1、課程設計機械設計 課程設計說明書課題名稱： 帶式輸送機二級斜齒圓柱齒輪減速器專 業： 機械設計制造及其自動化班 別： 機電12-4姓 名： 黃慶煜學 號： 12024410413指導老師： 莫才頌 2015年 01 月 03 日 目錄1、課程設計書及設計要求-22、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算-43、傳動零件的設計計算（確定齒輪傳動的主要參數）-74、軸的設計計算及校核及滾動軸承的選擇和計算-155、箱體設計及說明-286、鍵聯接的選擇和計算-307、聯軸器的選擇-328、潤滑和密封的選擇-339、減速器附件的選擇及說明-33參考資料-341. 機械設計課程設計任務書一、設計題目

2、設計用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器2、 原始數據(f6)原始數據學號 滾筒直徑D(mm)輸送帶帶速V(m/s)輸送帶從動軸的扭矩T(N.m)133500.3650三、工作條件每日兩班制工作，傳動不逆轉，有輕微沖擊，輸送帶速度允許誤差為±5%。四、要求1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；2、 設計計算說明書字體端正，計算層次分明。五、設計說明書主要內容1、內容（1）目錄（標題及頁次）；（2）設計任務書；（3）前言（題目分析，傳動方案的擬定等）；（4）電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算；（5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數）；（6）軸的設計

3、計算及校核；（7）箱體設計及說明（8）鍵聯接的選擇和計算；（9）滾動軸承的選擇和計算；（10）聯軸器的選擇；（11）潤滑和密封的選擇；（12）減速器附件的選擇及說明；（13）參考資料（資料的編號 及書名、作者、出版單位、出版年月）；2、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算1.電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算； （1）選擇電動機的類型 按要求選擇Y系列三相異步電動機，電壓380V （2）選擇電動機的容量 工作機轉速=（60*1000v）/(*D)=(60*1000*0.3)/(*350)=16.38r/min電動機所需工作功率為： PP/工作機需要的工作功率： =T*=650*1

4、6.38/1000=1.11kw傳動裝置的總效率為： 滾動軸承的傳動效率為 閉式齒輪的傳動效率為 聯軸器的效率為 傳動滾筒的效率為 帶效率 動機的效率為 =1.11kw/0.80=1.39kw 因載荷工作時有輕微振動，電動機額定功率略大于P即可。由表14-1，Y系列電動機技術數據，選動機的額定功率為2.2kw。 （3）確定電動機的轉速 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比，選定型號為Y132S-8的三相異步電動機，額定功率為2.2kw，滿載轉速710 r/min，同步轉速750r/min。 2.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

5、主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n710/16.38=43.34（2）各級傳動裝置傳動比高速級傳動比為 =7.51則低速軸傳動比 43.34/7.51=5.773.計算傳動裝置的運動和動力參數電機軸： P0=Pd=1.39 KW n0=710r/min T0=13.41 N高速軸： P1= P1* n01=1.39*0.99=1.38 KW n1= n0=710r/min T1=13.40 N中間軸： P2=P1* n12=1.38*0.97*0.95=1.27 KW n2=710/7.51=94.54 r/min T2=12.25N低速軸：P3=P2*n23 =1

6、.27*0.97*0.95=1.17 KW n3= = 94.54/5.77=16.38r/min T3= =682.14 N 滾筒軸： P4=P3* n34 =1.17*0.95*0.96=1.07KW n4= n3/1 =16.38/1=16.38 r/min T4= 623.84 N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1.3913.41710高速軸1.381.3613.4013.27710中間軸1.271.2612.2512.1394.54低速軸1.171.16682.14675.3116.38滾筒軸1.071.05623.8461

7、7.6016.38軸承傳動效率3、傳動零件的設計計算（確定齒輪傳動的主要參數）A高速齒輪的計算1選精度等級、材料及齒數（1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（2）精度等級選用7級精度；（3）試選小齒輪齒數z124，大齒輪齒數z2z1*i=24*7.51=180.24；選螺旋角，初選螺旋角=142 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。 （1）確定公式內的各計算數值1）試選Kt1.352）選取齒寬系數d13）材料的區域系數ZH2.4354）

8、則5 5）小齒輪傳遞的轉矩為105.42 N.m6)材料的彈性影響系數ZE189.87）小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa 大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa8）計算應力值環數N=60nj =60×710×1×（2×8×365×10）=2.48×10N=2.48×10/7.51=3.31×109）查圖4.20得：Z=1.03 Z=1.0810）齒輪的接觸疲勞需用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,=1.03×600=618=1.08×550=594 許用接觸應

9、力（2）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=24.4mm計算模數mt=1.02 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比 h=2.25 mt=2.25*1.02=2.30 = =10.61計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數K使用系數=1.35根據,7級精度, 查課本由圖4.9得動載系數K=1.18查課本由圖4.12得K=1.11查課本由表4-5 得: K=1.2故載荷系數:K K K K =1.35*1.18*1.2*1.11=2.12按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑:d=d=24.4×=28.36計算模數:=(3). 齒根彎曲疲勞

10、強度設計由彎曲強度的設計公式:1) 確定公式內各計算數值 計算載荷系數KK K K K =1.35*1.18*1.2*1.11=2.12  軸向重合度 1.903 螺旋角影響系數Y =0.88  計算當量齒數zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos180/ cos14196.63查取齒形系數 圖4.18Y2.592 Y2.211 應力校正系數Y圖4.16Y1.596  Y1.775 彎曲疲勞壽命系數:K=0.86 K=0.93    彎曲疲勞應力= 計算大小齒

11、輪的 大齒輪的數值大.選用.2）設計計算 計算模數按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2mm z=13.76那么z=103   3 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=120.28將中心距圓整為120（2）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.（3）計算大.小齒輪的分度圓直徑d=28.737d=211.419（4）計算齒輪寬度B=圓整的 B低速齒輪的計算1選精度等級、材料及齒數（1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（2）精度等

12、級選用7級精度；（3）試選小齒輪齒數z124，大齒輪齒數z2138；2 按齒面接觸強度設計 （1）確定公式內的各計算數值1）試選Kt1.62）選取尺寬系數d13）材料的區域系數ZH2.4354） 則 5）小齒輪傳遞的轉矩為24.4 N.m6)材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa7）小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa 大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa8）計算應力值環數N=60nj =60×710×1×（2×8×365×10）=2.48×10N=2.48×10/7.51=3.31×

13、109）查圖4.20得：Z=1.03 Z=1.0810）齒輪的接觸疲勞需用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,=1.03×600=618=1.08×550=594 許用接觸應力（2）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=12.70mm計算摸數m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比 h=2.25 mt=2.52*0.51=15mm = =10.99計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數K使用系數=1.25根據,7級精度, 查課本由圖4.9得動載系數K=1,查課本由圖4.12得K=1.35查課本由表4-5 得: K=1.4故載荷

14、系數:K K K K =1.25*1*1.4*1.35=2.3625按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=12.7×=14.46計算模數=(3). 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式1) 確定公式內各計算數值 計算載荷系數KKK K K K=1.25*1*1.4*1.35=2.3625  軸向重合度 1.903 螺旋角影響系數0.88  計算當量齒數zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos138/ cos14150.98查取齒形系數 Y2.592 Y2.195 應力校正系數YY1.596 

15、; Y1.775 彎曲疲勞壽命系數:K=0.82 K=0.84    彎曲疲勞應力= 計算大小齒輪的 大齒輪的數值大.選用.2）設計計算 計算模數按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=1mm z=17.26=14.03 那么z=14*5.75=80.5=81 z=14z=81  3 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=48.95（2）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.（3）計算大.小齒輪的分度圓直徑d=14.42d=83.48（4）計算齒輪寬度B=圓整的 4、軸的設計計算及校核及滾動軸

16、承的選擇和計算1、軸1（高速軸）的設計：初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表6-1，取=112，于是得dC112mm=13.98mm與聯軸器采用單鍵連接， 則軸允許的最小直徑d=13.98*(1+0.05)=14.05mm角接觸軸承的選型設計：將角接觸軸承反裝，F=1.23kN=F*=296.93N=*sin1190.93N (壓力角為20)兩軸承徑向分力：=0.5*=595.47N高速級選擇左選，則軸承11被放松，軸承12被壓緊=0.68=404.9196N=+=296.93+404.9196N=701.8496N=1.18>0.68根據教材，x=0.41,y=0

17、.87=x*+y*=854.75N 由c=,=23360h得； C=10.802kN 根據壽命要求選擇7005AC型角接觸軸承；則軸上安裝軸承的軸徑為20軸的結構設計1） 擬定軸上零件的裝配方案假設軸直徑的最大部分為28mm,其e=34.5-1.6-28-3.3=1.6而1.6=2.56 即e<2.56 所以設計為齒輪軸輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩，考慮到轉矩化很小，故取1.5，則=*T=1.5*24.4=36.6N*m按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-1985

18、或手冊，選用HL4型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為40N*m。半聯軸器的孔徑=18mm，故取YL4半聯軸器長度L=42mm 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求,1軸段右端需制出一軸肩,故取=20mm;半聯軸器與軸配合的轂孔長度=88mm取齒輪距箱體內壁之距離為25 mm。半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由手冊查得平鍵截面bh=66，半聯軸器與軸的配合為H7/k6。2，軸2（中間軸）的設計：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表6-1，取C=112，于是得 Cmm=25mm 角接觸軸承的選型設計：角接觸軸承的選型設計：將角接觸軸承反裝，軸承上兩個齒輪受載所以軸承需將兩部分結合起來分析：對于齒輪2F

19、1=1133.3N=F*=275.5N=F*=1099N=，*sin20=375.88N 對于齒輪3 F2= =2890N =F*=694.5N= F*=2805N=*sin20=959.37N兩齒輪選擇同樣的旋向（右旋）在軸向分力的合力外力： =404.5N 對于徑向的計算按最大徑向力設計：=0.5*(+)=667.63N 派生力： =0.68=453.98N =+=858.48N=1.2>0.68根據教材，x=0.41,y=0.87=x*+y*=932.8N由c=,=23360h得； C=7.2kN 根據壽命要求選擇7005AC型角接觸軸承；則軸上安裝軸的直徑徑為25；3，軸3（低速

20、軸）的設計：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3，取C=112，于是得dCmm=36.87mm暫定軸與滾筒的連接采用單鍵，則軸的最小直徑d>1.06*34.85mm=36.94mm角接觸軸承的選型設計：將角接觸軸承反裝，F=2820.58kN=F*=677N=F*=2737.98N=*sin20=936.25N兩軸承徑向分力：=0.5*=468N高速級選擇左選，則軸承11被放松，軸承12被壓緊=0.68=318.32N=+=677+318=995N=2.12>0.68根據教材，x=0.41,y=0.87=x*+y*=815.11N 由c=,=23360h得； C=4.12

21、kN 根據壽命要求選擇角接觸軸承軸承內徑為大于15，結合扭轉強度的要求，選擇角接觸球軸承7010AC,安裝內徑50mm;軸的結構設計2） 擬定軸上零件的裝配方案輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑（如上圖），為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩，考慮到轉矩化很小，故取1.3，則=*T=326.7*1.5=490.05N*m按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-1985或手冊，選用YL9型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為400N*m。半聯軸器的孔徑=38mm，故取YL4半聯軸器長度L=82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度=16

22、4mm取齒輪距箱體內壁之距離為25 mm。半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由手冊查得平鍵截面bh=10882，半聯軸器與軸的配合為H7/k6軸的校核1，軸3（低速軸）按彎扭組合強度校核： 對齒輪的受力分析：總的力F=2820N =F*sin=686 N =F*=2737N =*sin20=936N=*20=2572NX平面（水平面）+=0+122+(122+75)=0解得：=-1.15N=-934NY平面（垂直平面）+=0122+(122+75)=0解得：=-979N=-1592N根據x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:M=138431N.mm其扭矩圖如下：其危險截面為軸3與聯軸器的

23、結合面，其抗彎曲截面系數W為： W=4314.167d,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎扭組合強度校核： ，軸的計算應力N.mm,折合系數,軸所受的彎矩N.mm，軸所受的扭矩，抗彎截面系數 求得：=37.78Mpa45號鋼的安全系數去1.5則=236.67Mpa所以 < 此軸安全。對于軸向分力對軸的穩定性，這里不進行分析校核了（它不屬于細長軸）2，對軸2（中間軸）按彎扭組合強度校核：對齒輪2進行受力分析： 對于齒輪2(B)F1=1133.3N=F*=275.5N，=F*=1099N =，*sin20=375.88N （x方向)=，20=1032.72N (y方向) 對

24、于齒輪3 (C) F2= =2890 =F*=694.5N= F*=-2805N=*sin20=959.37N （x方向） =* 20=2635.8N (y方向)X平面（水平面）： +-+=0*81.5+*153/2-*122.5+*30+*197=0解得：=355.18N=228.3NY平面+=0*81.5+*122.5+*197=0解得：=-1602.3N=-2066.2N軸2的扭矩圖：根據x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:M=167436N.mm其危險截面為軸2（中間軸）與齒輪2的結合面，其抗彎曲截系數W為：W=4710.635d,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎

25、扭組合強度校核： ，軸的計算應力N.mm,折合系數,軸所受的彎矩N.mm，軸所受的扭矩，抗彎截面系數 求得：=35.97Mpa45號鋼的安全系數去1.5則=236.67Mpa所以 < 此軸2(中間軸)安全。3，對軸3（高速軸）按彎扭組合強度校核:對齒輪1的受力分析：F= =1.205kn=F*sin=293.1N=F* =1168.8N=*sin20=-400N=*=-1098.35NX平面（水平面）： -+=0 -*35/2 -*63.5+*197=0解得： =254N=155.0NY平面（垂直平面）：-+=0-*63.5+*197=0解得：=744N=354N軸1（高速軸）的扭矩圖：

26、根據x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:M=72326.92N.mm其危險截面為軸2（中間軸）與齒輪2的結合面，其抗彎曲截面系數W為： W=459.765d,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎扭組合強度校核： ，軸的計算應力N.mm,折合系數,軸所受的彎矩N.mm，軸所受的扭矩，抗彎截面系數 求得：=0.16Mpa45號鋼的安全系數去1.5則=236.67Mpa所以 < 此軸1(高速軸)安全。其強度能滿足要求。軸承的選擇與校核在設計軸直徑的時候，就是根據軸承壽命而定的所以此處不必再進行校核。5、箱體設計及說明減速器機體結構尺寸設計名稱符號計算公式結果箱座厚度8箱蓋厚度

27、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M18地腳螺釘數目查手冊4軸承旁聯結螺栓直徑M14蓋與座聯結螺栓直徑=（0.5 0.6）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M6定位銷直徑=（0.70.8）M8，至外箱壁的距離查手冊表112221816，,至凸緣邊緣距離查手冊表1122014外箱壁至軸承端面距離=+（510）47大齒輪頂圓與內箱壁距離>1.220齒輪端面與內箱壁距離>25箱蓋，箱座肋厚8.58.5軸承端蓋外徑+（55.5）82（1軸）87（2軸）108（3軸）軸承旁聯結螺栓距離82（1軸）87（2軸）108（3軸）6、鍵聯接的選擇和計算（1）a,低速

28、級的校核兩鍵均采用圓頭普通平鍵與齒輪聯接處的鍵為查表得6-7查得許用應力=100120Mpa，取其中間值=110Mpa，鍵工作長度L=L-b=50-14=36mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.45mm, 得(合格)b,低速級與聯軸器聯接處鍵為查表得6-7查得許用應力=100120Mpa，鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=5mm,得（合格）（2）中間軸鍵校核：兩鍵均采用圓頭普通平鍵與寬齒輪聯接處鍵為:查表得6-2查得許用應力=100120Mpa，取其中間值=110Mpa，鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度得 (合格)與細齒輪聯接處鍵為查表得6-7查得許用應力=100120Mpa，取其中間