【正文】 比不大，確定其傳動方案如下： 圖一 : 傳動裝置總體設計圖 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如 :傳動裝置總體設計圖所示。 三 . 設計步驟 : 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 齒輪的設計 6. 滾動軸承和傳動軸的設計 7. 鍵聯(lián)接設計 8. 箱體結(jié)構(gòu)設計 9. 潤滑密封設計 第二部分 傳動裝置總體設計方案 ：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 繪制軸、齒輪零件圖各一張 (A3 或 A2)。 機械設計（論文）說明書 題 目：二級直齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX 系 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 二零一二年五月一日 目 錄 第一部分 課程設計任務書 3 第二部分 傳動裝置總體設計方案 3 第三部分 電動機的選擇 4 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7 第五部分 齒輪的設計 8 第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計 17 第七部分 鍵連接的選擇及校核計算 20 第八部分 減速器及 其附件的設計 22 第九部分 潤滑與密封 24 設計小結(jié) 25 參考文獻 25 第一部分 課程設計任務書 一、設計課題： 設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱直齒輪減速器 .運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn) ,載荷變化不大 ,空載起動 ,卷筒效率為 (包括其支承軸承效率的損失 ),減速器小批量生產(chǎn) ,使用期限 10年 (300天 /年 ),1班制工作 ,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流 ,電壓 380/220V。 二 . 設計要求 : (A1 或 A0)。 。 ：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。選擇二級圓柱直齒輪減速器（展開式）。 第三部分 電動機的選擇 1 電動機的選擇 皮帶速度 v: v=工作機的功率 pw: pw= F V1000 = 2021 = KW 電動機所需工作功率為 : pd= p wη a = = KW 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 : n = 60 1000Vπ D = 60 1000 300 = r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比 ia=8~40，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = ia n = (8 40) = ~2292r/min。 2 確定傳 動裝置的總傳動比和分配傳動比 （ 1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為 : ia=nm/n=710/= （ 2）分配傳動裝置傳動比 : 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 : i12 = = = 則低速級的傳動比為 : i23 = iai12 = = 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （ 1）各軸轉(zhuǎn)速 : nI = nm = 710 = 710 r/min nII = nI/i12 = 710/ = r/min nIII = nII/i23 = nIV = nIII = r/min （ 2)各軸輸入功率 : PI = Pd ?? = = KW PII = PI ????? = = KW PIII = PII ????? = = KW PIV = PIII ????? = = KW 則各軸的輸出功率： PI39。 = PII = 2 KW PIII39。 = PIV = 2 KW (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩 : TI = Td ??? 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 : Td = 9550p dn m = 9550 = Nm 所以： TI = Td ?? = = Nm TII = TI i12 ????? = = Nm TIII = TII i23 ????? = = Nm TIV = TIII ????? = = Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為： TI39。 = TII = 108 Nm TIII39。 = TIV = Nm 第六部分 齒輪的設計 （一） 高速級齒輪傳動的設計計算 1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。高速級大齒輪選用 45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪： 200HBS。 1u ??????Z HZ E[σ H]2 確定各參數(shù)的值 : 1) 試選 Kt = 2) T1 = Nm 3) 選取齒寬系數(shù) ?d = 1 4) 由表 85查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = MPa 5) 由圖 815 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 :?Hlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 :?Hlim2 = 560 MPa。 1u ??????Z HZ E[σ H]2 = 3 2 10001 +1 ?????? 2 = 53 mm 4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)： mn = d 1tZ 1 = 5321 = mm 取為標準值 :3 mm。 4) 計算圓周速度 v: v = π d 1n 160 1000 = 63 71060 1000 = m/s 由表 88 選取齒輪精度等級為 9 級。 (2) 按式 823校核齒根彎曲疲勞強度： mn≥3 2KT 1ψ dZ21Y FaY Sa[σ F] = 3 2 1000 1 212 = mm ≤ 3 所以強度足夠。 材料：高速級小齒輪選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪： 250HBS。取小齒齒數(shù)： Z3 = 24，則： Z4 = i23 Z3 = 24 = ?。?Z4 = 74 2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計： d 1t ≥ 3 2K tT 2ψ d u177。 7) 計算應力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N3 = 60nkth = 60 1 10 300 1 8 = 108 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N4 = 60nkth = N1/u = 108/ = 107 8) 由圖 819 查得接觸疲勞壽命系數(shù) :KHN1 = ,KHN3 = 9) 計算接觸疲勞許用應力 ,取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得 : [?H]3 = K HN3σ Hlim3S = 610 = MPa [?H]4 = K HN4σ Hlim4S = 560 = MPa 許用接觸應力 : [?H] = ([?H]3+