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目 錄
設計任務書 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 V帶傳動的設計 5
五 圓錐齒輪傳動的設計 8
六 軸及軸承、鍵的設計 13
七 滾動軸承及鍵的校核 20
八 潤滑與密封 23
九 減速器箱體結構尺寸 23
總結 25
參考文獻 25
設計任務書
（1）設計條件
工作條件：單向運轉，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25倍，每天工作16小時，使用期限10年，輸送鏈速度容許誤差為±5%，輸送鏈效率。
（2）原始數(shù)據(jù)
運輸帶工作拉力：F=2200KN
輸送帶工作速度：V=0.8m/s
卷筒直徑： D=120mm
（3）傳動方案
根據(jù)設計要求，所給原始數(shù)據(jù)本次設計的帶式運輸機傳動結構簡圖如圖1-1:
圖1-1礦用輸送鏈傳動系統(tǒng)結構簡圖
一 選擇電動機
1.1電動機類型的選擇
按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。
1.2 電動機功率的選擇
標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。
（1）運輸帶的功率為：
（2）電動機的輸出功率為
——電動機至輸送鏈效率鏈輪軸的傳動裝置總效率。
V帶傳動效率，錐齒輪傳動效率，
滾動軸承傳動效率，輸送鏈效率
則從電動機到工作機傳送鏈的總效率為：
（3）電動機所需功率為：
由于起動載荷為名義載荷的1.25倍，故：
查《機械設計實踐與創(chuàng)新》表19-1選取電動機額定功率為3kw。
1.3 電動機轉速的選擇
滾筒轉速：
通常V帶傳動的傳動比推薦取：
錐齒輪的傳動比推薦?。?
所以電動機實際轉速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉速為750、1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉速1500r/min的電機。
型號為Y100L2-4，滿載轉速，功率3。
二 傳動比的分配
（1）總傳動比為：
（2）傳動比
考慮機構緊湊性和防止帶輪干涉，取V帶傳動的傳動比為：
則V帶傳動比為：
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
3.1各軸的轉速
0軸
1軸
2軸 ；
3.2各軸的輸入功率
0軸
1軸 ；
2軸 ；
3.3各軸的輸入轉矩
0軸
1軸 ；
2軸 ；
將各軸動力參數(shù)整理如下表：
軸名
功率
轉矩
轉速
傳動比
0軸
3
20.03
1430
1
1軸
2.88
53.85
510.71
2.8
2軸
2.766
206.89
127.68
4.0
四 V帶傳動的設計
4.1 V帶的基本參數(shù)
1）確定計算功率：
已知：；；
查《機械設計基礎》表13-8得工況系數(shù)：；
則：
2）選取V帶型號：
根據(jù)、查《機械設計基礎》圖13-15選用A型V帶,
3）確定大、小帶輪的基準直徑
（1）初選小帶輪的基準直徑：
；
（2）計算大帶輪基準直徑：
；
取基準直徑系列，誤差小于5%，是允許的。
4）驗算帶速：
帶的速度合適。
5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：
中心距：
初選中心距
（2）基準長度：
對于A型帶選用
（3）實際中心距：
6）驗算主動輪上的包角：
由
得
主動輪上的包角合適。
7）計算V帶的根數(shù)：
，查《機械設計基礎》表13-3 得：；
（2），查表得：；
（3）由查表得，包角修正系數(shù)
（4）由，與V帶型號A型查表得：
綜上數(shù)據(jù)，得
取合適。
8）計算預緊力（初拉力）：
根據(jù)帶型A型查《機械設計基礎》表13-1得：
9）計算作用在軸上的壓軸力：
其中為小帶輪的包角。
10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：
帶型
帶輪基準直徑(mm)
傳動比
基準長度(mm)
A
2.8
1250
中心距（mm）
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
380
5
107.5
1055.8
4.2 帶輪結構的設計
（1）帶輪的材料：
采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）
（2）帶輪的結構形式：
V帶輪的結構形式與V帶的基準直徑有關。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結構帶輪；大帶輪接減速器，，所以采用孔板式結構帶輪。
五 圓錐齒輪傳動的設計
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按齒面接觸強度設計
由設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和應力修正系數(shù)YS
查表4.4得
（5）許用彎曲應力可由下式算得
由機械設計圖6.15可查出彎曲疲勞極限應力
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、鍵的設計
6.1 輸入軸
（1）求輸入軸上的功率、轉速和轉矩
=2.88kW
=510.71r/min
=53.85N·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
=28 mm
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)=28 mm ，由指導書表15-1，初步選取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸為
，
故
而為了利于固定
由指導書表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
=24 mm
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
22
與滾動軸承30310配合
Ⅱ-Ⅲ
29
28
軸環(huán)
Ⅲ-Ⅳ
19
30
與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
30
35
與滾動軸承30310配合
Ⅴ-Ⅵ
19
30
與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位
Ⅵ-Ⅶ
46
24
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。從軸的結構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，扭轉切應力，取，軸的計算應力
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,轉速n2和轉矩T2
，，
（2）求作用在齒輪上的力
圓周力：mm
徑向力：
軸向力：N
（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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，取。
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為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）軸的結構設計
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32011，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
45
與滾動軸承30309配合
Ⅱ-Ⅲ
12
48
與套筒配合
Ⅲ-Ⅳ
48
50
與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅸ
12
60
軸環(huán)
Ⅸ-Ⅴ
50
Ⅳ-Ⅴ
21
45
與滾動軸承30309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30209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，軸的計算應力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計，
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，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h。
由上面的計算結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30206，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30209，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，查機械設計課程設計可選用中負載
工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。
九 減速器箱體結構尺寸
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
旋轉零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
總結
從設計過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設計,極大的提高了我們對機械設計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用。
由于課程設計過程及工程設計本身的固有特性要求我們在設計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)。
現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。
參考文獻
【1】《機械設計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學出版社
【2】《機械設計課程設計指導書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社
【3】《機械設計課程設計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社
【4】《機械精度設計檢測》應琴主編，西南交通大學出版社
25