江 蘇 大機械設計綜合課程設計（）任務書設計題目：設計一用于帶式運輸機的單級斜齒圓柱齒輪減速器。 運輸機連續(xù)兩班制工作，單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載啟動。減速器小批量生產(chǎn)，使用壽命 5 年，運輸帶速度允許誤差為± 5%。聯(lián)軸器、軸承、帶傳動、齒輪傳動等效率取常用值。已知工作條件：運輸帶拉力 F(kN)運輸帶速度 v(m/s)卷筒直徑 D(mm)詳見設計參數(shù)表（學號與題號對應）設計任務：1、減速器部件裝配圖1 張（比例 1:1 ）2、零件設計圖2 張（比例 1:1 ，箱蓋或箱座、齒輪軸）3、設計計算說明書一份班級學號：指導教師：時間：年月日目錄第一章減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算1.1減速器結構1.2電動機選擇1.3傳動比分配1.4動力運動參數(shù)計算第二章 傳動零件的設計計算2.1設計 V帶第三章齒輪的設計計算 ( 包括小齒輪和大齒輪)3.1選擇齒輪材料、精度等級和確定許用應力：3.2計算3.3幾何尺寸計算3.4 校核齒面接觸疲勞強度第四章 軸的設計計算4.1高速軸的設計4.2低速軸設計第五章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇5.1軸承的選擇及校核5.2鍵的選擇計算及校核5.3聯(lián)軸器的選擇第六章減速器潤滑 . 密封件的選擇以及箱體結構尺寸的計算6.1潤滑的選擇確定6.2密封的選擇確定6.3 箱體主要結構尺寸計算第七章總結參考文獻第一章減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算1.1 選擇電動機的類型：按工作要求和工況條件，選用三相鼠籠式異步電動機，封閉式結構，電壓為 380V，Y 型。1.2 電動機計算：（一）工作機的功率PwPw =FV/1000=2800×1.4/1000=3.92kw（二）總效率：電機至工作機之間的傳動裝置的總效率a3a123450.960 .9930 .99 0 .960.980.87式中：1 帶傳動效率： 0.96 ；2 滾子軸承傳動效率： 0.993 圓柱齒輪的傳動效率： 0.98 ； 4 彈性聯(lián)軸器的傳動效率：0.99 ;5 卷筒的傳動效率： 0.96（三）所需電動機功率 PdPdPw / 總3.92/0.874.51( KW )查機械零件設計手冊得P ed = 5.5kw電動機選用 Y/132M2-6n 滿 = 960 r/min1.3 傳動比分配卷筒的轉速 n=60× 1000v/ （ D）=66.85r/min=60×1000×1.4/( × 400)i總n滿 / n960 / 66.8514.36(r / min)取 i帶3.68則 i齒i總 / i帶14.36/3.68 3.9電動機選用：Y132M2-6i帶3.68i 齒 =3.91.4動力運動參數(shù)計算將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1 軸、 2 軸、3 軸、4 軸，011223依次為電機與軸 1，軸 1 與軸 2，軸 2 與軸 3，軸343 與軸 4 之間的傳動效率。（1）各軸轉速：1軸：n0960n1260.87 / mini03.68r2軸： n2n1260.8766.89r / mini13.9卷筒軸： nn66.89 / min32（2）各軸功率：功率：1軸：P1P d01P2軸：P 2P 112P14.20 KWd0.964 .33kw124 .510 .990.983卷筒軸：P 3P2 34 P34 .20 0 .99 0 .99244.12K（3）各軸輸入轉矩，輸出轉矩：電動機的輸出轉矩： Td9550 Pd9550 4.5144.87N * mn09601 軸輸入轉矩： T19550P195504.33n1158.51N * m260.872軸輸入轉矩 : T29550P295504.20n2599.64 N * m66.89卷筒軸輸入轉矩： T 3 9550 P395504.12588.22N * mn366.89將上述數(shù)據(jù)列表如下：軸號功率NT /P/kW/( r.min-1 )i(Nm)04.5196044.873.680.9614.33260.87158.5124.2066.89599.643.90.9734.1266.89588.2210.98第二章傳動零件的設計計算：2.1 設計 V帶（1）確定 V 帶型號kA=1.2P C=KAP=1.1× 3.92=4.312KW根據(jù) Pc =6.6KW n0 =960r/min,選 擇SPZ 型 窄V 帶， 取d1100mm 。大輪的基準直徑： d2i0d1368mm 。取 d2370mm 。驗算帶速：Vd1 n13.141009601000600005.027m / s 25m/ s60帶速合適。（3）確定 V 帶基準長度 Ld 和中心距 a0 ：根據(jù)： 0.7 (d1d2 )a0 2(d1 d2 )可得 a0 應在 350 1000mm 之間，初選中心距a0 =600mm帶長：L02a0(d1(d2d1 )d2 )24a02600(1002702370)1968mm24600取 Ld 2000mm 。計算實際中心距：LdL020001968616mm 。a a026002（4）驗算小帶輪包角：180d2 d160 180370100 60a616=164120合適。（5）求 V 帶根數(shù) Z：PcZPNK KL由 1 164 查表得包角修正系數(shù)： ，查表得長度修正系數(shù)：KL1.02。由此可得：Pc3.92PNK KL2 .781.6 0.9 5 1.02取 Z=3 根。（6）求作用在帶輪軸上的壓力FQ ：查 表 得q=0.10kg/m ， 故 得 單 根 V帶的初拉力：F0500PC ( 2.51)qv2234.9NzvK作用在軸上壓力：F2zF sin 123 234.9sin 1641393.9N 。Q022（7）確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑 d1=100mm采用實心式結構。 大帶輪基準 d2 =370mm，采用腹板式結構，基準圖見零件工作圖。第三章齒輪的設計計算 ：3.1 選擇齒輪材料、精度等級和確定許用應力：1）運輸機為一般機器，速度不高，故選用7 級精度。2）用硬齒面齒輪設計此傳動。大、小齒輪的材料均為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。3）選小齒輪齒數(shù) Z1=22,Z2=iZ 1=3.966 ×22=87.2522. 按齒根彎曲疲勞強度設計（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） T19.55106 P19.551064.331.58105 Nmmn1260.872）初選 K =1.6, 初估0，由表 2-8-7 取齒寬系數(shù)0.8 。14dt3）由圖 2-8-18h查得FEFEMpa，由表2-8-8查得620SF min1.4。4）計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1 jL h60 960 1 (28 365 5)4.570 108 ，N 2 N1 / i 1.171 108 。5）由圖 2-8-16 查得 K FN 10.89，K FN 20.916）計算齒根彎曲許用應力：F 1K FN1FE 10.89 620394 Mpa,SF min1.4F 2 KFN2FE 20.91620403MpaSF min1.47）計算當量齒數(shù)：Z124Z295103.99Zv1cos3 1426.27 ， Zv2cos314cos3cos38）由表 2-8-6差值計算得： YFa12.592,YSa11.592 ；YFa 2 2.18,YSa21.799）計算大小齒輪的 YFa YSaF YFa 1YSa12.5921.5920.01015 ， YFa 2YSa22.18 1.790.00968 F1394F 2 40310) 由圖 2-8-12查得，121.7011)b sin0.318 d Z1 tan0.318 0.824 tan141.5221 mn當1 時，取=112) tantan ntan 200.375 ， t20.556；tcos14costan bdbtan cos t tan14 cos20.5560.2334tandb 13.1382213） Y0.250.75cosb0.25 0.75 cos 0.1380.68111.63514） Y11 1140.8831201203.2計算1) 計算法向模數(shù)mn2KT1 cos2YFa YSaY Y32 F=d Z13 21.6 1.59 105cos2 140.01015 0.6635 0.8831.7980.8242取標準模數(shù) m=2mm2）計算分度圓直徑：d1mn Z1 / cos2.524 / cos1449.47mm3）計算圓周速度： d1n1 49.47 260.87v1000600.673m / s6010004）計算齒寬：bd d10.849.4739.576mm5）計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1.0 ；根據(jù) v=2.849m/s ， 7級精度，由圖 2-8-7 查得 K1.10 ; 假設 K A Ft / b100N / mm, 由表2-8-3 查得 K HK F1.2 ；由表 2-8-4中硬齒面齒輪查得小齒輪相對支承對稱布置、6級精度，KH1.34 時 ，K H1.0520.1610 3 b1.224 ，考慮齒輪實際為 7 級精0.26 d度，取K FK H1.224,實際載荷KKAKVKF KF1.0 1.10 1.21.2241.616 ,K與 Kt 基本接近，無需矯正。3.3 幾何尺寸計算（1）計算中心距：( Z1 Z2 ) mn(2495)2a2 cos2cos14122.64mm ，取 a=125mm（2）修正螺旋角：arccos (Z1Z 2 )mnarccos (2495)217.822a2125因為值改變不多，故參數(shù) YFa ， YSa，Y ，Y 等不必修正（3）計算分度圓直徑：d1mn Z1 / cos220 / cos17.8250.41mmd2mnZ2 / cos295/ cos17.82199.57 mm（4）計算齒輪寬度：bd d10.850.440.328mm3.4 校核齒面接觸疲勞強度（1）由圖 2-8-17查得H lim 1H lim 2 1100Mpa ，由表 2-8-8查得SH min 1.1（2）由圖 2-8-15查得 K HN10.90 , K HN 2 0.94（3）計算齒面接觸許用應力：KHN1H lim 10.901100H 1 900MpaSH min1.1K HN2H lim 20.941100H 1 940MpaSH min1.1H(H 1H 2 ) / 2 920Mpa（4）查表 2-8-5得彈性系數(shù) ZE189.8（5）查圖 2-8-13得 ZH 2.430（6）取1.72，1.32，取1，則Z( 4)(1)130.7821.635（7） Zcoscos17.80.975（8） HZEZH Z Z2KT1 (u1)d d13 u=823.57Mpa顯然齒面接觸疲勞強度滿足要求。第四章 軸的設計計算123d4dddd4.1 高速軸的設計（1）計算齒輪受力（如圖 a）斜齒圓柱齒輪螺旋角arccos m n z1z2arccos 2(2495)17.822a2125小齒輪直徑m n zz50 .4mmd1cos大齒輪直徑m1z2199.55mmd 2cos小齒輪受力：轉矩T1158510N mm圓周力2T12158510Ft6290 Nd150.4徑向力Ft tann6290 tan 20Fr2404Ncoscos17.8軸向力 Fa Ft tan6290 tan17.8 2019 N作用在軸 1 帶輪上的外力： FFQ1394 N（2）計算軸承支反力（如圖b）水平支反力FQ205Fad1Fr552FH24262N5555FQ95Fad1Fr552FH155464.4N55垂直支反力Fv1FV2Ft3145N2（3）畫出水平彎矩圖和垂直彎矩圖（如圖 c）。小齒輪中間斷面左側水平彎矩為M LHFH155 25542Nmm小齒輪中間斷面右側水平彎矩為M RHFH1d1-25336N mm55 - Fa2右軸頸中間斷面處水平彎矩為M BHFQ95 132430 N mm小齒輪中間斷面的垂直彎矩為M cvFv155172975 Nmm（4）繪制合彎矩圖（如圖d）小齒輪中間斷面左側彎矩為M CLM LH2M CV2174850Nmm小齒輪中間斷面左側彎矩為M CRM RH2M CV2174820Nmm（5）繪制扭矩圖（如圖e） T1158510N mm（6）繪制當量彎矩圖（如圖f ）取0.6 則 T 95106N mm截面 B 處和 C 處的當量彎矩：2（2M CM cRT） 199041N mm22M BM BH （T）163042 Nmm(7) 校核危險截面 C 的強度因為材料選擇 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理，得許用彎曲應力1b60MPa ，則：c 處的強度條件M BM B22.0Wb0.1d 3B 處的強度條件M cM c317.9Wb0.1d f-1-1結論：按彎合成強度校核小齒輪軸的強度足夠安全。計算及說明結果4.2 低速軸設計圓周力 Ft2T22599640d25996 N200徑向力 FrFt tan n5996 tan 20cos2292 Ncos17.8軸向力 FaFt tan5996 tan17.8 1925 N水平支反力Fad1Fr55FH22604N5555Fad1Fr55FH122896N5555垂直支反力Fv1 FV2Ft2998N2由高速軸校核同理可得M CLM LH2M CV2168203NmmM CRM RH2M CV2229257Nmm取0.6 則 T 359784N mm截面 B 處和 C 處的當量彎矩：M C2（2397160 NmmM cRT）M B2（2359784 NmmM BHT）因為材料選擇45 號鋼調(diào)質(zhì)處理，得許用彎曲應力1b60MPa ，則：c 處的強度條件MBMBWb0.1d 3 2.16-1B 處的強度條件M cM c2.38-1Wb0.1df3結論：按彎合成強度校核大齒輪所在軸的強度足夠安全。第五章軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇5.1軸承的選擇及校核高速軸選用圓錐滾子軸承， 軸承根據(jù)軸頸值查 機械零件設計手冊選擇 30208 軸承 2 個（GB/T276-1993）低速軸選用 7210AC軸承 2 個 GB/T276-1993）高速軸 30208 軸承校核：由軸校核可知：FaFttan6290tan17.82019N ；查表得 Y=1.6； C=63000N；Fv1Fv23145N ，F(xiàn)H1464.4N ， FH24262N ，F(xiàn)r1FH21Fv124642314523179N ；同理可得： Fr2=5210.8N;S1Fr 131792Y2993.4N ;1.6S2Fr 252102Y21628.1N ;1.6S2Fa16282019 3647 S1;所以軸承 1 被壓緊，軸承2 被放松，F(xiàn) a2S21628.1N;Fa1FaS23647.1N;e0.37; Fa13647.1 1.14 e;Fr13179所以 X=0.4，X2=1.6；P1 f p ( X1Fr 1Y1Fa1 )0.431791.636477048N ;Fa 216280.312e;所以 Fr 25210.8X 21,Y20;P2f p ( X 2Fr 2Y2Fa 2)1 5210.8 5210.8N ;取 P1；計算軸承壽命 L10h106(C)106(63000)60nP60 260.87704894697.8h10年103滿足軸承壽命要求；預期壽命為： 8 年，兩班制L=8×300× 16=38400<L10h ；軸承壽命合格低速軸 7210AC軸承校核：Fv1Fv22998N；FH12896N，F(xiàn)H2604N；Fr1H12Fv1222；F289629984168NFr 2H222223058.2N；FFv22998604S10.68Fr10.6841682834.2N ;S20.68Fr20.6830582079.4N ;S1Fa2834.2 19254759.2N ;軸承 1 被放松，軸承 2 被壓緊；Fa1 = s1 = 2834.2N; Fa2S1Fa 4759.2N ;e0.68; f p1.0;Fa128340.59;Fr 14759X11, Y1；0P1（X1Fr1Y1Fa1)f p12834.22834.2N;Fa24759.21.53e;Fr 23058X20.41，Y20.87；（X2Fr2Y2Fa2 )P2 f p0.4130580.874759.2；5394.2N由軸承查表的 C=40800N；L10 h106 ( C )10 6( 40800 )360n P6066.89 5394.2107974h12年滿足軸承壽命要求；5.2 鍵的選擇計算及校核（一）低速軸外伸端106mm，直徑 47mm,考慮鍵在軸中部安裝故選鍵 14×9 ×90 GB/T10962003，b=14，L=90，h=9，選 45 號鋼，其許用擠壓力 p =140MPa2T1032599.64103p =4.5 7674.5MPa < pkld47lL - b90 -1476;k0.5h0.594.5;則強度足夠，合格（二）與齒輪聯(lián)接處d=56mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵 16× 60GB/T10962003，b=16mm，L=60mm， h=10mm，選 45 號鋼，其許用擠壓應力p=140MPap = 2T1032599.6710397.3MPa < pkld5 4456lL - b60-1644;k0.5h0.5105;則強度足夠，合格（三）齒輪軸外伸 36mm,直徑 31mm，所以選用鍵 8×30GB/T1096 2003， b=10mm， L=33mm，h=8mm，選 45 號鋼，其許用擠壓應力 p =140MPa2T1032158.51103p =4 23111.15 MPa < pkld31lL - b33-1022;k0.5h0.584;則強度足夠，合格5.3 聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng)濟問題，選用彈性凸緣聯(lián)軸器。根據(jù)外伸軸直徑選用 GY6型彈性凸緣聯(lián)軸器，公稱尺寸轉矩 T n =900Nm，TC< T n 。采用 Y 型軸孔， A 型鍵軸孔直徑 d=47，聯(lián)軸器長度L=112mm。第六章減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算6.1 潤滑的選擇確定潤滑方式1. 齒輪 V=1.2 12 m/s 應用噴油潤滑，但考慮成本及需要，選用浸油潤滑2.軸承采用潤滑脂潤滑潤滑油牌號及用量1. 齒輪潤滑選用 150 號機械油，最低最高油面距 1020mm，需油量為 1.5L 左右2. 軸承潤滑選用 2L3 型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/3 1/2 為宜6.2 密封形式1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，由于V<3（m/s ），故選用半粗羊毛氈加以密封4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部6.3 箱體主要結構尺寸計算第七章 總結通過本次課程設計， 使自己對所學的各門課程進一步加深了理解，對于各方面知識之間的聯(lián)系有了實際的體會。同時也深深感到自己初步掌握的知識與實際需要還有很大的距離，在今后還需要繼續(xù)學習和實踐。本設計由于時間緊張，在設計中肯定會有許多欠缺，若想把它變成實際產(chǎn)品的話還需要反復的考慮和探討。 但作為一次練習，確實給我們帶來了很大的收獲，設計涉及到機械方面的內(nèi)容，通過設計計算、認證、畫圖，提高了我對機械結構設計、控制系統(tǒng)設計及步進電動機的選用等方面的認識和應用能力。總之，本次設計讓我受益非淺，各方面的能力得到了一定的提高。參考文獻1、機械原理與設計，馬履中，謝俊等主編，機械工業(yè)出版社；2、機械設計綜合課程設計 ，王之櫟，王大康等主編，機械工業(yè)出版社；機械制圖教材3、工程制圖戴立玲，黃娟，機械工業(yè)出版社；4、材料力學劉鴻文主編，哈爾濱工業(yè)大學出版社；6、其它機械類專業(yè)課程教材；