二級圓錐圓柱運輸帶工作拉力=2200n運輸帶工作速度 v=1.6ms卷筒直徑280mm

1、機械設計課程設計說明書機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定 3二、電動機的選擇 3三、運動、動力學參數計算 5四、傳動零件的設計計算 6五、軸的設計 11六、軸承的選擇和計算 24七、鍵連接的校核計算 26 八、聯(lián)軸器選擇 27九、箱體設計 28十、減速器附件 28十一、密封潤滑 29十二、設計小結 30十三、參考文獻 31計算過程及計算說明一、傳動方案擬定設計二級圓錐-圓柱齒輪減速器工作條件：輸送機連續(xù)單向運轉工作時有輕微震動，空載啟動，卷筒效率為0.96，輸送帶工作速度誤差為5%；每年按300個工作日計算，使用期限為10年，大修期4年，單班制工作；在專門工廠小批量生產（1） 原始數據

2、：運輸機工作周轉矩：T=1800Nm；帶速V=1.30m/s；滾筒直徑D=360mm1電動機；2聯(lián)軸器；3減速器；4鼓輪；5傳送帶二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）工作機所需功率：P=Tn/9550,因為 ，把數據帶入式子中得n=68.97r/min,所以P=1800*68.97/9550=13.00kW(2)1）傳動裝置的總效率：總=滾筒4軸承圓柱齒輪聯(lián)軸器圓錐齒輪 =0.960.990.980.990.97=0.862)電動機的輸出功率：Pd= P/總=13.00/0.86=15.13kW3、確定電動機轉速：計算工作機軸工作轉速：nw=60

3、1000V/D=6010001.30/360=68.97r/min 按表14-2推薦的傳動比范圍，取圓柱齒輪和圓錐齒輪傳動的一級減速器傳動比范圍分別為23和35，則總傳動比范圍為Id=615。故電動機轉速的可選范圍為nd=Idnw=（615）68.97=413.81034.6r/min符合這一范圍的同步轉速有750和1000r/min。4、確定電動機型號由上可見，電動機同步轉速可選750和1000r/min,可得到兩種不同的傳動比方案方案電動機型號額定功率P/kW電動機轉速電動機重量/kg傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速傳動比圓錐傳動比圓柱傳動比1Y200L1-618.510009702201

4、43.542Y225S-818.575073026610.62.663.99綜合各方面因素選擇第一種方案，即選電動機型號為Y225S-8機。電動機的主要參數見下表型號額定功率/kW滿載轉速(r/min)中心高mm軸伸尺寸Y225S-818.573022560*140三、運動參數及動力參數計算計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i=nm/nw=730/68.97=10.582、分配各級傳動比:取i直=1.52 i錐錐齒輪嚙合的傳動比：i1=0.25i=2.66圓柱齒輪嚙合的傳動比：i2=i/ i1=10.58/2.66=3.991.計算各軸轉速（r/min）nI=n=730nII=nI/

5、i1=730/2.66=274.4nIII=nII/i2=274.4/4=68.8nIV= nIII=68.82.計算各軸的功率（kW）PI=Pd聯(lián)軸器=15.130.99=14.98PII=PI軸承圓錐齒輪=14.980.990.98=14.3PIII=PII軸承圓柱齒輪=14.30.990.98=13.9PIV= P*軸承*聯(lián)軸器=13.90.990.99=13. 83.計算各軸扭矩（Nm）Td=9550* Pd/ nm =955015.13/730=198TI=9550*PI/nI=194TII=9550*PII/nII=497.7TIII=9550*PIII/nIII=1929.4TW

6、=9550* PW/nW=1910.1Td、TI、TII、TIII、TW=依次為電動機軸，和工作機軸的輸入轉矩。參數 軸名電動機軸軸軸軸工作機軸轉速r/min730730274.468.868.8功率P/kW15.1314.9814.313.913.8轉矩/n*m198196497.71929.41910.1傳動比12.663.9911效率0.990.970.970.984.驗證帶速V= nIII=1.296m/s誤差為=-0.0035%,合適四、傳動零件的設計計算1. 圓錐齒輪的設計計算已知輸入功率P1=P=14.98Kw,小齒輪的轉速為730r/min，齒數比為u=2.66，由電動機驅動，

7、工作壽命為10年（每年工作300天），單班制，輸送機連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，空載啟動。（1）選定齒輪精度等級，材料和確定許用應力1）該減速器為通用減速器，速度不高故選用7級精度（GB10095-88）2)選擇小齒輪材料為35SiMn鋼調質，硬度為229286HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為229286HBS，按齒面硬度中間值，有圖5-29b按碳鋼查MQ線得 Flim1=290Mpa Flim2 =220Mpa同理由圖5-32b查得 Hlim1=700Mpa Hlim2 =580Mpa3）有式（5-29），（5-30）分別求得Fp1=Flim1 YSTYNYx/SFmin=446M

8、paFp2=Flim2 YSTYNYx/SFmin=338MpaHp2=Hlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa由于為閉式齒面硬度中，主要失效形式為齒面疲勞點蝕，故應按接觸疲勞強度進行設計，并校核其齒根的彎曲強度。（2）按接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算 即d11017kT1Z/Hp (1-0.5R)RuH21/31)小齒輪的名義轉矩 T1= TI=194Nm2）選取載荷系數K=1.31.6同小齒輪懸臂設置，取k=1.53)選取齒寬系數，取4)選取重合度系數，取Z5)初算小齒輪大端分度圓直徑 d6)確定齒數和模數 選取取=75大端模數m=mm，取m=47）計算主要尺寸 (

9、3) 校核齒根彎曲疲勞強度 1)計算從重合度系數 因為重合度，所以 。 2)確定的大值 由圖5-26查得。則 因為，所以選擇大齒輪進行校核3)校核大齒輪的齒根彎曲疲勞強度 故齒根彎曲疲勞強度足夠，所選參數合適。 2.圓柱直齒輪的設計計算 已知：輸入功率，小齒輪轉速為274.4r/min，齒數比為u=4，電動機驅動，工作壽命為10年（每年工作300天）單班制，帶式輸送機，時有輕微震動，單項運轉。 (1)選擇齒輪材料，確定許用應力 根據題設條件看，大小齒輪均采用20CrMnTi鋼滲碳淬火，硬度5662HRC。 由圖5-29c查得彎曲疲勞強度極限應力 由圖5-32c查得接觸疲勞強度極限應力(2)按輪

10、齒彎曲疲勞強度計算齒輪的模數m 1)確定彎曲應力 采用國標時， 因為齒輪的循環(huán)次數所以??；則=600Mpa2)小齒輪的名義轉矩 3)選取載荷系數K=1.64）初步選定齒輪的參數 5)確定復合齒形系數,因大小齒輪選用同一材料及熱處理，則相同，故按小齒輪的復合齒形系數帶入即可由機械設計基礎第四版P88，圖5-26可查得：6）確定重合度系數 因為重合度 所以 將上述各參數代入m式中得 按表5-1，取標準模數。則中心距 7）計算傳動的幾何尺寸： 齒寬： （3）校核齒面的接觸強度 1) 重合度系數2) 鋼制齒輪把上面各值代入式中可算得： 符合要求（4）校核齒根彎曲強度故，軸強度滿足要求。五、軸的設計計算

11、輸入軸的設計計算1已知：P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 Nm2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS， =650Mp根據課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115dmin=115mm=31.38mm考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=31.38(1+5%)mm=33mm3.初步選擇聯(lián)軸器要使軸徑d12與聯(lián)軸器軸孔相適應故選擇連軸器型號查課本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 Nm查機械設計課程設計P298，取HL彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉矩315 Nm，半聯(lián)軸器的孔

12、徑d1 =35mm,故取d12 =35mm,軸孔長度L=82mm,聯(lián)軸器的軸配長度L1 =60mm.4.軸的結構設計（1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位為了定位半聯(lián)軸器，1-2軸右端有一軸肩，取d2-3=42mm選滾動軸承：因軸承同時承受有徑向力和軸向力，故選用系列圓錐滾子軸承。參考d2-3=42mm。查機械設計課程設計P311，表18-4.選取標準精度約為03.尺寸系列30309.尺寸：故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此兩對軸承均系采用軸肩定位，查表18-4，3030軸承軸肩定位高度h=4.5mm因此取d4-5=54mm。取安裝齒

13、輪處的直徑d67=42mm，使套筒可靠的壓在軸承上，故l56T =27.25mm，l56=26mm。軸承端蓋總寬度為20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=30mm，故l23=20+30=50mm。取l45=120mm.圓錐齒輪的輪轂寬度lh=（1.21.5）ds，取lh=63mm，齒輪端面與箱壁間距取15mm，故l67=78mm。軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設計手冊，并考慮便于加工，取半聯(lián)軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸,齒輪鍵長L=B-（510）=57.5mm配合均用H7/K6，滾動軸承采用軸肩及套筒定位。軸承內圈與軸

14、的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6軸圓角：5.軸強度的計算及校核求平均節(jié)圓直徑:已知d1=28mmdm1= d1(1-0.5R)=4mm錐齒輪受力：已知T1=196Nm,則圓周力：Ft1=2000T1/dm1=4117.6N徑向力：Fr1=Ft1=1404.1N軸向力：Fa1=Ft1tan=524.1N軸承的支反力(1) 繪制軸受力簡圖（如下圖）（2）軸承支反力水平面上的支反力：+ =Ft=4117.6N解得：=-255.6 N, =6684.0N垂直面上的支反力FBy =-704.3 NFCy=-FBy=2108.4N(3) 求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）MCx=-FtCD=-347.7NmM

15、Cy1 =FByBC=-64.1 NmMCy2=-Fadm/2=-24.9 Nm(4)合成彎矩：=353.6 Nm=348.6 Nm(5)求當量彎：因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，則剖面C的當量彎矩: Nm Nm6斷危險截面并驗算強度1）剖面C當量彎矩最大，而直徑與鄰段直徑相差不大，故剖面C為危險截面。已知Me= MC 1=372.8MPa, =40.9MPa 2)A處雖只受扭矩但截面最小也為危險截面=27.5MPa 所以其強度足夠.中間軸的設計1.已知：2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=1083.軸的結構設計（

16、1）擬定軸的裝配方案如下圖（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力，故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據，查取30310型，尺寸故d12= d56=50mm， 此兩對軸承均系采用套筒定位，查表18-4， 軸定位軸肩高度h=4.5mm,因此取套筒直徑為59mm.取安裝齒輪處的直徑：d23=d45=57mm，錐齒輪右端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長lh=（1.21.5）ds，取lh=55m為了使套筒可靠的壓緊端面，故取 =52mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,取h=4mm,則此處軸環(huán)的直徑d34=63mm.已知

17、圓錐直齒輪的齒寬為b1=48mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪端面，此處軸長l450.07d,取h=7mm,軸環(huán)處處的直徑=104mm, 1.4h,取=10mm, 5)取箱體小圓錐齒輪的中心線為對稱軸，6）軸上的周向定位 齒輪與軸用鍵連接查機械設計課程設計取，L=B-(510)=55mm.同時保證齒輪與軸有良好對中性，選擇齒輪輪轂與軸合為H7/m6,滾動軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為m6 7)確定軸的倒角尺寸：2。4.軸的強度校核 1）齒輪上的作用力的大小2）求直反力3）畫彎矩圖：4）畫扭矩圖：5）彎扭合成：因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，則剖面C的當量彎矩: Nm=1161.

18、5 Nm6）判斷危險剖面：C截面：24.2MPa A截面直徑最小也為危險截面：33.9MPa2m/s,可以利用齒輪飛濺的油潤滑軸承，并通過油槽潤滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好。對箱體進行密封為了防止外界的灰塵，水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑牧魇?。十?設計小結 通過這次對圓錐圓柱二級減速器的設計，使我們真正的了解了機械設計的概念，在這次設計過程中，反反復復的演算一方面不斷的讓我們接進正確，另一方面也在考驗我們我們的耐心，思維的嚴密性和做研究的嚴謹性。我想這也是這次設計我們是喲應該達到的。這些讓我感受頗深。通過三個星期的設計實踐，我們真正感受到了設計過程的謹密性，為我們以后的工作打下了

19、一定的基礎。 機械設計是機械這門學科的基礎的基礎，是一門綜合性較強的技術課程，他融匯了多門學科中的許多知識，例如，機械設計，材料力學，工程力學，機械設計課程設計等，我們對先前學的和一些未知的知識都有了新的認識。也讓我們認識到，自己還有好多東西還不知道，以后更要加深自己的知識內涵，同時，也非常感謝老師對我們悉心的指導，得已讓我們能更好的設計。 參考文獻：1. 黃華梁、彭文生編機械設計四版 高等教育出版社20072. 王旭、王積森 機械設計課程設計 機械工業(yè)出版社 20033. 朱文堅 機械設計課程設計 科學出版社4. 劉鴻文主編 材料力學 第四版 高等教育出版社 2003 注釋及說明T=1800Nm V=1.30m/sD=360mmP=13.00kW總=0.86 Pd=15.13kWnw=68.97r/min電動機型號Y200L16i總=10.6i1=2.66i2=3.99機械設計學習指導57頁nI =730r/minnII=274.4r/minnIII=68.8r/minnIV= nIII=6