二級齒輪課程設計

1、 機械設計課程設計說明書姓名： 系別： 機械工程學院 班級： 學號： 指導老師： 機械設計課程設計題目題目名稱：設計兩級斜齒圓柱齒輪減速器說 明： 此減速器用于熱處理車間零件清洗傳送帶的減速。此設備兩班制工作，工作期限十年，戶內使用。傳送簡圖如下：已 知 條 件數 據 號12345678鼓輪直徑（mm）3 00330350350380300360320傳送帶運行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75傳送帶從動軸所需扭矩（Nm）7006706509501050900660900技術參數機械設計課程設計任務書一、本任務書發(fā)給 班學生 二、請按計劃書指定數據組號 第

2、1組 的第3 個數據進行設計(見附頁)。三、本任務規(guī)定的設計計算包括下列各項：1、 傳動裝置總體設計計算；2、 各傳動零件的設計計算；3、 一根軸設計計算；4、 一對軸承的設計計算；5、 各標準零件的選擇；四、本任務書要求在答辯前完成1、 主要部件的總裝配圖一張（A1）；2、 典型零件圖2張（A3）；3、 20頁左右的設計設計說明一份； 五、答辯時間 年 月 日到 月 日程設計計算說機械設計課明書目錄一、 傳動方案分析5二、電動機類型和結構型式的選擇5三、傳動比的分配7四、V帶傳動的設計計算9五、斜齒圓柱齒輪的設計計算12六、裝配草圖的初步繪制24七、軸的設計及校核計算25八、軸承的選擇與計算

3、32九、鍵的選擇及計算校核34十、箱體設計35十一、減速器的潤滑及密封選擇37十二、減速器的附件選擇及說明37十三、設計總結40十四、參考資料42設計一帶輸送機傳動裝置工作條件：連續(xù)單向運轉，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸送機的傳動效率為1。（第7組數據）原始數據：輸送帶從動軸所需扭矩T=650N.m；輸送帶的運行速度v=0.85m/s；輸送帶鼓輪直徑D=350mm。1、 傳動方案分析 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動傳送帶主動軸鼓輪的轉速（工作機轉速）二、電動機類型和結構型式的選擇1、 電動機類型的

4、選擇：根據用途選擇Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機。2、功率的確定：工作機所需功率：因為；把數據帶入式子中，所以傳動裝置的總效率：V帶傳動效率，滾動球軸承效率，斜齒圓柱齒輪效率（8級精度），聯軸器效率。所需電動機的功率：電動機額定功率：按選取電動機型號。故選的電動機3、電動機轉速的確定：計算工作機軸工作轉速： 按機械設計課程設計手冊（高等教育出版社，該書以下簡稱設計手冊）的表14-2(P196)推薦的傳動比范圍，取V帶傳動比范圍為24、斜齒圓柱齒輪的傳動比范圍為35，展開式二級圓柱齒輪減速器 則總傳動比范圍為i=23150。故電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有1500 r

5、/min和3000r/min。4、電動機型號的確定由上可見，電動機同步轉速可選1500 r/min和3000r/min，額定功率為4kW。因為1500r/min的電動機較常用，且較符合工況要求，因此查機械設計課程設計手冊表12-1(P173)選擇電動機型號為Y112M-4。電動機的主要參數見下表型號額定功率/kW滿載轉速(r/min)Y112M-4414402.22.3三、傳動比的分配計算總傳動比及分配各級的傳動比1、 總傳動比：2、 分配各級傳動比:設V帶的傳動比為，高速級斜齒輪傳動比為，低速級斜齒輪傳動比為。按課程設計手冊的表14-2(P196)推薦的傳動比范圍， 取V帶傳動比范圍為24、

6、斜齒圓柱齒輪的傳動比范圍為35，展開式二級圓柱齒輪減速器。 取V帶傳動比，則兩級減速箱的傳動比為：，由上述各式可解得： ， 3、 各軸的轉速n（r/min） 電機軸的轉速: 高速軸的轉速： 中速軸的轉速： 低速軸的轉速： 4、 各軸的輸入功率P（kW）電機軸的輸入功率： 高速軸的輸入功率： 中速軸的輸入功率：低速軸的輸入功率:5、 各軸的輸入扭矩T（N·m）電機軸的輸入功率:高速軸的輸入轉矩:中速軸的輸入轉矩：低速軸的輸入轉矩:、依次為電動機軸，高速軸，中速軸，低速軸的輸入轉矩。參數 軸名電動機軸軸軸軸功率P/kW3.643.493.353.22轉矩T/N.m24.1455.6221

7、8.98662.411轉速r/min1440600146.3446.46四、V帶傳動的設計計算1, 確定計算功率Pca Pca=KA×P由表8-7（P156,機械設計第八版 高等教育出版社, 該書以下簡稱課本）可知：KA=1.2由電動機選型可知: P=4 kw 2, 選擇V帶的帶型根據傳動的形式，選用普通V帶；再根據Pca、n1，由課本p.157圖8-11知：確定選用A型V帶。3, 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v。(1)初選小帶輪的基準直徑dd1。由課本p.155157表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。(2)驗算帶速v。 按課本p.150式8-13

8、驗算帶的速度因為 ，所以所選的帶速合適。(3) 確定大帶輪的基準直徑。 根據課本p.150式8-15a，計算大帶輪的基準直徑dd2。 根據課本p.157表8-8，圓整為(4)確定V帶的中心距a和基準長度Ld。1)根據課本p.152式8-20，得故得， 初步定中心距為：2)由課本p.158式8-22計算帶所需的基準長度。 由課本p.146表8-2選帶的基準長度Ld=1250mm。3)按課本p.158式8-23計算實際中心距a 。 根據課本p.158式8-24可得中心距的可變化范圍為： 所以中心距的變化范圍為：354mm411mm。(5)驗算小帶輪上的包角1 (6)計算帶的根數Z1)計算單根V帶的

9、額定功率Pr 由dd1=90mm和nd1=1440r/min，查課本p.152表8-4a得 根據，和A型帶，查課本p.153表8-4b得，查課本p.155表8-5可以得 ，查課本p.146表8-2得，于是得，2)計算V帶的根數Z ，所以Z取5根。(7)計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min由課本p.149表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m所以由課本p.158式8-27得， 應使帶的實際初拉力(8)計算壓軸力Fp由課本p.159式8-28可得壓軸力的最小值為： 五、斜齒圓柱齒輪的設計計算 1、高速級已知輸入功率，齒數比為，小齒輪的轉速為600r/min，由電動機驅動，使用期為1

10、0年（每年工作300天），兩班制，輸送機連續(xù)單向運轉。（1）選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數1）選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。2）該減速器為通用減速器，速度不高，故選用8級精度。3）因傳遞功率不大轉速不高，由課本p191表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數，大齒輪，取。5）選取螺旋角。初選螺旋角（2）按齒面接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算，即1）小齒輪轉矩2）試取載荷系數3）由課本p217圖10-30選取區(qū)域系數4) 由課本p201表10-6查得材料彈性影響系數5）由課本

11、p205表10-7選取齒寬系數6）由課本p215圖10-26查得，則7) 由課本p209圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限8）計算應力循環(huán)次數9）由課本p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，則則11）試算小齒輪分度圓直徑12）計算圓周速度v13）計算齒寬及模數14）計算縱向重合度 15）計算載荷系數根據齒輪工況，查課本p193表10-2得，根據v=1.46m/s,8級精度，由課本p194圖10-8查得動載系數由課本p195表10-3查得齒間載荷分配系數由課本p197表10-4得接觸疲勞計算

12、的齒向載荷分布系數由課本p198圖10-13得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數則接觸強度載荷系數16）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑（3）按齒根彎曲疲勞強度設計1）確定彎曲強度載荷系數2）根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數3）計算當量齒數4）查課本p200表10-5得,，5）計算彎曲疲勞許用應力由課本p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數=0.87，=0.9取安全系數由課本p208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力6）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大7）模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數與由齒根彎曲疲勞強度計算的

13、法面模數相差不大，取標準值，已滿足齒根彎曲疲勞強度。但是為了同時滿足齒面接觸疲勞強度，需按接觸強度算得的分度圓直徑，來計算應有的齒數故取，則，取。8）計算中心距將中心距圓整為9）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。10）計算大、小齒輪的分度圓直徑11）計算齒輪寬度圓整后取；12）計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙： 13）計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑： 14）齒輪旋向：小圓柱斜齒輪左旋，大圓柱斜齒輪右旋。（4）大齒輪結構設計因為齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。有關尺寸按課本p231圖10-39推薦用的結構尺寸設計。，故，具體參照大齒

14、輪零件圖。2、低速級已知輸入功率，齒數比為u=，小齒輪的轉速為146.34r/min，由電動機驅動，使用期為10年（每年工作300天），兩班制，輸送機連續(xù)單向運轉。（1）選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數1）選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。2）該減速器為通用減速器，速度不高，故選用8級精度。3）因傳遞功率不大轉速不高，由課本p191表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數，大齒輪，取。5）選取螺旋角。初選螺旋角（2）按齒面接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算，即1）小齒輪轉矩2）試取

15、載荷系數3）由課本p217圖10-30選取區(qū)域系數4) 由課本p201表10-6查得材料彈性影響系數5）由課本p205表10-7選取齒寬系數6）由課本p215圖10-26查得，則7) 由課本p209圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限8）計算應力循環(huán)次數9）由課本p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，則則11）試算小齒輪分度圓直徑12）計算圓周速度v13）計算齒寬及模數14）計算縱向重合度 15）計算載荷系數根據齒輪工況，查課本p193表10-2得，根據v=0.56m/s,8級精度，由課本p

16、194圖10-8查得動載系數由課本p195表10-3查得齒間載荷分配系數由課本p197表10-4得接觸疲勞計算的齒向載荷分布系數由課本p198圖10-13得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數則接觸強度載荷系數16）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑（3）按齒根彎曲疲勞強度設計1）確定彎曲強度載荷系數2）根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數3）計算當量齒數4）查課本p200表10-5得,，5）計算彎曲疲勞許用應力由課本p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數=0.85，=0.85取安全系數由課本p208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力6）計算大

17、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大7）模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數相差不大，取標準值，已滿足齒根彎曲疲勞強度。但是為了同時滿足齒面接觸疲勞強度，需按接觸強度算得的分度圓直徑，來計算應有的齒數故取，則，取。8）計算中心距將中心距圓整為9）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。10）計算大、小齒輪的分度圓直徑， 故取， 故取11）計算齒輪寬度圓整后取；12）計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙： 13）計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑： 14）齒輪旋向：小圓柱斜齒輪左旋，大圓柱斜齒輪右旋。（4）大齒輪結構設計因為齒輪齒頂圓直徑大于1

18、60mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。有關尺寸按課本p231圖10-39推薦用的結構尺寸設計。，具體參照大齒輪零件圖。 六、裝配草圖的初步繪制1）傳動零件中心線、輪廓線及箱體內壁線的確定a.估算減速器的外輪廓尺寸 二級圓柱斜齒輪減速器 A=4a, B=2a, C=2a 高速級 低速級 b.畫傳動零件和外部輪廓c.確定箱體內壁線：為避免齒輪與箱體內壁干涉，齒輪與箱體的內壁應留有一定的距離，大齒輪齒頂圓與箱體內壁距離（），取箱體壁厚，則，小齒輪端面與箱體內壁（），取，兩級齒輪端面間距c要大于2m(m為齒輪的模數)，并不大于8mm，則取，對于箱體底部的內壁位置，由于考慮齒輪潤滑及冷卻

19、需要一定的裝油量，并使油中臟物能沉淀，箱體底部內壁與最大齒輪頂圓的距離取，則箱底至箱底內壁間距。減速器中心高，最大齒頂圓的半徑。d.箱體軸承座及軸承的位置確定：對于剖分式齒輪減速器：外箱壁至軸承座端面距離為：。及為扳手空間所決定的的尺寸，為箱體壁厚。（地腳螺栓直徑mm，取，軸承旁連接螺栓直徑，取M16，），所以L=48mm,軸承內端面至箱體內壁的距離為8mm，箱體壁厚。七、軸的設計及校核計算1、初算軸徑高速軸的設計計算1）已知：,2）選擇材料并按扭矩初算軸徑選用調質，硬度280HBS， ，根據課本P370（15-2）式，并查課本p370表15-3，考慮到最小直徑處要連接帶輪要有鍵槽，將直徑增大

20、6%，則d=18.34×(1+6%)mm=19.44mm。則取。 大帶輪的定位軸肩高度取h=2mm;則;因為軸同時承受徑向力，故選用角接觸型軸承，7005AC，查手冊表6-6（77/ p）可知：,所以，與齒輪相配合的軸段直徑，則齒輪定位軸肩取h=2mm,故3）軸上零件的軸向尺寸及其位置： 軸承寬度B=12mm，齒輪寬度，大帶輪的寬度=,取 =35mm，軸承端蓋寬度為30mm,齒輪端面與內箱壁間距，兩齒輪間距 c=8mm,箱體內側與軸承端面間隙 s=8mm，則 4） 高速軸的結構設計簡圖 中間軸的設計計算1）. 已知：,2）選擇材料并按扭矩初算軸徑選用鋼調質，硬度280HBS， ，根據

21、課本P370（15-2）式，并查課本p370表15-3，取。與滾動軸承相連的軸段是最小直徑，選用角接觸型軸承，7007AC型軸承，查手冊可知故；齒輪右端采用定位軸肩，軸肩的高度故取，則軸環(huán)處的直徑3） 軸上零件的軸向尺寸及其位置 軸承寬度B=14mm,軸承端蓋寬度30mm,齒輪寬度，則 箱體內壁線的間距4） 中間軸的結構設計簡圖 低速軸的設計計算1）. 已知：,2）選擇材料并按扭矩初算軸徑選用調質，硬度280HBS， ，根據課本P370（15-2）式，并查課本p370表15-3，取。輸出軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸直徑，為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的

22、計算轉矩，選用GICL型鼓形齒式聯軸器。半聯軸器孔徑，故半聯軸器長度L=112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度3） 確定各段軸的直徑 半聯軸器右段需定制一軸肩：故；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑初步選擇滾動軸承。選用角接觸球軸承，參照工作要求并由，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的7012AC，其尺寸為，故右端滾動軸承采用軸肩進行定位，定位軸肩高度，因此，取左端齒輪軸肩高度故，則軸環(huán)處直徑4） 確定軸的各段長度.軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定），根據軸承端蓋的裝拆要求，取端蓋的外端面與帶輪端面見的距離,故取,則 5） 低速軸的結構設計簡圖

23、 輸出軸的強度校核 輸出軸分三個支點A,B,C：B, 畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）所示。 畫水平平面的彎矩圖，如圖（b）所示。通過列水平平面的受力平衡方程，可求得： 則 畫豎直平面的彎矩圖，如圖（c）所示。通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得：則 畫合成彎矩圖，如圖（d）所示。 畫轉矩圖，如圖（e）所示。 畫出當量彎矩圖，如圖（f）所示。轉矩按脈動循環(huán)，取，則由當量彎矩圖可知C截面為危險截面，當量彎矩最大值為。 驗算軸的直徑因為C截面有一鍵槽，所以需要將直徑加大5%，則，而C截面的設計直徑為,所以強度足夠。八、軸承的選擇與計算 輸出軸軸承7012AC角接觸球軸承輸出軸分三個支點，大齒輪（分度

24、圓直徑）所受的各力切向力徑向力軸向力對于70000AC型軸承，查表可知：基本額定動載荷和靜載荷分別為：求兩軸承所承受的徑向載荷兩軸承的內部軸向力：計算當量動載荷：，故：，故： 查表可知：軸承1：軸承2：校核壽命：因，故僅需要校核軸承1。查表可知：。則故軸承壽命足夠。九、鍵的選擇及計算校核1）高速軸鍵的選擇 齒輪與軸采用平鍵連接，帶輪軸段采用平鍵連接，2）中間軸鍵的選擇 大齒輪與軸采用平鍵連接， 小齒輪與軸采用平鍵連接， 3）輸出軸鍵的周向定位及校核 半聯軸器、齒輪、帶輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合，靜連接，材料為鋼，承受輕微載荷，普通平鍵連接的強度條件為。由課本p106表6-1查得，并考慮便于

25、加工，根據半聯軸器與軸連接的軸直徑，查表取低速軸半聯軸器處的鍵剖面尺寸，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長=70mm; 根據齒輪（），查表取。由，d為軸直徑：，故故所選鍵合適。 十、箱體設計箱體采用水平刨分式，刨分面與軸線平面重合，將箱體分為箱蓋和箱座兩部分。材料選為HT150。箱體設計主要是在滿足強度，鋼度的前提下，同時考慮結構緊湊，制造方便，重量輕及使用等方面要求進行設計。名稱代號尺寸/mm高速級錐距117低速級中心距173箱座壁厚8箱蓋壁厚8地腳螺栓直徑18mm，M18地腳螺栓數目6地腳螺栓通孔直徑20地腳螺栓沉頭孔直徑33箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20軸承旁連接螺栓直徑14m

26、m，M14箱座與箱蓋連接螺栓直徑10mm，M10連接螺栓的間距150200軸承蓋螺釘直徑M8視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑8mm軸承旁凸臺半徑20mm凸臺高度結構確定外箱壁至軸承座端面距離48mm大齒輪齒頂圓與內箱壁的距離12mm齒輪端面與內箱壁的距離15mm箱蓋肋板厚度7mm箱座肋板厚度7mm軸承蓋外徑由軸承確定軸承旁連接螺栓距離 十一、減速器的潤滑及密封選擇1、 傳動零件的潤滑因為減速器的齒輪圓周速度，所以選用浸油潤滑。油面高度 。2、 滾動軸承的潤滑因為浸油齒輪的圓周速度，所以滾動軸承均采用脂潤滑。3、 軸承的密封因為軸承采用的是脂潤滑且接觸面速度，所以采用氈圈密封。十二、減速器的附件選擇

27、及說明1、 視孔和視孔蓋確定檢查孔尺寸為 ，螺釘數4 ， ， 2、 通氣器的選用選擇簡易式通氣器3、 油標的選用選用圓形油標，尺寸為：4、 油塞的選用六角螺塞及封油圈尺寸：5、 吊鉤吊耳的選用吊鉤尺寸為：吊耳尺寸為:6、 定位銷尺寸確定定位銷直徑可取（為凸緣上螺栓的直徑）長度應大于分箱面凸緣的總厚度。7、 起蓋螺釘的確定為便于開啟箱蓋，在箱蓋側邊的凸緣上裝一個啟蓋螺釘。取的螺釘，材料為。十三、設計總結理論知識是在生產實踐過程中總結出的一般規(guī)律，而學習理論知識的最終目的，則是更好地指導生產實踐。基于這樣的中心思想在本次的課程設計中，我組的組員們在大學期間的首次有機會將課本上學習的知識，結合機械設計題目的要求，完整地體現出來，是學校、學院與老師提供給我們的一次非