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目 錄 第一章 設計任務………………………………………………………………1 第二章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算 2.1 電動機類型及結構的選擇…………………………………………4 2.2 電動機選擇…………………………………………………………4 2.3 確定電動機轉速……………………………………………………4 2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比………………………5 2.5動力運動參數(shù)計算…………………………………………………5 第三章 傳動零件的設計計算 減速器外部零件的設計計算--普通V形帶傳動………………………7 第四章 齒輪的設計計算 4.1斜齒圓柱齒輪………………………………………………………8 4.2齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照接觸疲勞強度計算……………………………………8 4.2.2 按齒根彎曲接觸強度校核計算……………………………9 4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定………………………………………9 4.3齒輪的結構設計……………………………………………………9 第五章 軸的設計計算 5.1輸入軸的設計………………………………………………………11 5.2輸出軸的設計………………………………………………………13 5.3軸強度的校核………………………………………………………16 第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 6.1軸承的選擇及校核…………………………………………………17 6.2鍵的選擇計算及校核………………………………………………18 6.3聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………18 第七章 減速器潤滑、密封 7.1潤滑的選擇確定……………………………………………………19 7.1.1潤滑方式……………………………………………………19 7.1.2潤滑油牌號及用量…………………………………………19 7.2 密封的選擇確定……………………………………………………19 第八章 減速器附件的選擇確定……………………………………19 第九章 箱體的主要結構尺寸計算…………………………………20 參考文獻……………………………………………………………………24 第一章 設計任務書 設計帶式運輸機上的傳動裝置，即：一級減速器。 已知條件： 工作拉力F（N） 1900 工作速度V（m/s） 1.6 滾筒直徑D（mm） 350 工作條件：單向運轉，載荷平穩(wěn)，啟動載荷為名義載荷的1.25倍，使用期限10年，兩班工作制，輸送帶度誤差為±5%，滾筒效率0.96。 傳動簡圖： 圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 計 算 及 說 明 第二章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算 2.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機，電壓380V。 2.2 確定電動機的功率 （1）工作機的功率Pw =FV/1000=1900×1.6/1000=3.04kw （2）總效率 =×××× =0.96×0.992×0.98×0.99×0.96=0.876 由《機械設計課程設計》表10-1得： V帶傳動效率： 滾動軸承傳動效率： 圓柱齒輪傳動效率： 聯(lián)軸器傳動效率： （3）所需電動機功率 查《機械零件設計手冊》得 Ped =5.5kw 2.3 確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒=60×1000·V/（π·D）=87.3r/min 根據(jù)《機械設計課程設計》Ｐ７表2--3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比=2~6范圍。帶傳動傳動比。則總傳動比理論范圍為： =4~24。 故電動機轉速的可選范為 =×=349.2～2095.4r/min 則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000、1500由標準查出兩種適用的電動機型號： 方案 電 動 機型 號 額 定 功 率 電動機轉速(r/min) 同 步 滿 載 1 Y160M2-8 5.5KW 750 720 2 Y132M2-6 5.5KW 1000 960 3 Y132S-4 5.5KW 1500 1440 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動、減速器傳動比,可見第1方案比較適合。 根據(jù)電動機類型、功率和轉速，由《機械設計課程設計》表10-112和表10-113選定電動機型號為 Y132M2-6，其技術數(shù)據(jù)如下表： 電 動機 型號 額定 功率 電動機轉速(r/min) 堵載轉矩 最大轉矩 同 步 滿 載 額定轉矩 額定轉矩 Y132M2-6 5.5KW 1000 960 2.0 2.0 2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比 1、確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速可得傳動裝置總傳動比為： =/=960/87.3=11 2、分配各級傳動裝置傳動比： 總傳動比等于各傳動比的乘積 = 取=2.5（普通V帶 i=2～4） 因為：　= 所以：?。剑?1/2.5＝4.4 2.5 動力運動參數(shù)計算 （一）轉速n ==960（r/min） =/=/=960/2.5=384（r/min） =/=384/4.4=87.27（r/min） （二）功率P Ⅰ軸： Ⅱ軸： （三）轉矩T 電機軸： (N﹒m) Ⅰ軸： (N﹒m) Ⅱ軸： (N﹒m) 將上述數(shù)據(jù)列表如下： 軸號 功率 P/kW n /(r.min-1) / (N﹒m) i 0 4.338 960 43.15 2.5 1 4.164 384 103.56 2 4.04 87.27 442.10 4.4 計 算 及 說 明 第三章 傳動零件的設計計算 減速器外部零件的設計計算----普通V形帶傳動 設計普通V形帶傳動須確定的內容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向 1、選擇帶的型號： 查表6－4得, 則計算功率為 PC=KA·P=1.1×4.338=4.772KW 根據(jù)、查表和圖6－8，選取A型帶。 2、確定帶輪基準直徑、驗算帶速 查資料表6－5，6－6，選取 帶速帶速驗算： V=n1·d1·π/（1000×60）=3.14×100×960/1000×60=5.03m/s 介于5~25m/s范圍內，故合適 大帶輪基準直徑d2=n1/n2×d1=2.5×100=250mm 查《機械設計》表4.4，就近選取取d2=250mm 3、確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2） 0.7×（100+250）≤a0≤2×（250+400） 245mm≤a0≤700mm 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×500+π·（100+250）/2+（250-100）2/(4×500) =1561mm 查6－2表，按標準選帶的基準長度Ld=1600mm的實際 中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1561)/2=519 mm 圓整中心距a=519mm 4、驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a=152.7>120 小輪包角合適 5、確定帶的根數(shù) 由式確定V帶根數(shù)， 查6－3表得＝2.14kW，查6－7表得＝0.226kW 查6－2表得＝1.03，＝0.925 則 Z=PC/（(P0+△P0)·=4.25/（2.14+0.226）×1.03×0.925 = 2.15 故要取3根A型V帶 計 算 及 說 明 第四章 齒輪的設計計算 4.1齒輪傳動設計 1、依照傳動方案，本設計選用一級斜齒圓柱齒輪傳動。 2、運輸機為一般工作機器，運轉速度不高，查《機械設計基礎》表11-2，選用7級精度。 3、材料選擇： 小齒輪材料為45調質鋼，齒面硬度為 280HRB，接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限； 大齒輪材料為45鋼表面淬火，齒面硬度為240HRB,接觸疲勞強度極限,彎曲疲勞強度極限。 查《機械設計基礎》表11-5，取，。查表11-4，取區(qū)域系數(shù)，彈性系數(shù)（鍛鋼-鍛鋼）。 有===630MPa ===580MPa ===192MPa ===176MPa 4、螺旋角：8°<β<20°,初選β=15° 5、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 取 4.2尺面接觸強度較合 1、 （1）取載荷 （2） （3）， ， 2、計算模數(shù) 3、 4、計算齒輪圓周速度 4.3按輪齒彎曲強度設計計算 因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 1、法向模數(shù) 2、查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 3、查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù) 4、小齒輪上的轉矩 5、齒形系數(shù) 查《機械設計基礎》圖11-8得：， 查《機械設計基礎》圖11-9得：， 因為和比較 所以對小齒輪進行彎曲強度計算。 6、法向模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)ｍ大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，故應可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，就近圓整為標準值取。 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù) 取　 大齒輪齒數(shù)　取 7、中心距 圓整為160mm。 8、確定螺旋角： 9、確定齒輪的分度圓直徑： 10、齒輪寬度： ??；。 11、重合度確定 ，查表得 所以 = 12、齒輪尺寸表： 將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z1，Z2 23，101 2 端面模數(shù) 3 螺旋角 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 全齒高 8 頂隙 9 齒頂圓直徑 10 齒根圓直徑 11 齒寬 B1，B2 65mm,60mm 12 中心距 160mm 4.4 驗算齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 4.5驗算齒面彎曲強度 校核安全 計 算 及 說 明 第五章 軸的設計計算 5.1輸入軸的設計 （1）小齒輪材料用40Gr鋼，調質，σb=750MPa； （2）按扭轉強度估算軸的直徑 選用45號鋼調質，硬度217～255HBS 軸的輸入功率為 轉速為n1=384r/min 根據(jù)課本查表計算取 C=110 d≥ 考慮有一個鍵槽，將直徑增大5~10%%， 則d=24.35×(1+5%)mm=25.6mm 圓整為26mm 以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。 （3）軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配 ? 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=59.35mm 作用在齒輪上的轉矩為：T1 =103.56×103 N·mm 求圓周力：Ft Ft=2T1/d1=2×103.56×103/59.35=3274.3N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=3274.3×tan200=1191.7N （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 計 算 及 說 明 總合成彎矩（f）,考慮到帶傳動最不利布置情況，與前面的彎矩直接相加，可得總合成彎矩： =+×c/（b+c）=390947.97Nmm （9）計算n個剖面處當量彎矩 軸剪應力為脈動循環(huán)變應力，=0.6， 公式為：= Ⅰ-Ⅰ剖面：==391789.69Nmm Ⅱ-Ⅱ剖面：=T=25668Nmm Ⅲ-Ⅲ剖面：==365235.9Nmm （10）計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個剖面的直徑 [σ-1]b為對稱循環(huán)許用彎曲應力，為90MPa 公式為：d≥ 則Ⅰ-Ⅰ處：dⅠ≥ Ⅱ-Ⅱ處：dⅡ≥ Ⅲ-Ⅲ處：dⅢ≥ 可以圓整到26mm 5.2 輸出軸的的設計 ⑴ 按扭矩初算軸徑 大齒輪材料用45鋼，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBS 大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉速較低，受轉矩較大，故?。篊=110 d≥ 考慮有兩個鍵槽，將直徑增大5%~10%， 計 算 及 說 明 則d=39.5×(1+5%)mm=41.5mm 圓整為42mm 以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑 (2) 軸的結構設計，軸的零件定位、固定和裝配 ? 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，該設計潤滑方式是油潤滑，箱體四周開有輸油溝，齒輪一面用軸肩定位，另一面用軸套定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，齒輪、右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 (3)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=260.65mm 作用在齒輪上的轉矩為：T2 =442.1N·mm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2×442.1/260.65=3208.6N 求徑向力：Fr Fr=Ft·tanα=3208.6×tan200=1167.9N （4）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RB2= Ftc/(b+c)=839.8N RC2= Ftb/(b+c)=839.8 N 垂直面的支反力：RB2’= Frc/(b+c)=305.66N RC2’= Frb/(b+c)=305.66N 由于選用深溝球軸承則Fa=0 （5）畫彎矩圖 剖面Ι-Ι處的彎矩：水平面的彎矩：MC2= RB2×b=41150.2Nmm 垂直面的彎矩：MC2'= RB2'b =14977.34Nmm 合成彎矩： MΙ2=43791.09Nmm （6）軸上傳遞的轉矩： T2=442100Nmm （7）計算n個剖面處當量彎矩 軸剪應力為脈動循環(huán)變應力，=0.6， 公式：= Ⅰ-Ⅰ剖面：==109879.31Nmm Ⅱ-Ⅱ剖面：=T=100776Nmm Ⅲ-Ⅲ剖面：=T=100776Nmm （8）計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個剖面的直徑 [σ-1]b為對稱循環(huán)許用彎曲應力，為90MPa 公式為：d≥ 則 Ⅰ-Ⅰ處：dⅠ≥ Ⅱ-Ⅱ處：dⅡ≥ Ⅲ-Ⅲ處：dⅢ≥ 5.3 軸強度的校核 按扭轉合成應力校核軸強度，由軸結構簡圖及彎矩圖知Ⅰ處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。 強度校核公式：σe=/W≤[σ-1] 輸入軸： (1) 軸是直徑為26的是實心圓軸，W=0.1d3=27000Nmm (2) 軸材料為45號鋼，調質，許用彎曲應力為[σ-1]=65MPa 則σe=/W=31.28≤[σ-1]= 65MPa 故軸的強度滿足要求 輸出軸： (1) 軸是直徑為42的是實心圓軸，W=0.1d3=11059.2Nmm (2) 軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應力為[σ-1]=65MPa 則σe= MΙ2/W=6.35≤[σ-1]= 65MPa 故軸的強度滿足要求 計 算 及 說 明 第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 6.1 軸承的選擇及校核 因軸轉速較高，且只承受徑向載荷，故選取深溝球軸承。根據(jù)初算軸徑，考慮軸上零件軸向定位和固定，估計初裝軸承處的軸徑并假設選用輕系列，查表定出滾動軸承型號列表如下： 軸號 軸承型號 基本尺寸 mm d D B 1 60207 35 72 16 2 60210 55 95 18 根據(jù)條件，軸承預計壽命：10年×300×8=24000小時 1.小軸的軸承使用壽命計算 小齒輪軸承選用60208， Cr=19.5kN Fr=622.83N 教材表10-8查得=1.2徑向當量動載荷：Pr=r=1.2622.83=747.396 N 所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1 =6231601.8>87600 故滿足壽命要求 2.大軸的軸承使用壽命計算 大軸承選用60211， Cr=29.5kN Fr=611.32N 徑向當量動載荷：Pr=r=1.2611.32=733.58 N 所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1 =11346921>87600h 故滿足壽命要求 6.2 鍵的選擇計算及校核 1.小軸上的鍵： Ft=1711.2N 查手冊得，選用A型平鍵，得： A鍵 8×56 GB1096-79 L=48mm h=7mm 根據(jù)式σp=2T/(d·k·L)=2Ft/(k·L)=24.45 MPa≤100MPa 故鍵強度符合要求 2.大軸上的鍵： Ft =1679.6N 查手冊選：A鍵18×56 GB1096-79 L=38mm h=11 A鍵14×50 GB1096-79 L=36mm h=8 根據(jù)式σpa=2 ·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=24.7Mpa < 100Mpa σpc=2 ·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=16.15Mpa < 100Mpa 故鍵強度符合要求 6.3 聯(lián)軸器的選擇 在減速器輸出軸與工作機之間聯(lián)接用的聯(lián)軸器因軸的轉速較低、傳遞轉矩較大，又因減速器與工作機常不在同一機座上，要求由較大的軸線偏移補償，應選用承載能力較高的剛性可移式聯(lián)軸器。查表得選用HL3型號的軸孔直徑為42的凸緣聯(lián)軸器，公稱轉矩Tn=630 N·m K=1.3 =9550=9550×=583.9N·m 選用HL3型彈性銷聯(lián)軸器，公稱尺寸轉矩=630，<。采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=38～44，選d=42，軸孔長度L=60 HL3型彈性套住聯(lián)軸器有關參數(shù) 型號 公稱 轉矩T/(N·m) 許用 轉速 n/（r·） 軸孔 直徑 d/mm 軸孔 長度 L/mm 外徑 D/mm 材料 軸孔 類型 鍵槽 類型 HL3 630 5000 42 60 160 HT200 J型 A型 第七章 減速器潤滑、密封 7.1 潤滑的選擇確定 7.1.1潤滑方式 1.齒輪V＜12 m/s，選用浸油潤滑,因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30～50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35～0.7m3。 2. 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，選用飛濺潤滑。這樣結構簡單，不宜流失，但為使?jié)櫥煽?要加設輸油溝。 7.1.2潤滑油牌號及用量 1.齒輪潤滑選用AN150全系統(tǒng)損耗油，最低～最高油面距10～20mm，需油量為1.2L左右 2.軸承潤滑選用AN150全系統(tǒng)損耗油 7.2密封的選擇與確定 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，由于選用的電動機為低速、常溫、常壓的電動機，則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 第八章 減速器附件的選擇確定 1、軸承端蓋： HT150 參看唐曾寶編著的《機械設計課程設計》（第二版）的表14－1 根據(jù)下列的公式對軸承端蓋進行計算： 　 d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3； D2=D0 +2.5d3； e=1.2d3； e1≥e；m由結構確定； D4=D -(10～15)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(2～4)mm；d1、b1由密封尺寸確定；b=5～10，h=(0.8～1)b 2、油面指示器：用來指示箱內油面的高度。 3、放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。 4、窺視孔和視孔蓋：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內注入潤滑油。 5、定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。 6、啟蓋螺釘：由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。 7、軸承蓋螺釘，軸承蓋旁連接螺栓，箱體與箱蓋連接螺栓：用作安裝連接用。 計 算 及 說 明 第九章 箱體主要結構尺寸計算 箱體用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成，箱體主要尺寸計算參看唐曾寶《機械設計課程設計》（第二版）表5－1 箱體結構尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 δ 10 機蓋壁厚 δ1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b 1 12 機座底凸緣厚度 b 2 12 地腳螺釘直徑 Df 16 地腳螺釘數(shù)目 N 6 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 10 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 8 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6 定位銷直徑 D 6 凸臺高度 h 箱體外壁至軸承座端面距離 l1 C1+C2+(5—8)=34 大齒輪頂圓與內機壁距離 △1 12 齒輪端面與內機壁距離 △2 12 機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 9， 9 軸承端蓋外徑（凸緣式） D2 101， 120 參 考 文 獻 [1] 唐增寶，何永然，劉安俊 主編. 機械設計課程設計，第二版.武漢:華中科技大學出版社,1999.3 [2] 汪信遠 主編.機械設計基礎，第三版.北京:高等教育出版社,2002.7 [3] 唐克中，朱同均 主編.畫法幾何及工程制圖，第三版. 北京:高等教育出版社,2002.8 [4] 徐灝主編.機械設計手冊.第2版. 北京：機械工業(yè)出版社，2001 [5] 楊可珍, 程光蘊, 李仲生主編. 機械設計基礎第五版.高等教育出版社（第五版）,2005 [6] 劉鴻文 主編.材料力學.第3版. 北京：機械工業(yè)出版社,1992 [7] 機械設計手冊編委會 主編.機械設計手冊.新版.北京：機械工業(yè)出版社，2004 [8] 殷玉楓 主編. 機械設計課程設計. 機械工業(yè)出版社 27