1、山東科技大學設計（論文）用紙1機械設計課程設計任務書題目：設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 二 工作情況：單向運轉，有輕微振動，經常滿載空載啟動，單班制工作，使用年限5年，輸送帶速度允許誤差為±5%。三 原始數據輸送帶拉力F/N：1800輸送帶速度V（m/s）：1.1滾筒的直徑D（mm）：350四 設計內容1.電動機的選擇與運動參數計算；2.直齒輪傳動設計計算3.軸的設計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.設計計算說明書的編寫五 設計任務1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設計說明書一份六 設

2、計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、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 2傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸小。3電動機的選擇1電動機類型和結構的選擇按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。2電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw Pw2.02kW其中，平帶傳動的效率0.982） 電動機的輸出功率PoPw/由1P134表1

3、0-1查得聯軸器效率0.99，一對齒輪傳動效率0.97，一對滾動軸承效率0.99，因此0.9Po2.24kW3電動機轉速的選擇Pm=(11.3)Po=2.242.912 kWNw=60Vw/ d=60.05 r/min根據1P13表3-2確定單級圓柱齒輪傳動比i= 35則總傳動比的范圍 i=925電動機的轉速范圍應為 n=540.451501.25 r/min初選為同步轉速為1000 r/min的電動機4電動機型號的確定綜合考慮電動機和傳動裝置的情況后，根據1P223表10-110確定電動機的型號為Y132S-6。額定功率為3kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求。計算傳動裝置

4、的運動和動力參數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速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：inm/nw=960/60.57=15.992合理分配各級傳動比I1=4.559I2=3.507各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩參 數軸 名電動機軸I軸II軸III軸滾筒軸轉速（r/min）960960210.5760.0460.04功率（kW）32.972.852.742.69轉矩（N/m）29.8429.55129.26435.83427.87傳動比i14.5593.5071效率0.990.960.960.984傳動件設計計算1 選定齒輪傳動類型、精度等級、材料及

5、齒數熱處理方式、確定許用應力。1）直齒圓柱齒輪傳動2） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為45（正火），硬度為210HBS，大齒輪材料為45（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為10HBS。2） 精度等級選用8級精度；3） 試選小齒輪齒數z124，大齒輪齒數z285的；2按齒面接觸強度設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據進行計算按2P130式（737）試算，即 1） 確定公式內的各計算數值（2） 由圖7-31選取區域系數ZH2.5（3） 由表7-13選取尺寬系數d0.7（5） 由表7-11查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa（4） 計算重合度=1.883.2（1

6、/z1+1/z2）=1.7234（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 H1600MPa H2550MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑do 79.637=80mm（2） 計算圓周速度V =0 .88m/s（3） 計算齒寬b及模數mb=ddo=0.7×80mm=56mm 經圓整b=55 mmm = 3.32 經圓整m = 3.5h=2.25m=2.25×3 mm=6.75 mm（5） 計算載荷系數

7、K 已知載荷有輕微振動，所以取KA=1.25 2P129表7-10根據v=0.88 m/s,8級精度，由2P128 圖7-28查得動載系數KV=1.2；由表104查的KH的計算公式和直齒輪的相同，故 K=1.19由2圖7-30查得K=1.19由2圖7-29查得K=1.25。故載荷系數 K=KAKVKK=1.25×1.2×1.25×1.19=2.23（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 d1= 84 mm 3按齒根彎曲強度設計 2P131式7-39 F1=108.85 210F2=103 210滿足強度要求4幾何尺寸計算1） 計算中心距z1 =24， z2=

8、85a =190.75 mmB1=60mm，B2=55mm同理可得，高速齒輪的幾何尺寸z1 =24， z2=110m= 2a =134 mmB1=40 mm，B2=35 mm5） 結構設計以大齒輪為例。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。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。5軸的設計計算II軸：1初步確定軸的最小直徑d 26.2mm2求作用在齒輪上的受力Ft1= 1174.9NFr1=427.6NFt2=3077NFr2=1120N3軸的結構設計1） 徑向尺寸d1、d7處與軸承內徑相配合，為便于軸承安裝，故取d1=d7=30 mm，選定軸承型號為6306 1P16

9、7表10-35。d3、d5處與齒輪孔徑相結合，為了便裝配，按標準直徑系列（2P280表14-6）取d3=33.5mm,d5=40mm。d4處為軸環，起定位作用，取d4=46mm。d2、d6處安裝套筒，以固定齒輪和軸承。2） 軸向尺寸 與齒輪相配合的軸段長度，略小于其輪轂寬度。大、小齒輪的輪轂寬度均為B=（1.21.5）×30，取B=40 mm，取軸段為L3=48,L5=43 mm。與軸承相配合的軸段L1、L7，軸承寬度為19 mm，取擋油板為5 mm，則L1=L7=19 mm。其他軸段長度與軸間配合有關，取L2=30 mm，L6=10 mm4 求軸上的載荷FH= 503 NFV=22

10、44 N5.求彎矩大齒輪所在截面所受的水平彎矩等于：MH=112.5x503=56587.5N*mm大齒輪所在截面所受的垂直彎矩等于：MV=112.5x2244=252450 N*mm合成彎矩：=258714 N*mm 2P283因為單相運轉，轉矩為脈動循環，=0.6。 *T=0.6x129243=77545.8 N*mm當量彎矩：=270085.7 N*mm由2P280式14-4可知da=31.42 mmdm=36.62 mm考慮鍵槽da=105%x31.42=32.99<33.5 mm dm=105%x36.62=38.451<40 mm強度滿足軸承的校核：P1=2087.7

11、N，P2=2251.98 N因為P1<P2，取較大值P2。查2P252表13-15fp=1.1 表13-14ft=1fp*P2/ft=1.1x2251.8/1=2477 根據P252式13-2 計算C=14101.2 N<20800N，滿足強度要求I軸：1初步確定軸的最小直徑d 16.03 mm2求作用在齒輪上的受力Ft1=1230,9 NFr1=448 N3軸的結構設計1） 徑向尺寸從軸段d1=18 mm開始d2起固定作用，定位軸肩高度可在（0.070.1）d的范圍內按經驗選取，故d2=20.5221.6,該直徑處將安裝密封氈圈，標準直徑應取d2=20 mm 2P191表10-5

12、0，d3處與軸承內徑相配合，為便于軸承安裝，故取d3= d7 =25 mm，選定軸承型號為6005 1P167表10-35。d4處與齒輪孔徑相結合，為了便裝配，按標準直徑系列（2P280表14-6）取d4=28mm。d5起固定作用，由h=（0.070.1）d =1.962.8 mm，取h=2 mm，d5=35 mm。d7與軸承配合，取d7=d3 =25 mm。d6為軸承軸肩，取d6=30 mm2） 軸向尺寸與齒輪相配合的軸段長度，略小于其輪轂寬度B=(1.21.5)=33.642 mm,取B=40 mm，取軸段L4=38 mm.聯軸器HL1的Y型軸孔B=30 mm,取軸段長L1=28 mm。與

13、軸承相配合的軸段L7，查軸承寬度為15 mm，取擋油板為8 mm，于是L7=15mm,L3 =113mm軸承端面與箱體內壁的距離1與軸承潤滑有關，取1=5 mm。齒輪端面與箱體壁的距離2=1015 mm。分箱面寬與螺栓裝拆空間有關，軸承蓋螺釘至聯軸器距離3=1015 mm。綜合考慮取L2=55 mm。4 求軸上的載荷FH= 116.7 NFV=320.6 N5.求彎矩小齒輪截面所受的水平彎矩等于：MH=123.5x116.7=14412.5 N*mm小齒輪截面所受的垂直彎矩等于：MV=123.5x320.6=39594.1 N*mm合成彎矩：=42135.9N*mm因為單相運轉，轉矩為脈動循環

14、，=0.6。 *T=0.6X29542=17725.2N*mm當量彎矩：=45712N*mm由2P280式14-4可知da=14.77mmdm=20.26 mm考慮鍵槽da=105%x14.77=15.5<18 mm dm=105%x20.5=21.27<28 mm強度滿足軸承的校核：P1=331.3N,P2=968.8 N查2P252表13-15fp=1.1 表13-14ft=1fp*P2/ft=1.1x968.8/1=945 根據P252式13-2 計算C=10058 N<10800N，滿足強度要求III軸：1初步確定軸的最小直徑d 39.31 mm2求作用在齒輪上的受力

15、Ft1= 2929.6 NFr1=1066.4 N3軸的結構設計1） 徑向尺寸從軸段d1= 40 mm開始d2起固定作用，定位軸肩高度可在（0.070.1）d1的范圍內按經驗選取，故d2=45.648 mm,該直徑處將安裝密封氈圈，標準直徑應取d2=55 mm 2P191表10-50，d3處與軸承內徑相配合，為便于軸承安裝，故取d3=60 mm，選定軸承型號為6012 1P167表10-35。d6處與齒輪孔徑相結合，為了便裝配，按標準直徑系列（2P280表14-6）取d4=71mm。d5處為軸環，起定位作用，取d4=70 mm。d7與軸承配合，取d7=d3=60 mm。d6為軸承軸肩，取d5=

16、80 mm。2） 軸向尺寸與齒輪相配合的軸段長度，略小于其輪轂寬度B=(1.21.5)d=63.679.5 mm,取B=86 mm，取軸段L4=84 mm.聯軸器HL3的J型軸孔B=84 mm,取軸段長L1=82 mm。與軸承相配合的軸段L7，查軸承寬度為19mm，取擋油板為20 mm，于是L7=33 mm軸承端面與箱體內壁的距離1與軸承潤滑有關，取1=5 mm。齒輪端面與箱體壁的距離2=1015 mm。分箱面寬與螺栓裝拆空間有關，軸承蓋螺釘至聯軸器距離3=1015 mm，綜合考慮取L2=55 mm。L3、L6的長度與其他軸的配合有關，分別取L3=38 mm、L6=11.5mm。軸環寬度L5=

17、15.5 mm。4 求軸上的載荷FH= 572 NFV=357.8 N5.求彎矩大齒輪截面所受的水平彎矩等于：MH=88x572=50336N*mm大齒輪截面所受的垂直彎矩等于：MV=88x1357.8=119486.4 N*mm合成彎矩：。=129656.13 N*mm因為單相運轉，轉矩為脈動循環，=0.6。 *T=0.6x435781=261469 N*mm當量彎矩：=291850.56N*mm由2P280式14-4可知da=36.23 mmdm=58 mm考慮鍵槽da=105%X36.23=37.58<40 mm dm=105%x58=60.9<71 mm強度滿足軸承的校核：

18、P1=1572.2 N，P2=1647.98N查2P252表13-15fp=1.1 表13-14ft=1fp*P2/ft=1.1x1647.98/1=1812.8 根據P252式13-2 計算C=6791.9 N<24500N，滿足強度要求6鍵連接的選擇及校核計算 鍵的位置b×h所在軸直徑工作長度工作高度轉 矩極限應力高速軸齒 輪8X728303.32955117聯軸器6×618232.8295556中間軸大齒輪10×840303.312926117小齒輪10×833.5403.312926117低速軸齒 輪20X1253444.943583100

19、聯軸器14×960723.84358395所選鍵槽為A和C型鍵槽，由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為100 120MPa ，所以上述鍵皆安全。7連軸器的選擇由于彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。二、高速軸用聯軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 K=1.3，計算名義轉矩為Tc=K*T=28.47 N/m考慮電動機外伸軸徑，選用彈性柱銷聯軸器HL1（GB501485）其主要參數如下：公稱轉矩 160 N/m軸孔直徑 ， 18軸孔長 ， 30（2P184表10-43）（GB501485）三、第二個聯軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為

20、電動機，所以工作情況系數為K=1.3 ，計算轉矩為 Tc=K*T=430.82 N/m所以選用凸緣聯軸器YL10（GB584386）其主要參數如下：材料HT200公稱轉矩630 N/m軸孔直徑 405mm軸孔長 ，84 mm （2P184表10-41）（GB501485）8減速器箱體的結構設計1、 減速器箱體的結構：鑄造的臥式剖分箱體 2、 軸承類型及潤滑方式：齒輪油潤滑，軸承采用深溝球軸承，由于第二級級齒輪的圓周速度v2m/s時，軸承采用脂潤滑。 3、 軸承蓋的結構形式：凸緣式軸承蓋 4、 軸承組合結構方案：兩端固定式 5、 鑄造減速器機體主要結構尺寸： 1P23表5-1機座壁厚： = 8m

21、m， 機蓋壁厚：1 = 8 mm， 機座凸緣厚度：b=12 mm， 機蓋凸緣厚度b1= 12 mm， 機座底凸緣厚度：b2=20 mm， 地腳螺釘直徑：df=16mm， 地腳螺釘數目：n= 6軸承旁連接螺栓直徑：d1=12mm， 蓋與座連接螺栓直徑：d2=8mm， 連接螺栓間距：l150 200mm, 軸承端蓋螺釘直徑：d3= 8 mm（6005），10 mm（6005），10 mm（6010） df，d1，d2至外和內機壁距離：Do =34 mm，Ro= 8 mm，r=3 mm， d1、d2 至凸緣邊緣距離： c1=22 mm， c2=12 mm， 軸承旁凸臺半徑 R1=20 mm，h待定，

22、 大齒輪頂圓與內機壁距離：1=9 mm， 齒輪端面與內機壁距離：2=9 mm， 機座肋厚：m1=8 mm， 機蓋肋厚m=8 mm， 9減速器附件的選擇窺視孔蓋螺釘直徑：d4=8mm, 定位銷直徑：d=6mm， 通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M14×1.5 1P49表5-18油面指示器選用游標尺M12 1P51表5-19起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 1P52表5-20放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16×1.5 1P48表5-1710潤滑與密封一、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為40mm。二、滾動軸承的潤滑

23、由于軸承周向速度太低（v<1.51.2 m/s），所以采用潤滑脂潤滑。四、密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用氈圈式密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定。1P191表10-50軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 設計小結由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。11參考資料目錄1 機械設計基礎課程設計，中國礦業大學出版社，張建中主編，2006年9月第2版；2 機械設計基礎，中國礦業大學出版社，張建中主編，2006年1月第3版；結

24、果： Pw2.02kWPm=3 kWY132S-6nm960r/min結 果：I =15.99I1=4.559I2=3.507結 果：H1600MPa H2550MPa V=0 .88m/s合 適b =55 mmm = 3.5h =6.75 mm結 果：F1=108.85 210F2=103 210滿足強度要求z1 =24， z2=85a =190.75 mmB1=60mm，B2=55mm高速齒輪的幾何尺寸z1=24， z2=110m= 2a=134mm B1=40mm，B2=35 mm結 果：Ft1= 1174.9NFr1=427.6NFt2=3077NFr2=1120Nd1=d7=30 mmd3=35.5mmd5=40mmd4=46 mmL3=48mm,L5=43 mmL1=L7=19 mmL2=30 mm，L6=10 mmFH= 503 NFV=2244 N結 果：MH=56587.5 N*mmMV=252450N*mmM=258714 N*mmM=270085.7 N*mmda=105%x31.42=32.99<33.5 mm dm=105%x36.62=38.451<40 mm強強度滿足C=14101.2N <20800N滿足強