1、一 . 課程設計書設計課題 :設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器. 運輸機連續單向運轉, 載荷變化不大 , 空載起動 , 卷筒效率為 0.96( 包括其支承軸承效率的損失), 減速器小批量生產, 使用期限8 年(300 天 / 年), 兩班制工作 , 運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流 , 電壓 380/220V表一 :題號12345參數運輸帶工作拉力2.52.32.11.91.8（ kN）運輸帶工作速度（ m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直徑（ mm）250250250300300二 . 設計要求1. 減速器裝配圖一張 (A1) 。2.CAD 繪制軸、齒輪零件圖各

2、一張(A3) 。3. 設計說明書一份。三 . 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 設計 V 帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯接設計9. 箱體結構設計10. 潤滑密封設計11. 聯軸器設計1. 傳動裝置總體設計方案 :1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V 帶設置在高速級。其傳動方案如下：1I 2 31II5PwPdIII4IV該

3、運輸機兩班制工作，傳送運行速度允許誤差為±5，工作平穩，使用期限為5 年。原始數據：滾筒直徑：400mm傳送帶運行速度：0.95m/s傳送帶主動軸所需扭矩950N·m1電動機2帶傳動3減速器4聯軸器5滾筒6傳送帶圖一 :( 傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統總體方案如: 傳動裝置總體設計圖所示。選擇 V 帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率aa1 233245 0.96× 0.983× 0.952×0.97 × 0.96 0.759 ；1為 V帶的效率 ,1 為第一對軸承的效率，3為第二對軸承的效率，4 為第三對

4、軸承的效率，5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7 級精度，油脂潤滑 .因是薄壁防護罩, 采用開式效率計算) 。2. 電動機的選擇電動機所需工作功率為：P P / 1900× 1.3/1000 ×0.759 3.25kW, 執行機構的曲柄轉速為n 1000 60v=82.76r/min，D經查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比 i 2 4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i 840，2則總傳動比合理范圍為i 16 160，電動機轉速的可選范圍為n i× n（ 16 160）× 82.76 1324.16 13241.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝

5、置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y112M4 的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流 8.8A ，滿載轉速 nm 1440 r/min ，同步轉速 1500r/min。方電 動 機額定電動機轉速電動機參 考傳動裝置的傳動比案型號功率r重量價格P edminN元同 步滿 載總 傳V 帶傳減速器kw轉速轉速動比動1Y112M-441500144047023016.152.37.02中 心外型尺寸底腳安裝尺地腳螺栓軸 伸 尺裝鍵部位尺高L×（ AC/2+AD）× HD寸 A×B孔直徑 K寸 D×E寸 F×GD36

6、5;132515× 345 × 315216 ×1781210 ×413. 確定傳 動裝置的80總 傳動比和 分配傳動比（ 1）總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n ，可得傳動裝置總傳動比為i a n/n 1440/82.76 17.40（ 2）分配傳動裝置傳動比i a i 0 × i式中 i0 , i1 分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i 0 2.3 ，則減速器傳動比為i i a / i0 17.40/2.37.57根據各原則，查圖得高速級傳動比為i1 3.24 ，則 i 2 i / i1

7、 2.334. 計算傳動裝置的運動和動力參數（ 1） 各軸轉速n nm / i0 1440/2.3 626.09r/minn n / i 626.09/3.24 193.24r/min1n n /i2 193.24/2.33=82.93 r/minn = n =82.93 r/min3（ 2）各軸輸入功率Ppd×13.25× 0.96 3.12kW P p × 2× 3.12 × 0.98 × 0.95 2.90kW 3P P × 2× 3 2.97 ×0.98 ×0.95 2.70kWP P

8、× 2× 4=2.77 × 0.98× 0.97 2.57kW則各軸的輸出功率：P P ×0.98=3.06 kWP P × 0.98=2.84 kW P P ×0.98=2.65kWP P × 0.98=2.52 kW（ 3）各軸輸入轉矩T1 = Td × i0 × 1N·m電動機軸的輸出轉矩Td =9550 Pd=9550 × 3.25/1440=21.55N·nm所以 :T Td × i 0 × 1=21.55× 2.3 

9、5; 0.96=47.58 N·mT T × i1 × 1 ×2 =47.58 ×3.24 × 0.98 × 0.95=143.53N·mT T × i 2 × 2 × 3 =143.53 × 2.33 ×0.98 × 0.95=311.35 N·mT =T × 3×4 =311.35 × 0.95 ×0.97=286.91N·m輸出轉矩：TTN·m × 0.98=46.63T

10、 T ×0.98=140.66N·mT T × 0.98=305.12N·mT T × 0.98=281.17N·m運動和動力參數結果如下表軸名功率 PKW轉矩 T Nm轉速 r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401 軸3.123.0647.5846.63626.092 軸2.902.84143.53140.66193.243 軸2.702.65311.35305.1282.934 軸2.572.52286.91281.1782.936. 齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速

11、器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（ 1）齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用45 鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數Z1 =24高速級大齒輪選用45 鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ2 =i × Z 1 =3.24 × 24=77.76取Z 2 =78. 齒輪精度按 GB/T10095 1998，選擇 7 級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸4按齒面接觸強度設計32K t T1 u 1(ZH ZE)2d1tdu H 確定各參數的值 :試選K t=1.6查課本P215圖 10-30選取區域系數 Z H =2.433由課

12、本P214圖 10-261 0.782 0.82則0.78 0.82 1.6由課本 P202 公式 10-13 計算應力值環數N1 =60n 1 j Lh =60 × 626.09 × 1×（ 2× 8× 300× 8）=1.4425 × 10 9 hN= =4.45×10 8 h #(3.25為齒數比 , 即 3.25=Z 2 )2Z1查課本 P20310-19 圖得： K1 =0.93 K2 =0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數 S=1, 應用 P202 公式 10-12 得 :H 1=KHN

13、1H lim 1 =0.93 ×550=511.5MPaSH 2=KHN2H lim 2 =0.96 × 450=432MPaS許用接觸應力H (H 1 H 2)/2(511.5432)/ 2471.75MPa查課本由 P198 表 10-6得：Z E =189.8MP a由 P201 表 10-7得 :d =155T=95.5 ×10× P1 / n1 =95.5 × 10×3.19/626.094=4.86 × 10N.m3. 設計計算小齒輪的分度圓直徑d 1t32K t T1u 1 ( Z H Z E ) 2d1tdu

14、H 3104=21.64.864.24( 2.433 189.8 ) 249.53mm11.63.25471.75計算圓周速度d1t n13.1449.53 626.09601000601.62m / s1000計算齒寬 b 和模數 mnt計算齒寬 bb=dd1t =49.53mm計算摸數 mn初選螺旋角=14d1t cos49.53cos14mnt =Z12.00mm245計算齒寬與高之比 bh齒高 h=2.25mnt =2.25 × 2.00=4.50mmb = 49.534.5=11.01h計算縱向重合度=0.318d 1tan0.318124tan14 =1.903計算載荷系

15、數K使用系數 K A =1根據 v 1.62m / s ,7級精度 , 查課本由 P192 表 10-8 得動載系數 KV =1.07,查課本由 P194 表 10-4得 KH的計算公式 :K H =1.120.18(10.6d2 )d2+0.23 × 103 × b=1.12+0.18(1+0.61)× 1+0.23 × 103 × 49.53=1.42查課本由 P195 表 10-13 得 : K查課本由 P193 表 10-3 得 : KF =1.35H=KF=1.2故載荷系數 :KKK K HK H=1 × 1.07 

16、5; 1.2 × 1.42=1.82按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑331.82 =51.73 mmd1 =d1tK / K t=49.53 ×計算模數 mn1.6mnd1 cos51.73cos14=2.09mmZ1244. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式3cos22KT1YYFYS)mn d Z21(F a確定公式內各計算數值小齒輪傳遞的轉矩 48.6 kN·m確定齒數 z因為是硬齒面，故取z 24， z iz 3.24 × 24 77.76傳動比誤差i u z/ z 78/24 3.25i 0.032 5，允許計算當量齒數z z/co

17、s 24/ cos3 14 26.27z z/cos 78/ cos3 14 85.43初選齒寬系數按對稱布置，由表查得 1初選螺旋角初定螺旋角 14載荷系數 KKK KKK=1× 1.07 ×1.2 × 1.35 1.736查取齒形系數Y 和應力校正系數 Y查課本由 P197表 10-5 得:齒形系數 Y 2.592 Y 2.211應力校正系數 Y 1.596Y 1.774重合度系數 Y端面重合度近似為 1.88-3.2 ×（ 11） cos 1.88 3.2 ×（ 1/24 1/78 ） ×cos14Z1Z 2 1.655 arc

18、tg （ tg/cos） arctg （ tg20/cos14） 20.64690 14.07609因為/cos，則重合度系數為 Y0.25+0.75 cos/0.673螺旋角系數 Y軸向重合度 49.53sin 14o 1.825,2.09Y 1 0.78計算大小齒輪的YF FSF 安全系數由表查得S 1.25工作壽命兩班制，8 年，每年工作300天小齒輪應力循環次數N1 60nkt 60× 271.47 × 1× 8× 300×2× 8 6.255 × 10大齒輪應力循環次數N2 N1/u 6.255×10 /

19、3.24 1.9305 × 10查課本由P204 表 10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪FF 1500MPa大齒輪FF 2380MPa查課本由 P197 表 10-18 得彎曲疲勞壽命系數:K FN 1 =0.86KFN 2 =0.93取彎曲疲勞安全系數S=1.4K FN1FF 10.86500307.14F1=S1.4KFN2FF 20.93380252.43F2=S1.4YF 1FS 12.5921.5960.01347F 1307.14YF2FS 22.2111.7740.01554F 2252.43大齒輪的數值大 . 選用 .設計計算計算模數31.73 4.86 1040

20、.78 cos2 14mn20.01554 mm 1.26mm12421.6557對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987 圓整為標準模數 , 取 mn =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d 1 =51.73mm來計算應有的齒數.于是由:z = 51.73 cos14=25.097 取 z=251mn1那么 z 2 =3.24 × 25=81幾何尺寸計算計算中心距a=( z1z2 )mn= (2581) 2 =109.25mm110 mm2 cos2 cos14將中心距

21、圓整為按圓整后的中心距修正螺旋角(12 )mn( 25 81)2=arccos2arccos14.012109.25因值改變不多 , 故參數,k , Z h 等不必修正 .計算大 . 小齒輪的分度圓直徑d1=z1mn25 2=51.53 mmcos14.01cosd 2 =z2 mn81 2=166.97 mmcoscos14.01計算齒輪寬度B=d1151.53mm51.53mm圓整的B250B155（二）低速級齒輪傳動的設計計算材料：低速級小齒輪選用45 鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS 取小齒齒數 Z1 =30速級大齒輪選用45 鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz2 =2.33

22、× 30=69.9 圓整取 z 2 =70.齒輪精度按 GB/T100951998，選擇 7 級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數值試選 Kt =1.6查課本由 P215 圖 10-30選取區域系數Z H =2.45試選12o , 查課本由 P214 圖 10-26查得1 =0.832 =0.88=0.83+0.88=1.71應力循環次數N1 =60×n 2 × j × L n =60× 193.24 × 1×(2 × 8× 300× 8)8NN14.451081.9

23、1 × 108=2i2.33由課本 P203 圖 10-19查得接觸疲勞壽命系數K HN 1 =0.94KHN 2 = 0.97查課本由 P207 圖 10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 1600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限MPaH lim 1550取失效概率為1%,安全系數S=1, 則接觸疲勞許用應力8K HN1H lim 1=0.94600564MPaH1=1SH 2=KHN2H lim 2=0.98 × 550/1=517 MPaS( H lim 1H lim 2 )540.5MPaH 2查課本由 P198 表 10-6 查材料的彈性影

24、響系數 Z E =189.8MP a選取齒寬系數 d1T=95.5 × 10 5 × P2/ n2 =95.5 × 105 ×2.90/193.24=14.33 × 10 4 N.m33 214.33 104d1t2K t T1u1ZHZE)21.63.332.45 189.82u(H 11.71()d2.33540.5=65.71 mm2. 計算圓周速度d1t n265.71 193.24m/ s601000600.6653.1000計算齒寬b=d d 1t =1× 65.71=65.71mm4.計算齒寬與齒高之比bd1t cosh

25、模數m =65.71 cos12mmntZ1302.142齒高h=2.25 × mnt =2.25 × 2.142=5.4621mmb h =65.71/5.4621=12.035. 計算縱向重合度0.318 d z1 tan0.318 30 tan12 2.0286.計算載荷系數 KKH =1.12+0.18(1+0.6d2 ) d2+0.23 × 103 × b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23× 10 3 × 65.71=1.4231使用系數 K A =1同高速齒輪的設計, 查表選取各數值K v =1.04 K F=

26、1.35 K H =K F =1.2故載荷系數K K A K v K H K H=1× 1.04 × 1.2 ×1.4231=1.7767. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑331.776d 1 =d 1tK K t =65.71 ×72.91mm1.3d1 cos72.91cos12計算模數mm2.3772mnz1303.按齒根彎曲強度設計32KT1Y cos2YFYSm2F d Z1確定公式內各計算數值（ 1）計算小齒輪傳遞的轉矩 143.3 kN·m（ 2）確定齒數 z9因為是硬齒面，故取 z 30， z i ×z 2.33

27、× 30 69.9傳動比誤差i u z/ z69.9/30 2.33i 0.032 5，允許（ 3）初選齒寬系數按對稱布置，由表查得 1（ 4）初選螺旋角初定螺旋角 12（ 5）載荷系數 KK KKKK=1× 1.04 × 1.2 ×1.35 1.6848（ 6）當量齒數z z/cos 30/ cos3 12 32.056zz /cos 70/ cos3 12 74.797由課本 P197 表 10-5 查得齒形系數Y和應力修正系數YYF12.491,YF 22.232YS 11.636,YS21.751（ 7）螺旋角系數 Y軸向重合度 2.03Y 1

28、0.797（ 8）計算大小齒輪的YFFSF 查課本由 P204 圖 10-20c 得齒輪彎曲疲勞強度極限FE 1500MPaFE 2 380MPa查課本由 P202 圖 10-18得彎曲疲勞壽命系數K FN 1 =0.90KFN 2 =0.93S=1.4F1=KFN1FE 10.90500321.43MPaS1.4F 2=KFN2FF 20.93380252.43MPaS1.4計算大小齒輪的 YFa FSa, 并加以比較F YFa1 FSa12.4911.6360.01268F 1321.43YFa 2 FSa22.2321.7510.01548F 2252.43大齒輪的數值大 , 選用大齒輪

29、的尺寸設計計算 . 計算模數321.68481.433 10 50.797 cos2 120.01548 mm 1.5472mmmn13021.71對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按 GB/T1357-1987 圓整為標準模數 , 取 mn =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 =72.91 mm 來計算應有的齒數 .10z = 72.91cos12 =27.77取 z=301mn1z 2 =2.33 × 30=69.9取 z 2 =70初算主要尺寸計算中心距a=( z1z2 ) mn

30、=(3070)2=102.234 mm2cos2cos12將中心距圓整為103mm修正螺旋角(12 )mn(3070) 2=arccos2arccos13.862103因值改變不多 , 故參數, k,Z h 等不必修正分度圓直徑d1 = z1 mn302 =61.34 mmcoscos12d 2 = z2mn702 =143.12mmcoscos12計算齒輪寬度bd d11 72.9172.91mm圓整后取B175mmB280mm2.31.6低速級大齒輪如上圖：V 帶齒輪各設計參數附表1. 各傳動比11V 帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.332.各軸轉速n(r/min)(r/min)n

31、(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.933.各軸輸入功率P（ kw）（ kw）（ kw）P (kw)3.122.902.702.574. 各軸輸入轉矩 T(kN·m)(kN ·m)T(kN·m)(kN·m)47.58143.53311.35286.915. 帶輪主要參數小輪直徑大輪直徑中心距 a（mm）基準長度帶的根數 z（ mm）（mm）（ mm）90224471140057. 傳動軸承和傳動軸的設計1.傳動軸承的設計 .求輸出軸上的功率P3 ，轉速 n3 ，轉矩 T3P3 =2.70KWn3 =82.93r/minT3

32、 =311.35N m . 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2 =143.21mm而 F t2T32311.354348 .16 N=143.21 10 3d2Fr = Fttann4348.16tan 20o1630.06Ncoscos13.86oFa = F t tan=4348.16 ×0.246734=1072.84N圓周力F t ，徑向力F r 及軸向力 F a的方向如圖示 : .初步確定軸的最小直徑12先按課本 15-2初步估算軸的最小直徑, 選取軸的材料為45 鋼 , 調質處理 , 根據課本P361表15 3 取Ao 112dminAo 3P335.7

33、63mmn3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑d , 為了使所選的軸與聯軸器吻合, 故需同時選取聯軸器的型號查課本141, 選取K a1.5P343 表TcaK aT31.5 311.35 467.0275Nm因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩, 所以查機械設計手冊 22112選 取LT7型 彈 性套 柱 銷 聯 軸 器 其 公 稱 轉 矩 為 500Nm, 半 聯 軸 器 的 孔 徑d1 40mm, 故取 d 40mm.半聯軸器的長度 L 112mm.半聯軸器與軸配合的轂孔長度為L184mm .根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求, - 軸段右端需要

34、制出一軸肩, 故取 - 的直徑d 47mm ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 D50mm 半 聯 軸 器 與軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上,故 - 的長度應比 略短一些 , 現取 l 82mm初步選擇滾動軸承. 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用, 故選用單列角接觸球軸承. 參照工作要求并根據 d 47mm, 由軸承產品目錄中初步選取0 基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7010C 型 .dDBd 2D2軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B5080165

35、9.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C132. 從動軸的設計對 于 選 取 的 單 向 角 接 觸 球 軸 承 其 尺 寸 為 的dDB50mm80mm16mm , 故d d 50mm; 而 l 16mm .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位. 由手冊上查得 7010C型軸承定位軸肩高度h0.07d取hmm 因此 d 57mm,3.5,取安裝齒輪處的軸段d 58mm; 齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位. 已知齒輪 轂 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪, 此軸段應略短于輪轂寬度, 故取 l 72mm .齒輪的左端采用軸肩定位 , 軸肩高 3.5, 取 d 65mm. 軸環寬度 b 1.4h , 取 b=8mm.軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) . 根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求 , 取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離l30mm , 故取 l 50mm.取齒輪距箱體內壁之距離a=16 mm, 兩圓柱齒輪間的距離c=20 mm. 考慮到箱體的鑄造誤差 , 在確定滾動軸承位置時 , 應距箱體內壁一段距離s, 取 s=8 mm, 已知滾動軸承寬度 T=16 mm,高速齒輪輪轂長L=50 mm,