課程設計---設計某車間零件傳送設備的傳動裝置

1、 課程設計報告書 題 目： 設計某車間零件傳送設備的傳動裝置系 部： 機 電 系 專 業(yè)： 機械設計制造及自動化 班 級： N-08 機自四班 姓 名： 學 號： 24081900423 序 號： 36 組號： 第三組 2010 年 12 月 25 日 課程設計任務書設計題目： 設計某車間零件傳送設備的傳動裝置 系 部： 機 電 系 專 業(yè)： 機械設計制造及自動化 學生姓名: 學號: 24081900423 序號: 36 起迄日期: 2021年12月4日至2021年12月25日 指導教師: 機械設計課程設計任務書1課程設計的內容和要求包括原始數(shù)據(jù)、技術要求、工作要求等：一.設計題目設計某車間零

2、件傳送設備的傳動裝置1.傳動布置方案圖1 傳動布置方案1減速器 2聯(lián)軸器 3滾筒 4運輸帶 5電動機 6帶傳動2.條件：1輸送帶主動輸出轉矩 T700nm2輸送帶工作速度 V=1.12m/s允許輸送速度誤差±53滾筒直徑 D=380mm4滾筒效率0.96包括滾筒軸承的效率損失3.設備工作條件，室內工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，每日兩班，工作8年，車間有三相交流電源。二.技術要求1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 齒輪傳動的設計計算；3. 軸的設計；4. 滾動軸承的選擇；5. 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制；7. 設計計算說明書的編寫；三.工作要求1. 學生應當

3、在指導老師指導下完成設計,必須獨立完成設計任務,嚴禁抄襲,一經發(fā)現(xiàn)成績以不及格計,并給予批評教育各嚴肅處理.2. 課程設計期間要嚴格遵守學習紀律,在此期間缺勤1/3以上,成績以不及格計.3. 課程設計報告書一律打印在A4紙上,同時配上封面裝訂成冊.機械設計課程設計任務書2對課程設計成果的要求包括圖表、實物等硬件要求：1、要求1說明書要認真、準確、條理清晰，參考文獻要注明出處2按word排版，公式編輯器編輯公式3圖紙用CAD作圖，數(shù)據(jù)準確2、任務（1） 減速器總裝配圖一張（2） 齒輪、軸零件圖各一張（3） 設計說明書一份3主要參考文獻：l 要求按國標GB 771487?文后參考文獻著錄規(guī)那么?書

4、寫，例如：1 濮良貴，紀名剛.機械設計.第八版.北京:高等教育出版社,20212 楊光，席偉光等.機械設計課程設計手冊.第二版.北京:高等教育出版社,20213 劉鴻文.材料力學.第四版. 北京:高等教育出版社,20214 甘永立.幾何量公差與檢測.第八版.上海:上海科學技術出版社,20214課程設計工作進度方案：序號起 迄 日 期工 作 內 容112.412.6設計前準備工作(接受設計任務、收集資料、準備工具)212.712.13確定傳動方案、選擇電動機、傳動零件設計計算312.1412.16軸的設計計算412.1712.18軸承、鍵、聯(lián)軸器及潤滑劑的選擇512.1912.22裝配圖設計及復

5、核計算612.2312.24零件工作圖設計712.25整理設計說明書及課程設計體會和收獲812.25上交機械課程設計成果指導教師譚湘夫日期： 2010年 12月 4 日- 30 -目錄1 前言- 2 -2 確定傳動方案- 2 -2.1 傳動布置方案- 2 -2.2 條件- 2 -2.3 設備工作條件- 3 -3 ?機械設計?課程設計的內容- 3 -3.1 設計方案論述- 3 -3.2 繪制減速器的裝配圖和局部零件工作圖- 3 -3.3 編寫設計說明書將14項整理成文，字數(shù)60008000。- 3 -4 課程設計的步驟- 3 -4.1 設計準那么- 3 -4.2 傳動裝置的總體設計- 3 -4.

6、3 計算總傳動比和分配各級傳動比- 5 -4.4 計算傳動裝置的相對運動和動力參數(shù)- 6 -5 傳動零件的設計計算- 7 -5.1 減速箱外傳動零件帶傳動設計- 7 -5.2 齒輪設計高速級齒輪設計- 9 -5.3 減速器內傳動零件低速級齒輪設計- 13 -5.4軸的設計輸入軸的設計- 16 -6 滾動軸承的選擇和設計見軸的設計- 25 -7 鍵連接的選擇及校核計算見軸的設計- 25 -8 聯(lián)軸器的選擇- 25 -9 減速器附件的選擇- 26 -9.1 通氣器- 26 -9.2 油面指示器- 26 -9.3選用游標尺M16- 26 -9.4 起吊裝置- 26 -9.5 箱蓋吊耳、箱座吊耳- 2

7、7 -9.5箱體- 27 -10 潤滑與密封- 28 -10.1齒輪的潤滑- 28 -10.2滾動軸承的潤滑- 28 -10.3潤滑油的選擇- 28 -10.4密封方法的選取- 28 -參考文獻- 29 -1 前言機械零件課程設計是我們學習?機械技術?課程后進行的一項綜合訓練，其主要目的是通過課程設計使學生穩(wěn)固、加深在機械技術課程中所學到的知識，提高學生綜合運用這些知識去分析和解決問題的能力。同時學習機械設計的一般方法，了解和掌握常用機械零部件、機械的傳動裝置或簡單機械設計的設計方法與步驟，為了今后學習專業(yè)技術知識打下必要的根底。某車間傳送設備的傳動裝置的設計是本次課題。機器一般是由原動機、傳

8、動裝置和工作裝置組成，其中傳動裝置是大多數(shù)機器或機組的重要組成局部，是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需求，傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、質量和本錢。合理的傳動方案除滿足工作裝置外還要求結構簡單、制造方便、本錢低廉、傳動效率高和使用維護方便。本次課程設計除了滿足機械的功能要求外，合理的選擇傳動形式是擬定方案是關鍵環(huán)節(jié)。選擇傳動結構類型時應綜合考慮各有關要求和工作條件，包括傳動功率、使用壽命、經濟要求、外部條件環(huán)境等；同時，電機的型號傳動比的分配傳動裝置的運動和參數(shù)確實定等，都是設計過程中非常重要的環(huán)節(jié)。同時AUTO CAD、WORD 文檔編輯等工具的熟練運

9、用也是完本錢次設計的重要保證。2 確定傳動方案2.1 傳動布置方案圖1 傳動布置方案1減速器 2聯(lián)軸器 3滾筒 4運輸帶 5電動機 6帶傳動2.2 條件1輸送帶主動輸出轉矩 T700nm2輸送帶工作速度 V=1.12m/s允許輸送速度誤差±53滾筒直徑 D=380mm4滾筒效率0.96包括滾筒軸承的效率損失2.3 設備工作條件室內工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)每日兩班，工作8年，車間有三相交流電源。3 ?機械設計?課程設計的內容 機械設計課程是本門的一個重要實踐環(huán)節(jié)，是高等學校工科專業(yè)學生第一次較全面的設計訓練。本次設計對象為普通減速器具體內容如下：3.1 設計方案論述一、 選擇電機；

10、二、 減速器外部傳動零件設計含聯(lián)軸器選擇；三、 減速器的設計：1 設計減速器的傳動零件；2 對各軸進行結構設計，按彎矩合成條件驗算各軸的強度；3 按疲勞強度條件計算出軸的強度；4 選擇各對軸承，計算輸出軸上上軸承的壽命；5 選擇各鍵，驗算輸出軸上的鍵的連接的強度；6 選擇各配合尺寸的公差和配合；7 決定潤滑方式，選擇潤滑劑。3.2 繪制減速器的裝配圖和局部零件工作圖1 減速器裝配圖1張A0或A1；2 底座或油蓋工作圖1張A1；3 輸出軸級該軸上齒輪的工作圖個1張A3。3.3 編寫設計說明書將14項整理成文，字數(shù)60008000。4 課程設計的步驟4.1 設計準那么閱讀設計任務書，明確設計要求和

11、條件，通過看實物、模型、錄像和減速器拆裝實驗等，了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙，擬定設計方案。4.2 傳動裝置的總體設計傳動裝置的總體設計的內容為：確定傳動方案、選定電機型號、計算總傳動比合理分配各級傳動比，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。為設計各級傳動和裝配圖設計提供條件。遵循機械設計過程的一般規(guī)律，大體上按以下步驟進行：1. 設計準備 認真研究設計任務書，明確設計要求和條件，認真閱讀減速器參考圖，拆裝減速器，熟悉設計對象。2. 傳動裝置的總體設計 根據(jù)設計要求擬定傳動總體布置方案，選擇原動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。3. 傳動件設計計算 設計裝配圖前，先計算各級傳動件的參數(shù)確定其尺寸

12、，并選好聯(lián)軸器的類型和規(guī)格。一般先計算外傳動件、后計算內傳動件。4. 裝配圖繪制 計算和選擇支承零件，繪制裝配草圖，完成裝配工作圖。5. 零件工作圖繪制 零件工作圖應包括制造和檢驗零件所需的全部內容。6. 編寫設計說明書 設計說明書包括所有的計算并附簡圖，并寫出設計總結。4.2.1 確定傳動方案合理的傳動比方案應滿足機器的功能要求，例如傳動功率的大小，轉速和運動形式，同時他應該適合工作條件工作環(huán)境、場地、工作制度等，滿足工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維修方便、工藝性和經濟性合理等要求。由設計任務看課確定設計方案如圖1所示。該傳動方案由一個V帶傳動裝置和一個二級減速器組成。它適用

13、于長期工作，加工和使用維修方便，結構緊湊，噪音小。其中減速器采用展開式減速器，它結構簡單，應用廣泛。但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速齒輪布置在遠離轉矩輸出端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭矩變形和軸在彎矩作用下產生的彎矩變形可局部的相對抵消，以減緩沿齒輪寬載荷不均勻的現(xiàn)象。適用于載荷比擬平穩(wěn)的場合。采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖、吸振性能，可適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，本錢低，使用維護方便。缺點是傳動尺寸較大，V帶使用壽命較短。該轉動裝置的總效率為 4-1 式中：1為齒式聯(lián)軸器的傳動效率； 1、2分別為齒輪的傳動效率

14、；4為V帶的傳動效率；5、6、7分別是滾動軸承球軸承的傳動效率。4.2.2 電動機的選擇選擇電動機的內容包括：電動機的類型、結構形式、容量和轉矩，要確定電動機具體型號。一、選擇電動機類型和結構形式電動機類型和結構形式要根據(jù)電源交流或直流、工作條件和載荷點來選擇，該裝置選擇我國通用的Y系列電動機，他為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、鐵屑、或者其他雜物侵入電動機的內部特點，額定電壓為380V，頻率50Hz，適用于特殊要求的機械上，所以該裝置選擇此類 電動機，電動機機構可以防護式結構，一保護人身和機械的平安。二 、選擇電動機的容量標準電動機的容量由額定功率表示，所以電動機的額

15、定功率應等于或稍大于工作要求功率。容量小于工作要求，那么不能保證正常工作，或者使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，那么增加本錢，并且由于效率和功率因素低而造成浪費。工作機的工作速度： 4-2 4-3式中：工作機的轉速，D為工作機滾筒的直徑 4-3式中：為工作機的工作效率，為電動機的工作效率，為傳動裝置的總效率三、確定電動機轉速要求和傳動機構的合理傳動比范圍，可推算出電動機轉速的可選范圍： 式中：n為電動機的可選轉速范圍， i1,i2,i3分別為帶傳動、圓柱齒輪傳動1和圓柱齒輪傳動2的合理傳動比范圍； 經查表可得：該裝置可選用同步轉速為1500rmin電動機。根據(jù)選定的電動機類型、結構

16、、容量、轉速，查表可得該電動機的型號 Y132S-4該電動機的主要參數(shù)如下： 表1 電動機的參數(shù)電機型號額定功率滿載轉速rmin最大轉矩n·w軸承尺寸nm機座中心高nmY132S-45.514402.280132 設計傳動裝置時一般按工作機實際需要的電動機輸出功率計算，轉速那么取滿載轉速。4.3 計算總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比要求為： 4-4 式中：n 為電動機的滿載轉速，rmin由于該傳動裝置為多級傳動，總傳動比應為： 式中：i1,i2,i3分別為帶傳動和倆組圓柱齒輪傳動的傳動比，參照各級齒輪的傳動比參考表可假設各級傳動比： i1=2.5;i2=3.789;i3=2

17、.703傳動裝置的實際傳動比要比選定的齒輪數(shù)或者標準帶輪直徑要準確計算，因而與要求傳動比可能有誤差。一般允許的工作實際轉速與要求的相對轉速的相對誤差為±335%4.4 計算傳動裝置的相對運動和動力參數(shù)設計計算傳動件時，需要知道各軸的轉矩、轉速或功率，因而講工作機的轉速、轉矩或功率推算到各軸上。該傳動裝置從電動機到工作機油三軸，依次、軸，那么可算各軸轉速。 4.4.1 各軸轉速 (4-5) (4-6) (4-7)式中：n為電動機的滿載轉速, rmin n1,n2,n3分別、軸的轉速，rmin; 軸為高速軸，軸為低速軸。 i1,i2,i3依次為電動機軸至高速軸、軸，、軸間的傳動比。4.4

18、.2 各軸的功率 4-8 4-9 4-10式中：為電動機輸出功率，kw; P1,P2,P3分別為、輸出功率，kw; 、依次為電動機軸與軸，、軸，、軸間的傳動效率。4.4.3 各軸轉矩由電動機的輸出功率： 可知電動機的輸出轉矩： 、軸的相關參數(shù)如下表：表2 軸的相關參數(shù)軸名功率P (/kw)轉矩TN/ m轉速n (r/min)電機軸5.00633.2001440軸4.80678.883576軸4.615286.643152.220軸4.432744.03656.3155 傳動零件的設計計算5.1 減速箱外傳動零件帶傳動設計帶傳動設計要求：1. 帶傳動設計的主要內容 選擇合理的傳動參數(shù)；確定帶的型

19、號、長度、根數(shù)、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結構和尺寸等。2. 設計依據(jù) 傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉速等。3. 注意問題 帶傳動中各有關尺寸的協(xié)調，如小帶輪直徑選定后要檢查它與電動機中心高是否協(xié)調；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協(xié)調。小帶輪孔徑要與所選電動機軸徑一致；大帶輪的孔徑應注意與帶輪直徑尺寸相協(xié)調，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時還應注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段的最小軸徑。 V帶傳動設計計算1、確定計算功率由2中表8-7查得工作情況系數(shù) 由2中公式8-21： 5-1式中：為電動機的額定功率，為

20、工作系數(shù)，單位 kw。2、選擇V帶的帶型根據(jù)及,經查表根本確定選A型帶。3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑查表可選最小直徑=75mm，又由查表可選取=125mm，所以，那么大圓直徑取315。驗算帶速按2中公式8-13驗算帶的速度 5-2符合V帶要求。4、確定V帶的中心距和基準長度根據(jù)2中公式8-20，初定中心距所以帶基準長度 5-3根據(jù)查表最后確定V帶計算實際中心距由2中公式8-23計算 5-4考慮到安裝調整和補償預緊力的需要，中心距的變動范圍為：5、驗算小帶輪上的包角5-5包角適宜。6、計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率由和,查2中表8-4a得功率增量 ；包角修正系數(shù) ；

21、 帶的長度系數(shù) 。帶入公式可得： 5-6計算V帶的根數(shù)z 應選3根帶。7、計算單根V帶的初拉力的最小值根據(jù)2中公式8-27： 5-7 應使帶的實際初拉力。8、計算壓軸力壓軸力的最小值由1中公式8-28得： 5-8式中：z為帶的根數(shù)；F0為帶根數(shù)的預緊力；a1為小帶輪的包角。9、帶輪結構設計表3 V型帶傳動相關數(shù)據(jù)見表：計算功率kw傳動比i帶速V (m/s)帶型根數(shù)單根初拉力N壓軸力N1.912.59.42A3182.2941087.530小帶輪直徑(mm)大帶輪直徑(mm)中心距(mm)基準長度mm小帶輪包角125315443.324600160.025.2 齒輪設計高速級齒輪設計 選擇齒輪類

22、型、精度等級、材料及齒數(shù)按照已經選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：1. 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照2中表10-8，選擇8級精度GB10095-883. 材料 由2中表10-1選擇：兩者材料硬度差為40HBS 小齒輪 40Cr 調質 硬度280HBS大齒輪 45鋼 調質 硬度240HBS4. 試選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取 齒數(shù)比 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)小齒輪轉矩 5-9由文獻2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)齒寬系數(shù)：由文獻2中表107知齒寬系數(shù)由文獻2中圖10-21d 按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強

23、度極限：小齒輪的接觸疲勞強度極限： 大齒輪的接觸疲勞強度極限：計算應力循環(huán)次數(shù)由文獻2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許應力取失效概率為1% 平安系數(shù)S=1由文獻2中式10-12 5-10 5-11計算 由式 5-12試算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 5-13計算齒寬b 計算齒寬與齒高比模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)據(jù) 8級精度。由圖10-8查動載荷系數(shù)直齒輪由文獻2中表10-2查得使用系數(shù)由文獻2中表10-4用插入法查得8級精度、小齒輪相對非對稱布置時由 在文獻2中查圖10-13 得 故載荷系數(shù) 5-14 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻2中式10-10a得 5-15

24、 計算模數(shù)m 按齒根彎曲強度計算由文獻【1】中式10-5彎曲強度設計公式 5-161. 確定公式內各計算數(shù)值 由文獻2中圖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 由文獻2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞平安系數(shù) 由2中式10-12 5-17 5-18 計算載荷系數(shù)K 5-19 查取齒形系數(shù)由2中表10-5查得 查取應力校正系數(shù)由2中表10-5查得 計算大小齒輪的 5-20 5-21大齒輪的數(shù)值大2. 設計計算 5-22比照計算結果，由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)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承

25、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，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)1.944并根據(jù)GB1357-87就近圓整為標準值，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù) 高速級齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑 中心距 5-23 齒輪寬度 取 圓周力： 5-24徑向力： 5-25表4 高速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒寬小齒輪20°21534齒輪121242423695.3 減速器內傳動零件低速級齒輪設計 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用直齒圓柱齒輪傳動

26、 傳動速度不高，選擇8級精度GB10095-88 材料選擇小齒輪 40Cr 調質 硬度280HBS大齒輪 45 調質 硬度240HBS 選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取整 按齒面接觸強度設計 5-261.確定公式內各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的扭矩由2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)由2中表10-7選取齒寬系數(shù)由2中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 由2中式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 5-27 5-28 由2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許應力取失效概率為1% 平安系數(shù)S=1由2中式10-12 5-29 5-30 2.計算 計算

27、小齒輪分度圓直徑，代入 計算圓周速度 5-31 計算寬度b 5-32 計算齒寬與齒高比模數(shù)m 5-33齒高 5-34 5-35 計算載荷系數(shù)據(jù) 8級精度。由2中圖10-8查動載荷系數(shù)；直齒輪。由2中表10-2查得使用系數(shù)。由2中表10-4用插入法查得8級精度、小齒輪相對非對稱布置時 5-36由 查2中圖10-13得 故載荷系數(shù) 5-37 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2中式10-10a得 計算模數(shù)m 按齒根彎曲強度計算由2中式10-5彎曲強度設計公式 5-381. 確定公式內各計算數(shù)值 由2中圖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 由2中圖10-18取

28、彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞平安系數(shù) 由2中式10-12 5-39 5-40 計算載荷系數(shù)K 5-41 查取齒形系數(shù)由2中表10-5查得 查取應力校正系數(shù)由2中表10-5查得 計算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大2.設計計算 5-42 根據(jù)2中表101就近圓整為標準值計算小齒輪齒數(shù) 取整 31計算大齒輪齒數(shù) 取整 84 低速級齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 表5 低速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒寬小齒輪20°3.5201.253.0631108.5113大齒輪84294108.55.4軸的設計輸入軸的設計 確定軸的材料

29、及初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料輸入軸材料選定為40Cr，鍛件，調質。2、求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力：輸入軸的功率 輸入軸的轉速 輸入軸的轉矩 圓周力：徑向力：3、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調制處理，根據(jù)2中表153，取初步設計輸入軸的結構根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度1 軸最小直徑為，由于是高速軸，顯然最小直徑處將裝大帶輪，故應取標準系列值，為了與外連接件以軸肩定位，故取B段直徑為。2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑個長度最小直徑處的長度V帶輪的寬度：，為了滿足V帶輪的定位，1-2軸段右端需制處一軸肩，圓整為

30、25mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為3 初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，應選用深溝球軸承采用深溝球軸承的雙支點各單向固定。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6006參考文獻3，其尺寸為，為防止箱內潤滑油飛濺到軸承內使?jié)櫥♂尰蜃冑|，在軸承向著箱體內壁一側安裝擋油板，根據(jù)需要應分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩，故：右端的滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查得6006型軸承的定位軸肩高度(4由該軸上的援助齒輪分度值經為64mm，所以采用齒輪軸，且可知齒輪段的長度即為齒寬，。(5) 軸承端蓋的總長度為20mm

31、。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸添加潤滑脂的要求，取端蓋與帶輪的距離為I=30 mm。多以(6 取齒輪距箱體內壁之間距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時候，應距箱體內壁一段距離s，取，滾動軸承的寬度，又根據(jù)第3齒輪的輪轂長，第2齒輪與第3齒輪的距離，那么： (7) 取齒輪處的軸段，在該段的軸的左邊設置一軸環(huán)，軸環(huán)的直徑為39mm長度為12mm。(8至此已經初步計算出該軸的直徑和長度，具體見下列圖。(9軸上重要零件的周向固定 齒輪，V帶輪與軸的周向固定均采用平鍵連接，V帶輪與軸的聯(lián)接，訊用平鍵為18mm×11mm，V帶輪與軸的配合為直徑尺寸公差為m6軸也選用平鍵18mm

32、15;11mm，同時，為了保證與軸配合有良好的對中性，應選擇齒輪輪轂與軸的配合為。(10確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2，去軸端倒角2×45，與軸肩處的圓角半徑見圖2(11) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置，因此，用為簡支梁繁榮軸的支撐跨距.根據(jù)軸的計算簡圖做出彎矩和扭矩圖圖2 彎矩圖和扭矩圖從軸的結構圖以及彎矩扭矩圖中可以看住截面C是軸的危險截面，先將計算出截面C處的，及M的值列表于下表表6 彎矩和扭矩數(shù)值載荷水平面H垂直面V支反力彎矩M總彎矩 扭矩T (12) 按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩的截面即危

33、險截面C的強度。根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)值，并取a=0.6，軸的計算應力 選定軸的材料為45號鋼調質處理，由表15-1查得因此,故平安，示意圖如下： 圖3 軸的簡圖5.4.3 軸的設計計算 1 軸III的功率， ，取 2 求作用在齒輪的力 低級大齒輪分度圓直徑為： 3 初步確定軸最小直徑 先按式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。 根據(jù)表15-3，取,于是：由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 計算轉矩為，所以選用GICL2型鼓形輪聯(lián)軸器。其主要參數(shù)如下： 材料 HT200 公稱轉矩為 軸孔直徑d=25mm 軸孔長, 4 軸的結構設計 圖4 軸的

34、簡圖(1)擬定軸上零件的裝配方案 此題的裝配步驟用上圖所示的裝配方案 (2)根據(jù)軸向定性的要求確定軸的各段直徑的長度 取軸端擋圈。按軸端駐京取直徑半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度，為了保證軸端擋圈只在半聯(lián)軸器而不在軸端面上，故2-3段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。(3初步選擇滾動軸承，應軸承受到徑向力的作用，應選項用深溝球軸承，由軸承產品目錄中初步選取 滾動軸承6006 其尺寸 故；面。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位查得6006型軸承的定位軸肩高度d=36mm，所以。 (4取安裝齒輪處的軸端6-7的直徑；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位，齒輪的輪轂的寬度為108.5mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒

35、輪，此軸應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩固定，軸肩高度，取那么軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 (5軸承端蓋的總寬度為20mm由減速器及軸承端蓋的結構設計而定。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間距為，故取。 (6取齒輪距箱體內壁之距離，中間軸兩齒輪間距離 考慮到箱體內的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s,取，滾動軸承，那么 至此，可以知道 已初步確定的各段直徑的長度 (7至此已經初步計算出該軸的直徑的長度，具體見下列圖。 8軸上重要零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按由手冊查得平鍵截面同時為了保證

36、齒輪與軸配合有良好的對中性，應選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，故用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為直徑尺寸公差為m6。 9確定軸上原角和倒角尺寸 參考表15-2.取軸端倒角為，與軸肩處的倒角半徑見圖。 10)求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置。因此，用為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出彎矩圖和扭矩圖。 圖5 彎矩圖和扭矩圖從軸的結構圖以及彎矩扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處的及的值列于下表表6 截面C彎矩和扭矩載荷水平面H垂直面V支反力彎矩M總彎矩扭矩TN·m 11按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時

37、，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險截面C的強度。 根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)值，并取a=0.6，軸的計算應力前面已選定軸的材料為45調質處理，由表15-1查得。因此，故平安。1 軸上的功率設計計算 ，取2 求作用在齒輪上的力 低速級大齒輪的分度圓直徑為 高速級大齒輪的分度圓直徑為； 所以 3 初步確定軸最小直徑先按式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料外45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取，于是： 4 軸的結構設計1 擬定軸上的零件的裝配方案 零件的裝配方案可參考圖1所示。2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度最小直徑處的長度：1-2軸段右端需制出一軸肩，圓整為45mm。

38、左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為。(3初步選擇滾動軸承根據(jù)，由初步選取軸承的型號為6008型，根本尺寸，故，而。右端的滾動軸承采用軸肩進行定位。查得6008型軸承的定位軸肩高度，所以取(4由軸I和軸II可以知道，齒輪要正確的嚙合，那么兩齒輪的中心點在同一中心線上。又由于齒輪2的齒輪寬度為113.5mm，所以取(5取安裝齒輪2和3處的齒輪高度都為50mm，在安裝的兩軸中間設置一個軸環(huán)，軸環(huán)的高度。6由于齒輪3的寬度為64mm，那么，至此已經初步計算出該軸的直徑長度，具體見下列圖。7軸上重要零件的軸向固定 軸上齒輪處的鍵聯(lián)接都選擇平鍵聯(lián)接，由手冊查得平鍵截面b×h=22mm&#

39、215;14mm和18mm×11mmGB/T 1096-1979,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應選擇齒輪輪轂與軸的配合都為：8確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2×45，與軸肩處的圓角半徑見圖3。9求軸上的載荷 首先根據(jù)軸上的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置。因此，用為支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出彎矩圖和扭矩圖如圖4。從軸的結構以及彎矩扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出截面C出的、及M的值列于下表7。載荷水平面H垂直面V支反力彎矩M總彎矩扭矩TN·m表7 截面C彎矩和扭矩10按彎矩合成應力校核軸的

40、強度 進行校核時，通常只校核軸上成受最大彎矩和扭矩的截面即危險截面C的強度。根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)據(jù)值，并取，軸的計算應力選定軸的材料為45調質處理，由表15-1查得，故平安，示意圖如下：圖6 彎矩圖和扭矩圖6 滾動軸承的選擇和設計見軸的設計7 鍵連接的選擇及校核計算見軸的設計由于鍵采用靜連接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆平安。設計如上所述。8 聯(lián)軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為 所以選用GICL2型鼓行齒輪聯(lián)軸器其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 軸孔長 裝配尺寸9

41、減速器附件的選擇9.1 通氣器通氣器多裝在箱蓋頂部或窺視孔蓋上，其作用是將工作時箱內熱漲氣體及時排出。其結構根本如下：圖7 通氣孔圖 由于在室內使用，選通氣器一次過濾，采用 9.2 油面指示器油標用來指示油面高度，常見的有油尺、圓形油標、長形油標等。一般采用帶有螺紋局部的油尺。油尺安裝位置不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出，不能太高以免與吊耳相干預，箱座油尺座孔的傾斜位置應便于加工和使用。 圖8 油面指示器 9.3選用游標尺M169.4 起吊裝置采用啟蓋螺釘?shù)闹睆揭话愕扔谕咕壜?lián)接螺栓的直徑，螺紋有效長度大于凸緣厚度。螺桿端部要做成圓柱形或大倒角、半圓形，以免啟蓋時頂壞螺紋。圖9 起吊裝置圖9.

42、5 箱蓋吊耳、箱座吊耳 為便于拆卸及搬運，應在箱蓋上鑄出吊耳，并在箱座上鑄出吊鉤。 圖10 箱體吊耳、箱座圖 9.5箱體采用HT200鑄造箱體，水平剖分式箱體采用外肋式結構。箱內壁形狀簡單，潤滑油流動阻力小，鑄造工藝性好，但外形較復雜。箱體主要結構尺寸如下: 表8 箱體結構尺寸名稱符號尺寸關系箱座壁厚箱蓋壁厚箱座凸緣厚度箱蓋凸緣厚度箱底座凸緣厚度箱座箱蓋肋厚、箱座箱蓋地腳螺釘直徑取地腳螺釘數(shù)目軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 取箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑取軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目、觀察孔蓋螺釘直徑取、至箱壁外距離統(tǒng)一取34mm、至凸緣邊緣的距離統(tǒng)一取28mm軸承旁凸臺高度半徑外箱壁至軸承座端面的距離齒輪頂圓至箱體內

43、壁的距離1.215mm齒輪端面至箱體內壁的距離12mm軸承端面至箱體內壁的距離軸承用脂潤滑取15mm10 潤滑與密封 10.1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm 10.2滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑 10.3潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用與小型設備，選用LAN15潤滑油 10.4密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為FB25427ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑。 附 課程設計的心得體會經過了三個星期的課程設計的學習，我深深的體會到作為一個設計人員的不易，為了能穩(wěn)固以前學過的知識并且