1、1计算过程及其说明 结果一、设计任务书1 总体布置简图如右图所示2工作条件：使用年限为 15 年，（每 年 工 作 300 天） ，两 班 制，带 式运输机工作平稳，转向不变。3原始数据运输带曳引力 F（N）：1900运输带速度 V（m/s）：1.6滚筒直径 D (mm)：3504设计内容（1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动装置的设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核（5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制（8）编写设计计算说明书5设计任务（1）减速器总装配图一张（2）低速轴、闷盖零件图各一张（3）设计说明书一份6设计进度（1）第一阶段：总体计算和传动件
2、参数计算（2）第二阶段：轴与轴系零件的设计（3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写=72000hhLF=1900NV=1.6m/sD=350mm二、传动方案的拟定由设计任务书知传动类型为：分流式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。分流式二级圆柱齿轮传动三、电动机的选择1、电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机 Y 系列2、选择电动机容量：（1）工作机所需功率 wP=FV/1000=19001.6/10002=3.04 kw=3.04kwwP=601000V/
3、Dwn=87.4 r/min =87.4r/minwn(2) 电动机输出功率 dP考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为= /dw试中 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即231:其中 ， ， 分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承123的效率，取 =0.99， =0.96， =0.981233= 230.9.60.98=0.85 =0.85电动机的输出功率为= /dPw=3.04/0.85=3.58 kw =3.58 kwdP（3）确定电动机的额定功率 ed选定电动机的额定功率 =4 kwP=4 kwed3、 选择电动机的转速=87.4 r/minwn该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，
4、 =3612i则总传动比可取 =9， =361i2则电动机转速的可选范围为=9 =987.4=786.6 r/min1dnw =786.6r/min1dn3=36 =3687.4=3146 r/min2dnw可见同步转速为 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min 的三种电动机进行比较，如下表：=3146r/min2dn表 1 电动机方案比较表（指导书 表 20-1）电动机转速（r/min）方案 电动机型号额定功率（kw） 同步 满载电动机质量（kg）传种装置总传动比1 Y
5、132M1-6 4 1000 960 73 10.982 Y112M-4 4 1500 1440 43 16.483 Y112M-2 4 3000 2890 45 33.07由表中数据可知，方案 1 的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案 1，选定电动机型号为 Y132M-6电动机型号Y132M-64、电动机的技术参数和外型、安装尺寸表 2 电动机参数（指导书 表 20-2）型号 H A B C D E FGD GY132M-6132 216 178 89 38 80 108 33K AB AD AC HD AA BB HA L12 280 210 135 315 60 238
6、18 515四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比=960/87.4/mwin=10.98（2）分配各级传动比取高速级的圆柱齿轮传动比 =3.52 ，则低速级的圆柱齿1i轮的传动比 为2i= / 1=10.98/3.52=3.12由指导书 表 2-1 及表 2-2 知，传动比合理=10.98i=3.521i=3.122i五、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速级轴为轴，带轮轴为轴，则4=960 r/minIImn960/3.52 r/min=272.73 r/min1IIi272.73/3.12 r/min2IIV
7、ni=87.4 r/min=96Imn0 r/min=272.73r/minI87.4r/minIVn=87.4r/min2. 按电动机额定功率 计算各轴输入功率edP=4 kwI=40.99 kw=3.96 kw1II=3.960.960.98 kw23IIP=3.73 kw=3.730.960.98 kw23IVI=3.51 kw=3.510.980.99 kw31VIP=3.40 kw=4 kwIP=3.96 kwI=3.73 kwI=3.51 kwIVP=3.40 kwV3. 各轴转矩=95504/960 950IITnNm=39.79 =95503.96/960 IIP=39.39
8、Nm=95503.73/272.73 950IITn=130.61 =95503.51/87.4 IVIVPN=383.53 m=39.79 ITNm=39.39I=130.61ITNm=383.53IV5=95503.40/87.4 950VVPTnNm=371.51 =371.51VTNm将计算结果汇总列表如下表 3 轴的运动及动力参数项目 电动机轴 I 高速级轴 II 中间轴 III 低速级轴IV带轮轴 V转速（ r/min）960 960 272.73 87.4 87.4功率（kw） 4 3.96 3.73 3.51 3.40转矩( )Nm39.79 39.39 130.61 383.
9、53 371.51传动比 1 3.52 3.12 1效率 0.99 0.94 0.94 0.97六、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a . 按图 1 所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（GB10095-88 ）c . 材料选择。查图表（P 表 10-1） ，选择小齿轮材料为40Cr（调质） ，硬度为 275 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 236 HBS，二者的硬度差为 39 HBS。d . 初选小齿轮齿数 =25，则大齿轮齿数1Z=3.5225=882=3.521ue .初选螺旋角 =
10、4f .选取齿宽系数 ： =1.2d 7 级精度（GB10095-88）小齿轮： 40Cr（调质）275 HBS大齿轮： 45 钢（调质） 236 HBS=251Z=882=3.521u= 4（2）按齿面接触强度设计按下式试算21312t HEtdakTuZ1）确定公式内的各计算数值=1.2d6a . 试选 =1.61tkb. 分流式小齿轮传递的转矩 = /21TI=19.70 Nmc. 查图表（P 图 10-30）选取区域系数 =2.433HZ（表 10-6）选取弹性影响系数 =189.8 E12MPad. 查图表（P 图 10-26）得=0.768 ， =0.871a2a=0.768+0.
11、87=1.638e. 许用接触应力 =600MPa， =530MPa1H2H则 =（ + ）/2H2=（600+530）/2=565 MPaf. 由式N=60nj hL计算应力循环次数160hNnj=60960172000=4.15 9102/3.5=4.15 /3.52=1.178909=1.61tk=19.701TNm=2.433HZ=189.8 E12MPa=0.7681a=0.872=1.638a=600MPa1H=530MPa2=565 MPaH=4.151N90=1.178292） 计算a. 按式计算小齿轮分度圆直径 1tdmm2331.61970.52.43189.2865td=
12、30.19 mmb. 计算圆周速度11/60tVdn=3.1430.19960/（601000）m/s=1.52 m/s=30.19 mm1td7c. 计算齿宽 b 及模数 ntmb= =1.230.19 mm=36.23 mmd1t= cos/ =1.17 mmntt1Zh =2.25 =2.251.17 mm=2.64 mmtmb/h=36.23/2.64=13.74d. 计算纵向重合度 =0.318 tand1Z=0.3181.225tan =2.3784e. 计算载荷系数 K使用系数 =1，根据 V=1.52 m/s，7 级精度查图表（PA图 10-8）得动载系数 =1.08v查图表（
13、P 表 10-3）得齿间载荷分布系数 =1.4HFK由公式 231.08.10HdKb得 126.2=1.387查图表（P 图 10-13）得 =1.3521F由式 AVHK得载荷系数 =11.131.41.387=2.1941f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式 3ttKd得 mm=33.54 mm312.1940.6g. 计算模数 1nm=1.52 m/s1Vb=36.23 mm=1.17 mmntmh =2.64 mmb/h=13.74=2.378=1AK=1.08v=1.4H=1.4FK=1.3871H=1.3521FK=2.1941=33.54 mm1d8= cos/ =33.
14、54cos /25 mm1nmd1Z4=1.3 mm =1.3 mm1nm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计按式 计算21cosFSndKTYmZ1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 AVFK得 =11.131.41.352=2.141b. 根据纵向重合度 =2.378 查图表（P 图 10-28）得螺旋角影响系数 =0.87Yc. 计算当量齿数=27.37331/cos25/cs14VZ=96.3328d. 查取齿形系数查图表（P 表 10-5） =2.563 ， =2.1871FY2Fe. 查取应力校正系数查图表（P 表 10-5） =1.604 ， =1.7861S2Sf. 计算弯曲疲劳许
15、用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ， =0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极1FNK2FN限 =500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 =380 E2FEMPa ，由式 limNKS得 =0.85500/1.4 MPa=303.57 MPa1=2.141K=0.87Y=27.371VZ=96.332=2.5631FY=2.1872=1.6041S=1.7862YS=1.4=0.851FNK=0.882=500 MPa1FE=380 MPa2=303.57 MPa19=0.88380/1.4 MPa=238.86 MPa2g. 计算大小齿轮的 并加以比较FSY=
16、2.5631.604/303.57=0.013541FS=2.1871.786/238.86=0.016352FSY大齿轮的数值大=238.86 MPa21FSY=0.013542FS=0.016352） 设计计算mm232312.49701.8cos40.163556nm=0.97 mm由以上计算结果，取 =2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直1n径 =33.54 mm 计算应有的齿数1d=33.54cos /2=16.27cos/nZm4取 =28 ，则 =3.5228=98121uZ=2 mm1nm=281Z=982（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距mm12()(89)coscos14nm
17、a=129.86 mm将中心距圆整为 130 mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角12()(89)arcosarcos145230onZ因 值改变不多，故参数 ， ， 等不必修正KHZ3） 计算大小齿轮的分度圆直径=282/cos11/cosndZm1452o=57.78 mm=982/ cos21/n o=202.22 mm4） 计算齿轮宽度=130 mm1a452o=57.78 mm1d=202.22mm210=1.257.78mm=69.34mm1db圆整后取 =75mm ， =70mm1B2 =75mm1B=70mm25） 结构设计由 e2 ，小齿轮做成齿轮轴 1tm由 160mm =7
18、2000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6008。=0aF=3n=960r/minC=13200N=9420N0CX=1Y=0=1.2pfP=359.54N=859127hhL深沟球轴承 60082轴 III 上的轴承选择与计算由轴 III 的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=1176.74N， =0，=10/3，n=272.73r/minrFa1）查滚动轴承样本（指导书表 15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206 的基本额定动载荷 C=36200N，基本额定静载荷=22800N0C2）求轴承当量动载荷 P因为 =0
19、，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作aF情况平稳，按课本（P 表 13-6） ，取 =1.2，则pfP= （X +Y ）=1.2（11176.74+0）Npfra=1412.09N3）验算轴承寿命h10/3661010227.34.9hCLnP=1176.74NrF=0a=10/3n=272.73r/minC=36200N=22800N0CX=1Y=0=1.2pfP=1412.09N=3035776hhL23=3035776h =72000hhL故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206外圈无挡边圆柱滚子轴承 N2063输出轴上的轴承选择与计算由轴 IV
20、 的设计知，初步选用深沟球轴承 6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力 = =3706.46 rF24tN， =0，=3 ，转速 n=87.4/minaF1）查滚动轴承样本（指导书表 15-3）知深沟球轴承 6210 的基本额定动载荷 C=27000N，基本额定静载荷 =19800N0C2）求轴承当量动载荷 P因为 =0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作aF情况平稳，按课本（P 表 13-6） ，取 =1.0，则pfP= （X +Y ）=1.（13706.46+0）Npfra=3706.46N3）验算轴承寿命h36610102708.4.6hCLnP=73714h =
21、72000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6210。=3706.46NrF=0an=87.4/minC=27000N=19800N0CX=1Y=0=1.0pfP=3706.46N=73714hhL九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接1) 由轴 II 的设计知初步选用键 C1070， =39.39ITNm2) 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应力 =100-120MPa，取 =110MPa。键的工作长度 =L-pplb/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式 可得32
22、10pTkld=239.39 /46535MPa3210IpTkld3选用键 C1070GB1096-7924=8.66MPa =110MPap可见连接的强度足够，选用键 C10702齿轮 2（2）与轴 III 的键连接1) 由轴 III 的设计知初步选用键 1056， = =65.305T/2INm2) 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应力 =100-120MPa，取 =110MPa。键的工作长度 =L-pplb=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式 可得3210pTkld=265.305 /4
23、4632MPa3210IpTkld3=22.18MPa =110MPap可见连接的强度足够，选用键 10563齿轮 3 与轴 III 的键连接1) 由轴 III 的设计知初步选用键 1080， = =130.61TINm2) 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应力 =100-120MPa，取 =110MPa。键的工作长度 =L-pplb=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式 可得3210pTkld=2130.61 /47034MPa3210IpTkld3=27.44MPa =110MPap可见连接的
24、强度足够，选用键 1080选用：键 1056GB1096-79选用：键 1080GB1096-794齿轮 4 与轴 IV 的键连接1) 由轴 IV 的设计知初步选用键 1880， = =383.53TIVNm2) 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应25力 =100-120MPa，取 =110MPa。键的工作长度 =L-pplb=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式 可得3210pTkld=2383.53 /5.56262MPa3210IpTkld310=36.28MPa =110MPap可见
25、连接的强度足够，选用键 1880选用：键 1880GB1096-795联轴器与轴 IV 的键连接1) 由轴 IV 的设计知初步选用键 12100， = =383.53TIVNm2) 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应力 =100-120MPa，取 =110MPa。键的工作长度 =L-pplb=100mm-12mm=88mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式 可得3210pTkld=2383.53 /48842MPa3210IpTkld3=51.88MPa =110MPap可见连接的强度足够，选用键 12100选用：键 12
26、100GB1096-79十、联轴器的选择1输入轴（轴 II）的联轴器的选择根据轴 II 的设计，选用 TL6 型弹性套柱销联轴器（ 35 钢） ，其尺寸如下表所示型号 T（ ）Nm（r/minn）（mm）2dL（mm） 转动惯量（ ）2kgmTL6 250 3800 35 82 0.0262输出轴（轴 IV）的联轴器的选择根据轴 IV 的设计，选用 HL3 型弹性柱销联轴器（35 钢） ，其尺寸如下表所示26型号 T（ ）Nm（r/minn）（mm）2dL（mm） 转动惯量（ ）2kgmHL3 630 5000 42 112 0.6十一、减速器附件设计1视孔盖选用 A=120mm 的视孔盖。2
27、通气器选用通气器（经两次过滤）M181.53油面指示器根据指导书表 9-14，选用 2 型油标尺 M164油塞根据指导书 9-16，选用 M161.5 型油塞和垫片5起吊装置根据指导书表 9-20，箱盖选用吊耳 d=20mm6定位销根据指导书表 14-3，选用销 GB117-86 A6307起盖螺钉选用螺钉 M820视孔盖：A=120mm通气器：M181.5油面指示器：2 型油标尺 M16油塞：M161.5吊耳：d=20mm定位销：销 GB117-86 A630起盖螺钉：M820十二、润滑与密封1齿轮的润滑采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于 10mm，取为油深 h=57mm。根据指导
28、书表 16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。2滚动轴承的润滑由于轴承的 =38400 1600001dn/minr /inr=8181.9 1600002 m=4370 1600003/ir /ir故选用脂润滑。根据表 16-4 ，选用滚动轴承脂 ZGN69-23密封方法的选取由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴 II 及轴 IV 的轴承两端采用凸缘式端盖，而嵌入式端盖易于安装和加工，轴III 选用外圈无挡边滚子轴承，故选用嵌入式端盖。由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封。齿轮润滑：L-AN22h=57mm1d=38400 /minr2=8181.9 /i3d=4370 /inr滚动轴承脂
29、：ZGN69-227总结机械设计是机电类专业的主要课程之一，它要求学生能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的三个星期里，我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。第一，设计过
30、程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作中一般占较大的比重。第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国
31、家兴旺发达的不竭动力。创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材和手册所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。因此也体现了创新的思想。这次设计的分流式二级圆柱齿轮减速器通过采用配对的斜齿轮，既具有人字齿重合度大，运转平稳，无轴向力的优点，又免去了人字齿加工较复杂的缺点，因此是一种比较理想的传动方案，
32、该方案的传动特点是齿轮相对于轴承对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。但减速器的结构较为复杂。28参考书目【1】 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 8 版. 北京：高等教育出版社. 2006【2】 孙恒， 陈作模. 机械原理. 6 版. 北京：高等教育出版社. 2005【3】 徐绍军. 工程制图. 长沙：中南大学出版社. 3003【4】 王昆，何小柏，汪信远. 机械设计课程设计. 北京：高等教育出版社.2002【5】 濮良贵，纪名刚. 机械设计学习指南. 4 版. 北京：高等教育出版社. 2002【6】 王伯平. 互换性与测量技术基础. 北京：机械工业出版社. 2002机械设计手册教研组. 机械设计手册. 2 版 北京：化学工业出版社. 19822930
