鏈式運輸機傳動裝置設計

1、湖南工業(yè)大學課程設計任務書20082009 學年第1 學期機械工程 學院（系、部）機械設計制造及自動化 專業(yè) 062班級課程名稱： 機械設計課程設計設計題目： 鏈式運輸機傳動裝置設計 完成期限：自2008 華12 月 15日至 2009 年 1月 _日共 2 周內(nèi)容及任務)00 邸 動li+)00 o 0©勾 專殳 ;6 數(shù)502用 傳鎖 張張n bicnvsd/he-b 俯血量裝作明 主力如徑三5y務總圖作機工說 蝦引 直：土任的作工速件計 計牽度圓件塞計統(tǒng)工計減零設 設鏈速節(jié)條誤設系件設 厶 u 壯| 人匕.k rt ftv jz x)z '爺迫孔竹說 '因箜 &

2、#39; 1 2 3 -運輸鏈工允二傳及三進度安排主要參考資料指導教師（簽字）：年 月 日系（教研室）主任（簽字）:起止日期:學 生班學成指導教機械設計課程設計設計說明書鏈式運輸機傳動裝置設計2008年 12月15 日至2009_年1 月2 日姓名曹交平級機設06-2號 06405100212績（簽字）機械工程學院（部）2009年1月2日目錄一、設計要求(5)二、選擇電動機的類型(6)三、v帶的選擇 (7)四、傳動裝置運動和動參數(shù)的計算(9)五、齒輪的設計(10)六、軸的設計(18)七、軸承的校核(26)八、鍵的選擇及校核(27)九、箱體結構的設計 (28)十、潤滑與密封(29)十一、課程設計

3、總結(30)十二、參考文獻(30)鏈式運輸機的傳動裝置設計任務書一設計要求一、傳動裝置簡圖鏈式運輸機的傳動裝置如圖(1):動力及傳動裝置二、 原始數(shù)據(jù)鏈式運輸機的傳動裝置原始數(shù)據(jù)如下表題號運動鏈牽引力f/kn傳輸速度v(m/s)鏈輪節(jié)圓直徑d/mm1050.6280三、工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤 差為鏈速度的±5%。傳動方案：展開式兩級圓柱齒輪減速器展開式兩級圓柱齒輪減速器二選擇電動機的類型。按工作要求選擇y型三相異步電動機，電壓為380v。（一）選擇電動機容量。電動機所需的工作功率為nd億fvp =kwrw 1000w根據(jù)鏈

4、式運輸機工作機的類型，可取工作機效率w = 0.97 o傳動裝置的總效率二刀:4查第10章中表102機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定個部分效率為：聯(lián)軸器 效率葉=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）=0.99，閉式齒輪傳動效率3 = 0.97 ,v帶傳動效率耳嚴代入得"=099 x099'x097*°96 = 0.868所需電動機的功率為fv1000叨5000x0.61000x0.97x0.868kw = 3.56kw因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率億略大于pd即可，由第19章表19-1所示y系列 三相異步電動機的技術參數(shù)，選電動機的額定功率航為4kw.（-）確定電動機轉

5、速.鏈輪軸工作轉速為60xl000v60x1000x0.6,n = 41r/min兀.d龍x280兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為8-40,又由于v帶的傳動比推薦值為 25,可取v帶的傳動比0=2.5,則總傳動比范圍匸=20100,故電動機轉速的可 選范圍為n/ = in = （20 100）x41 = 820 4100r/min符合這一范圉的同步轉速有1000r/min, 1500r/min,3000r/min,方案電動機型號額定功 率kw同步轉 速滿載轉 速總傳動比1y132m1-64100096023.412y112m-441500144035.123y112m-24300028907

6、0.48由于是三班制，且使用年限達10年，對電動機的使用性能要求較高，同時電動機的成 本也相應的高岀很多的，故選電動機型號為y132ml-6o三v帶的選擇(1) 確定計算功率pea = pka由于要求是三班制，使用10年，并且載荷平穩(wěn)，根據(jù)機械設計課本表弘7可以 查得而 p=3.56kw,可得計算機功率 p a=1.2x3.33=4.27kwo(2) 選擇v帶帶型根據(jù)計算可得計算功率是4.27kw,小帶輪轉速是電動機的轉速960r/min,查課本圖 8-11可知道v帶的帶型是a型的。(3) 初選小帶輪的基準直徑并驗算帶速v由于帶速不宜過低或者過高，一般在v=525m/s,驗證初選小帶輪的基準直

7、徑是滿足要 求的。v=2 n nr/60000 =5.03 即 5 < v (25根據(jù)帶型參考表8-6和表8-8可以確定僅當小帶輪的基準直徑么門=100mm可以滿足要求。計算大帶輪的基準直徑d(l2 = zo 禹=2.5 x 100=250mm(4) 確定中心距a,并選擇v帶的基準長度厶根據(jù)帶傳動總體尺寸的限條件或者要求的中心距，0.7 (右+2)w&w2即可得到245w%w700,現(xiàn)在初選a)=300mm,乙嚴爲+兀()/2+()( d2-de )/(4)2 11680,根據(jù)得到的數(shù)據(jù)和課本表8-2可以確定帶的基準長度乙=1120mm。計算實際中心距aa do+1/2(厶打 l

8、d. )=276mm考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊 的需要，中心距的變化范圍為260290mm。(5) 驗算小帶輪上的包角afaa 180°-57.3°xjj2jjl =148.85 ° >90 °a(6) 計算帶的根數(shù)z1) 計算單根v帶的額定功率匕。由 d(ll= 100mm 和 m二960i7min,查表 84a 得 po=o. 95kw根據(jù) ni=960r/min, i0=2. 5 和 a 型帶,查表 84b 得p°=0 llkwo 查表8-5得ka=0. 92，表8-2得=0. 91,于是

9、p,-=(po+ap0) xkaxki 二(0.95+0. 11) x0. 92x0. 91kw =0.8874kw2) 計算v帶的根數(shù)z。p 4 0z= = 4.39 pr 0.91所以取5根。(7) 計算單根v帶的初拉力的最小值(f0) min由表8-3的a型帶的單位長度質(zhì)量q=0. lkg/m,所以(fo)min = 500 x +qv2ecc (2.5 0.92)x4?=500 x + 0x 5.030.92x5x5.03= 139 .n應使帶的實際初拉力f0>(f0)min(8) 計算壓軸力叫壓軸力的最小值為(fp)min=2z(f0)misin(-)2=2x5x139. lx

10、sin(148,85 )2=1339. 92n帶型小帶輪直徑(mm)中心距(mm)根數(shù)小帶輪包角(。)a100276514& 85(9) 總傳動比的計算和各級傳動比的分配由于選放方案1,則j =- = 960/41 = 23.41該方案為倆級同軸式圓柱齒輪減速器，選取傳動比為/, = 3.06 ,2 = 3.06四傳動裝置運動和動參數(shù)的計算1、各軸轉速卅 ” = 960/7 min , yi - 384r / minion產(chǎn)至=125.49"min ,加=冬= 41r/min =n lolli0i1i22、各軸輸入的功率電動機軸 pf = 3.56kwp、= p j2 = 3

11、.56x0.96x0.99 = 3.38wph = p 刀42打2 3.38x0.96x0.99x0.97x0.99 = 3.25kwpz = p山畀廣，'2kw工作軸 p = ph7 = 3.09ew3、各軸的輸入轉矩t z = 9550乙=35.4in mt = t 刀 l, = m( nn,4tn = t訕廣 252.30n m幾=t間廣 748.87n m工作軸卩=刀| = 741.38n加綜上有下表軸號功率p/kw轉矩t（n 加）轉速(r/min)電動機 軸3.5635.41960i軸3.3887.4384ii軸3.25252.29125.49iii軸3.12748.8741

12、工作軸3.09741.3841效率傳動比10.962.50.973.060.973.060.991五齒輪的設計題目要求：三班制，使用年限為10年，設計年使用h為350天連續(xù)單向運轉，載荷 平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的±5%。選取圖中的兩個大齒輪相等，兩小齒輪也相等1選定論類型，精度等級，材料及齒數(shù)。a、齒輪選直齒圓柱齒輪。b、運輸機一般為工作機器，速度不高，故選用精度為7級。c、材料選擇。由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為12cr2ni4（滲碳后淬火），碩度 為320hbs,大齒輪材料為20cr2ni4 （滲碳后淬火）硬度為350hbs,二者材料碩 度差為30hb

13、sod、選小齒輪數(shù)zi = 20,則大齒輪齒數(shù)為z2 = 3.06x20 = 61.2取z2 = 61°1、按齒而接觸強度設計，由機械設計設計計算公式（10-9a）進行計算，即d、2.32x3kt、u± / e1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a、試選載荷系數(shù)匕=13。b 小齒輪傳遞的轉矩 7, = 9550000 x 3.38/384 = 87400/v mmc、由機械設計表107選取齒寬系數(shù)0 = 1。d、由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限(thv =620mpa,w-z h liml大齒輪的接觸疲勞強度極限o恤2 = 620mhz。ie、由機械設

14、計表106查得材料的彈性影響系數(shù)z/r = 188a/.f、計算應力循環(huán)次數(shù)。= 60% 丿乙= 60x384x1x(3x8x350x10) = 1.94x10"1.94x10°&n 產(chǎn)g、由機械設計圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)匕備= 0.98, khn2 = l05。h、計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數(shù)s=l,由如 =*加6 訕=ogg x 620 = 607.6mpa (jh1 = k2(j 葉 2 = 1 05 x 620 = 65 mpa- s2)、計算。a、試算小齒輪分度圓直徑廠 代入/丿中較小的值。力 n 2.3201*1h v 0“、e

15、2= 2.32x31.3x87400 4.06 z 188."(1 mm = j5./3mm3°6(620 丿b計算圓周速度v。v = 7lx55.73x384 = 1 12m/5 60x100060x1000c、計算齒寬b.b = 0 dt = 1x55.73 = 55.73mm模數(shù)mt = =z1557320=2.79 mm齒高h = 2.25 嘰=2.25x2.79 = 6.27 mm比5553 =?88h 6.27e、計算的載荷系數(shù)根據(jù)v=1.12m/s, 7級精度，由機械設計圖108查得動載荷系數(shù)v = 0.92；直齒輪,kha = kfa=1 s由機械設計表10

16、-2,查得使用系數(shù) 匕= 1.00；由機械設計表10-4,用查值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時, 總 t 420；由 % = 8.88,圖 1013,得 kf 廠'35；故載荷系數(shù) k = kakvkhakhp = 1x0.92x1x1.42 = 1.3064f、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由=55.s2mmg、計算模數(shù) m。 m = dl = 2.79mmz】203) 、按齒根彎曲強度設計。彎曲強度的設計公式為加羽巴壟(乙乙) 0 z；6】a、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。(1) 、由機械設計圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限(jm = 500mpa ,大齒輪

17、的彎曲疲勞強度極限(jasompa o(2) 、由機械設計圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)產(chǎn)0.94, fv2 = 0.92；(3) 、計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4,由機械設計式1012得k fnq fe = 094x500 = 33571mpa" s1.4_1 _ k fn2(7"fe2f2c0.92x4801.4= 315.43mpo(4) 、計算載荷系數(shù)k。k 球厶匕 ju"x092x1x1.35 = 1.242(5) 、查齒形系數(shù)。由機械設計表10-5,查得丫= 2.80；匕花"。(6) 、查取應力校正系數(shù)。由機械設計表10-5

18、,查得ysul = i.55； y5f/2 = 1.73o(7) 、計算大、小齒輪的厶n并加以比較。匕必,2.80x1.55 =o.oi293血“335.71ymyq = 238xl.73 =0(h305 ；大齒輪的數(shù)值大。<tf2315.43b、設計計算m >2x1.242x87400収202xo.01293 = 1.9mm對此計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根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?？扇∮蓮澢鷱姸人?得的模數(shù)1.91mm并就近圓整為

19、標準值m=2.0mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d| = 55.827”7 ,算出小齒輪齒數(shù) zi = " = 55.82/2.0u 28 ,大齒輪齒數(shù)zr = 3-06x28 - 86 o這樣設計岀的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度, 并作到結構緊湊，避免浪費。4) 、兒何尺寸計算a、計算分度圓的直徑- 28x2.0 = 56/n md產(chǎn) mzi 86x2.0 = 172mmb、計算屮心距 a = z + z = 114mm2c、計算齒輪寬度 b = （f） d、= %mm取/ = 56咖，5）、綜上有下表小齒輪大齒輪齒數(shù)2886齒全高h4.54.5齒頂

20、圓直徑血60176分度圓直徑d56172齒根圓肓徑d“51167中心距a1146）、結構設計及繪制齒輪零件圖。2、第二級齒輪材料和前一級一樣，e、齒輪選直齒圓柱齒輪。f、運輸機一般為工作機器，速度不高，故選用精度為7級。g、材料選擇。由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為12cr2ni4（滲碳后淬火），硬度 為320hbs,大齒輪材料為20cr2ni4（滲碳后淬火），硬度為350hbs,二者材料硬度 差為30hbsoh、選小齒輪數(shù)z廣40,則大齒輪齒數(shù)為= 3.06x40 = 122.4,取z2 = 122 o3、按齒面接觸強度設計，由機械設計設計計算公式（10-9a）進行計算，即2絲空（ ze

21、）b齒輪的扭轉力矩1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a、試選載荷系數(shù)匕= 1.3。7, = 9550000x3.25/125.49 = 252290n mmc、由機械設計表107選取齒寬系數(shù)0 = 1。620mpa ,d、由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限vz hliml大齒輪的接觸疲勞強度極限（jhvm2 = 620mpaoe、由機械設計表106查得材料的彈性影響系數(shù)ze = lmpalf、計算應力循環(huán)次數(shù)。q=厶 =60x125.49x1x(3x8x350x10) = 6.32x10鳥 0 =2.06x10*g、由機械設計圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)爲v| = 0.

22、93, km"%h、計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數(shù)s=l,由=j'qmi = 0.93x620 = 576.6mpa恥6血=0.95x620 = 589 mpa2）、計算。a、試算小齒輪分度圓直徑d“，代入/中較小的值。心2材斜和亠爲v 帶（薦）28"b計算圓周速度voc、計算齒寬bh © dx 1x83.28 = 83.28mm模數(shù)嚀分竽= 2.082如齒高 h = 2.25m( = 2.25x2.082 = 4.6845mmizb 83.28比一= 17.777h 4.6845e、計算的載荷系數(shù)根據(jù)v=0.55m/s, 7級精度，由機

23、械設計圖108查得動載荷系數(shù)=1.03；直齒輪，kha = kfa = i;由機械設計表10-2,查得使用系數(shù) 層= l00；由機械設計表10-4,用查值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時, £“ = 1.428；由 % = 17.777 ,查圖 1013 ,得 £ = 1.33 ；故載荷系數(shù)k = kak.khakh, = 1x0.912x1x1.428 = 1.302336f、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由 產(chǎn)仇x抵= 83.33呦g、計算模數(shù) m。m = "" = 2.0s3mmz. 403）、按齒根彎曲強度設計。彎曲強度的設計

24、公式為m>3pl（z）d、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。（1）、由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限（7/z= 5qqmpa ,大齒輪的彎曲疲勞強度極限6卜二=450mpg o （2）、由機械設計圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)£加= 0.88,比陽2 = 0.91；（3）、計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4,由機械設計式10-12得 k fnqfei s0.88x500_l4-= 3l4.2smpa0.91x450ta -= 292.5mpa(4) 、計算載荷系數(shù)k。k = £ a f= h°912 兀hl .33 = 1.213(5

25、) 、查齒形系數(shù)。由機械設計表10-5,查得丫= 2.40； 丫歸=21624。(6) 、查取應力校正系數(shù)。由機械設計表10-5,查得丫加= 1.67； y5</2 = 1.8079 o(7) 、計算大、小齒輪的厶厶并加以比較。6y刖丫&八二 ctf.7 = 2 1629279 =0-013381；大齒輪的數(shù)值大。b、設計計算m >2x1.213x252290ix402x0.013381 =1.723加加對此計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根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

26、與齒輪宜徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關?？扇∮蓮澢鷱姸人?得的模數(shù)1.723并就近圓整為標準值m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d = 66.3=mm ,算出小齒輪齒數(shù) z二"1二*3.33/2 = 41 ,大齒輪齒數(shù)z2 = 3.06x41 "25。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, 并作到結構緊湊，避免浪費。4) 、幾何尺寸計算a、計算分度圓的直徑 £ = mz = 2x41 = 82m/?7di mzi 2x125 = 250m/77e、計算中心距八車匹166mf、計算齒輪寬度 b =（!）d=r2rmn 取= 82

27、加加，3=87mm。5）、綜上有下表小齒輪大齒輪齒數(shù)41125齒全高h4.54.5齒頂圓直徑d “86254分度圓直徑d82250齒根圓直徑d«77245中心距a1666）、結構設計及繪制齒輪零件圖。六軸的設計、軸ii設計計算對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結構和尺寸設 計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質(zhì)及軸的轉速有關。已知：電動機功率pd=3.56kw,轉速m=960r/min,齒輪機構的參數(shù)列于下表：級別ziz2m/mma*h；齒寬/mm高速級2886220°1bi=61,b2=56低速級41125220°1bi

28、=87,b2=821 求輸岀軸上的功率p2，轉速血和轉矩t2 由前一部分可知：p2=3.25kw；n2=125.49r/min；t2=252290n/mm2.求作用在齒輪上的力低速級小齒輪的分度圓的分度圓直徑為% = mt xz( = 2.0x41 = 82mm2t 2x252290你=丄= 6153.41n f = f. xtan6/ = 6153.41 xtan20° = 2239.66nd d 82r, dfni = 6153-41 = 6548.327vcoso cos 20°圓周力f(1，徑向力fr的方向如圖所示軸受力圖高速級大齒輪的分度圓的分度圓直徑為n = m

29、t2 xzo = 2x86 = 172mm-t172=2933,60 -3121.87/vfr2 = £2 x tan a = 2933.60xtan 20° = 1067.74/v cos a cos 20°3初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3,取 a0=112,于是得dn-n =3.25125.49=33.14加加4、軸的結構設計（1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖（圖1）從右裝入軸 肩軸套鍵右軸 承從右裝 入軸 套軸承 蓋小齒 輪從左裝 入軸 套軸肩鍵左軸 承從左裝 入軸 承 蓋軸套過 盈（

30、2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）、初步選擇滾動軸承。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。軸的結構應便 于軸的制造和軸系零件的裝拆，并有利于提高其疲勞強度。參照小齒輪直徑d|=82mm,由 軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基木游隙、標準精度級的深溝球軸承6007,其尺寸為dx£）xb = 35x62xl4故，dab=dfg=35mm,而 lab=lef=47mm.右端滾動軸承采用軸套進行軸向定位。由手冊上查得6007型軸承的定位軸肩高度h=3, 因此取軸套直徑41mm.2）取安裝小齒輪處的軸段b-c的育徑db.c=42mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 已知齒輪輪轂

31、的寬度為87mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬 度，故取lbc=84mnio齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=3則軸環(huán)處的 直徑 dcd=48mm,軸環(huán)寬度 b> 1.4h,取 lcd=12mmo3）取安裝大齒輪處的軸段e-f的直徑db：_h=44mm,齒輪的右端與右軸承之間采用套 筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為56mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小 于輪轂寬度，故取lde=53mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm.則軸環(huán)處的直徑def=56mm 至此，己初步確定了軸的各段直徑和長度。5確

32、定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為c2,各軸肩處的圓角半徑軸零件工作圖。6.求軸上的載荷首先，根據(jù)軸的結構圖做岀軸的計算簡圖（見圖a）。在確定軸承的支點位置時，應從手 冊中查取a的值，對于6007深溝球軸承，由手冊中查得a=14mmo因此，作為簡支梁的 軸的支撐跨距應為軸的全長，即243mm。根據(jù)軸的計算簡圖，作出軸的彎距和扭距圖（見軸的受力分析圖a）。從軸的結構圖以及彎距圖中可以看岀截面b、c是軸的危險截面，現(xiàn)計算截面b、c處的 mh, mv及m的值列于下表：垂直支反力你（厶+厶）一好.2厶厶+厶+厶2239.66x127-1067.74x41243= 990.362fnv2

33、=fr-fr2- fnvi = 2239.66 一 1067.24 一 990.63 = 181.79 n彎矩:mav = fwi x厶=990.36x0.116 = 114.88"加m2av =fnv2xl3 =181.79x0.041 = 1.45339 n.m據(jù)此作出豎直垂直面內(nèi)的彎矩圖見圖（b）q水平面支反力fnh巧（厶2 + 厶3）+好2厶厶+厶2 +厶_ 6153.41x127 + 2933.60x41243= 3710.94nfnh2 =ftl+ft2- fnh = 6153.41 + 2933.60-3710.94 = 5376.07n彎矩：mah =fw = 371

34、0.94x0.114 = 423.047n./71m2ah = fnh2 x 厶=5376.07x0.041 = 220.418a.m 據(jù)此作岀豎直垂直面內(nèi)的彎矩圖見圖（b） 合成彎矩小齒輪截面 m “小= 438.36/v.m 大齒輪截面他大=m22(lhm22av = 220.543nm做扭矩圖（b）載荷水平面h垂直面v支反力ffnhi=3710.94n,fnh2=5376.07nfnvi=990.36n,fnv2=-181.79n彎矩mmlah=423.047n.mm2ah=220.418n.mmlav=102.97n.m,m2av=-1.04n.m總彎矩ma 小=438.36n.mma

35、 大=220.543n.m扭矩tt2=252290n.mm軸i設計計算1. 求輸入軸上的功率pi，轉速m和轉矩 由前一部分可知：pi=3.38kw；ni=384r/min； t i =87400n/mm求作用在齒輪上的力2高速級小齒輪的分度圓的分度圓直徑為=mt'xz = 2.0x28 = 56m/7t2x87400/；1=jf；1xtana = 3121.42xtan20o = 1136.12ve.=- =3121 42=-3321.747v56= 3121.42ncos acos 20°圓周力fn，徑向力fr的方向如圖所示軸受力圖3初步確定軸的最小直徑1=23.12384

36、先按式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3,取 a0=112,于是得6/min=a）j= h2x輸入軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處的直徑。為了使所選取滾動軸承的孔相適 應，故需同時選取滾動軸承型號。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。由于齒輪直徑d=56mm,由軸承產(chǎn)品目 錄中初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6006,其尺寸為dxdxb = 30x55xl34、軸的結構設計（1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖9cd（圖1）右軸 承從右裝入軸 肩軸承 蓋過 盈左軸 承從左裝 入軸承蓋軸間過 盈（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1

37、）、初步選擇滾動軸承。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。軸的結構應便 于軸的制造和軸系零件的裝拆，并有利于提高其疲勞強度。參照小齒輪直徑由 軸承產(chǎn)品目錄屮初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6006,其尺寸為xdxb = 30x55xl3故，dab=def=30mm,而 lab=】ef=13mm.右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6006型軸承的定位軸肩高度h=3, 因此取軸肩直徑36mm.3) 根據(jù)中間軸以及裝配的要求，取lbc=126.5mm,根據(jù)左端的軸承的要求，dbc=36mmo 至此，己初步確定了軸的各段直徑和長度。軸iii設計計算1. 求輸出軸上的功率p川，轉

38、速血和轉矩幾 由前一部分可知：p,n=3.12kw；nm=41r/min； tm=748870n/mm2. 求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓的分度圓直徑為=mdxz1 = 2.0x125 = 250m/7?yr 2x74ss70=fddxtan5990.96xtan20-2180.53a.軸受力圖二 5990.96 _6375.44ncosacos 20°圓周力f(i，徑向力fh的方向如圖所示3, 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3,取 ao=112,于是得 dmin =a)j勾l = 112x晉= 47.

39、46加加輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處的直徑。為了使所選取滾動軸承的孔相適 應，故需同時選取滾動軸承型號。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。由于齒輪直徑d1=250mm,由軸承產(chǎn)品 目錄中初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6010,其尺寸為6/xdxb = 50x80x164、軸的結構設計（1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖齒輪從左裝入軸 套軸肩鍵右軸 承從右裝 入軸肩軸承 蓋過 盈左軸 承從左裝 入軸承蓋軸套過 盈（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）、初步選擇滾動軸承。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球向心軸承。軸的結構應便 于軸的制造和軸系零件的裝拆，并有利于提

40、高其疲勞強度。參照大齒輪直徑d1=250mm, 由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球軸承6010,其尺寸為tzxdx5 = 50x80xl6故，dfg=50mm,而 lfg=16mm.右端滾動軸承采用軸套進行軸向定位。由手冊上查得6010型軸承的定位軸肩高度h=3, 因此取軸套直徑56mm.2）取安裝齒輪處的軸段c-d的直徑dc.d=60mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定 位。己知齒輪輪轂的寬度為82mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪 轂寬度，故取lcd=79mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=5則軸環(huán) 處的直徑dde=70

41、mm,軸壞寬度b> 1.4h,取lde=16mm。4）根據(jù)中間軸的長度，以及裝配的要求取lbc=53.5mm,因為此段要裝軸承，所以 db-c=50mmo5）根據(jù)左端要連接連軸器，取lab=60mm, da-b=48mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。七、軸承的校核1、高速圓柱齒輪軸軸承的校核已知：軸承直徑d = 30mm ,轉速為斤=384r/min o軸承所承受徑向載荷二 2x87400 % tan 20。=4855.55n ,要求使用壽命 l. =24x10x360 = 86400/?,工作溫 36度100°c以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6006深溝球軸承，試求

42、軸承允許的最大徑 向載荷。解：對深溝球軸承，由式(13-6a)知徑向基本額定載荷。c,4：匝r x vio6 zl由課程設計書第130頁查得6006深溝球軸承基本動載荷cr = 13.2w，查書表134溫度系數(shù)/；=1,查表136載荷系數(shù)fp=,對球軸承，,3,將以上有關數(shù)據(jù)帶入上式，得：所以 = 1033.46n。故在規(guī)定條件下，6006軸承可承受的最大載荷為1033.46n, 遠大于軸承實際承受徑向載荷874n,所以軸承合格。2、中間軸軸承的校核已知：軸承直徑d =35mm ,轉速為斤二125.49廠/min。軸承所承受徑向載荷& = 14416.57",要求使用壽命l,

43、 =24x10x360 = 86400/2,工作溫度100°c以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6007 深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。解：對深溝球軸承，由式(13-6a)知徑向基本額定載荷。r x v 106 "由課程設計書第130頁查得6007深溝球軸承基本動載荷c=16.2kw,查書表134溫度系數(shù)/>1,查表136載荷系數(shù)乙=1,對球軸承，,3,將以上有關數(shù)據(jù) 帶入上式，得：16200 =60x125.49x86400所以 p=1870.66no故在規(guī)定條件下，6007軸承可承受的最大載荷為1870.66n,遠大于軸承實際承受徑向載荷1916.39n,所

44、以軸承合格。3、低速軸軸承的校核已知：軸承直徑d =50m/n ,轉速為 = 41/7 min。軸承所承受徑向載荷 2x74ss70fr=xtan20° =2361.75n，要求使用壽命 ,=24x10x360 = 86400/?,工作 溫度100°c以下，根據(jù)工作條件決定選用-對6010深溝球軸承，試求軸承允許的最大 徑向載荷。解：對深溝球軸承，由式(13-6a)知徑向基本額定載荷。由課程設計書第130頁查得6010深溝球軸承基本動載荷cr = 22.0w,查書表134溫度系數(shù)/；=1,查表136載荷系數(shù)fp=,對球軸承，,3,將以上有關數(shù)據(jù) 帶入上式，得：所以 =366

45、6.66 n。故在規(guī)定條件下，6010軸承可承受的最大載荷為3488.98n, 遠大于軸承實際承受徑向載荷，所以軸承合格。八鍵的選擇及校核一速級小齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算(1)鍵聯(lián)接的選擇選用圓頭(a型)普通平鍵，由低速小齒輪段的直徑d = 42加加，輪廓長度z = 84m/h 查表12-11選用健12x8gb/t1096-2003 ,其中 bxh=12x8, l=78。(2)鍵聯(lián)接的強度校核靜聯(lián)接許用擠壓應力值與高速圓錐齒輪軸的相同。k - 0.5x/? = 0.5x8 = 4.0mni = l-b = 78-12 = 66mm故安全。二、高速級大齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算(1)鍵聯(lián)接的選

46、擇選用圓頭(a型)普通平鍵，由段的直徑d = 44加加,輪廓長1=53mm,查表12-11,選用鍵 12x8gb/t1096-2003 ,其中 bxh=12x8 ,l=47。 (2)鍵聯(lián)接的強度校核對于鍵 12 x 8gb/t1096 - 2003k - 0.5x/? = 0.5x8 = 4.0mmi = £ /? = 45 12 = 33mmcr = = 2x252290 mp 二 6 mpa <卩 dlk 44x33x4.0"二、低速級大齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算低速級大齒輪處的軸徑為60,由此可選用18x11gb/t1096-2003型鍵。對于鍵 18x 11g

47、b/t1096一2003 , bxh=18xll,厶=73k 0.5x/z = 0.5x11 = 5.5 mml = l-b = 73-s = 55mm2t2x748870“r .勺 _ dlk ：60x55x5.5 = 82-5<故此鍵安全。九箱體結構的設計箱座壁厚箱體的剛度設計(表4-1 (2)1、箱座的壁厚 取箱座的壁厚為loinm.2、箱蓋壁厚取壁厚d為10mm.3、箱體凸緣厚度箱座 b = 1.5(5 = 1.5x10 = 15mm箱蓋 b、=1.5, =1.5x10 = 15mm箱底座人=2.55 = 2.5x10 = 25加加4、地腳螺栓直徑 df =0.036a+12=1

48、5.672 取 m165、地腳螺釘數(shù)目取6顆螺釘6、軸承旁邊連接螺栓直徑取m87、箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑妁二(0.50.6)山=810,取m108、箱連接螺栓d2的間距，取2299、軸承端蓋螺釘直徑d3 =(0.40.5)d(=810取m1010、窺視孔蓋螺釘直徑0.30.4)df=810取m1011、定位銷直徑d=(0.70.82 =78mm取m812、df, di, d2至外箱壁距離 ci, c】clmin,clmin見表4-2(2)查得令曲分別 22mm, 18mm, 16mm,取 q 為 24mm , 21mm, 18mm.13, df ,d2至凸緣邊緣距離c2 > c2min,

49、c2min見表4-2(2)查得勺伽分別為20mm , 14mm取°為22mm, 16mm14外箱壁至軸承座端面距離lf =20取20mm15大齒輪頂圓與箱體的內(nèi)壁距離取10mm16齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離取22mm17箱蓋，箱座肋厚取15mm厚，15mm寬18軸承端蓋外徑d =85d2 =92z)3 =11019軸承旁連接螺 一般取d=10十、潤滑與密封1潤滑的選擇：該減速器決定采用浸油潤滑的方式潤滑，單級的圓柱齒輪，當m<20時，浸油深度為一 個齒高。齒高為 h = hf + h(l = (c； + 2號)叫=(0.25 + 2xl)x2 = 5mm則齒輪浸油深度h - h =

50、 5mm符合條件齒輪浸油深度的要求。總的油深h = /i +13 = 18 mm箱體內(nèi)儲油寬度大約為 l = 199mm mm箱體內(nèi)儲油長度大約為a = 457則儲藏的油量2 = 18x199x457 = 1636.974c/?減速器每傳遞1 kw的功率所需的油為400700cm3。減速器傳遞的功率為2.588kw,貝i1 kw的油量：q' =侖="3佃4 = 529.76曲3.09kw3.09400 <q < 700<w符合要求其它的零件經(jīng)設計可采用脂潤滑，選用的潤滑劑為：鈣基潤滑脂(gb49187)中的3號，其抗水性好，使用與工業(yè)，農(nóng)業(yè)和交通運輸?shù)葯C械設

51、備的軸承潤滑，特別是使用與水或潮濕的場合。2密閉的形式選擇接念式密封中的氈圈密封，其密封效果是靠安裝與梯形軸上的梯形槽中所產(chǎn)牛的徑 向壓力來實現(xiàn)的，可補償磨損后所產(chǎn)生的徑向間隙，且便于更換氈圈。其特點是：結構簡單，廉價，但磨損較快、壽命短，它主要用于軸承采用脂潤滑，且密 封軸的表面圓周速度較小的場合。十一、課程設計總結課程設計使我們對所學的知識得到了一次系統(tǒng)，完整的復習，讓我們初步了解到機 械的選擇、設計與加工基本知識。課程設計的過程中，進一步增強了數(shù)據(jù)的處理和一些 細節(jié)處理的能力。從這次課程設計中我學到了很多東西，而且對機械設計興趣更加濃厚 了。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

52、了課程設計使我從各個方面都 受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認 識。由于在設計方而我們沒有經(jīng)驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的 問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(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在設計的過程中，還有一些小的問題述未能處理的很好，我會努力找的到不足，多 加注意，以便以后能做的更好。十二、參考文獻1 減速器選用手冊，周明衡主編，化學工業(yè)出版社2 機械零件設計手冊，吳宗澤主編

53、，機械工業(yè)出版社3 機械設計，濮良貴，紀名剛主編，高等教育出版社4 機械設計手冊電子版合理用能評估報告表項目名稱：*小區(qū)建設單位:*置業(yè)有限公司公司名稱:編制日期：2010年3月項目名稱： 委托單位：評價組成員:評估單位負責人:單位技術負責人: 評估小組組長：評價單位：聯(lián)系電話：通訊地址:項目建設單位名稱行業(yè)刪及代碼建筑業(yè)k7210聯(lián)系地址法人代表郵政編碼聯(lián)系電話單位基本情況總資產(chǎn)銷售收入固定資產(chǎn)原值利潤固定資產(chǎn)淞稅金負債率創(chuàng)匯現(xiàn)有主要產(chǎn)品及生產(chǎn)能力項目名稱項目負責人項冃總投資項冃起止年限2010年7月份-2011年6月份項冃建設地址第一章項冃概況35第二章項目的基本情況40第三章項目能源供應與消耗情況分析42第四章項目合理利用能源措施及效果分析48第五章項目能耗指標分析54第六章項冃合