机械设计课程设计_盘磨机传动装置的设计

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1、第一章课程设计任务书 年级专业 过控101 学生 付良武 学号 1008110074 题目名称 盘磨机传动装置的设计 设计时间 第17周〜19周 课程名称 机械设计课程设计 课程编号 设计地点 化工楼 一、课程设计（论文）目的 1.1 综合运用所学知识，进行设计实践 巩固、加深和扩展。 1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力 为以后的学习打基础。 1.3 进行工程师的基本技能训练 计算、绘图、运用资料。 二、已知技术参数和条件 2.1 技术参数： 主轴的转速：42rpm 锥齿轮传动比：2~3 电机功率：5kW 电机转速：1440rpm

2、 2.2 工作条件： 每日两班制工作，工作年限为10 年，传动不逆转，有轻微振动，主轴转 速的允许误差为土 5% 1 —电动机；2、4—联轴器；3—圆柱斜齿轮减速器； 开式圆锥齿轮传动；6—主轴；7—盘 三、任务和要求 3.1 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合规格式且用 A4纸打印； 3.2 绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图 1号图1 ；绘制零件工作图3号图2 （齿轮和轴）；标 题栏符合机械制图国家标准； 3.3 图纸装订、说明书装订并装袋； 注：1 •此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效; 2 •此表1式3份，

3、学生、指导教师、教研室各1份 四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1《机械设计》教材 4.2 《机械设计课程设计指导书》 4.3 《减速器图册》 4.4 《机械设计课程设计图册》 4.5 《机械设计手册》 4.6 其他相关书籍 五、进度安排 序号 设计容 天数 1 设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书） 1 2 传动装置的总体设计 2 3 各级传动的主体设计计算 2 4 减速器装配图的设计和绘制 7 5 零件工作图的绘制 1 6 编写设计说明书 2 7 总计 15 六、教研室审批意见 教研室主

4、任（签字）：七I、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 八、备注 指导教师（签 字）： 学生（签 字）： 结果 计算及说明 第一章 传动方案的整体设计 2.1 传动装置总体设计方案： 2.1.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2.1.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。选择锥齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器 (展开式)。 2.2 电动机的选择 根据已知任务书给定的技术参数，由给定的电动机功率为 必V

5、电动 机转速为1440r/min,查表17-7选取电动机型号为丫 132s-4,满载转速 nm1440 r/min 同步转速 1500r7min。 2.3 确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比 231总传动比 由选的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速加=42,可得传动 装置总传动比为 ia= nH nw= 1440/42 = 34.29。 2.3.2分配传动装置传动比 锥齿轮传动比：i3=3 减速器传动比：i =ia/13=34.29/3=11.43 高速级传动比：，=(1.314) PJ1.35 11.433.93 低速级传动比：i2 i7ii 11.43/3.93

6、2.9 2.4 计算传动装置的运动和动力参数 2.4.1 各轴转速 n (r/min ) n o=nm=1440 r/min 高速轴1的转速:n 1= nm=1440 r/min 中间轴 2 的转速:n2 n i/ii 1440/3.93 366.4r/min 低速轴 3 的转速:n3n2/i2 366.4/2.9 126.3r/min 主轴 6 的转速:nena/ia 126.3/3 42.1 r/min 2.4.2 各轴的输入功率P(KW) p0=P=5kw 高速轴1的输入功率：P i=P^n c=5X 0.99=4.95kw 中间轴 2 的输入功率：P2=Pi n

7、in g=4.95 x 0.98 x 0.98=4.75kw 低速轴 3 的输入功率：P 3=F2n 2n g=4.75 X 0.98 x 0.98=4.57 kw 主轴 6 的输入功率:F 4=F3n gn 9n d=4.57 x 0.98 x 0.99 x 0.97=4.30 kw Pm为电动机的额定功率；nc为联轴器的效率；ng为一对轴承的效率；n ，高速级齿轮传动的效率；n 2为低速级齿轮传动的效率； n d为锥齿轮传动的效率。 243各轴输入转矩T(N?n) To=9550P/n o=3.316 x N • m 高速轴 1 的输入转矩 Ti=9550P/ni= (95

8、50x 4.95) /1440=3.283 x 1O4N • m 中间轴 2 的输入转矩 E=9550P/n2= (9550x 4.75 ) /366.4=1.238 x 1O5N • m 低速轴 3 的输入转矩 T3=9550P/n3= (9550x 4.57) /126.3=3.4556 5 x 10 N - m 主轴 6 的输入转矩 T4=9550P/n4= (9550x 4.30 ) 742.1=9.7542 x 1O5N- m 第三章传动零件的设计计算 3.1 高速级斜齿轮的设计和计算 3.1.1 选精度等级，材料及齿数 (1)齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功

9、率不大，转速不高， 小齿轮用40Cr,大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小 齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBs大齿轮硬度为240HBS (2)齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 (3)虑传动平稳性，齿数宜取多些，取=24厕=24x 3.93=94.32， 取二94。 (4)选取螺旋角。初选螺旋角为3 =14。 3.12按齿面接触强度设计 I 2 由设计公式面3•"殷山试算 Vda H (1)确定公式的各计算数值 1)试选载荷系数K=.6 1 2)计算小齿轮传递的转矩。 4.95 4 3.283 10 N mm 5 5 95.

10、5 10 p 95.5 10 Ti 1440 3) 由机械设计课本表10-7 选取齿宽系数 1440 (5)计算载荷系数K 根据V=2.988m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数31.12。 KHa KFa1.4；由表10

11、-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查得7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， h=1.417。查图10・13得 Kf=1.34;故载荷系数: K KaKvKh Kh 1.25 1.12 1.4 1,417 2.78 (6) 系数校正所算得的分度圆直径，由式 1 di dit K /Kt 3 39.629 2.78/1.6 按实际的载荷 10-10a 得 1 /3 47.643mm (7)计算模数mn 1.9261mm ITIn dicos /Zi 47.643cos14 /24 313按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度

12、的设计公式为m严「Y，2C0S YraYsa 2 I d Nia F (1)确定公式的各计算数值 1)计算载荷系数K K=KaKvKfrKf 九 25 X 行 2 X「4 X 1.34=2.63 2 )根据纵向重合度 =1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.88 3)计算当量齿数 乙 24 Zv1 cos3 cos314 Z94 Zv2 cos3 COS314 4)查取齿形系数 26.27 102.90 由先in-5杏徨、「Fa1 5)查取应力校正系数 2592Ta?2 . 178 由表 10・5 查得 Ysai 1.

13、596, 丫 Sa2 1.791 6）由图10-20C查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 fei 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa 7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系Kfni=.86, Kfn2=0.89； 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数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 ）计算大、小齿轮的丫 Fa Ysa/ F并加以比较 YFai Ys/ F 1=2.592 X 1.596/307.14=0.01347

14、MPa =2.178 X 1.791/241.57=0.01615MPa 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 arccos Z2 mn arccos 2494 2 14.7123 3 2 2.63 32830 0.88 2a2 122 因值改变不多，故参数 a，K，ZH等不必修正。 a Z1 Z2 mn 2 COS 将中心距圆整为122mm 2）将圆整后的中心距修正螺旋角 3）计算分度圆直径 d 1 Z mn/cos 21 2/cos14.7123 49.627mm =94X 2/cos14.7123=194.373mm 4） 计算齿轮宽度 bdi 1 49.627 4

15、9.627mm 圆整后取 B2=50mm5B=55mm 5） 结构设计 齿顶高 ha mn han 2 1 2mm 齿根高 hf Ho Han Cn Xn2 1 0 25 0 亦 齿高 h hahf4.5mm 齿顶圆直径： 小齿轮 da =d+2ha =53.627 mm 大齿轮 da =198.373 mm 齿根圆直径： 小齿轮 d f =d-2 h t =44.627 mm 大齿轮 da = d-2 h f =190.373 mm 3.2低速级斜齿轮的设计和计算 3.2.1 选精度等级，材料及齿数。 1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小

16、齿轮用40Cr,大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿 轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBs大齿轮硬度为240HBS 2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。 3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Zi 24,则Z224 2.9 69.6, 取 Z2 70 o 4）选取螺旋角。初选螺旋角 14 3.22按齿面接触强度设计 2 由设计公式」 32Kt「ZhZe U_1试算 d1t1 U .d a （1）确定公式的各计算数值 1）试选载荷系数K=1.6 2）计算小齿轮传递的转 矩。 _ 95.515P2 95 5 1。5 4.

17、75 佃 81 恢 mm T2 366.4 3）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数d 1 1 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2 5）由图10・21d按齿面强度查地小，大齿轮的接触疲劳强度极限 Hliml 600Mpa Hiim2550MPa 6）由式10-13计算应力循环次 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）由图10-19取接触疲劳寿命系数小=0.95 , Khn2=0.97。 8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 0

18、.01，安全系数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）由图10-30选取区域系数zh 2.433 10 由图10-26查得 0.78, o 0.87,则 a1 a2 ） a1 a2 0,87 0.78 1 .65 11许用接触力 ） 570 ； 33 5Mpa 551.75Mpa （2）计 算 1 3筲 ]12KtT1 ZHZl I）双舁 f j_l 60 .929 d " mm 2)度3宽

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) 计算纵向重合度 0.318~~^tan 0.318 1 24 tan 14 1.903 -_5)计算载荷系数K 根据V=1.169m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08 , KhKf 1.4;由表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查地7级 精度，小齿轮相对支承非

20、对称布置时， Kh =1.421 ;查图10・13得 Kf1.35;故载荷系数： K KaKv Kh Kh 1.25 1.08 1.4 1.421 2.69 6) 按实际的载荷 系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10a得 V3 173 diditK/KT 60.929 2.69/1.6 72.449mm 7) 计算模数mn ITIn diCOs/Zi 72.449 cos14 / 24 2.9291mm 3.2.3按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为 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）计算载荷系数K K=KaK/Kf“Kfb =1.25 X 1.08X 1.4 X 1.35=2.55 5)根据纵向重合度 Y =0.88 6)计算当量齿数 7 Vl 7 V2 7) 查取齿形系数 =1.903 4A 1 -3 COS 乙 3 COS ，从图10-28查得螺旋角影响系数 26.27 70 67 87 q P / .O1 由表 10表查得 YFai=2.592;Y Fa2=2.227 8) 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 Ysai=1.596;Ysa2= 1.763 9

22、) ）计算大、小齿轮的YFaYsa / F并加以比较 YFaYsa / F1 2.592 1.596 317.86 0.01301 YFaYsa / F2 2.227 1.763 244.29 0.01607 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 0.01607 2.0681mm 1）计算中心距 Z1 Z5n 2881 25mm 140.4mm 2cos 2cos14 将中心距圆整为141 mm 2）将圆整后的中心距修正螺旋角 arccos —— 2a 28 81 arccos 2 141 55 N1 因值改变不多，故参数，K ,Zh等不必修正。

23、3) 计算分度圆直径 di ZHInCos28d2Z21TmeS81 2.5 cos15 72.469mm 4)计算齿轮宽度 2.5 cos15 209.643mm bcjdi 1 72.449 72.449mm 整后取 B=72, B2=77. 5）结构设计 齿顶高 ha mn han Xn 2.510 2.5mm 齿根高 hf mn han CnXn 2.5 1 0.25 0 3.125mm 齿高h ha hf 5.625mm 齿顶 直径 小齿轮 da d 2ha 77.449mm,大齿轮 da d 2ha 214.693mm 齿根 直径

24、 小齿轮d f d 2hf 66.219mm , 大齿轮 df d । 203.393m hfm 第四章轴的设计计算 4.1 中间轴的设计计算 4.1.1 中间轴上的功率P、转速n和转矩T 由已知，得：P= Pn=4.75KW, n= n n=366.4r/min 412确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质 处 理。根据表15-3,取A=112。得 dmin Ao3Pli 2 3 A*75 26.31 mm dmin A0 3 n , 366.4 4.1.3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 轴

25、的设计示意图如下： I厂 If [I III [V V VI （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1 ）由于dmin =26.31 mm轴上开有两键槽，增加后轴径d=30 mm取 安装轴承处（该轴直径最小处） 轴径d=30 mm则&工=ck.可=30 mm 2）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根 据d i-n=30 mm选轴承型号30206淇尺寸为dx DXT=30 mm< 62 mm x 17.25mm考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体壁 6 mm 3）取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段n ・川和W-v的直径dm皿 =dw-v=34mm两

26、端齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽 度 为50mm小齿轮的轮毂宽度为77mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此 轴段 应略短于轮毂宽度，故分别取Ln-m=74mm,b-v=47mm 两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度： h>0.07d nm=0.07 x 34=2.38mm 取 h=3mm; 轴环处的直径:d m小,=34+6=40 mm; 轴环宽度:b〉1 .4h=1.4 x 3=4.2mm 取 Lm v=5mm 4）由于安装齿轮的轴段比轮毂宽度略短，所以 7.25+6+16+3=42.25 mm L-灯=17.25+6+18.5+3=44.75 mm （3）轴上零

27、件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dn-m和CLv分别由表6-1 查得平键截面bx h=10 mnX 8 mm,长度分别为63 mm和36 mm,同时为了 保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为旦7;滚 动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的， 此处选轴的直 n6 径尺寸公差为m6 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为2X45 o （5）轴的校核经校核，该轴合格，故安全。 4.2 高速轴的设计计算 4.2.1 求高速轴上的功率P、转速n和转矩T 由已知、得：P=P=4.95kw, n=n 1=1440 r/mi

28、n 4.2.2 初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质 处理。根据表15-3，取A0=112.得 fP J4 95 dlTI, A。订 “2 彳画 16.90mm 轴上有一键槽，则增加后得直径d=20 mm高速轴的最小直径为安装 联轴器处轴的直径&「取di n =20 mm 4.2.3 轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如下： II IIIIV V VIVD 可 I (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 为了满足半 联轴器的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取n.川段的直径

29、 dn -m=24 mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径 取挡圈直径D=26 mm半联 轴器与轴配合的毂孔长度Li=38 mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上 而不压在轴的端面上，故取i -n段的长度 应比L略短一些，现取L-n=36mm 2)初步选择滚动轴承。 因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴 承。参照工作要求并根据d n-m=24 mm选轴承型号30205,其尺寸dX DX T=25 mnX 52 mnX 16.25 mm,故 dm-N =dw-扯=25 mm.由于轴承右侧需装 甩 油环，且轴承需离箱体壁一段距离，考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体 壁6 mm，

30、则取Lm-v=L“卢16.25 mm右端滚动轴承采用轴肩进行 轴向定位。 取 dv—v =30 mm. 3)由于高速轴上的小齿轮的尺寸较小，通常设计成齿轮轴。 4)轴承端盖的总宽度取为16 mm取端盖的外端面与联轴器端面间的 距离为 30 mmj 则 Lnm=46 mm 5)取轴上轴段V ■切处为高速小齿轮，直径dv-n=53.627mm已知 小齿 轮的轮毂宽度为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 圆周力Ft，径向力R及轴向力Fa的方向如图示: 输入轴的载荷分析图如下： 4.3 低速轴的设计计算 4.3.1 求低速轴上的功率P、转速n和转矩T 由已知,得：P=P =4.57 KW , n=n m=126.3r/min 4.3.2 初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处 理。根据表15-3，取A=112得 嚷，37.04mm 4.3.3 轴的结构设计 ⑴拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下: IX VfflVD VI V iv in □ ⑵根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

32、 1）低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 Ck.为了使 所选的轴直径 d "与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器 的计算转矩 Tea KaT =1.7 3.4556 105 5.875 105N mm。按照计算转 矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4型弹性套柱销联 轴器，其公称转矩为1250N ?m。半联轴器的孔径为40mm故取di-n=40mm 联轴器长112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L仁84mm为了保证轴端 挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取i - n段的 长度应比L1略短一些，现取Li n=80mm为了满足半联轴器

33、的轴向定位 要求，I-n轴段左端需制出一轴肩，故取n .川段的直径ckni=48mm右 端挡 圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50mm 2）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根 据 dn-nn=48mm 选轴承型号 30210,其尺寸为 dx DX T=50mrH 95mM 21.75 □ □故 dm ivdvnVIll 50mm。 3）取安装齿轮处的轴段W - %的直径」=52mm齿轮的的左端与左 端轴承之间采用甩油环和套筒定位。已知齿轮毂的宽度为72mm为了使 套 筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取Lw. =69 mm. 齿轮的右端采用轴肩定位，

34、轴肩高度 h > 0.07d=0.07 x 52=3.64，则轴环 处 dv vi=60mm 轴环宽度 b> 1.4h=1,4 x 4=5.6,|V Lvvi =10mm 4）取齿轮距箱体壁的距离L.皿=a=25.5 mm考虑到箱体铸造误差， 使轴承距箱体壁6 mm已知滚动轴承宽度T=21.75mm,L =L-e=21.75 mm 已知箱体两壁之间的距离为178.5，贝U Liw 178.5 -25.5-69-10 6 68mm 5）取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为 30 mm端盖厚20 mm 则 Ln m =50. （3）轴上零件的周向定位 齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用

35、平键连接。由表6-1查得平键 截面bx h=16mnX 10 mm,键槽用键槽铳刀加工，长为63 mm,同时为了 保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，联轴器与轴的连接，选用平键为 12 mnX 8 mnX 70 mm> n6 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸 公差为m6 (4)确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为2X45 4.3.4 轴的校核 (1) 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩Ta P2=4.75KW n 2=366.4r/mi n T2=1.238 X 10^N. m (2)求作用

36、在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 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 圆周力 Ft， 径向力R及轴向力Fa的方向如图示： (3)首先根据结构图作出轴的计算简图，确定轴承的支点位置。对于 30210型圆锥滚子轴承，从手册中查取有a=21mm因此，做为简支梁的轴 的支承跨距 L2 L3 115mm 6

37、0mm 175mm，根据轴的计算简图做出 轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截 面C是轴的危险截面。 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 现将计算出的危险截面C处的M、〃和M列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 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、 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 8.538MP a ca=, 乂 [ （ 「） 2 =,8538。.3052 （0 珈 56。） 2 0.1 503 前已选轴材料为 45钢，调质处理。 查表15-1得[ 门=60MPa caV[ 1] 此轴合理安全 输出轴的载荷分析图如下: 第五章键连接的选择和计算 5.1 高速轴上的键的设计与校核 齿

40、轮、联轴器、与轴的周向定位都是平键连接，由表6-1查得联轴器 上的键尺寸为b h L =6 x 6X 25 mm联轴器采取过渡配合，但不允 许过 盈，所以选择H7/k6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用 m6 （具有小过盈量，木锤装配）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 所以所选键符合强度要 求。 5.2 中间轴上的键的设计与校核 已知dn-nn=div-v =34 mm T2=123.81 N-m,参考教材

41、,由式6-1可校 核键 的强度由于d=3C~38 mm所以取b h=10 8 mm 查表得 =100-120 取低速级键长为63 mm高速级键长为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 所以所选键：b hL=10 mm8 mm63 mm bhL=10 mm8 mm36 mm 符合强度条件。 5.3 低速轴上的键的设计与校核 已知装齿轮处轴径 可校梭融mm T=345.56N - m参考教材,由式6-1 强度，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 联轴器处轴径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 所以所选键符合强度要 求。 第六章滚动轴承的选择和计算 6.1计算高速轴的轴承： 由前面可以知道n仁1500r/min 两轴承径向反力：R=298.72N 轴向力:Fa=0N 初步计算当量

43、动载荷P,根据P= f P X F r YFa 根据表 13-6，f =1.0〜1.2，取=1.2。 p 根据表13-5, X=1 所以 P=12 1298.72=358.46N 计算轴承30205的寿命： L 1 06C Lh 60n p io6 132000 60 1440 358.46 7 57.8 1 0 h 48000 故可以选用 6.2计算中间轴的轴承: 已知 n2=366.4r/min 两轴承径向反力： Fr2 286.6N Fr3693.8N 轴向力均为。 e a r FF 初步计算当量动载荷p,根据P=f pXFr

44、YFa 根据表 13-6, P=1.O-1.2，取=1.2。 根据表13-5, X=1所以 P=1.2 286.6=343.92N P=1.2693.8=832.56N 计算轴承30206的寿命： 106c 60n p 106 60 401 132000 114 13256 6 165.5 10h 48000 故可以选用。 6.3计算低速轴的轴承 已知 n 3=126.3r/min 两轴承径向反力：F尸673.45N 轴向力：为0 FaR 初步计算当量动载荷P,根据P=f pX Y / a 根据表 13・6，f

45、 =1.0〜1.2，取=1.2。X=1 p 所以 P=1.2 673.45=808.14N 计算轴承30210的寿命： 6厂 I 10_C Lh 60n p 60 150.795 故可以还用 17000 08.14 6 1.027 -| Qh 48000 第七章联轴器的选择 7.1 类型选择 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 7.2 载荷计算 联轴器1 公称转矩：T=9550p 32.83N.m n 查课本表14-1,选取Ka 1.5 所以转矩 Tea KaT3 1.5 32.83 49

46、.245N m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以 查《机械设计课程设计》表17-4( GB/T4323-2002) 选取LT5型弹性套柱销联轴器其公称转矩为125Nm 联轴器2公称转矩：T=9550p 345.56N.m In 查课本表14・1,选取Ka 1.5 所以转矩 G KaT3 1.5 345.56 518.34N m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以 查《机械设计课程设计》表17-4( GB/T4323-2002)选取LT8型弹 性套柱销联轴器其公称转矩为710Nm |第八章箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造(HT200制成，采用剖分式结构为了保证齿

47、轮佳合质量， 大端盖分机体采用常配合. 四6 8.1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 82考虑到机体零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶 到油池底面的距离H为40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面 粗糙度为6 3 83机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8，圆角半径为R=2机体外型简单，拔模方便. 8.4. 对附件设计 A窥视孔盖和窥视孔： 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔 ，大小只要够手伸 进操作可。以便检查齿

48、面接触斑点和齿侧间隙 ，了解啮合情况.润滑油也由 此注入机体。窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表 面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6紧 固。 B放油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油 孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并 加封油圈加以密封。 C油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油标用来检查油面 局度，以保证有正常的油量。此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即 低速级 传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入

49、深度 确定。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而 溢出。 D通气孔： 减速器运转时，由于摩擦发热，机体温度升局，气压增大，导致润滑油从 缝隙向外渗漏，为便于排气，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体热空 气自由逸处，保证机体外压力均衡，提图机体有缝隙处的密封性，通气器用带空 螺钉制成。 E启盖螺钉： 为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可 先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形 伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以 安装取盖螺钉，便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环，装上二个螺钉，便

50、于 调整。启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成 圆柱形，以免破坏螺纹。 F定位销： 为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长 度方向两端各安置一个圆锥定位销。以提高定位精度，两销相距尽量远些。如机 体是对称的，销孔位置不应对称布置。 G环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在 机座上铸出吊钩。 H调整垫片 用于调整轴承间隙，有的起到调整传动零件轴向位置的作用。 1密圭寸装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物 进 1 1门江 名称 符号 计算公式 结果

51、 箱座厚度 0.025a 3mm 8mm 10 箱盖厚度 1 (0.8-0.85 )3 8mm 8 箱盖凸缘厚度 bi bi 匚 5 i 12 箱座凸缘厚度 b b 1.5 15 箱座底凸缘厚度 b2 b2 2.5 25  地脚螺旬直径 d । d 10.036a i2 Mi8 地脚螺钉数目 n a<250mm 4 轴承旁联结螺 栓直径 di di075df Mi2 盖与座联结螺 栓直径 d2 CL 0.5~0.6df MiO 轴承端盖螺钉 直径 & d3 so df M8 视孔盖螺钉直 径 d4

52、CL 0.3 ~ 0.4 df M6 定位销直径 d d 0.7-0.8 d 2 M8 dt, d1,d2 至 外箱 壁的距离 C 课本128页 24 i8 i6 d f, 一ch 至 凸缘 边缘距离 C2 课本128页 22 i8 i4 外箱壁至轴承 端面距禺 1. li qG5~8mm 50 人齿轮顶圆与 箱壁距离 Di D i5 齿轮端面与箱 壁距禺 d2 d2 i6 箱盖，箱座肋厚 mi,m rrii, m 为 0.85 i、0.85 S rm 7 m 8.5 轴承端盖外径 d2 D2 D + (5~5.5

53、) d3 92 （一轴） i02 （二轴） i35 （三轴） 轴承旁联结螺 栓距禺 s S D (2-2.5)d 76 （一轴） 86 （二轴） ii9 （三轴） 箱体深度 Hd D/2+(30 〜50) i57 箱座局度 H H+S +(5〜i0) i77 第九章轴承端盖的设计与选择 根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。 各轴上的端盖： 闷盖和透盖：参照表7-17课本145页 闷盖示意图 透盖示意图 表 三 个 轴 的 轴 承 盖 D2 Do D 4 D do 螺钉孔数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 第十一章润滑和密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低， 5 所以其速度远远小于0・5〜2) 10 mmr/mjn，所以采用脂润滑，箱体 选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度• 油的深度为 H+r,H=30 % =34 所以 H+h,=30+34=64 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

55、 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽 度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大， 150mm并匀均布置，保证部分面处的密圭寸性。 第十二章设计小结 11.1经过二周的时间的设计完成了本课题一一带式输送机传动装置， 该装置具有以下特点： 1）能满足所需的传动比 2）选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够 满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3）轴具有足够的强度及刚度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生 弯扭变形

56、时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，设计 的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。 4）箱体设计的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的 惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，箱体结构庞大， 重量也很大。齿轮的计算不够精确，设计也不是十分恰当，但我认为通过 这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计 出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 11.2小结 1）机械设计是机械工业的基础，是一门综合性相当强的技术课程， 它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公 差

57、与配合》、gAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》 等于一体。 2）这次的课程设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想；训练 综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际反系和解决工程 实际问题的能力；巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重 要的作用。 3）在这次的课程设计过程中，综合运用先修课程中所学的有关知 识与技能，结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，一方面，逐步提 高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力 ，特别是提高了 分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计打下了 宽广而坚实的基础。 4）本次设计得到了指导老师的细心帮

58、助和支持。衷心的感老师的指 导和帮助。 5）设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机 械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。 总的来说，这次关于盘磨机传动装置上的一级展开式圆柱斜齿轮减 速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过 程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。同时，通过 三个星期的设计实践，使我们对机械设计有了更多的了解和认识， 为 我们以后的工作打下了坚实的基础。 参考文献 [1]机械零件设计手册吴宗泽等编机械工业2004年1月 [2]机械设计（第八版）濮良贵、纪名刚主编 高等教育2006年5月

59、[3]材料力学（第四版）鸿文主编高等教育2004年1月 [4]机械设计课程设计 育锡等编高等教育2008年 [5]现代工程制图学蔡群等主编 大学2008年4月 [6]互换性与测量技术基础 万秀颖等主编电子工业2011年08月 [7]机械原理（第七版） 桓等主编高等教育2006年5月 2 1 242 1 6 C0S14 q o 1615* 1 8584mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于m由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于主要取决于弯曲强度所决定的 承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模 数与齿数的乘积）有父，可取m=2m

60、m按接触强度算得的分度圆直径 di =47.643m m算出小齿轮齿数 Z di COS / mn 24.88 24 Z2 3.93 24 94.32 94 （3）几何尺寸计算 1）计算中心距 24 94 2 mm 121.61mm 2COS14 32KTlY COS2YFaYsa mz 2 \ d乙 F （1 ）确定公式的各计算数值 1 ）由图10-20C查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500Mpa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe2 380Mpa; 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数ni=0.89,Kfn2=0.90; 3）计算弯曲疲劳许用应力。

61、 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得： 3|2 2.55 123810 0.88 （COS14/ 叶， 1 242 1.65 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于m由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于m主要取决于弯曲强度所决定 的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径 （即模数与齿数的乘积）有关，可取m=2.5伽，按接触强度算得的分度圆 直径&=72.449伽，算出小齿轮齿数 / 72.449 cos14_a "讣 ZldlCOS /mn 齐 28.1228 取 Z2 28 Z2 2.9 28 81.2 81，取 Z81 （3）几何尺寸计算