1、目錄機械設計課程設計錯誤！未定義書簽。計算說明說錯誤！未定義書簽。一設計任務書2二傳動裝置總體設計21.傳動方案的擬定2三計算及說明3一電動機的選擇3二總傳動比的確定及各級傳動比分配6三運動和動力參數(shù)計算（各軸轉(zhuǎn)速，各軸輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩）7四傳動零件設計計算81. 高速級齒輪的設計82. 低速級齒輪的設計.133. 開始齒輪的設計.174. 軸的設計和計算.215. 滾動軸承的設計和計算286. 鍵連接的選擇和計算.317. 聯(lián)軸器的選擇和計算.328. 潤滑和密封說明.329. 拆裝和調(diào)整說明.3310. 減速箱體的附件說明33一 設計任務書題目：螺旋輸送機傳動裝置設計1. 原始數(shù)據(jù)：（1

2、） 螺旋筒軸上的功率；（2） 螺旋筒軸上的轉(zhuǎn)速；2. 工作條件：（1） 工作情況：三班制單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；（2） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35以上；（3） 使用折舊年限10年。三年一大修，二年一中修，半年一小修；（4） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3. 設計要求：第級采用閉式齒輪傳動（斜齒），第級采用開式齒輪傳動（直齒）4. 設計任務：編寫設計計算說明書，繪出傳動裝置裝配圖（0號圖），斜齒輪及軸的零件圖（3號圖）。二傳動裝置總體設計1. 傳動方案的擬定簡要說明：機器一般由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成，如圖，原動機為電動機，轉(zhuǎn)動裝置由二級齒輪減速器和一

3、級開始齒輪組成，工作機為滾筒，電動機與減速器用聯(lián)軸器連接。滿足工作性能要求的傳動方案，可以由不同傳動機構類型以不同的組合形式和布置順序構成。合理的方案應保證工作可靠，并且結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護便利。開式齒輪的承載能力較大，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時結構尺寸較其他傳動形式小，傳動時有雜物侵入，而且潤滑不良，因此工作條件不好，齒輪也容易磨損，故只適宜低速場合，因此布置在低速級。一級圓柱齒輪減速器（斜齒輪），效率較高、工藝簡單、精度易于保證，一般工廠均能制造，應用廣泛。軸線可以水平，上下或垂直布置。方案第一級使用二級圓柱齒輪減速箱（斜齒輪），第二級使用開式直齒輪傳動，相對于

4、方案A) 來說，此方案只是僅僅把開式斜齒輪改成開式圓柱齒輪。但是因為圓柱齒輪要比斜齒輪好加工的多，而且精度要求也低，比較適合對環(huán)境要求不高的場合。綜上所述，選擇此方案。三 計算及說明計算及說明結果一電動機的選擇1. 原始數(shù)據(jù)如下：螺旋筒軸上功率螺旋筒軸的轉(zhuǎn)速2. 電動機型號選擇：螺旋軸所需功率為取（高速級齒輪）；（低速級齒輪）；（開式齒輪）；（軸承）；（聯(lián)軸器）。，電動機功率，故選取額定功率為7.5 kW 的電動機。螺旋軸的轉(zhuǎn)速，電動機轉(zhuǎn)速，已知，故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍是，選 1500 r/min 。股選電動機型號為Y132M -4 其主要參數(shù)為： ; ; .二總傳動比的確定及各級傳動比分配分配

5、原則：各級吃醋協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近一邊潤滑。; 。，取，所以，所以，所以三 運動和動力參數(shù)計算（各軸轉(zhuǎn)速，各軸輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩）1 各軸轉(zhuǎn)速：2 各軸輸入功率：3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩：。運動和動力參數(shù)計算結果整理與下表軸名功率P（kW）轉(zhuǎn)矩T(Nm)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸7.56.4242.5242.521460.010.981軸6.366.1141.67142.4614603.560.962軸6.115.87142.46378.84410.12.740.963軸5.875.28378.841363.8149.740.904軸5.285.221

6、363.81350.137.43四 傳動零件設計計算1. 高速齒輪設計1 選精度等級、材料及齒數(shù) 減速器為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。 材料選擇。由書1 表10-1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，二者材料硬度差為40HBS。 選取螺旋角。初選螺旋角2 按齒面接觸疲勞強度進行計算設計計算公式是書1 公式10-21：1 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 載荷系數(shù)。 由書1 圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)為。 由書1圖10-26 查得，則。 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩：。 由書1 表10-7 選取齒寬系數(shù)。 由書1表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。

7、由書1圖10-21（d）查得齒輪的接觸疲勞強度極限，. 應力循環(huán)次數(shù)，。 由書1圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。 計算接觸疲勞許用應力，取所以需用接觸應力為.2 代入數(shù)據(jù)進行計算 計算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b及模數(shù) 計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，根據(jù)速度，7級精度，有書1圖10-8查得動載系數(shù)；由書1表10-4查得的值與直齒輪相同，故;由書1圖10-13查得；由書1表10-3查得。故載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)校正所算得上網(wǎng)分度圓直徑，由書1式（10-10a）得 計算模數(shù)3 按齒根彎曲強度設計由書1 式（10-17）計算載荷系數(shù)1. 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)

8、根據(jù)縱向重合度，從書1 圖28-28查得螺旋角影響系數(shù) 計算當量齒數(shù) 查取齒形系數(shù)由書1 表10-5查得 查取應力校驗系數(shù)由書1 表10-5查得 查取大小齒輪的并加以比較由書110-20C查小齒輪彎曲疲勞強度極限;大齒輪由書1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù); 所以取彎曲疲勞系數(shù)為S=2,書1有式10-12得故大齒輪數(shù)值大 設計計算對比計算結果，齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取,已經(jīng)可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算相應的齒數(shù)于是由，取4 幾何尺寸計算 計算中心距將中心距圓整為175mm 按圓整后的中心距修正螺

9、旋角因為值改變不多，故其他參數(shù)不必修正 計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度圓整后取，.2. 低速齒輪設計1 選精度等級、材料及齒數(shù) 減速器為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。 材料選擇。由書1 表10-1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，二者材料硬度差為40HBS。 選取螺旋角。初選螺旋角2 按齒面接觸疲勞強度進行計算設計計算公式是書1 公式10-21：1 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 載荷系數(shù)。 由書1 圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)為。 由書1 圖10-26 查得，則。 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩：。 由書1 表10-7 選取齒寬系數(shù)。

10、由書1表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 由書1圖10-21（d）查得齒輪的接觸疲勞強度極限，. 。 由書1圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。 計算接觸疲勞許用應力，取所以需用接觸應力為.2 代入數(shù)據(jù)進行計算 計算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b及模數(shù) 計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，根據(jù)速度，7級精度，有書1圖10-8查得動載系數(shù)；由書1表10-4查得的值與直齒輪相同，故;由書1圖10-13查得；由書1表10-3查得。故載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)校正所算得上網(wǎng)分度圓直徑，由書1式（10-10a）得 計算模數(shù)3 按齒根彎曲強度設計由書1 式（10-17）計算載荷系數(shù)1.

11、確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度，從書1 圖28-28查得螺旋角影響系數(shù) 計算當量齒數(shù) 查取齒形系數(shù)由書1 表10-5查得 查取應力校驗系數(shù)由書1 表10-5查得 查取大小齒輪的并加以比較由書110-20C查小齒輪彎曲疲勞強度極限;大齒輪由書1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù); 所以取彎曲疲勞系數(shù)為S=2,書1有式10-12得故大齒輪數(shù)值大 設計計算對比計算結果，齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取,已經(jīng)可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算相應的齒數(shù)于是由，取4 幾何尺寸計算 計算中心距將中心距圓整為227

12、mm 按圓整后的中心距修正螺旋角因為值改變不多，故其他參數(shù)不必修正 計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度圓整后取，.3. 開式齒輪設計1 選精度等級、材料及齒數(shù) 減速器為一般工作機，速度不高，故選用8級精度。 材料選擇。由書1 表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），齒芯部硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬火）齒芯部硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2 按齒面接觸疲勞強度進行計算設計計算公式是書1 公式10-9a：3 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 初選載荷系數(shù)。 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩：。 由書1 表10-7 選取齒寬系數(shù)。 由書1表10-6查得材料的彈性影響

13、系數(shù)。 由書1圖10-21（d）查得齒輪的接觸疲勞強度極限，. 。 由書1圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。 計算接觸疲勞許用應力，取所以需用接觸應力為.4 代入數(shù)據(jù)進行計算 計算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b及模數(shù) 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，根據(jù)速度，8級精度，有書1圖10-8查得動載系數(shù)；由書1表10-4查得的值;由書1圖10-13查得；由書1表10-3查得。故載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)校正所算得上網(wǎng)分度圓直徑，由書1式（10-10a）得 計算模數(shù)3 按齒根彎曲強度設計由書1 式（10-17）計算載荷系數(shù)1. 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) 查取齒形系數(shù)由書1 表10-5查得 查

14、取應力校驗系數(shù)由書1 表10-5查得 查取大小齒輪的并加以比較由書110-20C查小齒輪彎曲疲勞強度極限;大齒輪由書1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù); 所以取彎曲疲勞系數(shù)為S=2,書1有式10-12得故大齒輪數(shù)值大 設計計算取，于是由，取4 幾何尺寸計算 計算中心距將中心距圓整為227mm 計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度圓整后取，.驗證傳動系統(tǒng)速度誤差滿足要求4. 軸的設計和計算1 第一根軸的設計已知條件：軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 初步確定直徑軸的材料選用常用為45鋼當軸的支撐距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按準扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應力確定軸徑d，計算公式為：軸為

15、外伸軸，初算軸徑最為最小直徑，應取較小的A值；查書1 表15-3取。輸出軸最小直徑顯然是聯(lián)軸器處直徑，為使所選的直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩,查書1 表14-1，考慮到轉(zhuǎn)變變化很小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標準GB/T 50142003或手冊，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度。 軸的結構設計1 擬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1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段左側的直徑，；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑

16、。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。2 初步選擇滾動軸承。因軸同時受徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為。故。而。左端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得30205型軸承的定位軸肩高度，因此，取=33mm。3 小齒輪直接做在在-軸段上，齒頂圓直徑為82.4mm，所以。齒輪輪轂的寬度為80mm，所以。左端軸肩高度，故取，故軸環(huán)出直徑為.軸環(huán)寬度，取。4 軸承端蓋總寬度為40mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆方面及便于對

17、軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面余半聯(lián)軸器左端面間的距離，故取。5 取齒輪距箱壁距離內(nèi)壁之距離。二軸上大小齒輪間距。考慮到箱體誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體一定距離s，取，已知滾動軸承寬度，低速級小齒輪輪轂長，則至此，因初步確定了軸的各段直徑和長度。3 軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸周向定位采用平鍵連接。按由書1 表6-1查得平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。2 第二根軸的設計已知條件：軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 初步確定直徑軸的材料選用常用為45鋼當軸的支撐距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按準扭矩

18、并降低許用扭轉(zhuǎn)切應力確定軸徑d，計算公式為：軸為不對稱軸，初算軸徑最為最小直徑，應取較小的A值；查書1 表15-3取。 軸的結構設計1 擬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1 初步選擇滾動軸承。因軸同時受徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為。而。左端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度，因此，取。2 小齒輪安裝直在-軸段上，齒頂圓直徑為123.7mm，所以。齒輪輪轂的寬度為121mm，所以。高速級大齒輪裝在-軸段上，取；齒輪

19、的右端軸承之間用套筒定位，已知齒輪輪轂長度為77mm，故取。左端軸肩高度，故取，故軸環(huán)出直徑為.軸環(huán)寬度，取。3 取齒輪距箱壁距離內(nèi)壁之距離。二軸上大小齒輪間距。考慮到箱體誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體一定距離s，取，已知滾動軸承寬度，則至此，因初步確定了軸的各段直徑和長度。3 軸上零件的周向定位齒輪與軸周向定位采用平鍵連接。按由書1 表6-1查得平鍵為，選擇輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 求軸上的載荷查表得，簡支梁軸的支承跨距為，根據(jù)軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖如下圖所示：從軸的結構圖可以看出截面C是危險截面。現(xiàn)將計算出的

20、截面C處的彎矩列于下表載荷水平面H垂直面V支反力彎矩M總彎矩扭矩 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險面C）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，一級軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，由書1表15-1查得，因此，故安全。3 第三根軸的設計已知條件：軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 初步確定直徑軸的材料選用常用為45鋼當軸的支撐距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按準扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應力確定軸徑d，計算公式為：軸為外伸軸，初算軸徑最為最小直徑，應取較小的A值；查書1

21、表15-3取。輸出軸最小直徑顯然是聯(lián)軸器處直徑，為使所選的直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩,查書1 表14-1，考慮到轉(zhuǎn)變變化很小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標準GB/T 50142003或手冊，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度。 軸的結構設計1 擬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1 為了滿足開式齒輪軸向定位要求，-軸段左側的直徑，；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半

22、聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比略短一些，現(xiàn)取2 初步選擇滾動軸承。因軸同時受徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為。故。而。左端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度，因此，取。3 大齒輪裝在在-軸段上，所以。齒輪輪轂的寬度為115mm，所以。左端軸肩高度，故取，故軸環(huán)出直徑為.軸環(huán)寬度，取。4 軸承端蓋總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆方面及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離，故取。5 取齒輪距箱壁距離內(nèi)壁之

23、距離。考慮到箱體誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體一定距離s，取，已知滾動軸承寬度，至此，因初步確定了軸的各段直徑和長度。3 軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸周向定位采用平鍵連接。按由書1 表6-1查得平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。大齒輪查得，齒輪與軸的配合為滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5. 滾動軸承的選擇計算1. 1軸上的軸承的選擇兩端采用圓錐滾子軸承。根據(jù)軸直徑選擇的圓錐滾子軸承的型號為30205，主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速檢驗取所以2軸承放松，1軸承壓緊，, 軸承的計算壽命4104滿足壽命要求以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都大

24、于時機轉(zhuǎn)速。2. 2軸上的軸承的選擇兩端采用圓錐滾子軸承。根據(jù)軸直徑選擇的圓錐滾子軸承的型號為30206，主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速檢驗取所以2軸承放松，1軸承壓緊，, 軸承的計算壽命4104滿足壽命要求以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都大于時機轉(zhuǎn)速。3. 3軸上的軸承的選擇兩端采用圓錐滾子軸承。根據(jù)軸直徑選擇的圓錐滾子軸承的型號為30209，主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速檢驗取所以2軸承放松，1軸承壓緊，, 軸承的計算壽命4104滿足壽命要求6. 鍵連接的選擇和計算1. 鍵的選擇 1軸鍵槽部分的軸徑為20mm，所以選擇普通圓頭平鍵 2 軸鍵槽部分的軸徑為60mm，所以選擇普通圓頭平鍵 3軸鍵槽部分的軸徑為100mm，所以選擇普通圓頭平鍵2. 2軸鍵的校驗滿足條件。7. 聯(lián)軸器的選擇計算計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下取2型號選擇根據(jù)計算轉(zhuǎn)距選擇彈性柱銷聯(lián)軸器LX3型主要參數(shù)如下：公稱扭距（滿足要求）許用轉(zhuǎn)速（滿足要求）軸孔直徑軸孔長度8. 潤滑和密封說明1. 潤滑說明因為滾動軸承速度腳底，所以軸承采用稠密度較小的潤滑填入量為軸承空隙的1/2。齒輪浸入油的深度為一個齒高2.