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目 錄 課程設計任務書 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各軸的轉速 5 3.2各軸的輸入功率 5 3.3各軸的輸入轉矩 5 3.4整理列表 6 四 鏈傳動的設計 7 五 齒輪傳動設計 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計 10 5.3按齒根彎曲強度設計 12 5.4幾何尺寸計算 13 5.5驗算 13 六 軸及軸承、鍵的設計 14 6.1 高速軸及軸承、鍵的設計 14 6.2低速軸及軸承、鍵的設計 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 減速器箱體結構尺寸 22 總 結 24 參考文獻 24 課程設計任務書 設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） 1300 輸送帶速度V（m/s） 1.55 滾筒直徑D（mm） 250 工作條件：單向運轉，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《機械設計手冊》表19-1選取電動機額定功率為3kw。 1.3 電動機轉速的選擇 滾筒軸工作轉速： 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： 所以電動機實際轉速的推薦值為： 符合這一范圍的同步轉速為1000、1500、3000r/min。 綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉速1000r/min的電機。 型號為Y132S-6，滿載轉速，功率3。 二 分配傳動比 2.1總傳動比 滿載轉速。故總傳動比為： 2.2分配傳動比 為使傳動裝置尺寸協(xié)調、結構勻稱不發(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各軸的輸入轉矩 電機軸 ； 1軸 ； 2軸 ； 滾筒軸 ； 3.4整理列表 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動比 電機軸 2.875 28.6 960 1軸 2.76 68.64 384 2.5 2軸 2.678 219.79 116.36 3.3 滾筒軸 2.624 215.36 116.36 1 四 鏈傳動的設計 已知主動鏈輪轉速為，選用的傳動比為 （1）鏈輪齒數(shù)：取則 （2）設計功率 由《機械設計手冊》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（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），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計 由設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，由表查得 由表6.2查得使用系數(shù).05 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按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （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）設計計算 對比計算結果，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)1.83，并就近圓整為標準值m＝2mm 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=55mm, B1=60mm 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 27，89 2 模數(shù) m 2mm 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、鍵的設計 6.1 高速軸及軸承、鍵的設計 （1）尺寸與結構設計計算 1）高速軸上的功率P1,轉速n1和轉矩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，調質處理。根據(jù)機械設計表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)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6205，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)《機械設計》（軸的設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)軸的結構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6205型深溝球軸承，由手冊中查得a=16mm。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。從軸的結構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，扭轉切應力，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45Cr，調質處理。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、鍵的設計 （1）尺寸與結構設計計算 1）低速軸上的功率P2,轉速n2和轉矩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，調質處理。根據(jù)機械設計表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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，取。 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊選用HL2型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為315N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為35mm，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)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6207，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55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，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)軸的結構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=17mm。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。從軸的結構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，扭轉切應力，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45Cr，調質處理。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，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h 由上面的計算結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6205，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6207，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，查機械設計課程設計可選用中負載 工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。 九 減速器箱體結構尺寸 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 旋轉零件間的軸向距離 31 齒輪頂圓至軸表面的距離 總 結 從設計過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(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.通過這次的設計,極大的提高了我們對機械設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。 由于課程設計過程及工程設計本身的固有特性要求我們在設計過程中稟承仔細、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。 現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設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。盡管設計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。 參考文獻 [1]《機械設計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學出版社 [2]《機械設計課程設計指導書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社 [3]《機械設計課程設計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社 [4]《機械精度設計檢測》應琴主編，西南交通大學出版社 23