機械設計課程設計計算說明書運輸機傳動裝置分流式二級圓柱齒輪減速器

1、題目設計運輸機傳動裝置（分流式二級圓柱齒輪減速器）指導教師院系機電建工學院班級機自082 學號姓名完成時間2011年1月目錄一、 設計任務書··························· 2二、 傳動方案的擬定·········&#

2、183;··············· 2三、 電動機的選擇和計算························· 2四、 傳動比的分配·····&

3、#183;····················· 4五、 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算·············· 5六、 齒輪的傳動設計·········

4、·············6七、 軸的設計························· 17八、 軸的校核·········

5、················25九、 軸承的選擇和校核計算·················27十、 鍵聯(lián)接選擇與校核············&#

6、183;········29十一、 聯(lián)軸器的選擇···················· 32十二、 箱體附件設計·················&

7、#183;···32十三、 潤滑方式及密封形式的選擇·············33十四、 箱體設計··················34十五、 課程設計總結········

8、83;···················· 35十六、 參考資料···························

9、3;·36計 算 及 說 明結 果一 .設計任務書 1.1工作條件與技術要求：輸送帶速度允許誤差為±5。輸送機效率為；工作情況：單班制，連續(xù)單向運轉，有輕微沖擊，工作年限為5年，工作環(huán)境：室內，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380V ；檢修間隔期間：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件極其生產批量：一般機械廠，小批量生產。1.2設計內容（1）確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖；（2）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（3）傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算；（4）繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各1張（A0）;（5）繪制減速器箱體零件圖1張（

10、A1）、齒輪及軸的零件圖各1張（A2）2原始數(shù)據(jù)運輸帶曳引力F（KN）：6運輸帶速度V（m/s）：滾筒直徑D (mm)：450二傳動方案的擬定輸送機由電動機驅動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，在經聯(lián)軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結構較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。=14600hF=6000NV=/sD=450mm兩級分流式圓柱齒輪減速器三電動機的選擇和計算1選擇電動機類型按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機2選擇電動機的容量1）滾筒所需

11、功率：=FV/1000=6000×1.3/1000滾筒的轉速=60×1000V/D r/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為：其中，分別為傳動系統(tǒng)中聯(lián)軸器，齒輪傳動及軸承的效率，是滾筒的效率，8，=0.96 5 3）確定電動機的額定功率電動機的輸出功率為=/85=9.123kw確定電動機的額定功率選定電動機的額定功率=11 kw3、選擇電動機的轉速 r/mi該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1推薦傳動比為=860則總傳動比可取8至60之間則電動機轉速的可選范圍為=8=8×55.17=r/min=60=60×可見同步轉速為750r/m

12、in 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉速為750r/min 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的四種電動機進行比較，如下表：由參考文獻1中表16-1查得：方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉速n/(r/min)計算得總傳動比質量/kg同步轉速滿載轉速1Y160M1-211300029311252Y160M-411150014601233Y160L-61110009701474180l-81175073013.23184由表中數(shù)據(jù)可知，方案4的總傳動比最小，傳種裝置結構尺寸最小，因此可采用方案4，選定電動機

13、型號為Y180Ll8電動機的技術參數(shù)和外型、安裝尺寸型號ABCDEFGHY180L-82792791214811014180KABACADHDBBL19355360285430349710四各級傳動比分配4.1 計算總傳動比由參考文獻1中表16-1查得：滿載轉速nm=730 r / min；總傳動比i=nm / n=730/ =13.234.2 分配各級傳動比查閱參考文獻1機械設計課程設計中表23各級傳動中分配各級傳動比取高速級的圓柱齒輪傳動比，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為=/=6=kw r/mi5=9.123kw=11 kw電動機型號為Y180Ll8=4.16 五計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

14、1. 各軸轉速電動機軸為軸，減速器高速級軸為軸，中速軸為軸低速級軸為軸，滾筒軸為軸，則= 730 r/min730/4.16 r/min= r/min /min = 8 r/min解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為±5范圍內2按電動機額定功率計算各軸輸入功率=11 kw=11××8×0.98 kw =10.46kw×8×0.98 kw =5kw4××0.99 kw =9.75 kw2. 各軸轉矩=9550×11/730 =9550×/730 =142.5=9550×10.46/ =95

15、50×/8 =9550×9.758 =16表3 軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸I高速級軸II中間軸III低速級軸IV滾筒軸V轉速（r/min）73073088功率（kw）1110.469.75轉矩()142.5傳動比11效率60.96六、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數(shù) a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88）c . 材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為260HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220 H

16、BS，二者的硬度差為40 HBS。d . 初選小齒輪齒數(shù)=28，則大齒輪齒數(shù)=×28=1取z=116 e .初選螺旋角= f .選取齒寬系數(shù)：=0.62）按齒面接觸強度設計按下式試算 1）確定公式內的各計算數(shù)值 a . 試選b. 分流式小齒輪傳遞的轉矩=/2= c. 查圖表（P217圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)（表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8 d. 查圖表（P215圖10-26）得71，827182=1.653=14600h則應力循環(huán)次數(shù) =×/4.16=×g、查閱參考文獻2機械設計中圖10-19查第2條線查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1，KHN2。9、計

17、算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1。查閱參考文獻2機械設計中圖10-21d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。則=（+）/2 =（5+5）/2=509MPaa. 按式計算小齒輪分度圓直徑mm =61.85mmb. 計算圓周速度×61.85×730/（60×1000）m/s =6m/sc. 計算齒寬b及模數(shù)b=×61.85mm=3 mm=cos/=4mm×4mm=4.82mm b/h=37.11 /4.82= d. 計算縱向重合度tan××28×tan= e. 計算載荷系數(shù)K根據(jù)有輕微沖擊，使用

18、系數(shù)=1.25，根據(jù)V=6 m/s，7級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數(shù)=1.11；查表10-4接觸疲勞齒向載荷分布系數(shù)的值與直齒輪相同得=1.158彎曲強度計算齒向載荷系數(shù)查圖（圖10-13）得=1.221查表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)由式得載荷系數(shù)=1.25×1.11×1.4×1.158=2.25 f. 按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式得 mm=6mm g. 計算模數(shù) =cos/=6×cos/28 mm =2.40mm3）按齒根彎曲疲勞強度設計按式計算1） 確定計算系數(shù)a. 計算載荷系數(shù)由式得=1.25×1.11

19、5;×1.221=2.372b. 根據(jù)縱向重合度=查圖表（圖10-28）得螺旋角影響系數(shù)8c. 計算當量齒數(shù)d. 查取齒形系數(shù)查圖表（P200表10-5），e. 查取應力校正系數(shù)查圖表（P200表10-5）=1.625 ，f. 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 ，=0.88 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=380 MPa ，由式g. 計算大小齒輪的并加以比較2×9/=7278×2/=4大齒輪的數(shù)值大設計計算mm =1.80mm由以上計算結果，取=2，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=mm計算應有

20、的齒數(shù)=6×cos/2=取34取=34，則=4.16×34=1取142（4） 幾何尺寸計算1） 計算中心距 mm =181.28mm將中心距圓整為181mm2） 按圓整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） 計算大小齒輪的分度圓直徑=34×2/cos =70 mm=142×2/ cos =292. mm4） 計算齒輪寬度=×mm=mm圓整后取=45mm，=50mm5） 結構設計由e2，小齒輪做成齒輪軸，由160mm<<500mm，大齒輪采用腹板式結構2. 低速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數(shù) a. 按圖1所示

21、方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇小齒輪：40Cr（調質），硬度為280HBS大齒輪：45鋼（調質），硬度為240HBS d. 初選小齒輪齒數(shù)=28，=28×=89 e. 選取齒寬系數(shù)=1.0（2）按齒面接觸強度設計按下式試算1） 確定公式內各計算數(shù)值a. 試選b. 確定小齒輪傳遞的轉矩= =×c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù)d. 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=670MPa ，=610MPae. 由式確定應力循環(huán)次數(shù)=60××1×14600=×=&

22、#215;/=×f. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù)=，=1.06g. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式得=×670MPa=6MPa =1.06×610MPa=6MPa2）計算 a. 由式試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=6MPa得 =mm =10mm b. 計算圓周速度×10×/60000m/s=3m/s c. 計算齒寬=1×10 mm=10mm d. 計算模數(shù)、齒寬高比模數(shù)=/=10/28mm=3.62mm齒高×mm=8.16mm則/=10/8.16=1 e. 計算載荷系數(shù)使用

23、系數(shù)Ka=1.25根據(jù)=0.96m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數(shù)4，直齒輪=1 ，由=1和=10mm，查表10-4得28由/=1和=28查圖表（P圖10-13）得68故根據(jù)式得=1.72 f. 按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。由式得=11mm g. 計算模數(shù)=11/28mm=mm（3） 按齒根彎曲強度設計計算公式為1） 確定公式內各計算數(shù)值a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。b. 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)92，=0.92計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4

24、 ，由式c. 計算載荷系數(shù)。由式得=1.25×4×1×68=1.78d. 查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得=2.55=2.20e. 查取應力校正系數(shù)。查圖表（P表10-5）得=1.61，=8f. 計算大、小齒輪的，并加以比較=2.55×1.61/28870×8/2=大齒輪的數(shù)值大2） 設計計算mm=3.43mm由以上計算結果對比，由齒面疲勞接觸強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞接觸強度計算的法面模數(shù)，取mn=4mm，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑d1=1mm來計算應有的齒數(shù)計算應有的齒數(shù)

25、得=14/4=2取=27，則=×27=8取z=84（4） 幾何尺寸計算1） 計算中心距=4×（27+84）/2 mm=222mm圓整后得=2222） 計算分度圓直徑 mm=108 mmmm=336mm3） 計算齒輪寬度=1.×108mm=108mm取=115mm，=110 mm5）結構設計小齒輪（齒輪3）采用實心結構大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構齒寬模數(shù)齒數(shù)分度圓直徑中心距高速級小齒輪50 23470181高速級大齒輪45142292低速級小齒輪115 427108222低速級大齒輪11085336七、 軸的設計1高速軸的設計已知= kw ，=730r/min ，

26、=142.5=51. 求作用在齒輪上的力=2×5××cos/70N=NN= NN=N圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示1 初步確定軸的最小直徑。先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r，調質處理。查圖表（表15-3），取=110，得 mm=27.8 mm該軸直徑d100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5%則，圓整后取d2=29mm。輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩公式為（11）查圖表（P351表14-1），取=1.5，則=1.5×142.5 =5根據(jù)=及電動機軸徑D=48 mm

27、，查標準GB4323-84，選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=40mm半聯(lián)軸器長度L=112半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。確定軸最小直徑=40mm2 軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案。經分析比較，選用如圖所示的裝配方案（1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 聯(lián)軸器采用軸肩定位，I-II段=40mm，由式h=（）d ，取=47mm，=82mm2） 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)=47mm，查GB/T276-1994初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6010，其尺寸為d×D×

28、B=50mm×80mm×16mm，故=50mm3） 取=52mm，=50mm4） 由指導書表4-1知箱體內壁到軸承座孔端面的距離mm ，取=57mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為40mm，到聯(lián)軸器的距離為20mm，則=60mm5） 取小齒輪距箱體內壁的距離為=14mm，大齒輪2和與齒輪3之間的距離c=12mm，滾動軸承端面距箱體內壁=12mm則-2=16+14+12-2=40mm=42 mm=134mm（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=40 =mm，=82mm查圖表（P106表6-1）選用鍵=12mm×8mm×

29、;70mm。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（表15-12），取軸端倒角為×，各軸肩處圓角半徑為R1（二）中速軸（III軸）的設計已知= kw，=r/min 1求作用在齒輪上的力= N ，=N，= N=2×/0.108N=N=3N軸上力的方向如下圖所示初步確定軸的最小直徑根據(jù)式（10）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查圖表（P表15-3），取=110 ，于是得110×mm=mm。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為=45mm 3軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖（2

30、）確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù)=50mm取=50mm，軸承與齒輪2，之間采用套筒定位，取=54mm，齒輪2與齒輪3之間用套筒定位，套筒直徑取64mm取=60mm，齒輪3采用軸肩定位，取h=4mm，則=68mm，由于軸環(huán)寬度b1.4h 軸II的設計，取=c=12mm因為=115mm，=45mm=113m則=45+12+2-2mm=57mm=45-3mm=43mm 2）初步選擇滾動軸承由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸II相對于機座固定，故初步選取0組游隙，0級公差6210軸承，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm，由=14mm，=12mm取=

31、16.5mm，=12mm，則 =16.5+12+20+2mm=50.5mm選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為36mm 3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵型鍵連接按=60mm，=113mm=54mm，=45mm=54mm，=43mm查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為 III-IV段選鍵：b×h×L=16mm×10mm×110mm II-III段及V-VI段鍵：b×h×L=14mm×9mm×40mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m64） 確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-2），取

32、軸端倒角為×，各軸肩處的圓角半徑為R1三）低速軸（軸IV）的設計已知=kw ，=，=r/min 1求作用在軸上的力=N =N 2初步確定軸的最小直徑按式（10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。查圖表（P表15-3）取=110，于是得110×mm=6mm。該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)式（11），查圖表（P表14-1），取=1.5，則=1.5×=根據(jù)=，查標準GB5014-85（指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器。選取軸孔直徑d=65mm，其軸孔長度L=107mm，

33、則軸的最小直徑=65mm 3軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=65mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（）d，取=72mm，聯(lián)軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13-19），取=75mm，=104mm 2）初步選擇滾動軸承根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6215，其尺寸為d×D×B=75mm×130mm×25mm故=75mm 3）軸承采用套筒定位，取=82mm，=42mm 4）根據(jù)軸頸查圖表（P表15-2，指導書表1

34、3-21）取安裝齒輪處軸段=84mm，齒輪采用軸肩定位，根據(jù)h=（）d=mm-mm，取h=6mm，則=90mm，軸環(huán)寬度b×6mm=8mm，取10mm 5）查圖表（指導書表13-21），已知=110 mm。=108mm， 6）根據(jù)軸II，軸III的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離=14mm，則=+-16 =（14+16.5+45+12-16）mm=74mm=+c+2.5-16-2-10 =（14+16.5+45+12+2.5-16-10-2）mm=62mm6） 根據(jù)箱體內壁至軸承座孔端面的距離=57mm，及=14mm，B=45mm，根據(jù)指導書表選擇凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為mm

35、，軸承蓋與聯(lián)軸器之間的距離為=mm則=55mm3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)=84mm，=107mm=65mm，=110mm查圖表（P表6-1）得 IV-IV段選C型鍵：b×h×L=22mm×14mm×100mm VIII-IX段：b×h×L=20mm×12mm×100mm滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（表15-12），取軸端倒角尺寸為×。軸上圓角=，=八、軸的校核低速軸的校核齒輪上的作用力：=1

36、0541.8N 再由下圖求出軸承對軸的作用力由機械設計圖15-23知，深溝球軸承6215，a=1mm，從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處是危險截面，L=172mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表表4 危險截面所受彎矩和扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F=N=N彎矩=總彎矩M=扭矩TT=彎距圖和扭距圖如下：5. 按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 =/MPa=MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查圖表（P表15-1）得=60MPa，因此，故軸安全。九、軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命

37、為=14600h1輸入軸承的選擇與計算由軸II的設計知，初步選用深溝球軸承6010，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力=N，=0，=3 ，轉速n=730r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表12-1）知深溝球軸承6010的基本額定動載荷C=22000N，基本額定靜載荷=16200N 2）求軸承當量動載荷P因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取，則 P=（X+Y）×（1×+0）N =N 3）驗算軸承壽命h=14910h>=14600h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承60102軸III上的軸承選擇與計算由

38、軸III的設計已知，初步選，故初步選取0組游隙，0級公差6210軸承，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力=N，=0，=3，n=r/min1）查滾動軸承6210樣本（指導書表12-1）知的基本額定動載荷C=35000N，基本額定靜載荷=23200N2）求軸承當量動載荷P因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取P=（X+Y）×（1×+0）N =N3）驗算軸承壽命h=21120>=14600h故所選用軸承滿足壽命要求。確定，故初步選取0組游隙，0級公差6210軸承， 3）驗算軸承壽命h=73714h>=72000

39、h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。3輸出軸上的軸承選擇與計算由軸IV的設計知，初步選用深溝球軸承6215，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力= N，=0，=3 ，轉速n=/min1）查滾動軸承樣本（指導書表12-1）知深溝球軸承6215的基本額定動載荷C=66000N，基本額定靜載荷=49500N 2）求軸承當量動載荷P因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取，則 P=（X+Y）=1.×（1×+0）N =N 3）驗算軸承壽命h=61506h>=146000h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深

40、溝球軸承6215。十、鍵連接的選擇與校核計算1輸入軸與聯(lián)軸器的鍵連接 1) 由軸II的設計知初步選用c型鍵=12mm×8mm×80mm，= 2) 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=80mm-6mm=74mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度×8mm=4mm。由式可得=2×/4×74×40MPa=MPa<=110MPa可見連接的強度足夠，選用C型鍵=12mm×8mm×80mm，2齒輪2（2）與軸III的鍵連接 1)

41、由軸III的設計知初步選用A型鍵：b×h×L=14mm×9mm×40mm，= 2) 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=40mm-10mm=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度×9mm=4.5mm。由式可得=2×/4.5×30×60MPa=7MPa<=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵b×h×L=14mm×9mm×40mm3齒輪3與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設

42、計知初步選用鍵b×h×L=16mm×10mm×110mm，= 2) 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=110mm-16mm=94mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度×10mm=5mm。由式可得=2×/5×94×54MPa=MPa<=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵b×h×L=16mm×10mm×110mm4齒輪4與軸IV的鍵連接1) 由軸IV的設計知初步選用鍵b

43、5;h×L=22mm×14mm×100mm= 2) 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=100mm-22mm=78mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度×14mm=7mm。由式可得=2×/7×78×84MPa=MPa<=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵b×h×L=22mm×14mm×100mm5聯(lián)軸器與軸IV的鍵連接 1) 由軸IV的設計知初步選用鍵b×h×L=2

44、0mm×12mm×100mm= 2) 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=100mm-10mm=90mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度×12mm=6mm。由式可得=2×/6×90×65MPa=MPa<=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵b×h×L=20mm×12mm×100mm十一、聯(lián)軸器的選擇 1輸入軸（軸II）的聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸II的設計，選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸

45、如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）TL7500360048822輸出軸（軸IV）的聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸IV的設計，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）HL63150280065112十二、減速器附件設計1視孔蓋選用A=180mm的視孔蓋。2通氣器選用通氣器（經兩次過濾）M18×3油面指示器根據(jù)指導書表9-14，選用2型油標尺M164油塞根據(jù)指導書9-16，選用M16×型油塞和墊片5起吊裝置根據(jù)指導書表9-20，箱蓋選用吊耳環(huán)d=20mm6定位銷根據(jù)指導書表14-3，選用銷GB117-86 A8

46、15;307起蓋螺釘選用螺釘M8×20十三、潤滑方式及密封形式的選擇1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取為油深h=50m。根據(jù)指導書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。2滾動軸承的潤滑由于軸承dn值小于，所以采用潤滑脂潤滑，選用ZL-1潤滑脂。3密封方法的選取由于凸緣式軸承端蓋易于調整軸向游隙，軸II及軸IV的軸承兩端采用凸緣式端蓋，而嵌入式端蓋易于安裝和加工，軸III選用外圈無擋邊滾子軸承，故選用嵌入式端蓋。由于采用脂潤滑，軸端采用間隙密封，用氈圈密封。十四箱體設計名稱符號設計依據(jù)設計結果箱座壁厚+3810箱蓋壁厚+389箱座凸緣厚度b15

47、箱蓋凸緣厚度b115箱座底凸緣厚度b225地腳螺栓直徑df+1224地腳螺栓數(shù)目n時，n=66軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d116箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6)df12軸承端蓋螺釘直徑和數(shù)目d3，n(0.40.5)df,n（10，6）（8，4）（8，4） 窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df8定位銷直徑d(0.70.8) d28凸臺高度h由位置及軸承座外徑確定50外箱壁至軸承座端面距離lc1+c2+ (510)57大齒輪頂圓距內壁距離125齒輪端面與內壁距離214箱蓋、箱座肋厚m1 、 mm1110十五、總結機械設計是機電類專業(yè)的主要課程之一，它要求我們能結合課本的學習，綜合運用所學的基

48、礎和技術知識，聯(lián)系生產實際和機器的具體工作條件，去設計合用的零部件及簡單的機械，起到從基礎課程到專業(yè)課程承先啟后的橋梁作用，有對機械設計工作者進行基礎素質培養(yǎng)的啟蒙作用。機械設計課程設計的過程是艱辛而又充滿樂趣的，在這短暫的二個星期里，我們不僅對機械的設計的基本過程有了一個初步的認識和了解，即初步接觸到了一個真機器的計算和結構的設計，也通過查閱大量的書籍，對有關于機械設計的各種標準有了一定的認識，也加強了對課本的學習和認識。通過這次的設計，我認識到一些問題是我們以后必須注意的。第一，設計過程決非只是計算過程，當然計算是很重要，但只是為結構設計提供一個基礎，而零件、部件、和機器的最后尺寸和形狀，

49、通常都是由結構設計取定的，計算所得的數(shù)字，最后往往會被結構設計所修改。結構設計在設計工作中一般占較大的比重。第二，我們不能死套教材，教材中給出的一些例題或設計結果，通常只是為表明如何運用基礎知識和經驗資料去解決一個實際問題的范例，而不是唯一正確的答案。所以我們必須要學會查閱各種書籍和手冊，利用現(xiàn)有的資源再加上自己的構想和創(chuàng)新，才能真正完成一個具有既有前景和使用價值又能普遍推廣，價格低廉的新產品。因此，全力追索不斷增殖的設計能力才是學習機械設計的中心思想。第三，創(chuàng)新是一個民族的靈魂，是我們國家興旺發(fā)達的不竭動力。創(chuàng)新在機械設計過程當中體現(xiàn)的更是淋漓盡致，我們所設計出來的東西必須得超過以前的才具有社會實用價值，因此我們首先要有敢于突破束縛、突破慣例和大膽否定現(xiàn)有的一些東西，同時也要有寬廣而堅實的基礎知識和創(chuàng)新思維與細心觀察的能力。雖然在這次的設計過程當中大部分都是參照教材和手冊所設計，只有小部分是通過自己創(chuàng)新所形成，