/設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。工作條件：雙班工作.有輕微振動.小批量生產.單向傳動.使用5年.運輸帶允許誤差5%。知條件：運輸帶卷筒轉速.減速箱輸出軸功率馬力.傳動裝置總體設計：1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布.故沿軸向載荷分布不均勻.要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高.傳動功率大.將V帶設置在高速級。其傳動方案如下：選擇電機計算電機所需功率：查手冊第3頁表1-7：－帶傳動效率：0.96－每對軸承傳動效率：0.99－圓柱齒輪的傳動效率：0.96－聯軸器的傳動效率：0.993—卷筒的傳動效率：0.96說明：－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：2確定電機轉速：查指導書第7頁表1：取V帶傳動比i=24二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840所以電動機轉速的可選范圍是：符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號.因此有4種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率同步轉速r/min額定轉速r/min重量總傳動比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.793Y132M1-64KW100096073Kg50.534Y160M1-84KW750720118Kg37.89綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比.可見第3種方案比較合適.因此選用電動機型號為Y132M1-6.其主要參數如下：額定功率kW滿載轉速同步轉速質量ADEFGHLAB496010007321638801033132515280四確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：分配傳動比：取則取經計算注：為帶輪傳動比.為高速級傳動比.為低速級傳動比。五計算傳動裝置的運動和動力參數：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——依次為電機與軸1.軸1與軸2.軸2與軸3.軸3與軸4之間的傳動效率。各軸轉速：2各軸輸入功率：3各軸輸入轉矩：運動和動力參數結果如下表：軸名功率PKW轉矩TNm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.6736.59601軸3.523.48106.9105.8314.862軸3.213.18470.3465.6683軸3.053.021591.51559.619.14軸32.971575.61512.619.1六設計V帶和帶輪：1.設計V帶①確定V帶型號查課本表13-6得：則根據=4.4,=960r/min,由課本圖13-5.選擇A型V帶.取。查課本第206頁表13-7取。為帶傳動的滑動率。②驗算帶速：帶速在范圍內.合適。③取V帶基準長度和中心距a：初步選取中心距a：.取。由課本第195頁式〔13-2得：查課本第202頁表13-2取。由課本第206頁式13-6計算實際中心距：。④驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：。⑤求V帶根數Z：由課本第204頁式13-15得：查課本第203頁表13-3由內插值法得。EF=0.1=1.37+0.1=1.38EF=0.08查課本第202頁表13-2得。查課本第204頁表13-5由內插值法得。=163.0EF=0.009=0.95+0.009=0.959則取根。⑥求作用在帶輪軸上的壓力：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m.故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力：。七齒輪的設計：1高速級大小齒輪的設計：①材料：高速級小齒輪選用鋼調質.齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用鋼正火.齒面硬度為220HBS。②查課本第166頁表11-7得：。查課本第165頁表11-4得：。故。查課本第168頁表11-10C圖得：。故。③按齒面接觸強度設計：9級精度制造.查課本第164頁表11-3得：載荷系數.取齒寬系數計算中心距：由課本第165頁式11-5得：考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取則取實際傳動比：傳動比誤差：。齒寬：取高速級大齒輪：高速級小齒輪：④驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：按最小齒寬計算：所以安全。⑤齒輪的圓周速度：查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。2低速級大小齒輪的設計：①材料：低速級小齒輪選用鋼調質.齒面硬度為250HBS。低速級大齒輪選用鋼正火.齒面硬度為220HBS。②查課本第166頁表11-7得：。查課本第165頁表11-4得：。故。查課本第168頁表11-10C圖得：。故。③按齒面接觸強度設計：9級精度制造.查課本第164頁表11-3得：載荷系數.取齒寬系數計算中心距：由課本第165頁式11-5得：取則取計算傳動比誤差：合適齒寬：則取低速級大齒輪：低速級小齒輪：④驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：按最小齒寬計算：安全。⑤齒輪的圓周速度：查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。八減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座厚度10箱蓋厚度9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數目查手冊6軸承旁聯結螺栓直徑M12蓋與座聯結螺栓直徑=〔0.50.6M10軸承端蓋螺釘直徑=〔0.40.510視孔蓋螺釘直徑=〔0.30.48定位銷直徑=〔0.70.88..至外箱壁的距離查手冊表11—2342218.至凸緣邊緣距離查手冊表11—22816外箱壁至軸承端面距離=++〔51050大齒輪頂圓與內箱壁距離>1.215齒輪端面與內箱壁距離>10箱蓋.箱座肋厚98.5軸承端蓋外徑+〔55.5120〔1軸125〔2軸150〔3軸軸承旁聯結螺栓距離120〔1軸125〔2軸150〔3軸九軸的設計：1高速軸設計：①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取C=100。②各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得：又因為裝小帶輪的電動機軸徑.又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪.且所以查手冊第9頁表1-16取。L1=1.75d1-3=60。因為大帶輪要靠軸肩定位.且還要配合密封圈.所以查手冊85頁表7-12取.L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。段裝配軸承且.所以查手冊62頁表6-1取。選用6009軸承。L3=B++2=16+10+2=28。段主要是定位軸承.取。L4根據箱體內壁線確定后在確定。裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸：查手冊51頁表4-1得：得：e=5.9＜6.25。段裝配軸承所以L6=L3=28。校核該軸和軸承：L1=73L2=211L3=96作用在齒輪上的圓周力為：徑向力為作用在軸1帶輪上的外力：求垂直面的支反力：求垂直彎矩.并繪制垂直彎矩圖：求水平面的支承力：由得NN求并繪制水平面彎矩圖：求F在支點產生的反力：求并繪制F力產生的彎矩圖：F在a處產生的彎矩：求合成彎矩圖：考慮最不利的情況.把與直接相加。求危險截面當量彎矩：從圖可見.m-m處截面最危險.其當量彎矩為：〔取折合系數計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調質.查課本225頁表14-1得.查課本231頁表14-3得許用彎曲應力.則：因為.所以該軸是安全的。3軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核.由于軸承主要承受徑向載荷的作用.所以.查課本259頁表16-9.10取取按最不利考慮.則有：則因此所該軸承符合要求。4彎矩及軸的受力分析圖如下：5鍵的設計與校核:根據.確定V帶輪選鑄鐵HT200.參考教材表10-9,由于在范圍內.故軸段上采用鍵：,采用A型普通鍵:鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取=50得查課本155頁表10-10所選鍵為：中間軸的設計：①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取C=100。②根據課本第230頁式14-2得：段要裝配軸承.所以查手冊第9頁表1-16取.查手冊62頁表6-1選用6208軸承.L1=B+++=18+10+10+2=40。裝配低速級小齒輪.且取.L2=128.因為要比齒輪孔長度少。段主要是定位高速級大齒輪.所以取.L3==10。裝配高速級大齒輪.取L4=84-2=82。段要裝配軸承.所以查手冊第9頁表1-16取.查手冊62頁表6-1選用6208軸承.L1=B+++3+=18+10+10+2=43。③校核該軸和軸承：L1=74L2=117L3=94作用在2、3齒輪上的圓周力：N徑向力：求垂直面的支反力計算垂直彎矩：求水平面的支承力：計算、繪制水平面彎矩圖：求合成彎矩圖.按最不利情況考慮：求危險截面當量彎矩：從圖可見.m-m,n-n處截面最危險.其當量彎矩為：〔取折合系數計算危險截面處軸的直徑：n-n截面:m-m截面:由于.所以該軸是安全的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核.由于軸承主要承受徑向載荷的作用.所以.查課本259頁表16-9.10取取則.軸承使用壽命在年范圍內.因此所該軸承符合要求。④彎矩及軸的受力分析圖如下：⑤鍵的設計與校核：已知參考教材表10-11.由于所以取因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得L=128-18=110取鍵長為110.L=82-12=70取鍵長為70根據擠壓強度條件.鍵的校核為：所以所選鍵為:從動軸的設計：⑴確定各軸段直徑①計算最小軸段直徑。因為軸主要承受轉矩作用.所以按扭轉強度計算.由式14-2得：考慮到該軸段上開有鍵槽.因此取查手冊9頁表1-16圓整成標準值.?、跒槭孤撦S器軸向定位.在外伸端設置軸肩.則第二段軸徑。查手冊85頁表7-2.此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值.因此取。③設計軸段.為使軸承裝拆方便.查手冊62頁.表6-1.取.采用擋油環給軸承定位。選軸承6215:。④設計軸段.考慮到擋油環軸向定位.故?、菰O計另一端軸頸.取.軸承由擋油環定位.擋油環另一端靠齒輪齒根處定位。⑥輪裝拆方便.設計軸頭.取.查手冊9頁表1-16取。⑦設計軸環及寬度b使齒輪軸向定位.故取取,⑵確定各軸段長度。有聯軸器的尺寸決定<后面將會講到>.因為,所以軸頭長度因為此段要比此輪孔的長度短其它各軸段長度由結構決定。〔4．校核該軸和軸承：L1=97.5L2=204.5L3=116求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力：徑向力：求垂直面的支反力：計算垂直彎矩：.m求水平面的支承力。計算、繪制水平面彎矩圖。求F在支點產生的反力求F力產生的彎矩圖。F在a處產生的彎矩：求合成彎矩圖。考慮最不利的情況.把與直接相加。求危險截面當量彎矩。從圖可見.m-m處截面最危險.其當量彎矩為：〔取折合系數計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇調質.查課本225頁表14-1得.查課本231頁表14-3得許用彎曲應力.則：考慮到鍵槽的影響.取因為.所以該軸是安全的?！?．軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核.由于軸承主要承受徑向載荷的作用.所以.查課本259頁表16-9.10取取按最不利考慮.則有：則,該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的?！?彎矩及軸的受力分析圖如下：〔7鍵的設計與校核：因為d1=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L1=107初選鍵長為100,校核所以所選鍵為:裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L6=122初選鍵長為100,校核所以所選鍵為:.十高速軸大齒輪的設計因采用腹板式結構代號結構尺寸和計算公式結果輪轂處直徑72輪轂軸向長度84倒角尺寸1齒根圓處的厚度10腹板最大直徑321.25板孔直徑62.5腹板厚度25.2電動機帶輪的設計代號結構尺寸和計算公式結果手冊157頁38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm十一.聯軸器的選擇：計算聯軸器所需的轉矩：查課本269表17-1取查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。十二潤滑方式的確定：因為傳動裝置屬于輕型的.且傳速較低.所以其速度遠遠小于.所以采用脂潤滑.箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑.裝至規定高度。十三.其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據。十四.參考資料：《機械設計課程設計手冊》<第二版>——清華大學吳宗澤.北京科技大學羅圣國主編。《機械設計課程設計指導書》〔第二版——羅圣國.李平林等主編?！稒C械課程設計》〔XX大學出版社——周元康等主編?！稒C械設計基礎》〔第四版課本——楊可楨程光蘊主編。機械設計課程設計設計計算說明書題目：兩級錐齒輪—圓柱齒輪減速器設計指導老師：XXX20XX7月機械設計課程設計任務書題目6：設計帶式運輸機傳動裝置〔兩級錐齒輪—圓柱齒輪減速器總體布置簡圖工作條件：連續單向運轉.工作時有輕微震動.小批量生產.單班制工作.運輸帶速度允許誤差為±5%。原始數據：設計內容：電動機選擇與運動參數的計算；齒輪傳動設計計算；軸的設計；滾動軸承的選擇；鍵和聯軸器的選擇與校核；裝配圖、零件圖的繪制；設計計算說明書的編寫；設計任務繪制裝配圖1張.1號圖紙。零件工作圖二張.中間軸上大齒輪及中間軸.要求按1∶1繪制。寫設計計算說明書一份裝袋。時間安排第一階段：計算3天；第二階段：裝配草圖2天；第三階段：總裝配圖5天；第四階段：零件圖及設計說明書3天班級XX大學機械原理及零件教研室錐齒輪—圓柱齒輪減速器設計任務書姓名指導老師目錄一、電動機的選擇——————————————————————1二、傳動系統的運動和動力參數計算——————————————1三、傳動零件的計算—————————————————————2四、軸的計算————————————————————————8五、軸承的計算———————————————————————18六、鍵連接的選擇及校核計算—————————————————20七、減速器附件的選擇————————————————————20八、潤滑與密封———————————————————————21九、設計小結————————————————————————21十、參考資料目錄——————————————————————21計算與說明主要結果一、電動機的選擇1、電動機轉速的確定工作機轉速錐齒輪圓柱齒輪減速器傳動比范圍一般為i=8～15電動機轉速應在范圍內即848～1590所以選取電動機同步轉速為1000r/min2、電動機功率的確定查[1]表12-8類別效率數量彈性柱銷聯軸器0.9952圓柱齒輪〔8級.稀油潤滑0.971圓錐齒輪〔8級.稀油潤滑0.971圓錐滾子軸承〔一對〔稀油潤滑0.983計算得傳動的裝置的總效率又有工作機效率為工作機效率所需電動機輸出功率為計算得查[1]表19-1.選則電動機額定功率為5.5kW最后確定電機Y系列三相異步電動機.型號為Y132M2-6.額定功率5.5kW.滿載轉速960r/min。二、傳動系統的運動和動力參數計算1、分配各級傳動比總傳動比查[2]表16-1-3.推薦.且.得.2、由傳動比分配結果計算軸速各軸輸入功率各軸輸入轉矩將計算結果列在下表軸號功率P/kW轉矩T/<>轉速n/〔r/min電機軸4.6346.06960I軸4.6145.86960II軸4.3898.42425III軸4.17379.27105工作機軸4.07370.18105三、傳動零件的計算1、圓錐直齒齒輪傳動的計算選擇齒形制GB12369-90.齒形角設計基本參數與條件：齒數比u=2.26.傳遞功率.主動軸轉速.采用一班制工作.壽命20年〔一年以300天計.小錐齒輪懸臂布置。〔1選擇齒輪材料和精度等級①材料均選取45號鋼調質。小齒輪齒面硬度為250HBS.大齒輪齒面硬度為220HBS。②精度等級取8級。③試選小齒輪齒數取調整后〔2按齒面接觸疲勞強度設計查[3]<10-26>有齒面接觸疲勞強度設計公式試選載荷系數：。計算小齒輪傳遞的扭矩：取齒寬系數：確定彈性影響系數：由[3]表10-6.確定區域系數：查[3]圖10-30.標準直齒圓錐齒輪傳動：根據循環次數公式[3]式10-13.計算應力循環次數：查[3]圖10-19得接觸疲勞壽命系數：.查[3]圖10-21<d>得疲勞極限應力：.由[3]式10-12計算接觸疲勞許用應力.取失效概率為1%.安全系數..由接觸強度計算出小齒輪分度圓直徑：.則齒輪的圓周速度計算載荷系數：a：齒輪使用系數.查[3]表10-2得b：動載系數.查[3]圖10-8得c：齒間分配系數.查[3]表10-3得d：齒向載荷分布系數查[3]表10-9得.所以e：接觸強度載荷系數eq\o\ac<○,13>按載荷系數校正分度圓直徑取標準值.模數圓整為eq\o\ac<○,14>計算齒輪的相關參數..eq\o\ac<○,15>確定齒寬：圓整取<3>校核齒根彎曲疲勞強度eq\o\ac<○,1>載荷系數eq\o\ac<○,2>當量齒數.eq\o\ac<○,3>查[3]表10-5得...eq\o\ac<○,4>取安全系數由[3]圖10-18得彎曲疲勞壽命系數.查[3]圖10-20<c>得彎曲疲勞極限為：.許用應力eq\o\ac<○,5>校核強度.由[3]式10-23計算得可知彎曲強度滿足.參數合理。2、圓柱斜齒齒輪傳動的計算設計基本參數與條件：齒數比u=4.03.傳遞功率.主動軸轉速.采用一班制工作.壽命20年〔一年以300天計?！?選擇齒輪材料、精度等級和齒數①小齒輪材料選取40Cr鋼調質.大齒輪選取45鋼調質.小齒輪齒面硬度為280HBS.大齒輪齒面硬度為240HBS。②精度等級取8級。③試選小齒輪齒數取調整后eq\o\ac<○,4>初選螺旋角〔2按齒面接觸疲勞強度設計查[3]<10-21>有齒面接觸疲勞強度設計公式eq\o\ac<○,1>試選載荷系數：eq\o\ac<○,2>計算小齒輪傳遞的扭矩：eq\o\ac<○,3>取齒寬系數：eq\o\ac<○,4>確定彈性影響系數：由[3]表10-6.eq\o\ac<○,5>確定區域系數：查[3]圖10-30.標準直齒圓錐齒輪傳動：eq\o\ac<○,6>根據循環次數公式[3]式10-13.計算應力循環次數：查[3]圖10-19得接觸疲勞壽命系數：.查[3]圖10-21<d>得疲勞極限應力：.由[3]式10-12計算接觸疲勞許用應力.取失效概率為1%.安全系數..eq\o\ac<○,7>由[3]圖10-26查得eq\o\ac<○,8>代入數值計算小齒輪直徑eq\o\ac<○,9>圓周速度eq\o\ac<○,10>齒寬b及模數.eq\o\ac<○,11>計算縱向重合度eq\o\ac<○,12>計算載荷系數：a：齒輪使用系數.查[3]表10-2得b：動載系數.查[3]圖10-8得c：齒間分配系數.查[3]表10-3得d：查[3]表10-4得齒向載荷分布系數查[3]圖10-13得e：接觸強度載荷系數eq\o\ac<○,13>按載荷系數校正分度圓直徑eq\o\ac<○,14>計算模數<3>按齒根彎曲強度設計由[3]式10-17eq\o\ac<○,1>計算載荷系數eq\o\ac<○,2>由縱向重合度.從[2]圖10-28得eq\o\ac<○,3>計算當量齒數eq\o\ac<○,4>由[3]圖10-20得彎曲疲勞強度極限.eq\o\ac<○,5>由[3]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數.eq\o\ac<○,6>取彎曲疲勞安全系數由[3]式10-12得eq\o\ac<○,7>由[3]表10-5得齒形系數.得應力校正系數.eq\o\ac<○,8>計算大、小齒輪的并加以比較。.大齒輪的數值大。eq\o\ac<○,9>計算得.去eq\o\ac<○,10>校正齒數.eq\o\ac<○,11>圓整中心距圓整為eq\o\ac<○,12>修正螺旋角變化不大.不必修正前面計算數值。eq\o\ac<○,13>計算幾何尺寸..取齒寬為.四、軸的計算1、I軸的計算<1>軸上的功率.轉速.轉矩.<2>求作用在齒輪上的力圓周力.軸向力.徑向力<3>初估軸的最小直徑先按[3]式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼.調質處理。根據[3]表15-3.取.于是得由于輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯軸器孔徑相適應.故需同時選擇聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩.查[3]表14-1查[1]表17-2.由于電動機直徑為38mm.所以選取型號為HL3.孔徑選為30mm。聯軸器與軸配合的輪轂長度為60mm。<4>軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案.如下圖eq\o\ac<○,1>軸段1-2.由聯軸器型號直徑為30mm.右端應有軸肩定位.軸向長度應該略小于60mm.取58mm。eq\o\ac<○,2>軸段4-5.先初選軸承型號.由受力情況選擇圓錐滾子軸承.型號取30207.內徑為35mm。所以軸段直徑為35mm.長度應略小于軸承內圈寬度17mm.取為15mm。eq\o\ac<○,3>軸段2-3.由軸承內圈直徑得軸段直徑為35mm。左端聯軸器又端面距離短蓋取30mm.加上軸承寬度和端蓋寬度.軸段長度定為65.25mm。eq\o\ac<○,4>軸段5-6.小錐齒輪輪轂長度為38mm.齒輪左端面距離套杯距離約為8mm.再加上套杯厚度.確定軸段長度為54mm.直徑為32mm。eq\o\ac<○,5>軸段3-4.由于小齒輪懸臂布置.軸承支點跨距應取懸臂長度的大約兩倍.由此計算出軸段長度為93mm。又有軸肩定位的需要.軸肩高度取3.5mm.所以軸段直徑取42mm。eq\o\ac<○,6>零件的周向定位查[1]表14-24得左端半聯軸器定位用平鍵.寬度為8mm.長度略小于軸段.取50mm.選取鍵.右端小齒輪定位用平鍵.寬度為10mm.長度略小于軸段.取30mm.選取鍵。eq\o\ac<○,7>軸上圓角和倒角尺寸參考[1]表12-13.取軸端倒角為2mm.圓角取1.6mm<5>求軸上的載荷根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示<6>按彎扭合成應力校核軸的強度由上圖可知.應力最大的位置.只需校核此處即可.根據[3]式15-5及以上數據.以及軸單向旋轉.扭轉切應力為脈動循環變應力.取.軸的計算應力查[3]表15-1得.因此.軸安全。2、II軸的計算<1>軸上的功率.轉速.轉矩.<2>求作用在齒輪上的力大圓錐齒輪：圓周力.軸向力.徑向力圓柱齒輪：圓周力.軸向力.徑向力。<3>初估軸的最小直徑先按[3]式15-2初步估算軸的最小直徑。由于此軸為齒輪軸.選取軸的材料應同圓柱齒輪一樣.為40Cr.調質處理。根據[3]表15-3.取.于是得<4>軸的結構設計eq\o\ac<○,1>軸段4-5.由設計結果.小齒輪分度圓直徑為59.59mm.齒寬為65mm.取此軸段為65mm。eq\o\ac<○,2>軸段2-3.齒輪輪轂長度為40mm.軸段長度定為38mm.直徑為齒輪孔徑40mm。eq\o\ac<○,3>軸段1-2.選用軸承型號為30207.軸段直徑為35mm.齒輪端面距離箱體內壁取7mm.軸承距內壁2mm.所以軸段長度取30mm。eq\o\ac<○,4>軸段6-7.用于裝軸承.長度取19mm.直徑取35mm。eq\o\ac<○,5>軸段5-6.軸承應該距離箱體內壁2mm左右.且小齒輪端面距離箱體內壁8mm左右.長度取10mm.又根據軸肩定位需要.軸徑取41mm。eq\o\ac<○,6>軸段3-4.由于箱體內壁應該相對于輸入軸的中心線對稱.通過計算此段長度為20mm.又有定位需要.軸徑取47mm。eq\o\ac<○,7>零件的周向定位查[1]表14-24得齒輪定位用平鍵.寬度為12mm.長度略小于軸段.取32mm.選取鍵12X32。eq\o\ac<○,8>軸上圓角和倒角尺寸參考[1]表12-13.取軸端倒角為2mm.圓角取1.6mm<5>求軸上的載荷根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受力和彎矩扭矩如表所示載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T彎矩和扭矩圖如下：<6>按彎扭合成應力校核軸的強度由上圖可知.應力最大的位置.校核此處即可.根據[3]式15-5及以上數據.以及軸單向旋轉.扭轉切應力為脈動循環變應力.取.軸的計算應力查[3]表15-1得.因此。另外小齒輪的兩個端面處較危險.右端按照軸頸35mm.若彎扭組合按照最大處計算.有.所以最終可以確定彎扭校核結果為安全。<7>精確校核軸的疲勞強度eq\o\ac<○,1>判斷危險截面由上述計算已知小齒輪中點處應力最大.但是此處軸頸較兩側高出許多.所以應選4的左側和5的右側進行精確校核計算。eq\o\ac<○,2>截面4的左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面4左側的彎矩為截面4上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上扭轉切應力軸的材料為40Cr.調質處理。由[3]表15-1查得。綜合系數的計算查[3]附表3-2.由.經直線插入.得因軸肩而形成的理論應力集中為..由[3]附圖3-1得軸的材料敏感系數為..則有效應力集中系數為.按[3]式〔附表3-4由[3]附圖3-2.3-3查得尺寸系數為.扭轉尺寸系數為.查[3]附圖3-4.軸采用精車加工.表面質量系數為.軸表面未經強化處理.即.則綜合系數值為碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為.安全系數的計算軸的疲勞安全系數為故此處安全。eq\o\ac<○,3>截面5的右側抗彎截面系數抗扭截面系數截面5右側的彎矩為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上扭轉切應力軸的材料為40Cr.調質處理。由[3]表15-1查得。綜合系數的計算查[3]附表3-2.由.經直線插入.得因軸肩而形成的理論應力集中為..由[3]附圖3-1得軸的材料敏感系數為..則有效應力集中系數為.按[3]式〔附表3-4由[3]附圖3-2.3-3查得尺寸系數為.扭轉尺寸系數為.查[3]附圖3-4.軸采用精車加工.表面質量系數為.軸表面未經強化處理.即.則綜合系數值為碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為.安全系數的計算軸的疲勞安全系數為故此處安全。綜上得出.此軸疲勞強度達到要求。3、III軸的計算<1>軸上的功率.轉速.轉矩.<2>求作用在齒輪上的力圓周力.軸向力.徑向力<3>初估軸的最小直徑先按[3]式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr.調質處理。根據[3]表15-3.取.于是得.此處有一個平鍵.直徑增加5%.得出直徑最小為34.74mm。由于輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯軸器孔徑相適應.故需同時選擇聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩.查[3]表14-1選取型號為HL3.孔徑選為35m。聯軸器與軸配合的輪轂長度為60mm。<4>軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案.如下圖eq\o\ac<○,1>軸段1-2.由聯軸器型號得直徑為35mm.右端應有軸肩定位.軸向長度應該略小于60mm.取56.5mm。eq\o\ac<○,2>軸段5-6.此處與大齒輪配合.取直徑為齒輪孔徑45mm.長度略小于輪轂長度取為58mm。eq\o\ac<○,3>軸段6-7.選取軸承型號為30208.由軸承內圈直徑得軸段直徑為40mm。又考慮大齒輪與小齒輪的配合.大齒輪與內壁距離為10.5mm。軸承距離內壁取2mm左右.最后確定軸段長度為35mm。eq\o\ac<○,4>軸段4-5.此段用于大齒輪定位.軸肩高度為4mm.所以直徑取53mm.長度取10mm。eq\o\ac<○,5>軸段3-4.左端用于軸承定位.軸肩高度取3.5mm.直徑為47mm.又有軸承距離內壁2mm左右.軸段長度得出為61.5mm。eq\o\ac<○,6>軸段2-3.根據軸承和端蓋寬度.再是軸稍微伸出一段.確定軸段長度為56.5mm.直徑取軸承內圈大小為40mm。eq\o\ac<○,7>零件的周向定位查[1]表14-24得左端半聯軸器定位用C型平鍵.寬度為10mm.長度略小于軸段.取50mm.選取鍵C.右端大齒輪定位用平鍵.寬度為12mm.長度略小于軸段.取50mm.選取鍵。eq\o\ac<○,7>軸上圓角和倒角尺寸參考[1]表12-13.取軸端倒角為2mm.圓角取1.6mm<5>求軸上的載荷根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示<6>按彎扭合成應力校核軸的強度由上圖可知.應力最大的位置.只需校核此處即可.根據[3]式15-5及以上數據.以及軸單向旋轉.扭轉切應力為脈動循環變應力.取.軸的計算應力查[3]表15-1得.因此.軸安全。五、軸承的計算1、I軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力.查[1]表15-1.得Y=1.6.e=0.37.派生力.軸向力.左側軸承壓緊由于.所以軸向力為.當量載荷由于..所以...。由于為一般載荷.所以載荷系數為.故當量載荷為.軸承壽命的校核2、II軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力.查[1]表15-1.得Y=1.6.e=0.37.派生力.軸向力.右側軸承壓緊由于.所以軸向力為.當量載荷由于..所以...。由于為一般載荷.所以載荷系數為.故當量載荷為.軸承壽命的校核3、III軸的軸承校核軸承30208的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力.查[1]表15-1.得Y=1.6.e=0.37.派生力.軸向力.左側軸承壓緊由于.所以軸向力為.當量載荷由于..所以...。由于為一般載荷.所以載荷系數為.故當量載荷為.軸承壽命的校核六、鍵連接的選擇及校核計算將各個連接的參數列于下表鍵直徑mm工作長度mm工作高度mm轉矩Nm極限應力Mpa30423.545.8620.803220445.8635.834020498.4261.5145444379.2795.7735514379.27106.25查[3]表6-1得.所以以上各鍵強度合格。七、減速器附件的選擇1、通氣器由于在室內使用.選簡易式通氣器.采用M12×1.252、油面指示器.油面變動范圍大約為17mm.取A20型號的圓形游標3、起吊裝置采用箱蓋吊換螺釘.按重量取M12.箱座采用吊耳4.放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16×1.5八、潤滑與密封1、齒輪的潤滑采用浸油潤滑.浸油高度為半個齒寬到一個齒寬.取為35mm。2、滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為3.4m/s.所以開設油溝、飛濺潤滑。潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利.考慮到該裝置用于閉式齒輪設備.選用中負荷工業齒輪油220。密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整.采用氈圈密封.結構簡單。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。九、設計小結由于時間緊迫.所以這次的設計存在許多缺點.比如某些尺寸沒有考慮圓整.齒輪的計算不夠精確等。通過這次的實踐.能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作.有能力設計出結構更緊湊.傳動更穩定精確的設備。另外認識到機械設計是一個系統性很強的工作.是需要明晰的條理與充分的耐心才可以圓滿完成的。十、參考資料目錄[1]《機械設計課程設計》.機械工業出版社.陸玉主編.20XX12月第一版；[2]《機械設計手冊.第3卷》.化學工業出版社.成大先主編.1992年第三版；[3]《機械設計》.高等教育出版社.濮良貴.紀明剛主編.20XX12月第八版；[4]《機械原理》.高等教育出版社.孫桓主編.20XX12月第七版；同步轉速為1000r/min確定電機Y系列三相異步電動機.型號為Y132M2-6.額定功率5.5kW.滿載轉速960r/min.45號鋼調質。小齒輪齒面硬度為250HBS.大齒輪齒面硬度為220HBS目錄摘要2第一部分傳動方案的擬定3第二部分電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算3第三部分傳動零件的設計計算5第四部分主要尺寸及數據12第五部分潤滑油及潤滑方式的選擇13第六部分軸的設計及校核13結論29參考文獻29摘要機械設計課程設計是在完成機械設計課程學習后.一次重要的實踐性教學環節。是高等工科院校大多數專業學生第一次較全面的設計能力訓練.也是對機械設計課程的全面復習和實踐。其目的是培養理論聯系實際的設計思想.訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論.結合生產實際分析和解決工程實際問題的能力.鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識。本次設計的題目是帶式運輸機的減速傳動裝置設計。根據題目要求和機械設計的特點作者做了以下幾個方面的工作：①決定傳動裝置的總體設計方案.②選擇電動機.計算傳動裝置的運動和動力參數.③傳動零件以及軸的設計計算.軸承、聯接件、潤滑密封和聯軸器的選擇及校驗計算.④機體結構及其附件的設計和參數的確定.⑤繪制裝配圖及零件圖.編寫計算說明書。關鍵詞：減速器機械設計帶式運輸機計算及說明結果第一部分傳動方案的擬定一、傳動方案電動機直接由聯軸器與減速器連接減速器用二級展開式圓柱直齒輪減速器方案簡圖如下：原始數據如下表1-1：帶拉力F〔N帶速度V〔m/s滾筒直徑D〔mm16601.69460第二部分電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算一、電動機的選擇1、選擇電動機的類型按工作要求和條件.選用三相籠型異步電動機.封閉式結構.電壓380V.Y型。2、選擇電動機的容量：電動機至運輸帶的傳動總效率。分別是聯軸器、軸承、齒輪、卷筒的傳動效率分別取=0.99、=0.98、=0.97、=0.96有電動機至運輸帶的傳動總效率為：所以確定電動機的轉速卷筒軸的工作轉速為按指導書表一.查二級圓柱齒輪減速器的傳動比.故電動機轉速的可選范圍.符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500、3000r/min.根據容量和轉速.有指導書查出取型號：Y132M2-6二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比電動機型號為Y132M2-6總傳動比分配傳動裝置傳動比有公式求得、三、計算傳動裝置的運動和動力參數1、各軸轉速軸一軸二軸三各軸輸入功率軸一軸二軸三卷筒軸各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩軸一軸二軸三卷筒軸輸入轉矩1-3軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98運動和動力參數計算結果整理與下軸名效率P<KW>轉矩T<NM>轉速n〔r/min輸入輸出輸入輸出電機軸3.4234.02960軸13.393.3233.6833960軸23.183.12137.35134.60223.78軸33.022.96415.20406.970.37卷筒軸2.932.87402.82394.7770.37第三部分傳動零件的設計計算高速級減速齒輪設計1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1選用直齒圓柱齒輪傳動2運輸機為一般工作機器.速度不高.有機設書表10-8知.選用7級精度〔GB10095-883材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為45鋼〔調質.硬度為280HBS.大齒輪材料為45鋼〔調質.硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。4>、選小齒輪齒數為.大齒輪齒數2按齒面接觸強度設計由設計計算公式〔10-9a進行試算.即〔1確定公式內的各計算數值試選載荷系數計算小齒輪傳遞的轉矩由表10-7選取齒寬系數有表10-6查得材料的彈性影響系數由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限.大齒輪的接觸疲勞強度極限；由式10-13計算應力循環次數由圖10-19查得結束疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%.安全系數S=1.由式〔10-12得〔2計算1試算小齒輪分度圓直徑.代入中較小的值=43.6796mm2計算圓周速度v3計算尺寬b:4計算尺寬與齒高比b/h模數齒高5計算載荷系數根據.七級精度.由圖10-8〔機設書查得動載系數直齒輪.假設。由表10-3查得由表10-2查得使用系數有表10-4查得七級精度.小齒輪相對支承非對稱布置式由b/h=9.778,查圖10-13得.故載荷系數6>按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑.由式〔10-10a得7計算模數m3按齒根彎曲強度設計由式〔10-5得彎曲強度的設計公式為確定公式內的各計算數值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限.大齒輪的彎曲疲勞強度極限；由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數,;計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式〔10-12得4>計算載荷系數K5>查取齒形系數由表10-5查得；6查取應力校正系數由表10-5查得；7計算大、小齒輪的并加以比較0.01514所以大齒輪的數值大。設計計算：對比計算結果.由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數.由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力.而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力.僅與齒輪直徑〔即模數與齒數的乘積有關.可取由彎曲強度算得的模數1.7457并就近圓整為標準值m=2mm.按接觸強度算得分度圓直徑.算出小齒輪齒數z1=25大齒輪齒數取=105這樣設計出的齒輪傳動.既滿足了齒面接觸疲勞強度.又滿足了齒根彎曲疲勞強度.并做到結構緊湊.避免浪費。4幾何尺寸計算〔1計算分度圓直徑〔2計算中心距mm計算齒輪寬度取；5驗算.合適低速級減速齒輪設計1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1選用直齒圓柱齒輪傳動2運輸機為一般工作機器.速度不高.有機設書表10-8知.選用7級精度〔GB10095-883材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為45鋼〔調質.硬度為280HBS.大齒輪材料為45鋼〔調質.硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。4>選小齒輪齒數為.大齒輪齒數取2按齒面接觸強度設計由設計計算公式〔10-9a進行試算.即〔1確定公式內的各計算數值1>試選載荷系數2>計算小齒輪傳遞的轉矩3>由表10-7選取齒寬系數有表10-6查得材料的彈性影響系數由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限.大齒輪的接觸疲勞強度極限；由式10-13計算應力循環次數由圖10-19查得結束疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%.安全系數S=1.由式〔10-12得〔2計算1試算小齒輪分度圓直徑.代入中較小的值=72.438mm2計算圓周速度v3計算尺寬b4計算尺寬與齒高比b/h模數齒高5計算載荷系數根據.七級精度.由圖10-8〔機設書查得動載系數直齒輪.假設。由表10-3查得由表10-2查得使用系數有表10-4查得七級精度.小齒輪相對支承非對稱布置式由b/h=12.445,查圖10-13得.故載荷系數6>按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑.由式〔10-10a得7計算模數m3按齒根彎曲強度設計由式〔10-5得彎曲強度的設計公式為〔1確定公式內的各計算數值1由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限.大齒輪的彎曲疲勞強度極限；由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數,;計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式〔10-12得4>計算載荷系數K5>查取齒形系數由表10-5查得；6查取應力校正系數由表10-5查得；7計算大、小齒輪的并加以比較所以大齒輪的數值大。<2>設計計算：對比計算結果.由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數.由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力.而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力.僅與齒輪直徑〔即模數與齒數的乘積有關.可取由彎曲強度算得的模數2.5,按接觸強度算得分度圓直徑.算出小齒輪齒數.大齒輪齒數取=95這樣設計出的齒輪傳動.既滿足了齒面接觸疲勞強度.又滿足了齒根彎曲疲勞強度.并做到結構緊湊.避免浪費。4幾何尺寸計算〔1計算分度圓直徑〔2計算中心距mm計算齒輪寬度??；5驗算.合適第四部分主要尺寸及數據箱體尺寸:機座壁厚機蓋壁厚機座凸緣厚度b=12mm機蓋凸緣厚度b1=12mm機座底凸緣厚度b2=20mm地腳螺釘直徑df=M20地腳螺釘數目n=6軸承旁聯接螺栓直徑d1=M16機蓋與機座連接螺栓直徑d2=M12軸承端蓋螺釘直徑d3=M8定位銷直徑d=9mm大齒輪頂園與內機壁距離齒輪端面與內機壁距離齒輪2端面和齒輪3端面的距離軸承端蓋和齒輪3端面的距離軸承端蓋凸緣厚度t=9.6mm第五部分潤滑油及潤滑方式的選擇1、齒輪潤滑此減速器裝置是采用閉式.齒輪傳動為二級〔圓柱展開式.其齒輪的最大線速度：<12m/s。故選用機械油AN15型號〔GB443-89浸油潤滑方式.浸油深度為h=4mm.二級圓柱齒輪減速器需設一個<浸油>小齒輪以使第一級齒輪得到良好的潤滑.詳見裝配圖。軸承潤滑滾動軸承在本設計中均采用深溝球軸承。因為最大齒輪的速度,故可以采用脂潤滑.便于密封、維護、運轉時間長且不易流失.查《機械課程設計》選用1號通用鋰基潤滑脂〔GB7324-87。第六部分軸的設計一高速軸的設計選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大.對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.初步計算軸的最小直徑當軸的支承距離為定時.無法有強度確定軸徑.要用初步估算的方法.即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d.計算公式：.選用45號調質鋼.查機設書表15-3.得在第一部分中已經選用的電機Y132M2-6,D=38。查指導書P128.選用聯軸器LH3.故。3、軸的結構設計〔1擬定軸上零件的裝配方案.經分析比較.選用如下方案：V〔2各軸的直徑和長度V1、聯軸器采用軸肩定位.半聯軸器與軸的配合的轂孔長度L=82mm.為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上.故；2、初步確定滾動軸承因軸承受徑向力和軸向力作用.高速轉速較高.載荷大.故選用深溝球軸承6008..故,；3、當直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承受軸向力時.則直徑變化值要大些.一般可取6-8mm,故.L4=98mm4、當軸徑變化僅為了裝配方便或區別加工表面時.不承受軸向力也不固定軸上零件的.則相鄰直徑變化較小.稍有查遍幾顆.其變化應為1-3.即..；〔3軸上零件的軸向定位半聯軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接..查表選用鍵為滾動軸承與軸的軸向定位采用過度配合保證.選用直徑尺寸公差m6?！?確定軸向圓角和倒角尺寸參照表.去軸端倒角.各軸肩出圓角半徑為1mm?！?求軸上的載荷1、求軸上的力圓周力的方向如下圖所示：首先根據軸的結構圖作出以上受力分析圖.確定軸承的支撐點位置.b=140mm.c=54mm.確定危險截面總彎矩扭矩〔6按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時.通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度.根據式〔15-5及商標所給數據.并取a=0.6其中前面以選定軸的材料為45〔調質.查15-1得.因此安全?！?軸承壽命的計算1已知軸承的預計壽命L=2×8×300×5=24000由所選軸承系列6008.可查表知額定動載荷C=17KN2>當量動載荷P查表得=1.13演算軸承壽命所以該軸承壽命符合要求.確定深溝球軸承6008〔8鍵的校核1選用鍵的系列T=33.68N·m2鍵、軸和輪轂的材料都是鋼.軸和輪轂的材料是鋼.由教材查得許用應力.取=110MPa.鍵的工作長度L=L-b=42mm.鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度K=0.5h=3.5有式.所以合適4、軸的精確校核〔1根據分析可得V截面為危險截面。所以校核V截面左右兩面。1>、V截面左面抗彎截面系數：抗扭截面系數：V左面彎矩M為：扭矩：T=33670N·mm彎曲應力：扭轉切應力：軸選擇45鋼.查表15-1得=640Mpa,,截面由于軸肩形成的理論應力集中系數查表3-2得∵∴=1.90=1.30又由圖3-1得敏性系數應為有效應力集中系數按式由附圖3-2得：由附圖3-3得軸磨削加工.由附圖3-4得表面質量系數為：軸未經表面強化處理.即.則按式3-12及式3-12a得又由§3-1和§3-2得碳鋼的特性系數所以安全系數：按式15-6—15-8得2>、V截面右面抗彎截面系數：抗扭截面系數：V左面彎矩M為：扭矩：T=33670N·mm彎曲應力：扭轉切應力：查附表3-8得軸磨削加工.由附圖3-4得表面質量系數為：所以V截面安全。二中速軸的設計選擇軸的材料該軸同樣選取45號鋼、調質處理。查表得：許用彎曲應力.屈服極限。初步計算軸的最小直徑根據表15-3.取.于是有選定。3、軸的結構設計〔1擬定軸上零件的裝配方案.經分析比較.選用如下方案：〔2各軸的直徑和長度Ⅲ1根據.選用深溝球軸承6208.尺寸參數得mm.為了使齒輪3便于安裝.故取.軸承第三段啟軸向定位作用.故.第四段裝齒輪2.直徑；2第二段和第四段是裝齒輪的.為了便于安裝.L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的尺寬略小.所以.由設計指導書得?！?軸上零件的軸向定位齒輪的軸向定位都采用普通平鍵連接.根據..查表6-1得第二段鍵的尺寸為.第四段鍵尺寸為.滾動軸承與軸采用過度配合來保證.選用直徑尺寸公差m6；〔4軸上零件的軸向定位軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋和擋油板定位.齒輪用擋油板與軸肩定位；〔5確定軸向圓角和倒角尺寸參照表.去軸端倒角.各軸肩出圓角半徑為1mm?！?求軸上的載荷1求軸上的力已知圓周力的方向如下圖所示：T=189.55力矩圖如下由力和力矩平衡得：水平所以,豎直所以,所以危險截面B截面C〔6按彎矩合成應力校核軸的強度綜上所述.校核危險截面B、C.根據式〔15-5及商標所給數據.并取a=0.6其中前面以選定軸的材料為45〔調質.查15-1得.因此安全?！?軸承壽命的計算1已知軸承的預計壽命L=2×8×300×5=24000由所選軸承系列6208.可查表知額定動載荷C=29.52>當量動載荷P查表得=1.13演算軸承壽命所以該軸承壽命符合要求.確定深溝球軸承6208〔8鍵的校核齒輪2上的鍵1選用鍵的系列2鍵、軸和輪轂的材料都是鋼.軸和輪轂的材料是鋼.由教材查得許用應力.取=110MPa.鍵的工作長度L=L-b=28mm.鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度K=0.5h=4有式.所以合適齒輪3上的鍵3選用鍵的系列4鍵、軸和輪轂的材料都是鋼.軸和輪轂的材料是鋼.由教材查得許用應力.取=110MPa.鍵的工作長度L=L-b=58mm.鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度K=0.5h=4有式.所以合適4、軸的精確校核〔1根據分析可得Ⅲ截面為危險截面。所以校核Ⅲ截面左右兩面。1>、Ⅲ截面右面抗彎截面系數：抗扭截面系數：Ⅲ左面彎矩M為：扭矩：T=137350N·mm彎曲應力：扭轉切應力：軸選擇45鋼.查表15-1得=640Mpa,,截面由于軸肩形成的理論應力集中系數查表3-2得∵∴=2.05=1.64又由圖3-1得敏性系數應為有效應力集中系數按式由附圖3-2得：由附圖3-3得軸磨削加工.由附圖3-4得表面質量系數為：軸未經表面強化處理.即.則按式3-12及式3-12a得又由§3-1和§3-2得碳鋼的特性系數所以安全系數：按式15-6—15-8得2>、Ⅲ截面左面抗彎截面系數：抗扭截面系數：Ⅲ左面彎矩M為：扭矩：T=137350N·mm彎曲應力：扭轉切應力：查附表3-8得軸磨削加工.由附圖3-4得表面質量系數為：所以Ⅲ截面安全。三低速軸的設計1、選擇軸的材料該軸同樣選取45號鋼、調質處理。查表得：許用彎曲應力.屈服極限。2、初步確定軸的最小直徑當軸的支承距離為定時.無法有強度確定軸徑.要用初步估算的方法.即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d.計算公式：.選用45號調質鋼.查機設書表15-3.得初選聯軸器LH4.初定軸的最小直徑3、軸的結構設計〔1擬定軸上零件的裝配方案.經分析比較.選用如下方案：〔2各軸的直徑和長度1聯軸器采用軸肩定位.半聯軸器與軸的配合的轂孔長度L=112mm.為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上.故2初步確定滾動軸承因軸承受徑向力和軸向力作用.高速轉速較小.載荷大.故選用深溝球軸承6012..故,為了便于齒輪安裝.為了使齒輪有較好的軸向定位.取..；軸承B=18mm.為了便于安裝..其他長度用軸2的計算方法求得.3軸上零件的軸向定位齒輪的軸向定位采用普通平鍵連接.根據.選擇軸上的鍵為.根據.選擇與軸段7的鍵為.滾動軸承與軸采用過度配合來保證.直徑公差m6；4軸上零件的軸向定位軸承采用凸緣式端蓋和套筒、軸肩來定位.齒輪軸向定位則采用軸肩與套筒定位；5確定軸向圓角和倒角尺寸參照表.去軸端倒角.各軸肩出圓角半徑為1mm。〔6求軸上的載荷1求軸上的力已知圓周力的方向如下圖所示：首先根據軸的結構圖作出以上受力分析圖.確定危險截面載荷水平面H垂直面V總彎矩扭矩〔6按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時.通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度.根據式〔15-5及商標所給數據.并取a=0.6其中前面以選定軸的材料為45〔調質.查15-1得.因此安全?！?軸承壽命的計算1已知軸承的預計壽命L=2×8×300×5=24000由所選軸承系列6012.可查表知額定動載荷C=31.5KN2>當量動載荷P查表得=1.13演算軸承壽命所以該軸承壽命符合要求.確定深溝球軸承6012〔8鍵的校核齒輪4上的鍵1選用鍵的系列2鍵、軸和輪轂的材料都是鋼.軸和輪轂的材料是鋼.由教材查得許用應力.取=110MPa.鍵的工作長度L=L-b=45mm.鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度K=0.5h=5.5有式.所以合適與聯軸器相連的鍵3選用鍵的系列4鍵的工作長度L=L-b=56mm.鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度K=0.5h=4.5所以合適?？偨Y機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環節通過了4周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練.對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于在設計方面我們沒有經驗.理論知識學的不牢固.在設計中難免會出現這樣那樣的問題.如：在選擇計算標準件是可能會出現誤差.如果是聯系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大.在查表和計算上精度不夠準在設計的過程中.培養了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力.在設計的過程中還培養出了我們的團隊精神.大家共同解決了許多個人無法解決的問題.在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足.在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。本次設計由于有參考指導書.自己獨立設計的東西不多.但在通過這次設計之后.我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。[參考文獻]機械設計機械原理教學組《機械設計課程設計指導書》20XX元月濮良貴、紀名剛《機械設計》〔第七版高等教育出版社20XX孫桓、陳作?！稒C械原理》〔第六版高等教育出版社20XX第頁第頁確定了傳動方案.減速器的類型為二級展開式圓柱直齒輪減速器、=0.82電動機型號Y132M2-6選用直齒圓柱齒輪傳動選用深溝球軸承6008公差m6倒角圓角半徑1mmM=19810.84N·mm鍵選用深溝球軸承6208第二段鍵第四段鍵倒角圓角半徑為1mm鍵鍵深溝球軸承6012直徑公差m6M=165.53N·M齒輪4上的鍵聯軸器上鍵機械設計基礎課程設計任務書2010～2011學年第一學期學生姓名：黃沈明、黃慰奇、賈偉祺專業班級：工業設計指導教師：李兵工作部門：XX目錄引言……………5設計題目……………………6帶式運輸機的工作原理……………………6工作情況……………………6設計數據……………………6傳動方案……………………6課程設計要求及內容………6總體傳動方案的選擇與分析……………7傳動方案的選擇……………7傳動方案的分析……………8電動機的選擇……………8電動機功率的確定…………8確定電動機的轉速…………9傳動裝置運動及動力參數計算……10各軸的轉速計算…………10各軸的輸入功率…………10各軸的輸入轉矩…………10蝸輪蝸桿的設計及其參數計算……11傳動參數…………………11蝸輪蝸桿材料及強度計算………………11計算相對滑動速度與傳動效率…………12確定主要集合尺寸………12熱平衡計算………………12蝸桿傳動的幾何尺寸計算………………13軸的設計計算及校核………………14輸出軸的設計……………14選擇軸的材料及熱處理…………………14初算軸的最小直徑………146.1.3聯軸器的選擇……………14軸承的選擇及校核……………………16軸的結構設計……………18蝸桿軸的結構造型如下………………18蝸桿軸的徑向尺寸的確定……………18蝸桿軸的軸向尺寸的確定……………19蝸輪軸的結構造型如下………………19蝸輪軸的軸上零件的定位、固定和裝配……………20蝸輪軸的徑向尺寸的確定……………20蝸輪軸的軸向尺寸的確定……………20蝸輪的強度校核………20鍵連接設計計算………23蝸桿聯接鍵………………23蝸輪鍵的選擇與校核……………………23蝸輪軸鍵的選擇與校核…………………24箱體的設計計算………24箱體的構形式和材料………24箱體主要結構尺寸和關系…………………24螺栓等相關標準的選擇……………26螺栓、螺母、螺釘的選擇…………………26銷.墊圈墊片的選擇………26減速器結構與潤滑的概要說明……26減速器的結構……………27減速箱體的結構…………27速器的潤滑與密封………27減速器附件簡要說明……………………27設計小結………………27謝辭……………29參考文獻………………………29引言課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環節。在20XX12月24日-20XX1月8日為期二周的機械設計課程設計。本次是設計一個蝸輪蝸桿減速器.減速器是用于電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬單級蝸桿減速器〔電機——聯軸器——減速器——聯軸器——滾筒。課程設計的內容主要包括：分析傳動裝置的總體方案；選擇電動機；運動和動力參數計算；傳動零件、軸、軸承等的設計計算和選擇；裝配圖和零件圖設計；編寫設計計算說明書。課程設計中要求完成以下任務：1．減速器裝配圖1張<A1圖紙>；2．減速器零件圖1張<A3圖紙>；3．設計計算說明書1份。設計參數的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。蝸輪蝸桿減速器的計算機輔助機械設計.計算機輔助設計及輔助制造〔CAD/CAM技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術.通過本課題的研究.將進一步深入地對這一技術進行深入地了解和學習。本文主要介紹一級蝸輪蝸桿減速器的設計過程及其相關零、部件的CAD圖形。計算機輔助設計〔CAD.計算機輔助設計及輔助制造〔CAD/CAM技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術.能清楚、形象的表達減速器的外形特點。該減速器的設計基本上符合生產設計要求.限于作者初學水平.錯誤及不妥之處望老師批評指正。1設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計1.1帶式運輸機的工作原理帶式運輸機的傳動示意圖如圖1.2工作情況：已知條件：運輸機連續工作.單向運轉.載荷平穩、空載起動。運輸帶速度允許誤差為５％.減速器小批量生產.使用期限１０年.三班制工作。1.3設計數據按老師要求選題號運輸帶拉力F<KN>卷筒直徑D<mm>帶速V<m/s>23000.91.4傳動方案本課程設計采用的是單級蝸桿減速器傳動。1.5課程設計要求及內容課程設計說明書要求：各位同學在完成課程設計時須提交不少于3000字課程設計說明書；明書結構為：〔1封面.〔2任務書.〔3目錄.〔4正文.〔5參考文獻；正文包括：1、運動簡圖和原始數據2、電動機選擇3、主要參數計算4、減速器圓柱齒輪傳動的設計計算5、軸的設計6、鍵、聯軸器等的選擇與校核7、滾動軸承及密封的選擇與校核8、齒輪、軸承配合的選擇9、參考文獻總體傳動方案的選擇與分析傳動方案的選擇該傳動方案在任務書中已確定.采用一個單級蝸桿減速器傳動裝置傳動.如下圖所示：3電動機的選擇電動機功率的確定工作機各傳動部件的傳動效率及總效率：查《機械設計基礎》可知蝸桿傳動的傳動比為：；取蝸桿頭數為又根據《機械設計課程設計》185頁表17-9可知蝸桿傳動的效率為：；；工作機的總效率為：電動機的功率：所以電動機所需工作效率為：確定電動機的轉速傳動裝置的傳動比的確定：查《機械設計基礎》得各級齒輪傳動比如下：理論總傳動比：電動機的轉速：卷筒軸的工作轉速：所以電動機轉速的可選范圍為：據容量和轉速.根據參考文獻《機械設計課程設計》第278頁表27-1可查得所需的電動機Y系列三相異步電動機技術數據.查出有四種適用的電動機型號.因此有四種傳動比方案.如下表:方案電動機型號額定功率/kw電動機轉速/<r/min>額定轉矩同步轉速滿載轉速1Y100L-23300028802.22Y100L2-43150014202.23Y132S-6310009602.04Y132M-837507102.0綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比.可見第3方案比較適合。4傳動裝置運動及動力參數計算各軸的轉速計算實際總傳動比及各級傳動比的他配：由于是蝸桿傳動.傳動比都集中在蝸桿上.其他不分配傳動比。則總傳動比:所以取各軸的轉速：第一軸轉速：第二軸轉速：各軸的輸入功率第一軸功率：第二軸功率：第三軸功率：各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩：第一軸轉矩：第二軸轉矩：第三軸轉矩：將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表：軸名功率P/kW轉矩轉速n/<r/min>傳動比效率電機軸2.7711第一軸2.7410.99第二軸2.2170.80卷筒軸2.1110.955蝸輪蝸桿的設計及其參數計算傳動參數蝸桿輸入功率P=2.77kW.蝸桿轉速.蝸輪轉速.理論傳動比i=16.75.實際傳動比i=17.蝸桿頭數.蝸輪齒數為.蝸輪轉速蝸輪蝸桿材料及強度計算減速器的為閉式傳動.蝸桿選用材料45鋼經表面淬火.齒面硬度>45HRC,蝸輪緣選用材料ZCuSn10Pb1,砂型鑄造。蝸輪材料的許用接觸應力.由《機械設計基礎》204頁表9-8可知,=180MPa.估取嚙合效率：蝸輪軸轉矩：載荷系數：載荷平穩.蝸輪轉速不高.取K=1.1.計算值==模數及蝸桿分度圓直徑取標準值.分別為：模數m=8蝸桿分度圓直徑計算相對滑動速度與傳動效率蝸桿導程角蝸桿分度圓的圓周速度相對活動速度當量摩擦角取驗算嚙合效率〔與初取值相近。傳動總效率確定主要集合尺寸蝸輪分度圓直徑：中心距熱平衡計算環境溫度取工作溫度取傳熱系數取需要的散熱面積公式說明及結果名稱蝸桿傳動的幾何尺寸計算公式說明及結果名稱齒距齒距齒頂高頂隙齒根高齒高蝸桿分度圓直徑蝸桿齒頂圓直徑蝸桿分度圓直徑蝸桿齒頂圓直徑蝸桿齒根圓直徑蝸桿導程角蝸桿齒寬蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪外圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑蝸輪螺旋角蝸輪齒寬中心距所以,與蝸桿螺旋線方向相同6軸的設計計算及校核輸出軸的設計6.1.1選擇軸的材料及熱處理考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置.軸主要傳遞蝸輪的轉矩.其傳遞的功率不大.對其重量和尺寸無特殊要求.故選擇常用的45鋼.調質處理。初算軸的最小直徑已知軸的輸入功率為2.74kW.轉速為960r/min.C值在106~118間。所以輸出軸的最小直徑：但是.由于軸上有1個鍵槽.計入鍵槽的影響：已知輸出軸的輸入功率為2.2kW.轉速為56.5r/min.則輸出軸的最小直徑：由于軸上由2個鍵槽.故已知卷筒軸的輸入功率為2.11kW,轉速為56.5r/min.則卷筒軸的最小直徑為6.1.3聯軸器的選擇載荷計算已知蝸桿軸名義轉矩為由于蝸桿減速器的載荷較平穩.按