課程設計--一級減速器螺旋輸送機設計

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　第一章 設計任務書……………………………………………………2</p><p>　　第二章 電機的選擇……………………………………………………3</p><p>　　第三章 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5</p><p>　　第四章 傳動

2、裝置的運動和動力設計…………………………………5</p><p>　　第五章 圓柱斜齒輪傳動的設計………………………………………7 </p><p>　　第六章 軸的設計計算…………………………………………………13</p><p>　　第七章 軸承的設計與校核……………………………………………20</p><p>　　第八章 鍵的選擇和連接

3、………………………………………………25</p><p>　　第九章 聯(lián)軸器的選用…………………………………………………26</p><p>　　第十章 箱體設計………………………………………………………26</p><p>　　第十一章 減速器潤滑密封……………………………………………27</p><p>　　第十二章 設計心得………………

4、……………………………………28</p><p>　　第十三章 參考文獻……………………………………………………29 </p><p><b>　　設計任務書</b></p><p>　　題目：設計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。</p><p>　　工作有輕輕微震動，使用期限8年，生產(chǎn)10臺，兩班制工作。輸送機

5、工作軸轉速的容許誤差為±5%。</p><p>　　原始數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉矩 T=500 N·m </p><p>　　運輸機工作軸轉速 n=120 rpm</p><p><b>　　電機的選擇</b></p><p>　　電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用

6、途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 </p><p>　　2、電動機容量選擇：</p><p>　　螺旋輸送機所需功率：</p><p>　　由式 Pw=T·n/9550 (kw) 得：Pw=500x120/9550=6.28 kw</p><p&

7、gt;　　電動機所需工作功率為：</p><p>　　式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw) </p><p>　　由電動機至輸送機的傳動總效率為：</p><p>　　η總=η１×η?4×η３×η４×η5</p><p>　　根據(jù)《機械設計課程設計》Ｐ34表3-4 式中：η

8、1、η2、η3、η4、η5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。 </p><p>　　取η１=0.99 η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝0.99、η5＝0.93</p><p>　　則：　η總=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93 = 0.85</p><p>

9、;　　所以：電機所需的工作功率：</p><p>　　Pd　=ＰＷ/η總 = 6.28/ 0.85 = 7.39 (kw)</p><p>　　由設計指導書可知，滿足Pe≥Pd條件的系列三相交流異步電動機額定功率Pe應取7.5 KW。</p><p><b>　　3、確定電動機轉速</b></p><p>　　輸送機工作

10、軸轉速為：</p><p>　　nw＝[（1-5%）～（1+5%）]×120r/min</p><p>　?。?5.5～94.5 r/min</p><p>　　根據(jù)《機械設計課程設計》Ｐ10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’=3～６。</p><p>　　取開式圓錐齒輪傳動的傳動比Ｉ１’=２～3

11、。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝ Ｉ’ ×Ｉ１’=６～18。</p><p>　　故電動機轉速的可選范為</p><p>　　Nd’=Ｉa’× nＷ</p><p>　　=(6～18)×120</p><p>　　=720～2160 r/min</p><p>　　則符合這一范圍的同步轉速

12、有：750、1000和1500r/min</p><p>　　根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）</p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。</p><p>　　此選定電動機型號為Y160M-6，其主要性能：</p><p>　　電動機主要外形尺寸：&l

13、t;/p><p>　　第三章 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　　確定傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配</p><p>　　1.1、 傳動裝置總傳動比</p><p>　　由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n</p><p>　　可得傳動裝置總傳動比為：</p><p>

14、　　ia= nm/ nＷ = 960/120=8.08</p><p>　　總傳動比等于各傳動比的乘積</p><p>　　ia=i0×i （式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動和減速器的傳動比）</p><p>　　1.2、分配各級傳動裝置傳動比： </p><p>　　根據(jù)指導書，取i0=2（圓錐齒輪傳動 i=2～3）<

15、;/p><p>　　因為：　　　ia＝i0×i</p><p>　　所以：　　　i＝ia／i0 ＝8.08/2 ＝4.04</p><p>　　第四章 傳動裝置的運動和動力設計</p><p>　　將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為電機軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸i0,i1，......為相鄰兩軸間的傳動比</p><

16、p>　　η01，η12，......為相鄰兩軸的傳動效率</p><p>　　PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率 （KW）</p><p>　　TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉矩 （N·m）</p><p>　　nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉矩 （r/min）</p><p>　　可按電動機軸至工作運

17、動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)</p><p>　　4.1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算</p><p>　?。?）計算各軸的轉速：</p><p>　?、褫S：nⅠ= nm=970（r/min）</p><p>　?、蜉S：nⅡ= nⅠ/ i=970/4.04=240.10r/min</p><p>　　III軸：

18、nⅢ= nⅡ</p><p>　　螺旋輸送機：nIV= nⅢ/i0=240.10/2=120.05 r/min</p><p>　?。?）計算各軸的輸入功率：</p><p>　　Ⅰ軸： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1</p><p>　　=7.4×0.99=7.326（KW）</p><p

19、>　?、蜉S： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3</p><p>　　=7.326×0.99×0.97</p><p>　　=7.035（KW）</p><p>　　III軸： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4</p><p>　　=7.035

20、×0.99×0.99</p><p>　　=6.895（KW）</p><p>　　螺旋輸送機Ⅳ軸：PIV= PⅢ·η2·η5</p><p>　　=6.895×0.93×0.99</p><p>　　=6.348（KW）</p><p>　?。?）計算各軸的

21、輸入轉矩：</p><p>　　電動機軸輸出轉矩為：</p><p>　　Td=9550·Pd/nm</p><p>　　=9550×7.4/970</p><p>　　=72.86 N·m</p><p>　?、褫S： TⅠ= Td·η01= Td·η1</p&g

22、t;<p>　　=72.86×0.99=72.13 N·m </p><p>　　Ⅱ軸：TⅡ= TⅠ·i·η12= TⅠ·i·η2·η3</p><p>　　=572.13 ×4.04×0.99×0.97=279.84 N·m&l

23、t;/p><p>　　III軸：TⅢ= TⅡ·η2·η4=274.27 N·m</p><p>　　螺旋輸送機Ⅳ軸：TIV = TⅢ ·i0·η2·η5=505.04 N·m</p><p><b>　　計算結果匯總表</b></p><p>　　第五章

24、 圓柱斜齒輪傳動的設計</p><p>　　齒輪傳動的適用范圍很廣，傳遞功率可高達數(shù)萬千瓦，圓周速度可達150m／s(最高300m／s)，直徑能做到10m以上，單級傳動比可達8或更大，因此在機器中應用很廣。 </p><p>　　5.1 齒輪參數(shù)計算 </p><p>　　1、選精度等級、材料及齒數(shù) </p><p>　　運輸機為一般工作機

25、器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。</p><p>　　由表10-1選擇小齒輪40C r（調質熱處理）硬度280HBS ，大齒輪45鋼（調質熱處理）硬度240HBS，二者硬度差值為40HBS；</p><p>　　選擇初選螺旋角β=15°，取Z1=20，Z2=Z1×i=24×4.04=80.8 取Z2=81。</p><

26、p>　　2、按齒面接觸強度設計</p><p>　　按式（10-21）試算，即</p><p><b>　　d2t≥</b></p><p>　?。?）確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)kt=1.6。</p><p>　　小齒輪傳遞的轉矩 T1=(95.5×1

27、05P1)/n1=7.213×104 N?mm</p><p>　　查閱圖10-30查得，選取區(qū)域系數(shù)zH=2.435。</p><p>　　查閱圖10-26查得，=0.705, =0.805,則：=+=1.51</p><p>　　查閱P201表10-6可得，材料的彈性影響系數(shù)zE=189.8 齒輪材料為鍛鋼</p><p>　　

28、查閱P205表10-7可得，選取持寬系數(shù)=1</p><p>　　查閱P206式10-13可得，計算應力循環(huán)次數(shù)N=60njLh</p><p>　　j 為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；n為齒輪轉速；Lh為齒輪的工作壽命。</p><p>　　N2=2.235×109/4.04=5.532×108</p><p>　

29、　查閱圖10-19可得，接觸疲勞壽命系數(shù)kHN1=0.9，kHN2=0.95</p><p>　　查閱圖10-21d可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa</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)s=1《機械零件設計手冊》</p><p&

30、gt;　　==0.9×600＝540 Mpa</p><p>　　==0.95×550＝522.5 Mpa</p><p>　　[σH]=(540+522.5)/2=531.25Mpa</p><p><b>　　計算</b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式d1t≥得d1t

31、=52.45mm</p><p><b>　　計算圓周速度</b></p><p>　　v===2.66 m/s</p><p>　　計算齒寬b及模數(shù)mnt.</p><p>　　b=φdd2t=1×52.45=52.45mm </p><p>　　mnt===2.53mm</p&

32、gt;<p>　　h=2.25mnt=2.25×2.53=5.693mm</p><p>　　=52.45/5.693=9.21</p><p><b>　　計算縱向重合度</b></p><p>　　=0.318×1×20×=1.704</p><p><b&

33、gt;　　計算載荷系數(shù)k</b></p><p>　　查閱資料可得使用系數(shù)kA=1，根據(jù)v=2.66m/s，7級精度，</p><p>　　查閱圖10-8可得動載荷系數(shù)kv=1.11，</p><p>　　查閱表10-4可得， =1.42，</p><p>　　查閱圖10-13可得，</p><p>　　查

34、閱表10-3可得，</p><p><b>　　計算動載荷系數(shù)</b></p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由試（10-10a）得，</p><p>　　d1=d1t=52.45= 58.41mm</p><p><b>　　計算模數(shù)mn</b></p><

35、;p><b>　　mn==</b></p><p><b>　　按齒根彎曲強度設計</b></p><p><b>　　由式（10-17）</b></p><p><b>　　mn≥</b></p><p><b>　　確定計算參數(shù)<

36、/b></p><p>　　由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限=380Mpa</p><p>　　由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，KFN1=0.82，KFN2=0.86</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＝1.3，由式10-12得：</p&

37、gt;<p>　　[σF]1==315.38 Mpa</p><p>　　[σF]2===251.38 Mpa</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)k。</b></p><p>　　根據(jù)縱向重合度εβ＝1.704，查閱圖10-28可得，螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.875。</p><p><b>

38、　　計算當量齒數(shù)。</b></p><p><b>　　==22.19</b></p><p><b>　　==89.88</b></p><p><b>　　查取齒形系數(shù)。</b></p><p>　　由表10-5可得：YFa1=2.80，YFa2=2.218&l

39、t;/p><p><b>　　查取應力校正系數(shù)。</b></p><p>　　由表10-5可得：Ysa2=1.55，Ysa2=1.771</p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較</p><p>　　Yfa1Ysa1/[σF]1</p><p>　　Yfa2Ysa2/[σF]2</p>

40、;<p>　　比較后得大齒輪的數(shù)值大。</p><p><b>　?。?）設計計算</b></p><p>　　mn≥=1.86mm</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)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，則取mn＝2mm，已滿足彎曲疲勞強度。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

41、圓直徑d1=52.45 mm來計算應有的齒數(shù)。于是由</p><p>　　Z1===25.33mm</p><p>　　取z2=25，則z2=i·z1=4.04×25=101。</p><p><b>　　5.幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　中心矩</b><

42、;/p><p>　　a===130.44 mm</p><p>　　圓整中心矩 a=131mm</p><p>　　按圓整中心矩修正螺旋角</p><p>　　β=arccos= arccos=15.88°</p><p>　　因β值改變不多，故參數(shù)、、zH等不必修正。</p><p>　

43、　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　d1===51.98mm</p><p>　　D2===210mm</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p>　　b==1×51.98=51.98mm</p><p>　　圓整后取 B1=55mm，B2=50mm&

44、lt;/p><p><b>　　斜齒輪傳動參數(shù)表</b></p><p>　　第六章 軸的設計計算</p><p>　　6.1 減速器輸入軸（I軸）</p><p>　　6.1.1 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選用40C r調質，硬度280HBS</p><p>

45、;　　軸的輸入功率為PI=7.236 KW</p><p>　　轉速為nI=970r/min</p><p>　　de≥ （c取115）</p><p>　　連接聯(lián)軸器，有一根鍵，則dm=de×1.05=22.47×1.05=23.59mm</p><p>　　初選彈性柱銷聯(lián)軸器 TL5(T=125N·m,L=6

46、2mm),則最小軸徑dm取25mm</p><p>　　6.1.2 軸的結構設計</p><p>　　由于齒根圓直徑df＜3dm所以高速軸采用齒輪軸設計。</p><p>　　1）零件裝備如下圖：</p><p>　　2）確定軸各段直徑和長度</p><p>　　左起第一段與TL5(T=125N·m,L=62

47、mm)彈性柱銷聯(lián)軸器連接，軸徑d1=25mm軸長L1=60mm;</p><p>　　左起第二段，軸向定位彈性柱銷聯(lián)軸器，d2=d1+2×(2--3)=29--30mm因必須符合軸承密封元件的要求，經(jīng)查表，取=30mm。箱體結構未知，L2待定；</p><p>　　齒輪采用對稱安裝，則有L4=B1=55mm,d4=da=55.98mm,圓整，取值d4=56mm;</p>

48、;<p>　　旋轉構件應距離箱體15mm，則齒輪距箱體15mm，距離軸承20mm,L5=4mm。軸承初選7207AC（d×D×B=35×72×17 mm），則L3=L6=32mm,d3=35mm,d5=40mm</p><p><b>　　效果如下圖所示：</b></p><p>　　6.1.3 校核軸的強度<

49、;/p><p>　　3.1 按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算簡圖如圖所示</p><p>　　圖中 b=c=43.5mm a=121mm(初取L2) T=72.13 N·m </p><p>　　(1)確定作用在軸上的載荷：</p><p><b>　　圓周力 Ft=</b></p><p&

50、gt;<b>　　徑向力 Fr=</b></p><p>　　軸向力 Fa= Fttgβ=2775.30×tg15.88°=789.52N</p><p>　　確定支點反作用力及彎曲力矩</p><p>　　水平面中的計算簡圖如圖6.1a所示。</p><p><b>　　支承反力 &l

51、t;/b></p><p>　　FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×2775.30=1387.65 N</p><p>　　截面Ⅰ-Ⅰ的彎曲力矩</p><p>　　MIH=FRBH b=1387.65×41.2=60362.775N·mm</p><p>　　垂直面中的計算簡圖如圖6.1b所示。&

52、lt;/p><p><b>　　支承反力 </b></p><p><b>　　FRBV=</b></p><p><b>　　FRCV=</b></p><p>　　截面Ⅰ-Ⅰ的彎曲力矩</p><p>　　M´IH =FRBV·b=

53、760.96×43.5=33060N·mm</p><p>　　M´´IH =FRCV·c=289.24×43.5=12581.94N·mm</p><p><b>　　合成彎矩（圖1c）</b></p><p>　　M´WI =N·mm</p&g

54、t;<p>　　M´´WI= N·mm</p><p><b>　　軸上的扭矩</b></p><p>　　T=72130 N·mm</p><p>　　畫出軸的當量彎矩圖，如圖6.1e所示。從圖中可以判斷截面Ⅰ-Ⅰ彎矩值最大，而截面Ⅱ-Ⅱ承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。</p

55、><p>　　計算截面Ⅰ-Ⅰ、截面Ⅱ-Ⅱ的直徑</p><p>　　已知軸的材料為40C r（調質熱處理）,其σB=750MPa；[σ-1b]=70MPa，</p><p>　　[σ0b]=120MPa。則 </p><p>　　70/120=0.58</p><p>　　截面Ⅰ-Ⅰ處的當量彎矩</p>&l

56、t;p><b>　　N·mm</b></p><p>　　截面Ⅱ-Ⅱ處的當量彎矩</p><p><b>　　N·mm</b></p><p>　　故軸截面Ⅰ-Ⅰ處的直徑</p><p>　　dⅠ=mm 滿足設計要求；</p><p>　　軸截面Ⅱ

57、-Ⅱ處的直徑</p><p><b>　　dⅡ=mm </b></p><p>　　有一個鍵槽，則增大5%得19.06mm，也滿足設計要求。</p><p><b>　　圖6.1</b></p><p>　　6.2 減速器輸出軸（Ⅱ軸）</p><p>　　6.2.1 初步

58、確定軸的最小直徑</p><p>　　選用45調質鋼，硬度217--255HBS</p><p>　　軸的輸入功率為PI=7.035 KW</p><p>　　轉速為nI=240.10r/min</p><p>　　de≥ （c取115）</p><p>　　擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示：</p>&

59、lt;p>　　6.2.2確定軸各段直徑和長度</p><p>　　①右起第一段，從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ40mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×TⅡ=1.3×279.84=363.79N·m，查標準GB/T 5014—1985，選用TL7型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=110mm；</p>&

60、lt;p>　?、谟移鸬诙?，考慮密封要求，d2取45mm，L2待定；</p><p>　　③右起第三段，初選7210AC(d×D×B=50×90×20),d3=50mm,L3=43.5mm</p><p>　?、苡移鸬谒亩?，安裝齒輪，d4=55mm,L4=B2-2=50-2=48mm</p><p>　　⑤右起第五段，定

61、位齒輪的軸肩，d5=60mm,L5=7.5mm</p><p>　　⑥右起第六段，d6=d3=50,L6=34</p><p>　　3.1 按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算</p><p>　　根據(jù)上例高速軸的分析，低速軸的受力情況跟高速軸的一樣，只是里的大小有所變化，所以還是用高速軸的模型進行設計計算。受力簡圖還是一樣，如下圖所示：</p><

62、p>　　圖中 b=c=41.2mm a=120mm(初取L2) T=279.84 N·m </p><p>　　(1)確定作用在軸上的載荷：</p><p>　　大齒輪分度圓直徑d2=210mm</p><p><b>　　圓周力 Ft=</b></p><p><b>　　徑向力 Fr=

63、</b></p><p>　　軸向力 Fa= Fttgβ=2665.14×tg15.88°=758.18N</p><p>　　確定支點反作用力及彎曲力矩</p><p>　　水平面中的計算簡圖如圖6.2a所示。</p><p><b>　　支承反力 </b></p>&l

64、t;p>　　FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×2665.14=1332.57N</p><p>　　截面Ⅰ-Ⅰ（安裝大齒輪）的彎曲力矩</p><p>　　MIH=FRBH b=1332.57×41.2=54901.884N·mm</p><p>　　垂直面中的計算簡圖如圖6.2b所示。</p><p

65、><b>　　支承反力 </b></p><p><b>　　FRBV=</b></p><p><b>　　FRCV=</b></p><p>　　截面Ⅰ-Ⅰ的彎曲力矩</p><p>　　M´IH =FRBV·b=1510.44×41.

66、2=62230.13 N·mm</p><p>　　M´´IH =FRCV·c=-416×41.2=-17175.04 N·mm</p><p><b>　　合成彎矩（圖1c）</b></p><p>　　M´WI =N·mm</p><p&g

67、t;　　M´´WI= N·mm</p><p><b>　　軸上的扭矩</b></p><p>　　T=279840 N·mm</p><p>　　畫出軸的當量彎矩圖，如圖6.2e所示。從圖中可以判斷截面Ⅰ-Ⅰ彎矩值最大，而截面Ⅱ-Ⅱ(安裝聯(lián)軸器)承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。</p>

68、;<p>　　計算截面Ⅰ-Ⅰ、截面Ⅱ-Ⅱ的直徑</p><p>　　已知軸的材料為45（調質熱處理）,其σB=650MPa；[σ-1b]=60MPa，</p><p>　　[σ0b]=102.5MPa。則 </p><p>　　60/102.5=0.6</p><p>　　截面Ⅰ-Ⅰ處的當量彎矩</p><p

69、><b>　　N·mm</b></p><p>　　截面Ⅱ-Ⅱ處的當量彎矩</p><p><b>　　N·mm</b></p><p>　　故軸截面Ⅰ-Ⅰ處的直徑</p><p><b>　　dⅠ=mm </b></p><p&g

70、t;　　有一個鍵槽，則增大5%得33.06mm＜55mm 滿足設計要求；</p><p>　　軸截面Ⅱ-Ⅱ處的直徑</p><p><b>　　dⅡ=mm </b></p><p>　　有一個鍵槽，則增大5%得31.88mm，也滿足設計要求。</p><p><b>　　圖1</b></p&g

71、t;<p>　　第七章 軸承的設計與校核</p><p>　　7.1高速軸軸承的設計與校核</p><p>　　查《機械設計課程設計》P193可知角接觸球軸承7207AC的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。根據(jù)設計條件，軸承的預期壽命為：</p><p>　　1、求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2</p><p>　　將軸系部

72、件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-1。</p><p>　　圖7-1 高速軸軸承的受力分析圖</p><p><b>　　已知小齒輪上的力：</b></p><p><b>　　圓周力 Ft=</b></p><p><b>　　徑向力 Fr=</b&g

73、t;</p><p>　　軸向力 Fa= 789.52N</p><p>　　小齒輪分度圓直徑d=51.98</p><p>　　-Fr1v=289.24N</p><p>　　2、求兩軸承的計算軸向力Fs1和Fs2</p><p>　　對于7207AC型軸承，查設計指導書可知軸承內部軸向力Fs=0.68Fr，其判斷

74、系數(shù)e=0.68，因此可估算</p><p><b>　　因為 ＞Fs1</b></p><p>　　所以軸承1“壓緊”，軸承2“放松”，故</p><p><b>　　Fa1=</b></p><p>　　求軸承的當量動載荷P1和P2</p><p>　　由表16-11分別

75、進行查表得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為</p><p>　　軸承1：X1=0.41,</p><p><b>　　軸承2：</b></p><p>　　因軸承運轉中有輕微載荷，按表16-8和表16-9，fp=1.0，。則</p><p><b>　　4、驗算軸承壽命</b></p><

76、;p>　　因為，所以按軸承1的受力大小驗算，ζ=3</p><p>　　而軸承的預期壽命為：，。滿足設計要求。</p><p>　　7.2低速軸軸承的設計與校核</p><p>　　查《機械設計課程設計》P193可知角接觸球軸承7210AC的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。根據(jù)設計條件，軸承的預期壽命為：</p><p>　　1、求兩軸

77、承受到的徑向載荷Fr1和Fr2</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-2</p><p>　　圖7-2 低速軸軸承的受力分析圖</p><p><b>　　已知大齒輪上的力：</b></p><p><b>　　圓周力 Ft=</b></p&

78、gt;<p><b>　　徑向力 Fr=</b></p><p>　　軸向力 Fa=758.18N</p><p>　　大齒輪分度圓直徑d=210mm</p><p>　　-Fr1v=-460.24N</p><p>　　2、求兩軸承的計算軸向力Fs1和Fs2</p><p>　

79、　對于7210AC型軸承，查設計指導書可知軸承內部軸向力Fs=0.68Fr，其判斷系數(shù)e=0.68，因此可估算</p><p><b>　　因為 ＞Fs2</b></p><p>　　所以軸承1“壓緊”，軸承2“放松”，故</p><p><b>　　Fa1=</b></p><p>　　求軸承的當

80、量動載荷P1和P2</p><p>　　由表16-11分別進行查表得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為</p><p>　　軸承1：X1=0.41,</p><p><b>　　軸承2：</b></p><p>　　因軸承運轉中有輕微載荷，按表16-8和表16-9，fp=1.0，。則</p><p><

81、;b>　　4、驗算軸承壽命</b></p><p>　　因為，所以按軸承1的受力大小驗算，ζ=3</p><p>　　而軸承的預期壽命為：，。滿足設計要求。</p><p>　　第八章 鍵連接的選擇和校核</p><p>　　高速軸連接聯(lián)軸器處鍵</p><p>　　輸入軸外伸端直徑d=25mm，考

82、慮到鍵在軸末端處安裝，根據(jù)《機械設計課設設計》表9-14中，選單圓頭普通C型平鍵bh=8mm7mm。鍵長L=56mm。</p><p>　　選擇45鋼，則其擠壓強度公式為，并取，，則其工作表面的擠壓應力為</p><p>　　由表6-2查得可知，當載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應力，，故連接能滿足擠壓強度要求。</p><p>　　安裝低速軸與大齒輪連接處的鍵</p&g

83、t;<p>　　直徑d=55mm,考慮到鍵在軸中部安裝，根據(jù)《機械設計課設設計》表9-14中，選圓頭普通A型平鍵，鍵bhL=16mm10mm45mm。選擇45鋼， ，則其工作表面的擠壓應力為</p><p>　　當載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應力，，故連接能滿足擠壓強度要求。</p><p>　　安裝低速軸與聯(lián)軸器連接處的鍵</p><p>　　選用單圓頭普通

84、C型平鍵，根據(jù)齒處軸的直徑為d=40mm，根據(jù)《機械設計課設設計》表9-14中，查得鍵的截面尺寸為鍵，鍵長取L=110mm。</p><p>　　鍵、軸和輪轂的材料都是剛，其許用應力，鍵工作長度l=L-b/2=104mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度</p><p>　　由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，，所以連接能滿足擠壓強度要求。</p><p>　　第九章 聯(lián)軸器的選用

85、</p><p>　　聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用。</p><p><b>　　聯(lián)軸器的選擇原則：</b></p><p>　?、俎D矩T： T↑，選剛性聯(lián)軸器、無彈性元件或有金屬彈

86、性元件的撓性聯(lián)軸器； T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器；</p><p>　?、谵D速n：n↑，非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器；</p><p>　?、蹖χ行裕簩χ行院眠x剛性聯(lián)軸器，需補償時選撓性聯(lián)軸器；</p><p>　?、苎b拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器；</p><p>　?、莪h(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸

87、器；</p><p>　?、蕹杀荆和葪l件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯(lián)軸器；</p><p>　　半聯(lián)軸器的材料常用45、20Cr鋼，也可用ZG270—500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC一45HRC。聯(lián)軸器應有罩殼，用鋁合金鑄成。</p><p><b>　　第十章 箱體設計</b></p><p>　　減速器箱

88、體的各部分尺寸表</p><p>　　第十一章 減速器潤滑密封</p><p><b>　　一.潤滑方式</b></p><p>　?。?）齒輪但考慮成本及需要，在這里選用浸油潤滑。</p><p>　?。?）軸承采用脂潤滑</p><p>　　二.潤滑油牌號及用量</p>&l

89、t;p>　?。?）齒輪潤滑選用150號機械油（GB 443-1989）最低—最高油面距（大齒輪）10---20mm，需要油量1.5L左右。</p><p>　?。?）軸承潤滑選用2L-3型潤滑脂（GB 7324--1987）用油量為軸承間隙的1/3—1/2為宜。</p><p><b>　　三.密封形式</b></p><p>　?。?）

90、箱座與箱蓋凸緣接合面的密封，選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。</p><p>　?。?）觀察孔和油孔等處接合面的密封，在與機體間加石棉橡膠紙、墊片進行密封。</p><p>　?。?）軸承孔的密封，悶蓋和透蓋作密封與之對應的軸承外部，軸的外伸端與透蓋間的間隙，選用半粗半毛氈加以密封。</p><p>　　（4）軸承靠近機體內壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸

91、承內部。</p><p>　　第十二章 設計心得</p><p>　　這次關于帶式運輸機上的一級圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的設計工作打下了堅實的基礎。</p><p>　　完成這次設計雖然不容易，然而，

92、我卻從這段時間內讓我學到了許多實際知識，我感到確實受益匪淺。其中我感受最深的是以下幾點：</p><p>　　1、機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《公差與配合》、《制圖實用軟件》、《機械工程材料》、《機械零件設計手冊》等于一體。</p><p>　　2、 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;

93、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。</p><p>　　3、 在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設備的設計打下了寬

94、廣而堅實的基礎。</p><p>　　4、 本次設計得到了xx老師和同學們的細心幫助和支持。衷心的感謝大家的指導和幫助。</p><p>　　5、 由于自身能力有限，設計不可能很完善，設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。</p><p><b>　　第十三章 參考文獻<

95、/b></p><p>　　[1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，席偉光編，2003年第一版</p><p>　　[2] 《機械設計基礎（第五版）》，高等教育出版社，楊可楨，程光蘊，李仲生主編，2006年5月第五版；</p><p>　　[3]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001年7月第七版；</p><

96、;p>　　[4]《機械零件簡明設計手冊》，兵器工業(yè)出版社，楊黎明主編，1992年2月第一版；</p><p>　　[5]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；</p><p>　　[6]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編</p><p>　　[7]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2