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1、目 录第一部分 课题任务3第二部分 电动机的选择计算4第三部分 传动零件的设计7第四部分 轴的设计计算15第五部分 润滑密封30第六部分 减速器的附件及其说明31第一部分 课题任务一、 传动方案1. 题目：设计用于带式运输机的“展开式二级圆柱齿轮减速器”，图示如下，2. 工作条件: 连续单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，运输带速度允许误差为5%。3. 设计数据：运输带工作拉力F(N)运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)2.41.2300第二部分 电动机的选择计算设 计 内 容备 注.电机的选择11) 选择电动机类型：按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠
2、笼式异步电动机，其结构为全封闭扇冷式结构，电压380V。2) 选择电动机的容量：工作机的有效功率为确定工作机各个部位的效率分别表示联轴器、轴承、齿轮和卷筒处的传动效率。由表9.1（机械设计课程设计书由）可知：，则所以电动机的功率为：3) 确定电动机的转速：按机械设计课程设计表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮的传动比在840的范围，而工作机的转速为：所以电动机的可选范围为：在综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为的电动机。根据课设表15.1选择Y132M2-6型三相异步电动机。其相关数据为：电动机型号额定功率（）满载转速Y132M2-64.
3、09602.02.0、计算传动装置的总传动比并分配传动比1) 总传动比：2) 分配传动比：考虑减速器结构，故3. 计算传动装置各轴的运动和动力参数(1) 各轴的转速： 轴 轴 轴 卷筒轴 (2) 各轴的输入功率：轴 轴 轴 卷筒轴 (3) 各轴的输入转矩：电机轴的输入转矩为轴：轴：轴：卷筒轴：分别表示联轴器、轴承、齿轮和卷筒处的传动效率。将上述计算值都汇总于下表,以备查用。表1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率转矩转速传动比效率电机轴3.2596010.99轴3.2196040.99轴3.14228.63.60.99轴3.0867.210.96卷筒轴3.0267.2第三部分 传动零件的设
4、计（直齿圆柱齿轮）减速器高速级齿轮传动设计由前面的计算得到的表1可以知道，该对齿轮传动的输入功率为，小齿轮的转速，传动比为4，工作时间5年（按每年300天计算），单班制工作，载荷平稳，连续单向运转。由这些条件，就可以对齿轮进行设计计算。(该部分所用到的表都是在机械设计书中)1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按照设计要求，选择直齿圆柱齿轮传动；2) 运输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，故可以选用7级精度；3) 材料选择。由表10-1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；4) 选小齿轮齿数，大
5、齿轮齿数，取；2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即：(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数2) 由表1可以得到小齿轮传递的扭矩3) 由表10-7选齿宽系数4) 计算应力循环次数。5) 由图10-19取接触疲劳寿命系数6) 由表10-6查得材料的弹性影响系数7) 由图10-2d按齿面硬度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。8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由式（10-12）得，(2)计算1) 试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2) 计算圆周速度3) 计算齿宽b及模数4) 计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25，根据圆周速度和
6、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08；由表10-4查得(插值法）；由表10-3查得。故动载荷系数5) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径6) 计算模数3. 按齿根弯曲强度进行设计由设计公式(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数由表10-13查得2) 查取齿形和应力校正系数由表10-5查得3) 查10-20c得到弯曲强度极限由图10-18查得4) 计算弯曲许用应力取弯曲安全系数S1.4，5) 计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的计算数值大(2) 设计计算对比两种设计的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的
7、承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳的模数1.57并圆整为标准值，按齿面接触强度算得的分度圆直径并算出小齿轮的齿数：取，取4. 几何尺寸计算(1) 计算大、小齿轮的分度圆直径(2) 计算中心距(3) 计算齿轮宽度圆整后至此，齿轮的相关设计已经结束，齿轮零件图由图纸形式给出，其相应的参数都在图纸中标出。附：齿轮参数及其受力分析，以备查表齿轮参数 表2名 称值模 数中心距分度圆小齿轮大齿轮齿厚小齿轮大齿轮二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）由前面的计算得到的表1可以知道，该对齿轮传动的输入功率为，小齿轮的转速，传动比为3.6，工作时间5年（按每年300天计
8、算），单班制工作，载荷平稳，连续单向运转。由这些条件，就可以对齿轮进行设计计算。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按照设计要求，选择直齿圆柱齿轮传动；2) 运输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，故可以选用7级精度；3) 材料选择。由表10-1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；4) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取2.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即：(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数2) 由表1可以得到小齿轮传递的扭矩3) 由表10-7选齿宽系数4) 计算应力循环次数。
9、5) 由图10-19取接触疲劳寿命系数6) 由表10-6查得材料的弹性影响系数7) 由图10-2d按齿面硬度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。8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由式（10-12）得，(2) 计算1) 试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2) 计算圆周速度3) 计算齿宽b及模数4) 计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25，根据圆周速度和7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.05；由表10-4查得(插值法）；由表10-3查得。故动载荷系数5) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径6) 计算模数5. 按齿根弯曲强度进行设计由设计公
10、式(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数由表10-13查得2) 查取齿形和应力校正系数由表10-5查得3) 查10-20c得到弯曲强度极限由图10-18查得4) 计算弯曲许用应力取弯曲安全系数S1.4，5) 计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的计算数值大(2) 设计计算对比两种设计的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳的模数2.35并圆整为标准值，按齿面接触强度算得的分度圆直径并算出小齿轮的齿数：取，取6. 几何尺寸计算(1) 计算大、小齿
11、轮的分度圆直径(2) 计算中心距(3) 计算齿轮宽度圆整后至此，齿轮的相关设计已经结束，齿轮零件图由图纸形式给出，其相应的参数都在图纸中标出。附：齿轮参数及其受力分析，以备查表齿轮参数 表2名 称值模 数中心距分度圆小齿轮大齿轮齿厚小齿轮大齿轮第四部分 轴的设计计算一、 高速轴设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2. 初定轴的最小直径按扭转强度条件，可得轴的直径计算式由机械设计表15-3查得，取由第一部分的表1可查得；所以由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大，故综合考虑，取3. 轴的结构设计(1) 拟定零件的装配方案，如
12、下图 (2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。1) 由于在L1段上所连接的是联轴器，计算联轴器的公称转矩，查表可选用LX3型联轴器。可取联轴器的孔径，故。联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，的长度比L略短一些，取，一轴上要制出一轴肩，故37mm 2) 初选滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承，由37mm 可选择深沟球轴承6208，其尺寸是。故 ，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，故可取46mm。3) 由该说明书后面的箱体设计可以得到壁与齿轮的距离。 4) 如果再按照这种方法选择下去，那么，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿
13、轮轴。则由表2齿轮宽度可取5) 轴承端盖的总宽度为18mm，取端盖的外端面与联轴器的右端面的距离为30mm，则轴承宽度B18mm，故由中轴的小齿轮齿宽B1=85, 则=20+B1+ 至此，已初步了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位周向定位采用平键链接。按该截面直径查课设表11.28采用，键槽用键槽铣刀加工，保证联轴器与轴配合有良好的对中性。故与轴的配合为，滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照课设表9.8确定轴两端的倒角均为245，各处圆角半径都为。4. 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图(2) 受力计
14、算1) 由前面的计算可得2) 计算支反力在垂直面内进行计算在水平面内进行计算3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 扭矩图：单位 5. 由弯扭图上看，截面B是危险面。现将计算出的截面B处的的值列于下表3表3载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得。因此，故安全。7. 轴承的寿命计算(1) 轴承的型号为6208，动载荷C29.5 KN。(2) 计算当量动载荷 当量动载荷P=(3) 验算轴承的寿命h120
15、00h故轴承的寿命足够8. 键的强度校核 键1 108 L=24 GB1096-79 查机械设计表62得键的许用应力是100120 则强度条件为 12000h故轴承的寿命足够9. 键的强度校核 键1 128 L=32 GB1096-79 查机械设计表62得键的许用应力是100120 则强度条件为 12000h故轴承的寿命足够14. 键的强度校核 键1 1811 L=62 GB1096-79 查机械设计表62得键的许用应力是100120 则强度条件为 (100120) 所以键1的强度足够。 键2 14 L=70 GB1096-79 故键2的强度也足够.第五部分 润滑密封润滑密封1.齿轮的润滑因齿
16、轮的圆周速度所以才用浸油润滑的润滑方式。 大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。2滚动轴承的润滑对于高速级轴承 对于中速级轴承 对于低速级轴承 它们的值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 为宜。2. 密封形式由于在轴承端处的轴表面速度 两者的速度都小于，所以选择“粗毛毡圈油封”第六部分 减速器的附件及其说明减速器机体结构尺寸名 称符 号值机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12地脚螺栓直径19地脚螺栓数量4轴承旁连接螺栓直径14机盖与机座连接螺栓的间距10轴承端盖螺栓直径8窥视孔盖螺栓直径6定位销直径8螺栓至外机壁距离18螺栓至凸缘边距离16轴承旁凸台半径16凸台高度外机壁与轴承座端面的距离38大齿轮齿顶圆与内机壁的距离8齿轮端面与内机壁的距离10机盖筋板厚度6.8机座筋板厚度6.8轴承端盖外径115、135轴承旁连接螺栓距离参考文献1 王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计. 3版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008.2 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 8版. 北京：高等教育出版社,2006.
