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1、目录一课程设计书.2-设计要求.2三设计步骤21 .传动装置总体设计方案32 .电动机的选择43 .确定传动装置的总传动比和安排传动比54 .计算传动装置的运动和动力参数55 .设计丫带和带轮66 .齿轮的设计87 .滚动轴承和传动轴的设计188 .键联接设计259 .箱体结构的设计2510 .润滑密封设计2811 联轴器设计28四设计小结29五参考资料29-.课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级绽开式圆柱齿轮减速器,运输机连续单向运转,载荷变更不大，空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失），然速器小批量生产,运用期限8年（300天/年），西班制工作,运输容许速度误
2、差为5%,车间有三相沟通，电压380/220V表：题号参数12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（ms）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mm）250250250300300二.设计要求1 .减速器装配图一张（A1.）.2 .CAD绘制轴、齿轮零件图各一张63）。3 .设计说明书一份。三.设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和安排传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数5 .设计V带和带轮6 .齿轮的设计7 .滚动轴承和传动轴的设计8 .键联接设计9 .箱体结构设计10 .润滑密封设计11 .联轴器设计1
3、.传动装置总体设计方案：1 .组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2 .特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不匀称，要求轴有较大的刚度.3 .确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在市速级“其传动方案如卜，图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（绽开式.传动装置的总效率/=71.71775=0.960.98,（）.952X（）.97X0.96=0.759：1.为V带的效率，q为第一对轴承的效率，小为其次对轴承的效率，7,为第三对轴承的效率，明为每对出轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油
4、脂润滑.因是薄壁防护罩,采纳开式效率计算）。2.电动机的选择电动机所需工作功率为：Pd=PWma=19(X)1.31.(XM)0.759=3.25kW.执行机构的曲柄转速为n=IaX)少=8276rmin,油)经查表按举荐的传动比合理范围，V带传动的传动比ii=2-4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8-40.则总传动比合理范圉为ia=16-160,电动机转速的可选范围为nd=iXIi=(16160)X82.76=1324.16-13241.6rmin综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为YI12M4的：相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A,满
5、载转速IU=I440rmin,同步转速1.500rmin0方案电动机型号*定功率P“kw电动机转速Xtin电动机N*考价格元传动装J1.的传动比YI12M-4同步A传动比V带传动减速器1Y112M-4415(X)144047023016.152.37.02中M外蚁寸1.X(Ac72+AD)XHD庵,安，尺寸AXB地林iuta班不尺寸DXEFXtt尺寸FXGD1325I5X345315216178123680IO41.3.确定传动装置的总传动比和安排传动比(1)总传动比由选定的电动机满载转速n*和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为t=nwn=1440/82.76=17.40(2)安排传动
6、装置传动比式中分别为带传动和减速涔的传动比。为使V带传动外席尺寸不致过大，初步取=2.3,则减速器传动比为i=方=17.40/2.3=7.57依据各原则，查图得高速级传动比为1=3.24,则=I片=2.334.计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n1.=ttn,in=1.4402.3=626.09rminna=n1.1.ii=626.09/3.24=I93.24rminns,=n/A=193.24/2.33=82.93r/minnvna=82.93r/min(2) 各轴输入功率P1=pj%=3.250.96=3.12kVVPa=P,2j=3.12X0.980.95=2.90kWPa=P
7、a2小=2.970.980.95=2.70kWPjV=,s4=2.77X0.98X0.97=2.57kW则各轴的输出功率：Pi=P1.0.98=3.06kWP11=P1.fO.98=2.84kVPs1.=P1.i1.0.98=2.65kWPn=Pn,0.98=2.52kV(3) 各轴输入转矩T1.=TjityiNm电动机轴的输出转矩T,=9550&=955O3.25144O=2I.55N-所以：T1=T1.1.i01.=21.552.30.96=47.58NmTa=T1iii小=47.58X3.24X0.98X0.95=143.53N-rnTs=T11i2,X?=143.53X2.33X0.9
8、8X0.95=311.35Nmn.=TisX/X/=31I350.95X0.97:286.91Nm输出转矩：7；=T,XO.98=46.63NmTa=TaXO.98=140.66NmZ11=17.40z=7.571.=3.24J2=2.33wI=626.09rmin“=193.24rminw=82.93r/min,f1.=82.93r/minP,=3.1.2kWp,=2.90kWP=2.70kWpr=2.57k1.P/=3.06kWP=2.84kW%=2.65kPn=2.52kWT,=47.58Nm7=143.53NinTsI=z311.35NmTn，=286.91Nin=46.63Ta=T1
9、.1.1.0.98=305.12NmTn=Tn,0.98=281.17Nm运动和动力参数结果如卜.表Nm7。=140.66Nm=305.12NmTk=281.17NmA型4轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.935.设计V带和带轮械定计算功率查课本%1.i表9-9得：K,=2Ptu=kP=1.24=4.8,式中心为工作状况系数，P为传
10、递的额定功率,既电机的额定功率.s,表8-9选用带型为A型带.选取带轮基准直径力卜八查课本小,表8-3和A”表8-7得小带轮基准直径dn=90”,则大带轮基准直径4s=%d,=2.3x90=207”.式中，为带传动的滑动率，通常取(1%2%),查课本/%表8-7后取4心=224”。W验郭带速V.现1.tnZnrX90X1400_._.yr.三介.住V=-=7.17m/s35m/S7)11n.,svi1.60IO(X)60IO(X)内，V带充分发挥。确定中心距U和带的基准长度Zd由于OKd4+%)1.j2(a+4,所以初步选取中心距a：a9=I.5(J4,i+J)三1.5(90+224)=471
11、,初定中心距%=471Im,所以带长，1.d=2%+-,+dQ+(QwI1.=1444.76”见.查课本名表8-2选取24化，基准长度1.j=1400，?得实际中心距a=au+-1.-=471-44.76/2=448.62M取=45(初切1脸莫小带轮包角力a1.=180-外一心X=162.94,包角合适。a11确定V带根数Z因Jrf1.=1.X)nan,带速V=6.79mS.传动比。=2.3,查课本P1.1.i表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得Pa=IO.7M=0.17.杳课本匕2表8-2得K1.=0.96.杳课本Pim表8-8,并由内插值法得Ka=Q.96由P151公式
12、8-22得Z=%=-=4.20(PQ+p,)kak1.(1.()7+O.I7)O.960.96故选Z=5根带。计算预紧力5查课本匕$表8-4可得4=O.1.kgm.故：单根一般V带张紧后的初拉力为1=500-三-(-1.)+7Vi-1)+O.1x7.172=158.8OVZvka57.170.96E1=1570.43N9)计奥作用在轴上的压轴力F1利用公式8-24可得：a16294F；,=2zsin-=251.58.80sin-=1570.43V6.齿轮的设计()高速级齿轮传动的设计计算1 .齿轮材料，热处理及精度号虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮i5.51
13、03.19/626.09=4.86X10,N.mm3.设计计算小齿轮的分度圆直彳仝人I生4.X丝!(冬立)2V%4uKJ21.64.861044.24z2.433189.8,仙c=JX()=49.53m”?V1.1.63.25471.75计算圆周速度”r1,H1.3.1.449.53626.O9,=1.62，/S6()I(XX)60K)00计算齿宽b和模数计算齿宽bb=rf24计算齿宽与高之比%齿高h=2.25mt2.252.00=4.50nun%=49%5=111计算纵向资合度ft-0.318rfZ1tan/7=0.3181.24tan14-1.903计算载荷系数K运用系数储=1依据y=1.
14、62ws,7级精度，查课本由尸立表108得动载系数KV=1.O7,查课本由PN表10-1得KM的计算公式：Kw-1.12+0.18(1+0.6/)X死2+0,23X10-Xb=1.12+0.18(1.+0.61.)1+OJSXIO-jX49.53=1.42查课本由耳外表IOT3得：K.=1.35查课本由P3表10-3得：Ktta=Kfa=I.2故我荷系数:K=KaKKwK,v=1.1.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正所匏得的分度圆直径4=dJJ西=49.53?=51.73mmd1=51.73nun计算模数/4cos/?51.73Xcos14m,-2.WnunZ1244.齿根弯曲疲
15、惫强度设计由弯曲强度的设计公式JJ豆亘区Y札Zx1.ir(I)确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩7i=48.6kNmm确定齿数Z因为是硬齿面，收取z=24,z2=iaz=3.24X24=77.76传动比误差i=u=z2/zi=7&，24=3.25Ai=O.032%W5%,允许计第当量齿数ZU=zcos3=24/cosj14*=26.27z2=z2cos34=78/cos,14=85.43 初选齿宽系数Od按对称布置，由表10-7查得=I 初选螺旋角初定螺旋角=I4, 载荷系数KK=KAK，KFeKf1.=1.I.07X1.2X1.35=1.73 查取齿形系数Yn和应力校正系数Y0杳课本由乙,
16、表10-5得：齿形系数YN=2.592Y2=2.211应力校正系数Y5三1=.596YS1.774 重合度系数Y，端面重合度近似为G=1.8832X(+)Jcos=1.88-3.2Z1.Z2X(124+78)COS4=1.655arctg(tg*cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690,AHEg也a。Sq)=14.07609,因为J=%cosA.则重合度系数为Y-7Frr1.CU=25,097取z=25那么z,=3.24X25=81几何尺寸计算计算中心距a=且士卫也=至3D=109.252cos/?2cos1.4将中心距KI整为IIOwh按国整后的中心距修正螺旋向=arc
17、cos=UrCCOJ25+81)x2=2x109.25mn=2mZ1=25a=1.IOmwj因。值变更不多.故参数J,kf1.,乙等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径.ZMH252_0d1=51.53mmcoscos14.01z.mn8121.ftd,=166.97tmncoscos14.01B.)(B,二55计算齿轮宽度B=J(fc)=MX()曲金1.wI1x1.712.33H).5=65.71nun2 .计算圆周速度mi.,n,65.7Ix193.24CU,=0.665ns60100O601.(X)03 .计算出宽b=4,d,r=IX65.71=65.71三n4 .计兑齿宽与齿高之比%d
18、,cos65.71cos12._模数mz=1.=2.142ntmZ130齿高h=2.25mn,=2.252.142=5.4621nm%=65.71.5.4621.=12.035 .计算纵向重合度%=38j11.an?=0.31830（an12=2.0286 .计算载荷系数KKw=I.12+0.18（I+0.6E）寸+0.23X10jXb=1.12+0.18（1+0.6）+0.2310j65.71=1.4231运用系数KA=I同高速齿轮的设计,查表选取各数值K,=I.（MKf7,=1.35K“=Kf“=1.2故载荷系数K=K,K1.K1.,K,1.=1.X1.041.21.4231=1.776I
19、r117ftp7 .按实际载荷系数校正所鸵的分度圆直径d1.=d1.,J瓯=65.71栏竿=72.91三u-ikWrd.cos72.91cos1.2计算模数叫=-J-=-=2.3772mmz1.308 .按齿根弯曲强度设计m3也卑无%力Z2f确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩石=143.3kNm（2） 确定齿数Z因为是硬齿面，故取z=3（）,Z2=iZi=2.3330=69.9传动比误差i=u=z2z=69.9/30=2.33Ai=0.032%S5%,允许（3） 初选齿宽系数0，按对称布置，由表杳得d=1.（4） 初选螺旋角初定螺旋角4=12（5） 载荷系数KK=K4K，KFK=
20、1.1.041.21.35=1.6848（6）当量齿数ZH=zcosi乃=30/CoS20=32.056zv2=Z2cos=70/COS2=74.797由课本6s表10-5查得齿形系数YA和应力修正系数Y&,=2.491,=2.232=1.636.s2=1.751（7） 螺旋角系数Y，轴向重合度ONbnnS/苑=加阳切开=2.03,=I_储/W=0.797（8） 计算大小齿轮的乡冬杳课本由E（W图10-20c得齿轮弯曲疲惫强度极限zf1.=XOMP11fi=38OP1查课本由eH图IOT8得弯曲疲惫寿命系数Kxwi=O.90K,v2=0.93S=I.4r1=09-50=321.43S1.4%广
21、ICFN2：Fe=093x380=252A3MPaS1A计算大小齿轮的X旦.并加以比较r三&=2.初心f.J1321.43S1.=2.232NW=。.f2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计卯.计算模数（2x1.68481.4331050.797cos2120.01548,Cm.1；mm=1.542jnmV1.3021.71对比计莫结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数m。大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，按GB/TI357-I987圆整为标准模数、取m“=3M但为了同时满意接触疲惫强度，须要按接触疲惫强度算得的分度圆直径d1=72.91叼来计算应有的齿数.z.72.9xco
22、sI22711取勺=30EMz2=2.33X30-69.9IRZ2=70初知主要尺寸计克中心距a=GM=吐7坚2=02.234三2cos/?2cos1.2将中心距圆整为103mm修正螺旋角C(Z1.+Z,11(3()+70)2,o=arccos=arccos=13.862a203因Zr值变更不多.故参数4,乙等不必修正分度圆直径2=奴=61.34，“COSPcos12d,=-=143.12nun-cos/?cos12计算齿轮宽度6=再&=1x72.91=72.9ImW圆整后取8=75”=W)mmZ2=70a=103ItuitBz=70B1.=751.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.2
23、42.332.各轴转速n/(rmin)n11(rmin)na(rmin)(rmin).626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率PP1.(kw)pB(kw)Pn1.(kw)P(kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T(kNm)Ta(kNm)Ta(kNm)Tn(kNm)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数轮直径Wnm)大轮直径向(mm)中心距a(mm)庭准长度0(mm)带的根iz90224471I4(X)57.传动轴承和传动轴的设计I.传动轴承的设计1).求输出轴上的功率P,转速J,转矩0Pj=2.70KWn,=82.93rmin=31
24、1.35N.mO.O7d.取力=3.5Wh因此dw=57un, 取安装齿轮处的轴段=58叨；齿轮的右端与左轴承之间采纳套筒定位,已知齿轮毅的宽度为7511m,为了使套筒端面牢靠;地压紧齿轮,此轴段应略短于轮较宽度，故取re=72p.齿轮的左端采纳轴肩定位,轴肩高3.5,取4._、1=65”皿.轴环宽度h1.4,取b8un. 轴承端盖的总宽度为2()mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).依据轴承端盖的装拆及便丁对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距齿=3Sm,故取伍川=50. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16*两圆柱齿轮间的距离c-2011三.考虑到箱体的铸造误差，在确定
25、滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取S=8”.已知滚动轴承宽度T-16/WM,高速齿轮轮毅长1.=50三,则/曾-2=7+s+(75-72)=(16+8+16+3)nr11=43ImAv-V=A+S+C+-4I-I1./v-1.I=(50+8+20+16-24-8)rnrn=62InI至此，已初步确定了釉的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先依据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，三机械设计手册20-149表20.6-7.对7010C型的角接触球轴承,a=167M,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.,+1.1=114.8wm+60.8WJ=175.6/?Fvn=F,=4348
26、.1.6-=1.506Vw,1.i+1.,175.6Fw2=-F=4348.16Xw=2843Nw21.i+1.3175.64+4-Fw,=163()-8()9=82IrMh=1728888NmmMv=Fw,=8O91I4.8=92873.2N-nonMv2=FNVjS=82160.8=49916.SNnvitMi=JMj+,*=1.728892+928731=96255Nmnt%=179951Nnan传aJ轴总体设计结构图：（主动轴）（从动釉）（中间轴）从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度依据,72+CT)2_196255?+(1x311.35)2%W0.1x27465前
27、已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得SG=60MP,f(,1j此轴合理平安7. 精确校核轴的疲惫强度.1).推断危急截面截面AnJn,B只受扭矩作用.所以AIIIIIB无需校核.从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看.截面V1.和V1.1.处过盈协作引起的应力集中最严峻,从受载来看,截面C上的应力最大.截面VI的应力集中的静响和截面Vn的相近,但是截面V1.不受扭矩作用,同时轴径也较大，故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里.的直径最大,故C截面也不必做强度校核，截面N和V明显更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力桀中较系数比过流协作的小，因而,该
28、轴只需胶合截面Vn左右两侧需验证即可.截面Vn左侧。抗弯系数W=O.Irf3=0.150j=12500抗扭系数坏=.21=02X50=25000截面VI1.的右侧的弯矩M为M=Mx603T6=i44609N60.8截面IV上的扭矩1为7；=311.35Vw假面上的弯曲应力MW1446()912500=151MPa截面上的扭转应力1_311350可-25000轴的材料为45钢。调质处理。由课本七J表15-1查得:1.f=(MMPat=275MPaTT=155MPamr2.0n.v1.D58.Ia-=0.04=1.16d50d50经插入后得.=2.0r=1.31轴性系数为4(T=0.82r=0.8
29、5.K=1.+7(,-1.)=1.82Kr=1.+7r(r-1.)=1.26所以4=0.671.=0.82乩=乩=0,92综合系数为：K=2.8K,=1.62碳钠的特性系数11=0.1-0.2取0.1t=0.05-0.1取0.05平安系数S,1.1.Str=四=25.13K,%+%/SJ=13.713,+化，S(a-f1.=10.5S=1.5所以它是平安的氏+S；截面IV右(W抗弯系数W=0.d=0.1.50=1.2500Iftt1.1.系数%=0.21=0.25O,=25000截面【V左倜的弯矩M为M=133560截面IV上的扭矩T,为4=295截面上的弯曲应力a/*=10.68截面上的扭转
30、应力/_294930,1.on.v_K1T7“=I1.XU.Aa+1=2.0Wr25O(X)%讥K=-+-1=1.62*r所以r=067r=0.82.n=r=0.92综合系数为：K.=2.8Kf=I.62碳钢的特性系数=0.10.2取0.1亿=0.050.1.取0.05平安系数5”S=巴=25.13Ke,、+anSJ=13.71Fq+叭55-5f=Q.5S=1.5所以它是平安的四+时8.健的设计和计算选择键联接的类型和尺寸平安股8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.依据d2=295.29d4=253.83杳表6T取：键宽b2=16h2=10,=36bj=20h）=12,=50校和链联接的强度查表6-2得%=I1.OMP,工作长度I2=1.2-b2=36-16=203=1.3-by=50-20=30
