目錄設(shè)計任務(wù)書1傳動方案的擬定及說明4電動機的選擇4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5傳動件的設(shè)計計算5軸的設(shè)計計算8 滾動軸承的選擇及計算14 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算16 連軸器的選擇16 減速器附件的選擇17 潤滑與密封18 設(shè)計小結(jié)18 參考資料目錄18本人有此說明書的 CAD 圖，需要和 我聯(lián)系 869260800機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器一 總體布置簡圖1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運輸機；5鼓輪；6聯(lián)軸器二 工作情況載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)三 原始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩T （Nm）： 850 鼓輪的直徑 D（mm）： 350 運輸帶速度 V（ m/s）： 0.7 帶速允許偏差（）： 5使用年限（年）： 5 工作制度（班/日）： 2四 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫五 設(shè)計任務(wù) 1減速器總裝配圖一張 2 齒輪、軸零件圖各一張 3設(shè)計說明書一份六 設(shè)計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3、第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分 析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較 復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇1電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié) (IP44)系 列的電動機。2電動機容量的選擇1) 工作機所需功率 PwPw=3.4kW2) 電動機的輸出功率pd=Pw/nn =n n3 n 2n n=0.904聯(lián) 軸承 齒 聯(lián) 軸承Pd=3.76kW3電動機轉(zhuǎn)速的選擇nd=(i1' i2'-in') nw初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機4電動機型號的確定由表20 1查出電動機型號為Y132M1-6，其額定功率為4kW,滿載轉(zhuǎn)速960r/min。基本符 合題目所需的要求。計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：i= nm/nwnw=38.4i = 25.14 2合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以訂=i2。 因為 i=25.14,取 i=25,訂=i2=5 速度偏差為 0.5%<5%，所以可行。各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III鼓輪轉(zhuǎn)速(r/min)96096019238.438.4功率(kW)43.963.843.723.57轉(zhuǎn)矩(N m)39.839.4191925.2888.4傳動比11551效率10.990.970.970.97傳動件設(shè)計計算1 選精度等級、材料及齒數(shù)1 ) 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度 為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2) 精度等級選用7 級精度；3) 試選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2 = 100的；4) 選取螺旋角。初選螺旋角B =14° 2按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式( 1021)試算，即232 KT dt 三. t 一 少£d a1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 試選 Kt=1.6(2) 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433(3) 由表107選取尺寬系數(shù)Q d=14)由圖1026查得£ a 1=0.75， £ a 2=0.87，則£ a =£ a 1£ a 2=1.62(5) 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa(6) 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限O Hlim1 = 600MPa；大齒輪 的解除疲勞強度極限O Hiim2=550MPa；7)由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n1jLh=60X192X1X(2X8X300X5)=3.32X10e8 N2=N1/5=6.64X107(8)由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHNl = 0.95； KHN2=0.98 9)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1 %,安全系數(shù)S = 1,由式(1012)得O H1 = =0.95X600MPa=570MPaO H2=0.98X550MPa=539MPaO H = O H1 + O H2/2=554.5MPa2） 計算1 ）試算小齒輪分度圓直徑 d1t3 3.2 KT d1t 三j少£3 1d a=67.851 x 1.625 J 554.5 丿2 x 1.6 x 191 x 103 6 ( 2.433 x 189.8 22）計算圓周速度v=1t_260 x 1000n x 67.85192：60 x 1000=0.68m/s(3) 計算齒寬b及模數(shù)mntb=Q dd1t=1 X67.85mm=67.85mmd cos067.85cos14。mnt= 4=3.39z 201h=2.25mnt=2.25X 3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89(4) 計算縱向重合度£ p£ b =0.318： z tanP =0.318X 1 Xtan14。=1.59pB 1(5) 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn),所以取 KA=1根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.11；由表104查的KHB 的計算公式和直齒輪的相同,故KHB =1.12+0.18(1+0.6X 12)1X1 2 +0.23X10 -3 67.85=1.42由表 1013 查得 KFB =1.36由表103查得KHa =KHa =1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHa KHB =1X1.03X1.4X1.42=2.05(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式(1010a)得dl=dK / Kt =6785 x 込05 /1.6 麗=73.6訕7)計算模數(shù) mnd cosB 73.6 x cos14 。mn20=1一mm=3.743按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017)mn2：'2KTY cos2B Y YFB 屮z £d 1 a1 ) 確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)K=KAKVKFa KFB=1X1.03X1.4X1.36=1.962)3)計算當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)縱向重合度£ B =0.318 dz1tanB =1.59，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) YB =0。88z1=z1/cos3 B =20/cos314。=21.89 z2=z2/cos 3 B =100/cos 3 14。=109.474）查取齒型系數(shù)由表 10-5 查得 YFa1=2.724； Yfa2=2.1725）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Ysa1=1.569； Ysa2=1.798（6）計算O FO F1=500MpaO F2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98O F1=339.29MpaO F2=266MPaYY（7）計算大、小齒輪的節(jié)并加以比較FY Y 2.74 x1.569普秤=0.0126O J 339.29F1YYFFq2ja 22.172 x 1.798266=0.01468F2大齒輪的數(shù)值大。2)設(shè)計計算3 m2 x L96 x cos214 x 0.88 x 191 0.01468=2.41 x 202 x 1.62mn=2.54幾何尺寸計算1) 計算中心距d cosBz1 二 1=32.9，取 z1=33mnz2=165(z + z )ma =12 n =255.07mm2cos0a 圓整后取 255mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角(z + z )mB =arcos 1_n =13。55'50"2a3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑zmd1 = 1 n =85.00mmcosBzmd2 = 2 » =425mmcosB4) 計算齒輪寬度b=Q dd1b=85mmB1=90mm， B2=85mm5) 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm,故以選用腹板式 為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設(shè)計計算擬定輸入軸齒輪為右旋II 軸：1初步確定軸的最小直徑、八P 1 *3麗& Ao： N = 12&F792=34.2mm2求作用在齒輪上的受力2TFt1= =899NdFr1=Ft n =337N cospFa1=FttanP =223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 )擬定軸上零件的裝配方案i n inivvvi vti viii. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. I-II段軸承寬度為22.75mm,所以長度為22.75mm。2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm,軸承和箱體的間隙4mm,所以 長度為 16mm。3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。4.求軸上的載荷66 -207.563.5FmI IITWlbimrnr-Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承30307的Y值為1.6Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5.精確校核軸的疲勞強度1 ) 判斷危險截面由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2)截面IV右側(cè)的=17.5M Pa截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為t廣W二 7.64MPa6. VI-VIII 長度為 44mm。T15.98t =t = - = 7.99 MPab m 2 2由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以b = 735MPa , b = 386MPa , t = 260MPa。B-1-1(2P355 表 15-1)a) 綜合系數(shù)的計算r2D由丐= 77 = 0.045 ,= 1.6經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)d55d力集中為a = 2.23，« =1-81， bT(2P38附表3-2經(jīng)直線插入)軸的材料敏感系數(shù)為q = 0.85，q = 0.87， bT(2P37 附圖 3-1)故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k = 1 + q (a 1) = 2.05bb bk = 1 + q (a 1) = 1.70TT T查得尺寸系數(shù)為£ = 0.72，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為£ = 0.76， bT（2P37 附圖 3-2）（2P39 附圖 3-3軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為卩=卩=0.92，bT（2P40 附圖 3-4）則綜合系數(shù)值為k1K=b-+-1 - 2.93b£pbbk1K=T-+ -1= 2.11T£TpT軸表面未經(jīng)強化處理，即卩q = 1b）碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為屮=0.1，屮 b= 0.05Tc）安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為bS =-l= 6.92b K b + 屮 b b a b m-i= 24.66K T +屮 TT aT mSca=6.66 > 1.5 = SSST，-S 2 + S 2' a t故軸的選用安全。I 軸：1作用在齒輪上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52初步確定軸的最小直徑Pd = A = 17.9mm a10 ' n、i3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 確定軸上零件的裝配方案2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸 受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達2.5m m,所以該段 直徑選為 30。f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207 型，即該段直徑定為 35mm。g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為 40mm。h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達5mm，所以該段直徑選為 46mm。i) 軸肩固定軸承，直徑為 42mm。j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為 35mm。2) 各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a）該段軸安裝軸承和擋油盤,軸承寬18.25mm,該段長度定為18.25mm。b）該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm,定為11mm。c）該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm,齒輪寬為90mm,定為 88mm。d）該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5m m、軸承與箱體內(nèi)壁距 離取4mm （采用油潤滑），軸承寬18.25mm,定為41.25mm。e）該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝 尺寸，定為 57mm。f）該段由聯(lián)軸器孔長決定為 42mm4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度W=62748N.mmT=39400N.mm45鋼的強度極限為0 二275MPa，又由于軸受的載荷為脈動的，所以= 0.6。 pgQ = 43MPa < Q p W pIII軸1作用在齒輪上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2初步確定軸的最小直徑d = A 3'亠=51.4mma10 y n7 13軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 軸上零件的裝配方案I、I廠*IIIII III IVV VI VIII-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直徑607075877970長度105113.758399.533.252) 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度5求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合W = O.ld 3 = 0.1 x 603 = 21600mm 3G =1(2 = 512MPa < Q pWp滾動軸承的選擇及計算I 軸：1求兩軸承受到的徑向載荷5、軸承 30206的校核1) 徑向力F = r；F 2 + F 2 = 168.5 rH1V12) 派生力FFF =rA = 52.7N , F =rB = 52.7N dA2YdB2Y3) 軸向力由于 F + F = 223 + 52.7 = 275.7N > F ,a1dBdA所以軸向力為F = 223 , F = 52.7aAaB4) 當(dāng)量載荷由于一aA = 1.32 > eFrAFaB = 0.31 < e ,FrB所以 X A= 0.4 ，Y =1.6， X =1， Y = 0 。 ABB由于為一般載荷所以載荷系數(shù)為f =】2，故當(dāng)量載荷為P 二 f (X F + Y F )二 509.04N P 二 f (X F + Y F )二 202.22A p A rA A aA B p B rB B aB5) 軸承壽命的校核106 CrL 二()£ 二 3.98 x 107 h > 24000hh60n P1AII 軸：6、軸承 30307的校核1) 徑向力F =.-F 2 + F 2 = 1418.5 NrAH1V1F =.JF 2 + F 2 = 603.5N rbH 2V 22) 派生力FFF = rA = 443N , F = rB = 189NdA2YdB 2Y3) 軸向力由于 F + F 二 892 +189 二 1081N > F ,a1dBdA所以軸向力為F = 638N , F = 189NaAaB4）當(dāng)量載荷F=0.45 > eF=0.31 < e ,由于一ftA-,aBFFrArB所以 XA二 0.4 , YA=1.6,X 二1, Y 二0。BB由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f二1.2，故當(dāng)量載荷為pP 二 f (X F + Y F )二 1905.84NAp A rAA aAP 二 f (X F + Y F )二 724.2NBp B rBB aB5) 軸承壽命的校核106 CrL 二(一)£= 1.50 x 107 h > 24000hh 60n P1AIII 軸：7、軸承 32214的校核1)徑向力F = JF 2 + F 2 = 842.5NrAH1V1F =JF 2 + F 2 = 842.5NrbH 2V 22） 派生力FFF = rA = 294.6N , F = rB = 294.6NdA2YdB2Y3） 軸向力由于 F + F 二 294.6 +1115 二 1409.6N > Fa1dBdA所以軸向力為F - 1115N， F 294.6NaAaB4)當(dāng)量載荷F1.32 > e，F(xiàn)0.34 < e，由于aAOB-FFrArB所以 XA- 0.4 ， Y -A1.5，X 1， Y 0 BB由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f二1.2，故當(dāng)量載荷為pP 二 f (X F + YF )二 2317.87 N P 二 f (X F + Y F )二 1011NA p A rA A aAB p B rB B aB5) 軸承壽命的校核106 CrL 二()£= 56.1 X107 h > 24000hh60n P1A鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度(mm)工作高度(mm)轉(zhuǎn)矩（N m）極限應(yīng)力(MPa)高 速 軸8X7X60 （單頭）25353.539.826.012X8X80 （單頭）4068439.87.32中 間 軸12X8X70 （單頭）4058419141.2低 速 軸20X12X80 （單頭）75606925.268.518X11X110 （單頭）601075.5925.252.4由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為9 p二110MPa，所以上述鍵皆安全。連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為K二1.5 ,A計算轉(zhuǎn)矩為T 二 K T 二 1.5 x 39.8 二 59.7N - mca A 1所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4 (GB4323-84),但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連, 其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5(GB4323-84)其主要參數(shù)如下：材料 HT200公稱轉(zhuǎn)矩T = 125 N - mn軸孔直徑 d = 38mm， d = 25mm12軸孔長 L = 82mm， L = 60mm1裝配尺寸A = 45mm半聯(lián)軸器厚b二38mm(1P163 表 17-3)(GB4323-84)三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為K二1.5，A計算轉(zhuǎn)矩為T 二 K T 二 1.5 x 925.2 二 1387.8N - mca A 3所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10(GB4323-84)其主要參數(shù)如下：材料 HT200公稱轉(zhuǎn)矩T二2000N - mn軸孔直徑d = d = 63mm12軸孔長 L = 142mm， L = 107mm1裝配尺寸A二80mm半聯(lián)軸器厚b二58mm(1P163 表 17-3)(GB4323-84)減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器(一次過濾)，采用M18X1.5油面指示器選用游標(biāo)尺 M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16X 1.5潤滑與密封一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為 35mm。二、滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。三、潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為(F) B25-42-7-ACM, (F) B70-90-10-ACM。 軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。設(shè)計小結(jié)由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的 計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要 的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考資料目錄1 機械設(shè)計課程設(shè)計，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠(yuǎn)主編， 1995年12月第 一版；2 機械設(shè)計(第七版)，高等教育出版社，濮良貴，紀(jì)名剛主編， 2001 年7月第七版；3 簡明機械設(shè)計手冊，同濟大學(xué)出版社，洪鐘德主編， 2002年5月第一版；4 減速器選用手冊，化學(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002年6月第一版；5 工程機械構(gòu)造圖冊，機械工業(yè)出版社，劉希平主編6 機械制圖（第四版），高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001 年 8 月第 四版；7 互換性與技術(shù)測量（第四版），中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根 楊興駿編，2001 年 1 月第四版。