.Word資料機械課程設計說明書設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計設計者：班級學號：指導老師：學院專業(yè)：設計日期：2011.6.13--2011.6.17

.Word資料目錄引言----------------------------------------------------2設計題目-------------------------------------------------2電動機的選擇----------------------------------------------3傳動零件的設計與計算--------------------------------------7軸的計算與校核--------------------------------------------14減速箱結構的設計------------------------------------------27鍵連接的選擇與計算----------------------------------------28聯(lián)軸器的選擇----------------------------------------------29設計小結--------------------------------------------------29謝辭---------------------------------------------------29參考文獻一、引言課程設計是考察學升全面在掌握基本理論知識的主要環(huán)節(jié)。本次是設計一個錐齒輪減速器，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。課程設計內容包括：設計題目，電機選擇，運動學動力學計算，傳動零件的設計及計算，減速器結構設計，軸的設計計算與校核。由于作者水平有限，難免有錯誤之處，希望老師給予批評指正。二、設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計傳動方案：錐齒輪減速器——開式齒輪帶式傳動機的工作原理：如圖：已知條件工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35度；使用折舊期：8年；檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；動力來源：電力，三相流，電壓380、220V；運輸帶速度允許誤差：5%；制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。設計數(shù)據(jù)運動帶工作拉力：2500N；運輸帶工作速度：1.1m/s；卷筒直徑：400mm；設計內容按照給定的原始數(shù)據(jù)和傳動方案設計減速器裝置；完成減速器裝配圖1張；零件工作圖1-3張；編寫設計計算說明書一份。三、電動機的選擇（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Y系列三相異步電動機2、選擇電動機容量：電動機所需的功率為：（其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。）而KW,所以KW傳動效率分別為：聯(lián)軸器效率滾動軸承的效率圓錐齒輪傳動效率開式齒輪傳動效率卷筒傳動效率傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,即：所以KW3、確定電動機轉速卷筒軸工作轉速為查表可得：一級圓錐齒輪減速器傳動比，一級開式齒輪傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有750,1000根據(jù)這個查表可以選擇的電動機有以下幾種：方案電動機型號額定功率PKW電動機轉速r/min電動機重量Kg傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比齒輪傳動減速器1Y132M1–64.01000960732Y160M1–84.0750720118表1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2個方案較合適因此選定電動機型號為Y132M1–6，其主要性能如下表2：型號額定功率KW滿載時轉速r/min電流A效率%功率因數(shù)Y132M1–64.09602.02.0表2 中心高H外形尺寸腳底安裝尺寸地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸安裝部位尺寸13212（二）、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1、總傳動比由選定的的電動機滿載轉速QUOTE和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置的總傳動比為QUOTE=QUOTE(1)電動機型號為Y132SM1-6，滿載轉速QUOTE=960r/m,且工作機主動軸轉速n=52.55r/min,則由上面公式(1)可得：2、分配傳動比總傳動比為各級傳動比的乘積，即QUOTEQUOTEQUOTEQUOTE(2)設QUOTE、QUOTE分別為圓錐齒輪的傳動比和圓柱齒輪的傳動比，在圓錐齒輪減速器的傳動比范圍內QUOTE=3則由公式（2）可得=18.27得QUOTEQUOTEQUOTEQUOTE=6.09根據(jù)圓柱齒輪減速器的傳動比范圍可取6，則。3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）、各軸轉速Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸(2)、各軸輸入功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸(3)、各軸輸入轉矩電機軸輸出轉矩所以各軸輸出轉矩為：Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸軸名效率PKW轉矩TN*M轉速nr/m傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸3.5134.9296010.97I軸3.413.2733.8833.7296030.94II軸3.213.1897.0696.09315.2710.97III軸3.112.9594.1789.47315.276.090.93IV軸2.902.76526.03499.7352.55四、傳動零件的設計計算（一）、選擇圓錐齒輪傳動的設計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度，齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。（2）材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2.按齒面接觸疲勞強度設計公式： （1）、確定公式內的各計算值1）查得材料彈性影響系數(shù)，節(jié)點區(qū)域系數(shù)。2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。3）計算應力循環(huán)次數(shù)小齒輪：大齒輪：4）查表得到：安全系數(shù),5)查得接觸批量壽命系數(shù)，6）計算接觸疲勞許用應力7）可以選取，，，；所以8)9）10)(2)計算1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入許用應力中的較小值得：=77.47mm2）計算圓周速度v3)齒數(shù)，由公式得大齒輪齒數(shù)，c=18所以=69.26取，則，取，則齒數(shù)比，與設計要求傳動比的誤差為0，可用。4）模數(shù)大端模數(shù)取標準模數(shù)m=3.5。5）大端分度圓直徑小齒輪大端分度圓直徑大于強度計算要求的77.47mm。6）節(jié)錐頂距7）節(jié)圓錐角（未變位時，與分度圓錐角相等）18.43495°=18°26′6″71.56505°=71°33′54″8)大端齒頂圓直徑小齒輪大齒輪9）齒寬取10）進行強度校核計算402.38MPa<426.3MPa所以強度符合。3、按齒根彎曲疲勞強度設計公式：確定公式內的各計算值1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度。2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞系數(shù)S=1.6則4)查取齒形系數(shù)，5)應力校正系數(shù)，6)計算大小齒輪的，并加以比較：大齒輪大所以取0.01639(2)、帶入以上數(shù)據(jù)可以求得=3.32(3)進行強度校核計算帶入公式215.01MPa<238.857MPa所以符合。7）、數(shù)據(jù)整理名稱符號公式直齒圓錐小齒輪直齒圓錐大齒輪齒數(shù)2369模數(shù)mm3.5傳動比ii3分度圓錐度，分度圓直徑80.5241.5齒頂高3.53.5齒根高4.24.2齒全高h7.77.7齒頂圓直徑，87.14(大端)243.71（大端）齒根圓直徑，78.22240.74齒距p10.9910.99齒厚s5.4955.495齒槽寬e5.4955.495頂隙c0.70.7錐距R127.282127.282齒頂角，齒根角齒頂圓錐角，齒根圓錐角，當量齒數(shù)24.24218.20齒寬3838（二）、開式圓柱齒輪的設計計算1、選定齒輪類型和精度等級。因為為開式齒輪所以選擇硬齒面，工作較為平穩(wěn)選用8級精度，選擇材料是鑄鋼，硬度為250HBS。小齒輪齒面強度為400HBS，大齒輪齒面強度為360HBS，兩者材料硬度相差為40HBS。選取小齒輪齒數(shù)，則，取=1212、按齒根彎曲疲勞強度計算：(1)、確定公式中的各計算值：1)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2)計算應力循環(huán)系數(shù)：3)從而查到壽命系數(shù)4)選取疲勞安全系數(shù)S=2，，得到：3)材料彈性系數(shù)4)選取齒寬系數(shù)5)計算載荷系數(shù)K選取，，，所以6)初選，則相應的，；，所以選取較大值=0.0169又選取7)計算工作轉矩(2)、帶入計算得：所以選取m=3.5(3)中心距(4)分度圓直徑(5)齒輪寬度所以取大齒輪寬度為35mm，小齒輪寬度為43mm7）數(shù)據(jù)整理名稱符號公式直齒圓柱小齒輪直齒圓柱大齒輪齒數(shù)20121模數(shù)mm3.5傳動比ii3.5分度圓直徑70423.5齒頂高3.53.5齒根高4.24.2齒全高h7.77.7齒頂圓直徑77.7431.2齒根圓直徑61.6415.1基圓直徑65.78390.07中心距246.75齒距p10.99齒厚s5.495齒槽寬e5.495頂隙c0.7齒寬3535五、軸的計算一、減速器高速軸I的設計(一)、選擇軸的材料初選軸的材料為45剛，調質處理，其機械性能查表可得：。(二)、軸的尺寸計算1、求輸出軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算可得2、初步確定軸的最小直徑查得3、軸的結構設計(1)下圖為I軸的裝配方案：根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如下圖：4、選擇聯(lián)軸器：根據(jù)條件選取確定聯(lián)軸器轉矩結合電動機型號，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號LT6聯(lián)軸器即該端選用的半軸連接器的孔徑，故取軸徑，半聯(lián)軸器轂空的長度故取5、初步選擇滾動軸承軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)尺寸，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6208，其尺寸為。從而可以知道：，。6、由經驗公式算肩高度：故取h=3.5mm，從而確定由書上公式要求得：,取7、根據(jù)軸承安裝方便的要求，取，均比小1mm,則：根據(jù)安裝軸承旁螺栓的要求取。根據(jù)齒輪與內壁的距離要求，取QUOTEmm所以8、根據(jù)齒輪孔的軸徑和長度，確定至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。9、軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按手冊查得，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接處的平鍵截面()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm（標準鍵長見1996-2003）。為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接處的平鍵截面()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm）。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。10、確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1，如圖圖(三)、求軸上的載荷及其校核根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖：（齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。軸承1和軸承2之間的距離為89mm，軸承2和錐齒輪間的距離為51mm計算作用在齒輪上的力圓錐小齒輪圓錐大齒輪求作用在軸上的支反力,,所以所以3、校核軸承壽命：查手冊得6208型深溝球軸承參數(shù)查表得計算軸承所承受的軸向載荷因為軸承1固定，軸承2游離，結合受力分析圖可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。由此可得軸承2不受軸向力，所以,計算當量動負荷軸承1：，由表，用線性插值法可求得：查表，由此可得軸承2：由表，用線性插值法可得：由此可得（3）軸承壽命計算因為,所以按軸承2計算軸承的壽命所選軸承6208深溝球軸承合格做彎矩圖根據(jù)上述的圖，求出總的彎矩（軸2位置，大小）和做出彎矩圖(4)作出計算彎矩圖根據(jù)以作的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，的計算公式為；取(6)、校核軸的強度只需校核軸上最大彎矩截面的強度：，故安全。二、減速器低速軸II的計算1.求輸出軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算可得2.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。取于是得同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器的計算轉矩：取K=1.3,按照計算轉矩，選用彈性注銷聯(lián)軸器，型號 GY5聯(lián)軸器，即該端選用的半聯(lián)軸器的孔徑，故取軸徑，半聯(lián)軸器轂孔的長度L=60mm。3.軸的結構設計（1）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如下圖：1）由聯(lián)軸器尺寸確定由聯(lián)軸器的轂孔長度L和直徑d及相關要求，可確定2）初步選擇滾動軸承。軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)尺寸，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6007，其尺寸為。套筒的長取8mm，為了利于固定，一般取比（b+8）小1mm，故可確定。3）由經驗公式算軸肩高度：取軸肩高為4mm,確定取4）由經驗公式取，則取。取取至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度（3）、軸上的零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按手冊查得，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接處的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm（標準鍵長見）。為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接處的平鍵截面()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm（標準鍵長見）。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，除下圖標注外，各軸肩處的圓角半徑，均為R1，如圖：4.求軸上的載荷根據(jù)軸的結構圖（圖3）作出軸的計算簡圖（齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。軸承1和軸承2之間的距離為177mm，軸承1和錐齒輪間的距離為33.5mm大錐齒輪：所以所以校核軸承壽命：查手冊得6007型深溝球軸承參數(shù)查表得計算軸承所承受的軸向載荷結合受力分析圖可知，軸承2被“放松”，軸承1被“壓緊”。由此可得軸承2不受軸向力，所以計算當量動負荷軸承1：，由表，用線性插值法可求得：由查表，并用線性插值法求得：，由此可得軸承2：由表，用線性插值法可得：由查表，由此可得（3）軸承壽命計算因為,所以按軸承1計算軸承的壽命所選軸承6007深溝球軸承合格。6.做彎矩圖：根據(jù)上述見圖，求出總的彎矩并作彎矩圖。7作扭矩圖取8.作出計算彎矩圖根據(jù)以作的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，的計算公式為9.校核軸的強度已知軸的計算彎矩后，即可針對某些危險截面（即計算彎矩大而直徑可能不足的截面）做強度校核計算，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面（即危險截面C）的強度。因為軸的材料為45鋼，經調質處理不起機械性能由表得,所以故安全。六、減速器的結構設計名稱符號減速器型式及尺寸關系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑12地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑9機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑7聯(lián)接螺栓的間距180軸承端蓋螺栓直徑5視孔蓋螺釘直徑4定位銷直徑5、、到外箱壁距離18、16、13、至凸緣邊緣距離16、14、11軸承旁凸臺半徑6046凸臺高度5外箱壁至軸承座端面距離30大齒輪頂圓與內箱壁距離12齒輪端面與內箱壁距離10箱蓋、箱座肋厚、；軸承端蓋外徑12046軸承端蓋凸緣厚度9七鍵連接的選擇和計算根據(jù)軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸，查有關資料如下：本減速器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵如下：鍵名 國標長度1軸I(聯(lián)軸器)鍵6x6GB1096-2003A型50mm2軸I（齒輪處）鍵6x6GB1096-2003A型25mm3軸II（聯(lián)軸器） 鍵8x7GB1096-2003A型50mm4軸II（齒輪處） 鍵10x8GB1096-2003A型35mm查表的鋼的靜聯(lián)接在時的許用應力[QUOTE]=125~150MPa校核鍵1QUOTE=14.87MPa〈[QUOTE]d=35mmL=50mm〉校核鍵2QUOTE=54.04MPa〈[QUOTE]d=22mmL=25mm〉校核鍵3QUOTE=44.02MPa〈[QUOTE]d=30mmL=50mm〉校核鍵4QUOTE=49.61MPa〈[QUOTE]d=43mmL=36mm〉QUOTEQUOTE所以所有鍵均符合設計要求，可用。八、聯(lián)軸器的選擇考慮到電動機轉軸直徑、軸的最小直徑、傳動轉矩選取聯(lián)軸器。聯(lián)軸器1為彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號LT6聯(lián)軸器；聯(lián)軸器2為彈性注銷聯(lián)軸器，型號 GY5聯(lián)軸器。九、設計小節(jié)通過這次設計一級減速器，學習運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應用能力，培養(yǎng)機械設計的基本技能和獲取相關信息的能力，讓我更為系統(tǒng)地認識了解了機械設計的全過程，增強了我們對機械行業(yè)的了解。課程設計的優(yōu)點：讓我們學會了靈活運用以往學習的知識，及時了解并且彌補自己的不足。十、謝辭衷心感謝趙勇老師對我們的精心指導，才使得我們能夠完成這次課程設計。謝謝趙老師！參考文獻1.《機械設計(第八版)》濮良貴、紀名剛高等教育出版社20062.《機械設計課程設計手冊》吳宗澤、羅圣國高等教育出版社20063.《機械設計手冊》王文斌機械工業(yè)出版社2007=0.783=3.51KWN=52.55r/min選用電動機型號：Y132M-6=18.27QUOTE=3i=6.09=960r/min=315.27r/min=315.27r/min=52.55r/min=3.41KW=3.21KW=3.11KW=2.90KW=34.92N?m=33.88N?m=97.06N?m=94.17N?m=526.03N?m===450MPa=426.3MPaK=1.8=77.47mmV=3.89m/s取23，則=3x23=69取標準模數(shù)m=3.5大端分度圓直徑：=80.5mm=241.5mm節(jié)錐頂距：R=127.282mm節(jié)圓錐角：=18°26′6″=7