機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)_盤(pán)磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)

《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)_盤(pán)磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)_盤(pán)磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)（48頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、第一章課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 年級(jí)專(zhuān)業(yè) 過(guò)控101 學(xué)生 付良武 學(xué)號(hào) 1008110074 題目名稱 盤(pán)磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)時(shí)間 第17周?19周 課程名稱 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 課程編號(hào) 設(shè)計(jì)地點(diǎn) 化工樓 一、課程設(shè)計(jì)（論文）目的 1.1 綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)，進(jìn)行設(shè)計(jì)實(shí)踐 鞏固、加深和擴(kuò)展。 1.2 培養(yǎng)分析和解決設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單機(jī)械的能力 為以后的學(xué)習(xí)打基礎(chǔ)。 1.3 進(jìn)行工程師的基本技能訓(xùn)練 計(jì)算、繪圖、運(yùn)用資料。 二、已知技術(shù)參數(shù)和條件 2.1 技術(shù)參數(shù)： 主軸的轉(zhuǎn)速：42rpm 錐齒輪傳動(dòng)比：2~3 電機(jī)功率：5kW 電機(jī)轉(zhuǎn)速：1440rpm

2、 2.2 工作條件： 每日兩班制工作，工作年限為10 年，傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，有輕微振動(dòng)，主軸轉(zhuǎn) 速的允許誤差為土 5% 1 —電動(dòng)機(jī)；2、4—聯(lián)軸器；3—圓柱斜齒輪減速器； 開(kāi)式圓錐齒輪傳動(dòng)；6—主軸；7—盤(pán) 三、任務(wù)和要求 3.1 編寫(xiě)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)1份，計(jì)算數(shù)據(jù)應(yīng)正確且與圖紙統(tǒng)一。說(shuō)明書(shū)應(yīng)符合規(guī)格式且用 A4紙打??； 3.2 繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖 1號(hào)圖1 ；繪制零件工作圖3號(hào)圖2 （齒輪和軸）；標(biāo) 題欄符合機(jī)械制圖國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)； 3.3 圖紙裝訂、說(shuō)明書(shū)裝訂并裝袋； 注：1 ?此表由指導(dǎo)教師填寫(xiě)，經(jīng)系、教研室審批，指導(dǎo)教師、學(xué)生簽字后生效; 2 ?此表1式3份，

3、學(xué)生、指導(dǎo)教師、教研室各1份 四、參考資料和現(xiàn)有基礎(chǔ)條件（包括實(shí)驗(yàn)室、主要儀器設(shè)備等）4.1《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材 4.2 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》 4.3 《減速器圖冊(cè)》 4.4 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 4.5 《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》 4.6 其他相關(guān)書(shū)籍 五、進(jìn)度安排 序號(hào) 設(shè)計(jì)容 天數(shù) 1 設(shè)計(jì)準(zhǔn)備（閱讀和研究任務(wù)書(shū)，閱讀、瀏覽指導(dǎo)書(shū)） 1 2 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 2 3 各級(jí)傳動(dòng)的主體設(shè)計(jì)計(jì)算 2 4 減速器裝配圖的設(shè)計(jì)和繪制 7 5 零件工作圖的繪制 1 6 編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 2 7 總計(jì) 15 六、教研室審批意見(jiàn) 教研室主

4、任（簽字）：七I、主管教學(xué)主任意見(jiàn) 主管主任（簽字）： 八、備注 指導(dǎo)教師（簽 字）： 學(xué)生（簽 字）： 結(jié)果 計(jì)算及說(shuō)明 第一章 傳動(dòng)方案的整體設(shè)計(jì) 2.1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案： 2.1.1 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。 2.1.2 特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。選擇錐齒輪傳動(dòng)和一級(jí)圓柱斜齒輪減速器 (展開(kāi)式)。 2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 根據(jù)已知任務(wù)書(shū)給定的技術(shù)參數(shù)，由給定的電動(dòng)機(jī)功率為 必V

5、電動(dòng) 機(jī)轉(zhuǎn)速為1440r/min,查表17-7選取電動(dòng)機(jī)型號(hào)為丫 132s-4,滿載轉(zhuǎn)速 nm1440 r/min 同步轉(zhuǎn)速 1500r7min。 2.3 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)的傳動(dòng)比 231總傳動(dòng)比 由選的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速加=42,可得傳動(dòng) 裝置總傳動(dòng)比為 ia= nH nw= 1440/42 = 34.29。 2.3.2分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 錐齒輪傳動(dòng)比：i3=3 減速器傳動(dòng)比：i =ia/13=34.29/3=11.43 高速級(jí)傳動(dòng)比：，=(1.314) PJ1.35 11.433.93 低速級(jí)傳動(dòng)比：i2 i7ii 11.43/3.93

6、2.9 2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速 n (r/min ) n o=nm=1440 r/min 高速軸1的轉(zhuǎn)速:n 1= nm=1440 r/min 中間軸 2 的轉(zhuǎn)速:n2 n i/ii 1440/3.93 366.4r/min 低速軸 3 的轉(zhuǎn)速:n3n2/i2 366.4/2.9 126.3r/min 主軸 6 的轉(zhuǎn)速:nena/ia 126.3/3 42.1 r/min 2.4.2 各軸的輸入功率P(KW) p0=P=5kw 高速軸1的輸入功率：P i=P^n c=5X 0.99=4.95kw 中間軸 2 的輸入功率：P2=Pi n

7、in g=4.95 x 0.98 x 0.98=4.75kw 低速軸 3 的輸入功率：P 3=F2n 2n g=4.75 X 0.98 x 0.98=4.57 kw 主軸 6 的輸入功率:F 4=F3n gn 9n d=4.57 x 0.98 x 0.99 x 0.97=4.30 kw Pm為電動(dòng)機(jī)的額定功率；nc為聯(lián)軸器的效率；ng為一對(duì)軸承的效率；n ，高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率；n 2為低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率； n d為錐齒輪傳動(dòng)的效率。 243各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N?n) To=9550P/n o=3.316 x N ? m 高速軸 1 的輸入轉(zhuǎn)矩 Ti=9550P/ni= (95

8、50x 4.95) /1440=3.283 x 1O4N ? m 中間軸 2 的輸入轉(zhuǎn)矩 E=9550P/n2= (9550x 4.75 ) /366.4=1.238 x 1O5N ? m 低速軸 3 的輸入轉(zhuǎn)矩 T3=9550P/n3= (9550x 4.57) /126.3=3.4556 5 x 10 N - m 主軸 6 的輸入轉(zhuǎn)矩 T4=9550P/n4= (9550x 4.30 ) 742.1=9.7542 x 1O5N- m 第三章傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 高速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算 3.1.1 選精度等級(jí)，材料及齒數(shù) (1)齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功

9、率不大，轉(zhuǎn)速不高， 小齒輪用40Cr,大齒輪用45號(hào)鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小 齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBs大齒輪硬度為240HBS (2)齒輪精度用7級(jí)，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為點(diǎn)蝕。 (3)慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取=24廁=24x 3.93=94.32， 取二94。 (4)選取螺旋角。初選螺旋角為3 =14。 3.12按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) I 2 由設(shè)計(jì)公式面3?"殷山試算 Vda H (1)確定公式的各計(jì)算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù)K=.6 1 2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 4.95 4 3.283 10 N mm 5 5 95.

10、5 10 p 95.5 10 Ti 1440 3) 由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7 選取齒寬系數(shù) 1440 (5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)V=2.988m/s,7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)31.12。 KHa KFa1.4；由表10

11、-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查得7 級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)， h=1.417。查圖10?13得 Kf=1.34;故載荷系數(shù): K KaKvKh Kh 1.25 1.12 1.4 1,417 2.78 (6) 系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 1 di dit K /Kt 3 39.629 2.78/1.6 按實(shí)際的載荷 10-10a 得 1 /3 47.643mm (7)計(jì)算模數(shù)mn 1.9261mm ITIn dicos /Zi 47.643cos14 /24 313按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10-5得彎曲強(qiáng)度

12、的設(shè)計(jì)公式為m嚴(yán)「Y，2C0S YraYsa 2 I d Nia F (1)確定公式的各計(jì)算數(shù)值 1)計(jì)算載荷系數(shù)K K=KaKvKfrKf 九 25 X 行 2 X「4 X 1.34=2.63 2 )根據(jù)縱向重合度 =1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y =0.88 3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 乙 24 Zv1 cos3 cos314 Z94 Zv2 cos3 COS314 4)查取齒形系數(shù) 26.27 102.90 由先in-5杏徨、「Fa1 5)查取應(yīng)力校正系數(shù) 2592Ta?2 . 178 由表 10?5 查得 Ysai 1.

13、596, 丫 Sa2 1.791 6）由圖10-20C查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 fei 500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE2 380MPa 7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系Kfni=.86, Kfn2=0.89； 8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得 F1 Kfn1 FE1/S=0-86 X 500/1,4=307.14Mpa /S=0.89 X 380/1.4=241.57MPa 9 ）計(jì)算大、小齒輪的丫 Fa Ysa/ F并加以比較 YFai Ys/ F 1=2.592 X 1.596/307.14=0.01347

14、MPa =2.178 X 1.791/241.57=0.01615MPa 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 arccos Z2 mn arccos 2494 2 14.7123 3 2 2.63 32830 0.88 2a2 122 因值改變不多，故參數(shù) a，K，ZH等不必修正。 a Z1 Z2 mn 2 COS 將中心距圓整為122mm 2）將圓整后的中心距修正螺旋角 3）計(jì)算分度圓直徑 d 1 Z mn/cos 21 2/cos14.7123 49.627mm =94X 2/cos14.7123=194.373mm 4） 計(jì)算齒輪寬度 bdi 1 49.627 4

15、9.627mm 圓整后取 B2=50mm5B=55mm 5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 齒頂高 ha mn han 2 1 2mm 齒根高 hf Ho Han Cn Xn2 1 0 25 0 亦 齒高 h hahf4.5mm 齒頂圓直徑： 小齒輪 da =d+2ha =53.627 mm 大齒輪 da =198.373 mm 齒根圓直徑： 小齒輪 d f =d-2 h t =44.627 mm 大齒輪 da = d-2 h f =190.373 mm 3.2低速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算 3.2.1 選精度等級(jí)，材料及齒數(shù)。 1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小

16、齒輪用40Cr,大齒輪用45號(hào)鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒 輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBs大齒輪硬度為240HBS 2）齒輪精度用7級(jí)，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為占蝕。 3）慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Zi 24,則Z224 2.9 69.6, 取 Z2 70 o 4）選取螺旋角。初選螺旋角 14 3.22按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 由設(shè)計(jì)公式」 32Kt「ZhZe U_1試算 d1t1 U .d a （1）確定公式的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)K=1.6 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn) 矩。 _ 95.515P2 95 5 1。5 4.

17、75 佃 81 恢 mm T2 366.4 3）由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7選取齒寬系數(shù)d 1 1 4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa2 5）由圖10?21d按齒面強(qiáng)度查地小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hliml 600Mpa Hiim2550MPa 6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次 Ni 60n2jS 0 60 366.4 2 8 365 10 1.28 109 9 9 N2 N1 /i2 0.96 10/2.9 0.44 10 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)小=0.95 , Khn2=0.97。 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為 0

18、.01，安全系數(shù)S=1. 由式10.12得 [er H]i=CHiimi Khn/S=600x 0.95/1 Mpa=570Mpa [e h] 2= e Hiim2 Khn/S=550x 0.97/1 Mpa=533.5Mpa 9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh 2.433 10 由圖10-26查得 0.78, o 0.87,則 a1 a2 ） a1 a2 0,87 0.78 1 .65 11許用接觸力 ） 570 ； 33 5Mpa 551.75Mpa （2）計(jì) 算 1 3筲 ]12KtT1 ZHZl I）雙舁 f j_l 60 .929 d " mm 2)度3寬

19、 周速 V= dit n2/ （60 x 1000） =1.169 m/s b ddit 60.929mm mnt d1t cos / Z 60.929cos14 / 24 2.4633 h 2.25mnt 2.25 2.4633mm 5.5424mm b/h 10.993 4) 計(jì)算縱向重合度 0.318~~^tan 0.318 1 24 tan 14 1.903 -_5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)V=1.169m/s,7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.08 , KhKf 1.4;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查地7級(jí) 精度，小齒輪相對(duì)支承非

20、對(duì)稱布置時(shí)， Kh =1.421 ;查圖10?13得 Kf1.35;故載荷系數(shù)： K KaKv Kh Kh 1.25 1.08 1.4 1.421 2.69 6) 按實(shí)際的載荷 系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10a得 V3 173 diditK/KT 60.929 2.69/1.6 72.449mm 7) 計(jì)算模數(shù)mn ITIn diCOs/Zi 72.449 cos14 / 24 2.9291mm 3.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 F1 K FN1 FE1 s 0.89 500 1.4 317.86Mpa F2 Kfn2 FE

21、2 S 0.90 380 1.4 244.29Mpa 4）計(jì)算載荷系數(shù)K K=KaK/Kf“Kfb =1.25 X 1.08X 1.4 X 1.35=2.55 5)根據(jù)縱向重合度 Y =0.88 6)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 7 Vl 7 V2 7) 查取齒形系數(shù) =1.903 4A 1 -3 COS 乙 3 COS ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 26.27 70 67 87 q P / .O1 由表 10表查得 YFai=2.592;Y Fa2=2.227 8) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 Ysai=1.596;Ysa2= 1.763 9

22、) ）計(jì)算大、小齒輪的YFaYsa / F并加以比較 YFaYsa / F1 2.592 1.596 317.86 0.01301 YFaYsa / F2 2.227 1.763 244.29 0.01607 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計(jì)計(jì)算 0.01607 2.0681mm 1）計(jì)算中心距 Z1 Z5n 2881 25mm 140.4mm 2cos 2cos14 將中心距圓整為141 mm 2）將圓整后的中心距修正螺旋角 arccos —— 2a 28 81 arccos 2 141 55 N1 因值改變不多，故參數(shù)，K ,Zh等不必修正。

23、3) 計(jì)算分度圓直徑 di ZHInCos28d2Z21TmeS81 2.5 cos15 72.469mm 4)計(jì)算齒輪寬度 2.5 cos15 209.643mm bcjdi 1 72.449 72.449mm 整后取 B=72, B2=77. 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 齒頂高 ha mn han Xn 2.510 2.5mm 齒根高 hf mn han CnXn 2.5 1 0.25 0 3.125mm 齒高h(yuǎn) ha hf 5.625mm 齒頂 直徑 小齒輪 da d 2ha 77.449mm,大齒輪 da d 2ha 214.693mm 齒根 直徑

24、 小齒輪d f d 2hf 66.219mm , 大齒輪 df d ? 203.393m hfm 第四章軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1.1 中間軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知，得：P= Pn=4.75KW, n= n n=366.4r/min 412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A=112。得 dmin Ao3Pli 2 3 A*75 26.31 mm dmin A0 3 n , 366.4 4.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案 軸

25、的設(shè)計(jì)示意圖如下： I廠 If [I III [V V VI （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 1 ）由于dmin =26.31 mm軸上開(kāi)有兩鍵槽，增加后軸徑d=30 mm取 安裝軸承處（該軸直徑最小處） 軸徑d=30 mm則&工=ck.可=30 mm 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根 據(jù)d i-n=30 mm選軸承型號(hào)30206淇尺寸為dx DXT=30 mm< 62 mm x 17.25mm考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體壁 6 mm 3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段n ?川和W-v的直徑dm皿 =dw-v=34mm兩

26、端齒輪與軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬 度 為50mm小齒輪的輪轂寬度為77mm為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此 軸段 應(yīng)略短于輪轂寬度，故分別取Ln-m=74mm,b-v=47mm 兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度： h>0.07d nm=0.07 x 34=2.38mm 取 h=3mm; 軸環(huán)處的直徑:d m小,=34+6=40 mm; 軸環(huán)寬度:b〉1 .4h=1.4 x 3=4.2mm 取 Lm v=5mm 4）由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，所以 7.25+6+16+3=42.25 mm L-燈=17.25+6+18.5+3=44.75 mm （3）軸上零

27、件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dn-m和CLv分別由表6-1 查得平鍵截面bx h=10 mnX 8 mm,長(zhǎng)度分別為63 mm和36 mm,同時(shí)為了 保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為旦7;滾 動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的， 此處選軸的直 n6 徑尺寸公差為m6 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2X45 o （5）軸的校核經(jīng)校核，該軸合格，故安全。 4.2 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.2.1 求高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知、得：P=P=4.95kw, n=n 1=1440 r/mi

28、n 4.2.2 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A0=112.得 fP J4 95 dlTI, A。訂 “2 彳畫(huà) 16.90mm 軸上有一鍵槽，則增加后得直徑d=20 mm高速軸的最小直徑為安裝 聯(lián)軸器處軸的直徑&「取di n =20 mm 4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計(jì)示意圖如下： II IIIIV V VIVD 可 I (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1) 為了滿足半 聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段左端需制出一軸肩，故取n.川段的直徑

29、 dn -m=24 mm左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑 取擋圈直徑D=26 mm半聯(lián) 軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度Li=38 mm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，故取i -n段的長(zhǎng)度 應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取L-n=36mm 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。 因軸承同時(shí)承受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸 承。參照工作要求并根據(jù)d n-m=24 mm選軸承型號(hào)30205,其尺寸dX DX T=25 mnX 52 mnX 16.25 mm,故 dm-N =dw-扯=25 mm.由于軸承右側(cè)需裝 甩 油環(huán)，且軸承需離箱體壁一段距離，考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體 壁6 mm，

30、則取Lm-v=L“盧16.25 mm右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行 軸向定位。 取 dv—v =30 mm. 3)由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設(shè)計(jì)成齒輪軸。 4)軸承端蓋的總寬度取為16 mm取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的 距離為 30 mmj 則 Lnm=46 mm 5)取軸上軸段V ■切處為高速小齒輪，直徑dv-n=53.627mm已知 小齒 輪的輪轂寬度為55mm故取日可=55mm F r= Ft 1323.070 坦~。497.882N COS cos14.7123 F a= Ftta n =1323.070 x tan 14.7123 =347.40

31、5N 圓周力Ft，徑向力R及軸向力Fa的方向如圖示: 輸入軸的載荷分析圖如下： 4.3 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.3.1 求低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知,得：P=P =4.57 KW , n=n m=126.3r/min 4.3.2 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A=112得 嚷，37.04mm 4.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ⑴擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計(jì)示意圖如下: IX VfflVD VI V iv in □ ⑵根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度

32、 1）低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 Ck.為了使 所選的軸直徑 d "與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器 的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tea KaT =1.7 3.4556 105 5.875 105N mm。按照計(jì)算轉(zhuǎn) 矩Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用HL4型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián) 軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N ?m。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm故取di-n=40mm 聯(lián)軸器長(zhǎng)112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L仁84mm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，故取i - n段的 長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取Li n=80mm為了滿足半聯(lián)軸器

33、的軸向定位 要求，I-n軸段左端需制出一軸肩，故取n .川段的直徑ckni=48mm右 端擋 圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=50mm 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根 據(jù) dn-nn=48mm 選軸承型號(hào) 30210,其尺寸為 dx DX T=50mrH 95mM 21.75 □ □故 dm ivdvnVIll 50mm。 3）取安裝齒輪處的軸段W - %的直徑」=52mm齒輪的的左端與左 端軸承之間采用甩油環(huán)和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為72mm為了使 套 筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取Lw. =69 mm. 齒輪的右端采用軸肩定位，

34、軸肩高度 h > 0.07d=0.07 x 52=3.64，則軸環(huán) 處 dv vi=60mm 軸環(huán)寬度 b> 1.4h=1,4 x 4=5.6,|V Lvvi =10mm 4）取齒輪距箱體壁的距離L.皿=a=25.5 mm考慮到箱體鑄造誤差， 使軸承距箱體壁6 mm已知滾動(dòng)軸承寬度T=21.75mm,L =L-e=21.75 mm 已知箱體兩壁之間的距離為178.5，貝U Liw 178.5 -25.5-69-10 6 68mm 5）取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為 30 mm端蓋厚20 mm 則 Ln m =50. （3）軸上零件的周向定位 齒輪，聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用

35、平鍵連接。由表6-1查得平鍵 截面bx h=16mnX 10 mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為63 mm,同時(shí)為了 保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 12 mnX 8 mnX 70 mm> n6 滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸 公差為m6 (4)確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2X45 4.3.4 軸的校核 (1) 求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩Ta P2=4.75KW n 2=366.4r/mi n T2=1.238 X 10^N. m (2)求作用

36、在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 d2 =209.643 mm 而 Ft = 2T2 2X 1.238 X 105/209643= 1181.055N d2 tan n tan20 Fr= Ft n 1181.055 o 445.033N cos cos15 F a= Ftta n =1181.055 Xtanl 50=316.463N 圓周力 Ft， 徑向力R及軸向力Fa的方向如圖示： (3)首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，確定軸承的支點(diǎn)位置。對(duì)于 30210型圓錐滾子軸承，從手冊(cè)中查取有a=21mm因此，做為簡(jiǎn)支梁的軸 的支承跨距 L2 L3 115mm 6

37、0mm 175mm，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出 軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截 面C是軸的危險(xiǎn)截面。 Ft1181.055404.933N L 115 Ft 1181.055776.122N 60 l_2 l_3 175 FNH2 L2 L3175 FrLs 融 F NV 1 l_2 l_3 Fr Fnv1 44 342.138N 3 342.138 102.859N Mh 1262.9 60 75774N mm Mvi Fnv 2 342.138 115 39345.87N mm Mv2 Fnv2L3 12.8590 60 6

38、171.54N mm Mi JmH 85380.305N mm M2 76024.91 N mm 現(xiàn)將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面C處的M、〃和M列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 Fnhi 404.933N, FnH2 776.123N Mh 75774N mm Mi M2 FNV1 FNV2 342.138N, 102.859N Mvi 39345.87 N mm M V2 6171.54 N mm 85380.305N mm 76024.91 N mm

39、 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù) 8.538MP a ca=, 乂 [ （ 「） 2 =,8538。.3052 （0 珈 56。） 2 0.1 503 前已選軸材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查表15-1得[ 門(mén)=60MPa caV[ 1] 此軸合理安全 輸出軸的載荷分析圖如下: 第五章鍵連接的選擇和計(jì)算 5.1 高速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核 齒

40、輪、聯(lián)軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接，由表6-1查得聯(lián)軸器 上的鍵尺寸為b h L =6 x 6X 25 mm聯(lián)軸器采取過(guò)渡配合，但不允 許過(guò) 盈，所以選擇H7/k6，軸與軸承之間采取過(guò)度配合，軸的直徑公差采用 m6 （具有小過(guò)盈量，木錘裝配）d=20 mm,T=32.83 N ? m,查表得 =100120 kid 2T 103p 57.596Mpa 式中 k=0.5h，i=L-b , 3 19 20 所以所選鍵符合強(qiáng)度要 求。 5.2 中間軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核 已知dn-nn=div-v =34 mm T2=123.81 N-m,參考教材

41、,由式6-1可校 核鍵 的強(qiáng)度由于d=3C~38 mm所以取b h=10 8 mm 查表得 =100-120 取低速級(jí)鍵長(zhǎng)為63 mm高速級(jí)鍵長(zhǎng)為36 mm 2T 10 kid 2T 2 123.81 10 3 34.353Mpa 4 53 34 2 123.81 103 70.028Mpa kid 4 26 34 所以所選鍵：b hL=10 mm8 mm63 mm bhL=10 mm8 mm36 mm 符合強(qiáng)度條件。 5.3 低速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核 已知裝齒輪處軸徑 可校梭融mm T=345.56N - m參考教材,由式6-1 強(qiáng)度，由于 d=50~58 mm

42、 所以取 bhL=16 mm10 mm63 mm 表得=100~120 3 2T 10 p kid 2 345.56 10 3 56.556Mpa 5 47 52 聯(lián)軸器處軸徑d=40mm T=345.56N ? m,由于d=38?44mn,所以 bhL=12 mm8 曲70 mm 2T 103P 2 345.56 103 74.474 kid 4 58 40 所以所選鍵符合強(qiáng)度要 求。 第六章滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算 6.1計(jì)算高速軸的軸承： 由前面可以知道n仁1500r/min 兩軸承徑向反力：R=298.72N 軸向力:Fa=0N 初步計(jì)算當(dāng)量

43、動(dòng)載荷P,根據(jù)P= f P X F r YFa 根據(jù)表 13-6，f =1.0?1.2，取=1.2。 p 根據(jù)表13-5, X=1 所以 P=12 1298.72=358.46N 計(jì)算軸承30205的壽命： L 1 06C Lh 60n p io6 132000 60 1440 358.46 7 57.8 1 0 h 48000 故可以選用 6.2計(jì)算中間軸的軸承: 已知 n2=366.4r/min 兩軸承徑向反力： Fr2 286.6N Fr3693.8N 軸向力均為。 e a r FF 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p,根據(jù)P=f pXFr

44、YFa 根據(jù)表 13-6, P=1.O-1.2，取=1.2。 根據(jù)表13-5, X=1所以 P=1.2 286.6=343.92N P=1.2693.8=832.56N 計(jì)算軸承30206的壽命： 106c 60n p 106 60 401 132000 114 13256 6 165.5 10h 48000 故可以選用。 6.3計(jì)算低速軸的軸承 已知 n 3=126.3r/min 兩軸承徑向反力：F尸673.45N 軸向力：為0 FaR 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P,根據(jù)P=f pX Y / a 根據(jù)表 13?6，f

45、 =1.0?1.2，取=1.2。X=1 p 所以 P=1.2 673.45=808.14N 計(jì)算軸承30210的壽命： 6廠 I 10_C Lh 60n p 60 150.795 故可以還用 17000 08.14 6 1.027 -| Qh 48000 第七章聯(lián)軸器的選擇 7.1 類(lèi)型選擇 為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器 7.2 載荷計(jì)算 聯(lián)軸器1 公稱轉(zhuǎn)矩：T=9550p 32.83N.m n 查課本表14-1,選取Ka 1.5 所以轉(zhuǎn)矩 Tea KaT3 1.5 32.83 49

46、.245N m 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以 查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表17-4( GB/T4323-2002) 選取LT5型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為125Nm 聯(lián)軸器2公稱轉(zhuǎn)矩：T=9550p 345.56N.m In 查課本表14?1,選取Ka 1.5 所以轉(zhuǎn)矩 G KaT3 1.5 345.56 518.34N m 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以 查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表17-4( GB/T4323-2002)選取LT8型彈 性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為710Nm |第八章箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 減速器的箱體采用鑄造(HT200制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒

47、輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機(jī)體采用常配合. 四6 8.1. 機(jī)體有足夠的剛度 在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度 82考慮到機(jī)體零件的潤(rùn)滑，密封散熱。 因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂 到油池底面的距離H為40mm 為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面 粗糙度為6 3 83機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=2機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便. 8.4. 對(duì)附件設(shè)計(jì) A窺視孔蓋和窺視孔： 在減速器上部可以看到傳動(dòng)零件嚙合處要開(kāi)窺視孔 ，大小只要夠手伸 進(jìn)操作可。以便檢查齒

48、面接觸斑點(diǎn)和齒側(cè)間隙 ，了解嚙合情況.潤(rùn)滑油也由 此注入機(jī)體。窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表 面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M6緊 固。 B放油螺塞： 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)，以便放油，放油 孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并 加封油圈加以密封。 C油標(biāo)： 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油標(biāo)用來(lái)檢查油面 局度，以保證有正常的油量。此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即 低速級(jí) 傳動(dòng)件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應(yīng)按傳動(dòng)件浸入

49、深度 確定。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而 溢出。 D通氣孔： 減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于摩擦發(fā)熱，機(jī)體溫度升局，氣壓增大，導(dǎo)致潤(rùn)滑油從 縫隙向外滲漏，為便于排氣，所以在機(jī)蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機(jī)體熱空 氣自由逸處，保證機(jī)體外壓力均衡，提圖機(jī)體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空 螺釘制成。 E啟蓋螺釘： 為了便于啟蓋，在機(jī)蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個(gè)啟蓋螺釘。在啟蓋時(shí)，可 先擰動(dòng)此螺釘頂起機(jī)蓋；螺釘上的長(zhǎng)度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形 伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以 安裝取蓋螺釘，便于拆卸端蓋.對(duì)于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，裝上二個(gè)螺釘，便

50、于 調(diào)整。啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成 圓柱形，以免破壞螺紋。 F定位銷(xiāo)： 為了保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)接凸緣的長(zhǎng) 度方向兩端各安置一個(gè)圓錐定位銷(xiāo)。以提高定位精度，兩銷(xiāo)相距盡量遠(yuǎn)些。如機(jī) 體是對(duì)稱的，銷(xiāo)孔位置不應(yīng)對(duì)稱布置。 G環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運(yùn)，應(yīng)在機(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在 機(jī)座上鑄出吊鉤。 H調(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙，有的起到調(diào)整傳動(dòng)零件軸向位置的作用。 1密圭寸裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物 進(jìn) 1 1門(mén)江 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式 結(jié)果

51、 箱座厚度 0.025a 3mm 8mm 10 箱蓋厚度 1 (0.8-0.85 )3 8mm 8 箱蓋凸緣厚度 bi bi 匚 5 i 12 箱座凸緣厚度 b b 1.5 15 箱座底凸緣厚度 b2 b2 2.5 25  地腳螺旬直徑 d ? d 10.036a i2 Mi8 地腳螺釘數(shù)目 n a<250mm 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺 栓直徑 di di075df Mi2 蓋與座聯(lián)結(jié)螺 栓直徑 d2 CL 0.5~0.6df MiO 軸承端蓋螺釘 直徑 & d3 so df M8 視孔蓋螺釘直 徑 d4

52、CL 0.3 ~ 0.4 df M6 定位銷(xiāo)直徑 d d 0.7-0.8 d 2 M8 dt, d1,d2 至 外箱 壁的距離 C 課本128頁(yè) 24 i8 i6 d f, 一ch 至 凸緣 邊緣距離 C2 課本128頁(yè) 22 i8 i4 外箱壁至軸承 端面距禺 1. li qG5~8mm 50 人齒輪頂圓與 箱壁距離 Di D i5 齒輪端面與箱 壁距禺 d2 d2 i6 箱蓋，箱座肋厚 mi,m rrii, m 為 0.85 i、0.85 S rm 7 m 8.5 軸承端蓋外徑 d2 D2 D + (5~5.5

53、) d3 92 （一軸） i02 （二軸） i35 （三軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺 栓距禺 s S D (2-2.5)d 76 （一軸） 86 （二軸） ii9 （三軸） 箱體深度 Hd D/2+(30 ?50) i57 箱座局度 H H+S +(5?i0) i77 第九章軸承端蓋的設(shè)計(jì)與選擇 根據(jù)箱體設(shè)計(jì)，選用凸緣式軸承端蓋。 各軸上的端蓋： 悶蓋和透蓋：參照表7-17課本145頁(yè) 悶蓋示意圖 透蓋示意圖 表 三 個(gè) 軸 的 軸 承 蓋 D2 Do D 4 D do 螺釘孔數(shù)n ei m bi di I

54、 92 72 4 2 5 2 9 4 1 0 n 102 82 5 2 6 2 9 4 1 0 135 112 8 5 9 5 9 6 1 0 第十一章潤(rùn)滑和密封設(shè)計(jì) 對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低， 5 所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于0?5?2) 10 mmr/mjn，所以采用脂潤(rùn)滑，箱體 選用SH0357-92中的50號(hào)潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度? 油的深度為 H+r,H=30 % =34 所以 H+h,=30+34=64 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。

55、 密封性來(lái)講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬 度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為 密封的表面要經(jīng)過(guò)刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大， 150mm并勻均布置，保證部分面處的密圭寸性。 第十二章設(shè)計(jì)小結(jié) 11.1經(jīng)過(guò)二周的時(shí)間的設(shè)計(jì)完成了本課題一一帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置， 該裝置具有以下特點(diǎn)： 1）能滿足所需的傳動(dòng)比 2）選用的齒輪滿足強(qiáng)度剛度要求 由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計(jì)中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠 滿足強(qiáng)度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。 3）軸具有足夠的強(qiáng)度及剛度 由于二級(jí)展開(kāi)式齒輪減速器的齒輪相對(duì)軸承位置不對(duì)稱，當(dāng)其產(chǎn)生 彎扭變形

56、時(shí)，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對(duì)軸的設(shè)計(jì)要求最高，設(shè)計(jì) 的軸具有較大的剛度，保證傳動(dòng)的穩(wěn)定性。 4）箱體設(shè)計(jì)的得體 設(shè)計(jì)減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的 慣性，有利于提高箱體的整體剛性。 5）由于時(shí)間緊迫，所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn)，箱體結(jié)構(gòu)龐大， 重量也很大。齒輪的計(jì)算不夠精確，設(shè)計(jì)也不是十分恰當(dāng)，但我認(rèn)為通過(guò) 這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計(jì)中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計(jì) 出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)更穩(wěn)定精確的設(shè)備。 11.2小結(jié) 1）機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ)，是一門(mén)綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程， 它融《機(jī)械原理》、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《公 差

57、與配合》、gAD實(shí)用軟件》、《機(jī)械工程材料》、《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》 等于一體。 2）這次的課程設(shè)計(jì)，對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想；訓(xùn)練 綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反系和解決工程 實(shí)際問(wèn)題的能力；鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重 要的作用。 3）在這次的課程設(shè)計(jì)過(guò)程中，綜合運(yùn)用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知 識(shí)與技能，結(jié)合各個(gè)教學(xué)實(shí)踐環(huán)節(jié)進(jìn)行機(jī)械課程的設(shè)計(jì)，一方面，逐步提 高了我們的理論水平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力 ，特別是提高了 分析問(wèn)題和解決問(wèn)題的能力，為我們以后對(duì)專(zhuān)業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計(jì)打下了 寬廣而堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 4）本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫

58、助和支持。衷心的感老師的指 導(dǎo)和幫助。 5）設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī) 械設(shè)計(jì)的知識(shí)，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。 總的來(lái)說(shuō)，這次關(guān)于盤(pán)磨機(jī)傳動(dòng)裝置上的一級(jí)展開(kāi)式圓柱斜齒輪減 速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò) 程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。同時(shí)，通過(guò) 三個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我們對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí)， 為 我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 參考文獻(xiàn) [1]機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)吳宗澤等編機(jī)械工業(yè)2004年1月 [2]機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）濮良貴、紀(jì)名剛主編 高等教育2006年5月

59、[3]材料力學(xué)（第四版）鴻文主編高等教育2004年1月 [4]機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 育錫等編高等教育2008年 [5]現(xiàn)代工程制圖學(xué)蔡群等主編 大學(xué)2008年4月 [6]互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ) 萬(wàn)秀穎等主編電子工業(yè)2011年08月 [7]機(jī)械原理（第七版） 桓等主編高等教育2006年5月 2 1 242 1 6 C0S14 q o 1615* 1 8584mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于m由齒根彎曲 疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的 承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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）有父，可取m=2m

60、m按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 di =47.643m m算出小齒輪齒數(shù) Z di COS / mn 24.88 24 Z2 3.93 24 94.32 94 （3）幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算中心距 24 94 2 mm 121.61mm 2COS14 32KTlY COS2YFaYsa mz 2 \ d乙 F （1 ）確定公式的各計(jì)算數(shù)值 1 ）由圖10-20C查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1 500Mpa； 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 fe2 380Mpa; 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)ni=0.89,Kfn2=0.90; 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。

61、 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得： 3|2 2.55 123810 0.88 （COS14/ 葉， 1 242 1.65 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于m由齒根彎曲 疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于m主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定 的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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m=2.5伽，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓 直徑&=72.449伽，算出小齒輪齒數(shù) / 72.449 cos14_a "訃 ZldlCOS /mn 齊 28.1228 取 Z2 28 Z2 2.9 28 81.2 81，取 Z81 （3）幾何尺寸計(jì)算