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第一個(gè)鏈板式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置第6組的原始數(shù)據(jù)，加一個(gè)箱體，其余的要求都在上面，兩份，傳動(dòng)比不能一樣
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
___ _____系 專(zhuān)業(yè) __ _____班 姓名
設(shè)計(jì)日期 _____ __ 至
指導(dǎo)教師_____ ___ 教研室主任
一、 設(shè)計(jì)題目：鏈板式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置
1— 電動(dòng)機(jī)；2、4—聯(lián)軸器；3—圓錐-圓柱斜齒輪減速器；
5—開(kāi)式齒輪傳動(dòng)；6—輸送鏈的小鏈輪
二、 原始數(shù)據(jù)及工作要求
組別
鏈條有效拉力
F（N）
鏈條速度
V（m/s）
鏈節(jié)距
P(mm)
小鏈輪齒數(shù)
Z1
i開(kāi)
壽命（年）
1
10000
0.3
38.10
17
3~6
10
2
10000
0.35
50.80
19
3~6
10
3
12000
0.4
63.50
21
3~6
10
4
11000
0.35
38.10
21
3~6
10
5
11000
0.4
50.80
19
3~6
10
6
12000
0.45
50.80
21
3~6
10
每日兩班制工作，傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，有中等沖擊，鏈速允許誤差為±5%。
三、 設(shè)計(jì)工作量 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份；減速器裝配圖，零號(hào)圖1張；零件工作圖2張（箱體或箱蓋，1號(hào)圖；中間軸或大齒輪，1號(hào)或2號(hào)圖）。
四、 參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材 2．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》
3．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 4.《機(jī)械零件手冊(cè)》 5.其他相關(guān)書(shū)籍
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
___ _____系 專(zhuān)業(yè) __ _____班 姓名
設(shè)計(jì)日期 _____ __ 至
指導(dǎo)教師_____ ___ 教研室主任
一、 設(shè)計(jì)題目：盤(pán)磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)
1電動(dòng)機(jī)；2、4—聯(lián)軸器；3—圓柱斜齒輪減速器；
5—開(kāi)式圓錐齒輪傳動(dòng)；6—主軸；7——盤(pán)磨
二、 原始數(shù)據(jù)及工作要求
組別
n主(rpm)
i錐
P電(Kw)
n電(rpm)
1
30
2~3
4
1440
2
40
2~3
4
1440
3
50
2~3
5.5
1440
4
25
2~3
3
960
5
45
2~3
4
960
6
35
2~3
5.5
960
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±5%。
三、設(shè)計(jì)工作量 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份；減速器裝配圖，零號(hào)圖1張；零件工作圖2張（箱體或箱蓋，1號(hào)圖；中間軸或大齒輪，1號(hào)或2號(hào)圖）。
四、參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材 2．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》
3．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 4.《機(jī)械零件手冊(cè)》 5.其他相關(guān)書(shū)籍 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
___ _____系 專(zhuān)業(yè) __ _____班 姓名
設(shè)計(jì)日期 _____ __ 至
指導(dǎo)教師_____ ___ 教研室主任
一、 設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)
1——電動(dòng)機(jī)；2——帶傳動(dòng)； 3—圓柱直齒輪減速器；4—聯(lián)軸器；
5—滾筒；6—輸送帶
二、 原始數(shù)據(jù)及工作要求
組別
滾筒直徑D(mm)
輸送帶帶速
V(m/s)
輸送帶從動(dòng)軸的扭矩
T(N.m)
壽命(年)
1
350
0.3
650
10
2
300
0.5
750
8
3
400
0.7
800
9
4
350
0.6
850
8
5
400
0.5
700
9
6
300
0.4
700
10
每日兩班制工作，傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，有輕微沖擊，輸送帶速度允許誤差為±5%。
三、設(shè)計(jì)工作量 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份；減速器裝配圖，零號(hào)圖1張；零件工作圖2張（箱體或箱蓋，1號(hào)圖；中間軸或大齒輪，1號(hào)或2號(hào)圖）。
四、參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材 2．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》
3．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 4.《機(jī)械零件手冊(cè)》 5.其他相關(guān)書(shū)籍
目 錄
一 電動(dòng)機(jī)的選擇 1
二 傳動(dòng)比的分配 2
三 傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 3
四 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)（圓錐齒輪） 4
五 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（圓柱斜齒輪） 8
六 開(kāi)式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)） 13
七 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 17
八 鍵連接的選擇和計(jì)算 28
九 滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算 29
十 聯(lián)軸器的選擇 31
十一 箱體的設(shè)計(jì) 31
十二 潤(rùn)滑和密封設(shè)計(jì) 33
設(shè)計(jì)總結(jié) 33
參考文獻(xiàn) 33
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
___ _____系 專(zhuān)業(yè) __ _____班 姓名
設(shè)計(jì)日期 _____ __ 至
指導(dǎo)教師_____ ___ 教研室主任
一、 設(shè)計(jì)題目：鏈板式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置
1— 電動(dòng)機(jī)；2、4—聯(lián)軸器；3—圓錐-圓柱斜齒輪減速器；
5—開(kāi)式齒輪傳動(dòng)；6—輸送鏈的小鏈輪
二、 原始數(shù)據(jù)及工作要求
組別
鏈條有效拉力
F（N）
鏈條速度
V（m/s）
鏈節(jié)距
P(mm)
小鏈輪齒數(shù)
Z1
i開(kāi)
壽命（年）
6
12000
0.45
50.80
21
3~6
10
每日兩班制工作，傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，有中等沖擊，鏈速允許誤差為±5%。
三、 設(shè)計(jì)工作量 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份；減速器裝配圖，零號(hào)圖1張；零件工作圖2張（箱體或箱蓋，1號(hào)圖；中間軸或大齒輪，1號(hào)或2號(hào)圖）。
四、 參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材 2．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》
3．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 4.《機(jī)械零件手冊(cè)》 5.其他相關(guān)書(shū)籍
一 電動(dòng)機(jī)的選擇
1.1 電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型：三相交流異步電動(dòng)機(jī)（Y系列）
1.2 功率的確定
1.2.1 工作機(jī)所需功率
==12000×0.45=5.4KW
1.2.2 電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率η：
η=××××
=0.992××0.97×0.98×0.97=0.834
（=0.99為聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率，=0.98為滾動(dòng)軸承的效率，=0.97為圓錐齒輪傳動(dòng)的效率，=0.98為斜齒輪的傳動(dòng)效率，=0.97為開(kāi)式齒輪的傳動(dòng)效率）
1.2.3 所需電動(dòng)機(jī)的功率
=/η=5.4/0.834=6.475kw
1.2.4電動(dòng)機(jī)額定功率:
1.4 確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)
因同步轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī)磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價(jià)格高，但可使減速器尺寸減小，其中=7.5kw，符合要求，但傳動(dòng)機(jī)構(gòu)電動(dòng)機(jī)容易制造且體積小。
小鏈輪分度圓直徑：
小鏈輪轉(zhuǎn)速: =60V/（πd）=25.22r/min
由表2-2查得兩級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍，開(kāi)式齒輪傳動(dòng)比范圍，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為：
可見(jiàn)同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動(dòng)機(jī)均符合。綜合考慮選用1000r/min電動(dòng)機(jī)，參數(shù)如下表：
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率（kW）
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩
同步
滿載
Y160M-6
7.5
1000
970
2.0
2.0
二 傳動(dòng)比的分配
總傳動(dòng)比：
=/=970/25.22=38.46
要求開(kāi)式齒輪傳動(dòng)比范圍，取則，
減速器的傳動(dòng)比i=i總/i開(kāi)=38.46/3.5=10.99
設(shè)圓錐齒輪的傳動(dòng)比為，圓柱齒輪的傳動(dòng)比為。
選=3, 則 =/=3.66
三 傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速n
電機(jī)軸0的轉(zhuǎn)速：==970r/min
高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速：==970r/min
中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速：=/=970/3=323.33r/min
低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速：=/=323.33/3.66=88.34r/min
開(kāi)式齒輪輸入軸的轉(zhuǎn)速：==88.34r/min
開(kāi)式齒輪輸出軸的轉(zhuǎn)速：=/=88.34/3.5=25.24r/min
3.2各軸的輸入功率P
電機(jī)軸0的輸入功率：
高速軸Ⅰ的輸入功率：
中間軸Ⅱ的輸入功率：
低速軸Ⅲ的輸入功率：
開(kāi)式齒輪軸Ⅳ的輸入功率：
開(kāi)式齒輪輸出軸Ⅴ的輸入功率：
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T
電機(jī)軸0的輸入轉(zhuǎn)矩：63.75N·m
高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩：63.11N·m
中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩：179.99N·m
低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩：632.63N·m
開(kāi)式齒輪軸Ⅳ的輸入轉(zhuǎn)矩：545.85N·m
開(kāi)式齒輪輸出軸Ⅴ的輸入轉(zhuǎn)矩：2043.19N·m
3.4各軸參數(shù)表如下：
軸名
功率
P/KW
轉(zhuǎn)矩T/(N.mm）
轉(zhuǎn)速
n/（r/min）
傳動(dòng)比
i
電機(jī)軸
6.475
63.75
970
1
Ⅰ軸
6.41
63.11
970
Ⅱ軸
6.094
179.99
323.33
3.0
Ⅲ軸
5.852
632.63
88.34
3.66
Ⅳ軸
5.678
613.82
88.34
1
Ⅴ軸
5.4
2043.19
25.24
3.5
四 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)（圓錐齒輪）
4.1選精度等級(jí)、材料和齒數(shù)
選用直齒錐齒輪傳動(dòng)，速度不高，故選用7級(jí)精度
材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)表6.1選取小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
選小齒輪齒數(shù)Z1＝20，大齒輪齒數(shù)Z2＝i1·Z1＝3×20=60
4.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即
１）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）選取齒寬系數(shù)
（4）知齒輪，查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
（6）由式6.11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
（8）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1
２）計(jì)算
（1）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得
（2）計(jì)算圓周速度
（3）模數(shù)及主要尺寸的確定
模數(shù)：，取
分度圓直徑：
節(jié)錐角：
錐距
平均分度圓直徑：
齒寬，取
4.3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
（1） 彎曲強(qiáng)度校核公式：
（2）確定各參數(shù)
平均分度圓處螺旋角，則
查得動(dòng)載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù)
使用系數(shù) 故
（3）分度圓圓周
（4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS
查表6.4得
（5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得
由機(jī)械設(shè)計(jì)圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力
小錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
大錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
查得壽命系數(shù)
查得 ，
查得安全系數(shù)是
故許用彎曲應(yīng)力
因此滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
4.4驗(yàn)算
1）齒面接觸強(qiáng)度驗(yàn)算
接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)
最小安全系數(shù)
因此齒面強(qiáng)度足夠
圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：
名稱(chēng)
符號(hào)
公式
直齒圓錐小齒輪
直齒圓錐大齒輪
齒數(shù)
20
60
模數(shù)
m
m
4
傳動(dòng)比
i
i
3
分度圓錐度
，
分度圓直徑
80
240
齒頂高
4
4
齒根高
4.8
4.8
齒全高
h
8.8
8.8
齒頂圓直徑
，
87.59
(大端)
242.53
（大端）
齒根圓直徑
70.89
236.97
齒距
p
12.57
12.57
頂隙
c
0.8
0.8
錐距
R
126.5
126.5
齒頂角
，
齒根角
齒頂圓錐角
，
齒根圓錐角
，
齒寬
43
43
五 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（圓柱斜齒輪）
5.1選精度等級(jí)、材料和齒數(shù)
①選用斜齒圓柱齒輪
②運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級(jí)精度（GB10095-88）
③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》（斜齒輪設(shè)計(jì)部分未作說(shuō)明皆查此書(shū)）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。
④選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)
⑤初選取螺旋角
5.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按式(10-21）試算，即
①確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
a) 試選載荷系數(shù)
b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)
c) 由圖10-26查得，
d) 小齒輪傳遞的傳矩
e) 由表10-7選取齒寬系數(shù)
f) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)
g) 由圖10-21d按齒面硬度
查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
h) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
i) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)
j) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得
②計(jì)算
a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得
b) 計(jì)算圓周速度
c) 齒寬b及模數(shù)mnt
d) 計(jì)算縱向重合度
e) 計(jì)算載荷系數(shù)K
由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因
表10-3查得；圖10-13查得
故載荷系數(shù)：
f) 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
g) 計(jì)算模數(shù)
5.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式(10-17)
①確定計(jì)算參數(shù)
a) 計(jì)算載荷系數(shù)
b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
c) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
d) 查取齒形系數(shù)
由表10-5查得
e) 查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表10-5查得
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，由式(10-12)得
f) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較
大齒輪的數(shù)值大
②設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)比計(jì)算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由
取，則，實(shí)際u=106/29=3.655
5.4幾何尺寸計(jì)算
①計(jì)算中心距
將中心距圓整為210mm
②按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變不多，故參數(shù)等不必修正
③計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑
④計(jì)算齒輪寬度
圓整后取
圓柱斜齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：
序號(hào)
名稱(chēng)
符號(hào)
計(jì)算公式及參數(shù)選擇
1
齒數(shù)
Z
29，106
2
端面模數(shù)
3
螺旋角
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
全齒高
8
頂隙
9
齒頂圓直徑
10
齒根圓直徑
11
齒寬
B1，B2
80mm，75mm
12
中心距
210mm
六 開(kāi)式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)）
6.1選精度等級(jí)、材料和齒數(shù)
采用7級(jí)精度由表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。
選小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù)，取
6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即
1） 確定公式各計(jì)算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）小齒輪相對(duì)兩支承非對(duì)稱(chēng)分布，選取齒寬系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
（6）由式6.11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
（8）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
（9）計(jì)算
試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值
計(jì)算圓周速度v
計(jì)算齒寬b
計(jì)算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
計(jì)算載荷系數(shù)K
根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)
假設(shè)，由表查得
由表6.2查得使用系數(shù).25
由表查得
查得
故載荷系數(shù)
（10）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得
（11）計(jì)算模數(shù)ｍ
6.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
（1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式得
計(jì)算載荷系數(shù)
（2）查取齒形系數(shù)，由表6.4查得
（3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得，
（4）計(jì)算大小齒輪的，并比較
大齒輪的數(shù)據(jù)大
（5）設(shè)計(jì)計(jì)算
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)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)4.23，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m＝5mm
按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑
算出小齒輪齒數(shù) 取
大齒輪齒數(shù) 取
6.4幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算分度圓直徑
（2）計(jì)算中心距
（3）計(jì)算齒寬寬度取B2=130mm, B1=135mm
圓柱齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：
序號(hào)
名稱(chēng)
符號(hào)
計(jì)算公式及參數(shù)選擇
1
齒數(shù)
Z
26，91
2
模數(shù)
m
5mm
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
七 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
7.1 輸入軸設(shè)計(jì)
7.1.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
=6.41kW
=970r/min
=63.11N·m
7.1.2 求作用在齒輪上的力
已知高速級(jí)小圓錐齒輪的分度圓半徑為
mm
7.1.3 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45鋼（調(diào)質(zhì)）
根據(jù)課本表15-3，取得
因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大5%—10%，取=23mm 左右。
=24mm
7.1.5 為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑
=28 mm
7.1.6 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=28mm ，由指導(dǎo)書(shū)表15-1，初步選取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸為
故
而為了利于固定
由指導(dǎo)書(shū)表15-1查得
7.1.7 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑
齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。
已知齒輪輪轂的寬度為48mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長(zhǎng)度，擋油環(huán)長(zhǎng)度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故
為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取
。
7.1.8 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離
故取
7.1.9
至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
7.1.10 軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接
軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按=19 mm
查得平鍵截面
長(zhǎng)50 mm
軸與錐齒輪之間的平鍵按
由課本表6-1查得平鍵截面
長(zhǎng)為36 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。
為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為；
滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。
7.1.11 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6
7.2 中間軸設(shè)計(jì)
7.2.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
=6.094kW
=323.33r/min
=179.99N·m
7.2.2 求作用在齒輪上的力
已知小圓柱直齒輪的分度圓直徑=60mm
=
=2741.3=997.8N
已知大圓錐齒輪的平均分度圓直徑d=192mm
mm
N
N
7.2.3 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45鋼（調(diào)質(zhì)），
根據(jù)課本表15-3，取得
中間軸的最小值顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑。
因軸上有兩處鍵槽，故直徑增大5%~10%，故，為與軸承配合取35mm
7.2.4擬定軸上零件的裝配方案如圖
7.2.5初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)
=
由指導(dǎo)書(shū)表15-1中初步選取03系列，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為
所以
==35mm
這對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，
由表15-7查得30307型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑46mm，內(nèi)直徑35mm。
7.2.6 取安裝圓錐齒輪的軸段，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(zhǎng)，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度2.45，故取，則軸環(huán)處的直徑為。
7.2.7 已知圓柱齒輪d=99.22，齒寬=75mm取 =73。
7.2.8 箱體以小圓錐齒輪中心線為對(duì)稱(chēng)軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推算出，箱體對(duì)稱(chēng)線次于截面3右邊16mm處，設(shè)此距離為
則取軸肩
有如下長(zhǎng)度關(guān)系：
++16mm=+-7mm
由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的4mm,取
由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的3mm
綜合 以上關(guān)系式，求出
7.2.9 軸上的周向定位
圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，
按由課本表6-1查得平鍵截面
鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為35mm，同時(shí)為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；
圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，
按由課本表6-1查得平鍵截面
鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為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；
7.2.10 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考表15-2，取軸端倒角為。
7.3 輸出軸的設(shè)計(jì)
7.3.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
=5.852kW
=88.34r/min
=613.82N·m
7.3.2 求作用在齒輪上的力
已知大圓柱齒輪的分度圓半徑 =329.78mm
=
=2620.6=953.8N
7.3.3 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45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取得
低速軸的最小值顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。
因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大5%—10%，故
7.3.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖。
7.3.5由圖可得為整個(gè)軸直徑最小處選
=48mm
為了滿足鏈輪的軸向定位，取
根據(jù)鏈輪寬度及聯(lián)軸器距箱體的距離綜合考慮取
7.3.6 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導(dǎo)書(shū)表15-1中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30312，其尺寸為
所以
==60mm
這對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位。
由表15-7查得30312型軸承的定位軸肩高度，因此取
去安裝圓柱齒輪處直徑
。
7.3.7 已知圓柱齒輪齒寬
=70mm
為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，
故取=68mm。
7.3.8由于中間軸在箱體內(nèi)部長(zhǎng)為228mm，軸承30312寬為31mm，可以得出
至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
7.3.9 軸上的周向定位
圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，
按由課本表6-1查得平鍵截面
鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為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；
鏈輪的周向定位采用平鍵連接，
按由課本表6-1查得平鍵截面
鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為60mm，同時(shí)為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；
滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。
7.3.10 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考表15-2，取軸端倒角為。
7.3.11 求軸上的載荷
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面是軸的危險(xiǎn)截面。
計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的、及的值列于下表
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
=424.53N·m
7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取
，
軸的計(jì)算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，
由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng)力
因此
故安全。
7.3.13判斷危險(xiǎn)截面：截面6右側(cè)受應(yīng)力最大
7.3.14截面6右側(cè)
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面6右側(cè)彎矩
截面6上的扭矩
=424.53N·m
截面上的彎曲應(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
軸的材料為45，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(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因
，
經(jīng)插值后查得
=2.018
=1.382
又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為
=
=
由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)，附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
==0.92
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為
/+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58
/+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66
計(jì)算安全系數(shù)值
>>S=1.5
故可知安全。
7.3.15 截面6左側(cè)
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面6左側(cè)彎矩
截面6上的扭矩
=787.58N·m
截面上的彎曲應(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
由課本附表3-8用插值法求得
/=3.75，則/=0.83.75=3
軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92
故得綜合系數(shù)為
/+1/=3.75+1/0.92=3.84
/+1/=3+1/0.92=3.09
又取碳鋼的特性系數(shù)
所以軸的截面5右側(cè)的安全系數(shù)為
>>S=1.5
故可知其安全。
八 鍵連接的選擇和計(jì)算
8.1 輸入軸與帶輪的鏈接
軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=50mm。由指導(dǎo)書(shū)表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。
滿足強(qiáng)度要求。
8.2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接
軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=36mm。由指導(dǎo)書(shū)表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。
滿足強(qiáng)度要求。
8.3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接
軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=36mm。由指導(dǎo)書(shū)表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。
滿足強(qiáng)度要求。
8.5 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接
軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=63mm。由指導(dǎo)書(shū)表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。
滿足強(qiáng)度要求。
8.6 輸出軸與聯(lián)軸器的鏈接
軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=80mm。由指導(dǎo)書(shū)表14-26得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。
滿足強(qiáng)度要求。
九 滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算
9.1 輸入軸上的軸承計(jì)算
9.1.1 已知:
=970r/min
e=0.37
Y=1.6
9.1.2 求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的e值和Y值
相對(duì)軸向載荷
比e小
9.2.2 求兩軸承的軸向力
9.1.3 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和
< e
< e
由指導(dǎo)書(shū)表15-1查得：
=859.5 N
=300.8 N
9.1.4 驗(yàn)算軸的壽命
>48000 h
故可以選用。
9.2 中間軸上的軸承計(jì)算
9.2.1 已知：
=323.33/min
，
， ，
，
e=0.31，Y=1.9
9.2.2 求兩軸承的軸向力
9.2.3 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和
< e
< e
由指導(dǎo)書(shū)表15-1查的
=2520 N
=1089 N
9.2.4 驗(yàn)算軸的壽命
>48000h
故可以選用。
9.3 輸出軸上的軸承計(jì)算
9.3.1 已知：
=88.34r/min
=
=874.2 N
，
e=0.35，Y=1.7
9.3.2 求兩軸承的軸向力
9.3.3 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
< e
由指導(dǎo)書(shū)表15-1查得：
=2402 N
9.2.4 驗(yàn)算軸的壽命
>48000 h
故可以選用。
十 聯(lián)軸器的選擇
輸入軸：選HL1型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為7100 r/min。
輸出軸：選HL4型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為2800 r/min。
十一 箱體的設(shè)計(jì)
11.1 箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
箱體是減速器的一個(gè)重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動(dòng)件的嚙合精度，使箱體有良好的潤(rùn)滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對(duì)減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗(yàn)公式在減速器裝配草圖的設(shè)計(jì)和繪制過(guò)程中確定。
11.2 箱體的材料及制造方法
選用HT150，砂型鑄造。
11.3 箱體各部分的尺寸（如表1、2）
表1：箱體參數(shù)
名 稱(chēng)
符 號(hào)
圓錐圓柱齒輪減速器
計(jì)算結(jié)果
機(jī)座壁厚
0.025a+3mm≥8mm
10
機(jī)蓋壁厚
（0.8~0.85）≥8mm
10
機(jī)座凸緣厚度
b
1.5δ
15
機(jī)蓋凸緣厚度
1.5δ
15
機(jī)座底凸緣厚度
p
2.5δ
25
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12mm
24
地腳螺釘數(shù)目
n
a ≤ 250mm
4
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75 df
18
機(jī)座與機(jī)蓋連接螺栓直徑
d2
(0.5~0.6) df
12
連接螺栓d2的間距
l
150~200mm
軸承端螺釘直徑
d3
(0.4~0.5) df
10
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3~0.4) df
8
定位銷(xiāo)直徑
d
(0.7~0.8) d2
9
df、d1 、d2至外機(jī)壁距離
見(jiàn)表2
d1 、d2至緣邊距離
見(jiàn)表2
軸承旁凸臺(tái)半徑
凸臺(tái)高度
h
根據(jù)低速軸承座外徑確定
50
外機(jī)壁到軸承端面距離
c1+ c2+(5~8)mm
50
內(nèi)機(jī)壁到軸承端面距離
δ+ c1+ c2+(5~8)mm
58
大齒輪齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離
≥1.2δ
10
齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離
≥δ
10
機(jī)蓋、機(jī)座肋厚
、m
m1≈0.85δ1，m≈0.85δ
7
軸承端蓋外徑
軸承座孔直徑+(5~5.5) d3
72 / 100
軸承端蓋凸緣厚度
e
(1~1.2) d3
10
軸承旁連接螺栓距離
s
盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準(zhǔn)
十二 潤(rùn)滑和密封設(shè)計(jì)
12.1潤(rùn)滑
齒輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤(rùn)滑，軸承采用脂潤(rùn)滑。浸油潤(rùn)滑不但起到潤(rùn)滑的作用，同時(shí)有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動(dòng)功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤(rùn)滑，傳動(dòng)件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設(shè)計(jì)的減速器的合適浸油深度H1 對(duì)于圓柱齒輪一般為1個(gè)齒高，但不應(yīng)小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到油池的距離為50mm。換油時(shí)間為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化、被污染的程度。查手冊(cè)選擇L-CKB 150號(hào)工業(yè)齒輪潤(rùn)滑油。
12.2密封
減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內(nèi)側(cè)、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。
12.2.1軸伸出處的密封：作用是使?jié)L動(dòng)軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質(zhì)、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤(rùn)滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格便宜、安裝方便、但對(duì)軸頸接觸的磨損較嚴(yán)重，因而工耗大，氈圈壽命短。
12.2.2軸承內(nèi)側(cè)的密封：該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤(rùn)滑的軸承，防止過(guò)多的油進(jìn)入軸承內(nèi)，破壞脂的潤(rùn)滑效果。
12.2.3箱蓋與箱座接合面的密封：接合面上涂上密封膠。
設(shè)計(jì)總結(jié)
短短一個(gè)月的課程設(shè)計(jì)，讓我意識(shí)到成為一個(gè)設(shè)計(jì)師必須具備扎實(shí)的基礎(chǔ)功底。在完成課程設(shè)計(jì)的過(guò)程中也讓我對(duì)以前所學(xué)的東西有了更深的認(rèn)識(shí)并懂得了如何應(yīng)用到實(shí)際中，初步了解了設(shè)計(jì)的具體步驟和過(guò)程的同時(shí)加強(qiáng)了自己的動(dòng)手能力以及思考、解決問(wèn)題的能力。
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