1、機械設計基礎課程設計說明書 課程設計題目: 單級斜齒圓柱齒輪減速器設計 專 業：機械設計制造及自動化（模具方向） 目 錄一 課程設計書 2二 設計要求 2三 設計步驟 21. 傳動裝置總體設計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54. 計算傳動裝置的運動和動力參數 55. 設計V帶和帶輪 66. 齒輪的設計 87. 滾動軸承和傳動軸的設計 198. 鍵聯接設計 269. 箱體結構的設計 2710.潤滑密封設計 3011.聯軸器設計 30四 設計小結 31五 參考資料 32一. 課程設計書設計課題:設計一用于帶式運輸機上的單級斜齒輪圓柱齒輪減速器.運輸機連續單

2、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 參數1運輸帶工作拉力（kN）1.5運輸帶工作速度（m/s）1.1卷筒直徑（mm）200二. 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. “V”帶輪的材料和結構6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和

3、傳動軸的設計8、校核軸的疲勞強度9. 鍵聯接設計10. 箱體結構設計11. 潤滑密封設計12. 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： 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帶傳動和單級圓柱斜齒輪減速器。 傳動裝置的總效率 =123242560.96×××0.97×0.960.759；為V帶的

4、效率,2為圓柱齒輪的效率，3為聯軸器的效率，為球軸承的效率，為圓錐滾子軸承的效率，6為卷筒的傳動效率。 2.電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/2300×1.1/0.8353.03kW, 執行機構的曲柄轉速為n=105r/min，經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，單級圓柱斜齒輪減速器傳動比i36，則總傳動比合理范圍為i624，電動機轉速的可選范圍為ni×n（624）×1056302520r/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Y112M4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8A，

5、滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/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V帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781236× 8010 ×413.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）  &

6、#160;    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n/n1440/10513.7（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。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.3，則減速器傳動比為13.7/2.35.964.計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速  1440/2.3626.09r/min  626.09/5.96105.05r/min（2）各軸輸入功率×3.05×0

7、.962.93kW  ×2×2.93×0.98×0.95×0.9932.71kW則各軸的輸出功率：  ×0.98=2.989kW×0.98=2.929kW（3） 各軸輸入轉矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·所以: ×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m×××=44.66×

8、5.96×0.98×0.95=247.82 N·m輸出轉矩：×0.98=43.77 N·m×0.98=242.86N·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3.0320.2314401軸2.932.98944.6643.77626.092軸2.712.929247.82242.86105.055、“V”帶輪的材料和結構 確定V帶的截型 工況系數 由表6-4 KA=1.2 設計功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 V帶截型 由圖6-13 B型 確定V帶

9、輪的直徑 小帶輪基準直徑 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 驗算帶速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 大帶輪基準直徑 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm 確定中心距及V帶基準長度 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 360<a<1030 要求結構緊湊，可初取中心距 a0=700mm 初定V帶基準長度 Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm V帶基準長度 由表6-2取 Ld=22

10、40mm 傳動中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 小帶輪包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 確定V帶的根數 單根V帶的基本額定功率 由表6-5 P1=2.72kw 額定功率增量 由表6-6 P=0.3 包角修正系數 由表6-7 Ka=0.96 帶長修正系數 由表6-2 KL=1 V帶根數 Z=Pd/(P1+P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 取Z=2 V帶齒輪各設計參數附表1. 各傳動比V帶齒輪2.35.96 2. 各軸轉速n(r/min)(r/min)626.09105.0

11、53. 各軸輸入功率 P（kw）（kw）2.93 2.714. 各軸輸入轉矩 T(kN·m)(kN·m)43.77242.86 5. 帶輪主要參數小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準長度（mm）V帶型號帶的根數z1603687082232B26.齒輪的設計（一）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）       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

12、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=5.96×24=143.04 取Z=144 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 選取區域系數 Z=2.433 則計算應力值環數N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10hN=4.45×10h #(5.96為齒數比,即5.96=)查得：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強度極限取失

13、效概率為1%,安全系數S=1,公式得:=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 許用接觸應力 查課本表3-5得： =189.8MP =1T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09=4.47×10N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=46.42計算圓周速度1.52計算齒寬b和模數計算齒寬b b=46.42mm計算摸數m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 =46.42/4.5 =10.32計算縱向重合度=0.318=1.903計算載

14、荷系數K使用系數=1根據,7級精度, 查課本得動載系數K=1.07,查課本K的計算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33查課本得: K=1.35查課本得: K=1.2故載荷系數:KK K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=50.64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47.58kN·m   確

15、定齒數z因為是硬齒面，故取z24，zi z5.96×24143.04傳動比誤差  iuz/ z143.04/245.96i0.0325，允許      計算當量齒數zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos144/ cos14158       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 &#

16、160;     載荷系數KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73       查取齒形系數Y和應力校正系數Y查得: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×（1/241/144）×cos141.7arctg（tg/cos）a

17、rctg（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 軸向重合度 1.675,Y10.82       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N160nkt60×271.47×1×8×300×2×86.255×10大齒輪應

18、力循環次數N2N1/u6.255×10/5.961.05×10查課本得到彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪 查課本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1 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

19、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=50.64來計算應有的齒數.于是有:z=24.57 取z=25那么z=5.96×25=149   幾何尺寸計算計算中心距 a=147.2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=42.4d=252.5計算齒輪寬度B=圓整的 大齒輪如上圖：7.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P1，轉速n1，轉矩T1P1=2.93KW n1=626.9r/minT1=43.77knm. 求作用在齒

20、輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為 d1=42.4而 F= F= F F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N. 初步確定軸的最小直徑先按課本初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,取 2. 從動軸的設計 求輸出軸上的功率P2，轉速n2, T2， P2=2.71kw,n2=105.05, T2 . 求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為 d2=252.5而 F= F= F F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N. 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,取輸出軸的最小

21、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表,選取因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑. 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 。 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7010C型.DB軸承代號 45851958.873.27209A

22、C 45851960.570.27209B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 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=72. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,d=65.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,

23、取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取l=50. 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L=16+16+16+8+8=64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,查表對于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. 傳動軸總體設計結構圖: (主動軸) 從動軸的載荷分析圖:6. 校核軸的強度根據=前已選軸材料為45鋼，調質處理。

24、查表15-1得=60MP 此軸合理安全8、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,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面的應力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側需驗證即可. 截面左側。抗彎系數 W=0.1=0.1=12500抗扭系數 =0.2=0.2

25、=25000截面的右側的彎矩M為 截面上的扭矩T為 =242.86截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調質處理。由課本得： 因 經插入后得2.0 =1.31軸性系數為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側抗彎系數 W=0.1=0.1=12500抗扭系數 =0.2=0.2=25000截面左側的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 =K=K=所以 綜合系數為：K=2.8

26、K=1.62碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=18.00S9.84S=1.5 所以它是安全的9.鍵的設計和計算選擇鍵聯接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據 d=55 d=65查表6-1取： 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和鍵聯接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 36-16=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979鍵3：20×50 A GB/T1096-1

27、97910、箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有

28、足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋

29、聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數目查手冊6軸承旁聯接螺栓直徑M12機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內機壁距離>1.215齒輪端面與內機壁距離>10機蓋，機座肋厚9 8.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯結螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）11. 潤滑密封設計對于單級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.油的深度為H+ H=30 =34所以H