机械设计课程设计任务书目录设计任务书 (1)传动方案的拟定及说明 (4)电动机的选择 (4)计算传动装置的运动和动力参数 (5)传动件的设计计算 (5)轴的设计计算 (8)滚动轴承的选择及计算 (14)键联接的选择及校核计算 (16)连轴器的选择 (16)减速器附件的选择 (17)润滑与密封 (18)设计小结 (18)参考资料目录 (18)机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一．总体布置简图1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器二．工作情况：载荷平稳、单向旋转三．原始数据鼓轮的扭矩T（N·m）：850鼓轮的直径D（mm）：350运输带速度V（m/s）：0.7带速允许偏差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四．设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写五．设计任务1．减速器总装配图一张2．齿轮、轴零件图各一张3．设计说明书一份六．设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。

结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择1． 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。

2． 电动机容量的选择1）工作机所需功率P wP w＝3.4kW2）电动机的输出功率Pd ＝Pw/η η＝轴承’联齿轴承联ηηηηη23＝0.904Pd ＝3.76kW3． 电动机转速的选择nd ＝（i1’·i2’…in ’）nw初选为同步转速为1000r/min 的电动机4．电动机型号的确定由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。

基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1．计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i＝nm/nwnw＝38.4i＝25.142．合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩传动件设计计算1． 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；4） 选取螺旋角。

初选螺旋角β＝14°2． 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21）试算，即dt ≥[]321·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα1） 确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 （3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 （5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE ＝189.8Mpa（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64×107（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98×550MPa ＝539MPa[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t ≥[]3211·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα=3235.5548.189433.256·62.11101911.62⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯=67.85（2） 计算圆周速度v=10006021⨯n d tπ=10006085192.67⨯⨯π=0.68m/s（3） 计算齿宽b 及模数mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt=11cos z d t β=2014cos 85.67。

=3.39h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89（4） 计算纵向重合度εβεβ=βεβtan 318.01z =0.318×1×tan14。

=1.59（5） 计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取K A=1根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KH β的计算公式和直齿轮的相同， 故 KH β=1.12+0.18(1+0.6×12)1×12+0.23×103-67.85=1.42由表10—13查得KF β=1.36 由表10—3查得KH α=KH α=1.4。

故载荷系数K=KAKVKH αKH β=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得 d1=31/ttK K d=36.1/05.285.67⨯mm=73.6mm（7） 计算模数mnm n11cos z d β==20cos146.73。

⨯mm=3.743． 按齿根弯曲强度设计由式(10—17) m n≥[]3212·cos 2F SaFa d Y Y z KTY σεφβαβ1） 确定计算参数 （1） 计算载荷系数K=KAKVKF αKF β=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tan β=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Y β＝0。

88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos 3β=20/cos 314。

=21.89z2=z2/cos 3β=100/cos 314。

=109.47（4） 查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 （5） 查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa（7） 计算大、小齿轮的[]FSa Fa Y Y σ并加以比较[]111F Sa Fa Y Y σ=29.339569.174.2⨯=0.0126 []222F Sa Fa Y Y σ=266798.1172.2⨯=0.01468 大齿轮的数值大。

2） 设计计算m n≥32201468.0·62.120119188.014cos 96.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯=2.4mn=2.54． 几何尺寸计算1） 计算中心距z1nm d βcos 1==32.9，取z1=33z2=165a ()βcos 221nmz z +==255.07mm a 圆整后取255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角β=arcos ()am z zn221+=13。

55’50”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1βcos 1nm z ==85.00mm d2βcos 2nm z ==425mm4） 计算齿轮宽度 b=φdd1b=85mmB1=90mm ，B2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋 II 轴：1． 初步确定轴的最小直径d ≥3NP A＝319284.3126=34.2mm2． 求作用在齿轮上的受力Ft1=dT 2=899NFr1=Ftβαcos tan n =337NFa1=Fttan β=223N ； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N3． 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案i. I-II 段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm 。

ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6.VI-VIII长度为44mm。

4．求轴上的载荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638NFa2=189N5．精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面IV 右侧的MPa WM mb5.17==σ截面上的转切应力为MPa W T TT64.72==τMPa Tm b 99.7298.152====τττ由于轴选用40cr ，调质处理，所以MPa B 735=σ，MPa 3861=-σ，MPa 2601=-τ。