1、1安徽科技学院机电与车辆工程学院机械设计课程设计说明书班级:车辆工程 104班学号:1608100403姓名:陈涛指导老师:陈丰2目录一、设计任务书 .31.1 传动方案示意图 .31.2 原始数据 .31.3 工作条件 .31.4 工作量 .3二、传动系统方案的分析 .4三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算 .43.1 电动机的选择 .43.2 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 .53.3 计算传动装置的运动和动力参数 .6四、传动零件的设计计算 .74.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计 .74.2 直齿圆锥齿轮传动设计 .12五、轴的设计计算 .165.1 输入轴（I 轴)的设计.
2、165.2 输出轴（III 轴)的设计 .195.3 中间轴（II 轴）的设计 .21六、键的校核 .267.1 输入轴键计算 .267.2 中间轴键计算 .277.3 输出轴键计算 .27七、联轴器的选择 .28八、润滑与密封 .28九、减速器附件的选择以及箱体结构尺寸的确定 .28十、设计小结 .30十一、参考文献 .303一、设计任务书1.1 传动方案示意图1.2 原始数据 （题号_E3_）班级序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10题号 E1 E2 E3 E4 E5 E6 E7 E8 E9 E10运输带工作拉力 F/N 2600 2550 2500 2350 2400 2300
3、2450 2200 2100 2000运输带工作速度 v (m/s) 1.40 1.35 1.45 1.25 1.30 1.25 1.30 1.20 1.20 1.50卷筒直径 D(mm) 320 300 310 260 300 290 280 280 270 2601.3 工作条件连续单向运转，载荷较平稳，使用期限 10 年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为5% 。41.4 工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱
4、体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为 8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算3.1 电动机的选择1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流 380V。2、电动机容量选择：（1）工作机所需功率 =FV/1000 wPF-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率 d考虑传动装置的功率损耗，电动
5、机的输出功率为= /dPw为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即421350.79534-滚动轴承传动效率取 0.98 -圆锥齿轮传动效率取 0.951 2 -圆柱齿轮传动效率取 0.97 -联轴器效率取 0.99 -卷筒效率取 0.96 5=dP 501.FV/14.5328kw0.79（3）确定电动机的额定功率 ed因载荷平稳，电动机额定功率 略大于 即可。所以可以暂定电动机的额定功率为Pd5.5Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速=601000V/D=60 1000 1.45/（3.14 310）=89.38r/minwn由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为 8-22，故电动机的转
6、速的可选范围为 =(8-22） =715.041966.36r/min。1d2wn可见同步转速为 750r/min ,1000r/min,1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 750r/min ,1000r/min ,1500r/min的三种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。表 2 电动机方案比较表（指导书 表 16-1）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）传动装置总传动比1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 16.
7、112 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 10.743 Y160M2-8 5.5 750 720 119 8.06由表中数据可知，方案 1的总传动过小，故不符合。综合考虑，选定电动机型号为Y132M2-6，外伸轴径：D=38mm;外伸轴长度： E=80mm。3.2 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比=960/89.38=10.74/mwin2、分配各级传动比6高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约 ，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大i.i2501些。所以可取=2.685 =41i2i3.3 计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出
8、） =960r/minn0/im =960/2.685=357.54/min1 / =357.54/4=89.39r/min2i=89.39r/minIVn2、各轴输入功率=4.488kwIedP4=4.178kw 12II=3.972kw3II= . =3.853kwIVPI413、各轴转矩 =44.65N.m950IIPTn=111.60N.mII=424.35N.m 950IIPTn=411.48N.mIVIV7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 高速级轴 I 中间轴 II 低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）960 960 357.54 89.39
9、89.39功率（kw） 5.5 4.488 4.178 3.972 3.853转矩()Nm45.10 44.65 111.60 424.35 411.48传动比 1 2.685 4.0 1效率 0.99 0.93 0.95 0.97四、传动零件的设计计算4.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版） ）已知输入功率为 4.178kw、小齿轮转速为 =357.54r/min、齿数比为 4。工作寿命IPn10年（设每年工作 300天） ，单班工作制，带式输送，工作平稳，环境最高温度 ，35C转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用
10、 7级精度。 （GB10095-88） （2）材料选择 由 机械设计（第八版） 表 10-1 小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。（3)选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿数 初选螺旋角 。2z18z412142、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 2131 )(HEdtt ZuTK（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 =1.61tk2）查教材图表（图 10-30）选取区域系数 =2.435HZ3）查教材表 10-6选取弹性影响系数 =189.8 E12MPa84）查教材图表（图 10-26
11、）得 =0.765 =0.88 =1.6451a2a12aa5）由教材公式 10-13计算应力值环数N =60 j =60357.541（2830010）=1.029710 h1nhL 9N =0.2574X10 h296）查教材 10-19图得：K =1.0 K =1.08127）查取齿轮的接触疲劳强度极限 650Mpa 550Mpa Hlim1Hlim28）由教材表 10-7查得齿宽系数 =1d9）小齿轮传递的转矩 =95.510 =9550X4178/357.54=111.60N.m1T5/IPn10）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（10-12）得
12、: = =1.0650=650H1SKHN1limMa = =1.08550=594 22li P许用接触应力为 12()/6HHa（2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径 1td213 )(HEdtt ZuTK= 35 22.60.435189.()53.146m2）计算圆周速度 0.994m/s1Vtn 3）计算齿宽 b及模数 ntmb= =1 50.34=53.11mmd1t=nt1cos53.1cos42.3dmZ4) 计算齿宽与高之比 hb齿高 h= =2.252.2.34=5.265ntm25.= =10.087hb31693cos5) 计算纵向重合度 =0.318 tan=0.
13、318 1 22tan =1.744d1Z46) 计算载荷系数 K系数 =1，根据 V=0.994m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数 =1.03A vK查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数 =1.2HFK由教材图表(表 10-4）查得 =1.4201H查教材图表（图 10-13）得 =1.18F所以载荷系数=1.755AVHK7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 1d=31ttd3.755.14.9m68) 计算模数 nm= 1cos4.9cos12.Z3、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 设计nm321cos()FSdaKTYZ（1）确定公式内各计算数
14、值1）计算载荷系数 =1.458AVFK2）根据纵向重合度 =1.744 查教材图表（图 10-28）查得螺旋影响系数 =0.88 Y3）计算当量齿数=24.081vZ=96.3332/8/s14V4）查取齿形系数 查教材图表（表 10-5） =2.6476 ， =2.187341FY2FY5）查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5） =1.5808 ， =1.78633SS6）查教材图表（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 =520MPa ，大齿轮弯曲疲1FE劳强度极限 =400MPa 。2FE7）查教材图表（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数 K =0.85 K =0.88
15、1FN2FN108）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 得FNEKS =F1 71.354.1208SKFN =2 .29）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 FSY01326.7.315864.21FSY大齿轮的数值大.选用.54.2S（2）设计计算1）计算模数 3 521.458.610.8cos140.51.746nmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算n的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径nd =54.97 来计算应有的齿数 .12）计算齿数 z = =26.67 取 z =26 那么 z =426=104 154.97cos1nm124、几何尺寸计算（1）计算中心距a= = =133.98cos2)(1nz(60)2.cos14m将中心距圆整为 135mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos1226104.arcos.0353n( )m()因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.khZ（3）计算大.小齿轮的分度圆直径
