1、 武漢工程大學機械設計課程設計設計計算說明書題目: 雙級展開式斜齒圓柱齒輪減速器院系: 機電工程學院班級：機電3班姓名:學號: 指導教師: 目 錄一、設計任務書 2二、傳動方案的分析與擬定 2三、電動機的選擇與計算 3四、傳動比的分配 4五、傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算 5六、傳動零件的設計計算和軸系零部件的初步選擇 6七、聯軸器的選擇及計算17八、鍵連接的選擇及計算18九、軸的強度校核計算19十、潤滑和密封22十一、箱體及附件的結構設計和選擇23十二、設計小結24十三、參考資料25計算與說明主要結果一 設計任務書設計帶式傳輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器。設計數據及工作條件：1、

2、帶式輸送機的原始參數鼓輪直徑D(mm)450輸送帶速度v(m/s)0.90輸出轉矩T(N·m)4002、工作條件與技術要求(1)工作環境：一般條件，通風良好；(2)載荷特性：連續工作，近乎平穩，正向運轉；(3)使用期限：8年，每日兩班制工作；(4)卷筒效率：；(5)運輸帶允許誤差：±5% ；(6)生產規模：成批生產.設計注意事項： 1.設計由減速器裝配圖1張，零件圖2張（包括低速軸和低速軸上大齒輪），以及設計計算說明書一份組成; 2.設計中所有標準均按我國標準采用，設計說明書應按規定紙張及格式編寫;3. 設計圖紙及設計說明書必須按進度完成，經指導教師審查認可后，才能給予評分

3、或答辯。二 傳動方案的分析與擬定根據已知條件計算出工作機滾筒的轉速為為防止過載以及過載而引起的安全事故，可擬定傳動方案為：外部V帶傳動+內部雙級圓柱齒輪傳動。機構整體布置如圖所示：T=400N·m; V=0.90m/s;D=450mm三 電動機的選擇與計算1 電動機的類型選擇 根據動力源和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機。2 電動機的功率 工作機有效功率: 設電動機到工作機之間的總效率為，并設1，2，3，4，5 分別為彈性聯軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）、滾動軸承、V帶傳動以及滾筒的效率。查文獻4表2-2可得： 1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.96，5

4、=0.96，由此可得：總效率： =1223445 =0.99×0.972×0.994×0.96×0.96 =0.82電動機所需功率： 查文獻4表16-1選取電動機的功率為2.2kW。3 電動機型號的確定在常用的同步轉速為1500 r/min和1000 r/min兩者之間選擇。根據電動機所需功率好同步轉速，查2表20-1，電動機型號為Y112M-6和Y100L1-4型，根據電動機的滿載轉速和滾筒轉速可算出總傳動比。表1 電動機的數據及總傳動比方案號電動機型號額定功率Kw電動機轉速電動機質量Kg總傳動比參考比價同步滿載1Y112M-62.2100094045

5、24.592.222Y100L1-42.2150014203437.151.67兩個方案均可行，方案2電動機成本低，對選定的傳動方案傳動比也適中，故選方案2.選定電動機型號為Y100L1-4，其它主要參數列于表2.電動機型號額定功率Kw電動機轉速中心高mm外伸軸徑mm軸外伸長度mm同步滿載Y100L1-42.2150014201002860四 傳動比的分配(1)總傳動比(2)取V帶傳動的傳動比，則減速器的總傳動比為 雙級圓柱齒輪高速級傳動比低速級傳動比總效率：=0.82電動機型號：Y100L1-4 五 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算1. 各軸的轉速計算電動機軸為0軸、高速軸為I軸、中間軸

6、為II軸、低速軸為III軸、卷筒軸為IV軸。 n=1420 r/min n=n/i1= n=n/i2= n=n/i3=2. 各軸的輸入功率計算 P=Pd =2.2 kW P=P4=2.2×0.96 kW=2.112 kW P=P23=2.112×0.97×0.99 kW=2.028 kW P=P23=2.028×0.97×0.99 kW=1.947 kW3. 各軸的輸入轉矩計算T1=9550P1/n1=9550×2.2/1420 N·m =14.80 N·mT2=9550P2/n2=9550×2.112/

7、568 N·m =35.51 N·mT3=9550P3/n3=9550×2.028/129.09 N·m =150.03 N·mT4=9550P4/n4=9550×1.947/38.19 N·m =486.88 N·m將上述數據歸納總結如下表所示。表1. 各軸的運動和動力參數軸號轉速（r/min）功 率（kW）轉 矩（N·m）傳動比i電動機輸出軸14202.214.802.54.403.38高速軸5682.11235.51中間軸129.092.028150.03低速軸38.191.947486.88減速器

8、總傳動比：i=14.86高速級傳動比：i2=4.40低速級傳動比i3=3.38計算與說明主要結果六 傳動零件的設計計算和軸系零部件的初步選擇1. 減速器外部傳動V帶傳動的設計計算（1）、確定計算功率 兩班制工作，即每天工作16h，查閱表8-8得工況系數KA=1.2，故 = KAP = 1.2×2.2 kW =2.64 kW（2）、選擇普通V帶的型號 根據、n1=1420 r/min，由文獻3圖2-7初步選用A型帶。（3）、選取帶輪基準直徑dd1和dd2 由表8-7和8-9取dd1=90 mm，并取=0.02，則 由表8-9取最接近的標準系列值dd2=224 mm。（4）、驗算帶速v

9、因v在525 m/s 范圍內，故帶速合適。（5） 、確定中心距a和帶的基準長度 初定中心距a0的取值范圍為 初選中心距a0=500 mm。由此計算所需帶長為 查閱文獻3表2-4，選擇基準長度=1550 mm。由此計算實際中心距得中心距變化范圍為477mm至547mm.（6）、驗算小帶輪包角1帶輪基準直徑：dd1=90 mmdd2=224mm安裝中心距：a=524 mm帶的基準長度：=1550 mm計算與說明主要結果（7）、確定帶的根數已知=90 mm，查表8-4得 kW，查表8-5得=0.17 kW；因=165°，查表8-6得；因，查表8-2得，因此取z=3根。（8）、確定初拉力F0

10、單根普通V帶的初拉力為（9）、計算壓軸力FQ（10） 、帶輪的結構設計小帶輪裝在電動機軸上，軸孔直徑應等于電動機外伸軸徑，即28mm輪緣寬度B由2表9-1輪轂長度取<電動機處伸出長度=60mm小帶輪外徑由1表8-11<電動機中心高，合適大帶輪裝在減速器高速軸上，軸孔直徑待定輪緣寬度同上小帶輪B=50mm輪轂長度l待定材料：HT150據1式（8-14），帶傳動實際平均傳動比為，取，則A、小帶輪的結構設計由于dd1=90mm300mm, 所以帶輪采用腹板式結構，B、大帶輪的結構設計由于dd2=224mm300mm，所以帶輪采用腹板式結構。小帶輪包角：1=165°帶的根數：Z=

11、3初拉力：F0=110N壓軸力：FQ=654N小帶輪：頂圓直徑：da1=95.5mm輪轂長度：L1=50mm大帶輪：頂圓直徑：da2=380.5mm輪轂長度：L2=60mm計算與說明主要結果2高速級傳動齒輪的設計計算高速級主動輪輸入功率2.112 kW，轉速568 r/min，轉矩T2=35.51N·m，齒數比u=i2=4.40，單向運轉，載荷平穩，每天工作16小時，預期壽命8年，電動機驅動。（1）、選擇齒輪的材料及熱處理方式小齒輪:45鋼,調質處理，齒面硬度280HBS;大齒輪:45鋼,調質處理，齒面硬度240HBS。（2）、確定許用應力A. 確定極限應力和許用接觸應力Hlim1=

12、600MPa，Hlim2=550MPa；許用彎曲應力Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。B. 計算應力循環次數N，確定壽命系數ZN，YN查文獻3圖3-7和圖3-9得，ZN1=0.9，ZN2=0.95；YN1=0.85，YN2=0.88. C. 計算許用應力安全系數：，則：/（3）、初步確定齒輪基本參數和主要尺寸A. 選擇齒輪類型選用較平穩、噪聲小、承載能力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。B. 選用8級精度C. 初選參數初選參數：，ZZu=24×4.46105.6，取， , 齒寬系數。D. 初步計算齒輪主要尺寸小齒輪1齒數：Z1=24大齒輪2齒數：Z2=107變位系數：齒寬系數

13、：計算與說明主要結果由于載荷平穩，取載荷系數K=1.3,根據螺旋角查得節點區域系數;彈性系數;取重合度系數;螺旋角系數為：；=HP2 =523MPa，查表10-2得使用系數，由圖10-8得，查表10-3得，查表10-4得，因此，有： 故：取標準模數，小齒輪齒數，取，取，與互為質數。則中心距圓整后取a=126 mm。調整螺旋角： 計算分度圓直徑：法面模數：中心距：a=126 mm螺旋角：分度圓直徑：d1=45.07mm；d2=206.97mm計算與說明主要結果計算齒寬：大齒輪：，小齒輪：;（4）、 驗算輪齒的彎曲疲勞強度計算當量齒數:查圖得，齒形系數：，；應力修正系數：，。取，查圖10-8取，表

14、10-3取，表10-4取，圖10-13取，則：齒根彎曲強度足夠。（5）、齒輪結構設計齒頂圓直徑：齒根圓直徑：大齒輪齒寬：b2=45mm小齒輪齒寬：b1=50mm齒頂圓直徑：da1=49.07mmda2=210.97mm計算與說明主要結果高速級齒輪設計結果： ，d1=45.07mm , d2=206.97 mmda1=49.07mm , da2=210.97mmdf1=40.07mm , df2=201.97mmb1=50mm , b2=45mm , , a=126mm 。對于高速軸上的小齒輪1，從鍵槽底面到齒根的距離x過小，故將其做成齒輪軸。齒輪跟軸的材料相同，均采用45鋼調質處理。對于中間軸

15、上的大齒輪2，因為da2200 mm，所以做成腹板式結構。3. 低速級傳動齒輪的設計計算低速級主動輪輸入功率2.028 kW，轉速129.09 r/min，轉矩T3=150030 N·mm，齒數比u=i3=3.38，單向運轉，載荷平穩，每天工作16小時，預期壽命8年，電動機驅動。（1）、選擇齒輪的材料及熱處理方式大小齒輪均采用45鋼表面淬火，齒面硬度4050HRC，取45HRC。（2）、確定許用應力A確定極限應力和許用接觸應力Hlim3=600MPa，Hlim4=550MPa許用彎曲應力Flim3=500MPa，Flim4=380MPaB計算應力循環次數N，確定壽命系數 查圖表得，Z

16、N3=0.95, ZN4=0.99; KN3=0.98，KN4=0.99。C計算許用應力安全系數：，故有：齒根圓直徑：df1=40.07mmdf2=201.97mm計算與說明主要結果（3）、初步確定齒輪基本參數和主要尺寸A選擇齒輪類型初估齒輪圓周速度v<=2.5m/s，選用較平穩、噪聲小、承載能力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。B初步選用8級精度C初選參數初選：，, Z4=Z3u=343.38114.92，齒寬系數。D初步計算齒輪主要尺寸當量齒數：據此查得：Ysa3=1.58 ,Ysa4=1.74 ;YFa3=2.65 ,YFa4=2.35 ;取，；由于載荷平穩，取載荷系數K=1.3，則：（因為

17、比大，所以上式將代入）小齒輪3齒數：Z3=36大齒輪4齒數：Z4=125變位系數：齒寬系數：計算與說明主要結果取標準模數，則中心距圓整后取a=165mm。調整螺旋角：計算分度圓直徑：計算圓周速度：符合估計值。計算齒寬：小齒輪：，取大齒輪：;（4）、驗算輪齒齒面接觸疲勞強度根據螺旋角查得節點區域系數;彈性系數;取重合度系數;螺旋角系數，則：法面模數： 中心距：a=165mm螺旋角：分度圓直徑：d3=74.2mmd4=257.65mm圓周速度：v=0.5 m/s大齒輪4齒寬：b4=70mm小齒輪3齒寬：b3=75mm計算與說明主要結果齒面接觸疲勞強度滿足要求。（5）、齒輪結構設計齒頂圓直徑：齒根圓

18、直徑：高速級齒輪設計結果： ， d3=74.2mm , d4=257.65mmb3=75mm , b4=70mmda3=78.2mm , da4=261.651mmdf3=69.2mm , df4=252.65mm , , a=165mm ， v=0.5m/s.對于中間軸上的小齒輪3，從鍵槽底面到齒根的距離x過小，故將其做成齒輪軸。齒輪跟軸的材料相同，均采用45鋼，齒輪齒面表面淬火，軸經調質處理。對于低速軸上的大齒輪4，因為da4200 mm，所以做成腹板式結構。4. 初算軸的直徑及軸結構的初步設計已知，最小軸徑的初算公式為，軸的材料均選用45鋼，調質處理，查得其許用應力-1b=60MPa ,

19、 C=118107。（1）、高速軸因V帶傳動的壓軸力會對軸端產生較大的彎矩，所以C應取大值，取C=117，則軸端直徑齒頂圓直徑：da3=78.2mmda4=261.651mm齒根圓直徑：df3=69.2mmdf4=252.65mm計算與說明主要結果在該軸段與V帶輪相配處開有一個鍵槽，故應將增大5%，得=19.04mm,再根據設計手冊查標準尺寸，取=20mm。初步設計其結構如下圖所示：圖2. 高速軸結構設計（2）、中間軸取C=110，則：在該軸段與齒輪相配處開有一個鍵槽，故應將增大5%，得=28.875 mm,再根據設計手冊查標準尺寸，并考慮到滾動軸承的選型，取=30 mm。初步設計其結構如下圖

20、所示：圖3. 中間軸結構設計（3）、低速軸取C=110，則：在該軸段與聯軸器相配處開有一個鍵槽，故應將增大5%，得=42.83mm,再根據設計手冊查標準尺寸，取=45 mm。初步設計其結構如下圖所示：高速軸最小軸頸：20mm中間軸最小軸頸：低速軸最小軸頸：=45 mm計算與說明主要結果圖4. 低速軸結構設計5. 初選滾動軸承根據傳動特征：載荷平穩，中載低速，有軸向和徑向載荷，初選圓錐滾子軸承，選擇型號結果如下表所示。表2. 軸承代號及其尺寸性能軸種類軸承代號dDTBCCr/kNC0r/kN高速軸30206306217.25161441.229.5中間軸30206306217.25161441.

21、229.5低速軸302115510022.75211886.565.5由于三根軸上的齒輪圓周速度均小于2m/s，所以這三對圓錐滾子軸承均采用潤滑脂潤滑。七 聯軸器的選擇及計算1. 低速軸與工作機之間的聯軸器計算轉矩，根據文獻3表9-1，取工作情況系數KA=1.5，則：查表，選擇聯軸器型號：HL3。其主要尺寸如下表所示：表3. HL3型聯軸器主動端基本尺寸型號軸孔類型鍵槽類型d1LD2HL3Y型A型45112160滾動軸承選型結果：高速軸：30206中間軸：30206低速軸：30211低速軸與工作機間聯軸器:HL3聯軸器計算與說明主要結果八 鍵連接的選擇及計算1. 大帶輪與高速軸間鍵的設計與計算

22、大帶輪與高速軸連接處軸頸d=20 mm,初步選用C型鍵，采用45鋼調質處理，在靜載荷下其許用擠壓應力P為125150Mpa，取P=135MPa。查標準得其公稱尺寸：寬度b=6mm，高度h=6 mm。該軸段長度l=20 mm，故根據標準，可取鍵長L=16mm，高速軸上傳遞的轉矩T2=35.51N·m，由此可得該鍵所受擠壓應力為：該鍵滿足強度條件，其設計是合理的。2. 中間軸與其上大齒輪間鍵的設計與計算中間軸上大齒輪與中間軸連接處軸頸d=35 mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調質處理，在靜載荷下其許用擠壓應力P為125150Mpa，取P=135MPa。查標準得其公稱尺寸：寬度b=10 m

23、m，高度h=8 mm。該軸段長度l=50mm，故根據標準，可取鍵長L=45 mm。中間軸上傳遞的轉矩T3=150.03N·m，由此可得該鍵所受擠壓應力為：故該鍵滿足強度條件，其設計是合理的。3. 低速軸與其上大齒輪間鍵的設計與計算低速軸上大齒輪與低速軸連接處軸頸d=58mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調質處理，在靜載荷下其許用擠壓應力P為125150Mpa，取P=135MPa。查標準得其公稱尺寸：寬度b=16 mm，高度h=10 mm。該軸段長度l=70 mm，故根據標準，可取鍵長L=56 mm。低速軸上傳遞的轉矩T4=486.88N·m，由此可得該鍵所受擠壓應力為： 故該

24、鍵滿足了強度條件，其設計是合理的。4. 低速軸與工作機間鍵的設計與計算工作機與低速軸連接處軸頸d=45 mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調質處理，在靜載荷下其許用擠壓應力P為125150Mpa，取P=135MPa。查標準得其公稱尺大帶輪與高速軸間鍵：鍵C816 GB/T 1096中間軸與其上大齒輪間鍵：鍵A10X45GB/T 1096低速軸與其上大齒輪間鍵：鍵A16X10 GB/T 1096計算與說明主要結果寸：寬度b=14 mm，高度h=9 mm。該軸段長度l=20mm，故根據標準，可取鍵長L=16 mm。九 軸的強度校核計算1. 高速軸（1）、計算齒輪受力齒輪1的圓周力：齒輪1的徑向力：齒

25、輪1的軸向力：（2）、畫受力簡圖假定帶輪壓軸力的方向垂直向下，軸的轉向向右看為順時針方向，齒輪嚙合點的位置在上方，對于零件作用于軸上的分布力或轉矩均當成集中載荷作用于軸上零件寬度的中點（后面的受力分析均作此假設），則根據斜齒圓柱齒輪傳動的受力分析方法可知各分力的方向如圖所示。從而可進一步作出其彎矩圖和扭矩圖。低速軸與工作機間鍵：鍵14X16GB/T 1096齒輪1受力：圓周力：徑向力：軸向力：計算與說明主要結果圖5. 高速軸的受力分析（3）、計算支反力鉛垂面內支反力： 水平面內支反力：高速軸鉛垂面內支反力：計算與說明主要結果（4）、計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖和轉矩圖A鉛垂面彎矩齒輪所在截面處彎

26、矩有突變，故：左截面：右截面：支點A處：B水平面彎矩分別作出鉛垂面和水平面上的彎矩圖，如圖5（c）、（e）所示。C合成彎矩齒輪所在截面左截面：齒輪所在截面右截面：支點A處：由此作出合成彎矩圖，如圖5（f）所示。畫出扭矩圖，如圖5（g）所示，轉矩作用于齒輪所在截面與帶輪所在截面之間的軸段。（5）、計算當量彎矩軸單向運轉，載荷平穩，為安全起見，將其轉矩看成脈動循環變化，取=0.6，則：齒輪所在截面左截面：高速軸水平面內支反力：計算與說明主要結果齒輪所在截面右截面：支點A處：（6）、校核彎、扭合成強度分析可知，齒輪所在截面的右截面支點A處當量彎矩最大，屬于危險截面，此處軸頸d=30 mm,其抗彎模量

27、W=0.1d3=（0.1×303）mm3=2700 mm3。由此可得，軸上該處所受彎曲應力為：顯然，軸的強度非常足夠。從而該軸的結構設計合理。十 潤滑和密封1. 齒輪的潤滑由于齒輪的圓周速度較小，均小于12m/s，故采用油池浸油潤滑。由于低速軸上大齒輪圓周速度較低（<0.5m/s），浸油深度可達1/61/3的齒輪半徑，故主要考慮中間軸上大齒輪的浸油深度。中間軸上大齒輪的齒高較小，故使其浸油深度為10mm。齒輪齒面硬度為280350HBS，圓周速度小于0.5m/s，查得其潤滑油粘度薦用值為266mm2/s(50攝氏度)，由此選擇L-CKC460中負荷工業齒輪油（GB/T5903-

28、1995）。2. 滾動軸承的潤滑由于齒輪圓周速度小于2m/s，故采用潤滑脂潤滑，并在軸承內側安裝鑄造擋油盤以防止箱內油進入軸承使潤滑脂稀釋流出或變質。在裝配時將潤滑脂填入軸承座內，每工作36個月補充一次潤滑脂，每過一年，需拆開清洗更換潤滑脂。根據減速器工作要求，選用1號通用鋰基潤滑脂（GB7324-1991）潤滑。3. 密封本減速器中的密封只要是指軸承透蓋與軸之間采用氈圈油封，根據其軸頸分別選用氈圈30 JB/ZQ 4606和氈圈60 JB/ZQ 4606。軸承座與軸承蓋間用密封墊圈密封。齒輪油池浸油潤滑潤滑油型號：L-CKC460中負荷工業齒輪油（GB/T5903-1995）滾動軸承脂潤滑潤

29、滑脂型號：1號通用鋰基潤滑脂（GB7324-1991） 十一 箱體及附件的結構設計和選擇1. 箱體 減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成，采用剖分式結構。為使機體有足夠的剛度在機體加肋。考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱，采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H大于40mm。鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便。2. 軸承蓋與套杯 均選用凸緣式軸承蓋，其具體尺寸（見裝配圖上所示）依結構而定。3. 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作。根據減速器中心距選擇其具體尺寸，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械