1機械設計基礎課程設計說明書設計題目帶式運輸機的二級圓柱直齒減速器院系機電工程學院專業(yè)機械設計與制造班級學號21.設計任務書 3.傳動裝置的總體設計 3.1電機選擇 3.3傳動裝置各軸的運動及動力參數(shù) 4.傳動件的設計 4.1V帶的設計 4.2齒輪的設計 5.軸及軸上零件的設計 5.2中速軸的設計 5.3低速軸的設計 6.箱體結構的設計 8.參考文獻 31.設計任務書的為：①減速器裝配圖一張(A0號圖紙);②零件工作圖2張(A3號圖紙，軸一張、齒輪一張);③設計說明書1份42.設計方案運輸帶工作拉力F(N):2200,運輸帶工作速度v(3.1電機選擇設計內容計算及說明1、選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選，選用用三相籠型異步電動機，其機構為封閉式結構電壓為380V,Y型。52、選擇電動機的容量從電動機到工作機輸送帶間的總效率為：式中：分別為帶傳動、軸承、齒輪傳取=0.96,(滾子軸承),,所以：3、確定電動機的轉速卷筒軸工作轉速為根據傳動比的合理范圍，取V帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減速器傳動比則總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍為根據電動機的類型、容量和轉速，由機械設計課程設計手冊選定電動機的型號6為Y132S-4,其主要性能如下表所示：電動機型號額定功率W滿載轉速43.2傳動裝置的總傳動比及分配設計內容計算及說明1、總傳動比2、分配傳動比考慮潤滑的條件，為使兩級大齒輪相3.3傳動裝置各軸的運動及動力參數(shù)設計內容計算及說明71、各軸的轉數(shù)I軸Ⅲ軸卷筒軸2、各軸的輸出功率Ⅱ軸：Ⅲ軸：卷筒軸：3、各軸的輸出轉矩Ⅱ軸：Ⅲ軸：卷筒軸：帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù)軸名功率轉矩轉速傳動比i8電動機軸1Ⅲ軸卷筒軸4.1V帶的設計設計內容計算及說明1、帶的型號的確定根據工作情況由機械設計教材表6.13查得根據功率Pca和小帶輪轉速nm=1440r/min按機械設計圖6.12選擇：普通V帶A型普通V帶92、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速查機械設計表6.13和表6.14圖6.12取小輪基準直徑da?=80mm帶速因為，故帶速合適大輪基準直徑根據表6.14可得,不用圓整3、確定V帶的中心距a和基準長度根據機械設計(6.31)由式(6.32)計算所需的基準長度=由表6.3選帶的基準長度La=1250mm按式(6.33)計算實際中心距a;根據式(8-24)中心距的變換范圍4、驗算小帶輪上的包角和計算帶的根數(shù)z最小包角二計算帶的根數(shù)z由dn=80mm和nm=1440r/min,由表6.6得根據nm=1440r/min,i=2.5和Z型帶，查表6.12得△Po=0.17kW。查表6.11的K。=0.96,表6.3得K?=0.93,于是取5根5、計算單根v帶的初拉力的最小值壓軸力由機械設計表8-3得Z型帶的單位長度質量q=0.105kg/m所以應使帶的實際初壓力壓軸力的最小值為N4.2齒輪的設計高速級齒輪設計設計內容計算及說明1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)選用直齒圓柱齒輪傳動2)選用8級精度3)材料選擇，由表8.8選擇小齒輪材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS4)試選小齒輪齒數(shù)z?=20,大齒輪齒數(shù)z?=20×2.9159直齒圓柱齒輪45鋼小齒輪調質處理大齒輪調質處理8級精度2、按齒面接觸強度設計根據設計公式進行試算，即確定公式內的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)：K?=1.3由機械設計教材表8.14選取齒寬系數(shù)由機械設計教材表8.14查的材料的彈性影響系數(shù)=189由機械設計教材圖8.45按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限Him1=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限計算齒輪應力循環(huán)次數(shù)；由教材圖8.38取接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHni=0.90;KHn2=0.95計算接觸疲勞需用力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,按教材許用力公式試算小齒輪分度圓直徑d?,代入中較小計算圓周速度計算齒寬b模數(shù)mt==34.39/20=1.72mm齒高h=2.25m?=2.25×1.72=3.87mm其比為=34.39/3.87=8.89根據電動機的工作機載荷特性：中等沖擊，由教材表8.10查的載荷系數(shù)：1.2,取按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑公式得計算模數(shù)m.V3、按齒根彎曲強度設計由彎曲強度的設計公式得m確定公式內的各計算數(shù)值1)由教材查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限2)由教材取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計算彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由公式得計算載荷系數(shù)5)查取齒形系數(shù)由教材查得YFai=2.80;YFa2=2.226。6)查取應力校正系數(shù)由教材查得Ysa?=1.55;Ysa?=1.756。7)計算大小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大(2)計算m直徑有關，可取由彎曲強度算的模數(shù)1.49并就近圓整為標準值m=1.5mm,按接觸強度算的分度直徑d?=34.39mm算的小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z?=30×2.91=88(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距a==81mm(3)計算齒輪寬度b==1×45=45mmm取B?=50mm,B?=45mm。所以小結得由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪大齒輪低速齒輪的設計設計內容計算及說明1、選定齒輪類型、精1)選用直齒圓柱齒輪傳動直齒圓柱齒輪度等級、材料及齒數(shù)2)選用8級精度40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS4)試選小齒輪齒數(shù)z?=20大齒輪齒數(shù)z?=20×2.91=59小齒輪調質處理大齒輪調質處理8級精度2、按齒面接觸強度設計根據設計公式進行試算，即確定公式內的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)：Kt=1.3由機械設計教材選得齒寬系數(shù)=1由機械設計教材查得材料的彈性影響系數(shù)=189由機械設計教材圖8.38按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限Himt=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限計算齒輪應力循環(huán)次數(shù)；由教材取得接觸疲勞強度壽命系數(shù)計算接觸疲勞需用力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,按教材許用力公式試算小齒輪分度圓直徑d?,代入中較小計算圓周速度計算齒寬b模數(shù)mt==48.98/20=2.45mm齒高h=2.25mt=2.25×2.45=5.51mm其比為=48.98/5.51=8.89計算載荷系數(shù)V3、按齒根彎曲強度設計徑，由公式得計算模數(shù)m.由教材式(10-5)的彎曲強度的設計公式m.確定公式內的各計算數(shù)值1)由教材圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限rE=500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=300MPa.2)由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計算彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由公式得計算載荷系數(shù)5)查取齒形系數(shù)由教材查得YFa1=2.80;YFa2=2.226。6)查取應力校正系數(shù)由教材查得Ysa?=1.55;Ysa?=1.756。大齒輪的數(shù)值大(2)計算m對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小注意取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，可取彎曲強度算的模數(shù)2.30并就近圓整為標準值m=2.5mm,按接觸強度算的分度直徑d?=48.98mm算的小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z?=20×2.91=59這樣設計的齒輪傳動，即滿足齒面的接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊促，避免浪費。(1)計算分度圓直徑M4、尺寸計2)計算中心距a==97.75mm(3)計算齒輪寬度b==1×55=50取B?=55mm,B?=50mm。所以小結得由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪大齒輪5.軸及軸上零件的設計5.1高速軸的設計設計內容計算及說明1、已知條件功率轉矩轉速齒輪齒寬2、選擇軸的材料無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理3、初算軸的直徑先按機械設計教材初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼。選取AO=112。于是有：=4、選擇滾動軸承初步選擇滾動軸承。選6005深溝球軸承；通過查手冊可知6005深溝球軸承6005深溝球軸承5、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度于此軸的相配合的齒輪分度圓直徑比較①:軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩，取L12=37.5mm,且d?2=25mm,與1-2段軸相配合的深溝球軸承，左端用軸端擋圈進行軸向定位，右端采用套筒進行軸向定位②:2-3段軸要與齒輪配合，此段齒輪與軸一所以d?-3=35mm又由于小齒輪齒寬B=50mm,根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2~3mm,所以取L2-3=48mm;③:4-5段軸沒有什么與之相配合的零件，考慮到下段有個軸肩，但直徑仍設計為d?④:5-6段ds-6=25,Ls-6=40mm,右端用軸端擋圈固定軸承。⑤:6-7段，由于輸入端是與v帶輪的輪轂相連，由于v帶為z型故v帶的寬度為4e+2f=65mm.d?-7=25,L?-7=75mm,其中末端的的65mm與v帶的輪轂進行連接，中間與箱體的10mm用檔圈進行輪轂與左端軸承的定位。6、確定軸的的倒角和圓角取軸端倒角為1.2×45°,各軸肩處的圓角為5.2中速軸的設計設計內容計算及說明1、已知條件功率轉矩轉速2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理3、初算軸的直徑=4、選軸承,初步選擇滾動軸承。選6006深溝球軸承；通過查手冊可知6006深溝球軸承選6006深溝球軸承5、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①:1-2段軸我們取為L1-2=40mm,dl-2=30mm。與1-2段軸相配合的深溝球軸承，左端用軸端擋圈進行軸向定位，右端采用套筒進行軸向定位，②:2-3段軸要與齒輪配合，故要有一個軸肩，這里我們取h=5mm,所以d?.又由于大齒輪齒寬B=45mm,根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2~3mm,所以取L2-3=42mm;③:為了實現(xiàn)齒輪的右端的軸向定位，應將3-4段軸的直徑比2-3段稍微大一些，h>0.07d這里取其直徑為d?-?=46mm;由于3-4段軸主要是起軸肩的作用，沒有與之相配合的零件，且根據設計方案，這里取L3-4=10mm。④:4-5段軸要與小齒輪相配合，且為能利用3-4段軸的軸肩，所以此段軸的直徑要比4-5段軸要小一些，這里我們取d?s=40mm;由于小齒輪的齒寬為B=55mm,根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2~3mm,所以取L?-s=53mm所以其直徑和長度與軸最右端的軸承一樣，故ds-s=30mm,Ls-s=40mm,。+42+10+53+40=185mm,同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。6、倒角參考教材表，取軸端倒角為1.2×45°,各軸肩處的圓角為25.3低速軸的設計設計內容計算及說明1、已知條件功率轉矩轉速齒輪齒寬2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理3、初算軸直徑=件，查手冊選用型號為WH7型聯(lián)軸器其公稱轉矩為900N.m聯(lián)軸器的孔徑為40mm,故軸的最小直徑選擇40mm,TcA=301.38N.m。聯(lián)軸器的長度L=112mm,聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm.選用型號為WH7型聯(lián)軸向定位的初步選擇滾動軸承。由于軸的直徑為40mm選6008深溝球軸承；通過查手冊可知6008深溝球軸承d=40(mm),B=15①:1-2段軸由于與聯(lián)軸器的轂孔長度L?=84m,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度比L?略短一些我們取為L12=82+8mm,d?.2=40mm。,,右端采用套筒進行聯(lián)軸器和軸承的軸向定位。下段軸設計個軸肩，所以d?-3=40mm,取L2-3=25mm;③:3-4段軸要進行軸端配合，故要有一這里我們取h=4mm,所以d?.④:為了實現(xiàn)齒輪的右端的軸向定位，應將5-6段軸的直徑比4-5段稍微小一些，h>0.07d這里取其直徑為d?.s=66mm;由于5-6段軸主要是起軸肩的作用，沒有與之相配合的零件，且根據設計方案，這選6008深溝球軸承⑤:5-6段軸要與齒輪配合，故要有一個軸肩，這里我們取h=5mm,所以ds.又由于大齒輪齒寬B=50mm,根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2~3mm,所以取Ls-6=48mm;6;6-7段只有與軸承相連接，所以取d?.同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差軸上零件得周向定位齒輪，半軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d?-s=58mm,b×h=18×11,L=40(mm).7、確定軸的的倒角和圓角軸端倒角為1.2×45°,各軸肩處的圓角為25.4中間軸的校核作用在兩個齒輪上的圓周力：徑向力：二名稱符號名稱符號設計依據設計結果鍵的設計與校核：(1)齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d?-s=40mm,由手冊查