1、機械設計課程設計任務書一、 設計題目運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器。設計內容：根據給定的工況參數，選擇適當的電動機、選取聯軸器、設計V帶傳動、設計兩級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯軸器。二、 傳動簡圖 三、 原始數據運輸帶拉力F= 5300（N）運輸帶速度V=1.20（m/s）滾筒直徑D=600（mm）滾筒及運輸帶效率h=0.94。工作時，載荷有輕微沖擊。事內工作，水分和顆粒為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差<±4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時，試設計齒輪減速器

2、（兩級）。四、 設計工作量及要求每個同學獨立利用計算機繪制（使用autoCAD繪制）完成總裝圖一張（一號圖紙），高速軸、低速大齒輪和箱蓋零件圖各一張（二號或三號圖紙）、設計計算說明書一份。設計內容包括電機和聯軸器選用，軸承選用與校核，V帶、齒輪、軸、齒輪箱設計（包括V帶、軸、齒輪的校核）。具體內容參見機械設計課程設計一書1。參數請參考下列文獻：1 朱文堅、黃平：機械設計課程設計，廣州：華南理工大學出版社2 機械零件設計手冊，北京：冶金工業出版社3 機械零件設計手冊，北京：化學工業出版社課程設計（論文）評語： 課程設計（論文）總評成績： 課程設計（論文）答辯負責人簽字： 年 月 日 目錄一. 傳

3、動方案擬定5二. 電動機的選擇5三. 計算總傳動比及分配各級的傳動比6四. 運動參數及動力參數計算6五. 傳動零件的設計計算7六. 軸的設計計算14七. 滾動軸承的選擇及校核計算21八. 鍵聯接的選擇及計算22九. 課程設計小結23十. 參考文獻24計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定設計傳動圖如上圖所示第77組：運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，載荷有輕微沖擊，事內工作，水分和顆粒為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差<±4%。軸承使用壽命不小于15000小時。滾筒及運輸帶效率h=0.94。（2） 原始數據：

4、運輸帶拉力F=5300N；帶速V=1.20m/s；滾筒直徑D=600mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總效率：連軸器為彈性連軸器,I、II、III軸的軸承為圓錐滾子軸承,IV軸的軸承為深溝球軸承，齒輪為精度等級為7的閉式圓柱齒輪,帶傳動為V帶傳動.根據<機械設計課程設計>表2-3則有:總=帶×3滾子軸承×2齒輪×聯軸器×球軸承×滾筒=0.96×0.983×0.982×0.99×0.99×0.94=0.799(2)電機所

5、需的工作功率：取k=1.3P工作=kFV/1000總=1.3x5300×1.20/1000×0.799=10.35KW 查表16-1，16-2選取Y系列三相異步電動機Ped=11KW （3）確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.20/×600=38.20r/min按<機械設計課程設計>表2-4推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動高速級為斜齒，傳動比范圍I1=36，低速級為斜齒，取I2=36。取V帶傳動比I3=24，則總傳動比范圍為Ia=18144。故電動機轉速的可選范圍為nd=（

6、1896）×38.20=687.5465500.36r/min符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選n=1000r/min 。（4）確定電動機型號根據以上條件選電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，由表16-1選定電動機型號為Y160L-6。其主要性能：額定功率：11KW，滿載轉速970r/min，額定轉矩2.0。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/38.20=25.392、分配各級傳動比（1） 取V帶傳

7、動比i帶=2.50,根據表2-4(一下無特殊說明則表格皆為<機械設計課程設計>一書表格)兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比與低速級傳動比i1=3.55 i2=2.86四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）(0軸為電動機軸)n0=n電機=970r/minnI=n0/i帶=970/2.50=388.00(r/min)nII=nI/i齒輪1=388.00/3.55=109.30(r/min)nIII=nII/i齒輪2=109.30/2.86=38.22(r/min)2、 計算各軸的功率（KW）P0=Pd=10.35KWPI=P0×帶=10.35×0.9

8、6=9.94KWPII=PI×軸承×齒輪=9.94×0.98×0.98=9.55KWPIII=PII×軸承×齒輪=9.55×0.98×0.98=9.17KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×10.35/970=101.90N·mTI=9.55×106PI/nI=9.55×106×9.94/388.00=244.66N·mTII=9.55×106PII/nII=9.55&

9、#215;106×9.55/109.30=834.42N·mTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×9.17/38.22=2291.30N·m運動和動力參數的計算數值可以整理列表備查：電動機輸出I軸II軸III軸N（r/min）970388.00109.3038.22P（kW）10.359.949.559.17T（Nm）101.90N244.66834.422291.30五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 確定計算功率 Pca 由課本附表11.6得：kA=1.2Pca=KA PI=1.2&#

10、215;11=13.2KW（2） 選擇普通V帶截型根據Pca、nI，由教材的附圖11.1確定選用B型V帶。（3） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由教材附表11.4和附表11.7 得，選取小帶輪基準直徑為D1=160mm根據教材式（9.14），計算從動帶輪基準直徑D2 D2= D1i帶=160×2.50=400mm驗算帶速V：V=D1 nI /60×1000=×160×970/60×1000=8.13m/s <30m/s帶速合適。（4） 確定帶長和中心矩根據0.7(D1+ D2)a02(D1+ D2)0.7(160+400)a02×

11、(160+400)所以有：392mma01120mm初步確定中心矩a0=500mm由課本式（9.26）得：Ld=2a0+1.57(D1+ D2)+( D2- D1)2/4a0=2×500+1.57(160+400)+(400-160)2/（4×500）=1908.45mm根據課本附表11.3取Ld=2000mm根據課本式（9.17）計算實際中心矩a aa0+(Ld- Ld)/2=500+(2000-1908.45)/2=545.8mm(4)驗算小帶輪包角1=1800-( D2-D1)/a×600=1800-240/545.8×600=153.620>

12、;1200（適用）（5）確定帶的根數 由nI=970r/min、D1=160mm、i帶=2.50，根據課本附表11.5a和附表11.5b得P0=2.72KW，P0=0.3KW根據課本附表11.8得K=0.925根據課本附表11.9得KL=0.98由課本式（9.29）得Z= Pca/(P0+P0)KKL=4.82取Z=5根。(6)計算預緊力F0由課本附表11.2查得q=0.10kg/m，由式（9.30）得F0=500（Pca/VZ）（2.5/K-1）+qV2=500×（13.2/（5×8.13）×(2.5/0.925-1)+0.17×8.132N=287.

13、69N（7）計算作用在軸承的壓力Q由課本式（9.31）得Q=2ZF0sin（1/2）=2×5×287.69xsin（153.62°/2）=2801N2、齒輪傳動的設計計算1）高速級斜齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數A.大小齒輪都選用硬齒面。由附表6.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經調質后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。B.初選7級精度。(GB10095-88)C.選小齒輪齒數z1=22，大齒輪齒數z2=i1 z1=3.55x26=78.1，取z2=78。D.初選螺旋角為 =150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲

14、勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內的各計算值載荷系數K：試選Kt=1.5。小齒輪傳遞的轉矩TI=244660N·mm齒寬系數：由附表6.4選取=1。彈性影響系數ZE：由課本附表6.4查得ZE=189.8。節點區域系數ZH： ZH= 由得=20.646900=14.076100則ZH=2.425端面重合度：=30.627250=24.054970代入上式得=1.620接觸疲勞強度極限Hlim：由課本附圖6.6按硬齒面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa應力循

15、環次數N1=60n1jLh=60x388.00x1x(2x8x365x10)=1.360x109 N2= N1/i1=1.360x109/3.55=3.831x108接觸疲勞壽命系數KHN：由課本附圖6.4查得KHN1=0.90，KHN2=0.95。接觸疲勞許用應力H通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.90/1.0Mpa=900MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.95/1.0Mpa=950Mpa因（H1+ H2）/2=925Mpa <1.23H2,故取H=925 MpaB

16、.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=2×1.5×244660×(3.55+1)x0.49762/1/1.620/3.551/3mm=48.677mm(2)計算圓周速度v0.989m/s(3)計算齒寬與齒高比b/h：b/h10.12(4)計算載荷系數K：由v0.989m/s，查附圖6.1,K=1.07 由附表6.2查得=1.2,由附表6.2查得使用系數=1.25參考附表6.3中6級精度公式,估計>1.34=1.51取=1.51由附圖6.2查得徑向載荷分布系數=1.40載荷系數K=(5)按實際的載荷系數驗算

17、分度圓直徑=57.11mm模數：mn=cosxd1/Z1=57.11cos15°/22=2.51mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 (1) 確定公式中的參數1. 載荷系數KKa=1.2 KA=1.25 Kv=1.07 =1.40K=1.2x1.07x1.25x1.40=2.2472. 齒形系數YFa和應力修正系數YSa根據齒數Z1=22,Z2=78由表6-9相得YFa1=2.638 YSa1=1.584YFa2=2.207 YSa2=1.7772. 計算螺旋角影響系數y：軸面重合度 0.318 1.875取=1Y11x15°/120°0.8753.許用彎曲應力F根據課

18、本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由課本圖6-3查得：KNF1=0.85, KNF2=0.87Flim1=Flim2 =500MPa取SF1.44.計算兩輪的許用彎曲應力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=0.85×500/1.4Mpa=304MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =0.87x500/1.4Mpa=311Mpa5.確定YSTYNT/F：YST1YNT1/F10.01375；YST2YNT2/F20.01261；取大值。(2)計算齒輪模數：=1.989比較兩種強度校核結果，確定模數為mn34.幾何尺寸計算（1） 計算齒輪傳動的中心矩

19、aa=mn (Z1+Z2)/2cos=3*(22+78)/（2xcos15°）=155.3mm取a155mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.592550°°（3） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cos68.20mmd2mn*Z2/cos241.73mm（4） 計算齒輪齒寬：b168.20mm調整后取B269mm，B174mm2）低速級斜齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數A.大小齒輪都選用硬齒面。由附表6.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經調質后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。B.初選7級

20、精度。(GB10095-88)C.選小齒輪齒數z1=29，大齒輪齒數z2=i1 z1=2.86x29=82.9，取z2=83。D.初選螺旋角為 =150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內的各計算值載荷系數K：試選Kt=1.5。小齒輪傳遞的轉矩TII=834420N·mm齒寬系數：由附表6.4選取=1。彈性影響系數ZE：由課本附表6.4查得ZE=189.8。節點區域系數ZH： ZH= 由得=20.646900=14.0

21、76100則ZH=2.425端面重合度：=28.678350=23.867130代入上式得=1.653接觸疲勞強度極限Hlim：由課本附圖6.6按硬齒面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa應力循環次數N1=60n1jLh=60x109.30x1x(2x8x365x10)=3.830x108 N2= N1/i1=3.830x108/2.86=1.339x108接觸疲勞壽命系數KHN：由課本附圖6.4查得KHN1=0.96，KHN2=0.98。接觸疲勞許用應力H通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.96/1

22、.0Mpa=960MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.98/1.0Mpa=980Mpa因（H1+ H2）/2=970Mpa <1.23H2,故取H=970 MpaB.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=2×1.5×834420×(2.86+1)x0.47452/1/1.653/2.861/3mm=77.204mm(2)計算圓周速度v0.442m/s(3)計算齒寬與齒高比b/h：b/h13.34(4)計算載荷系數K：由v0.442m/s，查附圖6.1,K=1.02 由附表6.2

23、查得=1.2,由附表6.2查得使用系數=1.25參考附表6.3中6級精度公式,估計>1.34=1.51取=1.51由附圖6.2查得徑向載荷分布系數=1.37載荷系數K=(5)按實際的載荷系數驗算分度圓直徑=89.14mm模數：mn=cosxd1/Z1=89.14cos15°/29=2.97mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 (2) 確定公式中的參數3. 載荷系數KKa=1.2 KA=1.25 Kv=1.02 =1.37K=1.2x1.07x1.25x1.40=2.0962. 齒形系數YFa和應力修正系數YSa根據齒數Z1=22,Z2=78由表6-9相得YFa1=2.489 YSa1

24、=1.636YFa2=2.196 YSa2=1.7824. 計算螺旋角影響系數y：軸面重合度 0.318 2.471取=1Y11x15°/120°0.8753.許用彎曲應力F根據課本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由課本圖6-3查得：KNF1=0.87, KNF2=0.90Flim1=Flim2 =500MPa取SF1.44.計算兩輪的許用彎曲應力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=0.87×500/1.4Mpa=311MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =0.90x500/1.4Mpa=321Mpa5.確定YSTYNT/F

25、：YST1YNT1/F10.01309；YST2YNT2/F20.01219；取大值。(2)計算齒輪模數：=2.996比較兩種強度校核結果，確定模數為mn34.幾何尺寸計算（5） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=3*(29+83)/（2xcos15°）=173.9mm取a173mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=13.808647°°（7） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cos89.59mmd2mn*Z2/cos256.41mm（8） 計算齒輪齒寬：b189.59mm調整后取B289mm，B194mm六

26、. 軸的設計計算輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45號鋼，調質，硬度HBS230根據課本P235（10-2）式，并查表10-2，取A0=110d110 (9.94/388)1/3mm=32.43mm2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配考慮帶輪的結構要求及軸的剛度,取裝帶輪處軸徑=40mm,按軸的結構要求,取軸承處軸徑d=50mm（2）確定軸各段直徑和長度初選圓錐滾子軸承30210,T=21.75mm,A=20mm整個軸的設計結構尺寸簡圖見下圖:(3) 按彎矩合成應力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 Ft12*T1d17175N徑向力

27、 Fr1Ft1*tan（an）cos2699N 軸向力 Fa1Ft1tan=1868N帶傳動作用在軸上的壓力為Q2801N計算支反力：水平面 RBH=1921N RAH=Ft1-RAH=5254N垂直面因為MB=0,RBV- RBV =4909N因為F=0， RBV=-RAV+Q+Fr1=591N4.作彎矩圖水平面彎矩：MCH=-308.673N.m垂直面彎矩：MBV=365.731N.mMCV1=-34.721N.mMCV2=28.978N.m合成彎矩：MB=365.731N.mMC1=MCH2+MCV12=310.620N.mMC2=MCH2+MCV22=310.030N.m5.扭矩計算：

28、 T=244.660N.m6.當扭轉剪切應力為脈動循環變應力時，取系數0.6計算彎矩為： MCAD=MD2+(T)2=146.796N.m MCAB=MA2+(T)2=394.091N.m MCAC1=MC12+(T)2=343.561N.m MCAC2=MC22+(T)2=343.027N.m7.按彎矩合成應力校核軸的強度由于軸材料選擇45號鋼，調質處理，查表得B=650MPa,-1=60MPa，t=30MPa由計算彎矩圖可見,c1剖面的計算彎矩最大,該處的計算應力為:caB=McaD/0.1dD3=22.9<-1,故安全。D剖面的軸徑最小,該處得計算應力為:caD = McaB/0.

29、1dD3=31.5MPa<-1,故安全。中間軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度230HBS根據課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d48.73mm2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配按軸的結構要求,取軸承處軸徑d=55mm,軸承處為最小直徑處.用鍵連接高速軸大齒輪.（2）確定軸各段直徑和長度初選圓錐滾子軸承30211,T=22.75mm,a=21mm整個軸的設計結構尺寸簡圖見下圖:(4) 按彎矩合成應力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 齒輪的受力分析圓周力 徑向力 FrcFt1*tan（an）cos6982N 5. 計

30、算支反力 水平面內: 得 垂直面內 5.作彎矩圖 水平面內 垂直面 合成彎矩: 6.作轉矩圖 7.作計算彎矩圖 當扭轉剪應力為脈動循環變應力時,取系數=0.6660101N.mm777426N.mmN.mm111230N.mm353856N.mm8.按彎矩合成力校核軸強度 軸的材料為45鋼,調質,查表得拉伸強度極限,對稱循環變應力時的許用應力b=60MPa由計算彎矩可見,C剖面的計算彎矩最大,該處的計算應力為: <b 安全<b 安全低速軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度230HBS根據課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d68.35mm2、軸的結

31、構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配按軸的結構要求,取軸承處軸徑d=70mm,軸承處為最小直徑處.用鍵連接高速軸大齒輪.（2）確定軸各段直徑和長度初選圓錐滾子軸承33015,d=75mm,T=31mm，a=22.5整個軸的設計結構尺寸簡圖見下圖:(5) 按彎矩合成應力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 齒輪的受力分析圓周力 徑向力 軸向力 Fa =4578N 6. 計算支反力 水平面內: 得 垂直面內 5.作彎矩圖 水平面內 垂直面 合成彎矩: 6.作轉矩圖 7.作計算彎矩圖 當扭轉剪應力為脈動循環變應力時,取系數=0.6N.mm1859551N.mm8.按彎矩合成力校核

32、軸強度 軸的材料為45鋼,調質,查表得拉伸強度極限,對稱循環變應力時的許用應力b=60MPa由計算彎矩可見,C剖面的計算彎矩最大,該處的計算應力為: <b 安全.<b 安全七、滾動軸承的選擇及校核計算1. 高速軸：選用型號為30210的圓錐滾子軸承，其基本參數如下：軸承型號dDTaCr30210509021.752072.2對于左軸承，P13132.85N;對于右軸承，P2=3470.48N。Lh325000h>15000h，故合格2. 中間軸：選用型號為30211的圓錐滾子軸承，其基本參數如下：軸承型號dDTaCr302115510022.752186.5對于左軸承，P18

33、600N;對于右軸承，P2=5890N。Lh31344h>15000h，故合格3. 低速軸：選用型號為33015圓錐滾子軸承，其基本參數如下：軸承型號dDTaCr6214751303122.5137對于左軸承，P16231N;對于右軸承，P2=6271N。Lh695050h>15000h，故合格八.鍵校核1. 高速軸：帶輪處選用A型鍵，參數如下：鍵型號bhLC8*63GB/T1096-1979128100 p=5060,鍵的工作長度lL-b88mm；kh/24mm p34.75MPa<p,安全。2. 中間軸：選用A型鍵，參數如下：鍵型號bhL16*53GB/T1096-197

34、9181156采用雙鍵 p=100120,鍵的工作長度lL-b38mm；kh/25.5mm p88.72MPa<p,安全。3. 低速軸：齒輪處選用A型鍵，參數如下：鍵型號bhL22*87GB/T1096-1979221480 p=100130,鍵的工作長度lL-b58mm；kh/27mm,采用雙鍵,則有 p88.53MPa<p,安全。聯軸器選用A型鍵，參數如下：鍵型號bhL20*100GB/T1096-19792012100采用雙鍵 p=100130,鍵的工作長度lL-b80mm；kh/26mm p77.94MPa<p,安全。九.聯軸器的選定聯軸器的計算轉矩：TcaKAT28

35、91Nm故選用ZL5彈性柱銷齒式聯軸器，其參數如下：聯軸器型號dLnTZL57510740004000十.減速器的潤滑v1=0.989m/s;v2=0.442m/s因為v <12m/s,所以齒輪采用油潤滑，選用L-AN68全損耗系統用油（GB443-1989），大齒輪浸入油中的深度約為12個齒高，且不少于10mm。對于軸承，因為v1<2m/s，故可以用脂潤滑.由表14.2選用鈣基潤滑脂L-XAAMHA2(GB491-1987),只需填充軸承空間的1/31/2,并在軸承內側設檔油環,使油池中的油不能進入軸承以致稀釋潤滑脂.F=5300NV=1.20m/sD=600mm總=0

36、.799P工作=10.35KWPed=11KW電動機同步轉速：n =1000r/min電動機型號Y160L-6Ped=11KWnd=970r/mini總=25.39V帶傳動比：i帶=2.50i1=3.55i2=2.86n0 =970r/minnI=388.00r/minnII=109.30r/minnIII=38.22(r/min)P0=10.35KWPI=9.94KWPII=9.55KWPIII=9.17KWT0=101.90N·mTI=244.66N·mTII=834.42N·mTIII=2291.30N·m小帶輪基準直徑為D1=160mm從動帶輪基準直徑D2D2 =400mm帶速V：V=8.13m/s392mma0112