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機械設計課程設計 計算說明書 題 目 設計帶式運輸機傳動裝置兩級圓錐-圓柱齒輪減速器 專業(yè)班級 機械設計制造及其自動化專業(yè)x班 學 號 xxxxx 學生姓名 xxx 指導教師 xxxxxxxxx xxxxx x年x月 x日 西 安 文 理 學 院 機械設計課程設計任務書 學生姓名 田銀紅 專業(yè)班級 機械設計制造及其自動化專業(yè)08級一班 學 號 08102080124 指導教師 周毓明 何斌鋒 職 稱 教 研 室 機電系機電教研室 題目 設計帶式運輸機傳動裝置 編號 Z-1 傳動系統(tǒng)圖： 圖一 原始數(shù)據(jù)： 運輸帶工作拉力 運輸帶工作速度 卷筒直徑 2500 1.4 250 工作條件： 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，小批量生產(chǎn)，單班制工作，使用期限8年，運輸帶速度允許誤差為5% 要求完成： 1.減速器裝配圖1張（A2）。 2.零件工作圖2張（齒輪和軸）。 3.設計說明書1份，6000-8000字。 開始日期 2010年 12 月 06 日 完成日期 20010 年 12 月 31 日 目錄 1選擇電動機 1 1.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 1 1.2電動機容量 1 1.3電動機的轉(zhuǎn)速 2 1.4電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形,安裝尺寸 2 2 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 3 2.1傳動裝置總傳動比 3 2.2分配各級傳動比 3 3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4 3.1各軸轉(zhuǎn)速 4 3.2各軸輸入功率 4 3.3各軸轉(zhuǎn)矩 4 4傳動件的設計計算 6 4.1圓錐直齒輪設計 6 4.1.1選定齒輪齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 6 4.1.2按齒面接觸強度設計 6 4.1.3校核齒根彎曲疲勞強度 8 4.1.4幾何尺寸計算 9 4.2圓柱直齒齒輪設計 10 4.2.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 10 4.2.2按齒面接觸強度設計由設計 10 4.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計 10 5軸的設計計算 15 5.1輸入軸設計 15 5.2中間軸設計 21 5.3輸出軸設計 26 6滾動軸承的選擇及校核計算 32 6.1輸入軸滾動軸承計算 32 7鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 33 7.1輸入軸鍵計算 33 7.2中間軸鍵計算 33 7.3輸出軸鍵計算 33 8.聯(lián)軸器的選擇及校核計算 34 8.1各種聯(lián)軸器的比較 34 8.1.1 剛性聯(lián)軸器 34 8.1.2彈性元件的撓性聯(lián)軸器 34 8.2聯(lián)軸器的選擇 34 8.3聯(lián)軸器的校核計算 35 9.減速器附件的選擇 36 9.1視孔蓋和窺視孔 36 9.2放油孔與螺塞 36 9.3油標 36 9.4通氣孔 36 9.5起蓋螺釘 36 9.6定位銷 36 9.7吊環(huán) 37 10.潤滑與密封 38 11.鑄鐵直齒錐齒輪減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸的確定 39 12.設計小結(jié) 40 13.參考文獻 41 設計計算及說明 結(jié)果 1選擇電動機 計算驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速 選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，可擬定以下傳動方案： 1.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 1.2電動機容量 (1)工作機的輸出功率 (2)電動機輸出功率 傳動裝置的總效率 依次確定式中各效率：2個聯(lián)軸器=0.99、4個滾動軸承 =0.98、圓柱齒輪傳動=0.97、圓錐齒輪傳動=0.96。 則 故 (3)電動機額定功率 由文獻【４】中選取電動機額定功率。 1.3電動機的轉(zhuǎn)速 推算電動機轉(zhuǎn)速可選范圍，由文獻【２】表 1 中查得圓錐-圓柱齒輪傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為： 1.4電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形,安裝尺寸 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查文獻【４】Y系列三相異步電動機，選定電機，額定功率，滿載轉(zhuǎn)速，同步轉(zhuǎn)速。 由文獻【４】表19-1查得主要數(shù)據(jù)，并記錄備用，如表1-1所示： 表1-1電機技術(shù)數(shù)據(jù) 電機型號 額定功率 電流 滿載轉(zhuǎn)速 電機質(zhì)量 軸徑mm Y132M2-6 5.5Kw 12.6A 960 輕 38 2 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 2.1傳動裝置總傳動比 2.2分配各級傳動比 所以減速器傳動比 圓錐齒輪傳動比（） 圓柱齒輪傳動比 3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.1各軸轉(zhuǎn)速 3.2各軸輸入功率 按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即 (式中： ) 3.3各軸轉(zhuǎn)矩 表3-1運動和動力參數(shù) 軸號 功率P/kw 轉(zhuǎn)矩T/（n.m） 轉(zhuǎn)速 傳動比 效率η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 4.3 42.78 960 1 0.99 Ⅰ軸 4.26 4.17 42.38 41.53 960 2.4 0.94 Ⅱ軸 4.01 3.93 95.74 93.83 400 3.7 0.95 Ⅲ軸 3.81 3.73 336.59 329.86 108.1 1 0.97 工作機軸 3.70 3.63 326.87 320.33 108.1 4傳動件的設計計算 4.1圓錐直齒輪設計 已知輸入功率4.26kw，小齒輪轉(zhuǎn)速960r/min，齒數(shù)比u=2.4，由電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設每年工作300天），單班制，工作時有輕微振動。 4.1.1選定齒輪齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按傳動方案選用直齒錐齒輪傳動。 （2）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88) （3）材料選擇 由文獻【１】表10-1選擇小齒輪材料為 (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 （4） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取整。則 4.1.2按齒面接觸強度設計 由文獻【１】式10-9a由設計計算公式進行試算，即 （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ① 試選載荷系數(shù) ② 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩為輸 ③ 選齒寬系數(shù) =0.99 =0.98 =0.97 =0.96 ④由文獻【１】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 ⑤由文獻【１】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ⑥計算應力循環(huán)次數(shù) ⑦由文獻【１】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。 ⑧ 計算接觸疲勞許用應力式10-12取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 （2）計算 ①試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 ②平均分度圓直徑 ③計算圓周速度v ④計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由文獻【１】圖10-8查得動載系數(shù) 表10-3直齒輪 由文獻【１】表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)小齒輪一端懸臂布置，查文獻【１】表10-9得軸承系數(shù)，則 接觸強度載荷系數(shù) ⑤按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 ⑥計算模數(shù) 取標準值，文獻【５】表10-6模數(shù)圓整為 ⑦計算齒輪相關(guān)參數(shù) 計算齒寬 文獻【５】表10-7圓整為（取整） 4.1.3校核齒根彎曲疲勞強度 （1）確定計算參數(shù) ①載荷系數(shù) ②計算當量齒數(shù) ③由文獻【１】表10-5查得齒形系數(shù) ④應力校正系數(shù) ⑤安全系數(shù) ⑥由文獻【１】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 ⑦由文獻【１】圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限， 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ⑧許用應力 （2）校核強度 由式10-23 計算得 可知彎曲強度滿足，參數(shù)合理。 4.1.4幾何尺寸計算 （1）錐齒輪大端分度圓直徑 86.25mm,=210mm （2）計算錐距R 113.51mm （3）節(jié)圓錐角： （4）大端齒頂圓直徑: 86.25mm =210mm 113.51mm mm （5）計算齒寬 文獻【５】表10-7圓整為（取整） 4.2圓柱直齒齒輪設計（軟齒面） 已知輸入功率4.01 kw，小齒輪轉(zhuǎn)速400r/min，齒數(shù)比u=3.7，由電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設每年工作300天），單班制，工作有輕微震動。 4.2.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) （1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88) （2）材料選擇 由文獻【１】表10-1選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為220HBS。 （3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 4.2.2按齒面接觸強度設計由設計 計算公式進行試算，即 （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ②計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 ③選齒寬系數(shù) ④ 由文獻【１】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ⑤由文獻【１】圖10-21d按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限， 大齒輪的接觸疲勞強度極限 ⑥計算應力循環(huán)次數(shù)由文獻【１】式10-13 ⑦由文獻【１】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ⑧計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 （2） 計算 ①試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 ②計算圓周速度v ③計算齒寬b及模數(shù) ④計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由文獻【１】圖10-8查得動載系數(shù) 由文獻【１】表10-3查得 由文獻【１】表10-2查得使用系數(shù) 由文獻【１】表10-4查得 由文獻【１】圖10-13查得 接觸強度載荷系數(shù) ⑤按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，式10-10a得 ⑥計算模數(shù) 4.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計 由式10-5得彎曲疲勞強度的設計公式 （1）確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值 ①由文獻【１】圖20-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限， 大齒輪的彎曲疲勞強度極限， ②由文獻【１】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) ③計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-12得 ⑤ 計算載荷系數(shù) 由文獻【１】表10-5查得齒形系數(shù) 應力校正系數(shù) 計算大、小齒輪的并加以比較，取較小值計算。 大齒輪的數(shù)值大 （2） 設計計算 齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，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)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.15 文獻【５】表10-1就近圓整為標準值 按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 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。 ① 分度圓直徑 ②中心距 ③齒寬 則 按計算后再作適當圓整，而常將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎上人為的加寬5-10,以防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷。 mm u=3.7 5軸的設計計算 5.1輸入軸設計 (1) 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2)求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖5-1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（調(diào)質(zhì)）根據(jù)文獻【１】表15-3，取，得 取高速軸的輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查文獻【１】表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 圖5-1軸的載荷分析 由于該軸與連軸器相連的一端直徑要與電機相同，應小于 聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，所以查標準GB/T5014-2003或文獻【４】，選 HL3彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設計 ①擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-2） ②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，為了滿端蓋密封，2-3軸段右端需制出一軸肩，故取3-4段的直徑， 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻【１】表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為 圖5-2軸的結(jié)構(gòu)與裝配 ③軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻【１】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為r6。 ④確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 （5）求軸上的載荷，確定截面 表5-1軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T （6）按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán) 應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由文獻【１】表15-1查得，故安全。 （7）精確校核軸的疲勞強度 ①判斷危險截面截面 截面5右受應力最大 ②截面5左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5左側(cè)彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻【１】附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后查得 又由文獻【１】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由文獻【１】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由文獻【１】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值 故可知安全。 ③截面5右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 過盈配合處的，由文獻【１】附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得 軸按磨削加工，由文獻【１】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 計算安全系數(shù)值 故可知安全。 5.2中間軸設計 （1）求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力 已知圓柱直齒輪分度圓直徑 已知圓錐齒輪的分度圓半徑為 圓周力、，徑向力、及軸向力、如圖5-3 圖5-3軸的載荷分析圖 （3）初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調(diào)質(zhì)），根據(jù)文獻【１】表15-3，取，得 ， 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和 （4）軸的結(jié)構(gòu)設計 ①擬定軸上零件的裝配方案（見下圖5-4） 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。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，由文獻【２】表15-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位。 2） 取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位 軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。取。 3） 已知圓柱斜輪齒寬，由于結(jié)構(gòu)上的需要，將其設計為齒輪軸，軸段應略短于輪轂長，故取，在齒輪右端再設一軸肩，取，。 ③軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻【１】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； ④確定軸上圓角和倒角尺寸 ，取軸端倒角為 mm 圖5-4軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (5) 求軸上的載荷 表5-2軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T (6) 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由文獻【１】表15-1查得， 故安全。 (7) 精確校核軸的疲勞強度 ①判斷危險截面 截面5左右側(cè)受應力最大 ②截面5右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻【１】附表3-2查取。因，，經(jīng)插 值后查得 又由文獻【１】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由文獻【１】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由文獻【１】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取合金鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值 ③截面5左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 過盈配合處的，由文獻【１】附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻【１】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 計算安全系數(shù)值 故可知安全。 5.3輸出軸設計 (1) 求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2) 求作用在齒輪上的力 已知圓柱直齒輪的分度圓直徑 而 圓周力、徑向力及軸向力如圖5-5 (3) 初步確定軸的最小直徑 ①先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根 據(jù)文獻【１】表15-3，取，得 ， 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 ②聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查文獻【１】表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 ③查文獻【２】表17-1，選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 圖5-5軸的載荷分析圖 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設計 擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-6） ①根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑,長度42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián) 軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短些，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻【２】表15-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，算上擋油環(huán)長度，取。左端軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。齒輪左端以及軸承的定位采用擋油環(huán)，已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。 ②軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由文獻【１】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽 銑 刀加工，長為,56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為r6。 (5) 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 圖5-6軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (6) 求軸上的載荷 表5-3軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T (7) 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由文獻【１】表15-1查得，故安全。 (8) 精確校核軸的疲勞強度 ①判斷危險截面 截面7左右側(cè)受應力最大 ②截面7右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7右側(cè)彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻【１】附表3-2查取。因，，經(jīng)插 值后查得 又由文獻【１】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由文獻【１】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻【１】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值 故可知安全。 6滾動軸承的選擇及校核計算 6.1輸入軸滾動軸承計算 初步選擇滾動軸承，由文獻【２】表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為,e=0.35,Y=1.7, 表6-1軸承上的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 則 則 則 則 則 故合格。 7鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 7.1輸入軸鍵計算 校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： 故單鍵即可。 7.2中間軸鍵計算 校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： 故單鍵即可。 7.3輸出軸鍵計算 校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： 故單鍵即可。 8.聯(lián)軸器的選擇及校核計算 8.1各種聯(lián)軸器的比較 8.1.1 剛性聯(lián)軸器 缺點：對兩軸對中性要求較高，當兩軸有相對位移存在時，就會在機件內(nèi)引起附加載荷，使工作環(huán)境惡化。 優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，成本低，可傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，故當轉(zhuǎn)速低時，無沖擊；當軸的剛性大，對中性較好時常用。 （1）撓性聯(lián)軸器： 無彈性元件的聯(lián)軸器，因有撓性，故可補償兩軸的相對位移。 （2）十字滑塊聯(lián)軸器 一般用于轉(zhuǎn)速n<250r/min,軸的剛性較大，且無劇烈沖擊處. （3）滑塊聯(lián)軸器 結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，適用于小功率高轉(zhuǎn)速而無劇烈沖擊處。 （4）十字軸式萬向聯(lián)軸器 允許兩軸間有較大的夾角。 （5）齒式聯(lián)軸器 傳遞很大轉(zhuǎn)矩，并允許有較大的位移偏移量，安裝精度要求不高，但質(zhì)量較大成本較高，在重型機械中應用廣泛。 8.1.2彈性元件的撓性聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖間真的作用。 （1）彈性套柱銷聯(lián)軸器 拆裝方便成本較低，但彈性套易磨損壽命較短，適用于連接載荷平穩(wěn)，需正反轉(zhuǎn)或啟動頻繁的傳遞中小轉(zhuǎn)矩的軸。 （2）彈性柱銷聯(lián)軸器 傳遞能力大結(jié)構(gòu)簡單，安裝制造方便耐久性好，彈性柱銷有一定的緩沖和減振能力。 8.2聯(lián)軸器的選擇 綜上所述，根據(jù)工作要求，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器較合理。根據(jù)所選電動機軸徑的大小選擇聯(lián)軸器的孔徑。 結(jié)合所選Y132M2－6型電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，從GB/T5014-1995中查得HL3聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為630許用最大轉(zhuǎn)速5000r/min,軸徑為30mm,32mm,35mm,38mm,故適用 8.3聯(lián)軸器的校核計算 在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。 輸入軸選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為44mm。 輸出軸選選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 9.減速器附件的選擇 由文獻【２】選定通氣帽，A型壓配式圓形油標A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油墊,啟蓋螺釘M6。 9.1視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)位置，并有 足夠的空間，以便于能深入進行操作，窺視孔有蓋板機體上開窺 視孔與凸緣一塊，以便于機械加工出支撐蓋板的表面并用墊片加 強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固。 9.2放油孔與螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近 的一側(cè)，與便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁 應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支撐面，并加封油圈加以 密封。 9.3油標 油標位于便于觀察減速器油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不 能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。 9.4通氣孔 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大為便于排氣， 在機蓋頂部窺視孔蓋上安裝通氣器，以便于達到體內(nèi)為壓力平衡。 9.5起蓋螺釘 起蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，釘桿端 部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。 9.6定位銷 為保證刨分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián) 凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 9.7吊環(huán) 在機蓋上直接鑄處吊鉤和吊環(huán)，用以吊起或搬運較重的物體 10.潤滑與密封 齒輪采用脂潤滑，由文獻【２】表16-2查得選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-1994）。當齒輪圓周速度時，圓錐齒輪浸入的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)降酌娴木嚯x≥30~50mm。由于大圓錐齒輪，可以利用潤滑軸承，并通過脂潤滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好。 密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А? 11.鑄鐵直齒錐齒輪減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸的確定 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸如下表11-1： 表11-1鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 部位名稱 符號 公式 尺寸值 箱座厚度 8 箱蓋厚度 8 箱座凸緣厚度 12 箱蓋凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺栓直徑 20 地腳螺栓數(shù)目 6 軸承旁連接螺栓直徑 15 箱蓋和座連接螺栓直徑 10 聯(lián)接螺栓的間距 150-200 200 軸承端蓋螺釘?shù)闹睆? 8 視孔蓋螺釘直徑 6 定位銷直徑 15 至外箱壁距離 26 至凸緣邊緣距離 24 軸承旁凸臺半徑 24 凸臺高度 40 外箱壁至軸承座端面距 55 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距 8 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 8 箱蓋、箱座肋厚 7 高速軸軸承端蓋外徑 111 中間軸軸承端蓋外徑 122 低速軸軸承端蓋外徑 128 軸承旁連接螺栓距離 120 C=29000N =19200 X=0.44 Y=1.5 12.設計小結(jié) 這次關(guān)于鏈式運輸機上的兩級圓錐圓柱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(zhì)大有用處。通過四個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎. 　　 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(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設計課程設計》等于一體。 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、訓練綜合運用機械設計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。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(guān)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。 13.參考文獻 【1】 《機械設計（第八版）》高等教育出版社 主編 濮良貴 紀明剛 副主編 陳國定 吳立言 【2】 《機械設計課程設計指導書（第4版）》機械工業(yè)出版社 主編 陸玉 副主編 馮立艷 【3】 《機械制圖》高等教育出版社 主編 劉朝儒 【4】 《機械設計課程設計手冊》機械工業(yè)出版社 主編 張龍 【5】 《機械原理》高等教育出版社 【6】 《理論力學》高等教育出版社