机械设计课程设计说明书

目录一设计任务书一、设计题目带式运输机的减速传动装置设计二、主要内容⑴决定传动装置的总体设计方案；⑵选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；⑶传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；⑷机体结构及其附件的设计；⑸绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。

三、具体要求⑴原始数据：运输带线速度v =（m/s）运输带牵引力F = 4100（N）驱动滚筒直径D = 275 （mm）⑵工作条件：①使用期5年，双班制工作，单向传动；②载荷有轻微振动；③运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。

二传动方案的分析传动方案见图如下：1—电动机，2—弹性联轴器，3—两级圆柱齿轮减速器，4—高速级齿轮，5—低速级齿轮6—卷筒方案分析:由计算可知电机的转速的范围为:~min.由经济上考虑可选择常用电机为1000r/min .功率为4kw.又可知总传动比为.如果电机输出轴上采用带传动,再连接减速箱，则减速器的传动比为5—10,在这个传动比下，用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而一级齿轮减速器则有点过大,从而使得齿轮过大,箱体也随之增大大.因此，该减速传动装置不采用带传动而是直接用联轴器将电机轴与齿轮轴相连,因有轻微振动,所以选用弹性联轴器与电机相连.两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。

高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。

两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。

但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。

从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.且采用直齿圆柱齿轮。

卷筒和输出轴直接通过联轴器相连,这样可以减少能量的损耗.三 电动机的选择，传动装置的运动和动力参数计算（一） 电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用y 系列三相交流异步电动机。

2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上计算功率P wP w = Fv/1000 =4100 X 1000 = (2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的工作功率Pd ，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。

设η1、η2、η3，分别为滚动轴承、弹性联轴器，闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）的传动效率，由[1]表1（ P7）及P12可查得η1 = ，η2 = ，η3 = ，则传动装置的总效率为η总=η13η22η32 = x x = ==总ηwd P P =3.选择电动机转速由[1]表1推荐的传动副传动比合理范围 联轴器传动 i 联=1 两级减速器传动 i 减=8～40 则传动装置总传动比的合理范围为i 总= i 联×i 齿1×i 齿2 i ‘总=1×（8～40）=（8～40） 又卷筒的工作转速为n w =DVπ100060⨯=＝minn d =i ‘总×n w =（8～40）×n w =8n w ～40n w =~min根据电动机所需功率和同步转速，查[1] P145 Y 系列三相异步电动机技术数据，符合这一范围的常用同步加速有750、1000、1500m in r 。

选用同步转速为1000r/min ，选定电动机型号为Y132M1-6。

（二）传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比i 总= n m / n w =960/＝ 式中n m ----电动机满载转速 n w ----工作机的转速 2.分配传动装置各级传动比 i 总=i 1×i 2分配传动比时，对于展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸油润滑的要求，由[1]P17 图12可查得i 1=减速器的总传动比为.所以低速级传动比为（三）运动参数和动力参数计算1.各轴转速计算 n 0= n m =960 r/min n Ⅰ= n m / i 联 =960 r/minnⅡ= nⅠ/ i1 = 960/= r/minnⅢ= nⅡ/i齿2==min2.各轴输入功率PⅠ= P dη01= PⅡ= PⅠη12 = PⅡη23 =各轴输入转矩T0 = 9550P d/n0 =960=mN⋅TⅠ= 9550PⅠ/nⅠ=960=mN⋅TⅡ= 9550PⅡ/nⅡ= =mN⋅TⅢ= 9550PⅢ/nⅢ= =mN⋅四传动零件的设计计算1 高速级齿轮传动的校验计算（1）齿轮的主要参数和几何尺寸模数m=2，齿数Z1=23，Z2=122;分度圆直径 d1=46,d2=244;中心距 a=145; 齿宽b1=50,b2=45;齿数比 u=; z1齿宽与齿高之比 b/h=50/×m)= 圆周速度 10006011⨯=n d v t π =s(2) 齿轮的材料和硬度小齿轮材料为40cr （调质），硬度为280HBS 大齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS （3）许用应力由[2]图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1lim H σ600MPa,大齿轮接触疲劳强度极限=2lim H σ550MPa由[2]式10-13计算应力循环次数：N 1=60n 1jL h =60×960×1×2×8×300×5=×109112/ i N N = =×109根据应力循环次数，由[2]图10-19选取接触疲劳寿命系数K HN1 =K HN2 =1，取失效概率为1%,安全系数S=1，由[2]式10-12得接触疲劳许用应力：[σH ]1= SK H HN 1lim 1σ =×600/1=540 MPa[σH ]2= SK H HN 2lim 2σ =1×550/1=550 MPa由[2]图10-20C 得齿轮弯曲疲劳强度极限=1FE σ500MPa ，=2FE σ380MPa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=1FN K ，=2FN K ，取弯曲疲劳安全系数S=，由式10-12得弯曲疲劳许用应力为： [σF ]1=SK FE FN 11σ＝ = [σF ]2=SK FE FN 22σ＝ =（4）小齿轮转矩由上文知，小齿轮转矩 T1= （5）载荷系数由圆周速度V=s,齿轮精度等级为7级，查[2]图10-8得动载荷系数Kv=1,因为是直齿轮，所以由P193表10-3查得==ααF H K K 1，由表10-2查得使用系数1=A K ，根据b/h=，由表１０－４（P194）查得 K H β=，由此再根据图10-13，得K F β==，故总的载荷系数: K=K A K V K H αK H β=1×1×1×= K=K A K V K F αK F β=1×1×1×= (6)齿面接触疲劳强度计算由[2]式10-8a 接触疲劳强度校核计算公式式中 Ft=2T 1/d 1Φd=b/d 1 ；又由P198表10-6查出弹性影响系数Z E= MPa 1/2 （7）齿根弯曲疲劳强度计算 由式１０－5a 得 ][22131F d SaFa F z m Y Y KT σσ≤Φ=根据[2] P197 表10-5查出齿形系数 YFa1=，YFa2=应力校正系数Y Sa1=，Y Sa2=，由此计算出01379.057.30358.165.2][111=⨯=F Sa Fa Y Y σ ， 01611.057.24181.115.2][222=⨯=F Sa Fa Y Y σ因大齿轮更安全，故校核小齿轮即可。

校核结果是齿轮的齿根弯曲强度裕度较大，但因是传动齿轮，模数不能再取小，故维持原设计结果不变。

2 低速级齿轮传动的校核计算(注：此处计算因书写习惯均以符号Z1代替Z3，Z2代替Z4)（1）齿轮的主要参数和几何尺寸模数m=，齿数Z1=37，Z2=129; 分度圆直径 d1=,d2=;中心距 a=; 齿宽b1=100,b2=95; 齿数比 u=; Z1齿宽与齿高之比 b/h=100/×m)= 圆周速度 10006011⨯=n d v t π =s(2) 齿轮的材料和硬度小齿轮材料为40cr （调质），硬度为280HBS 大齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS （3）许用应力由[2]图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1lim H σ600MPa,大齿轮接触疲劳强度极限=2lim H σ550MPa由[2]式10-13计算应力循环次数：N 1=60n 1jL h =60××1×2×8×300×5=×109112/ i N N = =×109根据应力循环次数，由[2]图10-19选取接触疲劳寿命系数K HN1 =K HN2 =，取失效概率为1%,安全系数S=1，由[2]式10-12得接触疲劳许用应力：[σH ]1= SK H HN 1lim 1σ =×600/1=606 MPa[σH ]2= SK H HN 2lim 2σ =×550/1= MPa由[2]图10-20C 得齿轮弯曲疲劳强度极限=1FE σ500MPa ，=2FE σ380MPa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=1FN K ，=2FN K ，取弯曲疲劳安全系数S=，由式10-12得弯曲疲劳许用应力为：[σF ]1=SK FE FN 11σ＝ = [σF ]2=SK FE FN 22σ＝ =（4）小齿轮转矩由上文知，小齿轮转矩 T= （5）载荷系数由圆周速度V=s,齿轮精度等级为7级，查[2]图10-8得动载荷系数Kv=1,因为是直齿轮，所以由P193表10-3查得==ααF H K K 1，由表10-2查得使用系数1=A K ，根据b/h=，由表１０－４（P194）查得K H β=，由此再根据图10-13，得K F β==，故总的载荷系数: K=K A K V K H αK H β=1×1×1×= K=K A K V K F αK F β=1×1×1×= (6)齿面接触疲劳强度计算由[2]式10-8a 接触疲劳强度校核计算公式式中 Ft=2T 1/d 1Φd=b/d 1 ；又由P198表10-6查出弹性影响系数Z E= MPa 1/2 （7）齿根弯曲疲劳强度计算 由式１０－5a 得 ][22131F d SaFa F z m Y Y KT σσ≤Φ=根据[2] P197 表10-5查出齿形系数 YFa1=，YFa2=应力校正系数Y Sa1=，Y Sa2=，由此计算出01288.086.317625.152.2][111=⨯=F Sa Fa Y Y σ ， 01562.071.249793.1175.2][222=⨯=F Sa Fa Y Y σ因大齿轮更安全，故校核小齿轮即可。