校核軸的疲勞強度</p><p><b>　　1）、判斷危險截面</b&g

76、t;</p><p>　　由軸的結(jié)構(gòu)圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知兩齒輪中間軸肩處截面3和4因軸肩尺寸變化，引起應力集中，又截面3受彎矩等大于截面4，故可只校核截面3左面：</p><p><b>　　2)、截面左側(cè) </b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p&

77、gt;<b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p>　　截面左側(cè)的彎矩M為：</p><p><b>　　截面上的扭矩為：</b></p><p><b>　　截面上的彎曲應力：</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)應力：</b>&l

78、t;/p><p>　　軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機設書P362表15-1查得：</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機設書P40附表3-2查取</p><p>　　因 經(jīng)插入后得：</p><p>　　又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 </p><p><b&g

79、t;　　則： </b></p><p>　　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) </p><p>　　軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量 </p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式3-12及3-14b得綜合系數(shù)為：</p><p>　　合金鋼的特性系數(shù) 取</p><p&

80、gt;<b>　　取</b></p><p><b>　　則可計算安全系數(shù)</b></p><p><b>　　故可知其安全</b></p><p><b>　　三 低速軸的設計</b></p><p><b>　　1、選擇軸的材料</b

81、></p><p>　　該軸同樣選取45鋼,調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　2、初步計算軸的最小直徑</p><p>　　根據(jù)表15-3，取，于是根據(jù)公式有</p><p><b>　　選定</b></p><p>　　初選聯(lián)軸器HL4，初定軸的最小直徑</p><p&g

82、t;<b>　　3、軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案：</p><p>　　（2）各軸的直徑和長度</p><p>　　1）聯(lián)軸器采用軸肩定位，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度為，為了保證半聯(lián)軸器軸向的可靠定位，故取</p><p>　　因軸承受

83、徑向力和軸向力作用大，轉(zhuǎn)速較小，載荷大，故選用角接觸球軸承7012AC，，故,為了便于齒輪安裝，為了使齒輪有較好的軸向定位，取， 軸承，為了便于安裝，，其他長度由軸1和軸2的計算方法求得</p><p>　?。?）軸上零件的軸向定位</p><p>　　軸承采用凸緣式端蓋和擋油環(huán)來定位，齒輪軸向定位則采用軸肩與擋油環(huán)定位，選軸的直徑尺寸公差m6。</p><p>　

84、?。?）確定軸向圓角和倒角尺寸</p><p>　　參照表，去軸端倒角，各軸肩處圓角半徑為1mm</p><p>　?。?）求軸上的載荷 </p><p><b>　　1）求軸上的力</b></p><p><b>　　已知</b></p><p>　?。?）按彎矩合成應力校

85、核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)機設書P373式（15-5）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，故取α=0.6,軸的計算應力</p><p><b>　　其中</b></p><p>　　前面已選定軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安

86、全。</p><p>　　第六部分 減速器的附件</p><p><b>　　1、高速軸的附件</b></p><p>　　1)選用鍵的系列 </p><p>　　選用直徑尺寸公差h6</p><p>　　2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接

87、觸高度，由式6-1得：</p><p><b>　　，所以合適</b></p><p>　　（2）、軸承壽命的校核</p><p>　　1)已知軸承的預計壽命 L=2×16×350×8=89600h</p><p>　　由所選軸承系列7007AC，查指導書P122表知額定動載荷C=19.0K

88、N</p><p>　　2)求兩軸承受到的徑向載荷</p><p>　　3)求兩軸承的計算軸向力</p><p>　　對于70000AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有：</p><p><b>　　于是軸向力為：</b></p><p><b>　　4)當量動載荷P</

89、b></p><p><b>　　因 </b></p><p>　　由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：</p><p>　　軸承1 </p><p>　　軸承2 </p><p>　　因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則：

90、</p><p><b>　　5)驗算軸承壽命</b></p><p>　　因 ，所以按軸承2的受力大小來驗算，則：</p><p>　　所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7007AC</p><p><b>　　2、中速軸的附件</b></p><p><b&

91、gt;　　（1）、鍵的校核</b></p><p><b>　　小齒輪：</b></p><p>　　1)選用鍵的系列 選用直徑尺寸公差h6</p><p>　　2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得：</p><p><b>

92、　　，所以合適</b></p><p><b>　　大齒輪：</b></p><p>　　1)選用鍵的系列 選用直徑尺寸公差h6</p><p>　　2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得：</p><p><b>　　，所以合

93、適</b></p><p><b>　?。?）軸承的校核</b></p><p>　　1)已知軸承的預計壽命 L=2×16×350×8=89600h</p><p>　　由所選軸承系列7208AC，查指導書P123表知額定動載荷C=35.2KN</p><p>　　2)求兩軸承受

94、到的徑向載荷</p><p>　　3)求兩軸承的計算軸向力</p><p>　　對于70000AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有：</p><p><b>　　于是軸向力為：</b></p><p><b>　　4)當量動載荷P</b></p><p><b

95、>　　因 </b></p><p>　　由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：</p><p>　　軸承1 </p><p>　　軸承2 </p><p>　　因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則：</p><p><b>　

96、　5)驗算軸承壽命</b></p><p>　　因 ，所以按軸承1的受力大小來驗算，則：</p><p>　　所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7208AC</p><p><b>　　低速軸的附件</b></p><p><b>　　（1）鍵的校核</b></p>

97、<p><b>　　齒輪與軸：</b></p><p>　　1）選用鍵的系列 選用直徑尺寸公差h6 </p><p>　　2）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材查得許用應力，取，鍵的工作長度，鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度，則有：</p><p><b>　　，所以合適</b></p><p>

98、;<b>　　軸與聯(lián)軸器相連的鍵</b></p><p>　　3）選用鍵的系列選用直徑尺寸公差h6</p><p>　　4）鍵的工作長度，鍵與輪轂、槽的接觸高度，則有：</p><p><b>　　，所以合適</b></p><p>　?。?） 軸承壽命的計算</p><p&g

99、t;　　1)已知軸承的預計壽命 L=2×8×350×16=89600h</p><p>　　由所選軸承系列7212AC，查指導書P123表知額定動載荷C=36.2KN</p><p>　　2)求兩軸承受到的徑向載荷</p><p>　　3)求兩軸承的計算軸向力</p><p>　　對于70000AC型軸承，按表1

100、3-7，軸承派生軸向力，則有：</p><p><b>　　于是軸向力為：</b></p><p><b>　　4)當量動載荷P</b></p><p><b>　　因 </b></p><p>　　由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：</p>

101、<p>　　軸承1 </p><p>　　軸承2 </p><p>　　因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則：</p><p><b>　　5)驗算軸承壽命</b></p><p>　　因 ，所以按軸承2的受力大小來驗算，則：</p><p&

102、gt;　　所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7212AC</p><p>　　第七部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)</p><p><b>　　箱體尺寸:</b></p><p><b>　　機座壁厚 </b></p><p><b>　　機蓋壁厚 </b></p>

103、<p><b>　　機座凸緣厚度 </b></p><p><b>　　機蓋凸緣厚度 </b></p><p><b>　　機座底凸緣厚度 </b></p><p><b>　　地腳螺釘直徑 </b></p><p><b>　　地腳

104、螺釘數(shù)目</b></p><p>　　機蓋與機座連接螺栓直徑</p><p><b>　　窺視孔蓋螺釘直徑 </b></p><p><b>　　定位銷直徑</b></p><p>　　大齒輪頂園與內(nèi)機壁距離 </p><p>　　齒輪端面與內(nèi)機壁距離 <

105、/p><p>　　第八部分 潤滑油及潤滑方式的選擇</p><p><b>　　傳動件的潤滑：</b></p><p>　　對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動零件設計部分可知傳動件的圓周速度遠遠小于12m/s，所以采用浸油潤滑，為此箱體內(nèi)需有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不小于30～50mm,此

106、減速器為40mm。選用標準號為SH0357-92的普通工業(yè)齒輪油潤滑，裝至高速級大齒輪齒根圓以上、低速級大齒輪三分之一半徑R以下。</p><p><b>　　軸承的潤滑：</b></p><p>　　由前面?zhèn)鲃蛹O計部分知道齒輪圓周速度小于2m/s,故對軸承采用潤滑脂潤滑，為此在軸承旁裝有擋油環(huán)以防止?jié)櫥魇?。采用牌號?的鈣基潤滑脂（GB491-87）。<

107、/p><p>　　第九部分 密封及密封的選擇</p><p>　　軸承端蓋于軸間的密封：</p><p>　　由于傳動件的圓周速度小于3m/s,故可由指導書P58選擇密封形式為粗羊毛氈封油圈密封。</p><p>　　機蓋與機座聯(lián)接處的密封：</p><p>　　為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封的可靠性，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬

108、度，聯(lián)接表面應精刨，其表面粗糙度應不大于12.5。</p><p><b>　　總結(jié)</b></p><p>　　機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)，通過三周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械方面有關(guān)各個零部件的有機結(jié)合有了深刻的認識。</p><p>　　由于在設計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免

109、會出現(xiàn)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件時可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準確。</p><p>　　在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，通過這次設計再次熟悉了AUTOCAD繪圖軟件和microsoft word文字處理軟件，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解

110、決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結(jié)。</p><p>　　本次設計由于有參考指導書，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。</p><p><b>　　【參考文獻】</b></p><p>　　馬希青、蘇夢想、趙

111、月羅主編《機械制圖》中國礦業(yè)大學出版社</p><p>　　濮良貴、紀名剛《機械設計》（第八版） 高等教育出版社 2006年</p><p>　　孫桓、陳作模、葛文杰《機械原理》（第七版） 高等教育出版社 2006年</p><p>　　單輝祖《材料力學》 （第二版）</p><p>　　廖年釗、古瑩庵、莫雨松、李碩根、楊興駿編著《互換性與技