机械设计基础课程设计

学号：200830110226课程设计题目铸造车间型砂输送 设备的传动装备设计教学院机电工程学院专业机械制造及自动化班级08机电专2姓名邓子云指导教师2010年 6月10日目录一前言6 二电动机的选择6 三总传动比和分配传动比7 四运动与动力参数的计算8 五带传动的设计8 六齿轮传动的设计计算10 七减速器箱体基本尺寸设计12 八轴的设计14 九联轴器的选择19 十对轴承的校核19 十一 普通平键的选择及校核20 十二 润滑方式与密封形式的选择22 十三 设计小结22 十四 参考文献23 十五 附图2420092010学年第2学期机械部件设计课程设计任务书设计名称带式运输机 传动装置设计班级08机电专2地点J2502一、课程设计目的 课程设计是机械设计基础课程重要的实践性教学环节。课程设计的基本目的 是：1综合运用机械设计基础和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问 题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。2通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意见， 熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。3通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资 料，进行全面的机械设计基本技能的训练。二、课程设计内容 课程设计的内容主要包括：分析传动装置的总体方案；选择电动机；传动系统计算；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图设 计；编写设计计算说明书。课程设计中要求完成以下工作：1. 减速器装配图1张(A1图纸)；2. 减速器零件图2张(A3图纸)；3设计计算说明书1份。附：一)设计数据原始数据题号12345678910运输带拉力F(N)3000280027002600260025002750310030002900运输带速度V(m/s)1.82.22.42.52.62.72.52.12.32.4滚筒直径D(mm)300330340350360380380300360320二)工作条件该传动装备单向传送，载荷有轻微冲击，空载起动，两班制工作，使用期限10年（每年按300天计算），运输带容许速度误差为5%。（三）运动简图（四）设计计算说明书内容0、封面（题目、班级、姓名、学号、指导老师、时间）1、目录（标题、页次）2、设计任务书（装订原发的设计任务书）3、前言（题目分析、传动方案的拟订等）4、电动机的选择，传动系统计算（计算电动机所需的功率、选择电动机、 分配各级传动比，计算各轴转速、功率和扭矩）5、传动零件的设计计算（带传动设计计算，齿轮传动设计计算）6、轴的设计计算及校核7、轴承的选择和计算8、键联接的选择和校核9、联轴器的选择10、箱体的设计（主要结构和设计计算及必要的说明）11、润滑和密封的选择、润滑剂的型号及容量、减速器的附件及说明12、设计小结（设计体会、本次设计的优缺点及改进意见等）13、参考资料（资料的编号，作者，书名，出版单位和出版年、月）三、进度安排第 14 周周一周二电动机选择和机械传动系统计算、带传动的设计计算齿轮传动的设计计算、低速轴的设计周三低速轴的校核、高速轴的设计、轴承的选择、联轴器的选择周四轴承的校核、普通平键的选择及校核、箱体的结构设计、润滑方式和密封型式的选择等周五减速器装配图的草图设计第15周 周周二 画减速器装配图周三 画零件图周四 编写课程设计说明书；课程设计总结周五 答辩四、基本要求课程设计教学的基本要求是：1能从机器功能要求出发，分析设计方案，合理地选择电动机、传动机构 和零件。2能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理选择零件材 料，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。3能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济性和安全性等问题， 对零件进行结构设计。4. 绘图表达设计结果，图样符合国家制图标准，尺寸及公差标注完整、正 确，技术要求合理、全面。5. 在客观条件允许的情况下，初步掌握使用计算机进行设计计算和使用计 算机绘制装配图、零件图的方法。机电基础教研室2010.5.15一. 前言1. 题目分析运动简图根据任务书的要求，我们得知本设计为降速传动，同时将电动机的输出的转 矩升高。又由上运动简图可知，本设计中的机械为二级传动机械，其中第一级为 带传动（存在一定误差），第二级为齿轮传动（精度较高，可调整误差）。故在选 定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配，以达到最佳传动效果。2. 原始数据：运输带的有效拉力：F=3100N运输带的有效速度：v=2.1m/s滚筒直径：D=300mm二.电动机的选择1. 选择电动机类型：根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采 用Y型三相异步电动机（全封闭结构）即可达到所需要求。另外，根据此处工况，采用卧 式安装。2. 选择电动机的功率：Fv工作机功率：P = 6.51kW 1000P 工作机所需电动机输出功率：Pa 耳由任务书中的运动简图分析可知nV带传动效率；1n 齿轮传动的轴承效率；2n 为传动总机械效率）n = 0.96、n = 0.99、n = 0.97、123n = 0.97、n = 0.98、n = 0.96。456则有：n 齿轮传动的效率；3查【2】表1-7得：n 联轴器的效率；4n 滚筒轴承的效率5n 滚筒效率。6初选齿轮为八级精度）n =n 52 -n -n -n -n = 0.96x0.992 x0.97x0.97x0.98x0.96 沁 o.83 （减速器内部有21 23456对轴承，其机械效率相同，均为n）2P =比=651 沁 7.84kWa n 0.833. 确定电动机转速：滚筒转速为：n =2竺沁133.69r/min兀D取V带传动的传动比范围为：i = 24 1取单级齿轮传动的传动比范围为：i = 35 （工程经验）2则可得合理总传动比的范围为：i = i -i = 6201 2故电动机转速可选的范围为：n = i -n = 802.142673.8r/mind查【2】表12-1，得满足要求的可选用电动机转速为：970 r/min、1460 r/min。为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高，故择中选用1460 r/min的转速。n 1460其初定总传动比为：z = dQ 10.92n 133.69综上，可选定电动机型号为：Y160M-4。其相应参数列于表1：表1.所选用电动机的相关参数。电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比Y160M-411KW1500 r/min（4 级）1460 r/min10.92三 总传动比和分配传动比1. 总传动比：由上一步算得知i沁10.922. 分配传动比：由工程经验知顶分配传动比除了满足i= 24、i= 35外，还应满足1 2i。故取：V带传动比为i = 2.79，齿轮传动比为i = = 3.914。1 212 i1运动与动力参数的计算1 各轴转速：轴：广牛二甥=523.3r /min;1n 523.3II轴：n = = 133.7r/mm oi i 3.91422 各轴功率：I 轴:P=P .n =7.84x0.96=7.5264kW ；I a 1II轴:P =P F F =7.526 x 0.99 x 0.97=7.228kW 。I I 233各轴转矩：P7.5264I 轴：T 二 + 二 9550x二 137.35N -m ；i n523.3IP7.228I 轴：T 二卡二 9550 x 二 516.29N - m。i n133.7I表 2.初步计算传动参数功率（kW）初算转速（r/min）初算转矩（N*m）I轴7.5264523.3137.35II轴7.228133.7516.29带轮传动比齿轮传动比2.793.914五 带传动的设计a. 带型号、长度、根数；b. 中心距、带轮直径、宽度c. 安装初拉力、对轴作用力1 求计算功率 带轮1 （小）输入功率：Pa = 7-84kW，根据任务书所述要求及所选电动机（三相一步电动机，工作于 16 小时内（两班制），载荷变动小（带式输送机）查【1】表 13-8，得工况系数：K = 1.2。故有 P =P K = 9.408kW.AC (X A2. 选V带型号:由于此处传动功率适中，考虑到成本，故选用普通 V 带。 根据 PC=9.408kW 、n = 1460r/min查【1】图13-15,可得该交点位于A、B型交界处，且稍偏向B型，故选 X用B型V带。3. 挑小径（求大小带轮基准直径）：查【1】表13-9可知d 125mm （带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大，降低1其寿命）。查【2】表12-4得d 320mm （小轮下端不可超过电动机底座，否则于地面相1干涉，设计不合理）。查【1】表13-9下方d推荐值，稍比其最小值大即可，故取d = 132mm。11n1460由【1 】 式 13-9 得 d = d （1-s ） =x 132x （1-0.02） q 360.9mm ，其 中2 n 1523.328 = 0.010.02为滑动率（见【1】的211页，此取0.02）。查【1】表13-9下方带轮直径推荐值，寻其最近值得d 2 = 355 mm 。虽d实际22取之交原定只小，但实际传动比 i1 =355d (1 -8 )1123 x (1 - 0.02)q 2.744其误差i - i w = 1 x 100% q 1.65% 5% ，故满足误差范围。1i14. 验算带速：q 10.09m/s，在v = 525m/s内，适合。（功率恒兀 dn 3.14159x 132x 1460V =60 x 100060 x 1000定时，速度越大则受力越小；但根据公式S =罕知，速度越大会使带的安装初拉力及其 cA对轴压力增大，故应适中；根据工程实践，得此范围5 到25 间）5. 估中定周长及反求实中（求V带基长与中心距a）:初步估算中心距：a = 1.5（d + d ） = 1.5x（132 + 355） = 730.5mm，为圆整计算，取0 1 2a = 750mm （满足 0.7（d + d ） a 120。 1a7求 V 带根数 z：合适。由【1】式13-15得：Pc(P +AP) k koa l此处 n = 1460r / min, d = 132 mm 杳【1】表1113-3 得 P = 2.82kW ；根据 i = 2.7440，查【1 】表 13-5 得 AP = 0.46kW ；由 a = 164.57杳 【 1 】 表 13-7 得 K =0.95a查 【 1 】 表 13-2 得 K =1.03 。 故L9.408(2.82 + 0.46) x 0.95 x1.03= 2.93 ，取整z = 3根。8 求作用在带轮轴上的压力 FQ:500 P 2.5查【1】表 13-1 得 q = 0.17kg / m。由【1】式 13-17 得 F = l （ 一 1） + qv2 = 270.86N 0 zv K a为其安装初拉力。a作用在轴上的压力为：F = 2zF sm 1 = 1610.45N。Q 0 29V 带轮宽度的确定：查【1】表13-10得B型带轮e = 19 土 0.4, f = 11.5，故有带轮宽度 minB = 2（e + f ） = 61 土 0.8，故取 B = 62。min带型号长度根数B型2500mm3根中心距带轮直径宽度828mmd1=132,d2=35561mm安装初拉力对轴压力实际传动比270.86N1610.45N2.744表 3.所设计带传动中基本参数六 齿轮传动的设计计算1. 选择材料及确定许用应力： 小齿轮：初选45钢，调制处理。查【1】表11-1得知其力学性能如下：硬度197286HBS，接触疲劳极限b= 550620MPa （取585计算，试其为线性变Hlim化取均值），弯曲疲劳极限= 410480MPa （取445计算）。FE大齿轮：初选 45 钢，正火处理（当大小齿轮都为软齿面时，考虑到校齿轮齿根较薄，弯曲 强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS）。查【1】表11-1得知其力学性能如下：硬度156217HBS，接触疲劳极限b= 350400MPa （取375计算），弯曲疲劳极Hlim限 b = 280 340MPa （取 310 计算）。FE由表1 11-5得：S =1.13S=1.3（ 般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。由此得:H limF minbbb = Hlmr = 518 MPa , b = Hli叶=332 MPa ；H1SH 2SH limH limbbb = 342 MPa , b = 238 MPa oF1SF2SF minF min2. 按齿面接触强度设计：根据前计算i = 10-92, i1 = 2744可得齿轮传动所需传动比为i= 3.98 ,1轴实际转12速为 n; = 532.07 r / min。设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得K = 1.21.6（电动机，中等冲击），此取1.3计算。查【1】表11-6得齿宽系数为0 = 0.81.4 （软齿面，对称分布），此取1计算。则小 dF)r VC A齿轮上转矩为：T = 9.55 x 106 = 9.55 x 106=1.351 x 105 N - mm。1n532.07i查 【 1 】 表 11-4 取 ZE =189.8锻钢），令 取 ZH = 2.5 ， 故 有dmini22 x 1.3 x 1.351 x 10 5 3.98 + 1 (189.8 x 2.5 398(1= 96.46mm332)22 KT i + 1 / Z Z 、片f(叮)2bH 2上公式中所代b 是为了安全计算，使得两齿轮均适用。H2齿数取z = 31 （软齿面z = 2440，硬齿面z = 1720 ），则有 1 1 1z2 = z1 - i= 31 x 398 = 12338，取整得z = 123 （满足传动比的前提下，尽可能使两2 1 2 2齿数互质）。z123故实际传动比i= 亠=3.9682 z311i i其误差为 w 二 t 亠 x 100% u 0.3% 5% ；2 i 2 故满足误差范围。d初估模数为m二mi二3.11 mm，查【1】表4-1得标准模数为m = 3mm，故实际分度圆z1中心距为：直 径为： d = z m = 31x 3 = 93mm, d = z m = 123 x 3 = 369mm1 1 2 2=231mm。初估齿宽为：b =0 d = 96.46mm，圆整取b = 100,b =105 （保证啮合，故取小齿轮d min21比大齿轮宽 5 到 10 毫米）。3. 验算齿轮弯曲强度：查【1】图11-8,可得齿形系数YFa1= 1.62,Y =1.82 。Sa2=2.56, Y = 2.12 ；齿根修正系数YFa2Sa12KTY Y由 【1 】 式 1-5 知：g =1 Fa1 Sa1 = 54.12MPa Q = 342MPa ，F1bm2 zF11YYg =g 帀2 呦=50.35MPa Q = 238MPa。安全。F2F1 Y YF2Fa1 Sa14. 齿轮的圆周速度：兀d nv = 并 =2.56m/s，对照【1】表11-2知v 6m/s即可，故选取8级便可达到要求。60x1000表 4.齿轮传动设计的基本参数材料热处理齿数分度圆直径齿宽小齿轮45钢调制3193105大齿轮45钢正火123369100模数实际传动比中心距33.97231七 减速器箱体基本尺寸设计根据【2】表中 11-1 中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据：1. 箱体壁厚：箱座：5 = 0.025a +1 = 0.025x154 +1 = 4.85mm 8mm （取 8mm）；箱盖：5 = 0.02a +1 = 0.02 x 154 +1 = 4.08mm 8mm （取 8mm）。2. 凸缘：箱盖凸缘厚度b = 1.55 = 12mm，箱座凸缘厚度b二1.56二12mm，箱座底凸缘厚度 11b = 2.55 = 20mm。23. 螺钉及螺栓：地脚螺钉直径d = 0.036a +12 = 20.316mm沁M 20 ；地脚螺钉数目：n = 4(a 250)；f轴承旁连接螺栓直径d = 0.75 d = 15.237 mm沁M16 ；盖与座连接螺栓直径 1fd = (0.5 0.6)d = 10.158mm q M10 ；连接螺栓d 的间距l = 120mm(150 l 1.26 )；齿轮端面到箱体内壁的距离 11A = 10 mm ( A 5 )( 增 加 散 热 ) ； 箱 盖 、 箱 座 肋 厚22m q0.855 =6.8mm,mq0.855 =6.8mm。116. 视孔盖由于单级减速器中心距为231mm，故查【2】表11-2得：视孔盖长l = 120mm，横向螺栓1分布距离l = 105mm，视孔盖宽b = 90mm，纵向螺栓分布距离b = 75mm，螺栓孔直径2 1 2d =e 7，孔数4个。7. 其中吊耳和吊钩吊耳环的结构设计：根据【2】表11-3中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为b q (1.82.5)5 = 2.5x8 = 20mm ，吊耳环孔径为 d = b =e 20 ，倒角为 1R沁（ 1.2）d = 1.2x 20 = R24，吊耳环空心到箱体外壁距离为e沁（0.8 l）d = 20mm。吊钩的结构设计：吊钩长K = C + C = 16 +14 = 30mm，吊钩高H沁0.8K = 24mm，吊12钩内深h u 0.5H = 12mm ，吊钩内圆半径r = 0.25K = 7.5mm ，吊钩厚度 b u （1.8 2.5）3 = 2.5 x 8 = 20mm。八 轴的设计A. 高速轴:1. 选择轴的材料、热处理方式： 由于无特殊要求，选择最常用材料45 钢，调制处理。查【1】表 14-1 得知：硬度：217255HBS ；强度极限：= 650MPa ；屈服极限：= 360MPa ；弯曲疲Bs劳极限：&= 300MPa 。-1查【1】表 14-3得：弯曲需用应力（静）a = 60MPa。-1b2. 初步估算轴最小直径：由【1】式14-2 得： dmin：9.55 x 106 30.2r I - C - 3 $，查【1 】表 14-2 得 C = 107 118由于 开了一 个键槽， 故7 526（取 118 计算）。故 d = 118 - 3= 28.54mm,min 532.07d= d （1+ 5%） = 29.964mm u 30mm （圆整）。min min3. 轴的结构设计：根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以d、d、d、d、d、d、d表示各1234567段的直径，以 x、 x 、 x、 x 、 x 、 x 、 x 表示各段的长度。（ d 处安装大带轮， d 处安装123456712轴承端盖， d 处安装一号轴承与套筒， d 处安装小齿轮， d 处安装二号轴承）3 471） 径向尺寸：根 据 常 用 结 构 ， 取 d = d =30mm ； 查 【 2 】 1-27 知 倒 角 倒 圆 推 荐 值 为 ：1 min18 30, R = C = 1mm3050,R = C = 1.6mm ,故30孑L （大带轮）倒角推荐值为1mm ,故取 50 80, R = C = 2mmd2 = d1 + （1+ 5）X 2 = 33mm，由于查表7-12得知毡圈系列中要求的轴径均为0、5 圆整数，故此修正为d = 35mm ；此先选轴承为6208型号轴承（无轴向力，故选深沟球轴2 承，直径系列选2号轻系列；为便于安装及轴上尺寸基准，选08号内径），查【3】表16-1 知所选轴承内径为40mm,且轴承宽度B = 18mm，故取d二40mm ；为方便加工测量，3取d = 45mm （此也为小齿轮内孔直径）；查【3】表16-1得安装直径47mm d 52.8mm， 4a故查【4】表11-3选取“套筒40x50x25 GB/T2509-1981 ”，故d二50mm ；对齿轮a内孔倒角1.6mm，故取d d + （1.6 +1.5） x 2 = 51.2mm （取52mm）;由于对称分布故54d d 40mm， d d 50mm。736 a2） 轴向尺寸：由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽L （1.52）d （1.52）d 1.5 x 20 45mms1（取1.5计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动，取x1 42mm ；确定轴承润滑方式：v d -n 35x532.07 18622.45mm-r/min （1.52）x105mm-r/min，故选取轴承 3 I脂润滑方式；为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大 于8mm （由于所选套筒长度25mm，故轴承断面到箱体内壁的距离取15mm），为适宜齿轮 传动时散热，取齿轮距箱体内壁为810mm （此取10mm）,故有x 10 +15 + B 43mm ；3套筒档齿轮时，为保证精度取x b -（23mm） 105 -2 103mm，故同时将x修正为4 13X 45mm ；轴环取58mm，故取x 5mm ；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，3 5取x 10 +15-x 20mm， x B 18mm （包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距657离x l +5 15 B 25mm，前所选轴承端盖螺钉d M8知：由【2】11-10中公式得 13轴承端盖厚度e 1.2d 9.6mm，查【2】表3-9可取A级M8非全螺线l 40mm的螺栓3（ 即 GB/T5782 M8x40 ） 此 时 取 端 盖 到 大 带 轮 的 扳 手 空 间 为x” l + K + （3 5mm） 48mm，此时取 x x + e + x 9.6 + 48 + 25 83 mm 。2安装带论处一-I箱体內壁箱傣内壁i1ilili!图1.高速轴结构设计示意图4. 对高速轴进行弯扭强度校核:2T据【1】式11-1可求得：圆周力F+ = 2964.3 N ,径向力F = F tan a = 1078.92 N （标t dr t1准安装，故压力角a为20）；根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离BlK = + x + = 9 + 83 + 22.5沁115mm ； 一号轴承到齿轮中心的距离=-+10 +15 + b = 86.5mm.2222 2 2齿轮中心到二号轴承中心的距离=86.5mm ；1 2有两轴承中心距为=+ = 173mm。1 21）求垂直面的支承反力：根据受力分析，可列方程：F + F = F ,F = F （齿轮在两轴承中心）。故可求得：1v2 vr 1v2 vFF = F = r = 539.46N。1v2 v22）求水平支撑反力：FF = F = = 1482.15N1H2 H 23）带轮对轴的作用力Fq在指点产生的反力：F K 1610 45 x 115F =亠 =-=1070.53N ； F = F + F = 1070.5头 1610.45= 2680.98N1，F1732尸1f Q（外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定前，可按最不利情况考虑）。4）绘制垂直面的弯矩图（如图b）：LM = F = 46.66N - m。av2 v 25）绘制水平面的弯矩图（如图c）：M = F = 128.205N - m。aH1H 26）Fq力产生的弯矩图（如图d）：M 二 F K 二 1610.45 x 115 二 185.2N m。2 FQ7）求合成弯矩图（如图e）：考虑最不利情况，直接由公式得M = M +$M2 + M2 = 229.182N m （其中 aaFQ avaHMM = 92.75N m ）。aFQ28）折合当量弯矩（如图f）：由前算出-=137.84N m,查【1】中246面“由转矩性质而定的折合系数”知0.6 ,故 M =.；M 2 + （a T ）2 = 243.648N m , M = JM 2 + （a T ）2 = 202.83N m。aeaIbe * 2 FI图2.高速轴弯扭强度校核图9）计算危险截面处轴的许用直径：由（图 1）知轴上安装小齿轮的截面为危险截面，故由【 1】式 14-6 可得dminae0.1R -1b243.648 x 1033 0.1x 60=34.372mm 45mm。由此可知，此轴安全。B. 低速轴：1. 选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常用材料45 钢，调制处理。查【1】表 14-1 得知：硬度：217255HBS ；强度极限：= 650MPa ；屈服极限：a = 360MPa ；弯曲疲Bs劳极限：a = 300MPa 。-1查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）a =60MPa。-1b2. 初步估算轴最小直径：取 118 计 算 ）。d = 118 -min7.5228133.686由【1】式14-2得： dmin9.55 x 1060.2r = 44.62 mmii你=C -n知：ii你，查【1】n于开表 14-2 得 C = 107 118n 亠=133.686 r /mini2键槽，故d= d （1 + 5%） = 46.851 mm omin min3. 轴的结构设计：根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以d、d、d、d、d、d、d表示各 1234567段的直径，以x1、x2、x3、x4、x5、x6、x7表示各段的长度。（d1处安装联轴器，d2处安装 轴承端盖， d 处安装三号轴承与套筒， d 处安装大齿轮， d 处安装四号轴承）3 471） 径向尺寸：联轴器的初步选择：根据低速轴的计算转矩与转速查【2】表 8-2 可选用凸缘联轴器，型号Y50 x 112为“ GYS6型凸缘联轴器GB/T5843-2003 ”，可得其轴孔直径为050，深J 50 x841孔长度为 L = 112mm o根据上所选联轴器，取d = 50mm ；根据密封毡圈的标准，取d = 55mm ；根据此处尺寸 12选择6212型号轴承（查【3】表16-1知所选轴承内径为60mm，外径为110mm，且轴承宽度B = 22mm ），故取J = 60mm ；为方便测量取-=65mm ；查【3】表16-1得安装直径 69mm d 76mm，故查【4】表 11-3 选取“套筒 60 x 70 x 40 GB / T2509 -1981 ”, a18 30, R = C = 1mm故d二70mm ；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：3050,R = C = 1.6mm，故0 60孔 a50 80, R = C = 2mm（大齿轮）倒角推荐值为2mm,故取d d + （2 + L5） x 2 = 72mm ；为对称分布，故取54d d 70mm ， d d 60mm 。6 a732） 轴向尺寸：确定轴承润滑方式：v d - n” 35 x 532.07 18622.45 mm - r / min 48000h，满足要求。B.对轴承6212的寿命计算：将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于48000小时。根据式16-2知其寿命计算为=將（P），查附表1可知其径向基本额定动载荷为c = 47.8kN，而球轴承取8= 3，由上轴的校核计算得知其当r量 动 载 荷 为 P = 3.588kN ， 故 带 入 公 式 得 ： 其 寿 命 为L=h1106( 47.860x 133.7(3.578)3 = 297221.4h 48000h，满足要求。十一 普通平键的选择及校核根据工程经验，此处无特殊要求，故均选用A型平键连接。1. 带轮处键连接：由于此处轴径为30m皿，查【1】表10-9得：选用b = 8mm, h = 7mm， L = 1890mm， 由于此处转矩不大， 选取铸铁为材料， 故由表下的 L 系列选取 L=36mm， 即 键 8 x 36 GB / T1096 - 2003 。对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为Q = 5060MPa （轻微冲p4T4x137.35击），根据【1】式10-26得：Q -pdh(L-2b) 30x7x(36-2x8).p 故符合要求。2. 小齿轮处键连接：由于此处轴径为45m m，查【1】表10-9得：选用b = 14mm, h = 9mm，L = 36160mm,由于此处转矩不大， 选取铸铁为材料， 故由表下的 L 系列选取 L=90mm， 即键 14 x 90 GB / T1096 - 2003。对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为Q = 5060MPa （轻微冲p击），根据【1】式10-26得：Qp4T4x137.35壬=dh (L - 2b) 45 x 9 x(90-2 x 14)=0.0219MPa Q ，p故符合要求。3. 大齿轮处键连接：由于此处轴径为65mm，查【1】表10-9 得:选用b = 18mm, h = 11mm，L = 50200mm,由于此处转矩不大， 选取铸铁为材料， 故由表下的 L 系列选取 L=80mm， 即 键 18 x 80 GB / T1096 - 2003。对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为Q = 5060MPa （轻微冲p击），根据【1】式10-26得：Qp4T4x516.29H dh (L - 2b)65 x 11x(80-2 x 18-0.0656MPa Q ，p故符合要求。4. 联轴器处键连接：由于此处轴径为50mm,查【1】表10-9得：选用b = 14mm, h = 9mm , L = 36160mm ,由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取L = 100mm ,即 键 14 x 100 GB / T1096 - 2003。对平键进行虽度校核：查【】表10-10得其许用挤压应力为b p二5060MPa （轻微冲击），根据【1】式10-26 得: p4Tdh（ L 一 2b）4x516.2950x9x（100-2x14，=0.0637MPa Q ,p故符合要求。十二 润滑方式与密封形式的选择润滑方式： 由轴的设计中确定的轴承润滑方式知：轴承为脂润滑。齿轮为油润滑。密封方式：伸出轴端盖处选用毡圈密封。箱盖与箱体间采用安装前涂一层水玻璃的方式密封十三 设计小结经过两个星期的实习，过程曲折可谓一语难尽。在此期间我们也失落过，也 曾一度热情高涨。从开始时满富盛激情到最后汗水背后的复杂心情，点点滴滴无 不令我回味无长。生活就是这样，汗水预示着结果也见证着收获。劳动是人类生 存生活永恒不变的话题。通过实习，我才真正领略到“艰苦奋斗”这一词的真正含义，我才意识到老 一辈电子设计为我们的社会付出。我想说，设计确实有些辛苦，但苦中也有乐， 在如今单一的理论学习中，很少有机会能有实践的机会，但我们可以，而且设计 也是一个团队的任务，一起的工作可以让我们有说有笑，相互帮助，配合默契， 多少人间欢乐在这里洒下，大学里一年的相处还赶不上这十来天的合作，我感觉 我和同学们之间的距离更加近了；我想说，确实很累，但当我们看到自己所做的 成果时，心中也不免产生兴奋； 正所谓“三百六十行，行行出状元”。我们同 样可以为社会作出我们应该做的一切，这有什么不好？我们不断的反问自己。也 许有人不喜欢这类的工作，也许有人认为设计的工作有些枯燥，但我们认为无论 干什么，只要人生活的有意义就可。社会需要我们，我们也可以为社会而工作。 既然如此，那还有什么必要失落呢？于是我们决定沿着自己的路，执着的走下去。 同时我认为我们的工作是一个团队的工作，团队需要个人，个人也离不开团队， 必须发扬团结协作的精神。某个人的离群都可能导致导致整项工作的失败。实习 中只有一个人知道原理是远远不够的，必须让每个人都知道，否则一个人的错误， 就有可能导致整个工作失败。团结协作是我们实习成功的一项非常重要的保证。而这次实习也正好锻炼我们这一点，这也是非常宝贵的。对我们而言，知识上的 收获重要，精神上的丰收更加可喜。挫折是一份财富，经历是一份拥有。这次实 习必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆！通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识 是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论， 才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计 的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各 种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对以前所学过的知 识理解得不够深刻，掌握得不够牢固。这次课程设计终于顺利完成了，在设计中遇到了很多专业知识问题，最后在老师 的辛勤指导下，终于游逆而解。同时，在老师的身上我们学也到很多实用的知识， 在次我们表示感谢！同时，对给过我帮助的所有同学和各位指导老师再次表示忠 心的感谢！十四 参考资料【1】杨可桢、程光蕴、李仲生等编，机械设计基础，高等教育出版社，2006.5【2】吴宗择、罗圣国等编，机械设计课程设计手册，高等教育出版社，2006.5【3】韩晓娟等编，机械设计课程设计指导手册，中国标准出版社，2008.2【4】张黎骅、郑严等编，新编机械设计手册，人名邮电出版社，2008.1十出 s 弄函1 击笛“低速轴L审接弄函2.刚笛“技术墓求；5钢，调制处理；2 表面粗糙度均为&为3 越程槽深度2mn.高速轴L制图ti-s描图审核弄函IH.HS券“1级惻柱齿轮减速器机电工程学院课程设计成绩评定表姓名学号专业、班级机械制造与自动化08机电专2课程设计题目：铸造车间型砂输送设备的传动装备设计课程设计答辩或质疑记录：成绩评定依据：最终评定成绩（以优、良、中、及格、不及格评定）指导教师签字：