1、 機械設計課程設計計算說明書設計題目：雙級斜齒圓柱減速器 設計者：亦默 1203120333 專業班級： 機電 03 指導教師： 秦襄培 2015 年 01 月 06 日目 錄1. 前言 - （3）2. 任務書 - （4）三.傳動方案的分析與擬定 - (5)四.電動機的選擇 - (5)五.傳動比的分配 - (7)六傳動部件的設計計算 - (8) 1.V帶的設計 - (8) 2.減速器圓柱齒輪選擇 - (11) 3.各級軸的設計計算與校核 - (19) 4.鍵鏈接的選擇與計算 - (28) 5.聯軸器的選擇與計算 - (33)6.潤滑及密封方式的選擇 - (34) 7.箱體設計所涉及到的基本尺寸

2、 - (35)八參考資料 - (38)前言機械設計（machine design），根據用戶的使用要求對專用機械的工作原理、結構、運動方式、力和能量的傳遞方式、各個零件的材料和形狀尺寸、潤滑方法等進行構思、分析和計算并將其轉化為具體的描述以作為制造依據的工作過程。機械設計是機械工程的重要組成部分，是機械生產的第一步，是決定機械性能的最主要的因素。機械設計的努力目標是：在各種限定的條件(如材料、加工能力、理論知識和計算手段等)下設計出最好的機械，即做出優化設計。優化設計需要綜合地考慮許多要求，一般有：最好工作性能、最低制造成本、最小尺寸和重量、使用中最可靠性、最低消耗和最少環境污染。這些要求常是

3、互相矛盾的，而且它們之間的相對重要性因機械種類和用途的不同而異。設計者的任務是按具體情況權衡輕重，統籌兼顧，使設計的機械有最優的綜合技術經濟效果。過去，設計的優化主要依靠設計者的知識、經驗和遠見。隨著機械工程基礎理論和價值工程、系統分析等新學科的發展，制造和使用的技術經濟數據資料的積累,以及計算機的推廣應用,優化逐漸舍棄主觀判斷而依靠科學計算。服務于不同產業的不同機械，應用不同的工作原理，要求不同的功能和特性。各產業機械的設計，特別是整體和整系統的機械設計，須依附于各有關的產業技術而難于形成獨立的學科。因此出現了農業機械設計、礦山機械設計、紡織機械設計、汽車設計、船舶設計、泵設計、壓縮機設計、

4、汽輪機設計、內燃機設計、機床設計等專業性的機械設計分支學科。但是，這許多專業設計又有許多共性技術，例如機構分析和綜合、力與能的分析和計算、工程材料學、材料強度學、傳動、潤滑、密封，以及標準化、可靠性、工藝性、優化等。此外，還有研究設計工作的內在規律和設計的合理步驟和方法的新興的設計方法學。將機械設計的共性技術與理性化的設計方法學匯集成為一門獨立的、綜合性的機械設計學科是機械工程實踐和教育工作者正在努力的工作。設計任務書設計題目：設計帶式運輸機的傳動裝置 注：圖中F為輸送帶拉力（或為輸出轉矩T），V為輸送帶速度學號1/17/332/18/343/19/354/205/216/227/238/24

5、鼓輪直徑D(mm)300330350350380300360320輸送帶速度v(m/s)0.630.750.850.800.800.700.840.75輸出轉矩T(N·m)400370380450460440360430學號9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓輪直徑D(mm)340350400450380300360320輸送帶速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73輸出轉矩T(N·m)410390420400420420390400已知條件：1. 工作環境：一般條件，通風良好；2. 載荷特

6、性：連續工作、近于平穩、單向運轉；3. 使用期限：8年，大修期3年，每日兩班制工作；4. 卷筒效率：=0.96；5. 運輸帶允許速度誤差：±5%；6. 生產規模：成批生產。設計內容：1. 設計傳動方案；2. 設計減速器部件裝配圖（A1）；3. 繪制軸、齒輪零件圖各一張（高速級從動齒輪、中間軸）；4. 編寫設計計算說明書一份（約7000字）三傳動方案的分析與擬定 已知：已知帶速V=0.63m/s，滾筒直徑D=300mm。輸出轉矩=400N·M 工作機滾筒的轉速 NW=60*1000v/（D）=40r/min可選用轉速為1500r/min或1000r/min的電動機，估算總傳動

7、比分別為67.86和45.24，此時，齒輪的轉速較高、尺寸小，外傳動宜選用滾子鏈傳動。4 電動機的選擇 1.根據動力源和工作條件，宜選用Y系列三相異步電動機 2.電動機功率的選擇 A.計算總效率 查表得： 1=0.96 V帶的傳動效率 2=0.99 滾動軸承傳動效率 3=0.97 圓柱齒輪傳動效率 4=0.99 聯軸器傳動的效率 5=0.96 滾筒的效率 則傳動裝置的總效率為=1*22*32*42*5 則電動機所需的效率為pd=0.82B.電動機的轉速選擇為常用的同步轉速1500r/min和1000r/min兩種，根據所需功率和轉速，選電動機如下：方案號電動機型號額定功率/kw同步轉速/(r/

8、min)滿載轉速/(r/min)總傳動比V帶傳動比兩級減速傳動比1Y100L1-42.21500142035.52.514.22Y112M-62.2100094023.52.59.4方案一中的電動機轉速高，價格低，但總傳動比過大。為了合理的分配傳動比，使動裝置結構緊湊，且方案2傳動比小，傳動裝置結構尺寸小，可選用方案二，即電機型號為Y112M1-6。5 傳動比的分配 傳動裝置總傳動比I=nm/nw=940/40=23.,6 V帶傳動比i=2.5 兩級齒輪總傳動比i=23.5/2.5=9.4 高速級傳動比i0=9.4 則高速級傳動比i1=3.56 六.傳動裝置的運動和動力參數計算 A. 各軸的轉

9、速計算 電動機軸： N1=Nw=940r/min 高速軸： N2=N1/I1=376r/min 中間軸： N3=N2/i1=105.6r/min 低速軸： N4=N3/I2=40r/min B.各軸的輸入功率計算 P1=2.2kwP2=P1*2*3=2.112kwP3=P2*2*3=2.03kwP4=P*3*3*1=1.95kwC.各軸的輸入轉矩計算T=9550 P/n=22.35N·mT2=9550 P2/n2=147.333N·mT3=9550P P3/n3=477.575N·mT4=9550P P4/n4=463.336N·m以上計算結果列于下表軸

10、號轉速n/（r/min）功率P/kw轉矩T/(N.m)傳動比i19402.223.352.523762.11253.643.563105.62.03183.62.644401.95465.56七傳動部件的設計計算 1.V帶的設計 已知 P=2.2KW，轉速=940r/min，傳動比i=2.5，每天工作八小時確定計算功率 由表8-8查的工作系數KA=1.1Pca=KA*p=2.42KW 選擇V帶帶型 根據Pca n1由圖8-11選用A型帶 確定帶輪直徑，并驗算帶速V（1） 初選帶輪直徑d=100mm（2） 驗算帶速V V=*d*n1/60*1000=4.925m/s 重取d=125mm V=*d

11、*n1/60*1000=6.15M/S 5m/sV30m/s 帶速合適 確定大帶輪直徑 d2=i*d1=2.5*125=312.5 （3）確定V帶的中心距a和基準長度Ld 初定中心距a0=500mm Ld0=2a0+/2（d1+d2）+（d2-d1）²/4a0=1790mm由表8-2去Ld=1750mm 計算實際中心距a a=a0+（Ld-Ld0）/2=520mm按照公式8-23 中心距變化范圍為494573 （4）驗算小帶輪包角 1=180°-（dd2-dd1）57.3°/a=159°120°（5） 計算帶的根數計算單根V帶額定功率pr由dd

12、1125和n=940r/min 查表8-4得 po=1.35kw由n=940r/min，i=2.5和A型帶，查表8-5，得p0=0.11kw查表8-6，k2=0.95 表8-2得KL=1.00Pr=（p0+p0）*K*KL=1.387kw計算V帶的根數 Z=pca/pr=1.75取Z=2 將上述結果正立填入下表：類型功率 帶速 中心距基準 長度小帶輪包角帶根數小帶輪直徑大帶輪直徑A2.426.15m/s5201750mm159°2125315V帶的結構設計1. 查表20-2Y系列三相異步電動機的外形和安裝尺寸，Y132S系列的電動機，故大輪采用孔板式，小輪采用實心式的鑄造帶輪。由選用

13、普通A型V帶輪，查表8-8得輪槽截面尺寸e=15±0.3mm fmin=9mm bd=11mm hamin=2.75mm hfmin=8.7mm 則帶輪輪緣寬度 B=(Z-1)e+2f=33±0.9mm，取B=35mm，S=14mm根據帶輪直徑d=25mmd1=（1.82）d=50mm2. 大帶輪dd2=280mm，d=25mm dd2-d=280-25=255100mm 則選用孔板式鑄鋼帶輪 2.減速器圓柱齒輪選擇 A.高速級齒輪傳動 已知T1=22.35N·m 本例可選用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度比大齒輪大3050HBS。具體選擇如下小齒輪：45鋼，調制處理，

14、硬度為217255HBS；大齒輪：45鋼，正火處理，硬度為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪為200HBS。由齒面硬度查圖得：。應力循環次數N1=60a n1 t = 60*1*960*(10*300*16) =N2=N1/i1=查機械設計得圖3-7：=1 接觸強度計算壽命系數圖3-9： 彎曲強度計算壽命系數查表得：接觸強度：=1 彎曲強度：=1.4則：由機械設計：式3-1有：（注：修正系數Yst=2） 由式3-2得 由于設計的傳動類型為軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數過小，也可能發生齒輪疲勞折斷。因此，該齒輪傳動課按齒面接觸疲勞強度進行設計，確

15、定主要的參數，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。已知，小齒輪的輸入轉矩為T1=53640N·mm初估齒輪圓周速度v<4m/s。根據齒輪的傳動的工作條件，可以選用斜齒圓柱齒輪傳動。由估計的圓周速度，初選齒輪為8級精度。初選參數如下： 圓整為z2=112. 取變位系數 齒寬系數由于電動機驅動，沖擊較小，齒輪的速度不高，非對稱分布，州的剛性不太好，可以取工況系數K=1.65 查機械設計得 圖3-15 ：=2.45 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.983 由式3-14得 查表3-7，取標準模數 =2.0mm 則中心距為 圓整后取a=142mm 調整螺旋角為=arccos=15&

16、#176;1459所以，計算分度圓直徑為 = =2×25/（cos15°1459） =51.825mm =2a-=232.175mm此時，計算圓周速度為 V=960××51.825/60000 =2.605m/s 與估計值相近，以上計算正確。 齒寬 大齒輪 小齒輪 驗證齒輪的彎曲疲勞強度如下 當量齒數=27.84 =124.7查圖 3-18得：= 2.60 =2.18查圖3-19得：=1.62 =1.80 取=0.7 =0.9計算彎曲應力得： < 由此可知，所選擇的參數及傳動方案符合要求，故確定方案參數如下： mn=2.0 a=142mm d1=5

17、1.875mm d2=232.175mm b2=47mm b1=55mmB.低速機齒輪傳動 已知扭矩T1=147333N·mm 本例可選用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度比大齒輪大3050HBS。具體選擇如下小齒輪：45鋼，調制處理，硬度為217255HBS；大齒輪：45鋼，正火處理，硬度為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪為200HBS。由齒面硬度查圖得：。應力循環次數N1=60a n1 t =60*1*216.80*（10*300*16） =6.24*108N2=N1/i2=1.83*108查機械設計得圖3-7：=1 接觸強度計算壽命系數圖3-9： 彎曲強度計算

18、壽命系數查表得：接觸強度：=1 彎曲強度：=1.4則：由機械設計：式3-1有：（注：修正系數Yst=2） 由式3-2得 由于設計的傳動類型為軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數過小，也可能發生齒輪疲勞折斷。因此，該齒輪傳動課按齒面接觸疲勞強度進行設計，確定主要的參數，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。已知，小齒輪的輸入轉矩為T1=34975N·mm初估齒輪圓周速度v<4m/s。根據齒輪的傳動的工作條件，可以選用斜齒圓柱齒輪傳動。由估計的圓周速度，初選齒輪為8級精度。初選參數如下： 圓整為Z2=103取變位系數 齒寬系數由于電動機驅動，沖擊較小，齒輪的速度不高，非

19、對稱分布，州的剛性不太好，可以取工況系數K=1.5 查機械設計得 圖3-15 ：=2.46 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.989 由式3-14得 mmKHPEHiiTZZZZdd72 .631·2·311121)(=+³ysbx 按表3-7圓整為標準模數mn=2.5mm，則中心距 圓整為整數a=170mm 調整螺旋角為所以，計算分度圓直徑為 小齒輪 大齒輪 此時，計算圓周速度為V=216.8*76.692/60000m/s=0.871m/s與估計值相近，故以上計算過程是正確的。齒寬計算如下： 大齒輪 小齒輪 驗證齒輪的彎曲疲勞強度如下 當量齒數= 3

20、2.08 =110.13查圖 3-18得：= 2.59 =2.20查圖3-19得：=1.62 =1.78 取=0.7 =0.9計算彎曲應力得： 由此可知，所選擇的參數及傳動方案符合要求，故確定方案參數如下表： 模數中心距圓周速度 分度圓直徑齒數齒寬ma(mm)v(m/s)小大大小大小高速級2900.854014271204340低速級31250.386918361237369 3. 各級軸的設計計算 A.畫出傳動方案見圖如下給各級軸分別命名為： 軸一-電動機所連接的輸入軸 軸二-中間軸 軸三-低速級用來輸出的軸B.高速軸-軸一設計計算 畫出軸的結構圖如下：其中各參數值記錄如下（單位均為mm）：

21、 d1=35 d2=45 d3=51.83(齒輪軸上的小齒輪） d4=45 d5=35 d6=32 d7=28 L1=32 L2=6 L3=55 L4=97 L5=32 L6=45 L7=44畫出軸的受力分析圖如下：以上所示圖中各數據計算如下：之前已經計算過，T1=34975N·mm，所以齒輪圓周力：齒輪徑向力：齒輪軸向力： 求支反力： V平面: H平面： 軸材料選為45鋼，調制處理機械設計：查表6-1有 抗拉強度：屈服強度：彎曲持久極限：剪切持久極限： 且對稱循環應力狀態下，許用應力：計算當量彎矩：按脈動循環 取 由上圖可知，在B點處的當量彎矩最大，此處為危險截面。在此處Mca=9

22、9915N·mm由表6-2知， 顯然，軸是滿足強度要求的B.中間軸-軸二的設計計算 畫出軸的結構圖如下：其中各參數值記錄如下（單位均為mm）： d1=40 d2=60 d4=56 d5=50 d6=40 d3=76.69(齒輪軸上的小齒輪） L1=33 L2=7 L3=85 L4=10 L5=47 L6=44畫出軸的受力分析圖如下：以上所示圖中各數據計算如下：之前已經計算過，T1=147333N·mm，所以由齒輪嚙合時的受力關系知圓周力 徑向力 軸向力 求支反力：V平面：H平面：軸材料選為45鋼，調制處理機械設計：查表6-1有 抗拉強度：屈服強度：彎曲持久極限：剪切持久極限

23、： 且對稱循環應力狀態下，許用應力：計算當量彎矩：按脈動循環 取 由上圖可知，在D點處的當量彎矩最大，此處為危險截面。在此處Mca=244253N·mm由表6-2知，顯然，該軸的設計是滿足強度需要的。C.輸出軸-軸三的設計計算 畫出軸的結構圖如下：其中各參數值記錄如下（單位均為mm）：d1=60 d2=80 d3=90 d4=80 d5=70 d6=60 d7=56 d8=50 L1=49 L2=74 L3=7 L4=30L5=37 L6=37 L7=50 L8=84畫出軸的受力分析圖如下：以上所示圖中各數據計算如下：之前已經計算過，T1=477575N·mm，所以由齒輪的

24、嚙合關系知：齒輪圓周力： 齒輪徑向力：齒輪軸向力：求支反力：V平面： H平面： 軸材料選為45鋼，調制處理機械設計：查表6-1有 抗拉強度：屈服強度：彎曲持久極限：剪切持久極限： 且對稱循環應力狀態下，許用應力：計算當量彎矩：按脈動循環 取 由上圖可知，在點處的當量彎矩最大，此處為危險截面。在此處Mca=481833N·mm由表6-2知，顯然，軸的設計是滿足強度需要的。4.鍵鏈接的選擇與計算（以下型號及數據均為查機械設計課程設計所得） A. 輸入端與聯軸器相連處所使用的鍵 由于此時軸直徑為d=28mm，所以選擇A型鍵，尺寸為 b x h =8 x 7，并取 L=22 ，有效長度l=L

25、-b=14mm，進行強度校核如下：，而許用應力為，明顯是符合強度需要的。 B.中間軸上固定大齒輪的鍵 由于此時軸直徑為d=50mm，所以選擇A型鍵，尺寸為 b x h =14 x 9 ，并取 L=40 ，有效長度l=L-b=26mm，進行強度校核如下：，而許用應力為，明顯是符合強度需要的。C.輸出軸上固定大齒輪的鍵 由于此時軸直徑為d=80mm，所以選擇A型鍵，尺寸為 b x h =22x 14 ，并取 L=40 ，有效長度l=L-b=18mm，進行強度校核如下：，而許用應力為，明顯是符合強度需要的。D.輸出軸上與聯軸器相連的鍵 由于此時軸直徑為d=50mm，所以選擇B型鍵，尺寸為 b x h

26、 =14 x 9 ，并取 L=45 ，有效長度即為L=45，進行強度校核如下：，而許用應力為，明顯是符合強度需要的。 5.軸承的選擇與校核 A.高速級：選擇角接觸球軸承7207C GB/T 292-1994參數如下： d=35mm,D=72mm,B=17mm,查表得，由于溫度不高，選擇ft=1，微沖擊，fP=1.2計算派生軸向力畫出受力分析圖如下（正裝）：查表知，派生軸向力S=0.7Fr ，所以FA=368N判斷可知，軸承一被壓緊，軸承二被放松，所以：3計算當量動載荷由線性插值法知：e1=0.40 e2=0.420。而用線性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.40X2=0.44，Y2=1.3

27、3。所以 所以按軸承二進行壽命計算：軸承的平均壽命未達到十年，在檢修時可對軸承進行更換。B.中間級軸承：初選軸承型號選擇角接觸球軸承7208C GB/T 292-1994 查表得，由于溫度不高，選擇ft=1，微沖擊，fP=1.2計算派生軸向力畫出受力分析圖如下（正裝）：查表知，派生軸向力S=0.7Fr ，所以FA=505N判斷可知，軸承二被壓緊，軸承一被放松，所以：計算當量動載荷由線性插值法知：e1=0.443 e2=0.462。而用線性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.36X2=0.44，Y2=1.2。所以 所以按軸承二進行壽命計算：軸承的平均壽命未達到十年，在檢修時可對軸承進行更換。C

28、.低速軸軸承：初選軸承型號選擇角接觸球軸承7212C GB/T 292-1994 查表得，由于溫度不高，選擇ft=1，微沖擊，fP=1.2計算派生軸向力畫出受力分析圖如下：查表知，派生軸向力S=0.7Fr ，所以FA=872.9N由分析知，軸承二被壓緊，軸承一被放松，所以計算當量動載荷由線性插值法知：e1=0.406 e2=0.426。而 用線性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.37X2=0.44，Y2=1.31。所以 所以按軸承二進行壽命計算：可見，是符合設計需要的。6. 聯軸器的選擇與計算 A. 輸入端的聯軸器由于有輕微的沖擊，再加上頻繁的啟動，所以宜采用緩沖性能較好的彈性圓柱銷聯軸器

29、。查表知取KA=1.3，則Tca=KAT1=1.3*34.975N·m=45.468N·m可選擇HL2 型聯軸器，許用轉矩為T=315N·m許用轉速為5600r/min.國標示例為：其中為J型軸孔，A型鍵槽，電動機外伸軸徑38mm，外伸軸長80mm，高速軸外伸長44mm，直徑為28mm。B. 輸出端的聯軸器由于有輕微的沖擊，再加上頻繁的啟動，所以宜采用緩沖性能較好的彈性圓柱銷聯軸器。查表知取KA=1.3，則Tca=KAT4=1.3*463.336N·m=602.34N·m可選擇HL4型聯軸器，許用轉矩為T=1250N·m許用轉速為40

30、00r/min.國標示例為：7. 潤滑及密封方式的選擇 對于所設計的二級圓柱斜齒輪減速器，由于傳動裝置所傳遞的轉矩不是很大屬，且在頻繁的啟動過程中，會有輕微的振動，宜采用油潤滑。而查機械設計課程設計知：對于轉速不是很高，載荷中等的齒輪傳動，應選擇運動粘度在177mm2/s的潤滑油，查表后知，可選擇代號為L-CKC220的潤滑油。并裝至規定高度。適宜高度計算如下：或H>(3050)+10取其中的大值。本例計算后可取為H=65mm。而最大高度一般應高于最低高度（510）mm，所以可取為75mm。考慮密封性，主要是為了保證機蓋與機座聯接處的密封良好，防止內部潤滑油的外溢。相接觸的表面應進行精加工，連接凸緣要有足夠的寬度。連接用的螺栓要有足夠的強度和合適的數量，并盡量均勻分布，以保證作用力的均勻分布。8.箱體設計所涉及到的基本尺寸 名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數目查手冊4軸承旁聯接螺栓直徑M12機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）M8軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.40.5）6定位銷直徑=（0.70.8）6連接螺栓相關參數通孔直徑d