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目 錄
課程設(shè)計任務(wù)書 3
一 電動機的選擇 4
1.1選擇電動機類型 4
1.2 電動機容量的選擇 4
1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 4
二 分配傳動比 5
2.1總傳動比 5
2.2分配傳動比 5
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 5
3.1各軸的轉(zhuǎn)速 5
3.2各軸的輸入功率 5
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 5
3.4整理列表 6
四 鏈傳動的設(shè)計 7
五 齒輪傳動設(shè)計 10
5.1選精度等級、材料和齒數(shù) 10
5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 10
5.3按齒根彎曲強度設(shè)計 12
5.4幾何尺寸計算 13
5.5驗算 13
六 軸及軸承、鍵的設(shè)計 14
6.1 高速軸及軸承、鍵的設(shè)計 14
6.2低速軸及軸承、鍵的設(shè)計 17
七 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 20
7.1輸入軸的軸承 20
7.2 輸入軸的鍵 20
7.3 輸出軸的軸承 20
7.4輸出軸的鍵 21
八 潤滑與密封 22
8.1潤滑方式的選擇 22
8.2密封方式的選擇 22
8.3潤滑油的選擇 22
九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 22
總 結(jié) 24
參考文獻 24
課程設(shè)計任務(wù)書
設(shè)計帶式運輸機上的傳動裝置，即：一級減速器。
已知條件：
滾筒圓周力F（N）
3500
輸送帶速度V（m/s）
1
滾筒直徑D（mm）
500
工作條件：單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25倍。輸送帶速度允許誤差為±5%，天工作16小時，工作年限為10年，滾筒效率ηw=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）
傳動簡圖如下：
鏈傳動
圖1-1 傳動簡圖
一 電動機的選擇
1.1選擇電動機類型
電動機是標準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。
1.2 電動機容量的選擇
工作機所需功率為：
——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。
取鏈傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，球軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，滾筒效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為：
電動機的輸出功率為
起動載荷為名義載荷的1.25倍，故
電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設(shè)計手冊》表19-1選取電動機額定功率為5.5kw。
1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：
展開式單級減速器推薦的傳動比為：
鏈傳動的傳動比為：
得總推薦傳動比為：
所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速750r/min的電機。
型號為Y160M2-8，滿載轉(zhuǎn)速，功率5.5。
二 分配傳動比
2.1總傳動比
滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為：
2.2分配傳動比
為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選鏈傳動比；
則減速器的傳動比為：；
傳動誤差，合適
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速
電機軸
1軸 ；
2軸 ；
滾筒軸
3.2各軸的輸入功率
1軸 ；
2軸 ；
滾筒軸 ；
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
電機軸 ；
1軸 ；
2軸 ；
滾筒軸 ；
3.4整理列表
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
傳動比
電機軸
3.995
52.99
720
1軸
3.835
152.60
240
3
2軸
3.72
932.44
38.1
6.3
滾筒軸
3.65
914.90
38.1
1
四 鏈傳動的設(shè)計
已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速為，選用的傳動比為
（1）鏈輪齒數(shù)：取則
（2）設(shè)計功率
由《機械設(shè)計手冊》表12-2-3查的，
（3）選擇鏈條型號和節(jié)距
根據(jù)及查《機械設(shè)計》課本圖9-11，可選20A。查表9-1，鏈條的節(jié)距為
（4）確定鏈條的鏈節(jié)數(shù)LP
初定中心距，取則鏈節(jié)數(shù)為：
圓整為偶數(shù)取節(jié)
（5）確定鏈條長度及中心距
中心距減少量
實際中心距
（6）演算鏈速
與假設(shè)速度相符
20A滾子鏈規(guī)格和主要參數(shù) （mm）
鏈號
節(jié)距
p
滾子直徑
d1
內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬
b1
銷軸直徑
d2
內(nèi)鏈板厚度
排據(jù)
20A
31.75
19.05
18.9
9.54
30.18
35.76
（7）鏈輪輪廓計算
鏈輪基本參數(shù)和主要尺寸
1）基本參數(shù)
鏈輪齒數(shù)：
配用鏈條的節(jié)距：
配用鏈條的滾子外徑d：
2）分度圓直徑d
3）齒頂圓直徑
4）齒根圓直徑
5）分度圓弦齒高
（8）鏈輪材料及熱處理
材料15、20鋼，熱處理：滲碳、淬火、回火。
五 齒輪傳動設(shè)計
5.1選精度等級、材料和齒數(shù)
采用7級精度由表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。
選小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù)，取
5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
由設(shè)計計算公式進行試算，即
1） 確定公式各計算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）小齒輪相對兩支承對稱分布，選取齒寬系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（8）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
（9）計算
試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值
計算圓周速度v
計算齒寬b
計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
計算載荷系數(shù)K
根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù)
假設(shè)，由表查得
由表6.2查得使用系數(shù)
由表查得
查得
故載荷系數(shù)
（10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得
（11）計算模數(shù)ｍ
5.3按齒根彎曲強度設(shè)計
彎曲強度的設(shè)計公式為
（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.2，由式得
計算載荷系數(shù)
（2）查取齒形系數(shù)
由表6.4查得
（3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得
（4）計算大小齒輪的，并比較
大齒輪的數(shù)據(jù)大
（5）設(shè)計計算
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.52，并就近圓整為標準值m＝3mm
按接觸強度算得的分度圓直徑
算出小齒輪齒數(shù) 取
大齒輪齒數(shù) 取
5.4幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
（2）計算中心距
（3）計算齒寬寬度取B2=75mm, B1=80mm
5.5驗算
合適
圓柱齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
齒數(shù)
Z
25，158
2
模數(shù)
m
3mm
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
六 軸及軸承、鍵的設(shè)計
6.1 高速軸及軸承、鍵的設(shè)計
（1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算
1）高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1
，，
2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且高速軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處的直徑。?。?。
3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6207，故，，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。
(c) 齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=47mm，齒故取。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。
4）軸上零件的周向定位
查機械設(shè)計表，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面。
（2）強度校核計算
1）求作用在軸上的力
已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)《機械設(shè)計》（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則
2）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6207型深溝球軸承，由手冊中查得a=18mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
，
，
C截面彎矩M
總彎矩
扭矩
3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)
，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力
已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。
4）鍵的選擇
采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。
6.2低速軸及軸承、鍵的設(shè)計
（1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算
1）低速軸上的功率P2,轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2
，，
2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為55mm，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度。
3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6213，其尺寸為，故，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，取，因此，取。
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。
4）軸上零件的周向定位
查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
（2）強度校核計算
1）求作用在軸上的力
已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則
2）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6213型深溝球軸承，由手冊中查得a=22mm。因此，軸的支撐跨距為
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
B截面彎矩M
總彎矩
扭矩
3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力
已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。
4）鍵的選擇
（a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。
七 滾動軸承及鍵的校和計算壽命
7.1輸入軸的軸承
1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h
由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，
軸向力為Fa1=159.90N，
2）．初步選擇深溝球軸承6207，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
3）．徑向當量動載荷
動載荷為，查得，則有
由式13-5得
滿足要求。
7.2 輸入軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
小帶輪處選用單圓頭平鍵，尺寸為
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度
，合適
7.3 輸出軸的軸承
（1）選擇的深溝球軸承6213，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得
，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設(shè)計查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預(yù)定壽命
，合適。
7.4輸出軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
，合適
八 潤滑與密封
8.1潤滑方式的選擇
齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承；
根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑。
8.2密封方式的選擇
由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封
8.3潤滑油的選擇
因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載
工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。
九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
，
2
箱蓋壁厚
3
箱座凸緣厚度
4
箱蓋凸緣厚度
5
箱座底凸緣厚度
6
地底螺釘直徑
，取M20
7
地底螺釘數(shù)目
8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
，取M14
9
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
取M10
10
聯(lián)接螺栓的間距
12
窺視孔蓋螺釘直徑
,取M6
13
定位銷直徑
14
，，至外箱壁距離
15
軸承旁凸臺半徑
16
凸臺高度
17
箱體外壁至軸承座端面距離
19
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
20
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
21
箱蓋，箱座筋厚
，
22
軸承端蓋外徑
23
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
24
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離
25
箱底至箱底內(nèi)壁的距離
26
減速器中心高
27
箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離
28
軸承端蓋凸緣厚度
29
軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離
30
旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
總 結(jié)
從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用。
由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)。
現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。
參考文獻
[1]《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社
[2]《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社
[3]《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社
[4]《機械精度設(shè)計檢測》應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社
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