機械設(shè)計課程設(shè)計一級圓柱齒輪減速器說明書教材

1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計內(nèi)裝：1. 設(shè)計計算說明書一份2. 減速器裝配圖一張（ A1）3. 軸零件圖一張（ A3）4. 齒輪零件圖一張（ A3）機 械 工 程 系 06汽車（ 2） 班級 設(shè)計者： 彭 亞 南 指導(dǎo)老師： 苗 曉 鵬 完成日期：2009 年 3月 1日成績： 安陽工學(xué)院課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計學(xué)生姓名彭亞南 所在院系 機械工程系 專業(yè)、年級、班 06 汽車（ 2）班設(shè)計送帶要求：輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限 10 年，小批量生產(chǎn)。允許輸 速度誤差為。輸送帶拉力 F= 2.5kN ；輸送帶速度 V=1.

2、7m/s ；滾筒直徑 D=300mm。學(xué)生應(yīng)完成的工作：1編寫設(shè)計計算說明書一份。 2減速器部件裝配圖一張 （A0 或 A1）； 3繪制軸和齒輪零件圖各一張。參考文獻(xiàn)閱讀：1. 機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書2. 機械設(shè)計圖冊3. 機械設(shè)計手冊4. 機械設(shè)計工作計劃：1. 設(shè)計準(zhǔn)備工作2. 總體設(shè)計及傳動件的設(shè)計計算3. 裝配草圖及裝配圖的繪制4. 零件圖的繪制5. 編寫設(shè)計說明書任務(wù)任務(wù)下達(dá)日期： 2009 年 2 月 15 日完成日期： 2009 年 3 月 1 日指導(dǎo)教師（簽名） ：學(xué)生（簽名） ：彭亞南帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計摘 要：齒輪傳動是應(yīng)用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用

3、 來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力， 目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化， 高 速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術(shù)方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠， 傳動效率高 （一般可以達(dá)到 94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達(dá)到 99%），傳 遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率 的傳動）速度范圍廣 （齒輪的圓周速度可以從 0.1m/s 到 200m/s或更高，轉(zhuǎn)速可 以從 1r/min 到 20000r/min 或更高），結(jié)構(gòu)緊湊，維護(hù)方便等優(yōu)點。因此，它在 各種機械設(shè)備和儀器儀表中被廣泛使用。 本文設(shè)計的就是一種典型的一級圓柱直 齒輪減速器的傳動裝置。其中小齒輪材料

4、為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度約為 240HBS， 大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度約為 215HBS，齒輪精度等級為 8 級。軸、軸 承、鍵均選用鋼質(zhì)材料。關(guān)鍵詞： 減速器、齒輪、軸、軸承、鍵、聯(lián)軸器目錄機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書1.一、課 程 設(shè) 計 任 務(wù) 書 1二、摘要和關(guān)鍵詞 22.一、傳動方案擬定 3 各部件選擇、設(shè)計計算、校核二、電動機選擇 3三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 4四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 6五、傳動零件的設(shè)計計算 7六、軸的設(shè)計計算 10七、滾動軸承的選擇及校核計算 1214八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 13九、箱體設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝

5、置的設(shè)計內(nèi)裝：1. 設(shè)計計算說明書一份2. 減速器裝配圖一張（ A）3. 軸零件圖一張（ A）4. 齒輪零件圖一張（ A）機 械 工 程 系 06汽車（ 2） 班級 設(shè)計者： 彭 亞 南 指導(dǎo)老師： 苗 曉 鵬 完成日期：2009 年 3月 1日成績： 安陽工學(xué)院計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定（1）工作條件：使用年限 10 年，工作為二班工作制，單向運轉(zhuǎn)，小批 量生產(chǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力 F=2.5kN；帶速 V=1.7m/s； 滾筒直徑 D=300m。m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）傳動裝置的總功率：3

6、 總= 帶 軸承 齒輪 聯(lián)軸器 滾筒 總=0.83P 工作 =5.12KW=0.960.9830.9 70.9 90.96=0.83（2） 電機所需的工作功率：P 工作 =FV/（1000 總）=2500 1.7/ （10000.8 3）=5.12KWn 滾筒3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n 筒=601000V/ D=601000 1.7/ 300=108.2r/min按手冊 P7表 1 推薦的傳動比合理范圍， 取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動 比范圍 I a=36。取 V 帶傳動比 I 1=24，則總傳動比理時范圍為 I a=624。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd=I an筒 n 筒=（

7、624） 108.2=649.42597.4r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750、1000、和 1500r/min 。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此 有三種傳支比方案： 由機械設(shè)計手冊查得。 綜合考慮電動機和傳動裝置 尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第 3 方案比較適合， 則選 n=1000r/min 。4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機 型號為 Y13M2-6。其主要性能：額定功率： 5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速 960r/min ，三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比： i 總 =n 電動/

8、n 筒=960/108.2=8.872、分配各級偉動比（1） 據(jù)指導(dǎo)書 P7表 1，取齒輪 i 帶=2.3（V帶傳動比 I1=24合理）（2） i總=i 齒輪 i 帶i齒輪 =i 總 /i 帶 =8.87/2.3=3.86四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（ r/min ） nI=n 電機=960r/min nII =nI /i 帶=960/2.3=417.39（r/min） nIII =nII /i 齒輪 =417.39/3.86=108.13（r/min）2、 計算各軸的功率（ KW）PI=P工作 帶=5.12 0.96=4.92KWPII =PI 軸承 齒輪=4.920.980.

9、97=4.67KWPIII =PII 軸承 聯(lián)軸器=4.67 0.9 70.9 9=4.48KW3、 計算各軸扭矩（ Nmm）T工作=95505.12/960=50.93TI= T 工作 帶i 帶=50.932.30.96=112.6 NmTII = TIi 齒輪 軸承 齒輪=108.2r/min電動機型號Y132M2-6i 總 =8.87 據(jù)手冊得i 齒輪 =3.86i 帶 =2.3nI =960r/min nII =417.39r/m innIII =108.13r/m inPI =4.92KWPII =4.67KWPIII =4.48KWTI =112.6 NmTII =412.15N

10、mTIII =395.67N m=112.63.860.980.97=412.45 NmTIII =TII 軸承 聯(lián)軸器=412.450.97 0.99=395.67 N五、傳動零件的設(shè)計計算1. 確定計算功率 PC 由課本表 8-7 得： kA=1.1 PC=KAP=1.15.5=6.05KW2. 選擇 V 帶的帶型 根據(jù) PC、n1 由課本圖 8-10 得：選用 A型3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd 并驗算帶速 v。1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1由課本表 8-6 和表 8-8 ，取小帶輪的基 準(zhǔn)直徑 dd1=100mm。2）驗算帶速 v。按課本式（ 8-13 ）驗算帶的速度 v= dd1n

11、1/ （601000）=1001000/（601000）=5.24m/s 在 5-30m/s 范圍內(nèi)，帶速合適。3）計算大齒輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本式（ 8-15a ），計算大帶輪的基 準(zhǔn)直徑 dd2dd2=i 帶dd1=2.3 100=230mm由課本表 8-8 ，圓整為 dd2=250mm4. 確定帶長和中心矩V=5.24m/s1）根據(jù)課本式（ 8-20 ），初定中心距 a0=500mm2）由課本式（ 8-22 ）計算帶所需的基準(zhǔn)長度2dd2=340mm取標(biāo)準(zhǔn)值dd2=355mmLd0 2a0+ （d d1+dd2） /2+（d d2-d d1 ） / （ 4a0） =2500+3.14（1

12、00+250）/2+（250-100）2/（4500）1561mm 由課本表 8-2 選帶的基準(zhǔn)長度 Ld=1400mm 按課本式（ 8-23 ）實際中心距 a。aa0+（Ld- L d0）/2=500+（ 1400-1561）/2=425mm5. 驗算小帶輪上的包角 11=1800- （dd2-dd1）/a 57.3 0=1800- （250-100）/427 57.3Ld=1600mm=1520900（適用）6. 確定帶的根數(shù) z取 a0=5001）計算單根 V 帶的額定功率 pr。 由 dd1=100mm和 n1=1000r/min 根據(jù)課本表 8-4a 得 P0=0.988KW根據(jù) n

13、1=960r/min ，i 帶=3.4 和 A 型帶，查課本表（ 5-6 ）得P0=0.118KW 根據(jù)課本表 8-5 得 Ka=0.91 根據(jù)課本表 8-2 得 KL=0.99由課本 P83式（ 5-12 ）得Pr=（P0+P0）KaKL=（0.988+0.118 ）0.91 0.99=0.996kw2）計算 V 帶的根數(shù) z。 z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07圓整為 7 根Z=7F0=147NFp)min =1968Ni 齒 =3.86Z1=24Z2=77T1=137041NmmHlimZ1=600MpaHlimZ2 =550Mpa7. 計算單根 V帶的初壓力的最小值 （F

14、0） min由課本表 8-3 得 A型帶的單位長度質(zhì)量 q=0.1kg/m，由式（ 5-18）單 根 V 帶的初拉力：（F 0） min =500 （2.5- K a）PCa /zvK a +qV2=500 （ 2.5-0.91 ） 6.05/ （ 0.91 75.24 ）+0.15.242N =147N應(yīng)使帶的實際初拉力 F0（F0） min。8. 計算壓軸力 Fp 壓軸力的最小值為（ Fp） min=2z（ F0） min sin （1/2 ）=27147sin （ 146/2 ）=1968N2、齒輪傳動的設(shè)計計算1 選定齒輪材料及精度等級及齒數(shù)1）機器為一般工作機器， 速度不高，故選用

15、7 級精度（GB1 0095-88）。2）材料選擇。由表課本表 10-1 選擇小齒輪和大齒輪材料為 45 鋼（調(diào) 質(zhì)）硬度為 280HBS。3）選小齒輪齒數(shù) z 1=24，大齒輪齒數(shù) z2=24 3.86=92.64 ，取 93。2 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（ 10-9a ）d12.32（KT 1（u+1）Z E由課本表 10-7 選取齒款系數(shù) d=1 由課本表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa1/2/ du H 5）由課本 tu 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim 1 =600MPa；打齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim 2 =55

16、0MPa；6）由課本式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NLNL1=60n1jL h=60342.86 1（1630010）=9.874108NL2=NL1/i=9.874 108/3.86=2.558 1087 ）由圖課本 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.96 K HN2=0.988）計算解除疲勞許用應(yīng)力。）1/3（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt=1.32）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.5510取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1.0 H 1= K HN1 Hlim1 /S=0.96 600/1.0Mpa =576Mpa H 2= K HN2 Hlim2 /S

17、=0.98 550/1.0MpaP1/n1=95.5 1064.92/342.86=137041 Nmm1）試算小齒輪分度圓直徑 dd1，代入 H 較小的值 dd12.32（KT 1（u+1）Z E2/ du H 2）1/3=2.321.3 1.37 105（ 3+1） 189.8 2/（3.86 5392） 1/3 =71.266mm2） 計算圓周速度 v。v=dd1n1/（601000）=3.1471.266342.86/（601000）=1.28m/s 3）計算齒寬 b。b= dd1=1 71.266mm=71.266mm 4）計算齒寬與齒高之比 b/h 。模數(shù)： m=d1/Z 1=71

18、.266/24=2.969mm齒高： h=2.25m=2.252.969=6.68mm b/h=10.675）計算載荷系數(shù)。根據(jù) v=1.28m/s ，7 級精度，由課本圖 10-8 查得動載荷系數(shù) Kv=1.07 ； 直齒輪， KHa=KFa=1： 由課本表 10-2 查得 KA=1由課本表 10-4 用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置 時， KH=1.316由 b/h=10.67 ，KH=1.316 查課本表 10-13 得 KF=1.28 ：故載荷系數(shù) K=KAKVKHaKF=11.0711.316=1.4086） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由課本式（ 10

19、-10a） d1= d 1t（K/K t ） 1/3 =71.266 （1.408/1.3） 1/3 =73.187mm7） 計算模數(shù) m：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm3. 按齒根彎曲強度設(shè)計 由課本式（ 10-5 ）得彎曲強度的設(shè)計公式m 2KT1YFaYSa/（ dz12 F） 1/3（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由課本圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1=500MPa； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE2=380MPa2）由課本圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85 K FN2=0.88 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)

20、 S=1.4，由課本式（ 10-12 ）得 F 1= KFN1FE1/S=0.85 500/1.4=303.57MPa F 2= KFN2FE2/S=0.88 380/1.4=238.86MPa4） 計算載荷系數(shù) KK=K AKVKFaKF=11.07 1 1.28=1.37 5）取齒形系數(shù)。由課本表 10-5 查得 YFa1=2.65 Y Fa2=2.226 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由課本表 10-5 查得 Y Sa1=1.58 Y Sa2=1.764 7）計算大、小齒輪的 YFa YSa/ FYFa1 YSa1/ F 1=2.651.58/303.57=0.01379YFa2 YSa2/ F

21、2=2.2261.764/238.86=0.01644 大齒輪的數(shù)值大。NL1=9.874108NL2=2.558108KHN1=0.96KHN2=0.98 H 1=576Mpa H 2=539Mpad1=71.266mmm=2.5mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.226YSa2=1.764m2.22mm8） 設(shè)計計算 m 2 1.371.371050.01644 /（1 242） 1/3 =2.2mm對比計算結(jié)果， 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于齒根彎曲疲勞 強度計算的模數(shù) m的大小重腰取決于彎曲強度的承載能力， 而齒面接 觸疲勞強度所決定的承載能力， 僅與齒輪直徑

22、（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積） 有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 2.2 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2.5mm， 按接觸 強度 的的 分度圓直徑 d1=73.187 ，算出小齒 輪的 齒數(shù) z1=d1/m=73.187/2.5=30 大齒輪的齒數(shù) z2=3.86 30=116這樣設(shè)計出的齒輪傳動， 既滿足了齒面接觸疲勞強度， 并做到結(jié)構(gòu)緊湊， 避免浪費。d1=75mm d2=290mm a=183mmB2=75mmB1=80mm4. 幾何尺寸計算 （ 1）計算分度圓直徑 d 1= z 1m=30 2.5=75mm d2= z 1m=116 2.5=290mm（2）計算中心距 a= （d1+ d 2） /2

23、= （75+290）/2=183mm（3）計算齒輪寬度 b= d d 1=175=75mm取 B2=75mm， B1=80mm六、軸的設(shè)計計算 輸出軸的設(shè)計計算 1、兩軸輸出軸上的功率 P、轉(zhuǎn)數(shù) n 和轉(zhuǎn)矩 TPII 輸=4.67 0.98=4.58kw n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min T2=397656NmmPI 輸=4.92 0.98=4.82 kw n1=417.39 r/min T1=100871 NmmFt2=2011NFr2=826NFt1=2401NFr1=729N2、求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑為 d2=355mm Ft2=2

24、T2/d 2=2397656/355=2011N Fr2= Ft2tan20 =20110.3642=825N 因已知低速大齒輪的分度圓直徑為 d1=84mm Ft1=2T1/d 1=2100871/84=2401N Fr1=Ft1tan20 =24010.3642=729N4、初步確定軸的最小直徑先按課本式（ 15-2 ）初步估算軸的最小直徑。選取的材料為 45 鋼， 調(diào)制處理。根據(jù)課本表 15-3 ，取 A0=112，于是得1/3 1/3dmin2= A0（PII 輸/ n 2） =112（ 4.58/108.13 ） =39.04mm dmin1= A0（P1輸/ n 1）1/3=112

25、（4.82/417.39 ）1/3=25.32mm5、聯(lián)軸器的選擇dmin2=39.04mmdmin1=25.32mm為了使所選輸出軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)， 故選聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT2, 查課本表 14-1 ，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 KA=1.3 ，則Tca= KAT2=1.3 397656=516952.8 Nmm按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩條件，查機械設(shè)計手冊 ，選 用 HL3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 630000 N mm。聯(lián)軸器的孔徑 d1=38mm，半聯(lián)軸器長度 L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=58mm。6、

26、軸承的選擇 初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參 照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取 0 基本軸隙組、標(biāo)準(zhǔn)京都記得深 溝球軸承 213，其尺寸 dDT=65mm120mm 23mm。深溝球軸承213，其尺寸 dDT=65mm 120mm23m m7、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。由課本表 6-1 查得平 鍵截面 bh=20mm 12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm，同時為了 保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm8mm 50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7

27、/k6.8、確定軸上圓角尺寸 參考課本表 15-2 ，取軸端倒角為 245。9、求軸上的載荷 1軸彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度ca1=0.27MPa ca2 =5.96MPa軸承預(yù)計壽命576000h按 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù) 課本式（ 15-5 ）及上圖的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循 環(huán)變應(yīng)力，取 =0.6 ，軸的計算應(yīng)力ca1=M1 計算當(dāng)量載荷 P1 、 P2+（T1）2 1/2/W=81263.382+（0.6100871）2 1/2/（1843） =0.29MPa2 2 1/2 2 2 1/2 ca2=M12+（T2）2 1/2/W=76462.382+（0.6397656）2 1/2 /33656.9=6.28 MPa 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理，由課本表 15-1 查 得 -1=60MPa。因此 ca1ca257600hLh2=106C3/(60nP 23)=10 644.8 106 3/60 70.8(1.5 1466.25) 3 =1.991015h57600h預(yù)期壽命足夠 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算由課本式( 6-1 ) p=2T103/ (kl