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目 錄 設(shè)計任務(wù)書 1 一 選擇電動機 2 二 傳動比的分配 3 三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3 四 開式圓柱齒輪傳動的設(shè)計 5 五 圓錐齒輪傳動的設(shè)計 8 六 軸及軸承、鍵的設(shè)計 13 七 滾動軸承及鍵的校核 20 八 潤滑與密封 23 九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 23 參考文獻 26 設(shè)計任務(wù)書 （1）設(shè)計條件 工作條件：單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，每天工作16小時，使用期限10年，輸送帶速度容許誤差為±5%。 （2）原始數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力：F=3500KN 輸送帶工作速度：V=1.3m/s 卷筒直徑： D=400mm （3）傳動方案 根據(jù)設(shè)計要求，所給原始數(shù)據(jù)本次設(shè)計的帶式運輸機傳動結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-1: 圖1-1礦用輸送鏈傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖 一 選擇電動機 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。 取聯(lián)軸器的傳動效率，圓錐齒輪傳動效率，滾子軸承效率，開式圓柱齒輪傳動效率，滾筒效率，電動機至滾筒的傳動總效率為： 電動機的輸出功率為 電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設(shè)計手冊》表19-1選取電動機額定功率為5.5kw。 1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 滾筒軸工作轉(zhuǎn)速： 展開式單級減速器推薦的傳動比為：，開式圓柱傳動的傳動比為： 得總推薦傳動比為： 所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為： 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500r/min。 綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電機。 型號為Y132M2-6，滿載轉(zhuǎn)速，功率5.5。 二 分配傳動比 2.1總傳動比 滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為： 2.2分配傳動比 為使結(jié)構(gòu)勻稱不發(fā)生干涉現(xiàn)象，取圓錐齒輪傳動的傳動比； 開式齒輪傳動的傳動比為：； 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(zhuǎn)速 電機軸 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 滾筒軸 3.2各軸的輸入功率 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 滾筒軸； 3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電機軸 ； 1軸 ； 2軸 ； 滾筒軸 ； 3.4整理列表 軸名 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 傳動比 電機軸 5.24 52.13 960 1軸 5.188 51.61 960 1 2軸 5.033 200.27 240 4 3軸 4.933 196.29 240 1 滾筒軸 4.737 729.42 62.02 3.87 四 開式圓柱齒輪傳動的設(shè)計 4.1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(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取 4.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)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(zhuǎn)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(yīng)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(yīng)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(shè)，由表查得 由表6.2查得使用系數(shù) 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 4.3按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)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(yīng)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(yīng)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(shè)計計算 對比計算結(jié)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)2.64，并就近圓整為標準值m＝3mm 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 4.4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=85mm, B1=90mm 4.5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 28，108 2 模數(shù) m 3mm 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 五 圓錐齒輪傳動的設(shè)計 5.1選精度等級、材料和齒數(shù) 選用直齒錐齒輪傳動，速度不高，故選用7級精度 材料選擇。由機械設(shè)計表6.1選取小齒輪材料為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。 選小齒輪齒數(shù)Z1＝21，大齒輪齒數(shù)Z2＝i1·Z1＝4.0×21=84，取Z2=84。 5.2按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 １）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： （3）選取齒寬系數(shù) （4）知齒輪，查得節(jié)點區(qū)域系數(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(yīng)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(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1 ２）計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 （2）計算圓周速度 （3）模數(shù)及主要尺寸的確定 模數(shù)：，取。 　　　分度圓直徑： 節(jié)錐角： 　　　　　　　 錐距 　　　 平均分度圓直徑： 齒寬，取 5.3校核齒根彎曲疲勞強度 （1） 彎曲強度校核公式： （2）確定各參數(shù) 平均分度圓處螺旋角，則 查得動載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù) 使用系數(shù) 故 （3）分度圓圓周 （4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 查表4.4得 （5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得 由機械設(shè)計圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力 小錐齒輪的彎曲疲勞強度極限 大錐齒輪的彎曲疲勞強度極限 查得壽命系數(shù) 查得 ， 查得安全系數(shù)是 故許用彎曲應(yīng)力： 因此滿足齒根彎曲疲勞強度 5.4驗算 1）齒面接觸強度驗算 接觸強度壽命系數(shù),最小安全系數(shù) 因此齒面強度足夠 圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 名稱 符號 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數(shù) 21 84 模數(shù) m m 3 傳動比 i i 4.0 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 63 252 齒頂高 3 3 齒根高 3.6 3.6 齒全高 h 6.6 6.6 齒頂圓直徑 ， 68.82 (大端) 253.46 （大端） 齒根圓直徑 56.015 250.254 齒距 p 9.42 9.42 齒厚 s 4.71 4.71 齒槽寬 e 4.71 4.71 頂隙 c 0.6 0.6 錐距 R 129.88 129.88 齒頂角 ， 齒根角 齒頂圓錐角 ， 齒根圓錐角 ， 當量齒數(shù) 21.65 346.25 齒寬 45 45 六 軸及軸承、鍵的設(shè)計 6.1 輸入軸 （1）求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =5.188kW，=960r/min，=51.61N·m （2）求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 mm N 如圖： （3）初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 根據(jù)課本表15-3，取得： 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大5%—10%，取=22mm 左右。 =22mm （4）軸各段各段尺寸的確定 為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 =28mm 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=28mm ，由指導(dǎo)書表15-1，初步選取03系列， 30306GB/T 276，其尺寸為 ， 故 而為了利于固定 由指導(dǎo)書表15-1查得 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑 齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。 已知齒輪輪轂的寬度為45mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故 為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取。 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故取，， 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 （5）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按 =22mm 查得平鍵截面 長50 mm 軸與錐齒輪之間的平鍵按 由課本表6-1查得平鍵截面 長為35 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。 為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 50 30 與滾動軸承30306配合 Ⅱ-Ⅲ 29 33 軸環(huán) Ⅲ-Ⅳ 19 38 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 Ⅳ-Ⅴ 30 30 與滾動軸承30306配合 Ⅴ-Ⅵ 19 28 與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位 Ⅵ-Ⅶ 46 22 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 總長度 193mm （5）求軸上的載荷 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)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 （6） 按彎扭合成應(yīng)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(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)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 輸出軸 （1）軸上的功率P2,轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 ，， （2）求作用在齒輪上的力 圓周力：mm 徑向力： 軸向力： （3）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(shè)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(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為35mm，故??；半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故?、酡?ⅤⅡ段的直徑，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聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。 (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(shè)計師手冊（軟件版）選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承32010，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，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50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)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Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。。。 （5）軸上零件的周向定位 查機械設(shè)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 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 21 50 與滾動軸承30310配合 Ⅱ-Ⅲ 12 52 與套筒配合 Ⅲ-Ⅳ 48 55 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 Ⅳ-Ⅸ 12 60 軸環(huán) Ⅸ-Ⅴ 60 Ⅳ-Ⅴ 21 50 與滾動軸承30310配合 Ⅴ-Ⅵ 45 42 與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位 Ⅵ-Ⅶ 80 35 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 總長度 285.5mm （6）求軸上的載荷 對于30210型圓錐滾子軸承， 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T （7）按彎扭合成應(yīng)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，即安裝齒輪處，取，軸的計算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計， 查得，因此，安全。 計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。 七 滾動軸承及鍵的校核 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。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h。 由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，軸向力為Fa1=159.90N 2）．初步選擇滾動軸承型號為30207，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 滿足要求。 7.2 輸入軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 輸入軸處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓錐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(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度， ，合適 ，合適 7.3 輸出軸的軸承 （1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30210，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(shè)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(yù)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(shè)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(shè)計課程設(shè)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)零件間的軸向距離 31 齒輪頂圓至軸表面的距離 參考文獻 【1】《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社 【2】《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社 【3】《機械設(shè)計課程設(shè)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(shè)計檢測》應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社 26