機械設計基礎課程設計帶式輸送機傳動裝置設計

1、 青島理工大學琴島學院 課程設計說明書課題名稱：帶式輸送機傳動裝置設計學 院：機電工程系專業(yè)班級： 學 號： 學 生：指導老師： 青島理工大學琴島學院教務處 201 年 1 月 3 日機械設計基礎課程設計評閱書題目帶式輸送機傳動裝置設計學生姓名 學號 指導教師評語及成績指導教師簽名： 年 月 日答辯評語及成績答辯教師簽名： 年 月 日教研室意見總成績： 室主任簽名： 年 月 日摘 要 本次課程設計是設計一個二級減速器，根據(jù)設計要求確定傳動方案，通過比較所給的四種方案，選擇c方案，做為設計方案。設計過程根據(jù)所給輸出機的驅動卷筒的圓周力、帶速、卷筒直徑和傳動效率。確定所選電動機的功率，再確定電動機

2、的轉速范圍，進而選出所需要的最佳電動機。計算總傳動比并分配各級傳動比，計算各軸的轉速、轉矩和各軸的輸入功率。對傳動件的設計，先設計齒輪，從高速機齒輪設計開始，根據(jù)功率要求、轉速、傳動比，及其其他要求，按齒輪的設計步驟設計，最后確定齒輪的齒數(shù)，模數(shù)，螺旋角等一系列參數(shù)。本次課程設計我采用的是直齒輪，直齒輪的優(yōu)點是，（1）效率高，在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率為最高；（2）結構緊湊，在同樣的使用條件的下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較?。唬?）工作可靠、壽命長，設計制造正確合理、使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一、二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的；（4）傳動比穩(wěn)定，傳動比

3、穩(wěn)定往往是傳動性能的基本要求。之后設計齒輪的結構，按機械設計所講的那樣設計，按同樣的方法對低速級進行設計，接下來對箱體進行大體設計，設計軸的過程中將完成對箱體的總體設計，設計軸主要確定軸的各段軸徑及其長度，在此設計過程中完成了對一些附加件的設計包括對軸承的初選，主要是根據(jù)軸的軸向及周向定位要求來選定，然后對軸進行強度校核，主要針對危險截面。這個過程包括一般強度校核和精密校核。并對軸承進行壽命計算，對鍵進行校核。設計過程中主要依據(jù)課程設計，對一些標準件和其他的一些部件進行選擇查取，依據(jù)數(shù)學公式和經驗進行對數(shù)據(jù)的具體確定。關鍵字：減速器 齒輪 軸 軸承 鍵 箱體目 錄摘 要1設計任務12 傳動系統(tǒng)

4、方案的擬定23 電動機選擇3 3.1選擇電動機的類型3 3.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)54 齒輪的設計7 4.1高速級齒輪傳動的設計計算7 4.2低速級齒輪傳動的設計計算105 軸的擬定15 5.1聯(lián)軸器的設計及選擇15 5.2初選滾動軸承的類型及軸的支承形式16 5.3軸承蓋的結構16 5.4滾動軸承的潤滑與密封16 5.5確定齒輪位置和箱體內壁線166 軸與滾動軸承的設計、校核計算17 6.1低速軸的設計17 6.2輸出軸的校核187 鍵的設計計算及校核20 71.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸208 箱體結構的設計21結 論24致 謝24參考文獻251設計任務課程設計的目的該課程設計是繼機

5、械設計課程后的一個重要實踐環(huán)節(jié)，其主要目的是：1、綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一 步鞏固和拓展所學的知識通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握 機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，進行 全面的機械設計基本技能的能力的訓練。課程設計要求1.兩級減速器裝配圖一張（a0）2.零件工作圖兩張(a3)3.設計說明書一份課程設計的數(shù)據(jù)課程設計的題目是：帶式輸送機減速系統(tǒng)設計 工作條件：運輸機連續(xù)單向運轉,有輕微振動,經常滿載，空載起動, 兩班制工作，使用期

6、限10年，輸送帶速度容許誤差為5%。卷筒直徑d=340mm，帶速=1.45m/s, 帶式輸送機驅動卷筒的圓周力（牽引力）f=2.5kn2 傳動系統(tǒng)方案的擬定2.1 組成 機器通常原動機、傳動裝置、工作機等三部分組成。傳動裝置位于原動機和工作機之間，用來傳遞運動和動力，并可以改變轉速，轉矩的大小或改變運動形式，以適應工作機功能要求。2.2 特點 齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.3 確定傳動方案綜合比較帶式輸送機的四種傳動方案，下圖的傳動方案工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應性好。2.4. 選擇二級圓柱直齒輪減速器（展開式） 圖2-1傳動裝置總體設計

7、簡圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示3 電動機選擇3.1選擇電動機的類型 電動機選擇包括選擇類型、結構形式、容量（功率）和轉速，并確定型號。電動機類型和結構形式選擇 工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求一般應選三相交流異步電動機。最常用的電動機是y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低，使用與不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性能較好，頁適用于某些要求較高的啟動轉矩的機械。 常用的是封閉式y(tǒng)（ip44）系列。2選擇電動機容量 選擇電動機容量就是合理確定電動機的額定功率。電動機容量主要由發(fā)熱條件而定。電動機發(fā)熱與工作情況

8、有關。對于載荷不變或變化不大，且在常溫下長期連續(xù)運轉的電動機，只要其所需輸出功率不超過其額定功率，工作時就不會過熱，可不進行發(fā)熱計算。這類電動機按下述步驟確定： 1）工作機所需功率 工作機所需功率應由機器工作阻力和運動參數(shù)計算確定。已知輸送帶速度（m/s）與卷筒直徑d（mm），則卷筒軸轉速為：= r/min= 81.5r/min （3-1）已知帶式輸送機驅動卷筒的圓周力（牽引力）f(n)和輸送帶速（m/s），則卷筒軸所需功率為： = kw= kw=3.65kw （3-2） 2)電動機的輸出功率電動機至工作機主動軸之間的總效率，即： = 0.833 （3-3）式中，正、為電動機至卷筒之間的各傳動

9、機構和軸承的效率，由表2-4查的其數(shù)值為：彈性聯(lián)軸器 =0.99、滾動軸承 =0.98、圓柱齒輪傳動 =0.97、卷筒滑動軸承 =0.96。 1）電動機的輸出功率為： = kw= kw4.35kw (3-4) 2）確定電動機額定功率根據(jù)計算出的功率可選定電動機的額定功率。應使等于或稍大于。故，按表20-1選取電動機額定功率=5.5 kw3電動機的轉速為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由表2-2查的兩級圓柱齒輪（展開式）傳動比范圍=860,則電動機的轉速可選范圍為：=733.52934 r/min （3-5）可見同步轉速為1000r/min、1500r/min、3000r/mi

10、n的電動機均符合。 表3.1 方案對比表(取)方案電動機型 號額定功率（kw）電動機（r/min）電動機質量（kg）電動機裝置的傳動比同 步滿 載總傳動比高速級傳動比低速級傳動比1y132m2-65.53000960849.773.572.742y132s-45.5150014406814.674.373.363y132s1-25.5300029006429.536.194.77由表中數(shù)據(jù)可知方案一低速級的傳動比不符合要求（3），方案三的高速級傳動比不符合要求（6），傳動裝置的結構尺寸較大。方案二傳動比符合要求，傳動裝置的結構尺寸也適中，因此，采用方案二，選定的型號為y132s-44、電動機的

11、技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸電動機型號habcdefgdgkabadachdaabbhaly132s13221614089388010833122802101353156020018475 由表20-1、表20-2查出y132s-4型電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列上表。3.2 傳動裝置的總傳動比及其分配 對于二級圓柱齒輪減速器，為使兩級的大齒輪有相近的浸油深度，高速級傳動比和低速級傳動比可按下列方法分配： （3-6） 總傳動比為： （3-7）取，則低速級傳動比為：= （3-8）所得值不符合一般圓柱齒輪減速器傳動比的常數(shù)范圍。3.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1 各軸轉速n(r/min)

12、傳動裝置的各軸轉速為： =1440 r/min （3-13） （3-14） （3-15） 2 各軸輸入功率p(kw)各軸輸入功率分別為： =5.5kw （3-16） =5.50.99 kw=5.445 kw （3-17） =5.4450.980.97 kw =5.176kw （3-18） 5.1760.980.97 kw =4.92kw （3-19）3 各軸輸入轉矩t()各軸的輸入轉矩分別為： （3-20） （3-21） （3-22） （3-23）表3.3 方案對比表項目電動機高速軸中間軸低速軸轉速（r/min6381.47功率（kw）5.55.4455.1764.9

13、2轉矩（）傳動比17.674.793.69效率0.8330.95060.9506 4 齒輪的設計 本次課程設計我采用的是直齒硬齒面圓柱齒輪，齒輪的優(yōu)點是：（1）效率高，在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率為最高；（2）結構緊湊，在同樣的使用條件的下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較?。唬?）工作可靠、壽命長，設計制造正確合理、使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一、二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的；（4）傳動比穩(wěn)定，傳動比穩(wěn)定往往是傳動性能的基本要求。 設計齒輪的要求是：（1）高的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度；（2）齒面由較高硬度、耐磨性；（3）輪齒芯部要有足夠的強度和韌度。故齒輪

14、的設計按下述步驟：4.1高速級齒輪傳動的設計計算 1選齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù)。 （1）選擇齒輪類型；考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬 齒面漸開線直齒輪。 （2）選擇齒輪材料及熱處理；高速級小齒輪選用40cr鋼調質淬火處理，小齒輪齒 硬度為 450hbs。大齒輪選用45#鋼調質淬火，齒面硬度為450hbs （3）選擇齒輪精度等級；按gb/t100951998，選擇6級。 （4）選擇齒輪齒數(shù)；取小齒輪齒數(shù)=18，大齒輪齒數(shù)=87 傳動比誤差 u=4.83，0.835。 2按齒面接觸強度設計計算； （4-1）（1）確定公式內各參數(shù)的值:1）試選載荷系數(shù)=1.3。2）計算

15、小齒輪傳遞的轉矩。 （4-2）3）由課本表10-7選取吃寬系數(shù)。4）由課本表10-6選取彈性影響系數(shù) =189.8mpa 。5）由課本圖10-21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）由課本公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)n=60nj =6014401（2830010）h=1.24410h （4-3） n= （4-4）7）查課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：k=0.90 k=0.958）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應用公式（10-12）得:=0.901000pa=900 （4-5）=0.951000=950 （4-6）(2)設計計算1

16、）試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得： （4-7）2）計算圓周速度。m/s2.39m/s （4-8）3)計算齒寬b。b=131.69mm=31.69mm （4-9）計算齒寬與高之比。模數(shù) = （4-10）齒高 h=2.25=2.251.76mm=3.69 （4-11）=8 （4-12）5)計算載荷系數(shù)。根據(jù)m/s，6級精度，由課本圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.04；直齒輪，；由課本表10-2查得使用系數(shù)=1.25；由課本表10-4用插值法查得6級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，=1.507。由=8，=1.507查課本圖10-13得=1.45；故載荷系數(shù)（4-13）6）按實際載荷系數(shù)校正所

17、算得的分度圓直徑d=d=31.69=35.55 （4-14）7）計算模數(shù)= （4-15）3按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 （4-16）確定公式內各計算數(shù)值1）由課本圖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；2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲安全系數(shù)s=1.4，由式得 （4-17）4）計算載荷系數(shù)k。 （4-18）5）查取齒形系數(shù)。查課本由表10-5得 2.91； 2.206 6）查取應力校正系數(shù)。查課本由表10-5得 1.53； 1.777 7）計算大、小齒輪的并加以比較 （4-19） （4-20）大齒輪的數(shù)值

18、大。所以選用大齒輪。 設計計算 （4-21）對比計算結果，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，可取由彎曲強的算得的模數(shù)=1.584并就近圓整為標準值=2，按接觸強度算得的分度圓直徑=48.1mm，算出小齒輪齒數(shù)= （4-22） 大齒輪的齒數(shù) 取 。 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，并做到結構緊湊，避免浪費。 4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑d=36 （4-23）d=174 （4-24） （2）計算

19、中心距 （4-25） （3）計算齒輪寬度（4-26） 圓整后取 4.2低速級齒輪傳動的設計計算 1選齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù)。 （1）選擇齒輪類型；考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒 面漸開線直齒輪。 （2）選擇齒輪材料及熱處理；高速級小齒輪選用40cr調質淬火，小齒輪 齒面硬度為 450hbs。大齒輪選用45鋼調質淬火，齒面硬度為450hbs （3）選擇齒輪精度等級；按gb/t100951998，選擇6級。 （4）選擇齒輪齒數(shù)；為了保證低速級大齒輪的油浸深度，取18，傳動比誤差 u=3.72，0.85。2按齒面接觸強度設計計算； （4-27） （1）確定公式內各參

20、數(shù)的值:1）試選載荷系數(shù)=1.3。2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 （4-28）3）由課本表10-7選取吃寬系數(shù)。4）由課本表10-6選取彈性影響系數(shù) =189.8mpa 。5）由課本圖10-21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）由課本公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)n=60nj =60300.631（2830010）h=8.6610h （4-29） n= (3.69為齒數(shù)比,即3.69=) （4-30）7）查課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：k=0.95 k=0.958）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應用公式（10-12）得:=0.95

21、1000mpa=950 （4-31）=0.95550=950 （4-32） (2)設計計算1）試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得： （4-33）2）計算圓周速度。m/s0.84m/s （4-34）3)計算齒寬b。b=153.24mm=53.24mm （4-35）計算齒寬與高之比。模數(shù) = （4-36）齒高 h=2.25=2.252.956mm=6.651 （4-37） =7.99 （4-38）5)計算載荷系數(shù)。根據(jù)m/s，6級精度，由課本圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.02；直齒輪，；由課本表10-2查得使用系數(shù)=1.25；由課本表10-4用插值法查得6級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，=

22、1.506。由=7.99，=1.506查課本圖10-13得=1.453；故載荷系數(shù) （4-39） 6）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=53.24=60.63 （4-40）7）計算模數(shù)= （4-41） 3按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 （4-42） 確定公式內各計算數(shù)值1）由課本圖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；2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲安全系數(shù)s=1.4，由式得 （4-43） （4-44）4）計算載荷系數(shù)k。 （4-45）5）查取齒形系數(shù)。查課本由表10-5得 2.91； 2.252

23、 6）查取應力校正系數(shù)。查課本由表10-5得 1.53； 1.744 7）計算大、小齒輪的并加以比較 （4-46） （4-47）大齒輪的數(shù)值大。所以選用大齒輪。 設計計算 （4-48） 對比計算結果，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，可取由彎曲強的算得的模數(shù)=3.02并就近圓整為標準值=3，按接觸強度算得的分度圓直徑=77.4mm，算出小齒輪齒數(shù) （4-49） 大齒輪的齒數(shù) 取 。 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

24、根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑=63 （4-50）=234 （4-51）（2）計算中心距 （4-52）（3）計算齒輪寬度（4-53） 圓整后取 表4.1 方案對比表齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4齒數(shù)z18872178齒寬b（mm）40357065中心距a(mm)105156模數(shù)（mm）2233壓力角20202020齒頂高系數(shù)1111頂隙系數(shù)0.250.250.250.25分度圓直徑d3617478234變位系數(shù)0000齒頂高2233齒根高2.52.53.753.75齒頂圓直徑4017885.5241.5齒根圓直徑31169722285軸的擬定5.1聯(lián)軸器

25、的設計及選擇1類型選擇.聯(lián)軸器的類型根據(jù)工作要求選定。聯(lián)接電動機與減速器高速軸的聯(lián)軸器，由于軸的轉速較高，一般應選用具有緩沖、吸振作用的彈性聯(lián)軸器，例如彈性套柱銷聯(lián)軸器，彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉速較低，傳遞的轉矩較大，又因為減速器軸與工作機軸之間往往有較大的軸線偏移，因此常選用剛性可移式聯(lián)軸器。2聯(lián)軸器的設計計算（1）高速軸的聯(lián)軸器的選擇已知=5.445kw =1440r/min =36110nmm；選取軸的材料為40cr，調質處理；查機械設計課程設計得電動機型號為y132s-4的d=38mm。查課本表15-3，取=112，所以得高速軸的最小直徑處算為：

26、（5-1）聯(lián)軸器的計算轉矩查課本,選取,所以轉矩為: （5-2）按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查機械設計課程設計，選取tl5型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為125nm。半聯(lián)軸器的孔徑，長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，聯(lián)軸器與電動機配合的半聯(lián)軸器選擇孔徑為，所以高速軸的最小直徑選為。（2） 低速軸的聯(lián)軸器的選擇 已知=4.92kw =81.47r/min =5765150nmm；選取軸的材料為45鋼，調質處理；查課本表15-3，取=112，所以得高速軸的最小直徑處算為： （5-3）聯(lián)軸器的計算轉矩查課本,選取,所以轉矩為: （5-4）按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查機械設計課程

27、設計，選取tl8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250nm。半聯(lián)軸器的孔徑，長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，所以低速軸的最小直徑選為50mm。5.2初選滾動軸承的類型及軸的支承形式按照對軸系軸向位置的不同限定方法，軸的支承結構可分為三種基本型式，即雙支點各單向固定，常用兩個安裝的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，兩個軸承各限制軸載一個方向的軸向移動。深溝球軸承也可用于雙支點各單向固定的支撐，主要用于無軸向力的支撐；一支點雙向固定，另一端支點游動，用于跨距較大且工作溫度較高的軸，其熱伸長量大；兩端游動支承，對于一對人字齒輪本身的相互軸向限位作用，它們的軸承內外圈的軸向緊固應設計成只保證其中一根軸向

28、相對機座由過頂?shù)妮S向位置，而另一根軸上的兩個軸承都必須是游動的以防止卡死或人字齒的兩側受力不均勻。普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，常采用兩端固定支承。因為采用直齒圓柱齒輪，軸承僅承受徑向力的作用,故選用深溝球軸承，軸承內圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。在設計時應注意留有適當?shù)妮S向間隙，以補充工作時軸的熱伸長量。對于可調間隙的角接觸球軸承，則可利用調整墊片或螺紋件來調整軸承游隙，以保證軸系的游動和軸承的正常運轉。5.3軸承蓋的結構軸承蓋的作用是固定軸承、承受軸向載荷。密封軸承座孔、調整軸系位置和軸承間隙等。采用凸緣式軸承蓋。5.4滾動軸承的潤滑與密封根據(jù)課本適用

29、于脂潤滑和油潤滑的值界限（表值），因為采用深溝球軸承，所以本次設計軸承采用油潤滑，為了防止軸承中的潤滑脂被箱內齒輪嚙合時擠出的油沖刷、稀釋而流失，所以在軸承內側設置擋油盤。在減速器的輸入軸與輸出軸的外伸端，應在軸承蓋的軸孔內設置密封件。5.5確定齒輪位置和箱體內壁線箱座壁厚；;；;；。6 軸與滾動軸承的設計、校核計算6.1低速軸的設計 1.已知kw，；選取軸的材料為45 鋼，調質處理；軸的最小直徑是聯(lián)軸器的孔徑，所以低速軸的最小直徑確定為50mm。 2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 （6-1） （6-2） 3.軸的結構設計 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

30、1）為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段左端需要制出一軸肩,由半聯(lián)軸器的孔徑可知，故取-的直徑;右端用軸端擋圈定位,由軸徑取擋圈的直徑為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現(xiàn)取。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承僅承受徑向力作用,故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù),由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6212，其尺寸為,故;考慮到擋油盤，取 。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6212型軸承定位軸肩高度。3）取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為,

31、為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取。 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高,取.軸環(huán)寬度,取,即。 4）軸承端蓋的總寬度為30mm(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脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取。5）取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離?？紤]到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離;已知滾動軸承寬度b=21,高速齒輪輪轂長l=55,考慮到各個部分，取 ，；至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.傳動軸總體設計結構圖：6.2輸出軸的校核 1.求作用在齒輪上的力已知輸出軸大齒輪的分

32、度圓直徑為=262 2.從軸的載荷分析圖可以判斷 危險截面在b處，現(xiàn)將計算出的截面b處的、 的值列于下表表6-1對照表載荷水平面h垂直面v支反力f(n)=1866.4 =3060.9=679.3 =1114.1彎矩m(nmm)=191306總彎矩扭矩t(nmm )576.5156. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據(jù)：= （6-4）前已選軸材料為45鋼，調質處理。查課本表15-1得=60mp 1.210齒輪端面與內機壁距離16機蓋，機座肋厚 軸承端蓋外徑+（55.5）112（）92（）140（）軸承旁聯(lián)結螺栓距離112（）92（）140（）結 論 這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱直齒輪減速

33、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，是對我們綜合分析和解決問題的能力的一次提升。通過三個星期的設計實踐，我認識到了自身的很多不足，通過彌補這些不足我提升了自己。另外，這次課程設計也使我對機械設計有了更多的了解和認識。為我們以后的學習和工作打下了堅實的基礎。1. 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課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、互換性與測量技術基礎、cad實用軟件、機械工程材料、機械設計手冊等于一體。2. 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先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。3. 在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實