机械设计方案课程设计方案螺旋输送机传动装置

机械设计课程设计:螺旋输送机——传动装置学校：华南农业大学学院：工程学院班级：制作小组：制作人：辅导老师：第PAGE\*MERGEFORMAT#页第PAGE\*MERGEFORMAT#页TOC\o"1-5"\h\z摘要1设计要求2螺旋输送机传动简图2第一章：电动机的选择:选择电动机3:选择电动机的功率3:选择电动机的转速3:确定传动装置总传动比及其分配4:计算传动装置的运动和动力 参数 转速和进给参数表a氧化沟运行参数高温蒸汽处理医疗废物pid参数自整定算法口腔医院集中消毒供应 5第二章：普通V带的设计计算:确定计算功率Pca6:选取普通V带的型号6:确定带轮基准直径D［和D26:验算带速V6:确定V带基准长度Ld和中心距a07:验算小带轮上的包角7:确定V带的根数z8:确定带的初拉力F0v……8:计算带传动的轴压力9:V带轮的结构设计9第三章：单极齿轮传动设计TOC\o"1-5"\h\z:选择齿轮类型、材料、精度及参数11:按齿面接触疲劳强度设计11:按齿根弯曲疲劳强度设计14:几何 尺寸 手机海报尺寸公章尺寸朋友圈海报尺寸停车场尺寸印章尺寸 计算17齿轮结构设计19第四章：轴的设计计算第一节：输入轴的设计:输入轴的设计19:输入轴的受力分析22:判断危险截面和校核25第二节：输曲轴的设计':输出轴的设计25':输出轴的受力分析28':判断危险截面和校核31第五章：轴承的计算与选择:轴承类型的选择31:轴承代号的确定32:轴承的校核32第六章：平键的计算和选择:高速轴与V带轮用键连接35:低速轴与大齿轮用键连接36:低速轴与联轴器用键连接36第七章：联轴器的计算和选择:类型的选择37:载荷计算37:型号的选择37第八章：减速器密封装置的选择:输入轴的密封选择38:输出轴的密封选择38第九章：减速器的润滑设计:齿轮的润滑38:轴承的润滑39第十章：减速箱结构尺寸的设计10.1:箱体的结构尺寸38设计小结41参考文献42第PAGE\*MERGEFORMAT#页第PAGE\*MERGEFORMAT#页螺旋输送机是一种不具有挠性牵引构件的旋转类型的物料输送机械，俗称绞龙，是矿产、饲料、粮油、建筑业中用途较广的一种输送设备，由钢材做成的，用于输送温度较高的粉末或者固体颗粒等化工、建材用产品。螺旋输送机的结构简单、横截面尺寸小、密封性好、工作可靠、制造成本低，便于中间装料和卸料，输送方向可逆向，也可同时向相反两个方向输送。如果从输送物料位移方向的角度划分，螺旋输送机分为水平式螺旋输送机和垂直式螺旋输送机两大类型，主要用于对各种粉状、颗粒状和小块状等松散物料的水平输送和垂直提升。其中，螺旋输送机的传动装置是必不可少的重要部分，本次小组设计的是水平螺旋输送机，由电机带动，V带传动，经减速器减速然后带动输送机。螺旋输送机的广泛应用对于提高劳动生产率，实现物料输送过程的机械化和自动化，都具有重要的现实意义。关键字：螺旋输送机、减速器、物料输送第PAGE\*MERGEFORMAT#页第PAGE\*MERGEFORMAT#页设计要求：螺旋输送机题目：设计一个螺旋输送机传动装置，用普通V带传动和圆柱齿轮传动组成减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。工作时载荷基本稳定，二班制，使用期限10年(每年工作日300天),大修期四年，小批量生产。工作量：一张A0装配图，零件图3-4张，不少于30页设计计算说明书。原始数据：输送机主轴功率Pw(KW):5.6输送机主轴转速n(r/min)：100螺旋输送机传动简图:1——图1螺旋输送机传动装置简图螺旋输送器2—1级直齿圆柱齿轮减速器3—V带传动4—电动机5—联轴器计算项目计算过程计算结果第一章：电动机的选择1.1:选择电动机Y系列异步电动机运行可靠、寿命长、使用维护方便、性能优良、体积小、重量轻、转动惯量小、用料省等优点，完全符合工作要求和工作条件。故选用Y系列异步电动机。Y系列异步电动机1.2:选择电动机的功率电动机所需的功率：Pmk-Pw式中：k——安全系数，考虑过载或功耗波动等影响，取1.3；Pw输送机主轴功率，数值为5.6kW;——传动装置的总传动效率212341234分别为V带传动，一对圆柱齿轮，一对滚动轴承，十字滑块联轴器的传动效率，查得10.96;20.97;30.99;40.98;=0.960.970.9920.98=0.8944_56-Pm13kW8.14kW0.894410.9620.9730.9940.98=0.89Pm8.14kW1.3:选择电动机的转速根据输送机主轴转速n及机械传动效率概率值和传动比范围取得普通V带传动比i12~4,单级圆柱齿轮减续1.3:选择电动机的转速速器的传动比i23〜6,可计算电动机转速合理转速范围为Nmni1i2100r/min(2~4)(3~6)600〜2400r/minNm600~2400r/min综上所述，根据ZB/TK22007-1988,JB/T5274-1991,取型号为Y160M-4的电动机，其技术数据如下：电动机固定港减起动转最大转电动机电动机电动机电动机型号功率转速矩/额矩/额轴伸出伸出端中心高外形尺/kW定转矩定转矩端直径安装长度/mm寸长/mm度/mm宽高/mmY160M-1114602.22.242k61101606004330385电动机的安装及有关尺寸底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔尺寸K轴承尺寸DE装键部位尺寸Fh25421015421101281.4:确定传动装置总传动比及其分配传动装置的总传动比：i也心146n100取V带传动比i12.92,则单级圆柱齿轮减速器传动rpal..i14.6匚比为i25i12.92i14.6i12.92i25第PAGE\*MERGEFORMAT#页第PAGE\*MERGEFORMAT#页1.5:计算传动装置的运动和动力参数1.5.1:计算各轴输入功率电动机轴：Pm8.14kW轴I（减速器高速轴）PIPm18.140.967.81kW轴n（减速器低速轴）PIP37.74kWIII31.5.2:计算各轴转速电动机轴：N满1460r/min轴I:K1N满1460r/mincnn/.NI500r/min2.92轴II:…NI500r/mindnn/.NII—1100r/min51.5.3:计算各轴转矩电动机轴：--LLCPmCLLC8.14kWLCC…Tm9550955053.24Nmn满1460r/min轴I:丁cl”PCLLC7.81kWTI95509550149.171NmNI500r/min轴II:TII9550PII95507.74kW739.17NmNII100rminPm8.14kWPI7.81kWPII7.74kWN满1460r/minNI500r/minNII100r/minTm53.24NmTI149.17NmTII739.17Nm第二章：普通V带的设计计算2.1:确定计算功率Pca确定工作系数：由于载荷变动小，空、轻载起动，每天工作两班制，选取KA1.2,故PCaKAP1.28.149.77kWPa9.77cakW2.2:选取普通V带的型号根据Pa9.77kW和n1460r/min,确定选用A型V带。caA型2.3:确定带轮基准直径D1和D2取主动轮的基准直径D1125mm,从动轮基准直径D2为：D2(1)D1i1(10.01)1252.92361.35mm为滑移率，一＞取(1呛2%,此处取0.01。按普通V带轮的基准直径系列，取D2355mm,这样使从动轮n2增加。从动轮转速n2:D[125n2(1)1n1(10.01)1460508.94r/minD21355转速的相对误差为：508.94500sc”c100%8.1%500在允许误差范围内。D1125mmD2355mm2.4:验算带速V带速V:-D1nl1251460一/V1^~9.56m/s601000601000V9.56m/s因为5V25m/s在允许范围内，所以带速合适。2.5:确定V带的传动中心距为a0：带基准长度0.7(D1D2)a02(D1D2)Ld和中心距0.7(125355)a02(125355)a0500ao得：336a0960mm初定中心距为500mm计算相应带长：(D2Di)2Ld02a0(DiD2)^-2—iL24a0cncc”'(125355)22500—(125355)—24500Ld19401869mmmm选取带的基准长度Ld1940mm。传动的实际中心距a：a535.5GGLdLd019401869mmaa0500535.5mm022考虑安装调整和保持张紧力的需要，中心距的变动调整范围amin506.4mm为：amax593.7amina0.015Ld535.50.0151940506.4mmamaxa0.03Ld535.50.031940593.7mmmm2.6:验算小小齿轮包角：带轮上的包角57.31180(D2D1)a1153.6457.3180(355125)500120153.64120包角合理。2.7:确定V市的根数zV带的根数z：z暹KaPPr(PoPo)KKl根据A型带，n11450m/s,D1125mm,取单根V带的额定功率P01.92kW根据B型带，n11450m/s,D1125mm,取单根V带的额定功率增量P00.17kW根据包角1153.64,取包角修正系数K0.93根据A型带，Ld1940,取普通V带的带长修正系数Kl1.02代入数据：1.28.14z(1.920.17)0.931.024.93选取z5根。z52.8:确定带的初拉力F0带的初拉力F0:L…(2.5K)Pu2F0500-Jcaqv2Kzv根据B型带,V带的单位长度的质量q0.170kg/m代入数据：l…(2.50.93)9.77…八”2F0500A00.179.56200.9359.56F0188.07N188.07N2.9:计算带带传动的轴压力：传动的轴压Fn2zF0sin」p02力Fp1831.pcl.co』-153.6425188.07sin16N21831.16N2.10:V带轮带轮材料；选用灰铸铁HT15Q的结构设计根据梢型为A：查得有关齿梢截面尺寸的数据，单位：mmbd11.0，hamin2.75,h^n8.7,e150.3,fmin9，dd与dd相对应的32343638一118一118主动带轮的结构尺寸：单位：mmdd1125da1131确定尺寸如下：因为dd1D1125mm300mm,所以结构型式采用实心式，设计参数如下：da1dd1ha12523131mm，式中ha3续：V带轮的d1与电机输出轴配合，取定d142mm,结构设计d11(1.8〜2)d1,取d11(1.8〜2)d124284mmL1(1.5〜2)d1,取L11.7d11.784142.8mmB12f(z1)e212(51)19100mm且外根据直径d1,取C11.5mm从动带轮的结构尺寸：因为dd2D2355mm300mm结构型式采用轮辐式,设计参数如下：da2dd22ha35523361mm，式中ha*1~2与减速器输入轴配合，取定d245mm,d12(1.8〜2)d224590mmL2(1.5〜2)d2，取L21.7d21.74576.5mmB2f(z1)e212(51)19100mm取根据直径d2,MC21.5mm:p8.14h12903p290346.03mm1nza508.944d142d1184L1142.8B1100C11.5dd2355da2361d245d1290L276.5B100C21.5h146.03n为带轮的转速,za为轮辐数。怎0.8h1f10.2h1b10.4%b20.8b10.846.030.246.030.446.030.818.41r/min；36.82mm9.21mm18.41mm14.73mmh236.82f19.21b118.41式中：P为传递的功率，kW;b214.73第三章：单极齿轮传动设计3.1:选择齿轮类型、材料、精度及参数根据工作条件、要求和上文的传递效率的设计(1)选择直齿轮传动(2)选取齿轮精度8级精度(3)取小齿轮材料为40Cr(调质)、硬度为280HBs大齿轮材料为45钢、调质硬度为240HBS(4)取小四轮凶数乙28,人齿轮z2i2z,528140直齿轮8级精度40CrZi28z21403.2:按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径设计公式：,312-21ZhZeZ2d1t3,1；1di2H3.2.1确定计算参数.齿轮按 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 中心距安装，啮合角′=节圆压力角=20;.试选接触疲劳强度计算的载荷系数Kh‘1.3；.计算小齿轮传递的转矩：T1TI149.171Nm1.492105Nmm.选取齿宽系数为d1.区域系数：「12cos'/2cos20门acZhJ2v122.49\cossin'ccos20sin20.查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa1/27接触疲劳强度用重合度系数Z由式ZJ4和33=20"1.3T1149.17Nmd1Zh2.49Ze189.8MPa1/2续3.2:按齿面接触疲劳强度设计心tana1tan'z2tana2tan'/2计算：a1arccosz1cos/z12haarccos28cos20/282128.712a2arccosz2cos/z22haarccos140cos20/1402122.111z1tana1tan'z2tana2tan'/21al2a228tan28.712tan20140tan22.111tan2021.763,441.763〜ZJJ0.86433338.计算接触疲劳许用应力h查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Him1600MPa、HHm2550MPa计算应力循环次数：N160nljLh60500128300101.44109-••一9N2—1.44102.88108i25查表取接触疲劳寿命系数KHN10.9aKHN21.07取失效I率为1%安全系数S1,由式必皿得Sh1Khn…10.93600558MPaS1Khn2Hlim21.07550588.5MPaS1a128.7a222.11.763Z0.864续3.2:按齿面接触疲劳强度设计取h1和h2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：HH1558MPa3.2.2试算小齿轮分度圆直径d1t32«i2i221ZhZeZ=62.935mm3.2.3调整小齿轮分度圆直径3.2.3.1计算实际载荷系数前的数据准备1、圆周速度vdmv60100062.9355006010001.65m/s2、齿宽bbdd1t162.93562.935mm3.2.3.2、计算实际载荷系数系数Kh、查得使用系数Ka1、根据v1.65m/s、8级精度查得动载系数K1.08、齿轮的圆周力Ft152Ti21.4921053M—14.74110Nd〔t62.9353KAFt114.74110KN/mm75.33N/mm100N/mm62.935查表得齿间载荷分配系数Kh1.2由文献，得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时,HH1558MPad1t62.94mmv1.65m/sb62.93mmKa1Kv1.08Ft14741N续3.2:按齿面接触疲劳强度设计得齿间载荷分布系数Kh1.355,于是得到实际载荷系数:KhKaKvKhKh11.081.21.3551.756Kh1.2Kh1.756d1d1t1.75662.935369.57mm\1.3及相应的齿轮模数d169.57mmm2.485mm、按实际载荷系数算得的分度圆直径d169.57m-12.485mm4283.3:按齿根弯曲疲劳强度设计根据下式计算模数:mt2KIYYFaYsa32dZi3.3.1、确定公式中的各参数值1、试选KFt1.32、计算弯曲疲劳强度用重合度系数KFt1.30.750.75Y0.250.251.7630.675Y0.6753、计算YFaYsa(1)据文献,查得齿形系数Yf,i2.58,YFa22.18(2)据文献,查得应力修正系数Y11.62*21.82saisa2(3)据文献,查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1500MPa、Fim2380MPa续3.3:按齿根弯曲疲劳强度设计(4)据文献，查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.9、Kfn20.94(5)取弯曲疲劳安全系数S1.4，得:KFN1Flim1F1S0.9500321.43MPa1.4f1321.43MPaKFN2Flim20.94380255.14MPa1.4F2MPa255.14YFah2.581.620.0130F1YFa2Y,sa2321.432.181.82255.140.0156因为大齿轮的上工大于小齿轮，所以取YFaYsa4、试算模数mt3YFaYsa=YFa2Ysa20.01560.01562KrTiYYFaYsa21.31.492105312821.734mm0.675,0.01563.3.2、调整齿轮模数1、计算实际载荷系数前的数据准备(1)圆周速度vd1m1z11.7342848.552mmmt1.734mm续3.3:按齿dn48.5525001.27m/s根弯曲疲劳强度设计(2)齿宽(3)60dd1宽高比1000601000148.552mm48.552mmd148.552mmv1.27m/sb48.5522hacmt0.251.734mm3.902mmmmKv48.5523.9022、计算实际载荷系数1.06KaEib12.44Kf、根据v1.27m/s,8、计算齿间载荷分配系数Ft1__52Ti21.492105d148.552级精度，查得动载系数KFaN6.146103NKv12.441.066.146103N/mm126.6N/mm48.552由文献查得齿间载荷分配系数Kf、由文献查得Kh1.355100N/mm1.1Kf1.1、结合b12.44,h查文献，得Kf1.32则载荷系数为:KfKaKvKfKf11.061.11.321.54Kf1.323、按实际载荷系数算得的齿轮模数续3.3:按齿根弯曲疲劳强度设计3.4:几何尺寸计算70350210mm7070mmKf1.54m1.835mm乙35z2175d170mmd2350mma210mmb70mmKf1.54-mmt31.7343mm1.835mm31.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度提供的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取弯曲强度的模数1.835mm并就近圆整为标准值m=2m旅接触疲劳强度算的分度圆直径d=69.57mm算出小齿轮齿数4d169.5734.785m2取乙35,则大齿轮齿数Z2i2Z1535175这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1、计算分度圆直径d1z1m35270mmd2z2m1752350mm2、计算中心距d1d2a23、计算齿轮宽度bdd11考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料。一般将小齿轮略微加宽，取h75mm,而大齿轮的齿宽续3.4:几何尺寸计算等于设计9宽，即b2b70mmb270mm齿轮几何尺寸计算结果列于下表:名称代号计算公式小齿轮大齿轮中心距adid2a2210传动比i2Z2i—Zi5模数m2，2KrTiYYFaYsamt寸z2dz1F压力角arccos(rb/r)2020齿数z35175分度圆直径ddzm70350齿顶圆直径dadam(z2ha)144354齿根圆直径dfdfm(z2ha2c)135345bbdd17570齿距Ppm6.28法向齿距PbPbpcos5.90齿厚ssp/23.14齿梢宽eep/23.14顶隙c*ccm0.5表中，ha为齿顶高系数（=1）;c为顶隙系数（=0.25）3.5齿轮结构设计小齿轮齿顶圆直径daiW160mm采用实心式结构，决定把输入轴设"齿轮轴；人齿轮齿顶圆直径da2W500mm米用腹板式结构；结构如下表；实心式腹板式大齿轮腹板式结构参数:代号计算公式人齿轮(mm)da2da2m(z2ha2)354D0D0da210~14m326D4由轴的强度及结构要求计算确定64D3D31.6D4102.4DiDD0D312214.2D2D20.25〜0.35D。D367.08bbdd170CC0.2~0.3b21第四章：轴的设计计算第一节：输入轴的设计4.1:输入轴的设计：:选取轴的材料和热处理方法：选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度HB240。:初步估算轴的直径：dminAO^n45钢续4.1:输入轴的设计：7.81dmin120350041.85.mmdmin41.85mm根据选用材料为45钢，线的范围为126〜103,选取线值为120,高速轴功率P7.81kW,n500r/min,代入数据:考虑到轴的外伸端上开有键梢，将计算轴颈增大3%-7%B,取标准直径为45mm4.1.3:输入轴的结构设计:齿轮轴输入轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，考虑到轴的最小直径为45mm而差速器的输入齿轮分度圆为70mm设计输入轴为齿轮轴，且外为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。(1)外伸段：输入轴的外伸段与带轮的从动齿轮键连接，开有键梢，根据键梢的长度和带轮的轴孔的直径，选取直径为45mm,长为78mm。(2)密封段：密封段与油封毡圈50JB/ZQ44061997配合，选取密封段长度为60mm,直径为50mm。(3)齿轮段：此段加工出轴上齿轮，根据主动轮B70mm,选取此段的长度为100mm,齿轮两端的轴颈为12.5mm,轴颈直径为续4.1:输入63mm。轴的设计:(4)左右两端轴颈段：左右两端轴颈跟深沟球轴承6309配合，采用过度配合k6,实现径向定位，根据轴承B25mm,端轴颈直径为60mm,长度左端为30mm和右端为28mm。(5)退刀梢：为保证加工到位，和保证装配时相邻零件的端面靠紧，在齿轮段两端轴颈处加工退刀梢，选取梢宽为5mm,梢深为2mm。(7)倒角：根据推介值(mm):d30〜50,C取1.2或1.6。d50〜80,CM2O此处选取d30〜50,C取1.6,d50〜80,C取2。输入轴的基本尺寸如下表:名称左端轴颈左退刀槽齿轮段右退刀槽右端轴颈密封段外伸段长度(mm)113012513100145152816601778直径(mm)d155d251d363d451d555d650d745输入轴的结构图:CM续4.2:输入轴的受力分析：4.2.2:计算支座反力:(1)作用于齿轮上的圆周力:Ft2Tid22149.174589.85N0.065Ft4589.85NFNV1FNV2Fr21491.332745.67N(4)计算在垂直面上的反力：Ft4389.85fnh1fnh2222294.93NFr1491.33NFNV1FNV2745.67N(2)作用于齿轮上的径向力:FrFttan20o4589.85tan201491.33N(3)计算在水平面上的反力:FNH1FNH22294.93N4.2.3:计算弯矩：(1)计算水平面上的弯矩：MV1FNV1L1745.6767.5503.33NmMV2FNV2L2745.6767.5503.33NmMV1Mv2503.33NmMvMv1Mv2(2)计算垂直面上的弯矩：Mh1Fnh1L12294.9367.51549.08NmMH2FNH2L22294.036751549.08NmMH1MH21549.08NmMHMH1MH2(3)计算合成弯矩：续4.2:输入轴的受力分析：M1MV12MH12503.3321549.0821628.80NmMM1M2(4)计算转矩：M1M21628.80NmPT9550」ni95507.81500149.17Nm(5)计算截面当量弯矩：MM2aT222628.8020.6149.172T149.17NmM2JmV22~~MH22痴3.3321549.0821628.80NmM1632.89Nm1632.89Nm取应力校正系数0.6。(6)绘制输入轴的载荷分析图:4.3:判断危险截面和校核：4.3.1:判断危险截面：如上计算所得：危险截面位于安装齿轮的位置。4.32按弯扭合成强度校核：根据轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6,轴的计算应力为：，M2(T)2caW#16288002(0.6149170)20.165359.40MPa式中：M——轴所受的弯矩，Nmm；T——轴所受的扭矩，Nmm；W抗弯截面系数，mm2,根据截面形状，取W0.1d3;[1]对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，据此查表得[1]60MPa。因此ca[1],故安全。Ca59.4caMPaca[1]安全第二节：输曲轴的设计4.1':输出轴的设计：:选取轴的材料和热处理方法：选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度HB240。:计初步估算轴的直径：45钢dminA03续4.1':出轴的计：根据选用材料为45钢，&的范围为126〜103,选取a值为110,低速轴功率P7.74kW,n100r/min,代入数据:7.74dmin110346.88mmmin100考虑到轴的外伸端上开有键梢，将计算轴颈加大3%-7%B,取标准直径为50mm4.1.3:输出轴的结构设计：输出轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，直齿圆柱齿轮和联轴器等，为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。(1)外伸段：设计外伸段与LT9型弹性柱销连轴器配合，以过盈配合作径向定位，且外联轴器的一侧采用轴肩作轴向定位，选取外伸段长为68mm,直径为50mm。(2)密封段：设计密封段与油封毡圈55JB/ZQ44061997配合，选取密封段直径长度为48mm,直径为55mm。(3)轴肩段：轴肩与轴承和从动齿轮作轴向定位，选取轴肩段长为dmin46.88mm30mm,直径为72mm。续4.1':输出轴的设计：(4)左右两端轴颈段：左右两端轴颈与6412深沟球轴承配合，轴承内圈与轴承采用过度配合k6,实现径向定位，根据轴承B35mm,端轴颈直径为60mm,长度左端为35mm和右段为75mm。(5)齿轮配合段：此段开有键梢，采用圆头普通平键与减速器的从动配合，根据设计的直齿齿轮的齿宽为70mm,为使装配紧实，设计配合段长度为64mm,直径为68mm。(6)退刀梢：为保证加工到位，和保证装配时相邻零件的端面靠紧，在轴肩和右端轴颈处加工退刀梢，选取梢宽为3mm,梢深为2mm。(8)倒角：根据推介值(mm)：d30〜50,C取1.5或1.6。d50〜80,02o此处选取d30〜50,C取1.6,d50〜80,C取2。输出轴的基本尺寸如下表:名称左端轴颈齿轮配合段轴肩段退刀槽右端轴颈密封段外伸段长度(mm)117512681330143153216481768直径(mm)d160d264d372d456d560d655d750输出轴的结构图:R号产。,。苻/1*4・4.2':输出4.2.1:画出受力简图:轴的受力分匚:计算支座反力:出轴的受力分析：(1)作用于齿轮上的圆周力：2TH2739.17Ft—II2309.91Ntd20.064(2)作用于齿轮上的径向力：FrFttan20o2309.9tan20840.74N(3)计算在水平面上的反力：FNV1FNV2FLLFrLiL840.7481.5153840.74715153(4)计算在垂直面上的反力:FNH1FNH2FtL2LFtL1L2309.918151532309.9171.5153447.85N39289N1230.44N1079.47NFt2309.91NFr840.74NFnvi44785NFnv239289NFnhi1230.44NFnh21079.47NMV1MV2320.21Nm:计算弯矩：(1)计算水平面上的弯矩：MV1FNV1L1447.8571.5320.21NmMV2FNV2L23928981.5320.21NmMvMviMv2(2)计算垂直面上的弯矩：MH1MH2Mh1Fnh1L112304471.5879.76NmMH2FNH2L210794781.587977NmMHMH1MH2(3)计算合成弯矩：M1MV12MH12V320.212879.772936.22NmM2MV22MH22320.212879.772936.23NmMM1M2879.77NmM1M2936.22NmP9550IInil95507.74100739.17Nm(6)计算截面当量弯矩：MM2aT2\936.2220.6739.1721035.95N取应力校正系数0.6T739.17NmmM1035.9Nm(4)计算转矩：(7)绘制输出轴的载荷分析图:4.3':判断危险截面和校核：:判断危险截面：如上计算所得：危险截面位于安装齿轮的位置。:按弯扭合成强度校核：根据轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6,轴的计算应力为：，M2(T)2caW<9362202(0.6739170)20.164335.71MPa式中：M——轴所受的弯矩，Nmm；T——轴所受的扭矩，Nmm；W抗弯截面系数，mm2,根据截面形状，近似计算可忽略键梢，取W0.1d3；[1]对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，据此查表得[1]60MPa。因此ca[1],故安全。ca35.71caMPaca[1]安全第五章：轴承的计算与选择5.1:轴承类型的选择：因为减速器采用直齿圆柱齿轮传动，分析轴承会将受到径向力的影响，所以选取深沟球轴承，结构代号为60000,其性能和特点如下：主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷，当量摩擦深沟球轴承续5.1:轴承类型的选择：系数最小。在高转速且轻量化要求的场合，可用来承受单向或双向的轴向载荷。工作中允许内、外圈轴线偏斜量8'〜16',大品生产，价格低。5.2:轴承代号的确定：:输入轴的轴承代号的确定：确定宽度系列代号为0;确定直径系列代号为3;确定内径系列代号为09;初选输入轴的轴承代号为6309,其基本尺寸为:d45mm,D100mm,B25mm,rsmin1.5mm基本额定动载荷为Cr52.8kN,基本额定静载荷为C0r31.8kN。:输出轴的轴承代号的确定：确定宽度系列代号为0;确定直径系列代号为4;确定内径系列代号为12;初选输入轴的轴承代号为6412,其基本尺寸为:d60mm,D150mm,B35mm,rsmin2.1mm基本额定动载荷为Cr108kN,基本额定静载荷为C0r70.0kN。630964125.3:轴承的校核：5.3.1:输入轴轴承的校核：(1)求轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2；续5.3:轴承的校核：FnhiFnh22294.93NFriF「2、.Fnvi2Fn/FnviFnv2745.67NFr1Fr22413.03N745.6722294.9322413.03N(2)求两轴承的计算轴向力Fa^DFa2:因为选用直齿轮，不会产生派生轴向力，且外自身没有受到轴向力。所以：Fa1Fa20FaiFa20FaiFa20CoC0(3)求轴承的当量动载荷Pi和F2：因FM②0,查得径向载荷系数为X1,轴向载荷系数FriFr2Y0;因轴承运转中所受载荷基本平稳，fd1.0〜1.2,取fd1.2。则：P1P22895.64NP1P2fd(XFr1YFa1)1.2(12413.030)2895.64N(4)验算轴承寿命：因为RP2,所以选取轴承1的受力大小验算：续5.3:的校核轴承,106CLh()60nP210652800360500(2895.64)式中，因为所用轴承为球轴承,3。202090.90h轴承工作条件为每天二班制，使用期限10年(每年工作日300天)，Lh'Lh合适Lh'181030054000hLh故所选轴承满足寿命要求。5.3.2:输出轴轴承的校核：(1)求轴承所受的径向载荷F□和Fr2；Fr11309.41NFr21148.75NFNV1447.85N,FNV2392.89NFNH11230.44N,FNH21079.47NFr1FNV12Fnh；447.8521230.4421309.41NFr2FNV22FNH22392.8921079.4721148.75N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2：因为选用直齿轮，不会产生派生轴向力，且外自身没有受到轴向力。所以：Fa1Fa20(3)求轴承的当量动载荷R和2:续5.3:轴承的校核：因F1Fa20,查得径向载荷系数为X1,轴向载荷系数FriFr2Y0;因轴承运转中所受载荷基本平稳，fd1.0〜1.2,取fd1.2。则：Pifd(XFMYFai)1.2(11309.410)1571.30NP2fd(XKYFa2)1.2(11148.750)1378.50N(5)验算轴承寿命：因为P1F2,所以选取轴承1的受力大小验算：106CLh亦J)60nF2106108000360500(1571.30)10823623.58h式中，因为所用轴承为球轴承，3。轴承工作条件为每天二班制，使用期限10年(每年工作日300天)，Lh'181030054000hLh故所选轴承满足寿命要求。F11571.30NF21378.50NLh'Lh合适第六章：平键的计算和选择6.1:高速轴与V带轮用键连接1、选用圆头普通平键（A型）按轴的直径d=45mm及带轮范B2355mm,据义献得键的键宽b键高h为149,长度L45mm的键。2、强度校核：键材料选择45钢，V带轮材料为铸铁，查表得键联接的许用应力p70〜80MPa,键的工作长度,,b14“।…八八lL--45-38mm,k0.5h0.594.5mm22挤压应力：p迺2000149.17138.8MPap（安全）kld4.53845A型149L45mmpp（安全）6.2:低速轴与大齿轮用键连接1、选用圆头普通平键（A型）按轴的直径d=64mm据义献得键的键宽b键高h为1811,长度L63mm的键。2、强度校核：键材料选择45钢，大齿轮的材料也为45钢，查表得键联接的许用应力p120〜150MPa,键的工作长度b18lL-6354mm,k0.5h0.5115.5mm22挤压应力：2000Tn2000739.17p77.77MPap（安全）kld5.55464A型1811L63mmpp（安全）6.3:低速轴与联轴器用1、选用圆头普通平键（A型）按轴的直径d=50mm据义献查得键的的键宽b键高hA型149键连接为149,长度L63mm的键。续6.3:低速轴与联轴器用键连接2、强度校核键材料选择许用应力,b2L-632142挤压应力2000TnPkld第七章：联轴器的计算和选择7.1:类型的选择:7.2:载荷计算:7.3:型号的选择:45钢，联轴器的材料为钢，查表得键联接p120~150MPa,键的工作长度56mm,k0.5h0.594.5mm2000739.17117.33MPap（安全）4.55650联轴器设置在减速器输出轴和螺旋输送机主轴之间。为了隔离振动和冲击，选择弹性套柱联轴器。公称转矩:_P7.74T95509550739.17Nn100根据工况转矩变化和冲击载荷中等，取工况系数则计算转矩为:TcaKaT1.9739.171404.42NKa1.9选用弹性柱销连轴器，其传递转矩能力大，结构更为简单，安装、制造方便，耐久性好，弹性柱销有一定的缓冲和吸振能力，允许被连接的两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大的工况。从GB/T4323-2002中查得LT9型弹性柱销连轴器，公称pp（安全）弹性套柱联轴器T739.17Tca1404.42NmLT9型弹性柱销连轴转矩为1000Nm,许用转速为2850r/min,轴孔直径在50~71mm,故合用。第八章：减速器密封装置的选择8.1:输入轴的密封选择：根据输入轴的密封直径为50mm,选取油封毡圈50JB/ZQ44061997,具体参数如下：50JB/ZQ44061997轴颈d毡圈沟梢Dd1b1Dodob506949868517密封长度为12mm8.2:输出轴的密封选择：输出轴的密封直径为55mm,选取油封毡圈55JB/ZQ44061997,具体参数如下：55JB/ZQ44061997轴颈d毡圈沟梢Dd1b1Dodob557453872567密封长度为12mm第九章：减速器的润滑设计9.1:齿轮的润滑：齿轮传动的圆周速度为：d1tn162.935500v1t11.65m/s601000601000式中：d1t分度圆直径，mmv1.65m/s续9.1:齿轮的润滑：n1齿轮轴的转速，r/min。因齿轮的圆周速度<12m/s,所以才用浸油润滑的润滑方式。根据用途齿轮用于减速器起差速作用，选用全损耗系统用油L-AN22(GB/T443-1989)。高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高(不小于10mrm,1/6齿轮。v<12m/s浸油润滑9.2:轴承的润滑：输入轴转速为500r/min,所以其线速度为：v1n1d1/605000.063/601.65m/s输出轴转速为100r/min,所以其线速度为：v2n2d2/601000.06/600.31m/s所以对于对于轴承的润滑，因V<2m/§采用脂润滑，选用钙基润滑脂ZG2(GB/T491-1987),只需填充轴承空间的-~-5并在轴承内侧设挡油环，使油池内的油不能进入轴承32以致稀释润滑油。V<2m/s脂润滑第十章：减速箱结构尺寸的设计减速箱结构尺寸如下表:名称符号计算公式结果(mm)箱座壁厚0.025a815箱盖壁厚110.02a815箱体凸缘厚度b、b1、b2箱座b1.5;箱盖b11.51;箱底座b22.5b12mmb112mmb220mm加强肋厚m、m1箱座m0.85;箱盖m10.851m6.8mm;m16.8mm地脚螺钉直径dfdf0.036a1220地脚螺钉数量na250,n4a250~500,n6a500,n84轴承旁联接螺栓直径did10.75df15箱盖、箱座联接螺栓直径d2d20.5〜0.6df;螺栓间距L150〜20025轴承盖螺钉直径和数目d3、n轴承外径D70〜100、d38、n4110〜140、d310、n6150〜230、d312〜16、n6D=100D=150轴承盖外径D2D2D5d3100观察扎盖螺钉直径d4d40.3~0.4df10df、d1、d2至箱外壁距离；df、~2至凸缘边缘的距离Ci、C2C150C280轴承旁凸台高度和半径h、R1h由结构确定；RC2箱体外壁至轴承端面距离li11C1C2(5〜10)23设计心得在这短短的两周内，我们小组完成了机械设计基础的课程设计,虽然有点累，但也觉得很充实。之前还没开始做的时候，觉得我们是学车辆工程的，做这种课程设计，必要性不大，但做完之后，才知道原来这次的课程设计是对车辆工程学生的一种非常直接、非常有效的综合考察方法，加深了我们之前学习的机械基础原理的理论知识。并且，把所学的理论力学，材料力学，互换性与技术测量，AUTOCAD等等许多机械的学科知识很好的综合起来。对我而言，这样的一种练习，不仅仅只是课程设计，而是对专业综合知识的强化训练。虽然基本完成了设计，但依然有着不少的缺陷，在设计的过程中，也遇到的不少的问题，例如标准件的选择，装配图的绘制等等，虽然是课程是设计出来了，但是我也明白，对于其中的尺寸的设计，以及查表之后的计算过程中产生的误差等都没能够很好地把握。让我更加彻底的认识到自己专业知识的不足之处。从而更加明确了自己今后要努力的方向。我们在课堂上学到知识的仅仅是所学课程的理论层面，而且在考试之后，很快就会淡忘，那么如何将我们学到的知识与实际生产联系在一起？如何锻炼我们的实践层面？我想这次的课程设计为我们提供了一次绝好的机会，一个良好的实践平台。以实践的形式去学习，既能提高对理论的理解，又能提高动手的能力，是十分值得提倡的。参考文献1孙恒陈作模葛文杰.机械原理（第七版）.北京：高等教育出版社，20062濮良贵陈国定吴立言.机械设计（第九版）.北京：高等教育出版社，20133赵卫军任金泉陈钢.机械设计基础课程设计.北京：科学出版社，20104安琦王建文.机械设计课程设计.上海：华东理工大学出版社，20125周元康林昌华张海兵.机械设计课程设计.重庆：重庆大学出版社，2001