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1、目目 录录设计任务书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18机械设计课程设计任务书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轮减速器一一 总体布置简图总体布置简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器二二 工作情况：工作情况：载荷平稳、单向旋转三三 原始数据原始数据鼓轮的扭矩 T（Nm）：
2、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/日）：2四四 设计内容设计内容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五五 设计任务设计任务1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份六六 设计进度设计进度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、
3、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明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 Pw3.4kW 2） 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
4、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。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 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/nw nw38.4 i25.142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
5、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）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩（Nm）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算传动件设计计算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
6、 的； 4） 选取螺旋角。初选螺旋角 14 2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 3212 HEHdtZZ uuTK 1） 确定公式内的各计算数值 （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 Hl
7、im2550MPa； （7）由式 1013 计算应力循环次数 N160n1jLh601921（283005）3.3210e8N2N1/56.64107（8）由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95；KHN20.98 （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H10.95600MPa570MPaH20.98550MPa539MPaHH1H2/2554.5MPa2） 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 d1td1t 32112 HEHdtZZ uuTK =67.853235 .5548 .189433. 25662. 11101911.62 （2）计
8、算圆周速度v=0.68m/s10006021 ndt 10006085192.67 （3）计算齿宽 b 及模数 mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt=3.3911cos zdt 2014cos85.67。h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89（4）计算纵向重合度 =0.3181tan14 =1.59tan318. 01z。（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
9、.12+0.18(1+0.61 )11+0.231067.85=1.42223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=2.05（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d1=mm=73.6mm31/ttKKd3 6 . 1/05. 285.67（7）计算模数 mnmn =mm=3.7411cos zd20cos146 .73。3按齿根弯曲强度设计由式(1017)mn 32 12 cos2FSaFadYY zKTY 1） 确定计算参数 （1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=11
10、.031.41.36=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 =109.4733。（4）查取齿型系数 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=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98F1=339.29Mpa F2=266MPa（7）计算大、小齿轮
11、的并加以比较 FSaFaYY =0.0126 111FSaFaYY 29.339569. 174. 2=0.01468 222FSaFaYY 266798. 1172. 2大齿轮的数值大。2） 设计计算mn=2.4322 01468. 062. 120119188. 014cos96. 12 mn=2.54几何尺寸计算 1） 计算中心距z1=32.9，取 z1=33nmdcos1z2=165a=255.07mm cos221nmzz a 圆整后取 255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=13 5550” amzzn 221。3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=85.00mmc
12、os1nmzd2=425mmcos2nmz4） 计算齿轮宽度b=dd1 b=85mm B1=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。轴的设计计算轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋 II 轴： 1初步确定轴的最小直径d=34.2mm30NPA319284. 31262求作用在齿轮上的受力Ft1=899NdT2Fr1=Ft=337N costannFa1=Fttan=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N3轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案
13、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 22.75mm。 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
14、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。4求轴上的载荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承 30307 的 Y 值为 1.6 Fd1=443N Fd2=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MPaWMmb5 .17截面上的转切应力为MPaWTTT64. 72MPaT mb99. 7298.15 2由于轴选用 40cr，调质处理，所以，。MPaB735MPa3861MPa2601（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045. 0552dr6 . 1dD力集中为，23. 281. 1（2P38 附表
