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1、机械设计课程设计计算说明书题 目 设计运输机传动装置（分流式二级圆柱齿轮减速器） 指导教师 院 系 机电建工学院 班 级 机自082 学 号 姓 名 完成时间 2011年1月 目录一、 设计任务书 2二、 传动方案的拟定 2三、 电动机的选择和计算 2四、 传动比的分配 4五、 传动装置的运动和动力参数计算 5六、 齿轮的传动设计6七、 轴的设计 17八、 轴的校核 25九、 轴承的选择和校核计算27十、 键联接选择与校核 29十一、 联轴器的选择 32十二、 箱体附件设计 32十三、 润滑方式及密封形式的选择 33十四、 箱体设计34十五、 课程设计总结 35十六、 参考资料 36计 算 及
2、 说 明结 果一 . 设计任务书 1.1工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为5。输送机效率为w=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年，工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各
3、1张（A2） 2原始数据运输带曳引力F（KN）：6运输带速度V（m/s）： 1.3滚筒直径D (mm)： 450二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=14600hF=6000NV=1.3m/sD=450mm两级分流式圆柱齿轮减速器三电动机的选择和计算1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需
4、功率： =FV/1000=60001.3/1000=7.8kw滚筒的转速=601000V/D=55.17 r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率，=0.99，=0.98，=0.98 =0.96 0.85 3）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=/ =7.80/0.85=9.123kw 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=11 kw 3、 选择电动机的转速 =55.17 r/mi 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=860 则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速的可选范围
5、为=8=855.17=441.36r/min =60=6055.17=3310.2r/min可见同步转速为750r/min 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为750r/min 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的四种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)计算得总传动比质量/kg同步转速满载转速1Y160M1-2113000293153.132.21252Y160M-4111500146026.462.21233Y160L-6111
6、00097017.582.01474180l-81175073013.232.0184 由表中数据可知，方案4的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案4，选定电动机型号为Y180Ll8 电动机的技术参数和外型、安装尺寸型号ABCDEFGHY180L-8279279121481101442.5180KABACADHDBBL19355360285430349710四各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=730 r / min；总传动比i=nm / n=730/ 55.17=13.234.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级
7、传动中分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比 1.3，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=/1.3=4.16 =3.18=7.80kw=55.17 r/mi =0.85=9.123kw=11 kw电动机型号为Y180Ll8i=13.23=4.16 =3.18五 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，滚筒轴为轴，则 = 730 r/min 730/4.16 r/min=175.48 r/min 175.48/ 3.18 /min = 55.18 r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率
8、=11 kw =110.99 kw=10.89kw =10.890.980.98 kw =10.46kw =10.240.980.98 kw =10.05kw =9.640.980.99 kw =9.75 kw2. 各轴转矩 =955011/730 =143.9 =955010.89/730 =142.5 =955010.46/175.48 =569.26 =955010.05/55.18 =1738.5=95509.75/55.18 =1686.6 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滚筒轴V转速（r/min）730730175.4855.1855.18
9、功率（kw）1110.8910.4610.059.75转矩()143.9142.5569.261738.51686.6传动比14.163.181效率0.990.960.960.97六、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（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=28，则
10、大齿轮齿数=4.16=4.1628=108.16 取z=116 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数： =0.62）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=71.25 c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.771 ，=0.882=0.771+0.882=1.653=14600h则应力循环次数 =6.4/4.16=1.6 g、查阅参考文献2机械设计中图10-19查第2条线查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9
11、1，KHN2=0.97。9、计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1。查阅参考文献2机械设计中图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 则=（+）/2 =（509.6+504.4）/2=509MPaa. 按式计算小齿轮分度圆直径 mm =61.85mm b. 计算圆周速度 =3.1461.85730/（601000）m/s =2.36m/sc. 计算齿宽b及模数b=0.661.85mm=37.11 mm =cos/=2.14mm h =2.25=2.252.14 mm=4.82mm b/h=37.11 /4.82=7.70 d. 计算纵向重合度 =0.318tan
12、=0.3180.628tan=1.33 e. 计算载荷系数K 根据有轻微冲击， 使用系数=1.25，根据V=2.36 m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.11；查表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数 的值与直齿轮相同得=1.158 弯曲强度计算齿向载荷系数查图（图10-13）得=1.221查表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由式 得载荷系数=1.251.111.41.158=2.25 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得 mm=69.29mm g. 计算模数 =cos/=69.29cos/28 mm =2.40mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计
13、算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1.251.111.41.221=2.372b. 根据纵向重合度=1.33 查图表（图10-28）得螺旋角影响系数=0.88c. 计算当量齿数=30.65=126.98d. 查取齿形系数查图表（P200表10-5）=2.518，=2.178e. 查取应力校正系数查图表（P200表10-5）=1.625 ，=1.792f. 计算弯曲疲劳许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限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，由式 g. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.6
14、21.59/303.57=0.01372 =2.1781.792/238.86=0.01634大齿轮的数值大设计计算 mm =1.80mm 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=69.29mm计算应有的齿数=69.29cos/2=33.62 取34取=34，则=4.1634=141.44 取142（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 mm =181.28mm将中心距圆整为181mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =342/cos =70 mm =1422/ cos =292. mm4） 计算齿轮宽度 =0.
15、670.02mm=42.01mm圆整后取=45mm ，=50mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 ，由160mm=14600h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60102轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选，故初步选取0组游隙，0级公差6210轴承，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=5782.3N，=0，=3，n=175.48r/min1）查滚动轴承6210样本（指导书表12-1）知的基本额定动载荷C=35000N，基本额定静载荷=23200N2）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，因工作情况平稳，按课本（P表13-
16、6），取P=（X+Y）=1.2（15782.3+0）N =5782.3N3）验算轴承寿命 h=21120=14600h 故所选用轴承满足寿命要求。确定，故初步选取0组游隙，0级公差6210轴承， 3）验算轴承寿命 h=73714h=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。3输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6215，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=11218.3 N，=0，=3 ，转速n=55.18/min1）查滚动轴承样本（指导书表12-1）知深沟球轴承6215的基本额定动载荷C=66000N，基本额定静载荷=49500N 2）求轴
17、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，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=1.（111218.3+0）N =11218.3N 3）验算轴承寿命 h=61506h=146000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6215。十、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c型键=12mm8mm80mm，=143.9 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=80mm-6mm=74mm，
18、键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2143.9/47440MPa=24.3MPa=110MPa可见连接的强度足够，选用C型 键 =12mm8mm80mm，2齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用A型键：bhL=14mm9mm40mm，=284.63 2) 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-b=40mm-10mm=30mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由式可得 =2284.63/4.53060MPa=70.27MPa=110MP
