設計用于傳動設備用的二級圓柱斜齒輪減速器

1、. . . . 課程設計說明書 設計題目 ： 設計用于傳動設備用的二級圓柱斜齒輪減速器 專 業(yè)：08機械設計制造極其自動化 姓 名：x x x 學 號：x x x 指導老師：x x x 清華大學機電工程學院機械系 二0一0年九月目 錄設計任務書2第一部分 傳動裝置總體設計5第二部分 V帶設計9第三部分 各齒輪的設計計算11第四部分 軸的設計20第五部分 校核26第六部分 減速器箱體的設計38第六部分 參考文獻40機械設計課程設計任務書題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器一 總體布置簡圖二 工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉三 原始數據鼓輪的扭矩T（N·m）：380

2、鼓輪的直徑D（mm）：350運輸帶速度V（m/s）：0.85帶速允許偏差（）：5使用年限（年）：6工作制度（班/日）：1四 設計容1. 電動機的選擇與運動參數計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說明書的編寫五 設計任務1 減速器總裝配圖12 零件圖33 設計說明書1份六 設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核與草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制與計算說明書的編寫第一部分 傳動裝置總體設計一、 傳動方案1

3、） 外傳動為V帶傳動。2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。3） 方案簡圖如下：二、該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此

4、外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。三、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）工作機所需功率：Pw=Tn/9550=380×46.382/9550=1.8456 =0.96 傳動裝置總效率：其中：彈性套柱銷聯(lián)軸器（LT型基本型）閉式齒輪（7級精度）傳動效率滾動軸承效率V型帶傳動效率電動機的輸出功率： 取選擇電動機為Y100L2-4型 （見課設表9-39）技術數據：額定功率（） 3 滿載轉矩（） 1420 額定轉矩（） 2.2 最大轉矩（） 2.2 Y100L2-4電動機的外型尺寸（mm）： （見課設表9-39）A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：

5、33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235四、傳動裝置總體傳動比的確定與各級傳動比的分配總傳動比：各級傳動比分配： 初定 五、各軸的轉速,功率和轉矩轉速：功率：=扭矩： =各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III鼓 輪轉速（r/min）1420473.33129.9546.3846.38功率（kW）32.2372.1262.0211.961轉矩（N·m）45.445.134156.239416.139403.785第二部分 V帶設計外傳動帶選為 普通V帶傳動 確定計算功率：1）、由表8-

6、6（機設）查得工作情況系數 2）、由式 2、選擇V帶型號 查圖8-8(機設)選A型V帶。3.確定帶輪直徑 （1）、參考圖8-3（機設）與表8-7（機設）選取小帶輪直徑 （電機中心高符合要求）（2）、驗算帶速 由式5-7（機設）（3）、從動帶輪直徑 查表8-7（機設） 取4.確定中心距和帶長（1）、按式（5-23機設）初選中心距 取（2）、按式(5-24機設)求帶的計算基礎準長度L0查表8-2(機設)取帶的基準長度Ld=1400mm(3)、按式(8-21機設)計算中心距:a(4)、按式確定中心距調整圍5.驗算小帶輪包角1 由式(8-6機設) 6.確定V帶根數Z (1)、由表（8-5a機設）查得

7、(2)、由表（8-5b機設）查得 (3)、由表查得（8-8機設）查得包角系數 (4)、由表(8-2機設)查得長度系數 (5)、計算V帶根數Z，由式（8-22機設） 取Z=3根 7計算單根V帶初拉力F0，由式（8-23）機設。由表8-4機設查得 8計算對軸的壓力，由式（5-30機設）得 9確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑=96mm采用實心式結構。大帶輪基準直徑=286mm，采用孔板式結構，基準圖見零件工作圖。第三部分 各齒輪的設計計算一：對高速級齒輪對：（一）選定齒輪類型，精度等級，材料與齒數1.類型：圓柱斜齒輪2.精度：8級3.材料：由教材表10-1選擇，小齒輪均選用40Cr

8、（調質），小齒輪硬度為280HBS，大齒輪材料45鋼（調質），硬度為240HBS，二者相差40HBS。4選擇小齒輪的齒數，大齒輪齒數初選螺旋角。（二）按齒面接觸強度設計由教材設計計算公式10-9a進行計算1確定公式的各計算數值試選載荷系數由教材圖10-3選取由教材圖10-26查得（4）計算小齒輪轉速由前面的計算可知（5）查教材表10-7得（6）查教表10-6查得材料的彈性影響系數（7)由圖10-21d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(8)由教材式10-13計算應力循環(huán)次數（9）由教材圖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%，

9、安全系數S=1，由教材公式10-12得2.計算（1）計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得(2)計算圓周速度（3）計算齒寬b與模數（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數K已知使用系數。根據，8級精度，由教材圖10-8查得動載荷系數，由教材表查得的計算公式：查教材表10-13得查教材表10-3得，所以載荷系數（6）按實際載荷系數校正所得的分度圓直徑由教材（10-10a）得（7）計算模數（三）按齒根彎曲強度設計1.確定計算參數（1）計算載荷系數（2）根據縱向重合度由教材圖10-28查得螺旋角影響系數（3）計算當量齒數（4）查取齒形系數由教材表10-5查得（5）查取應力校正系數由教材表10-5查得（

10、6）由教材圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪為由教材圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 ，；計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由教材式10-12得（7）計算大小齒輪的大齒輪數值大2.設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲強度算得模數2mm可滿足彎曲強度，按接觸強度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數 取3.幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為100mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變的不多，故參數等不必

11、修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取二：對低速級齒輪對：（一）選定齒輪類型，精度等級，材料與齒數1.類型：圓柱斜齒輪2.精度：8級3.材料：由教材表10-1選擇，小齒輪均選用40Cr（調質），小齒輪硬度為280HBS，大齒輪材料45鋼（調質），硬度為240HBS，二者相差40HBS。4選擇小齒輪的齒數，大齒輪齒數，取，初選螺旋角（二）按齒面接觸強度設計由教材設計計算公式10-9a進行計算1確定公式的各計算數值（1）試選載荷系數（2）由教材圖10-3選?。?）由教材圖10-26查得（4）計算小齒輪轉速由前面的計算可知（5）查教材表10-7得（6）查教表10-6查得材料的

12、彈性影響系數（7)由圖10-21d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(8)由教材式10-13計算應力循環(huán)次數（9）由教材圖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，由教材公式10-12得2計算（1）計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得(2)計算圓周速度（3）計算齒寬b與模數（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數K已知使用系數。根據，8級精度，由教材圖10-8查得動載荷系數，由教材表查得的計算公式：查教材表10-13得查教材表10-3得，所以載荷系數（6）按實際載荷系數校正所得的分度圓直徑由教材（10-10a）得

13、（7）計算模數（三）按齒根彎曲強度設計1.確定計算參數（1）計算載荷系數（2）根據縱向重合度由教材圖10-28查得螺旋角影響系數（3）計算當量齒數（4）查取齒形系數由教材表10-5查得（5）查取應力校正系數由教材表10-5查得（6）由教材圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪為由教材圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 ，；計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由教材式10-12得（7）計算大小齒輪的大齒輪數值大2.設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決

14、定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲強度算得摸數3.0mm可滿足彎曲強度，按接觸強度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數 取3.幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為130mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變的不多，故參數等不必修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取驗算傳動比：所以滿足設計要求。第四部分 軸的設計計算(一)輸出軸的設計計算一：軸的強度核算：1：軸所受的力： 2.確定軸的最小直徑先按教材式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼，調質處理。根據教材表15-3，取112，于是得，由于開了兩個鍵槽，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為

15、了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查教材表14-1取，又代入數據得查機械設計課程設計表9-21（GB/T4323-1984），選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的孔徑d=45mm,所以二：軸的機構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在2-3段的左邊加了一個軸肩，所以2）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據軸的結構和最小軸的直徑大小 查機械設計課程設計表9-16（GB/T297-1994）選用30211型軸承所以，根據左軸承的右端采用軸肩定位，從表中可知，齒輪的徑為60mm,則

16、。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度 取5mm，所以。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)軸器上而不壓在軸的端面上，所以長度應取短些，先取。軸承的端蓋的總寬為27mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的距離為30mm，所以2-3段上的軸段長，3-4段的長度等于齒輪的寬，。6-7段的長度原本等于齒輪的寬b=68mm，為使軸套能壓緊齒輪，6-7段的長度應短些。取 。在確定軸承的位置時應距離箱體壁S=8mm，取齒輪距離箱體壁a=16mm。所以，軸環(huán)的寬取b=10mm即。可由中間軸確定。至此，已初步確定了軸的各段的直徑和長度。于是，可得軸的支點上受力點間的跨距，。（2）.軸上零件的周向固定為

17、了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承圈配合軸勁選用k6，聯(lián)軸器與齒輪均采用A型普通平鍵聯(lián)接，與聯(lián)軸器配合的鍵為b×h×l=12mm×8mm×70mm 。GB/T 1096-1979 。與大齒輪配合的鍵為b×h×l=18mm×11mm×50mm 。GB/T 1096-1979 。（3）.軸上倒角與圓角為保證32011型軸承圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1×45。（二

18、）中間軸的設計計算一：軸的強度核算：1：軸所受的力：2：確定軸的最小直徑先按教材式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼。根據教材表15-3，取，于是得，由于開了一個鍵槽，所以 軸的最小直徑顯然是安裝軸承的直徑。為了安全起見，取。二：軸的機構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據軸的結構和最小軸的直徑大小 查機械設計課程設計表9-16（GB/T297-1994）選用320/32型軸承所以，。2-3段的直接即為大齒輪的徑，3-4段的軸肩高，所以。取，4-5段的直徑直接即為小齒輪的徑。軸段1的長度為軸承3

19、20/32型的寬度和軸承到箱體壁的距離加上箱體壁到齒輪端面的距離加上2mm，。2-3段應比齒輪寬略小2mm，為。3-4段的長度為兩齒輪間的距離，4-5段應比齒輪寬略小2mm ，。取齒輪距離箱體壁a=16mm。在確定軸承的位置時應距離箱體壁S=8mm，滾動軸承的寬度為T=17mm，。至此，已初步確定了軸的各段的直徑和長度。 于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=49mm，L2=74mm，L3=63mm。（2）.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承圈配合軸勁選用k6，采用A型普通平鍵聯(lián)接，與大齒輪配合的鍵為b×h×l=12mm

20、5;8mm×36mm 。GB/T 1096-1979 。與小齒輪配合的鍵為b×h×l=12mm×8mm×63mm 。GB/T 1096-1979 。（3）.軸上倒角與圓角為保證320/32型軸承圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1×45。（三）高速軸的設計計算一：軸的強度核算：1：軸所受的力：2：確定軸的最小直徑先按教材式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為40Cr調質處理。根據教材表15-3，取，于是得，由

21、于開了一個鍵槽，所以 。軸的最小直徑顯然是安裝V帶的直徑。為了使軸的直徑和V帶輪的孔徑相適應，故需同時考慮到V帶輪的寬度。取，。二：軸的結構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據軸的結構和最小軸的直徑大小 查機械設計課程設計表9-16（GB/T297-1994）選用320/28型軸承所以，根據軸承的右端采用軸肩定位，從表中可知 。 2）V帶輪裝配與便于對軸承添加潤滑油要求，取端蓋的外端面與V帶輪的右端面的距離L=30mm，故取，3）取齒輪距離箱體壁a=16mm。在確定軸承的位置時應距離箱體壁S=8mm，已知中間軸小

22、齒輪的寬度為L=73mm，滾動軸承的寬度為T=16mm，。至此，已初步確定了軸的各段的直徑和長度。于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=97.1mm，L2=136.4mm，L3=52.4mm。（3）.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用A型普通平鍵聯(lián)接，與V帶輪配合的鍵為b×h×l=6mm×6mm×45mm 。GB/T 1096-1979 。（4）.軸上倒角與圓角為保證320/28型軸承圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均

23、為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1×45。第五部分 校核一：軸的效核（一）輸入軸的校核1畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。將計算出的危險截面處的的值列入下表：載荷水平面H 垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩3按彎矩合成應力校核軸的強度已知材料為40Cr鋼調質，由教材表151查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。根據教材式15-5以上表中的數據，并取軸的計算應力結論：

24、按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。（二） 中間軸的校核1畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。將計算出的危險截面處的的值列入下表：載荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M總彎矩扭矩3按彎矩合成應力校核軸的強度已知材料為45鋼調質，由教材表151查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。根據教材式15-5以上表中的數據，并取結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠（三）輸出軸的校核1畫軸的空間受力圖將齒輪

25、所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。將計算出的危險截面處的的值列入下表：載荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M總彎矩扭矩3按彎矩合成應力校核軸的強度已知材料為45鋼調質，由教材表151查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。根據教材式15-5以上表中的數據，并取結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。第五部分 校核一： 軸承的校核軸承的預期計算壽命1 輸入軸上軸承的校核 （1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以（

26、2）計算軸承的軸向力查機械設計手冊表（GB/T297-1994）得320/28型號軸承所以 （3）求軸承的動載荷查教材表13-5得對軸承1 對軸承2 查教材表13-6取沖擊載荷因數（4）計算軸承的壽命所以 所以軸承滿足壽命要求。2 中間軸上軸承的校核（1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以（2）計算軸承的軸向力查機械設計手冊（GB/T297-1994）得320/32型號軸承所以（3）求軸承的動載荷查教材表13-5得對軸承1 對軸承2 查教材表13-6取沖擊載荷因數（4）計算軸的壽命所以軸承滿足壽命要求。（三） 輸出軸上軸承的校核（1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以（

27、2）計算軸承的軸向力查機械設計手冊（GB/T297-1994）得32011型號軸承所以（3）求軸承的動載荷查教材表13-5得對軸承1 對軸承2 查教材表13-6 取沖擊載荷因數（4）計算軸的壽命所以軸承滿足壽命要求。二：鍵的選擇和校核1 輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑時鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸配合的轂長和普通平鍵的長度系列，取鍵長。（2）強度驗算由教材式（6-1）式中由教材表6-2查取許用擠壓應力為，滿足強度要求。2 中間軸上鍵（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑時鍵取為。由于軸上是兩個鍵，且設計時兩鍵的都為，參照齒輪與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長，時，（2）強度驗算<1> 由教材式（6-1）當時：式中由教材表15-1查取許用擠壓應力為，滿足強度要求。 當d=34mm時： l=-b=63-12=51mm3 輸出軸上的鍵1）齒輪與軸聯(lián)結處（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普