1 目 錄 設(shè)計任務(wù)書 1 傳動方案的擬定及說明 4 電動機的選擇 4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5 傳動件的設(shè)計計算 5 軸的設(shè)計計算 8 滾動軸承的選擇及計算 14 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 16 連軸器的選擇 16 減速器 附件的選擇 17 潤滑與密封 18 設(shè)計小結(jié) 18 參考資料目錄 18 2 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 題目：設(shè)計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器 一 總體布置簡圖 1 電動機； 2 聯(lián)軸器； 3 齒輪減速器； 4 帶式運輸機； 5 鼓輪； 6 聯(lián)軸器 二 工作情況： 載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn) 3 三 原始數(shù)據(jù) 鼓輪的扭矩 T（ N m）： 850 鼓輪的直徑 D（ mm）： 350 運輸帶速度 V（ m/s）： 0.7 帶速允許偏差（）： 5 使用年限（年）： 5 工作制度（班 /日）： 2 四 設(shè)計內(nèi)容 1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算 3. 軸的設(shè)計 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制 7. 設(shè)計計算說明書的編寫 五 設(shè)計任務(wù) 1 減速器總裝配圖一張 2 齒輪、軸零件圖各一張 3 設(shè)計說明書一份 六 設(shè)計進度 1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計 3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 4 傳動方案的擬定及說明 由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。 本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 電動機的選擇 1 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇 因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式 Y（ IP44）系列的電動機。 2 電動機容量的選擇 1） 工作機所需功率 Pw Pw 3.4kW 2） 電動機的輸出功率 Pd Pw/ 軸承聯(lián)齒軸承聯(lián) 23 0.904 Pd 3.76kW 3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 nd（ i1 i2 in） nw 初選為同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 的電動機 4電動機型號的確定 由表 20 1 查出電動機型號為 Y132M1-6,其額定功率為 4kW，滿載轉(zhuǎn)速 960r/min?；痉项}目所需的要求。 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動裝置的總傳動比及其分配 1 計算總傳動比 由電動機的滿載轉(zhuǎn)速 nm 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 nw 可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為： i nm/nw nw 38.4 i 25.14 2 合理分配各級傳動比 5 由于減速箱是同軸式布置，所以 i1 i2。 因為 i 25.14，取 i 25， i1=i2=5 速度偏差為 0.5%5%，所以可行。 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩 項 目 電動機軸 高速軸 I 中間軸 II 低速軸 III 鼓 輪 轉(zhuǎn)速（ r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（ kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 轉(zhuǎn)矩（ N m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 傳動件設(shè)計計算 1 選精度等級、材料及齒數(shù) 1） 材料及熱處理； 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，二者材料硬度差為 40HBS。 2） 精度等級選用 7 級精度； 3） 試選小齒輪齒數(shù) z1 20，大齒輪齒數(shù) z2 100 的； 4） 選取螺旋角。初選螺旋角 14 2 按齒面接觸強度設(shè)計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式（ 10 21）試算，即 dt 3 212 HEHdt ZZuuTK 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （ 1） 試選 Kt 1.6 （ 2） 由圖 10 30 選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.433 （ 3） 由表 10 7 選取尺寬系數(shù) d 1 （ 4） 由圖 10 26 查得 1 0.75， 2 0.87，則 1 2 1.62 （ 5） 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8Mpa （ 6） 由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 Hlim2 550MPa； （ 7） 由式 10 13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n1jLh 60 192 1（ 2 8 300 5） 3.32 10e8 N2 N1/5 6.64 107 （ 8） 由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 0.95； KHN2 0.98 （ 9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1，安全系數(shù) S 1，由式（ 10 12）得 6 H1 0.95 600MPa 570MPa H2 0.98 550MPa 539MPa H H1 H2/2 554.5MPa 2） 計算 （ 1） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t 3 21 12 HEHdt ZZuuTK = 3 235.5548.189433.25662.11101911 . 62 =67.85 （ 2） 計算圓周速度 v=100060 21 nd t=100060 85192.67=0.68m/s （ 3） 計算齒寬 b 及模數(shù) mnt b= dd1t=1 67.85mm=67.85mm mnt=11 coszd t =20 14cos85.67。 =3.39 h=2.25mnt=2.25 3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （ 4） 計算縱向重合度 = tan318.0 1z=0.318 1 tan14。 =1.59 （ 5） 計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v=0.68m/s,7 級精度，由圖 10 8 查得動載系數(shù) KV=1.11；由表 10 4 查的KH的計算公式和直齒輪的相同， 故 KH =1.12+0.18(1+0.6 12 )1 12 +0.23 10 3 67.85=1.42 由表 10 13 查得 KF =1.36 由表 10 3 查得 KH =KH =1.4。故載荷系數(shù) K=KAKVKH KH =1 1.03 1.4 1.42=2.05 （ 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ 10 10a）得 d1= 31 / tt KKd= 3 6.1/05.285.67 mm=73.6mm （ 7） 計算模 數(shù) mn 7 mn 11 coszd =20cos146.73。 mm=3.74 3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式 (10 17) mn 3 212 c o s2FSaFadYYzK T Y 1） 確定計算參數(shù) （ 1） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKF KF =1 1.03 1.4 1.36=1.96 （ 2） 根據(jù)縱向重合度 =0.318 dz1tan =1.59，從圖 10 28 查得螺旋角影響系數(shù) Y 0。 88 （ 3） 計算當量齒數(shù) z1=z1/cos 3 =20/cos 3 14。 =21.89 z2=z2/cos 3 =100/cos3 14。 =109.47 （ 4） 查取齒型系數(shù) 由表 10 5 查得 YFa1=2.724； Yfa2=2.172 （ 5） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10 5 查得 Ysa1=1.569； Ysa2=1.798 （ 6） 計算 F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa F2=266MPa （ 7） 計算大、小齒輪的 FSaFaYY并加以比較 1 11F SaFaYY=29.339 569.174.2 =0.0126 2 22F SaFa YY=266 798.1172.2 =0.01468 大齒輪的數(shù)值大。 8 2） 設(shè)計計算 mn 322 01468.062.120119188.014c o s96.12 =2.4 mn=2.5 4 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 z1nmd cos1 =32.9，取 z1=33 z2=165 a cos2 21 nmzz =255.07mm a 圓整后取 255mm 2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arcos a mzz n2 21 =13。 5550” 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1cos1 nmz=85.00mm d2cos2 nmz=425mm 4） 計算齒輪寬度 b= dd1 b=85mm B1=90mm， B2=85mm 5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。 軸的設(shè)計計算 擬定輸入軸齒輪為右旋 II 軸： 1 初步確定軸的最小直徑 9 d 30 NPA 319284.3126 =34.2mm 2 求作用在齒輪上的受力 Ft1=dT2=899N Fr1=Ftcostan n=337N Fa1=Fttan =223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 i. I-II 段軸用于安裝軸承 30307，故取直徑為 35mm。 ii. II-III 段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為 44mm。 iii. III-IV段為小齒輪，外徑 90mm。 iv. IV-V段分 隔兩齒輪，直徑為 55mm。 v. V-VI 段安裝大齒輪，直徑為 40mm。 vi. VI-VIII 段安裝套筒和軸承，直徑為 35mm。 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1. I-II 段軸承寬度為 22.75mm，所以長度為 22.75mm。 2. II-III 段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙 12mm，軸承和箱體的間隙 4mm，所以長度為 16mm。 3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度 90mm。 4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為 120mm。 5. V-VI 段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為 83mm。 6. VI-VIII 長度為 44mm。 10 4 求軸上的載荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得軸承 30307 的 Y 值為 1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。 故： Fa1=638N Fa2=189N 5 精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 由于截面 IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面 2） 截面 IV右側(cè)的 M PaWM mb 5.17 截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 M PaWTTT64.72 M P aTmb 99.72 98.152 由于軸選用 40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以 MPaB 735 ， MPa3861 ， MPa2601 。 11 （ 2P355 表 15-1） a) 綜合系數(shù)的計算 由 045.0552 dr， 6.1dD經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為 23.2， 81.1， （ 2P38 附表 3-2 經(jīng)直線插入） 軸的材料敏感系數(shù)為 85.0q， 87.0q， （ 2P37 附圖 3-1） 故有效應(yīng)力集中系 數(shù)為 05.2)1(1 qk 70.1)1(1 qk 查得尺寸系數(shù)為 72.0，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 76.0， （ 2P37 附圖 3-2）（ 2P39 附圖 3-3） 軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 92.0 ， （ 2P40 附圖 3-4） 軸表面未經(jīng)強化處理，即 1q ，則綜合系數(shù)值為 93.211 kK 11.211 kK b) 碳鋼系數(shù)的確定 碳鋼的特性系數(shù)取為 1.0， 05.0 c) 安全系數(shù)的計算 軸的疲勞安全系數(shù)為 92.61 maKS 66.241 maKS SSS SSS ca 5.166.622 故軸的選用安全。 12 I 軸： 1 作用在齒輪上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2 初步確定軸的最小直徑 mmnPAd a 9.1731101 3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 確定軸上零件的裝配方案 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑 尺寸的限制，選為 25mm。 e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達 2.5mm，所以該段直徑選為 30。 f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，則軸承選用 30207型，即該段直徑定為 35mm。 g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。 h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達 5mm，所以該段直徑選為46mm。 i) 軸肩固定軸承，直徑為 42mm。 j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為 35mm。 2） 各段長度的確定 各段長度的確定從左到右分述如下： a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬 18.25mm，該段長度定為 18.25mm。 b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于 7mm，定為 11mm。 c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短 2mm，齒輪寬為 90mm，定為88mm。 d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取 13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取 4mm（采用油潤滑），軸承寬 18.25mm，定為 41.25mm。 13 e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為 57mm。 f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為 42mm 4 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45 鋼的強度極限為 MPap 275 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 6.0 。 43)( 232 pmp M P aW TM III 軸 1 作用在齒輪上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2 初步確定軸的最小直徑 mmnPAd a 4.5131101 3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 軸上零件的裝配方案 2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 14 5 求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 彎扭校合 333 2 1 6 0 0601.01.0 mmdW 2.51)( 212 pmp M P aW TM 滾動軸承的選擇及計算 I 軸： 1 求兩軸承受到的徑向載荷 5、 軸承 30206 的校核 1） 徑向力 5.168212 1 VHr FFF 2） 派生力 NYFF rAdA 7.522 ， NYFF rBdB 7.522 3） 軸向力 由于dAdBa FNFF 7.2757.522231， 所以軸向力為 223aAF， 7.52aBF 4） 當量載荷 由于 eFFrAaA 32.1， eFFrBaB 31.0， 所以 4.0AX ， 6.1AY ， 1BX ， 0BY 。 由于為一般 載荷，所以載荷系數(shù)為 2.1pf，故當量載荷為 NFYFXfP aAArAApA 04.509)( 22.202)( aBBrBBpB FYFXfP 5） 軸承壽命的校核 hhPCrnLAh2 4 0 0 01098.3)(6010 716 15 II 軸： 6、 軸承 30307 的校核 1） 徑向力 NFFF VHrA 5.1418212 1 NFFF VHrb 5.6032 22 2 2） 派生力 NYFF rAdA 4432 ， NYFF rBdB 1892 3） 軸向力 由于dAdBa FNFF 10811898921， 所以軸向力為 NFaA 638， NFaB 189 4） 當量載荷 由于 eFFrAaA 45.0， eFFrBaB 31.0， 所以 4.0AX ， 6.1AY ， 1BX ， 0BY 。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 2.1pf，故當量載荷為 NFYFXfP aAArAApA 84.1 9 0 5)( NFYFXfP aBBrBBpB 2.724)( 5） 軸承壽命的校核 hhPCrnLAh2 4 0 0 01050.1)(6010 716 III 軸： 7、 軸承 32214 的校核 1） 徑向力 NFFF VHrA 5.842212 1 NFFF VHrb 5.8422 22 2 2） 派生力 NYFF rAdA 6.2942 ， NYFF rBdB 6.2942 16 3） 軸向力 由于dAdBa FNFF 6.140911156.2941， 所以軸向力為 NFaA 1115， NFaB 6.294 4） 當量載荷 由于 eFFrAaA 32.1， eFFrBaB 34.0， 所以 4.0AX， 5.1AY， 1BX， 0BY。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 2.1pf，故當量載荷為 NFYFXfP aAArAApA 87.2 3 1 7)( NFYFXfP aBBrBBpB 1 0 1 1)( 5） 軸承壽命的校核 hhPCrnLAh2 4 0 0 0101.56)(6010 716 鍵連接的選擇及校核計算 代號 直徑 （ mm） 工作長度 （ mm） 工作高度 （ mm） 轉(zhuǎn)矩 （ N m） 極限應(yīng)力 （ MPa） 高速軸 8 7 60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0 12 8 80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32 中間軸 12 8 70（單頭） 40 58 4 191 41.2 低速軸 20 12 80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5 18 11 110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為 MPap 110 ，所以上述鍵皆安全。 連軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。 二、 高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 5.1AK ， 17 計算轉(zhuǎn)矩為 mNTKTAca 7.598.395.11 所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器 TL4（ GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用 TL5（ GB4323-84） 其主要參數(shù)如下： 材料 HT200 公稱轉(zhuǎn)矩 mNTn 125 軸孔直徑 mmd 381 ， mmd 252 軸孔長 mmL 82 ， mmL 601 裝配尺寸 mmA 45 半聯(lián)軸器厚 mmb 38 （ 1P163 表 17-3）（ GB4323-84） 三、 第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 5.1AK ， 計算轉(zhuǎn)矩為 mNTKTAca 8.13872.9255.13 所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器 TL10（ GB4323-84） 其主要參數(shù)如下： 材料 HT200 公稱轉(zhuǎn)矩 mNTn 2000 軸