1、機械設計課程設計計算說明書設計題目 二級展開式圓柱齒輪減速器班級：05021003姓名：王洋洋學號：2010301225指導教師：李洲洋完成日期：2013、07、11目錄一、 設計題目 3 1. 題目要求 32. 設計任務 33. 傳動裝置的設計及傳動件圖 3二、 傳動參數的選擇 41. 電動機的選擇 52. 傳動比的計算及分配 5三、 各傳動參數的計算 61. 各軸的轉速 62. 各軸的輸入功率 63. 各軸的輸入轉矩 6四、 鏈輪傳動的設計計算 71. 選定鏈輪齒數 72. 確定鏈輪的型號 83. 計算鏈節數和中心距 84. 計算鏈速、確定潤滑方式 9 5. 計算壓軸力 96. 滾子鏈輪的

2、結構設計 9五、 減速器各齒輪的設計計算 101. 高速齒輪的設計計算 102. 低速齒輪的設計計算 17六、 減速器箱體的相關設計計算 211. 減速器箱體相關數據的計算 212. 加速器附件的設計與選擇 23七、 軸和軸承的設計計算及校核 241. 高速軸和軸承的設計、計算及校核 242. 中間軸和軸承的設計、計算及校核 293. 低速軸和軸承的設計、計算及校核 33計算項目及內容計算結果兩級展開式圓柱齒輪減速器的設計一、設計題目：1要求：設計一帶式輸送機傳動裝置設計參數（4-D，斜齒輪）：輸送帶的牽引力，輸送帶的速度為,傳送帶滾筒直徑為370mm。工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動

3、，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸輸送機轉速允許誤差為±5%。帶式輸送機傳動功率為0.96。2設計任務：（1）減速器裝配圖一張； （2）零件工作圖3張； （3）零件說明書1份。3.傳動裝置的設計及傳動簡圖：電動機通過聯軸器帶動減速箱，通過減速箱的減速再次通過鏈輪的傳動來使工作機即傳送帶實現工作。如下圖：二、傳動參數的選擇：1.電動機的選擇： 1.1 電動機類型的選擇：根據用途選擇Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機1.2 電動機功率的確定：（1）由條件可知，工作機的所需功率為Pw（kW） （2）電動機至工作機的總效率： 由表3-1可知：聯軸器的效率

4、聯=0.99，軸承的效率軸承=0.99（取角接觸球軸承），斜齒圓柱齒輪的傳動效率齒輪=0.98（查機械設計表10-8知通用齒輪減速器精度一般在6-8級，在本次設計中取齒輪精度為8級），鏈傳動的傳動效率鏈=0.96（取滾子鏈傳動）。 （3）所需電動機的功率Pd： 又知實際所需的電動機的額定功率應Pm>Pd，結合書中表17-7,可知應取。 1.3電動機轉速的確定： 輸送帶帶輪的轉速： 查表3-2知，鏈傳動傳動比為，查機械設計表18-1知兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比； 則知總傳動比的范圍為 則電動機的轉速范圍為：1.4電動機型號的確定:由于優先選用1000r/min及1500r/min的電機

5、，考慮到1000r/min的電機體積大而且較貴，查P178表17-7，故選用1500r/min的電機，其滿載轉速為1440r/min，其型號為Y112M-4。2.傳動比的計算及分配： 2.1 總傳動比為： 2.2 傳動比的分配： （1）查表3-2知鏈輪的傳動比為，取其為i鏈=2.5。 （2）減速器中齒輪的傳動比分配： 有上述數據可知二級圓柱齒輪的傳動比為： 高速級的傳動比應為： 取i1=3.4； 則低速級的齒輪傳動比為： 三、各傳動參數的計算：1.各軸的轉速n（r/min）: 1.1 電機軸的轉速n0=1440r/min 1.2 高速軸的轉速n1=1440r/min 1.3 中間軸的轉速 1.

6、4 低速軸的轉速1.5 滾筒軸的轉速2.各軸的輸入功率： 2.1 高速軸的輸入功率 2.2 中間軸的輸入功率 2.3 低速軸的輸入功率 2.4 滾筒軸的輸入功率 3.各軸的輸入轉矩3.1 高速軸的輸入轉矩 3.2 中間軸的輸入轉矩 3.3 低速軸的輸入轉矩 3.4 滾筒軸的輸入轉矩 傳動參數的數據表電機軸軸軸軸軸功率P/kW43.963.8423.72753.543轉速n/(r/min53167.466.96轉矩T/（n·m）26.52826.262586.631212.65505.31傳動比i13.42.532.5效率0.990.97020.97010.9

7、505四、鏈輪傳動的設計計算減速器外僅有鏈傳動，故僅需對鏈傳動進行設計計算。1.選定鏈輪齒數一般鏈輪齒數在之間，并且盡可能取奇數，與鏈節數互質。故取小鏈輪齒數為，大鏈輪齒數：，均在優先選用鏈輪齒數系列。2.確定鏈輪的型號取雙排鏈進行計算。（1）由機械設計表9-6，取工況系數;（2）由機械設計表9-13，取主動鏈輪齒數系數；雙排鏈系數；鏈輪的當量的單排鏈計算功率： （3）確定鏈條型號與節距由及，查機械設計圖9-11，可選鏈條型號為：16A-2。 查機械設計表9-1，鏈條節距為3.計算鏈節數與中心距（1）初選中心距取；（2）鏈節數：此處將鏈節數圓整，取鏈節數為：；（3）又知,查機械設計表9-7，插

8、值得中心距系數則鏈傳動的最大中心距為取最大中心距為。4.計算鏈速、確定潤滑方式（1）鏈傳動平均鏈速v（m/s） （2）確定潤滑方式：查機械設計圖9-14，選擇潤滑方式為滴油潤滑。5.計算壓軸力(1)有效圓周力 ;（2）鏈輪水平布置的壓軸力系數為，壓軸力為6.滾子鏈輪結構設計（1）大鏈輪結構設計：大鏈輪齒頂圓直徑 （2）小鏈輪結構設計：小鏈輪齒頂圓直徑： 齒全寬 輪轂寬度L=（1.5-2）d，取L=50mm。 五、減速器各齒輪的設計計算 1.高速級齒輪的設計 1.1 選擇材料、熱處理方法及公差等級考慮到所設計的帶式輸送機為一般機械，強度、精度、速度都要求不高，故采用軟齒面齒輪。查機械設計表10-

9、1，小齒輪材料取40Cr,調質處理，硬度達到280HBS；大齒輪材料取45鋼，調質處理，硬度達到240HBS，大小齒輪硬度差達到40HBS之間，滿足要求。查機械設計表10-8，通用減速器精度等級為級，取精度等級為8級。 1.2 相關參數的初選 （1）選取小齒輪的齒數z1=22，大齒輪的齒數，則取z2=75； （2）初選斜齒圓柱齒輪的螺旋角為=14°； （3）初選斜齒圓柱齒輪的法向壓力角為n=20°。1.3按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 （1） 確定計算公式中的各計算數值1） 試選Kt=1.6；2） 計算小齒輪傳遞的轉矩3） 由圖10-30可知選取區域系數ZH

10、=2.433;4） 由圖10-26可查的： 則5） 由表10-7可選取齒寬系數為d=1；6） 由表10-6查得材料的彈性影響系數為ZE=189.8MPa1/2;7） 由圖10-21d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；8） 由式10-13計算盈利循環次數：9） 圖10-19，取接觸疲勞壽命系數10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數,故： 故：；11）齒數比u=i1=3.4 （2）計算1）試算出小齒輪的分度圓直徑 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數mnt 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數K 由機械設計表10-2查得使用載荷系數KA=1.25,

11、；又根據V=2.80m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數KV=1.10，由機械設計表10-4查得;由機械設計表10-13查得；由機械設計圖10-3查得。 故載荷系數 6）按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a），得 7）計算模數mn： 1.4按齒根彎曲強度計算 按設計計算公式進行計算，即（1） 確定公式中的各計算參數1） 由可由圖10-28查得螺旋角影響系數；2） 由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限為，大齒輪為3） 由圖10-18,取彎曲疲勞壽命系數 ;4） 計算疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，故5） 計算載荷系數6） 計算當量齒數7） 查取齒形系數由表10-5利

12、用插值法可查得，8） 查取應力校正系數由表10-5利用插值法可查得 ，9） 計算大小齒輪的，并加以比較可得，即大齒輪系數大。（2） 設計計算 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，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度和接觸疲勞強度。鑒于設計的相關要求及基本參數需要，我取mn=2.0mm，z1=24，則z2=i1z1=24×3.4=81.6，圓整取82。 1.5 幾何尺寸的計算 （1）兩齒輪中心距 將圓心距圓整為110mm。 則螺旋角圓整之后螺旋角與初選值相差不大，故各參數不需進行相關修改。（2）計算分度圓半徑（3） 計算齒寬 ?。?）

13、 計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙（5） 計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑： 2.、低速級齒輪的設計 2.1 選擇材料、熱處理方法及公差等級低速級齒輪的工作情況與高速級齒輪相似，所以這里小齒輪同樣選取40Cr為材料，調質處理，硬度達到280HBS；大齒輪選取45#鋼，調質處理，硬度達到240HBS，大小齒輪硬度差40HBS，可滿足相關設計要求。 2.2 相關參數的初選 （1）選取小齒輪的齒數z1=22，大齒輪的齒數，則取z2=56； （2）初選斜齒圓柱齒輪的螺旋角為=14°； （3）初選斜齒圓柱齒輪的法向壓力角為n=20°。2.3按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 （

14、2） 確定計算公式中的各計算數值1） 試選Kt=1.6；2） 計算小齒輪傳遞的轉矩3） 由圖10-30可知選取區域系數ZH=2.433;4） 由圖10-26可查的： 則5） 由表10-7可選取齒寬系數為d=1；6） 由表10-6查得材料的彈性影響系數為ZE=189.8MPa1/2;7） 由圖10-21d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；8） 由式10-13計算盈利循環次數：9） 圖10-19，取接觸疲勞壽命系數10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數,故： 故：；11）齒數比u=i2=2.53 （2）計算1）試算出小齒輪的分度圓直徑 2）計算圓周速

15、度 3）計算齒寬b及模數mnt 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數K 由機械設計表10-2查得使用載荷系數KA=1.25,；又根據V=1.22m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數KV=1.064，由機械設計表10-4查得;由機械設計表10-13查得；由機械設計圖10-3查得。 故載荷系數 6）按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a），得 7）計算模數mn： 2.4按齒根彎曲強度計算 按設計計算公式進行計算，即（6） 確定公式中的各計算參數10） 由可由圖10-28查得螺旋角影響系數；11） 計算疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，故12） 計算載荷系數13） 計算當量齒數1

16、4） 查取齒形系數由表10-5利用插值法可查得，15） 查取應力校正系數由表10-5利用插值法可查得 ，16） 計算大小齒輪的，并加以比較可得，即大齒輪系數大。（7） 設計計算 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，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度和接觸疲勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需安接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=65.27mm來計算應有的齒數。于是由 結合設計所要求及齒間距的需要，在這里取z3=33，則z4=83.49，取z4=84。 2.5 幾何尺寸的計算 （1）兩齒輪中心距 將圓心距圓整為120mm。 則螺旋角圓整之后螺

17、旋角變化不大，故不需將之前的計算相關參數進行修改。（2）計算分度圓半徑（8） 計算齒寬 取（9） 計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙（10） 計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑：六、減速器箱體的相關設計計算 1.減速器箱體的機構尺寸 減速器采用剖分式鑄造箱體，查表5-1、5-2、5-3得到減速器箱體的主要結構尺寸如下表：名稱代號尺寸/mm高速級中心距a1110低速級中心距120箱座壁厚8箱蓋壁厚8地腳螺栓直徑M20地腳螺栓數目n4地腳螺栓通孔直徑22地腳螺栓沉頭孔直徑33箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20軸承旁連接螺栓直徑M16箱座與箱蓋連接螺栓直徑M10連接螺栓的間距l150200軸承

18、蓋螺釘直徑根據軸承外徑由圖6-27進行確定視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑d8軸承旁凸臺半徑C2凸臺高度h由具體結構確定外箱壁至軸承座端面距離48大齒輪齒頂圓與內箱壁的距離10齒輪端面與內箱壁的距離10箱蓋肋板厚度6.8箱座肋板厚度m6.8軸承蓋外徑據軸承外徑由圖6-27確定軸承旁連接螺栓距離2.減速器附件的設計與選擇（1）.視孔和視孔蓋 視孔尺寸為106mm×108mm，位于中間齒輪的上方；視孔蓋尺寸為134mm×139mm。2.通氣器通氣器選用簡易式通氣器M16×1.5，相關尺寸見表7-1。3.油標 油標選用M20油尺，相關尺寸見表7-3。4. 放油孔及螺塞 設置

19、一放油孔，便于潤滑油的更換。螺塞選用M20×1.5,相關尺寸查表7-4。5.起蓋螺釘 取兩個起蓋螺釘，起蓋螺釘查表14-10，取螺釘GB/T5783-2000m10×30,頂桿末端要做成半圓形或者制出較大的倒角。6.定位銷 取兩個8的圓錐銷作為定位銷，定位銷相關尺寸查表 14-28銷的選取標準GB/T 117-2000。7.起吊裝置 箱蓋采用吊耳，箱座采用吊鉤，由圖7-21查取相關尺寸。8.甩油環 軸承采用脂潤滑，所以在軸承座箱內一側裝設甩油環，甩油環的具體尺寸參數見圖6-23。 七、軸和軸承的設計、計算及校核 1.高速軸和軸承的設計、計算及校核 1.1 已知條件 高速軸傳

20、遞的功率為P1=3.96kW，轉速為1440r/min，齒輪1的分度圓直徑為d1=49.8mm，齒輪寬度為B1=50mm。 1.2 軸材料的選擇 因為軸所傳遞功率不大，并且對重量及結構尺寸無特殊要求，故查機械設計表15-1選用常用材料45鋼，調質處理。 1.3 初算軸徑查機械設計表15-3，因為轉速較高，故A0=110，則 ；輸出軸與齒輪1相連有一個鍵槽，軸徑應當增大。軸端最細處直徑 取軸端最細處直徑為d1=25mm。1.4 結構設計按零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計：（1）聯軸器與軸段1： 該軸段安裝聯軸器，此軸段設計與聯軸器同步設計。該處軸徑取d1=20mm，為補償連接兩軸的安裝誤差，

21、選用彈性套柱銷聯軸器，查表17-4得GB/T 4323-2002中的LT4型聯軸器符合要求：公稱轉矩為63N·m，許用轉速為5700r/min，軸孔范圍為20-28mm。取聯軸器軸孔直徑為d=20mm，軸孔長度為L=50mm，J型軸孔，A型鍵槽。聯軸器代號為;軸的長度略小于輪轂孔的寬度，取L1=22mm。（2）密封圈與軸段2： 在確定軸段2的軸徑時，應當考慮聯軸器的軸向定位以及密封圈的尺寸。聯軸器用軸肩定位，軸段2的軸徑為，最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈密封，查表16-9選氈圈40JB/ZQ 4606-1986。(3) 軸承與軸段3及軸段6的設計： 軸段3

22、及軸段6上安裝軸承，其軸徑應滿足軸承內徑系列。有徑向力存在，采用角接觸球軸承，由軸段2到軸段3需要有安裝軸肩，軸肩高度為h=3mm，則軸段3及軸段7的軸徑為，查表15-3選取7205C角接觸球軸承。軸承內徑為d=25mm，軸承外徑為D=52mm,寬度為寬度B=15mm。軸承采用脂潤滑，故需要甩油環。（4）根據軸承外徑確定軸承端蓋：查圖6-17，一端選取鑄鐵制造的透蓋，另一端選用鑄鐵制造的悶蓋。主要尺寸：螺釘直徑，e=7.2mm，,；因為軸承均為配對使用，故軸段7軸徑，軸承端蓋用悶蓋，尺寸與上同。軸的結構如圖所示：1.5 軸的受力分析 （1）計算支反力： 在水平面上為 在垂直面上 軸承1的總支撐

23、反力 軸承2的總支撐反力 算得數據如下：作出彎矩圖與扭矩圖如下：則可找出危險截面，可算得：彎矩為：水平面 垂直面 總彎矩轉矩T=26262.5N·mm 抗彎矩截面系數軸的彎矩合成強度的條件為查機械設計表15-1，許用彎矩應力為，則。故強度滿足要求。綜上所述：軸的強度滿足要求。1.6 校核鍵的強度 小齒輪鍵連接的擠壓應力 查機械設計表6-2，許用擠壓應力；則 ；故鍵的強度滿足要求。 1.7 校核軸承壽命 （1）選用的是7205C角接觸軸承，額定動載荷為C=16.5kN（2）徑向載荷為 （3） 軸向力為=+=609.288N=605.56N (4)計算軸承當量載荷和 因軸承中有輕微沖擊，

24、則 （5）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力情況進行驗算。 滿足軸承的要求，但是在使用八年后要對該對軸承進行檢修。 2.中間軸和軸承的設計、計算及校核 1.1 已知條件 中間軸傳遞的功率為P2=3.842kW，轉速423.53r/min。中間軸與兩個齒輪相連接。配合高速軸的齒輪2的分度圓直徑為d2=107.3mmmm，齒輪寬度為B2=45mm;與低速軸配合的齒輪3分度圓直徑為d3=67.7mm，B3=65mm。 1.2 軸材料的選擇 因為軸所傳遞功率不大，并且對重量及結構尺寸無特殊要求，故查機械設計表15-1選用常用材料45鋼，調質處理。 1.3 初算軸徑查機械設計表15-3，因為轉速較高

25、，故A0=110，則 ；輸出軸與齒輪相連有鍵槽，軸徑應當增大。軸端最細處直徑 結合軸兩端軸承的選擇取軸端最細處直徑為d2=25mm。1.4 結構設計 （1）軸段1安裝角接觸球軸承（GB/T 292-1994），根據軸的選擇，選用軸承為7205C，軸承外徑為D=52mm，內徑d=25mm，寬度為15mm。（2）軸段2安裝高速軸配合的大齒輪，取d=28，長度L=45mm。（3）軸段3為軸肩環，d=30+2h，取d=36mm，L=7.5mm。（4）軸段4安裝與低速軸配合小齒輪，小齒輪B=65mm。（5）軸段5安裝與軸段1安裝軸承應相配對，即一樣和甩油環。軸的結構如圖所示： 1.5 軸和軸承的受力分析

26、 軸上各受力的距離如下圖： （1）計算軸上的作用力 與高速軸配合的大齒輪 與低速軸配合的小齒輪 軸的水平支反力 垂直支反力 則 彎矩與扭矩圖如下：分析可知危險截面，計算如下：又查表可知，則可得所設計的軸滿足要求。 綜上所述，所使用的軸符合要求。 1.6 校核鍵的強度 小齒輪鍵連接的擠壓應力 查機械設計表6-2，許用擠壓應力；則， ；故鍵的強度滿足要求。1.7 校核軸承壽命(1)軸的徑向載荷： (2)軸向力: =+=2224.428N =1627.11N（3）求軸承的當量動載荷： 又有條件知在軸承運轉工作過程中有輕微的震動沖擊，故取，則 （4）對軸承壽命進行驗算 因為，所以按照軸承2的受力情況進行驗算： 可知軸承滿足使用要求，但是在使用三年的時候對該對軸承進行檢修或更換。