【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605

目 錄 課程設計任務書 1 一 電動機的選擇 2 二 分配傳動比 3 三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 4 四 高速級齒輪傳動設計 5 五 低速級齒輪傳動設計 11 六 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 16 七 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 25 八 潤滑與密封 29 九 減速器箱體結構尺寸 29 總 結 31 參考文獻 31 課程設計任務書 設計一用于刮板運輸機的傳動系統(tǒng)中的兩級圓柱斜齒輪減速器。 給定數(shù)據(jù)及使用要求： 1）已知參數(shù) 主軸所需功率：P=4KW 主軸轉速：n=17r/min 2）工作有輕微震動，連續(xù)單向運作； 3）單班制工作，使用期限8年 4）運輸帶速度允許誤差為±5％ 5）傳動簡圖如下： 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 所需電動機的輸出功率為 ——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。 取聯(lián)軸器的傳動效率，閉式圓柱齒輪傳動效率，圓錐滾子軸承效率，鏈傳動效率，輸出端工作裝置效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為： 因有輕微震動 ，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5.5kw。 1.3 電動機轉速的選擇 主軸工作轉速： 展開式二級減速器推薦的傳動比為： 鏈傳動推薦傳動比為： 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750、1000、1500r/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Y132M2-6，滿載轉速，額定功率5.5。 二 分配傳動比 2.1總傳動比 故總傳動比為： 2.2分配傳動比 取鏈傳動的傳動比：； 則減速器的傳動比為：； 考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。取高速級傳動比為 則：； ； 三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3.1各軸的轉速： 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 主軸 3.2各軸的輸入功率： 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 主軸 ； 3.3各軸的輸入轉矩： 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 主軸 ； 3.4整理列表 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動比 1軸 4.95 49.24 960 2軸 4.71 201.47 223.26 4.3 3軸 4.47 627.77 68 3.28 主軸 4 2247.06 17 4 四 高速級齒輪傳動設計 4.1齒輪的類型 1）依照設計要求，本設計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，運轉速度不高，查《機械設計基礎》表11-2，選用8級精度。 3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度280HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。 （1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) 查《機械設計基礎》表11-5，取，。 查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。 （2）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 （3）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）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=1.0，由式10-12得 4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15° 5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)： 4.2尺面接觸強度較合 1、 （1）取載荷 （2）故取 （3）， ， 2、計算模數(shù) ，查表取 3、,取整b=48mm 4、計算齒輪圓周速度 4.3按輪齒彎曲強度設計計算 因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 1）法向模數(shù) 2）查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.2 3）查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù) 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=1.3，由式10-13得 4）小齒輪上的轉矩 5）齒形系數(shù) 查《機械設計基礎》圖11-8得：， 查《機械設計基礎》圖11-9得：， 因為 和比較 大齒輪的數(shù)值較大。 6）法向模數(shù) 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.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應有的齒數(shù),于是由 取24 則取103 7）中心距 圓整為132mm。 8）確定螺旋角： 9）確定齒輪的分度圓直徑： 10）齒輪寬度： 圓整為50mm 圓整后?。?。 11）重合度確定 ，查表得 所以 = 12）齒輪尺寸表： 將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 端面模數(shù) 2 螺旋角 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 132mm 4.4 驗算齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 4.5驗算齒面彎曲強度 校核安全 五 低速級齒輪傳動設計 5.1齒輪的類型 1）依照設計要求，本設計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，運轉速度不高，查《機械設計基礎》表11-2，選用8級精度。 3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。 （1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) 查《機械設計基礎》表11-5，取，。 查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。 （2）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 （3）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）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=1.0，由式10-12得 4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15° 5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)：取66 5.2尺面接觸強度較合 1、 （1）取載荷 （2）取 （3）， ， 2、計算模數(shù) ，查表取 3、,取整b=80mm 4、計算齒輪圓周速度 5.3按輪齒彎曲強度設計計算 因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 1）法向模數(shù) 2）查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.2 3）查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù) 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=1.3，由式10-12得 4）小齒輪上的轉矩 5）齒形系數(shù) 查《機械設計基礎》圖11-8得：， 查《機械設計基礎》圖11-9得：， 因為 和比較 大齒輪的數(shù)值較大。 6）法向模數(shù) 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.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應有的齒數(shù),于是由 取26， 則取85 7）中心距 圓整為172mm。 8）確定螺旋角： 9）確定齒輪的分度圓直徑： 10）齒輪寬度： 圓整為80mm 圓整后??；。 11）重合度確定 ，查表得 所以 = 12）齒輪尺寸表： 將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 端面模數(shù) 2 螺旋角 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 172mm 5.4 驗算齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 5.5驗算齒面彎曲強度 校核安全 六 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 6.1 軸1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(diào)質(zhì)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?。?。 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，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承3206，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)接聯(lián)軸器的平鍵截面。 （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=52 ，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30306型圓錐滾子軸承，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(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 6.2軸2的設計： 1） 軸2的轉速和功率轉矩： P2=4.71Kw，n2=223.26n/min，T2=201.47N.m 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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計-表15-3，取，于是得： 該軸有兩處鍵槽，軸徑應增加5~10%，Ⅱ軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和，故 3）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 　 (a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，根據(jù)　，選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207型，其尺寸為，得： 軸段取安裝齒輪處的Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ取，根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準確軸段適當縮短1~2mm，故：， 軸段Ⅲ-Ⅳ為兩側齒輪定位軸環(huán)，根據(jù)箱體尺寸。(3)軸上零件的周向定位 　 齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機械設計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為36mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm. 4） 求作用在齒輪上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 5）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30307型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=17mm。因此，軸的支撐跨距為L1=192mm。 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 6）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(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 6.3 軸3的設計 6.3.1 尺寸與結構設計計算 1）低速軸上的功率P3,轉速n3和轉矩T3 ，， 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(diào)質(zhì)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HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為50mm，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，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸故，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60mm，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 6.3.2 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30312型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=22mm。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(diào)質(zhì)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）．初步選擇圓錐滾子軸承型號為30206，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 聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，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 2軸的軸承 （1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30207，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： 　　　　　查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　軸承的當量動載荷為： 　　　　 　　　　　按機械設計-表13-6查得 （3）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力驗算。 　　　對于滾子軸承，。 　　　減速器的預定壽命 　　　　　　，合適。 7.4 3軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為 聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，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 ，合適 7.5 輸出軸的軸承 （1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30212，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。 7.6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 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(zhì)。 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 31