1、1目 录设计任务书1传动方案的拟定及说明4电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算5轴的设计计算8滚动轴承的选择及计算14键联接的选择及校核计算16连轴器的选择16减速器附件的选择17润滑与密封18设计小结18参考资料目录182机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一 总体布置简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器二 工作情况：载荷平稳、单向旋转3三 原始数据鼓轮的扭矩 T（Nm）：850鼓轮的直径 D（mm）：350运输带速度 V（m/s）：0.7带速允许偏差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班
2、/日）：2四 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写+3223324传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点
3、是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式 Y（IP44）系列的电动机。2电动机容量的选择1） 工作机所需功率 Pw Pw3.4kW2） 电动机的输出功率PdPw/ 0.904轴 承联齿轴 承联 23Pd3.76kW3电动机转速的选择nd（i1i2in ）nw初选为同步转速为 1000r/min 的电动机4电动机型号的确定由表 201 查出电动机型号为 Y132M1-6,其额定功率为 4kW，满载转速 960r/min。
4、基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比5由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nwnw38.4i25.142合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以 i1i2 。因为 i25.14，取 i25，i1=i2=5速度偏差为 0.5%5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 鼓 轮转速（ r/min） 960 960 192 38.4 38.4功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57转矩（Nm） 39.8 39
5、.4 191 925.2 888.4传动比 1 1 5 5 1效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 精度等级选用 7 级精度；3） 试选小齿轮齿数 z120，大齿轮齿数 z2100 的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角 142按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt 3212HEdt ZuTK 1） 确定公式内
6、的各计算数值（1） 试选 Kt1.6（2） 由图 1030 选取区域系数 ZH2.433（3） 由表 107 选取尺宽系数 d1（4） 由图 1026 查得 10.75，20.87，则 121.62（5） 由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（6） 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa；（7） 由式 1013 计算应力循环次数6N160n1jLh601921（283005）3.3210e8N2N1/56.64 107（8） 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95
7、；KHN2 0.98（9） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得H10.95600MPa570MPaH20.98550MPa539MPaH H1 H2/2554.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t 3 212HEdt ZuTK = =67.853 235.481962.096（2） 计算圆周速度v= = =0.68m/s1062ndt 106859.7（3） 计算齿宽 b 及模数 mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt= = =3.391coszdt 2014cs85.67。h=2.25mnt=2.253.39m
8、m=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 计算纵向重合度 = =0.3181tan14 =1.59 tan318.0z。（5） 计算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取 KA=1根据 v=0.68m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 KV=1.11；由表 104 查的KH 的计算公式和直齿轮的相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.4223由表 1013 查得 KF=1.36由表 103 查得 KH=KH =1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.057（6） 按实际的载荷系数校正所得的分
9、度圆直径，由式（1010a）得d1= = mm=73.6mm31/ttKd36.1/0528.67（7） 计算模数 mnmn = mm=3.741cosz20cos4.3。3按齿根弯曲强度设计由式(1017)mn 321cosFSadYzKT 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKF KF=11.03 1.41.36=1.96（2） 根据纵向重合度 =0.318dz1tan=1.59，从图 1028 查得螺旋角影响系数 Y0。88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos =20/cos 14 =21.8933。z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47。（4） 查取
10、齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5） 查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 计算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MPa（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY= =0.01261FSaY 29.35674= =0.014682FSa 88大齿轮的数值大。2） 设计计算mn =2.43201468.6.10984cos9.2mn=2.54几何尺寸计算1） 计算中心距z1 =32.9，取 z1=33nmdcos1z2=165a =
11、255.07mmcos21nza 圆整后取 255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos =13 5550”amzn21。3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =85.00mmcos1nzd2 =425mm2nm4） 计算齿轮宽度b=dd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋9II 轴：1初步确定轴的最小直径d =34.2mm30NPA319284.62求作用在齿轮上的受力Ft1= =899NTFr1=Ft =33
12、7NcostanFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案i. I-II 段轴用于安装轴承 30307，故取直径为 35mm。ii. II-III 段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为 44mm。iii. III-IV 段为小齿轮，外径 90mm。iv. IV-V 段分隔两齿轮，直径为 55mm。v. V-VI 段安装大齿轮，直径为 40mm。vi. VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为 35mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II 段轴承宽度为 22.75mm，所以长度为 22.
13、75mm。2. II-III 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 12mm，轴承和箱体的间隙 4mm，所以长度为 16mm。3. III-IV 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度 90mm。4. IV-V 段用于隔开两个齿轮，长度为 120mm。5. V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 83mm。6. VI-VIII 长度为 44mm。104求轴上的载荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承 30307 的 Y 值为 1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5精确校核轴的疲劳强度1） 判
14、断危险截面由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面 IV 右侧的MPaWmb5.17截面上的转切应力为 T64.2PaTmb 9.78.15211由于轴选用 40cr，调质处理，所以， ， 。MPaB735Pa3861MPa2601（2P355 表 15-1）a) 综合系数的计算由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应04.52dr.dD力集中为 ， ，381（2P38 附表 3-2 经直线插入）轴的材料敏感系数为 ， ，5.0q7.（2P37 附图 3-1）故有效应力集中系数为 .2)1(k70q查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，.76.0（2P37 附图
15、 3-2） （2P39 附图 3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，92.（2P40 附图 3-4）轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为1q93.21kK.b) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为 ，1.05.c) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为 92.61maKS.41a12SSca 5.16.2故轴的选用安全。I 轴：1作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52初步确定轴的最小直径 mnPAda9.173013轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端
16、连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 25mm。e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以该段直径选为 30。f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用30207 型，即该段直径定为 35mm。g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经标准化，定为40mm。h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以该段直径选为 46mm。i) 轴肩固定轴承，直径为 42mm。j) 该段轴要安装轴承，直径定为 35mm。2） 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴
17、承宽 18.25mm，该段长度定为18.25mm。13b) 该段为轴环，宽度不小于 7mm，定为 11mm。c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短 2mm，齿轮宽为 90mm，定为88mm。d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 13.5mm、轴承与箱体内壁距离取 4mm（采用油润滑） ，轴承宽 18.25mm，定为 41.25mm。e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为 57mm。f) 该段由联轴器孔长决定为 42mm4按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45 钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。MPa
18、p275 6.043)(2 pmpWTIII 轴1作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2初步确定轴的最小直径 mnPAda4.513013轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII14直径 60 70 75 87 79 70长度 105 113.75 83 9 9.5 33.255求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合 3332160.01. mdW.5)(22 pmp MPaT滚动轴承
19、的选择及计算I 轴：1求两轴承受到的径向载荷5、 轴承 30206 的校核1） 径向力 5.16821VHrF2） 派生力，NYrAd7.52NYrBd7.523） 轴向力由于 ，dAdBa FF31所以轴向力为 ，2aA752aB4） 当量载荷由于 ， ，eFrAa3.1eFrBa31.0所以 ， ， ， 。4.0X6.AYX0BY由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.1pfNFfPaArApA 4.509)( 2.0)(aBrBpBFYXfP155） 轴承寿命的校核 hPCrnLAh 240198.3)(6017II 轴：6、 轴承 30307 的校核1） 径向力 NFVHrA
20、5.14821rb60322） 派生力，NYFrAd4NYFrBd1893） 轴向力由于 ，dAdBa 08921所以轴向力为 ，FaA63aB1894） 当量载荷由于 ， ，erAa5.0erBa.0所以 ， ， ， 。4.X6.1AYX0BY由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.1pfNFfPaArApA 84.95)(YXBrBB75） 轴承寿命的校核 hPCrnLAh 2401.)(6017III 轴：7、 轴承 32214 的校核1） 径向力 NFVHrA5.8421216NFVHrb5.84222） 派生力，YrAd6.9YrBd6.943） 轴向力由于 ，dAdBa
21、FNF.105.241所以轴向力为 ，aAaB62944） 当量载荷由于 ， ，eFrAa32.1eFrBa3.0所以 ， ， ， 。4.0X5.AY1X0BY由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为2.pfNFfPaArApA 87.3)( NFYXfPaBrBpB10)(5） 轴承寿命的校核 hPCnLAh 2401.56)(6017键连接的选择及校核计算代号 直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）8760（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0高速轴12880（单头） 40 68 4 39.8 7.32中间轴12870（单头） 40 58
22、 4 191 41.2201280（单头） 75 60 6 925.2 68.5低速轴1811110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。MPap1017连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，5.1AK计算转矩为 mNTKAca 7.598.31所以考虑选用弹性柱销联轴器 TL4（GB4323-84 ） ，但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用 TL5（GB4323-84）其主要参数如
23、下：材料 HT200公称转矩 mNTn125轴孔直径 ，d38d2轴孔长 ，L601装配尺寸 mA45半联轴器厚 b38（1P163 表 17-3） （GB4323-84 ）三、第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，5.1AK计算转矩为 mNTKAca 8.1372.95.3所以选用弹性柱销联轴器 TL10（GB4323-84 ）其主要参数如下：材料 HT200公称转矩 mNTn20轴孔直径 d631轴孔长 ， L417装配尺寸 A80半联轴器厚 mb5（1P163 表 17-3） （GB4323-84 ）18减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通
24、气器（一次过滤） ，采用 M181.5油面指示器选用游标尺 M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M161.5润滑与密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为 35mm。二、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN15 润滑油。四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM ， （F）B70-90-10-AC
25、M 。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料目录1机械设计课程设计 ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编， 1995 年 12 月第一版；2机械设计（第七版） ，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编， 2001 年 7 月第七版；3简明机械设计手册 ，同济大学出版社，洪钟德主编， 2002 年 5 月第一版；4减速器选用手册 ，化学工业出版社，周明衡主编， 2002 年 6 月第一版；195工程机械构造图册 ，机械工业出版社，刘希平主编6机械制图（第四版） ，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编， 2001 年 8 月第四版；7互换性与技术测量（第四版） ，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001 年 1 月第四版。
