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目錄 1 任務書 2 2 傳動裝置的總體設計 3 2.1電動機的選擇 3 2.1.1電動機類型的選擇 3 2.1.2電動機功率的確定 3 2.1.3確定電動機轉速 3 2.2總傳動比的計算和分配各級傳動比 4 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 4 3 傳動零件的設計計算 5 3.1第一級齒輪傳動的設計計算 5 3.2第二級齒輪傳動的設計計算 10 4 箱體尺寸計算與說明 15 5 裝配草圖的設計 16 5.1初估軸徑 16 5.2初選聯(lián)軸器 17 5.3初選軸承 17 5.4潤滑及密封 18 6 軸的設計計算及校核 18 6.1中間軸的設計計算及校核 18 6.2低速軸的設計計算及校核 21 7 滾動軸承的選擇和計算 25 7.1高速軸軸承的計算 25 7.2中間軸軸承的計算 26 7.3低速軸軸承的計算 27 8 鍵連接的選擇和計算 28 8.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 28 8.2 中間軸與小齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 28 8.3 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 28 8.4 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 29 8.5 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 29 9 減速器附件的選擇及說明 29 9.1減速器附件的選擇 29 9.2減速器說明 30 10 結論 30 參考文獻 31 1 任務書 設計一用于帶式運輸機上的同軸式兩級圓柱齒輪減速器（如圖），連續(xù)工作，單向運轉;空載啟動較平穩(wěn)。運輸帶容許速度誤差為5%。每天8小時，使用期限8年。設計參數(shù)：運輸機最大有效拉力2600N，運輸帶速度v=1.5m/s，卷筒直徑D=400㎜。 圖1-1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 同軸式兩級減速器徑向尺寸緊湊，但軸向尺寸較大。減速器的輸入輸出軸位于同一軸線兩端。 2 傳動裝置的總體設計 電機的選擇 = = 電動機工作效率 電動機到輸送機的總效率 根據(jù)表9-6取滾動軸承傳遞效率（三對和卷筒軸承），齒輪傳動效率，卷筒傳動效率，聯(lián)軸器傳動效率 查zd表2-1選電動機額定動率為5.5kW 3.2.2 確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速 二級圓柱齒輪減速器傳動比, 電動機轉速可選范圍 =（8~40）71.6 r／min =（560~3200）r／min 符合這一范圍的同步轉速為750 r／min、1000 r／min、1500 r／min和3000 r／min四種。選取合適的電機參數(shù)如下 型號 功率 kW 同步轉速 r／min 滿載轉速 r／min Y132S-4 5.5 1500 1460 額定轉矩 2.2 最大轉矩 2.3 電機軸直徑D(mm) 38 4、 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算。 4.1傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 4.1.1傳動裝置總傳動比 = = 20.11 4.1.2分配各級傳動比 其中，為使兩級大齒輪直徑相近，取，兩級圓柱齒輪減速器傳動比 = = 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。 4.2 傳動裝置的運動和動力參考數(shù)的計算 4.2.1 各軸轉速 電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，中速軸為Ⅱ軸，低速軸為 Ⅲ 軸。 ==1440r/min 4.2.2 各軸功率 4.2.3 各軸扭矩 Nm Nm Nm Nm Nm 運動和動力參數(shù)如下表： 軸名 參數(shù) 電動機軸 高速軸Ⅰ 中速軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 卷筒軸 轉速n (r／min) 1440 1440 321.1 71,606 71.606 功率P（kW） 5.5 5.445 5.18 4.92 4.774 扭矩T（Nm） 36.48 36.11 154.06 656.17 636.7 傳動比 i 1 4.484 4,484 1 效率η 0.99 0.98 0.96 0.93 5.2 齒輪傳動設計 5.2.1 高速級齒輪強度設計 輸入功率，轉速，齒數(shù)比，工作壽命8年（每天8 h ）。 1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1） 根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。選用軟齒面齒輪傳動 3） 材料選擇。 選擇小齒輪材料為45，調質，硬度為240HBS， 大齒輪材料為45鋼，調質，硬度為220HBS，二者材料硬度差為20HBS。 4） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 2、 按齒面接觸強度設計 1） 確定公式內的各計算數(shù)值。 ① 試選載荷系數(shù)， ② 計算小齒輪傳遞的扭矩， ③ 由于同軸式聯(lián)軸器需要軸向尺寸，由jxsj表10-13選取齒輪寬系數(shù)， ④ 由jxsj表10-12查得材料的彈性影響系數(shù)，節(jié)點區(qū)域系數(shù)(@=20) ⑤ 由jxsj圖10-26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 有jxsj表10-14得查取，有試（10-27）得 10MPa，取 ⑦ 計算接觸疲勞許用應力 ① 計算圓周速度 <6m/s 6）計算載荷系數(shù) 有jxsj表10-9差得使用系數(shù)=1由=1.88m/s,8級精度，由jxsj圖10-10查得動載荷系數(shù)=1.12 由jxsj表10-11查得，直齒齒輪傳動，齒間載荷分配系數(shù) 故載荷系數(shù) ② 按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑 ③ 計算模數(shù)m 有表10-1取2.5mm 分度圓直徑d1=mZ1=2.520=50mm d2=mZ2=2.590=225mm 傳動中心距 a=m(Z1+Z2)/2=2.5(20+90)/2=137.5mm 齒寬 b2=b=φdd1=1.250=60mm mm，mm， 驗算齒輪圓周速度 V齒=πd1n1/601000=3.14144050/601000=3.77m/s 由jxsj表10-10選齒輪傳動精度等級8級合宜 4)校核齒根彎曲疲勞強度 由課本P148式（10-26）得 =(2kT1/d1mb)YFS1≤[] 由表10-15查得： ， ， 由圖10-28查得， 由圖10-28查得取彎曲強度最小安全系數(shù) 計算兩輪的許用彎曲應力 =(2kT1/d1mb)YFS1 =（21.187236110)/(40502.5）2.81.55Mpa =74.42Mpa＜[σF1]=368MPa σF2=(2kT1/d1mb)YFS2 =（21.187236110)/(40502.5）2.21.78Mpa =67.15Mpa＜[σF2]=344MPa 2） 低速軸 輸入功率，轉速，齒數(shù)比，工作壽命8年（每天8 h ）。 因為此聯(lián)軸器同軸式聯(lián)軸器，故選用相同時輪用高速齒輪進行校核?？词欠穹蠗l件。 校核齒根彎曲疲勞強度 由課本P148式（10-29）得 =(2kT1/d1mb)YFS1≤[] 由表10-15查得： ， ， 由圖10-28查得， 由圖10-28查得取彎曲強度最小安全系數(shù) 計算兩輪的許用彎曲應力 =(2kT1/d1mb)YFS1 =（21.1872154060)/(40502.5）2.81.55Mpa =317.5Mpa＜[σF1]=368MPa σF2=(2kT1/d1mb)YFS2 =（21.187236110)/(40502.5）2.21.78Mpa =286.5Mpa＜[σF2]=344MPa 有結果得符合強度校驗 齒輪結構設計參數(shù)。 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 4.484 模數(shù)（mm） 2.5 中心距（mm） 137.5 嚙合角 齒數(shù) 20 90 20 90 齒寬（mm） 65 60 65 60 直徑 （mm） 分度圓 50 225 50 225 齒根圓 46.875 221.875 46.875 227.5 齒頂圓 52.5 227.5 52.5 227.5 ）輸入軸的設計計算 高速軸 參數(shù)=5.445，n=1440 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#正火鋼，硬度170～217HBS，抗拉強度σb=650Mpa，許用彎曲應力600 2、估算軸的基本直徑 根據(jù)jxsi式14-2，對45鋼取A=110 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d1=17.449(1+5%)mm =18.375mm 3)確定各軸段軸頸直徑和長度 1）周徑。 因為電動機直徑為38 故從聯(lián)軸器開始向左取為=19mm=22mm（d+0.14d）=25mm查軸承內徑=35=25mm軸承內徑 2）軸長。取決于軸零件的寬度以及他們的相對位置 。選用N209E其寬度為B=10；齒輪端面到箱體壁間距離a=15mm；考慮鑄造誤差，裝配時留有余地，取滾輪軸承與箱體內邊距s=5mm；軸承處箱體凸緣寬度，應按箱體與箱座連接螺母尺寸及結構要求確定，暫定：該寬度B=軸承寬+0.1a+20mm.綜上，每段取值為=28mm，=56mm，=35mm，=65mm，=20mm，=15mm 3)考慮軸的工藝特性 考慮軸的結構工藝特性，在軸的左右端均制成2*45倒角；左端支撐軸軸承的軸頸磨削加工到位，留有砂輪越程槽；為便于加工，齒輪，半聯(lián)軸器處的鍵槽不知在鍵槽處在同一母線上。 強度計算 1）求齒輪上作用力大小和方向 先做出力學模型，如圖取集中載荷作用于齒輪及軸承中點。 轉矩 T=9550*P/n=36110N/mm 圓周力 =9550*P*2/（d*n）=1444.4N 軸向力 各力方向如圖所示 按平面力系列平衡方程式進行計算 Xy面 得 , zy面 得 ,得 畫當量彎矩圖 6】判斷危險面及驗算強度 （1）當剖面在處當量彎矩最大，而其直徑與旁邊相差不大故剖面為危險面。 已知,=59MPa < (2)剖面處雖然扭矩小，但直徑小，也為剖面危險面。 ， }}}}]]]]】】】軸零件圖 中速軸速軸 參數(shù)=5.18Kw，n=321r/min，T=154N/m 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#正火鋼，硬度170～217HBS，抗拉強度σb=650Mpa，許用彎曲應力600 2、估算軸的基本直徑 根據(jù)jxsi式14-2，對45鋼取A=110 3)確定各軸段軸頸直徑和長度 1）周徑。初選滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故zds書14-4選用圓柱滾子軸承選軸承N207E參數(shù)為d*D*B=35*62*16 故從軸承開始向左取為=35mm=42mm（d+0.14d）=48mm=齒輪安裝尺寸=35mm軸承內徑 2）軸長。取決于軸零件的寬度以及他們的相對位置 。選用N209E其寬度為B=10；齒輪端面到箱體壁間距離a=15mm；考慮鑄造誤差，裝配時留有余地，取滾輪軸承與箱體內邊距s=5mm；軸承處箱體凸緣寬度，應按箱體與箱座連接螺母尺寸及結構要求確定，暫定：該寬度B=軸承寬+0.1a+20mm.綜上，每段取值為=36mm，=60mm，=110mm，=65mm，=36mm 低速軸速軸 參數(shù)=4.92Kw，n=79.6r/min，T=656.17N/m 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#正火鋼，硬度170～217HBS，抗拉強度σb=650Mpa，許用彎曲應力600 2、估算軸的基本直徑 根據(jù)jxsi式14-2，對45鋼取A=110 有鍵槽軸頸增加5%=47.4.查zds表13-4的聯(lián)軸器標準。故=48 3)確定各軸段軸頸直徑和長度 1）周徑。開始向左取為=48mm=54mm（d+0.14d）=55mm查軸承內徑初選滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故查指導書表14-4選用圓柱滾子軸承選軸承N211E參數(shù)為d*D*B=55*100*21 故=60安裝尺寸=70mm軸承內徑=74mm=55mm軸承內徑 2）軸長。取決于軸零件的寬度以及他們的相對位置 。選用N209E其寬度為B=10；齒輪端面到箱體壁間距離a=15mm；考慮鑄造誤差，裝配時留有余地，取滾輪軸承與箱體內邊距s=5mm；軸承處箱體凸緣寬度，應按箱體與箱座連接螺母尺寸及結構要求確定，暫定：該寬度B=軸承寬+0.1a+20mm.綜上，每段取值為=84mm，=56mm，=41mm，=65mm， =10mm=10mm=20mm=21mm