1、機械設計課程設計（二級斜齒輪減速器）目 錄一 課程設計書 二 設計要求 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. 齒輪的設計 6. 滾動軸承和傳動軸的設計 7. 鍵聯接設計 四 參考資料 一. 課程設計書設計課題:傳送帶的初始拉力為2500N,傳送帶卷筒的直徑為400mm,滾筒線速度為1.30m/s,減速器為中批量生產,應用于礦山廢料的運送,受中等沖擊,機器要求最短使用時間為8年(每年按300天計算),每天兩班制,試設計該減速器卷筒轉速62.1 r/min二. 設計要求1.減速器裝配圖一張(

2、A1)。2.零件圖2一3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. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 鍵聯接設計1.傳動裝置總體設計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器。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， 其傳動方案如下： 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

3、效率0.96×××0.97×0.960.850；為V帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是用于礦山機械,采用閉式效率計算)。2.電動機的選擇滾筒線速度為1.30m/s=62.1 r/min=1.04r/s.D=400mm=0.4mP=FV=(2500*1.30)/1000=3.25KW 電動機所需工作功率為： PP/3.25/0.759=3.824kw經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i925，則總傳動比合理范圍為i925,電動機轉速的可選范圍為

4、ni×n=（925）*31.05=279.45776.25 r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M18的三相異步電動機，額定功率為4kw，滿載轉速750 r/min，同步轉速720r/min。 方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比減速器1Y160M1-84750720118050012123.確定傳動裝置的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

5、傳動裝置總傳動比為n/n720/62.111.594 取=12（2）       分配傳動裝置傳動比×式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。根據各原則，查圖得高速級傳動比為3，則44.計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速  720r/min  720/4180r/min   / 180/5.9=60.5r/min=60.5 r/min（2）各軸輸入功率×4×0.963.84kW  ×2×3.84

6、×0.98×0.953.575kW  ×2×3.575×0.98×0.953.328kW×2×4=3.328×0.98×0.973.164kW則各軸的輸出功率：  ×0.98=3.7632kW×0.98=3.5kW×0.98=3.2614kW×0.98=3.1 kW（3） 各軸輸入轉矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×3.84/720=50.9 N

7、83;所以: × =38.2×0.96=36.672 N·m=50.9×0.96=48.864×××=48.864×4×0.98×0.95=181.97N·m×××=181.97×5.9×0.98×0.95=999.54N·m=××=999.54×0.95×0.97=921 N·m輸出轉矩：×0.98=47.89N·m×0.98=178.

8、3N·m×0.98=979.55N·m×0.98=902.6 N·m運動和動力參數結果如下表軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.847201軸3.843.763248.86447.897202軸3.5753.5181.97178.32403軸3.3283.2614999.54979.55624軸3.1643.1921902.6626.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）   &#

9、160;   齒輪材料及熱處理  材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=4×24=96 . =14° =20° 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數的值:試選=1.6查課本,選取區域系數 Z=2.433 由課本 則由課本計算應力值環數N=60nj =60×180×1×（2×8×300）=4.

10、147×10hN= =4.45×10h #(4為齒數比,即4=)查課本得：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 許用接觸應力 查課本由得： =189.8MP =1T=95.5×10×=95.5×10×3.84/720=5.1×10N.m Z=(COS14º) ½=0.985 = 24×(tan29.974°-tan20.562°)+96×（tan24

11、.038°-tan20.562°） ÷2=1.85 =1×24×tan14°/=1.905Z= (4-1.85) ÷3×(11.905)+(1.905÷1.85) ½=0.9813.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數計算齒寬b b=43.93mm計算摸數m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×2.5=5.625 = =9.76計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數K使用系數=1根據,7級精度, 查課本由得動載系數K=1.0

12、7,查課本的表10-4得K:K=1.309查課本由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數:KK K K K =1×1.07×1.2×1.309=1.681按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=43.93×=45.86計算模數=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式內各計算數值 小齒輪傳遞的轉矩5.1kN·m   確定齒數z因為是硬齒面，故取z24，zi z4×2496      計算當量齒數zz

13、/cos24/ cos1426.27  zz/cos96/ cos14105.1       初選齒寬系數   按對稱布置，由表查得0.9       初選螺旋角  初定螺旋角 14       載荷系數KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73       查取齒形系數Y

14、和應力校正系數Y查課本得:齒形系數Y2.592 Y2.211  應力校正系數Y1.596  Y1.774       重合度系數Y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/96）×cos141.636arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609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

15、合度 1.91Y10.78       計算大小齒輪的  安全系數由表查得S1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應力循環次數N160nkt60×720×1×8×300×2×81.6588×10大齒輪應力循環次數N2N1/u1.6588×10/3.245.12×10查課本 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限          

16、;        小齒輪 大齒輪查課本由得彎曲疲勞壽命系數:K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4= 大齒輪的數值大.選用. 設計計算 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m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m=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=43.93.來計算應有的齒數.于是由:z=21.31 取z=22那么z=4×22=88   幾何尺寸計算計算中心距 a=113.

17、37將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=55.78d=166.21計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=22速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=4×22=88 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K=1.6查課本選取區域系數Z=2.45試選,查課本由10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88

18、=1.71應力循環次數N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×10×250×8)=4.45×10 N=1.91×10由課本查得接觸疲勞壽命系數K=0.94 K= 0.97 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力=0.98×550/1=517540.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z=189.8MP選取齒寬系數 T=95.5×10×=95.5×10&#

19、215;2.90/193.24=14.33×10N.m =65.712. 計算圓周速度 0.6653. 計算齒寬b=d=0.9×66=58.4取554. 計算齒寬與齒高之比 模數 m= 齒高 h=2.25×m=2.25×2.75=5.4621 =65.71/5.4621=12.035. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231使用系數K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數值=1.04 K=

20、1.35 K=K=1.2故載荷系數K=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d=d=65.71×計算模數3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內各計算數值（1）       計算小齒輪傳遞的轉矩751.72kN·m（2）       確定齒數z因為是硬齒面，故取z22，zi ×z4×2288（3）     

21、0; 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KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 當量齒數       zz/cos32/ cos1232.056  zz/cos66/ cos1274.797由課本表10-5查得齒形系數Y和應力修正系

22、數Y （7）       螺旋角系數Y 軸向重合度 2.03Y10.797（8）       計算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限  查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數K=0.90 K=0.93 S=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較                 &

23、#160;大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m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m=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d=66來計算應有的齒數.z=22.34取z=22z=4x22=88    初算主要尺寸計算中心距 a=168.71將中心距圓整為168 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正   分度圓直徑 d=67.48d=258.192 計算齒輪寬度圓整后取 7.傳動軸承和傳

24、動軸的設計1. 傳動軸承的設計. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=3.326KW =62r/min=381.43Nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =210 而 F= F= F F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:. 初步確定軸的最小直徑先按課本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,根據課本取 取32輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,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,選取因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取LT7型

25、彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑. 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,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與 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 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,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7008C型. 2. 從動軸的設計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊

26、上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為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. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環寬度,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 ,故取. 取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.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,已知滾動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設計手冊20-149表20.6-7.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 從動軸的載荷分析圖:6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面