机械设计课程设计_盘磨机传动装置的设计

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：23电机功率：5kW电机转速：1440rpm2.2 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，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）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（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 2.92.4 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/min2.4.2 各轴的输入功率P(KW)p0=P=5kw高速轴1的输入功率：P i=Pn c=5X 0.99=4.95kw中间轴 2 的输入功率：P2=Pi n 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 kwPm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= (9550x 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=3.45565x 10 N - m主轴 6 的输入转矩 T4=9550P/n4= (9550x 4.30 ) 742.1=9.7542 x1O5N- 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I2由设计公式面3殷山试算VdaH(1)确定公式的各计算数值1)试选载荷系数K=.612)计算小齿轮传递的转矩。4.9543.283 10 N mm5595.5 10 p 95.5 10Ti14403)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10-2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1013得Kf=1.34;故载荷系数:K KaKvKh Kh 1.25 1.12 1.4 1,4172.78(6)系数校正所算得的分度圆直径，由式1di dit K /Kt 3 39.629 2.78/1.6按实际的载荷10-10a 得1 /347.643mm(7)计算模数mn1.9261mmITIn dicos /Zi 47.643cos14 /24313按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为m严Y，2C0S YraYsa 2I d NiaF(1)确定公式的各计算数值1)计算载荷系数KK=KaKvKfrKf 九 25 X 行 2 X4 X 1.34=2.632 )根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.883)计算当量齿数乙 24Zv1 cos3 cos314Z94Zv2 cos3COS3144)查取齿形系数26.27102.90由先in-5杏徨、Fa15)查取应力校正系数2592Ta?2 . 178由表 105 查得 Ysai 1.596, 丫 Sa2 1.7916）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 380MPa7）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=241.57MPa9 ）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=0.01347MPa=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 14.71233 2 2.63 32830 0.882a2 122因值改变不多，故参数 a，K，ZH等不必修正。a Z1 Z2 mn2 COS将中心距圆整为122mm2）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=194.373mm4） 计算齿轮宽度bdi 1 49.627 49.627mm圆整后取 B2=50mm5B=55mm5） 结构设计齿顶高 ha mn han 21 2mm齿根高 hf Ho Han Cn Xn210 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 mm3.2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 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240HBS2）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 o4）选取螺旋角。初选螺旋角 143.22按齿面接触强度设计2由设计公式32KtZhZeU_1试算d1t1U.d a（1）确定公式的各计算数值1）试选载荷系数K=1.62）计算小齿轮传递的转 矩。_95.515P295 5 1。5 4.75 佃 81 恢 mmT2366.43）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数d 1 14）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa25）由图1021d按齿面强度查地小，大齿轮的接触疲劳强度极限Hliml 600Mpa Hiim2550MPa6）由式10-13计算应力循环次Ni 60n2jS 0 60 366.4 2 8 365 101.28 1099 9N2 N1 /i2 0.96 10/2.90.44 107）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0.01，安全系数S=1.由式10.12得er Hi=CHiimi Khn/S=600x 0.95/1 Mpa=570Mpa e h 2= e Hiim2 Khn/S=550x 0.97/1 Mpa=533.5Mpa9）由图10-30选取区域系数zh 2.43310 由图10-26查得 0.78, o 0.87,则 a1a2）a1 a2 0,870.78 1 .6511许用接触力 ）570 ； 33 5Mpa 551.75Mpa（2）计算 1 3筲12KtT1 ZHZlI）双舁fj_l 60 .929d mm2)度3宽周速V= dit n2/ （60 x 1000） =1.169 m/sb ddit 60.929mmmnt d1t cos / Z 60.929cos14 / 242.4633h 2.25mnt 2.25 2.4633mm 5.5424mmb/h 10.9934)计算纵向重合度0.318tan0.318 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，小齿轮相对支承非对称布置时，Kh =1.421 ;查图1013得Kf1.35;故载荷系数：K KaKv Kh Kh 1.25 1.08 1.4 1.4212.696) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得V3173diditK/KT60.929 2.69/1.672.449mm7) 计算模数mnITIn diCOs/Zi 72.449 cos14 / 242.9291mm3.2.3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 1.4317.86MpaF2 Kfn2 FE2 S 0.90 380 1.4244.29Mpa4）计算载荷系数KK=KaK/Kf“Kfb =1.25 X 1.08X 1.4 X 1.35=2.555)根据纵向重合度Y =0.886)计算当量齿数7 Vl7 V27)查取齿形系数=1.9034A 1 -3COS乙3COS，从图10-28查得螺旋角影响系数26.2770 67 87q P / .O1由表 10表查得 YFai=2.592;Y Fa2=2.2278) 查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysai=1.596;Ysa2= 1.7639) ）计算大、小齿轮的YFaYsa / F并加以比较YFaYsa / F1 2.592 1.596 317.86 0.01301YFaYsa / F2 2.227 1.763 244.29 0.01607大齿轮的数值大。(2)设计计算0.01607 2.0681mm1）计算中心距Z1 Z5n 2881 25mm 140.4mm2cos2cos14将中心距圆整为141 mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角arccos 2a28 81 arccos2 14155N1因值改变不多，故参数，K ,Zh等不必修正。3) 计算分度圆直径di ZHInCos28d2Z21TmeS81 2.5 cos1572.469mm4)计算齿轮宽度 2.5 cos15 209.643mmbcjdi 1 72.449 72.449mm整后取 B=72, B2=77.5）结构设计齿顶高 ha mn han Xn 2.5102.5mm齿根高 hf mn han CnXn 2.5 1 0.250 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齿根直径小齿轮d fd 2hf66.219mm , 大齿轮 df d203.393mhfm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/min412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*7526.31 mmdmin A0 3 n, 366.44.1.3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：I厂IfIIII VVVI（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 mm2）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 mm0.07d 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:b1 .4h=1.4 x 3=4.2mm 取 Lm v=5mm4）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 mmL-灯=17.25+6+18.5+3=44.75 mm（3）轴上零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 n4.2.2 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 95dlTI, 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 mm4.2.3 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：IIIIIIVV 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 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=36mm2)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，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 dvv =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 mm5)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=55mmF r= Ft1323.070 坦。497.882NCOScos14.7123F a= Ftta n =1323.070 x tan 14.7123 =347.405N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/min4.3.2 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，37.04mm4.3.3 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下:IX VfflVDVI Viv in 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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=50mm2）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，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 =10mm4）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ULiw 178.5 -25.5-69-10 6 68mm5）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 mmn6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2X454.3.4 轴的校核(1)求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩TaP2=4.75KW n 2=366.4r/mi nT2=1.238 X 10N. m(2)求作用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 d2tan ntan20Fr= Ftn 1181.055 o 445.033Ncoscos15F 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 60mm 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。Ft1181.055404.933NL 115Ft 1181.055776.122N60l_2 l_3 175FNH2L2 L3175FrLs 融F NV 1l_2l_3Fr Fnv1 44342.138N3 342.138 102.859NMh 1262.9 60 75774N mmMvi Fnv 2 342.138 115 39345.87N mmMv2 Fnv2L3 12.8590 60 6171.54N mmMi JmH85380.305N mmM2 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 776.123NMh 75774N mmMiM2FNV1FNV2342.138N, 102.859NMvi 39345.87 N mmM V2 6171.54 N mm85380.305N mm76024.91 N mm按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据8.538MP aca=, 乂 （ ） 2 =,8538。.3052 （0 珈 56。） 20.1 503前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得 门=60MPacaV 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=100120kid2T 103p57.596Mpa 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,由式6-1可校 核键的强度由于d=3C38 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 mm2T 10kid2T2 123.81 10 334.353Mpa 4 53 342 123.81 10370.028Mpakid 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=5058 mm 所以取 bhL=16 mm10 mm63 mm表得=10012032T 10p kid2345.56 10356.556Mpa5 47 52联轴器处轴径d=40mm T=345.56N m,由于d=3844mn,所以 bhL=12 mm8 曲70 mm2T 103P2 345.56 10374.474kid4 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初步计算当量动载荷P,根据P= f P X F r YFa根据表 13-6，f =1.01.2，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 06CLh 60n pio6 13200060 1440358.46757.8 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 286.6NFr3693.8N轴向力均为。ea rFF初步计算当量动载荷p,根据P=f pXFr 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=343.92NP=1.2693.8=832.56N计算轴承30206的寿命：106c60n p10660 401132000114132566165.5 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0FaR初步计算当量动载荷P,根据P=f pX Y / a根据表 136，f =1.01.2，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_CLh 60n p 60 150.795故可以还用1700008.1461.027 -| Qh48000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 49.245N 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.mIn查课本表141,选取Ka 1.5所以转矩 G KaT31.5 345.56 518.34N 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轮佳合质量，大端盖分机体采用常配合. 四68.1. 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6 383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箱座厚度0.025a 3mm 8mm10箱盖厚度1(0.8-0.85 )3 8mm8箱盖凸缘厚度bibi 匚 5 i12箱座凸缘厚度bb 1.515箱座底凸缘厚度b2b2 2.525地脚螺旬直径d d 10.036a i2Mi8地脚螺钉数目na250mm4轴承旁联结螺 栓直径didi075dfMi2盖与座联结螺 栓直径d2CL 0.50.6dfMiO轴承端盖螺钉 直径&d3 so dfM8视孔盖螺钉直 径d4CL 0.3 0.4 dfM6定位销直径dd 0.7-0.8 d 2M8dt, d1,d2 至外箱壁的距离C课本128页24i8i6d f, 一ch 至凸缘边缘距离C2课本128页22i8i4外箱壁至轴承 端面距禺1.li qG58mm50人齿轮顶圆与 箱壁距离DiDi5齿轮端面与箱 壁距禺d2d2i6箱盖，箱座肋厚mi,mrrii, m 为 0.85 i、0.85 Srm 7 m 8.5轴承端盖外径d2D2 D + (55.5) d392 （一轴）i02 （二轴）i35 （三轴）轴承旁联结螺 栓距禺sS D (2-2.5)d76 （一轴）86 （二轴）ii9 （三轴）箱体深度HdD/2+(30 50)i57箱座局度HH+S +(5i0)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D2DoD4Ddo螺钉孔数neimbidiI927242529410n102825262941013511285959610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052) 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。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21 242 1 6 C0S14q 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=2mm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 24.8824Z2 3.93 2494.32 94（3）几何尺寸计算1）计算中心距24 942mm 121.61mm 2COS1432KTlY COS2YFaYsamz2 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。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 28Z2 2.9 28 81.281，取 Z81（3）几何尺寸计算