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、手冊等有關國家標準及技術手冊，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) 對各軸進行結構設計，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，環(huán)境最高溫度35，灰塵較大。11. 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。四、分析減速器的結構1、傳動系統的作用：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，并協調二者的轉速和轉矩。2、傳動方案的特點：特點：結構簡單、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矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產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、畫傳動系統簡圖： 二電動機的選擇計算及說明結果選擇電動機類型按工作要求：連續(xù)單向運轉，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)定運轉下工件機主軸所需功率：工作機主軸轉速為：工作機主軸上的轉矩：由P3表1-71查得1（聯軸器）=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計算計算及說明結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：計算各軸的轉速功率和轉矩：1、轉速：軸I： 軸II：軸III：n2、 輸出功率：軸I：軸II：軸III：3、 輸出轉矩：軸I：軸II：軸III：參數軸名軸出功率P（KW）轉速n(r/min)輸出轉矩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果1確

7、定計算功率 由表8-6查得工作情況系數，故2選取窄V帶帶型 根據和轉速，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。根據式（8-15），從動輪基準直徑。根據表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，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帶輪結構設計 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果1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數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，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）確定公式內的各計算數值試

9、選Kt=1.6。由圖10-30<區(qū)域系數ZH>選取區(qū)域系數。 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。 由表10-6查得材料的彈性影響系數。 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 由圖10-19 查得接觸疲勞壽命系數，。 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數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及模數計算縱向重合度計算載荷系數K 取，根據，8級精度，由圖10-8查得動載系數；由表10-4查得；由圖10-13

10、查得；由表10-3查得。故載荷系數按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得計算模數3按齒根彎曲強度設計由式（10-17）1）確定計算參數計算載荷系數根據縱向重合度，從圖<螺旋角影響系數>查得螺旋角影響系數。計算當量齒數查取齒形系數由表<齒形系數及應力校正系數>查得；查取應力校正系數由表<齒形系數及應力校正系數>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 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，由式（10-12），得計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大。2）

11、設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，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、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.結構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構。因大齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結構為宜。其它有關尺寸按圖<腹板式結構的齒輪>

12、;薦用的結構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果1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數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，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、確定公式內的各計算數值試選Kt=1.6。 由圖<區(qū)域系數ZH>選取區(qū)域系數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。 由表10-6查得材料的彈性影響系數。 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 由圖10-19 查得接觸疲勞壽命系數，。 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數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及模數計算縱向重合度計算載荷系數K 取，根據，8級精度，由圖10-

14、8查得動載系數；由表10-4查得；由圖10-13查得；由表10-3查得。故載荷系數按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得計算模數3按齒根彎曲強度設計由式（10-17）1）確定計算參數計算載荷系數根據縱向重合度，從圖<螺旋角影響系數>查得螺旋角影響系數。計算當量齒數查取齒形系數由表<齒形系數及應力校正系數>查得；查取應力校正系數由表<齒形系數及應力校正系數>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 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，由式（10-12），得

15、計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大。2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，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取；。5.結構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構。因大齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結構為宜。其它有關尺寸按圖<腹板式結構的齒輪

16、>薦用的結構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）計算及說明結果1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-3，取=1052、軸的結構設計1) 確定軸上零件的裝配方案2）根據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。-根據結構定直徑為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。-段根據結構及箱體的寬度，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、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接=八、軸的設計計算及強度校核 （中間軸）計算及說明結果一、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-3，取=

18、105二、軸的結構設計1) 確定軸上零件的裝配方案2）根據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)，同時根據箱體的結構，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)，同時根據箱體的結構，決

19、定長度為49.5mm。3、軸向零件的周向定位齒輪、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接三、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 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩M為 扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的轉切應力為 由于軸選用45鋼，調質處理，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由附表3-2查取。因，經直線插入，由附圖3-1軸的材料敏感系數為 ，查得=2.26，=1.808故有效應力集中系數（附3-4）為由附圖3-2查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，軸采用磨削加工，（附圖3-4）表面質量系數為 ，

21、 軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數 ，于是軸的疲勞安全系數為故安全。2）截面右側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩M為 扭矩為 截面上的轉切應力為 由附圖3-1軸的材料敏感系數為 ，故有效應力集中系數（附3-4）為由附圖3-2查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，軸采用磨削加工，（附圖3-4）表面質量系數為 ， 軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數 ，于是軸的疲勞安全系數為故安全。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）計算及說明結果1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-3，取=1052、軸的結構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、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接十、滾動軸承的選擇及計算計算及說明結果1、根據軸承型號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根據軸承受中等沖擊查1P298表10-9取軸承載荷系數為: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果根據軸長及工作需要選擇圓頭平鍵（5個），具體數據列表如下：鍵直徑（）工作長度（）工作高度（）轉矩（）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，大齒輪的齒頂到油底面的距離3060mm。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┦А２?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軸器的設計計算由于彈性聯軸器具有諸多優(yōu)點，所以優(yōu)先選用。