1、目 錄第一章 總論- 2 -一、機械設計課程設計的內容- 2 -二、設計任務- 2 -三、設計要求- 3 -第二章 機械傳動裝置總體設計- 3 -一、電動機的選擇- 4 -二、傳動比及其分配- 4 -三、校核轉速- 5 -四、傳動裝置各參數的計算- 5 -第三章 傳動零件蝸桿蝸輪傳動的設計計算- 5 -一、蝸輪蝸桿材料及類型選擇- 6 -二、設計計算- 6 -第四章 軸的結構設計及計算- 10 -一、安裝蝸輪的軸設計計算- 10 -二、蝸桿軸設計計算- 15 -第五章 滾動軸承計算- 17 -一、安裝蝸輪的軸的軸承計算- 18 -二、蝸桿軸軸承的校核- 18 -第六章 鍵的選擇計算- 19 -

2、第七章 聯軸器- 20 -第八章 潤滑及密封說明- 20 -第九章 拆裝和調整的說明- 20 -第十章 減速箱體的附件說明- 20 -課程設計小結- 21 -參考文獻- 22 -第一章 總論一、機械設計課程設計的內容 機械設計課程設計包括以下內容：1.傳動方案的分析與選擇；2.電動機的選擇與運動參數的計算；3.傳動件設計；4.軸的設計；5.軸承及其組合部件設計；6.鍵和聯軸器的選擇及其校核；7.箱體，潤滑機器和附件設計；8.裝配圖的設計及繪制；9.零件圖的設計及繪制；10.編寫設計說明書。二、設計任務1、設計題目設計用于帶速傳輸機的傳動裝置。2、工作原理及已知條件工作原理:工作傳動裝置如下圖所

3、示：1-電動機 2、4-聯軸器 3-一級蝸輪蝸桿減速器 5-傳動滾筒 6-輸送帶3、設計數據：運輸帶工作拉力F=3200N運輸帶工作速度v=0.85m/s卷筒直徑D=410mm工作條件：運輸機使用期5年、兩班制工作、單向運轉、工作平穩、運輸帶速度允許誤差±5%、減速器由一般規模廠中小批量生產。4、傳動裝置方案：蝸輪蝸桿傳動三、設計要求1、設計說明書 1份【70009000字,按標準格式書寫（電子版）】2、減速器裝配圖草圖 1張【A1圖，手工繪圖,坐標紙】3、減速器裝配圖 1張【A1圖，電腦繪圖】4、任一軸零件圖 1張【A3圖，手工繪圖】5、任一齒輪零件圖 1張【A3圖，手工繪圖】第二

4、章 機械傳動裝置總體設計機械傳動裝置總體設計的主要任務是分析研究和擬定傳動方案、電動機的選擇、傳動比的分配及計算、傳動裝置的運動參數及動力參數計算，為后續的傳動設計和裝配圖繪制提供依據。一、電動機的選擇根據工作機的負荷、特性和工作環境，選擇電動機的類型、結構形式和轉速，計算電動機功率，最后確定電動機型號。1、選擇電動機的類型按工作要求和條件選取Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動機。2、選擇電動機容量（1）工作機各傳動部件的傳動效率及總效率其中彈性聯軸器的傳動效率=0.99；單線蝸桿與蝸輪的傳動效率=0.75；運輸機驅動軸一對滾動軸承的效率 =0.99；凸緣聯軸器的傳動效率=0.99所

5、以減速機構的總效率=0.99×0.75×0.992×0.99=0.7203（2）選擇電動機的功率所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數低而造成電能浪費。帶式運輸機所需的功率:Pw=F·v1000 w=3200×0.851000×1=2.72kW（其中w為工作機傳動效率且w =1）；初步估計電動機額定功率P：所需電機輸出的功率Pd= Pw / =2.72/0.72=3.78kW；查機械設計課程設計

6、表2.1，選取Y112M-4電動機,主要參數如下：額定功率P=4kw滿載轉速nm=1440 r/min電機軸伸出端直徑：28mm伸出端安裝長度：60mm二、傳動比及其分配1、查機械設計書中得各級齒輪傳動比如下：；理論總傳動比：；運輸機驅動滾筒轉速nw=39.62r/min；根據初選電機轉速nm=1440 r/min，計算總傳動比i=nm/nw=1440/39.62=36.35。由工作原理圖可知該傳動裝置為蝸輪蝸桿單級傳動，即總傳動比就等于蝸輪蝸桿傳動比。2、查機械設計表11-1，取蝸桿頭數z1=1,蝸輪齒數z2=36，則實際總傳動比i=36。三、校核轉速滾筒的實際轉速nw= nm/i =144

7、0/36=40。轉速誤差nw= =0.97%<5%，符合要求。四、傳動裝置各參數的計算1、各軸功率計算蝸桿輸入功率：P1=P=4×0.99=3.96kW蝸輪輸出功率：P2= P1= P=2.97kW滾筒軸的傳遞功率：P3= P2=2.97×0.99×0.99=2.91kW2、各軸轉速計算由于蝸桿是通過聯軸器與電機伸出軸連接在一起，故蝸桿轉速等于電機轉速即n1=nm=1440 r/min；渦輪軸的轉速n2=n1/i=1440/36=40 r/min;滾筒軸轉速n3=n2=40 r/min。3、各軸轉矩計算蝸桿傳遞的轉矩T1=9550×P1/n1=26

8、.26 N·m蝸輪軸傳遞的轉矩T2=9550×P2/n2=709.09 N·m滾筒軸傳遞的轉矩T3=9550×P3/n3=694.76 N·m第三章 傳動零件蝸桿蝸輪傳動的設計計算傳動裝置中傳動零件的參數、尺寸和結構，對其他零部、件的設計起決定性的作用，因此，應首先設計計算傳動零件。當減速器有傳動件時，應先設計減速器外的傳動零件。一、蝸輪蝸桿材料及類型選擇1、選擇蝸桿傳動類型根據GB/T10085-1988的推薦，選用漸開線蝸桿(ZI)。2、選擇材料考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用45剛；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒

9、面要求淬火，硬度為4555HRC；蝸輪選用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）,砂模鑄造；為了節約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵（HT100）制造。二、設計計算1、按齒面接觸強度設計根據閉式蝸桿蝸輪的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行計算，再校核齒根彎曲疲勞強度。由機械設計根據式子：m2dKT2（1）確定載荷系數 因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數=1，由機械設計表11-5選取使用系數=1，由于轉速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數=1.1，則 K=1×1.05×11.1（2）確定彈性影響系數因為選用的是錫磷青銅（ZCuSn10P1）的蝸輪和45剛蝸桿

10、相配，故（3）確定許用接觸應力H根據蝸輪材料為錫磷青銅（ZCuSn10P1），金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從機械設計表11-7查得蝸輪的基本許用應力 =268 MPa。應力循環次數N=60=60×1×40×（16×5×365）=7.008×，壽命系數 =0.784 ，則=0.784268=210.1 MPa（4）計算m2d由于z2=36，T2=709.09 N·m=709.09×103 N·mm，故m2dKT2=1.1×709.09×103×=3144.33 m

11、m3因z1=1，故從機械設計表11-2中查取模數m=6.3 mm,蝸桿分度圓直徑d1=112mm。 2、蝸桿與蝸輪主要參數與幾何尺寸(1)中心距 a= =169.4(2)蝸桿：軸向齒距Pa=m=3.14×6.3=19.78 mm；直徑系數q=17.78；齒頂圓直徑=d1+2ha1=d1+2ha*m=112+2×1×6.3=124.6 mm；齒根圓直徑=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)=112-2（1×6.3+1.6）=47.88mm；分度圓導程角=arctan=3.22°（右旋）；軸向齒厚sa=m=9.89 mm。(3)蝸輪：蝸輪齒數：

12、=36；變位系數=0；螺旋角：30.96°（右旋）蝸輪分度圓直徑：=226.8 mm；蝸輪喉圓直徑：=+=239.4 mm；蝸輪齒根圓直徑：=+=211 mm；蝸輪咽喉母圓半徑：=a-=169.4-×239.4=49.7 mm；蝸輪輪緣寬度：B=(0.670.7)=(83.4887.22)mm,取B=85 mm。3、校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數=36.173根據=0，=36.173，從機械設計圖11-17中可查得齒形系數2.44螺旋系數=0.977許用彎曲應力 =從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56 MPa壽命系數 =560.624=34

13、.92 MPa所以=56 MPa即<,彎曲強度校核滿足要求。4、驗算效率已知=3.22°，=，與相對滑移速度有關， m/s從機械設計表11-18中用插值法查得=0.0175，=1°代入上式得(0.72390.732)大于原估計值0.7203，因此不用重算,且進一步驗證了電機選擇的合理性。5、精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所涉及的蝸桿傳動是動力傳動，屬于機械減速器。從GB/10089-1988中，蝸輪圓周速度=n2d2/60=0.47 m/s<1.5 m/s，故查課程設計表3.66選取蝸輪、蝸桿為9級精度，側隙種類為f,標注為9f GB/10089-1988

14、。蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造貼心采用H7/r6配合。查課程設計表3.80得蝸輪、蝸桿表面粗糙度如下：齒面頂圓蝸桿6.3, 3.26.3, 3.2蝸輪6.3, 3.212.5， 6.3查課程設計表3.69得：蝸桿軸向齒距極限偏差fpx=±25m；蝸桿軸向齒距累積公差fpxl=48m；蝸桿齒形公差ff1=45m；查課程設計表3.70得：蝸桿齒槽徑向跳動公差fr=40m；查課程設計表3.70得：蝸輪齒距極限偏差fpt=40m；蝸輪齒形公差ff2=36m。6、熱平衡計算(1)估算散熱面積SS=(2)驗算油的工作溫度室溫，通常取。散熱系數=8.1517.45：取=17.

15、5 W/(·)；嚙合效率；軸承效率0.980.99，取軸承效率 2=0.99；攪油效率0.940.99，攪油效率3=0.98；=1×2×3=0.88×0.99×0.98=0.8556.7780油溫未超過限度7、主要設計結論蝸桿蝸輪分度圓直徑(mm)d1=112d2=226.8齒頂圓直徑(mm)da1=124.6da2=239.4齒根圓直徑(mm)df1=96.2df2=211頭數(齒數)z1=1z2=36中心距(mm)a=169.4齒頂高(mm)ha=6.3齒根高(mm)hf=7.9全齒高(mm)h=14.2齒形角=20°模數(mm)

16、m=6.3齒寬(mm)b1101.38B2=85蝸輪蝸桿均為9級精度、右旋，蝸桿直徑系數q=17.78，蝸輪變位系數X2=0。第四章 軸的結構設計及計算軸是非標準零件，它沒有固定的、一層不變的結構形式。軸的結構設計就是根據具體的工作條件，確定出軸的合理結構和結構尺寸。一、安裝蝸輪的軸設計計算1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45剛，調質處理。根據機械設計式15-3，取A。=110，于是得。由于軸上要有鍵槽，故取=50mm,查課程設計表6.8，選聯軸器型號為HL4的彈性聯軸器，孔直徑D=50，軸孔長l=84mm。2、求作用在蝸輪上的力已知蝸輪的分度圓直徑為=226.8mm，所以得=，。3、蝸

17、輪軸的設計蝸輪軸草圖 確定各段直徑和長度為滿足半聯軸器的軸向定位要求，-安裝聯軸器，其左端要制成一軸肩，-段安裝軸承端蓋，采用氈油封，故-段直徑為d1=50mm，l1應比軸孔長l=84mm略短一些，故取l1=82mm，-段直徑為d2=58mm。初選滾子軸承，因軸承同時承受徑向和軸向的力作用，故選圓錐滾子軸承，從課程設計表5.12中選軸承30312，其基本尺寸d×D×T=60mm×130mm×33.5mm，故d3=d7=60mm，而l7=33.5mm。左端滾子軸承采用軸肩進行軸向定位，查表5.12得h=72-60=12mm，因此d6=72mm。軸承端蓋總寬

18、度為16mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋與半聯軸器左端面的距離為L=30mm，故l2=16+30=46mm。取安裝蝸輪處的軸段IV-V的直徑d4=65mm，蝸輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位，為使套筒端面可靠的壓緊蝸輪，則此段長度應略短于蝸輪寬度，故取l4=81mm，蝸輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1) d4，則取d5=75mm，寬度b1.4h，則l5=10mm。取蝸輪距箱體為a=25mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離s，取s=8mm，軸承寬度T=33.5mm，則l6=25+8-10=23mm，l3=T+s+a

19、+(85-81)=70.5mm。I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VI-直徑d7=60d6=72d5=75d4=65d3= 60d2=58d1=50長度l7=33.5l6=23l5=10l4=81l3=70.5l2=46l1=82軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，蝸輪與軸選用A型普通平鍵聯接，鍵的型號為b*h=18*11 GB1096-79,鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長為60mm；同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為；聯軸器與軸采用A型普通平鍵聯接，鍵的型號為b*h=14*9 GB1096-79，鍵長為70mm；軸與軸承內圈配合軸徑選用H7/m6的配合

20、。為保證30312軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1.5mm。其他軸肩圓角半徑分別由具體軸徑而定。根據標準軸的左端倒角均為2*45°，右端倒角均為1.6*45°。求軸上的載荷根據結構圖做出計算簡圖，簡支梁L=l3+l4+l5+l6+l7-2×26.5=165mm。分別對B、D在水平面和垂直面求彎矩和，=可得到如下結果：載荷水平面H垂直面V支反力(N)FNH1=3050.7 FNH2=3202.3NFNV1=1110.6 FNV2=1165.8彎矩(N.mm)MH=257785MV1=93845.7 MV2=26032.5扭矩(N

21、.mm)=274336 M2=259096總彎矩(N.mm)T3=694763由計算可以作出如下彎矩圖和扭矩圖從軸的結構圖及彎扭圖可知C為危險截面，故只需對C截面進行校核，查機械設計表15-1和15-4，=18.17強度夠精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面、只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以它們均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈處配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，中心截面上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度

22、校核。中心截面上雖然應力集中最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右即可。截面左側：抗扭截面系數彎矩M=M1×=142849.5 N.mm扭矩=694763 N.m彎曲應力=6.6 MPa扭轉切應力=16.1 MPa軸的材料為45鋼，調質處理查機械設計表15-1得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機械設計附表3-2查取，因，查機械設計附表3-2得,又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數， 故有效應力集中系數由附圖3-2尺寸系數， 附圖3-

23、4 軸未經表面強化處理 又由附表3-1與表3-2的碳鋼的特性系數取； ， 計算安全系數=5.59S1.5故該軸在截面左側強度是足夠的同理算得截面右側7.53S1.5也安全二、蝸桿軸設計計算蝸桿上的功率P1=3.69kW，轉速n1=1440r/min，轉矩分T1=26260N.mm。1、按扭矩初算軸最小直徑選用45鋼調值，硬度為查機械設計表15-3，取2、求蝸桿的受力3、軸的結構設計 確定各軸段的直徑和長度由于蝸桿嚙合段的直徑已在蝸桿設計時確定，為避免軸直徑變化過大，現在以蝸桿直徑為準確定該軸其他部分的直徑大小，而各段的長度則是根據確定渦輪軸的方法來確定的。由于電機伸出端直徑為28mm，查表6.

24、6選取YL5型凸緣聯軸器，軸孔長度l=62mm,故取d1=28mm，l1=58mm。-安裝端蓋，d2起固定作用，定位軸肩高度可在(0.070.1) d1范圍即取d2=33mm，軸承端蓋的總寬度為16mm，根據端蓋便于裝拆及添加潤滑脂，取其間間隙為30mm，則l2=30+16=46mm。-段安裝軸承，從表5.12中選取軸承30307，其基本尺寸為d×D×T=35×80×22.75，故取d3=d7=35mm，l3=l7=22.75mm，可取d4=d6=d3+(0.070.1)d3=38mm；為使蝸桿蝸輪正確嚙合，可取l4略短于蝸輪寬度，可取l4=l6=80m

25、m。d5為蝸桿齒頂圓直徑，d5=da1=124.6mm，l5為蝸桿軸向齒寬，l5=b101.38,取l5=105mm。I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VI-直徑d1=28d2=33d3=35d4=38d5=124.6d6=38d7=35長度l1=58l2=46l3=22.75l4=80l5=105l6=80l7=22.75求軸上的載荷并校核根據結構簡圖，簡支梁跨距l=l3+l4+l5+l6+l7-2×16.8=276.9mm，FNH1=FNH2=3126.5 N MH=432864 N.mmFNV1=FNV2=1138.2 N MV1=26133.5 N.mm MV2=9

26、2648.6 N.mm=433652 N.mm =442668 N.mm T=T1=26260 N.mm 可知，截面C為危險截面，故只需校核C截面，查機械設計表15-1和15-4，可得，=16.19強度夠。第五章 滾動軸承計算在機械設計中，對于滾動軸承，主要是正確選擇其類型、尺寸（型號）和合理進行軸與軸承的組合設計。在選定滾動軸承的類型、尺寸（型號），應綜合考慮軸承的固定，軸承的組合定位，間隙的調整，軸承座圈與其他零件的配合，軸承的裝拆和潤滑、密封等問題，正確設計軸承部件的組合結構，以保證軸系的正常工作。而在設計軸時已初選軸承為滾子軸承，現只需計算校核。一、安裝蝸輪的軸的軸承計算在設計軸時初選

27、圓錐滾子軸承30312，e=0.35，Y=1.7，徑向力： FrA=3247 N FrB=3408 N派生力： FdB =1002 N FdA =955 N外載軸向力：Fa=468.93 N軸向力：FaA=FdB+Fa2=1424 N FaB=FdB=1002 N當量載荷：由于=0.43>e =0.29<e，所以XA=0.4，YA=1.7，XB=1，YB=0由于為一般載荷，則fp=1.2，故當量載荷為：PA=fp(XAFrA+YAFaA)=4463.5 NPB=fp(XBFrB+YBFaB)=4089.6 N而Cr=170 kN，故軸承壽命 Lp=7756.02×104

28、h>292000 h因此選用該軸承沒問題。二、蝸桿軸軸承的校核設計軸時，兩端均初選軸承30307，e=0.31，Y=1.9徑向力： FrA=3327 N FrB=3327 N派生力： FdB=875.53 N FdA=875.53 N軸向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 N FaB=FdB=875.53 N當量載荷：由于=0.37>e，所以X=0.4，Y=1.9由于為一般載荷，則fp=1.2，故當量載荷為：PA=fp(XFrA+YFaA)=17808.9 N而Cr=75.2 kN，故軸承壽命 Lp=1405.6×103 h>292000 h因此選用該軸承也沒

29、問題。第六章 鍵的選擇計算對于鍵連接，首先選擇鍵的類型，決定鍵和鍵槽的剖面尺寸，然后校核鍵連接的強度。在設計軸時已初選軸承為滾子軸承，現只需計算校核。1、輸入軸與電動機軸采用平鍵連接根據軸徑d1=28mm，l1=58，可選用A型平鍵，由機械設計表6-1得：b×h×L=8×7×44，即：鍵7×44GB/T1096-2003。鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查的許用應力p=100120MPa，取其平均值110MPa。鍵的工作長度：l=L-b=44-8=32mm，鍵與聯軸器接觸高度k=0.5h=3.5mm，則p=15.63 MPa<p所以

30、此鍵強度符合設計要求2、輸出軸與聯軸器連接采用平鍵連接根據軸徑d1=50mm，l1=82，可選用A型平鍵，得：b×h×L=14×9×70即：鍵9×70GB/T1096-2003。鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，鍵的工作長度：l=L-b=70-14=56mm，鍵與聯軸器接觸高度k=0.5h=4.5，則：p=96.25 MPa<p 所以此鍵強度符合設計要求。3、輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接根據軸徑d4=65，l4=81，可選用A型平鍵，得：b×h×L=18×11×60，即：鍵11×60GB/T109

31、6-2003，鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，鍵的工作長度：l=L-b=60-18=42mm，鍵與聯軸器接觸高度k=0.5h=5.5，則：p=94.45 MPa<p所以此鍵強度符合設計要求。第七章 聯軸器常用的聯軸器已經標準化或規范化，在機械設計中，主要是根據使用條件及所傳遞扭矩大小來選擇其類型和尺寸。在軸的設計當中，已經選擇了聯軸器，輸出軸選用HL4型彈性聯軸器，d=50mm，l=80mm；輸入軸上的聯軸器選用YL5型凸緣聯軸器，d=28mm，l=62mm。第八章 潤滑及密封說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉速v<1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。在試運轉過程中，所有聯接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。第九章 拆裝和調整的說明在安裝調整滾動軸