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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 目錄 第一章 一級圓錐齒輪減速器的設計任務·····································3 1-1 設計題目··················································3 1-2 設計任務··················································3 1-3 具體作業(yè)··················································3 第二章 電動機的選擇··························

2、····················4 2-1 選擇電動機類型和結構形式·····································4 2-2 選擇電動機的容量·············································4 2-3 確定電動機的轉速，總傳動比與各級傳動比······················5 2-4 計算傳動裝置的運動和運動參數(shù)·······························5 第三章 圓錐齒輪傳動的設計計算···································7 3-1圓錐齒輪傳

3、動的設計計算······································7 第四章 軸的設計計算··············································10 4-1 軸一的設計················································10 4-2 軸二的設計·················································14 第五章 滾動軸承的校核·············································19 5-1 滾動軸承的校

4、核·············································19 第六章 鍵的校核··················································20 6-1 軸一鍵的校核··············································20 6-2 軸二鍵的校核··············································20 第七章 潤滑方式及密封方式的選擇··································21 7-1 潤滑方式······

5、···········································21 7-2 密封方式及密封形式的選擇···································21 第八章 減速器箱體設計·············································23 8-1 箱體設計···················································23 心得體會··························································24 參考文獻·····

6、·····················································25 第一章 一級圓錐齒輪減速器的設計 1-1.設計題目 用于帶式運輸機的一級圓錐齒輪減速器。 傳動裝置簡圖如右圖所示。 （1）帶式運輸機數(shù)據(jù) 見數(shù)據(jù)表格。 （2）工作條件 兩班制工作，空載啟動，單向連續(xù)運轉，載荷平穩(wěn)。運輸帶速度允許速度誤差為±5%。 （3） 使用期限 工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。 （4） 生產(chǎn)批量 小批量生產(chǎn)。 2.設計任務 1)選擇

7、電動機型號； 2)確定鏈傳動的主要參數(shù)及尺寸； 3)設計減速器； 4)選擇聯(lián)軸器。 3.具體作業(yè) 1)減速器裝配圖一張； 2)零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）； 3)設計說明書一份。 運輸帶工作拉力F/N 1500 1800 2000 2200 2400 2600 2800 2800 2700 2500 運輸帶工作速度v/(m/s) 1.5 1.5 1.6 1.6 1.7 1.7 1.8 1.8 1.5 1.4 運輸帶滾筒直徑D/mm 250 260 270 280 300 320 320 300 300 30

8、0 第二章 電動機的選擇 2-1選擇電動機類型和結構型式 由電動機工作電源，工作條件荷載和特點選擇三相異步電動機。 2-2選擇電動機容量 標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增大成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成浪費。 由于工作所給的運輸帶工作壓力F=2600N，運輸帶工作速度V=1.7m/s得工作及所需功率為 =FV/1000=4.42kw 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為：

9、 ==0.9216 所需電動機的功率為： =/=3.52/0.859=4.796kw 式中：——聯(lián)軸器的效率； ——圓錐齒輪效率； ——滾動軸承的效率； ——卷筒的效率； ——V帶的效率。 因為電動機的額定功率略大于，選同步轉速750r/min，由表12-1差得可選Y132S-4型三相異步電動機，其=5.5KW，=720 r/min 2-3確定電動機的轉速，總傳動比與各級傳動比 ===101.51r/min 傳動裝置的總傳動比為： ===7.4 式中：——電動機的滿載轉速，r/min；

10、 ——工作機的轉速，r/min。 二級傳動中，總傳動比為7.4 減速器傳動比=3，則鏈式傳動傳動比==2.4 2-4 計算傳動裝置的運動和運動參數(shù) 1）各軸轉速：傳動裝置從電動機到工作機有三軸，依次為1，2，3軸，則： 電動機軸 ==720r/min； 高速軸 ==720r/min； 低速軸 ==720/3=260r/min; 滾筒軸 =/=260/3=86.6 r/min。 2）各軸轉矩： 電動機軸 =9550=46.3N.m; 高速軸 =9550=163N.m; 低速軸 =9550=2

11、70.53N.m; 滾筒軸 =9550=255.66N.m。 3）各軸輸入輸出功率： 電動機軸 ==4.42KW; 高速軸 ==4.420.96=4.2432KW; 低速軸 ==4.24320.960.96=3.87027KW; 滾筒軸 ==3.870.960.98=3.64KW。 運動和動力參數(shù)的計算如下表2-1所示： 表2-1 各軸運動及運動參數(shù) 軸名 功率 P/KW 轉矩 T/N.m 轉速 傳動比 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 4.42 56.30 720 1 0.96 高速軸 4.2

12、4 4.15 163 161.37 720 3 0.96 低速軸 3.87 3.83 270 267.30 240 2.4 0.98 滾筒軸 3.64 3.60 255 252.45 136 第三章 3-1圓錐齒輪傳動的設計計算 1 選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)： （1） 選擇材料及熱處理 小圓錐選用40Cr，調質處理，調質硬度為280HBS； 大圓錐選用45#鋼，

13、調質處理，調質硬度為240HBS。 （2） 選齒輪 小齒輪選=24，大齒輪選=72； 大小圓錐均選用7級精度。 （3） 軸交角為90度的直齒圓錐齒輪傳動u==4=tan=cot，得=，=。 2 按齒面解除疲勞強度計算： 1） 定公式內的各計算數(shù)值 （1） 計算小圓錐齒輪的轉矩=5.628N.mm； （2） 查表可知錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)=1； （3） 從表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa； （4） 有圖10-21d按齒面硬度查得大小齒輪的解除疲勞強度極限=600MPa，=550MPa； （5） 計算應力的循環(huán)次數(shù)：

14、 =60=2.073， =4.147/4=6.91; （6） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得[=/S=0.9600=540MPa； [=/S=0.95550=522.5MPa； （7） 計算載荷系數(shù) 由表10-2得=1，=1.1，=1.2，=1.436 則K==1.896 2） 計算試算小齒輪分度圓直徑 =80mm 計算錐齒輪平均分度圓處的圓周速度為 V===2.86m/s 根據(jù)v=2.86m/s，7級精度由圖10-8查

15、得動載荷系數(shù)=1.2，則K==1.27 3） 計算模數(shù) m=/=80/24=3.33 3 按齒面彎曲疲勞強度計算： m （1）計算載荷系數(shù) K==11.1411.22=1.3908 （2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.88； （3）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa； （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，得 （5） 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得，，，， （6） 計算大小齒輪的并加以比較

16、 大齒輪數(shù)值大。 （7） 設計計算 m =1.57 對此結果，齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關。取由彎曲強度算得的模數(shù)，就近圓整為m=3。按接觸算的得分度圓直徑=47.45mm，算得小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)=96。 這樣設計的齒輪傳動既滿足了齒面接觸強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。 4 幾何尺寸計算： 1） 計算分度圓直徑

17、 =m=98mm =m=293mm 2） 錐度R=219mm 3） 錐齒寬度b=R=1219=219mm。 第四章 軸的計算和設計 4-1 軸一的設計 一）輸出軸上的功率，轉速和轉矩: 1) 輸入軸上的功率4.26KW ,轉速=720r/min，轉矩= a=22.3; 2）求作用在齒輪上的力 因已知高速級小錐齒輪的分度圓直徑為=42mm，而 =1282N; 108N; 101.2N。 3) 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取

18、軸的材料為45#鋼，調制處理。根據(jù)表15-3，取120 ，于是得 =17.4mm 輸入軸的最小直徑顯然是安聯(lián)軸器的直徑，為使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.5 ，則 。 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的調教，查手冊，選型號為GB/T4323-2002型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250 N.m，半聯(lián)軸器的孔徑=32~42 mm，故取=48mm，半聯(lián)軸器長度L= 44mm，半聯(lián)軸器與軸配合的?？组L度= 82mm. (二)軸的結構設計 1）擬定裝配方案： 2)根據(jù)軸向定位的要求去誒的那個

19、軸的各段直徑與長度： （1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求12軸段右端需制出一軸肩故取= 38mm，半聯(lián)軸器與軸配合的?？组L度=82 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上故12段長應比略短一些，現(xiàn)取= 25mm。 （2）初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力作用故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=45 mm；由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30210；其尺寸為dDT=60mm110mm23.75mm，故=50mm，==50mm，軸承超過相配周長為 ，==23mm 取軸承端蓋所配周長為=60mm ;其數(shù)據(jù)

20、表如下： 軸段 12段 23段 34段 45段 56段 長度mm 75 12 20 100 20 直徑mm 42 44 45 50 45 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵鏈接。按由手冊差的平鍵臨截面bh=12mm10mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長尾 20mm mm，同時為了保證齒輪與軸的配合為H6/h6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的配合為H6/k6，滾動軸承與軸的周向定位也是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4)確定軸上周角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為145，各軸高出的圓角半徑入圖。 5）求軸上的載荷 首

21、先根據(jù)軸的結構圓做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查找a值，對于30210型圓錐滾子軸承由手冊中查得=22.3mm，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L1+L2=317mm 圓周力，徑向力及軸向力的方向如下圖： 根據(jù)周的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 表4-2 軸1的支反力及彎扭矩 載荷 水平面 垂直面 支反力F 0 N 0N 166.6N 47.6N 彎鉅M M=0N.m = -42.68N.m =-50N.m 總彎矩 M=42.68N.m =50N.m 扭矩T T=72.45N.m T=-26.93N.m 6

22、)按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受的最大玩具和扭矩的截面的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值并取=0.6 ，軸的計算應力為： 9.3MPa 前已選定軸的材料為45#鋼，調制處理。由表15-1，查得[，因此次，故安全。 4-2軸二的設計 （一）鏈傳動的設計計算： 采用滾子鏈傳動 1選擇鏈輪齒數(shù) 假設鏈速v在0.6~0.3之間，取Z= 17，Z=i4， 2 計算功率查手冊得工作系數(shù)=1 ，由圖9-13差得 1.52單排鏈，則計算功率= 3選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)=5.99kw及=360r/min查圖9-11，可選12A; 查

23、表9-1，鏈條節(jié)距為P=19.05 mm。 4計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初定中心距=45P=45mm，取=860mm 則相應的鏈節(jié)數(shù)為 = =201.94 鏈節(jié)數(shù)為202 查表9-7得中心距計算系數(shù)=0.24883 ；則鏈傳動的最大中心距為mm 5 計算鏈速，確定潤滑方式 = =1.94m/s 由 =1.94m/s和鏈號12A,查圖9-14可知應采用定期人工潤滑。 6 計算鏈輪厚度 鏈輪分度圓直徑 鏈輪厚度B=3d= 7作用在軸上的壓軸力 有效圓周力=9.8N 按

24、水平布置，去壓軸力系數(shù)=1.15，則壓軸力1.15N。 （二）軸二的結構設計 1 輸出軸上的功率3.87kw，=360r/min，轉矩240N.m 2求作用在齒輪上的力 因已知低速級齒輪的平均分度圓直徑163.43mm， 2944 2944 3 初步確定軸的最小直徑 先按公式（15-2）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45#鋼，調制處理。 根據(jù)表15-3取，于是得42mm 軸的最小直徑是安裝滾動軸承的直徑，為了使所選的軸直徑與滾動軸承內徑適應，故需同時選取滾動軸承的型號。因軸承同時受有徑向力和軸承力作用，故選單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為dDT=

25、，取=42 mm，100mm；= 50mm，=22mm； d=55mm,=121mm;取安裝齒輪處的軸段45的直徑=60 mm，=70 mm。 初步選取滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，有手冊查得30211軸承的定位軸肩高度=5 mm，因此=60mm，=70mm 4 軸上零件的周向定位 按= 42mm，由手冊查得平面截面，鍵槽采用鍵128 ，L=28 mm，A型鍵，按由手冊查得平面截面，鍵槽采用128 銑刀加工，長為L=16mm。其尺寸如下表： 表4-3軸2的尺寸 軸段 12段 23段 34段 45段 56段 67段 直徑mm

26、 42 50 45 57 50 42 長度mm 40 20 65 75 20 40 表4-4軸二支反力及彎扭矩 支反力 0 N ，0 N，70N，70N 總彎矩 -134.6 N.m 134.6 N.m 扭矩 104.52 N.m 7）按彎扭合成應力校核的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和扭矩的截面強度。根據(jù)式 （15-5）及上表中的數(shù)值去 ，軸的應力計算為

27、: 39MPa 前已選定軸的材料為45#鋼，調質處理。由表15-1，查得60MPa ，因此，故安全。 第五章 滾子軸承的校核 5-1滾子軸承校核 （一） I軸（輸入軸）： 1）.求兩軸承受到的徑向載荷 412.56N 108N 查手冊得e=0.37 2）.派生軸向力： 152.6N 39.96N 3）.軸向力： 245N 205.04N 4）計算當量載荷： 0.36 X= 0.4 ,Y= 1.6 , 409.2N 2.2 2882N

28、5）.壽命計算： 3789.1h>L 4800h 該軸承壽命足夠。 第六章 鍵的校核 6-1軸一鍵校核 （一）鍵的校核： 軸一左鍵強度計算： =Mpa 因鍵所能承受應力值為34.3Mpa，所以兩鍵均安全。 6-2 軸二間校核 （一）鍵的校核 軸二左鍵強度計算： =Mpa 因鍵所能承受應力值為，所以兩鍵均安全。 第七章 潤滑方式及密封形式的選擇 7-1潤滑方式 （一）侵油潤滑，這種潤滑方式是軸承直接侵入箱內油中潤滑（例如下置式蝸桿減速器的蝸桿軸承），但是油面高度不應超過軸承最低

29、滾動體中心，以免加大攪油損失。油面接觸高度為，對于高速運轉的蝸桿和斜齒輪，由于齒的螺旋線作用，會迫使?jié)櫥蜎_向軸承帶入雜質，影響潤滑效果，故在軸承前常設有擋油環(huán)，擔擋油環(huán)不應封死軸承孔，以利于油進入潤滑軸承。 （二）脂潤滑 當滾動軸承速度較低時，常采用脂潤滑，脂潤滑的機構簡單，易于密封， 一般每隔半年左右補充或更換一次潤滑脂，潤滑脂的填裝量不應超過軸承空間的 1/2，可通過座上的注油孔及通道注入，為了防止箱內的油侵入軸承與潤滑脂混合 ，并防止?jié)櫥魇?，應在箱體內測裝擋油環(huán)，其結構尺寸如圖所示，。

30、 7-2 密封形式的選擇 軸伸端密封方式有接觸式和非接觸式兩種。橡膠油封是接觸性密封中性能最好的一種，可用于油或脂的潤滑的軸承中。以防漏油為主時，油封唇邊對著箱內，以防外界灰塵為主時，唇邊對著箱外，當兩油封相背放置時，則防漏防塵能力強，為安裝油封方便，軸上可做出斜角。 第八章 減速箱體設計 8-1 箱體設計 1 選擇材料，選擇箱體的材料為HT150，硬度為140HBS。 2設計結構尺寸 （1） 箱座壁厚與查表得：0.01（）=12： （2） 箱蓋壁厚，查表得為11.2:； （3） 箱座凸緣厚度：； （4） 箱蓋凸緣厚度：=1.5

31、=16.8； （5） 箱座滴凸緣厚度：； （6） 地腳螺栓設計：； （7） 地腳螺栓數(shù)目：; （8） 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：； （9） 箱蓋與座箱聯(lián)接螺栓直徑： （10） 聯(lián)接螺栓的間距：; （11） 軸承端蓋螺釘直徑：； （12） 窺視孔蓋螺釘直徑：； （13） 定位銷直徑：； （14） 螺栓扳手空間與凸緣寬度： 安裝螺栓直徑 M10 M12 M16 M20 M24 M30 至外箱壁直徑 13 16 18 22 26 34 40 至凸緣邊距離 11 14

32、16 20 24 28 34 沉頭座直徑 20 24 26 32 40 48 60 （15） 軸承旁凸臺半徑：； （16） 凸臺高度：20 （17） 外箱壁至軸承座端距離：40; （18） 大齒輪頂圓與內壁距離：； （19） 齒輪端面與內距離：； （20） 箱蓋，箱座肋骨： ； （21） 軸承端蓋外徑：； （22） 軸承端蓋凸緣厚度：； （23） 軸承旁聯(lián)接螺栓距離：; 心得體會 機械設計綜合課程設計是針對機械設計系列課程的要求，是繼機械原理與機械設計課程后，理論與實踐緊密結合，培養(yǎng)功課

33、學生機械設計能力是課程。 隨著科學技術發(fā)展的日新月異，減速器已經(jīng)成為當今機電一體化的工業(yè)應用中空前活躍的領域，可以說機械無處不在。因此作為一名機械專業(yè)的大學生來說掌握減速器的設計是十分重要的。 在為期近三星期的機械設計基礎課程設計實習中，我們在老師的指導下組成了一個5人設計小組，設計減速器。設計過程，我遇到了很多困難，設計方案問題、計算問題、畫圖問題等等。通過小組談論還有老師的指導，問題才得以解決。在此期間我得到了老師和同學的幫助，特別是在計算和用電腦畫圖的時候，在此我要向他們表示真誠的謝意。 經(jīng)過這近兩星期的設計，不僅使我融合了本學期所學習的機械設計的知識，而且在這其中還學習到了很多之

34、前在課本上難以學到的東西，同時經(jīng)過這此這次課程設計，還加強了我的Auto CAD、Solid Edge繪圖能力，可謂是收獲頗豐啊！ 參考文獻 1、《機械設計基礎》（第四版） 楊可楨、程光蘊主編 高等教育出版社1999 2、《機械設計綜合課程設計》 王之櫟、王大康主編 機械工業(yè)出版社2007.8 3、《機械設計基礎大型作業(yè)與課程設計》 談嘉禎、王小群主編 中國標準出版社1997.2 4、《機械制圖》第五版 大連理工大學工程畫教研室編 高等教育出版社2003.8 5、《機械設計》第八版 濮良貴、紀名剛主編 高等教育出版社 2006.5 專心---專注---專業(yè)