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1、-目 录 设计任务书1 传动方案的拟定及说明4 电动机的选择4 计算传动装置的运动和动力参数5 传动件的设计计算5 轴的设计计算8 滚动轴承的选择及计算14 键联接的选择及校核计算16 连轴器的选择16 减速器附件的选择17 润滑与密封18 设计小结18 参考资料目录18-机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一 总体布置简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器 二 工作情况：载荷平稳、单向旋转-三 原始数据 鼓轮的扭矩 T（Nm）：850 鼓轮的直径 D（mm）：350 运输带速度 V（m/s）：0.7 带速允许
2、偏差（）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四 设计内容 1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计 4.滚动轴承的选择 5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写 五 设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六 设计进度 1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 -传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只
3、要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择 1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式 Y（IP44）系列的电动机。2电动机容量的选择 1）工作机所需功率 Pw Pw3.4kW 2）电动机的输出功率 PdPw/轴承联齿轴承联230.904 Pd3.76kW 3电动机转速的选择 nd（i1i2in）nw 初选为同步转速为 1000r/min 的电动机 4电动机型号的确定 由表 201 查出电动机型号为 Y132M1-6
4、,其额定功率为 4kW，满载转速 960r/min。基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1计算总传动比 由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nw nw38.4 i25.14 2合理分配各级传动比-由于减速箱是同轴式布置，所以 i1i2。因为 i25.14，取 i25，i1=i2=5 速度偏差为 0.5%5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 鼓 轮 转速（r/min）960 960 192 38.4 38.4 功率（kW）4 3
5、.96 3.84 3.72 3.57 转矩（Nm）39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 传动件设计计算 1 选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用 7 级精度；3）试选小齿轮齿数 z120，大齿轮齿数 z2100 的；4）选取螺旋角。初选螺旋角14 2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10
6、21）试算，即 dt 3212HEHdtZZuuTK 1）确定公式内的各计算数值（1）试选 Kt1.6（2）由图 1030 选取区域系数 ZH2.433（3）由表 107 选取尺宽系数d1（4）由图 1026 查得10.75，20.87，则121.62（5）由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（6）由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7）由式 1013 计算应力循环次数 N160n1jLh601921（283005）3.3210e8 N2N1/56.64107 （8）由图 101
7、9 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95；KHN20.98（9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得-H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 32112HEHdtZZuuTK=3235.5548.189433.25662.11101911.62=67.85 （2）计算圆周速度 v=10006021ndt=10006085192.67=0.68m/s （3）计算齿宽 b 及模数 mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm mn
8、t=11coszdt=2014cos85.67。=3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4）计算纵向重合度=tan318.01z=0.3181tan14。=1.59（5）计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=0.68m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 KV=1.11；由表 104 查的KH的计算公式和直齿轮的相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.612)112+0.2310367.85=1.42 由表 1013 查得 KF=1.36 由表 103 查得 KH=KH=1.4。故载荷系数
9、K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=31/ttKKd=36.1/05.285.67mm=73.6mm （7）计算模数 mn-mn11coszd=20cos146.73。mm=3.74 3按齿根弯曲强度设计 由式(1017)mn 3212cos2FSaFadYYzKTY 1）确定计算参数（1）计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96 （2）根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图 1028 查得螺旋角影响系数 Y0。88 （3）计算当量齿数 z1=z1/cos
10、3=20/cos314。=21.89 z2=z2/cos3=100/cos314。=109.47（4）查取齿型系数 由表 105 查得 YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数 由表 105 查得 Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 （6）计算F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa F2=266MPa（7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111FSaFaYY=29.339569.174.2=0.0126 222FSaFaYY=266798.1172.2=0.01468 大齿轮的数值
11、大。-2）设计计算 mn32201468.062.120119188.014cos96.12=2.4 mn=2.5 4几何尺寸计算 1）计算中心距 z1nmdcos1=32.9，取 z1=33 z2=165 acos221nmzz=255.07mm a 圆整后取 255mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arcosamzzn221=13。5550”3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1cos1nmz=85.00mm d2cos2nmz=425mm 4）计算齿轮宽度 b=dd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5）结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于
12、500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II 轴：1初步确定轴的最小直径-d30NPA319284.3126=34.2mm 2求作用在齿轮上的受力 Ft1=dT2=899N Fr1=Ftcostann=337N Fa1=Fttan=223N；Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 i.I-II 段轴用于安装轴承 30307，故取直径为 35mm。ii.II-III 段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为 44mm。iii.III-IV 段为小齿轮，外径 90mm。iv.IV-
13、V 段分隔两齿轮，直径为 55mm。v.V-VI 段安装大齿轮，直径为 40mm。vi.VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为 35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1.I-II 段轴承宽度为 22.75mm，所以长度为 22.75mm。2.II-III 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 12mm，轴承和箱体的间隙 4mm，所以长度为 16mm。3.III-IV 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度 90mm。4.IV-V 段用于隔开两个齿轮，长度为 120mm。5.V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 83mm。6.VI-VIII 长度为 44mm。-4求轴上的载
14、荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承 30307 的 Y 值为 1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N 5精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2）截面 IV 右侧的 MPaWMmb5.17 截面上的转切应力为MPaWTTT64.72 MPaTmb99.7298.152 由于轴选用 40cr，调质处理，所以 MPaB735，MPa3861，MPa2601。-（2P355 表 15-1）a)综合系数的计算 由045
15、.0552dr，6.1dD经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为23.2，81.1，（2P38 附表 3-2 经直线插入）轴的材料敏感系数为85.0q，87.0q，（2P37 附图 3-1）故有效应力集中系数为 05.2)1(1qk 70.1)1(1qk 查得尺寸系数为72.0，扭转尺寸系数为76.0，（2P37 附图 3-2）（2P39 附图 3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为92.0，（2P40 附图 3-4）轴表面未经强化处理，即1q，则综合系数值为 93.211kK 11.211kK b)碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为1.0，05.0 c)安全系数的计算 轴的疲劳安全系数
16、为 92.61maKS 66.241maKS SSSSSSca5.166.622 故轴的选用安全。-I 轴：1作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2初步确定轴的最小直径 mmnPAda9.1731101 3轴的结构设计 1）确定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 25mm。e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以该段直径选为 30。f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm
17、的圆角，则轴承选用 30207型，即该段直径定为 35mm。g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经标准化，定为40mm。h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以该段直径选为46mm。i)轴肩固定轴承，直径为 42mm。j)该段轴要安装轴承，直径定为 35mm。2）各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下：a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽 18.25mm，该段长度定为 18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于 7mm，定为 11mm。c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短 2mm，齿轮宽为 90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取
18、13.5mm、轴承与箱体内壁距离取 4mm（采用油润滑），轴承宽 18.25mm，定为 41.25mm。e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装-尺寸，定为 57mm。f)该段由联轴器孔长决定为 42mm 4按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45 钢的强度极限为MPap275，又由于轴受的载荷为脉动的，所以6.0。43)(232pmpMPaWTM III 轴 1作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2初步确定轴的最小直径 mmnPAda4.5131101 3轴的结
19、构设计 1）轴上零件的装配方案 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 -5求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.弯扭校合 33321600601.01.0mmdW 2.51)(212pmpMPaWTM 滚动轴承的选择及计算 I 轴：1求两轴承受到的径向载荷 5、轴承 30206 的校核 1）径向力 5.1682121VHrFFF 2）派生力 NYFFrAdA7.522，NYFFrBd
20、B7.522 3）轴向力 由于dAdBaFNFF7.2757.522231，所以轴向力为223aAF，7.52aBF 4）当量载荷 由于eFFrAaA32.1，eFFrBaB31.0，所以4.0AX，6.1AY，1BX，0BY。由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1pf，故当量载荷为 NFYFXfPaAArAApA04.509)(22.202)(aBBrBBpBFYFXfP 5）轴承寿命的校核 hhPCrnLAh240001098.3)(6010716 -II 轴：6、轴承 30307 的校核 1）径向力 NFFFVHrA5.14182121 NFFFVHrb5.6032222 2）派生力 NY
21、FFrAdA4432，NYFFrBdB1892 3）轴向力 由于dAdBaFNFF10811898921，所以轴向力为NFaA638，NFaB189 4）当量载荷 由于eFFrAaA45.0，eFFrBaB31.0，所以4.0AX，6.1AY，1BX，0BY。由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1pf，故当量载荷为 NFYFXfPaAArAApA84.1905)(NFYFXfPaBBrBBpB2.724)(5）轴承寿命的校核 hhPCrnLAh240001050.1)(6010716 III 轴：7、轴承 32214 的校核 1）径向力 NFFFVHrA5.8422121 NFFFVHrb5.8
22、422222 2）派生力 NYFFrAdA6.2942，NYFFrBdB6.2942-3）轴向力 由于dAdBaFNFF6.140911156.2941，所以轴向力为NFaA1115，NFaB6.294 4）当量载荷 由于eFFrAaA32.1，eFFrBaB34.0，所以4.0AX，5.1AY，1BX，0BY。由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1pf，故当量载荷为 NFYFXfPaAArAApA87.2317)(NFYFXfPaBBrBBpB1011)(5）轴承寿命的校核 hhPCrnLAh24000101.56)(6010716 键连接的选择及校核计算 代号 直径（mm）工作长度（mm）工
23、作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴 8760（单头）25 35 3.5 39.8 26.0 12880（单头）40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12870（单头）40 58 4 191 41.2 低速轴 201280（单头）75 60 6 925.2 68.5 1811110（单头）60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为MPap110，所以上述键皆安全。连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为5.1AK，-计算转矩为m
24、NTKTAca7.598.395.11 所以考虑选用弹性柱销联轴器 TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用 TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料 HT200 公称转矩mNTn125 轴孔直径mmd381，mmd252 轴孔长mmL82，mmL601 装配尺寸mmA45 半联轴器厚mmb38（1P163 表 17-3）（GB4323-84）三、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为5.1AK，计算转矩为mNTKTAca8.13872.9255.13 所以选用弹性柱销联轴器 TL10（GB
25、4323-84）其主要参数如下：材料 HT200 公称转矩mNTn 2000 轴孔直径mmdd6321 轴孔长mmL142，mmL1071 装配尺寸mmA80 半联轴器厚mmb58（1P163 表 17-3）（GB4323-84）减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用 M181.5 油面指示器 选用游标尺 M16 起吊装置-采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M161.5 润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅
26、润滑。三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN15 润滑油。四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，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。参考资料目录 1机械设计课程设计，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995 年 12 月第一版；2机械设计（第七版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001 年 7 月第七版；3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，2002 年 5 月第一版；4减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2002 年 6 月第一版；5工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编 6机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001 年 8 月第四版；7互换性与技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001 年 1 月第四版。