2022年机械设计基础课程设计 .pdf

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1、1 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 日精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 28 页2 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

2、式的选择22 十三设计小结22 十四参考文献23 十五附图24 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 28 页3 20092010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，进一步稳固、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

3、解决问题的能力。3通过设计计算、绘图以及运用技术标准、标准、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)3000 2800 2700 2600 2600 2500 2750 3100 3000 2900

4、运输带速度V(m/s)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，使用期精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 28 页4 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、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

5、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良意见等13、参考资料资料的编号 ，作者，书名，出版单位和出版年、月精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 28 页5 三、进度安排第 14 周周一电动机选择和机械传动系统计算、带传动的设计计算周二齿轮传动的设计计算、低速轴的设

6、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 周周一 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

7、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，初步掌握使用电脑进行设计计算和使用电脑绘制装配图、零件图的方法。机电基础教研室精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 28 页6 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，以到达最正确传动效果。2.原始数据：运

8、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到达所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。2.选择电动机的功率：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 28 页7 工作机功率：P6.511000FvkW工作机所需电动机输出功率：PP为传动总机械效率由任务书中的运动简图分析可知：1 V 带传动效率；2齿轮传动的轴承效率；3齿轮传动的效率；4

9、联轴器的效率；5滚筒轴承的效率；6滚筒效率。查【 2】表 1-7 得：1234560.960.990.970.970.980.96、。初选齿轮为八级精度则有：221234560.96 0.990.97 0.97 0.98 0.960.83减速器内部有2对轴承，其机械效率相同，均为2P6.51P7.84kW0.833.确定电动机转速：滚筒转速为：60 1000n133.69 / minvrD取 V 带传动的传动比范围为：124i取单级齿轮传动的传动比范围为：235i工程经验则可得合理总传动比的范围为：12620iii故电动机转速可选的范围为：802.142673.8 / mindninr查【 2

10、】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。其初定总传动比为：146010.92133.69dnin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。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 28 页8 电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比Y160M-4 11KW 1500 r/min(4级) 1460 r/min 三总传动比和分配传动比1.总传

11、动比：由上一步算得知10.92i2.分配传动比：由工程经验知顶分配传动比除了满足124i、235i外，还应满足12ii。故取： V 带传动比为12.79i，齿轮传动比为213.914iii。四运动与动力参数的计算1 各轴转速：轴：11460523.3 /min2.79dnnri；轴：2523.3133.7 /min3.914nnri。2 各轴功率：轴：1P=P=7.840.96=7.5264kW；轴：23P =P=7.526 0.99 0.97=7.228kW。3 各轴转矩：轴：P7.5264T9550137.35Nm523.3n；轴：P7.228T9550516.29Nm133.7n。功率

12、kW 初算转速 (r/min)初算转矩 (N*m)轴II 轴带轮传动比齿轮传动比五带传动的设计a.带型号、长度、根数；b.中心距、带轮直径、宽度；精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 28 页9 c.安装初拉力、对轴作用力。1 求计算功率带轮小输入功率：7.84kWP，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：1.2AK。故有9.408PPKkWCA=。2 选 V 带型号：由 于 此 处 传 动 功 率 适 中 ， 考 虑 到 成 本 ，

13、故 选 用 普 通V带 。 根 据9.408PkWC=、1460 / minnr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1125dmm带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大，降低其寿命。查【 2】表12-4 得1320dmm小轮下端不可超过电动机底座，否则于地面相干预，设计不合理 。 查 【1】 表 13-9 下方1d推荐值，稍比其最小值大即可，故取1132dmm。由 【 1 】 式13-9得12121460(1)132(10.02)360.9523.3nddmmn， 其 中

14、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2355dmm。虽2d实际取之交原定只小，但实际传动比2113552.744(1)123(10.02)did，其误差1111100%1.65%5%iiwi，故满足误差范围。4 验算带速：113.14159132146010.09/60 100060 1000d nvm s，在525/vm s内，适合。 功率恒定时，速度越大则受力越小；但根据公式2cqvA知，速度越大会使带的安装初拉力及其对轴压力增大，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

15、带基长与中心距a: 初 步 估 算 中 心 距 ：0121.5()1.5 (132 355)730.5addmm， 为 圆 整 计 算 ， 取0750amm满足120120.7()2()ddadd，工程经验。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 28 页10 由【1】式 13-2 得带长：21200120()2()2344.0324ddLaddmma，查【1】表 13-2，对于 B 型带选用带长2500dLmm。再由【 1】式 13-16 反求实际中心距：008282dLLaamm。6 验算小轮包角：由【 1】式 13-1 得

16、：21118057.3164.57120dda，合适。7 求 V 带根数 z：由【 1】式 13-15 得：0()cLPzPP K K。此处111460 / min,132nrdmm查【 1】表13-3 得02.82PkW； 根据2.744i， 查 【1】 表 13-5 得0.46PkW； 由164.57查 【1 】表13-7得0.95K， 查【 1 】表13-2得1.03LK。故9.4082.93(2.820.46)0.95 1.03z，取整3z根。8 求作用在带轮轴上的压力QF: 查 【1】 表 13-1 得0.17/qkg m。 由 【1】 式 13-17 得205002.5(1)270

17、.86cPFqvNzvK为其安装初拉力。作用在轴上的压力为：102sin1610.452QFzFN。9 V 带轮宽度确实定：查 【 1 】 表13-10得B型 带 轮min190.4,11.5ef， 故 有 带 轮 宽 度min2()610.8Bef，故取62B。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精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 28 页11 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

18、】表 11-1 得知其力学性能如下：硬度197286HBS，接触疲劳极限Hlim550620MPa取 585 计算，试其为线性变化取均值，弯曲疲劳极限FE410480MPa取 445 计算 。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Hlim350400MPa取375 计算 ，弯曲疲劳极限FE280340MPa取 310 计算 。由表【1】11-5 得：limmin1.13,1

19、.3HFSS一般可靠度， 取值稍偏高用于安全计算。由此得：11Hlimlim518HHMPaS，22Hlimlim332HHMPaS；11FEmin342FFMPaS，22FEmin238FFMPaS。2.按齿面接触强度设计：根据前计算110.92,2.744ii可得齿轮传动所需传动比为23.98i，轴实际转速为532.07 /minnr。设齿轮按8 级精度制造，查【1】表 11-3 得1.21.6K(电动机，中等冲击)，此取 1.3 计算。查【 1】表 11-6 得齿宽系数为0.81.4d软齿面，对称分布 ，此取 1 计算。则小齿轮上转矩为：66517.5269.55109.55101.35

20、1 10532.07PTN mmn。查【1 】表11-4取189.8EZ锻钢 ，令取2.5HZ，故有：22123min252321()21.31.351103.981 189.82.5()13.9833296.46mmEHdHKTiZZdi上公式中所代2H是为了安全计算，使得两齿轮均适用。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 28 页12 齿数取131z软齿面12440z，硬齿面11720z，则有21231 3.98123.38zzi，取整得2123z满足传动比的前提下，尽可能使两齿数互质。故实际传动比2211233.968

21、31ziz；其误差为2222100%0.3%5%iiwi；故满足误差范围。初估模数为min13.11dmmmz，查【 1】表 4-1 得标准模数为3mmm，故实际分度圆直 径 为 ：112231 393,123 3369dz mmm dz mmm。 中 心 距 为 ：122312ddamm。初估齿宽为：min96.46dbdmm，圆整取21100,105bb保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽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122.56,2.12FaFaYY； 齿根修正系数121.62,1.82SaSaYY。由【1】式1-5知：1111121254.

22、12342FaSaFFKTYYMPaMPabm z，222121150.35238FaSaFFFFaSaYYMPaMPaY Y。安全。4.齿轮的圆周速度：12.56m/s60 1000d nv，对照【 1】表 11-2 知6m/sv即可，故选取8 级便可到达要求。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3231七减速器箱体基本尺寸设计精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 28 页13 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

23、：1.箱体壁厚：箱座：0.02510.025 15414.858ammmm取 8mm ；箱盖：10.0210.02 154 14.088ammmm取 8mm 。2.凸缘：箱盖凸缘厚度111.512bmm，箱座凸缘厚度1.512bmm，箱座底凸缘厚度22.520bmm。3.螺钉及螺栓：地脚螺钉直径0.0361220.31620fdammM；地脚螺钉数目：4(250)na；轴 承 旁 连 接 螺 栓 直 径10.7515.23716fddmmM； 盖 与 座 连 接 螺 栓 直 径2(0.50.6)10.15810fddmmM；连接螺栓2d的间距120(150200)lmml；轴 承 端 盖 螺

24、钉 直 径3(0.40.5)8.1268fddmmM； 视 孔 盖 螺 钉 直 径4(0.30.4)6.0956fddmmM；定位销直径2(0.70.8)7.111ddmm取整得8 。4.螺钉螺栓到箱体外避距离：查 【2】 表 11-2 得：1fd2、d、d至箱体外壁距离为：1,1,11,226,22,16fCmm Cmm Cmm；12fddd、 、到凸缘边缘距离：2,2,12,224,20,14fCmm Cmm Cmm；轴承旁凸台半径：1,2,1,22,224,14ffRCmm RCmm；箱体外壁至轴承端面距离：11,12,1(510)2220850lCCmm。5.箱体内部尺寸：大 齿 轮齿

25、 顶圆 与箱 体内壁距 离1110(1.2 )mm； 齿轮 端面 到箱体内 壁的 距离2210()mm增加散热 ；箱盖、箱座肋厚110.856.8,0.856.8mmm mmm。6.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1120lmm，横向螺栓分布距离2105lmm，视孔盖宽190bmm，纵向螺栓分布距离275bmm，螺栓孔直径精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 28 页14 7d，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

26、 的 推 荐 设 计 公 式 知 ： 吊 耳 肋 厚 度 为1(1.82.5)2.5 820bmm，吊耳 环孔径为20db，倒角为(11.2)1.22024RdR，吊耳环空心到箱体外壁距离为(0.81)20edmm。吊钩的结构设计：吊钩长12161430KCCmm，吊钩高0.824HKmm，吊钩 内 深0.512hHmm， 吊 钩 内 圆 半 径0.257.5rKmm， 吊 钩 厚 度(1.82.5)2.5820bmm。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：650

27、BMPa；屈服极限：360sMPa；弯曲疲劳极限：1300MPa。查【 1】表 14-3 得：弯曲需用应力静160bMPa。2.初步估算轴最小直径：由【 1】式 14-2 得：6333min9.55 100.2 PPdCnn，查【 1】表 14-2 得107118C 取118 计 算 。 故3min7.52611828.54532.07dmm， 由 于 开 了 一 个 键 槽 ， 故minmin(1 5%)29.96430ddmmmm圆整。3.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1234567ddddddd、表示各段的直径，以1234567xxxxxxx、 、 、 、

28、 、表示各段的长度。 1d处安装大带轮，2d处安装轴承端盖，3d处安装一号轴承与套筒，4d处安装小齿轮，7d处安装二号轴承1)径向尺寸：根 据 常 用 结 构 ， 取1min30ddmm； 查 【 2 】 1-27知 倒 角 倒 圆 推 荐 值 为 ：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 28 页15 1830,13050,1.65080,2RCmmRCmmRCmm， 故30孔 大 带 轮 倒 角 推 荐 值 为1mm ， 故 取21(1 0.5) 233ddmm，由于查【 2】表 7-12 得知毡圈系列中要求的轴径均为0、

29、5圆整数，故此修正为235dmm；此先选轴承为6208 型号轴承无轴向力，故选深沟球轴承，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18Bmm，故取340dmm；为方便加工测量，取445dmm此也为小齿轮内孔直径； 查 【3】 表 16-1 得安装直径4752.8ammdmm，故查【 4】表 11-3 选取“40 50 25/2509 1981GB T套筒” ，故50admm；对齿轮内孔倒角1.6mm，故取54(1.6 1.5)251.2ddmm取52mm ;由于对称分布故7340ddmm，650addmm。2)

30、轴向尺寸：由【 1】图 13-17 得：根据大带轮的内孔宽1(1.52)(1.52)1.5 2045sLddmm取 1.5 计算 ，为防止由于加工误差造成的带轮晃动，取142xmm；确定轴承润滑方式：5335 532.0718622.45/ min(1.52) 10/minvdnmm rmm r轴承，故选取脂润滑方式 ；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310 1543xBmm；套筒档齿轮时， 为保证精度取41(2

31、3)1052103xbmmmm，故同时将3x修正为345xmm；轴环取58mm，故取55xmm；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取6510 1520 xxmm，718xBmm包括越程槽尺寸；轴承到端盖内壁的距离11525xlBmm，前所选轴承端盖螺钉38dM知：由【 2】11-10 中公式得轴承端盖厚度31.29.6edmm，查【 2】表 3-9 可取 A 级 M8 非全螺线40lmm的螺栓即/5782840GB TM此时取端盖到大带轮的扳手空间为(35)48xlKmmmm，此时取29.6482583xxexmm。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - -

32、 - - -第 15 页，共 28 页16 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：据 【1】式 11-1 可求得：圆周力122964.3tTFNd， 径向力tan1078.92rtFFN标准安装，故压力角为 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298322.511522BLKxmm；一号轴承到齿轮中心的距离12101586.522bBLmm；齿轮中心到二号轴承中心的距离1286.5LLmm；故有两轴承中心距为12173LLLmm。1)求垂直面的支承反力：根据受力分析，可列方程：1212,vvrvvFFF FF齿轮在两轴承中心。故可求得：12539.4

33、62rvvFFFN。2)求水平支撑反力：121482.152tHHFFFN3)带轮对轴的作用力QF在指点产生的反力：1,1610.45 1151070.53173QFF KFNL；2,1,1070.53 1610.45 2680.98FFQFFFN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 28 页17 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 ：246.662avvLMFN m。5)绘制水平面的弯矩图如图c ：1128.2052aHHLMFN m。6)QF力产生

34、的弯矩图如图d ：21610.45 115185.2FQMF KN m。7)求合成弯矩图如图e ：考 虑 最 不 利 情 况 ， 直 接 由 公 式 得22229.182QaaFavaHMMMMN m 其 中292.752QFaFMMN m 。8)折合当量弯矩如图f ：由前算出137.84TN m,查【 1】中246 面“由转矩性质而定的折合系数”知0.6，故22()243.648aeaMMTN m，222()202.83beFMMTN m。图 2. 高速轴弯扭强度校核图精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 28 页18 9

35、)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 ：333min1243.648 1034.372450.10.160aebMdmmmm。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：650BMPa；屈服极限：360sMPa；弯曲疲劳极限：1300MPa。查【 1】表 14-3 得：弯曲需用应力静160bMPa。2.初步估算轴最小直径：由【1】式 14-2 得：6333m

36、in9.55 100.2 PPdCnn，查【1】表 14-2 得107118C 取118计 算 。 由 前 计 算 可 知 ：2133.686/ minnnri， 故3min7.522811844.62133.686dmm，由于开了一个键槽，故minmin(15%)46.851ddmm。3.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1234567ddddddd、表示各段的直径，以1234567xxxxxxx、 、 、 、 、表示各段的长度。 1d处安装联轴器，2d处安装轴承端盖，3d处安装三号轴承与套筒，4d处安装大齿轮，7d处安装四号轴承1)径向尺寸：联轴器的初步选择：根

37、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，型号为“1Y50112YS6/58432003J 5084GGB T型凸缘联轴器” ，可得其轴孔直径为50，深孔长度为112Lmm。根据上所选联轴器，取150dmm；根据密封毡圈的标准，取255dmm；根据此处尺寸选择 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22Bmm ，故取360dmm；为方便测量取465dmm； 查【 3】表 16-1 得安装直精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 28 页19 径697

38、6ammdmm，故查【 4】表 11-3 选取“60 70 40/2509 1981GB T套筒” ，故70admm；查【2】1-27 知倒角倒圆推荐值为：1830,13050,1.65080,2RCmmRCmmRCmm，故60孔大齿轮倒角推荐值为2mm，故取54(21.5) 272ddmm；为对称分布，故取670addmm，7360ddmm。2)轴向尺寸：确定轴承润滑方式：5335532.0718622.45/ min(1.52)10/ minvdnmm rmm r轴承故选取脂润滑方式。, 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为套筒尺寸此取mm ，故有3

39、12.527.562xBmm；套筒档齿轮时，为保证精度取42(23)100298xbmmmm， 故同时将3x修正为364xmm； 轴环取58mm，故取55xmm；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取6512.527.535xxmm，722xBmm包括越程槽尺 寸 ；轴承到端盖内壁的距 离127.58.5xlBmm，由于轴承外径为110mm 故，选端盖螺钉为10M，由【 2】11-10 中公式得轴承端盖厚度31.212edmm，查【 2】表3-9 可取A 级 M8 非全螺线40lmm的 螺 栓 即/57821040GB TM 此 时 取 端 盖 到 大 带 轮 的 扳 手 空 间 为(35)50

40、 xlKmmmm，故此取28.5125070 xxexmm，由上选联轴器可知1112xLmm。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 28 页20 附图 3. 低速轴结构设计示意图4.对高速轴进行弯扭强度校核略。九联轴器的选择根据前选出的联轴器设计的低速轴校核得知，轴满足要求，故联轴器定为：1Y50112YS6/58432003J 5084GGB T型凸缘联轴器。十对轴承的校核A.对轴承6208 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【 1】式 16-2 知其寿命计算为610()6

41、0hCLn P，查【 1】附表 1 可知其径向基本额定动载荷为29.5rCkN，而球轴承取3，由上轴的校核计算得知其当量动载荷为1.578PkN，故带入公式得：其寿命为1631029.5()204656.264800060532.07 1.578hLhh，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【 1】式 16-2 知其寿命计算为610()60hCLn P，查【 1】附表 1 可知其精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 28 页21 径向基本额定动载荷

42、为47.8rCkN，而球轴承取3，由上轴的校核计算得知其当量动载荷为3.588PkN，故带入公式得：其寿命为1631047.8()297221.44800060133.7 3.578hLhh，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30mm，查【 1】表 10-9 得：选用8,7bmm hmm，1890Lmm，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36Lmm， 即8 36/ 10962003GB T键。对平键进行强度校核：查【1】表 10-10 得其许

43、用挤压应力为5060pMPa轻微冲击 ，根据【1】式 10-26 得：44 137.350.1308(2 )307ppTMPadh Lb（36-28），故符合要求。2.小齿轮处键连接：由于此处轴径为45mm，查【 1】表 10-9 得：选用14,9bmm hmm，36160Lmm，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90Lmm， 即14 90/ 10962003GB T键。对平键进行强度校核：查【1】表 10-10 得其许用挤压应力为5060pMPa轻微冲击 ，根据【1】 式 10-26 得：44137.350.0219(2 )

44、45914ppTMPadh Lb（90-2），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18,11bmm hmm，50200Lmm，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80Lmm， 即18 80/ 10962003GB T键。对平键进行强度校核：查【1】表 10-10 得其许用挤压应力为5060pMPa轻微冲击 ， 根据 【1】 式 10-26 得：II44516.290.0656(2 )651118ppTMPadh Lb（80-2），精选学习资料 - - - - - - - - -

45、 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 28 页22 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14,9bmm hmm，36160Lmm，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100Lmm， 即14 100/10962003GB T键。对平键进行强度校核：查【1】表 10-10 得其许用挤压应力为5060pMPa轻微冲击 ， 根据 【1】 式 10-26 得：II44516.290.0637(2 )50914ppTMPadh Lb（100-2），故符合要求。十二润滑

46、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， 很少有时机能

47、有实践的时机，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

48、。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。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 22 页，共 28 页23 而这次实习也正好锻炼我们这一点，这也是非常珍贵的。 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

49、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

50、表示忠心的感谢！十四参考资料精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 23 页，共 28 页24 十五附图附图 1.低速轴：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 24 页，共 28 页25 附图 2.高速轴：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 25 页，共 28 页26 附图三 .大齿轮：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 26 页，共 28 页27 附图 4.装配图：精选