二級齒輪設計說明書

1、目錄一、課程設計任書2二、電動機的選擇 4三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算5四、V帶傳動設計 6五、減速器高速級齒輪設計8六、減速器低速級齒輪設計 12七、軸的設計計算 （輸入軸） 17八、軸的設計計算及強度校核 （中間軸） 18九、軸的設計計算 （輸出軸）24十、滾動軸承的選擇及計算24十一、鍵連接的選擇及校核計算25十二、潤滑與密封26十三、連軸器的選擇 27十四、減速器附件的選擇 27十五、參考資料28十六、心得體會28一 課題設計任務書一、 目的及要求：機械設計課題的設計主要是培養(yǎng)學生的機械設計的綜合能力。通過自己動手，可以體會和鞏固先修課程的理論和實際知識，同時還能學習如何運用標準、

2、規(guī)范、手冊等有關(guān)國家標準及技術(shù)手冊，更重要的是可以提高學生從機器功能的要求、尺寸、工藝、經(jīng)濟和安全等諸多方面綜合考慮如何設計的能力，從而樹立正確的設計思想。課程結(jié)束每個學生必須完成：1 一張減速器裝配圖（用A1或A0圖紙繪制）；2 齒輪和軸的零件圖各一張；3 設計說明書一份（約60008000字）。二、 設計題目: 設計運送原料的帶式運輸機所用的圓柱齒輪減速器，具體內(nèi)容是：1 設計方案論述。2 選擇電動機。3 減速器外部傳動零件設計。4 減速器設計。1) 設計減速器的傳動零件；2) 對各軸進行結(jié)構(gòu)設計，按彎扭合成強度條件驗算個軸的強度；3) 按疲勞強度條件計算輸出軸上軸承的強度；4) 選擇各對

3、軸承，計算輸出軸上軸承的壽命；5) 選擇各鍵，驗算輸出軸上鍵連接的強度；6) 選擇各配合尺寸處的公差與配合；7) 決定潤滑方式，選擇潤滑劑；5. 繪制減速器的裝配圖和部分零件工作圖；6. 編寫設計說明書。三、已知條件1. 展開式二級齒輪減速器產(chǎn)品。2. 動力來源 ：電力，三相交流，電壓380/220V。3. 輸送帶工作拉力F=4.2KN。4. 輸送帶工作速度=1.9m/s。5. 滾筒直徑D=450mm。6. 滾筒效率=0.96（包括軸承與滾筒的效率損失）。7. 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運行，載荷較平穩(wěn)。8. 使用折舊期：8年9. 檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。10.

4、工作環(huán)境：室內(nèi)，環(huán)境最高溫度35，灰塵較大。11. 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。四、分析減速器的結(jié)構(gòu)1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2、傳動方案的特點：特點：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。3、電機和工作機的安裝位置：電機安裝在遠離高速軸齒輪

5、的一端；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。4、畫傳動系統(tǒng)簡圖： 二電動機的選擇計算及說明結(jié)果選擇電動機類型按工作要求：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。穩(wěn)定運轉(zhuǎn)下工件機主軸所需功率：工作機主軸轉(zhuǎn)速為：工作機主軸上的轉(zhuǎn)矩：由P3表1-71查得1（聯(lián)軸器）=0.99，2（球軸承）=0.99，3（齒輪傳動8級精度）=0.97，4（V帶）=0.96。電動機至工件機主軸之間的總效率為：=所以電動機所需功率為 由表12-1查出符合設計要求并綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格等選定電動機型號為Y160M-4，則所選取電動機：額定功率為 滿載轉(zhuǎn)速為 P=

6、8.3KW型號為Y160M4n=1460r/minP=11KW三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算計算及說明結(jié)果總傳動比選用等浸油深度原則，查表1-8得 =2（帶輪）；=3.4；=2.66名級效率： 第一級效率：第二級效率：第三級效率：計算各軸的轉(zhuǎn)速功率和轉(zhuǎn)矩：1、轉(zhuǎn)速：軸I： 軸II：軸III：n2、 輸出功率：軸I：軸II：軸III：3、 輸出轉(zhuǎn)矩：軸I：軸II：軸III：參數(shù)軸名軸出功率P（KW）轉(zhuǎn)速n(r/min)輸出轉(zhuǎn)矩T（N.M）i軸I 9.06730118.53.40.960軸II8.70214.7387.02.6609518.3078.41011.0四V帶傳動設計計算及說明結(jié)果1確

7、定計算功率 由表8-6查得工作情況系數(shù)，故2選取窄V帶帶型 根據(jù)和轉(zhuǎn)速，由圖8-11確定選用A型。3. 確定帶輪基準直徑 由表8-8初選主動輪基準直徑。根據(jù)式（8-15），從動輪基準直徑。根據(jù)表8-8，即為基準系列。所以帶的速度合適。4. 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)，初步確定中心距。計算帶所需的基準長度由表8-2選帶基準長度。計算實際中心距a5. 驗算主動軸上的包角由式（8-6）得所以主動輪上的包角合適。6. 計算窄V帶的根數(shù)z由式（8-22）知由，查表8-4a和表8-5b得查表8-8，得 ，查表8-2，得 ，則取。7. 計算預緊力查表8-3，得 ，故8. 計算作用在軸上的壓軸力9查

8、表8-10，帶論寬度B=（z-1）e+2f=(5-1)15+29=78mm10帶輪結(jié)構(gòu)設計 材料選用HT200，V帶A型B=78mm五、減速器高速級齒輪設計計算及說明結(jié)果1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動如上圖所示，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；2）設備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。3）材料選擇。由表10-1選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪，故選。5）初選螺旋角14°2按齒面接觸強度設計齒面接觸強度計算公式為：1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試

9、選Kt=1.6。由圖10-30<區(qū)域系數(shù)ZH>選取區(qū)域系數(shù)。 由圖標準圓柱齒輪傳動的端面重合度查得=0.775，=0.86，則=1.635。 由表10-7選取齒寬系數(shù)。 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 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。 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式得2）計算試算小齒輪分度圓直徑由計算公式得計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)計算縱向重合度計算載荷系數(shù)K 取，根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得；由圖10-13

10、查得；由表10-3查得。故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由式（10-17）1）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度，從圖<螺旋角影響系數(shù)>查得螺旋角影響系數(shù)。計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得；查取應力校正系數(shù)由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得； 查取彎曲疲勞強度極限 由圖10-20c 查得小齒輪 ，大齒輪 查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 由圖10-18 查得 ， 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-12），得計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。2）

11、設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數(shù)，取=2.0mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑，由，取，則,取。4.幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為155。2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、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??；。5.結(jié)構(gòu)設計小齒輪齒頂圓直徑<16Omm且滿足齒根圓到鍵槽底部的距離e<2,故小齒輪為齒輪軸結(jié)構(gòu)。因大齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸按圖<腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪>

12、;薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設計齒根圓直徑為 70.32*(1+0.25)*2=65.3mm齒頂圓直徑為 并繪制大齒輪零件圖(見零件圖)。14°Kt=1.6=1.635=2.0mm=65.3mm六 減速器低速級齒輪設計計算及說明結(jié)果1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）設備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。3）材料選擇。由表10-1選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪，故選。5）初選螺旋角14°2按齒面接觸強度設計齒面接觸強度計算公式為：1）

13、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt=1.6。 由圖<區(qū)域系數(shù)ZH>選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。 由圖標準圓柱齒輪傳動的端面重合度查得=0.775，=0.85，則=1.62 由表10-7選取齒寬系數(shù)。 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 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。 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式（10-12）得2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t由計算公式得計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)計算縱向重合度計算載荷系數(shù)K 取，根據(jù)，8級精度，由圖10-

14、8查得動載系數(shù)；由表10-4查得；由圖10-13查得；由表10-3查得。故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由式（10-17）1）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度，從圖<螺旋角影響系數(shù)>查得螺旋角影響系數(shù)。計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得；查取應力校正系數(shù)由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得； 查取彎曲疲勞強度極限 由圖10-20c 查得小齒輪 ，大齒輪 查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 由圖10-18 查得 ， 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-12），得

15、計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。2）設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數(shù)，取=2mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑，由，取，則。4.幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為185。2）按圓整后的中心距修正螺旋角3）計算大、小齒輪的分度圓直徑4）計算齒輪寬度圓整后??；。5.結(jié)構(gòu)設計小齒輪齒頂圓直徑<16Omm且滿足齒根圓到鍵槽底部的距離e<2,故小齒輪為齒輪軸結(jié)構(gòu)。因大齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸按圖<腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪

16、>薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設計齒根圓直徑為101.12*(1+0.25)*2=96.1mm齒頂圓直徑為6校驗傳動比 實際傳動比為 總傳動比所以傳動比相對誤差為 (9.05-9.046)/9.05=0.04%14°Kt=1.6ZH=2.433=1.62=96.1mm七、軸的設計計算 （輸入軸）計算及說明結(jié)果1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取=1052、軸的結(jié)構(gòu)設計1) 確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑-段軸用于安裝軸承6207，故取直徑為35mm。-為齒輪軸，齒輪的分度圓直徑為70.3mm。-根據(jù)結(jié)構(gòu)定直徑為42mm。-段用

17、于安裝軸承6207，直徑為35mm。-段安裝軸承端蓋，直徑為30mm。-段安裝V帶輪，直徑為25mm。3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度-段安裝軸承和擋油環(huán)，長度為36mm。-段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度75mm。-段根據(jù)結(jié)構(gòu)及箱體的寬度，長度為119mm。-段用于安裝軸承6207，長度為33mm。-段用于安裝軸承端蓋，長度應適合裝拆，則為73.2mm。-安裝V帶輪，長度應約等于V帶寬度為52mm。3、軸向零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接=八、軸的設計計算及強度校核 （中間軸）計算及說明結(jié)果一、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取=

18、105二、軸的結(jié)構(gòu)設計1) 確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑-段軸用于安裝軸承6309和擋油環(huán)，故取直徑為45mm。-段軸肩用于安裝大齒輪，直徑為50mm。-段分隔兩齒輪，外徑60mm。-段為小齒輪，直徑為50mm。-段安裝軸承6309和擋油環(huán)，直徑為45mm。3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度-段安裝軸承6309和擋油環(huán)，同時根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)，決定長度為46mm。-段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，長度為101mm。-段用于隔開兩個齒輪，長度為9mm。-段，為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度70.3mm。-段用于安裝軸承6309和擋油環(huán)，同時根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)，決

19、定長度為49.5mm。3、軸向零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接三、按彎扭合成強度條件校核軸的強度：1、求作用在齒輪上的受力Ft1=7656NFr1=Ft=2872NFa1=1909NFt2=3371NFr2= Ft=1265NFa2=840N定跨距測得：；2、受力分析如下：3、支座受力由受力分析圖知，在大齒輪和小齒輪處所受彎矩最大，則只需校核這兩處的強度即可。4、小齒輪處：（1）、水平彎矩：（2）、垂直面彎距：（3）、合成彎矩：（4）、轉(zhuǎn)矩T=551484.5=465933W=0.1=0.1=103336.4取,查表15-1得=60Mp：5、大齒輪處：較大的總彎矩為T=5

20、51484.5=465933W=0.1=0.1=1377222.4776、所以該軸安全四精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面 由于大齒輪截面處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面。2）截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為 扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的轉(zhuǎn)切應力為 由于軸選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，。截面上由于軸間而形成的理論應力集中系數(shù)由附表3-2查取。因，經(jīng)直線插入，由附圖3-1軸的材料敏感系數(shù)為 ，查得=2.26，=1.808故有效應力集中系數(shù)（附3-4）為由附圖3-2查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，軸采用磨削加工，（附圖3-4）表面質(zhì)量系數(shù)為 ，

21、 軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，于是軸的疲勞安全系數(shù)為故安全。2）截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為 扭矩為 截面上的轉(zhuǎn)切應力為 由附圖3-1軸的材料敏感系數(shù)為 ，故有效應力集中系數(shù)（附3-4）為由附圖3-2查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，軸采用磨削加工，（附圖3-4）表面質(zhì)量系數(shù)為 ， 軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，于是軸的疲勞安全系數(shù)為故安全。Ft1=7656NFr1=2872NFa1=1909NFt2=3371NFr2=1265

22、NFa2=840NT=465933W=103336.4T=465933W=1377222.477九、軸的設計計算 （輸出軸）計算及說明結(jié)果1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取=1052、軸的結(jié)構(gòu)設計確定軸上零件的裝配方案3、軸向零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接十、滾動軸承的選擇及計算計算及說明結(jié)果1、根據(jù)軸承型號6309查4P383表6-1取軸承基本額定動載荷為：C=52800N；基本額定靜載荷為：因為Ft1=7656NFt2=3371NFa1=NFa2=840N=5.5122、查表13-5得=14.7，e=0.20由1P321表13-

23、5查得X=0.56 ; Y=2.2根據(jù)軸承受中等沖擊查1P298表10-9取軸承載荷系數(shù)為:由1P297軸承壽命公式10-2a得： =故軸承使用壽命足夠即合格。Ft1=7656NFt2=3371NFa1=1909NFa2=840N5.512=14.7，e=0.20X=0.56Y=2.2=十一、鍵連接的選擇及校核計算計算及說明結(jié)果根據(jù)軸長及工作需要選擇圓頭平鍵（5個），具體數(shù)據(jù)列表如下：鍵直徑（）工作長度（）工作高度（）轉(zhuǎn)矩（）極限應力（）高速軸8×7×3625283.5122.7100.2中間軸14×9×6350494.5424.276.9514

24、5;9×10050864.5424.243.84低速軸16×10×63554781140.6110.320×12×907370101140.644.64強度校核：強度條件為查表6-2知由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力=120-150Mpa由上表可知，各鍵的極限應力，所以上述各鍵都符合要求。十二潤滑與密封1、潤滑： 齒輪采用浸油潤滑。參考1P245。當齒輪圓周速度時，圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3060mm。參考1P310。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。2、密封：防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。?P383表10-37，高低速軸密封圈為：唇形密封圈（FB型）GB/T9877.1-1998。十三 連軸器的選擇低速軸用聯(lián)軸器的設計計算由于彈性聯(lián)軸器具有諸多優(yōu)點，所以優(yōu)先選用。