1、機械設計課程設計說明書v帶二級圓柱斜齒輪減速器學院： 專業： 設計者： 學 號： 指導教師： 二一一零 年 一月 二十四 日目 錄1、 任務書 . 2二、傳動方案擬定.4三、電動機的選擇.4四、總傳動比的確定及各級傳動比分配.7五、聯軸器的選用.10六、各級傳動的設計計算 .12七、軸和鍵的設計計算32八、滾動軸承的選擇及校核計算.41九、減速器的潤滑與密封.44十、減速器箱體結構尺寸.47十一、減速器的主要附件的選定.59十二、課程設計小節. 53十三、資料索引. 55一、 設計任務書班級代號： 0112071 學生姓名： 任紅旭指導老師： 張永宇老師 設計日期： 2010年1月24日 1.

2、1設計題目：鑄鋼車間型砂傳送帶傳動裝置設計1.2設計任務：1、減速器裝配圖（0號）1張2、低速軸工作圖（3號）1張3、低速級大齒輪工作圖（3號）1張4、減速器裝配圖草圖（0號）1張5、設計計算說明書1份1.3設計時間：20010年1月5日至20010年1月26日1.4傳動方案：見附圖1.41.5設計參數（原始數據）(1) 傳送速度v= 0.78 m/s (2) 鼓輪直徑d= 330 mm(3) 轂輪軸所需扭矩：t= 690nm(4) 使用年限 8年1.6其它條件：（1）用于鑄鋼車間傳輸帶的傳動，工作環境通風不良。（2）雙班制工作、使用期限為8年（年工作日260日）。（3）工作時有輕微震動，單向

3、運轉。（4）用于小批量生產、底座（為傳動裝置的獨立底座）用型鋼焊接，齒輪2與齒輪4用腹板式，自由鍛。1-電動機 2-v帶傳動 3-展開式兩級圓柱齒輪減速器4-聯軸器 5-底座 6傳送帶鼓輪 7-傳送帶圖1.1 傳動方案示意圖任務分析 ：1）v帶傳動需要放在高速級2）采用閉式軟齒面斜齒輪傳動3）結構要求均勻4）電動機選擇：三相異步電動機5）齒輪2與齒輪4的齒數應接近，齒輪4比齒輪2齒數多3040個齒6）v帶傳動，大帶輪的直徑比齒輪4直徑大4060mm二、傳動方案擬定傳動方案簡述本方案采用的傳動順序是從帶傳動到齒輪傳動的減速傳動方案。該方案將傳動能力較小的帶傳動及其他摩擦傳動布置在高速級，有利于整

4、個傳動系統結構緊湊及勻稱。帶傳動布置在高速級更有利于體現其傳動平穩、緩沖吸振、減小噪音的特點。同時，為了減小因扭轉變動引起的載荷不均現象，該方案將齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方。綜上各原因，從帶傳動到齒輪傳動的減速傳動方案是合理的。三 電動機的選擇3.1 電動機的類型和結構型式的選擇根據直流電動機需直流電源，結構復雜，價格高且維護不便等原因，一般在實際生產中較普遍采用三相交流電源的電動機。考慮到粉塵的影響，采用臥式。選擇y系列鼠籠型三相交流異步電動機。它效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性能較好。也適用于某些要求較高起

5、動轉矩的機械。3.2 電動機所需的功率及額定功率設計計算過程：設計計算及說明結果1. 工作機所需功率601000v/d=6010000.78/(.330)=45.165r/mint./9550=69045.165/9550=3.263kw 式中： v -傳送速度，單位m/s， d -鼓輪直徑，單位mm， t -鼓輪軸所需扭矩，單位nm。 2. 由電動機至工作機的總效率 式中： 帶 -帶傳動的效率 滾 -滾動軸承的效率 齒 -齒輪傳動的效率 聯 -聯軸器的效率 3. 電動機所需的輸出功率pd 電動機額定功率ped 查2/p196 表20-1 取 ped = 4kw pd =3.84kw 3.3

6、電動機額定轉速 式中： -電動機轉速，單位 r/min -帶輪傳動比； -高速級齒輪組傳動比； -低速級齒輪組傳動比； -工作機的轉速，單位 r/min查2/p4 由2表2-1可知iv=2.252.4，i1i2=840，所以nd = 712r/min2900r/min符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500r/min、。當選擇轉速高的電動機時，極對少的電動機更便宜，而且帶傳動結構更緊湊，但使傳動裝置的總傳動比、結構尺寸和重量增加。根據以上所述綜合考慮，選取nd=1500r/min。 3.4 電動機的型號及安裝尺寸 根據選定的電動機的類型，結構形式，功率為5.5

7、kw，轉速為1500r/min，滿載轉速1440r/min。結合y系列電動機的主要參數，選用y112m-4型的電動機。3.5電動機的主要參數 表一、電動機外形尺寸及安裝尺寸電動機型號尺 寸habcdegkaby132s-41121901407028602412245adachdaabbhalfgd1901152655018015400872外形示意圖四 總傳動比的確定及各級傳動比分配4.1理論總傳動比i / =1440/45.165=31.88 式中： nw -電動機的滿載轉速，單位r/min。4.2 各級傳動比的分配及其說明 1. v帶理論傳動比2.252.4 初選 2.3 2. 兩級齒輪理

8、論傳動比 =31.88/2.6=12.262 式中：-高速級齒輪理論傳動比； -低速級齒輪理論傳動比。 3. 齒輪傳動各級傳動比的分配說明 （1）各級傳動比應在推薦值內，一發揮其性能，并使結構緊湊。 （2）應使各級傳動的結構尺寸協調、勻稱。 （3）應使傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。 （4）使各級大齒輪直徑相近，以使大齒輪有接近的浸油深度，有利于潤滑，同時還能使減速器具有較小的輪廓尺寸。 （5）不能使高速級傳動比過大，否則會使傳動零件與零件之間發生干涉碰撞。 （6）為了有利于浸油潤滑，應使兩級大齒輪直徑相近，這樣做也有利于使傳動裝置外廓尺寸更加緊湊。應使i1 i2。 因此，根據本方案所采用的展開

9、式兩級圓柱斜齒輪傳動方式，參考經驗值，i1過大又有可能使高速級大齒輪與低速軸相碰。所以一般在ih= (1.11.5)i2中選取，我選取 1.1857得 3.8 3.2表二、 總傳動比及其分配總傳動比iv帶傳動傳動比i帶齒輪傳動傳動比(i高i低)31.882.612.26243 各軸轉速、轉矩即輸入功率（指專用設計計算）44 各軸理論轉速 4.5 各軸輸入功率4.6 各軸理論輸入轉矩4.7各軸傳動和動力參數匯總表（理論值）表三、 各軸的傳遞功率、轉矩、轉速軸號p（kw）t (n.m)n (r/min)傳動比i效率電機軸426.51440i帶2.6帶3.8438.4554i高3.8齒滾3.7324

10、4146i低3.2齒滾3.6175845.51滾聯鼓輪軸3.471445.5五、聯軸器的選用5.1選型說明 由于彈性柱銷聯軸器的傳遞轉矩的能力大，結構簡單，安裝、制造方便，耐久性好，也有一定的緩沖和吸震能力，允許被聯接的兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移，適用于軸向竄動較大、正反轉變化較多和啟動頻繁的場合，故選用此類型。5.2聯軸器的型號 由1表14-1 查得， 要滿足 所以選用hl4型彈性柱銷聯軸器。圖二、聯軸器外形示意圖表四、 聯軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩(n.m)許用轉速(r/min)軸孔直徑(mm)hl41250355055軸孔長度(mm)d (mm)轉動慣量kg.m2

11、許用補償量軸向徑向角向841953.40.150305.3 傳動方案說明 本傳動方案如圖三所示，主要有以下原因： 首先將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統結構緊湊，勻稱。同時，帶傳動布置在高速級有利于發揮其傳動平穩，緩沖吸振，減少噪聲的特點。 其次，采用傳動較平穩，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結構簡單、緊湊。而且斜齒輪承載能力高，加工只比直齒輪多轉一個角度，工藝不復雜。但由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。本方案將齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均勻的現象。 綜上所述，本方案從任務書所給定的條件設計的方案具有合理性，可行性

12、。六、各級傳動的設計計算6.1 v帶傳動6.1.1 主要傳動參數 已知：工作條件為雙班工作制，載荷平穩，工作機為帶式輸送，主要參數如下：電動機功率轉速，（初選帶傳動比為2.6）6.1.2 設計計算 1. 確定計算機功率 查1/p156 表8-7 得工作情況系數 2. 選取v帶帶型 根據由1圖5-11/p157確定選用a型v帶。2. 確定帶輪基準直徑（1） 初選小帶輪的基準直徑為dd1 由1/p157由1表8-6表8-8選取，（2）計算大帶輪的基準直徑由1式（8-15a）計算大帶輪的基準直徑dd2 圓整后 （3）驗算帶速 所以選取合適4. 由1表8-6確定v帶的基準長度和傳動中心距 由1/p14

13、6 表8-2 選帶的基準長度 5. 驗算主動輪上的包角 所以主動輪上包角符合要求。6. 計算v帶的根數z 由查1/p155表8-5 (1)計算單根v帶的額定功率pr 由a帶查1/p152153表8-4a8-4b 用插值法 得 由，a帶查1/p146表8-2得于是pr = (po+po)kkl=(1.3128+0.1692)0.964480.99=1.482 kw(2) 計算v帶的根數z 圓整 取z=4根7、計算單根v帶的初拉力的最小值(fo) min 查1表8-3得a型帶的單位長度質量q=0.1kg/m所以單根v帶的初拉力：(fo) min=500 pca (2.5 - k) /(zvk)+q

14、v2 =5005.2(2.5-0.96448) /(0.9644847.536)+0.17.5362 =146.283n應使帶的實際初拉力fo(fo) min8、計算壓軸力fp ( fp ) min =2z(fo) min sin(1/2)=24146.283sin(166.12/2)1119.97n6.1.3v帶傳動主要參數匯總表帶型計算功率pca（kw）基準直徑(mm)基準長度ld(mm)中心距a(mm)小輪包角1根數dd1dd2a5.21002601600487.535162.06o46.1.4實際計算結果由以上各步設計計算得帶傳動的：實際傳動比：iv= dd2/ dd1=260/100

15、=2.6i軸實際轉速：ni=nm/iv=1440/2.6=554 r/mini軸實際轉矩：ti=9.55106 pi / ni=9.551063.84/ 554=66200nmm6.2 高速級齒輪傳動設計計算6.2.1原始數據1、輸入轉矩ti=66200nmm小齒輪轉速ni=554 r/min 理論齒數比= i1=3.82、選定齒輪類型、精度等級及齒數(1)、根據設計方案，采用標準斜齒圓柱齒輪(2)、該減速器用于傳送型砂，其工作速度較低，周圍環境中粉塵偏高，故采用閉式軟齒面。于是，小齒輪45cr調質處理hbs1 = 280hbs大齒輪45鋼正火處理hbs2 = 240hbs 由教課書上p 20

16、7-209頁 圖10-20和10-21 hlim1 =5552mpa ，fe1= 500mpahlim2= 528mpa ，fe2= 380mpa(3)、精度等級為7級(4)、初選z1=24得：z2=z1=243.8=91.2圓整取：z2=92(5)、初選螺旋角t=15o6.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計由d1t 2 k t1 (+1) (zh ze / h ) 2 / (d)1/3 1、確定公式中各計算數值(1) 初選載荷系數kt =1.6(2) 由1表10-7，取得：高速級定： d=0.81 由1表10-6，得：ze=189.8(mpa)1/2(3) 由圖 10-30 ，得：zh=2.44

17、 (n=20o, t=10 o)(4) 由圖10-26 得：1=0.77，2=0.87得：1+ 2=1.64(5) 應力循環系數n1=60n1lhj=60554(822608) 1=1.106109得：n2= n1 /=1.106109/3.8=2.911108(6) 由1表10-19, 查得khn1=0.92，khn2=0.96(7) 通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數sh。所以由1表 , 取s=1(8) h1=（ khn1hlim1）/s=（0.92555）/1=552mpah2=（ khn2hlim2）/sh=(0.89550) /1=528mpa h= (h1+ h2

18、)/2=540mpa 1.23h2 書上p218 所以取：h= 540mpa2、計算(1) d1t 2ktt1(+1)(zhze/h )2/(d)1/3 =21.666200(3.8+1)(2.425189.8)2 /(11.6454023.8)1/3 =49.12mm(2) 齒輪的圓周速度：v=d1tni /（601000）=1.42m/s(3) 齒寬： b=dd1t=149.12=49.12mmmnt= d1tcost /z1=1.98mm2mm齒高：h=2.25 mnt=2.252=4.5mm齒寬齒高之比：b/h = 49.12/4.5 = 10.92(4) 縱向重合度：=0.318d

19、z1 tgt =0.3180.8130tg10 o=1.3625(5) 計算載荷系數ka 由1表10-2查得：ka=1 (有輕微b. 根據v=1.42m/s及齒輪精度為7級由1表10-8 , 查得：動載系數kv=1.05c. 假設kaft / b 100 n/mm由1表10-3,查得：齒間載荷分配系數：kh=kf=1.4d. 由1表10-4，齒向載荷分布系數kh=1.420最后得到動載系數： k=kakvkhkh= 11.051.41.35=2(6) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑d1=d1t( k / kt )1/3=49.12(2.1/1.6)1/3=53.78mm(7) 計算模數m

20、nmn= d1 cost / z1=53.78cos15o/24=2.16mm6.2.3按齒根彎曲疲勞強度計算 由1式(10-17), mn2kt1 y( cost)2 (yfa yfa/ f) / (dz12)1/31. 確定公式中各計算數值(1) 計算載荷系數根據kh=1.4及b/h=10.92由1圖10-13,查得：kf=1.35得到：k =kakvkfkf=11.051.41.35=2(2) 因為=2.045由1圖10-28，查得：螺旋角影響系數y=0.87(3) 由1表10-18，查得：彎曲疲勞壽命系數 kfn1=0.84, kfn2=0.87取安全系數sf=1.5又已知fe1= 5

21、00mpa ，fe2= 380mpa最終得到：f1=( kfn1fe1 )/ sf=280mpaf2= (kfn2fe2 )/ sf=220.4mpa(4) 計算當量齒數zv1 ，zv2由zv1=z1 / ( cost)3=24 / ( cos15o)3 = 26.63由zv2=z2 / ( cost)3=132/ ( cos10o)3 =102.08(5) 由1表10-5中可查得（用插值法得到）：齒形系數： yfa1=2.58 ， yfa2=2.18應力校正系數： ysa1=1.598 ， ysa2=1.79(6) 計算大小齒輪的yfa1 yfa1/ f，并加以比較因為yfa1 ysa1/

22、f1=0.0147 yfa2 ysa2/ f2=0.0177取二者中的大值，得到yfa yfa/ f =0.01772. mt 2kt1 y( cost)2 (yfa yfa/ f) / (dz12)1/3 =22.00.87( cos15o)2662000.0177/ (11.64242)1/3 =1.60mm6.2.4分析對比計算結果由計算結果可知，由齒面接觸疲勞強度計算得到的法面模數mn大于由齒根彎曲強度計算得到的法面模數。故而取mn=2mm(為標準模數)，即可滿足齒根彎曲強度。同時為了保證齒面接觸強度，就要保證d161.01mm，則需要按d1= 61.01mm重新計算應有的齒數。因為z

23、1 = d1cost/ mn=(54cos15o) / 2=26.1圓整取z1=27所以z2 = z1 =3.827=104圓整取z2 =1046.2.5幾何尺寸計算1、中心距aa= mn (z1+z2) /2cos=2 (27+104) /2cos15=136mm圓整取a=136mm2、按圓整后的中心距修正=cos-1 mn (z1+z2) /2a= cos-1 2 (27+104) /(2136)=15.58 o3、計算兩齒輪的分度圓直徑d1 = mn z1 / cos=227/ cos15.58o=55d2 = mn z2 / cos=21104/ cos15.58 o=216mm4、

24、齒寬齒寬系數：b=dd1=155=55mm圓整后取： b2 =55mm，b1 =60mm5、 齒頂圓直徑，齒根圓直徑： da1= d1+2mn =55+22=59 mm da2= d2+2mn =216+22=220 mm df1= d1-2.5mn =55-22.5=50 mm df2= d2-2.5mn =216-22.5=261 mm6.2.6驗算kaft / b因為ft=2t1/d1=266200/55=2407.27n所以kaft / b=12407.27/55=43.77100n/mm ，與初設相符綜上所述，高速軸上齒輪設計合理，且強度能夠勝任工作。6.2.7高速級齒輪傳動參數實際

25、值由設計計算得高速級齒輪傳動的： 實際傳動比： i1= z1 / z2 =104/ 27 =3.8 ii軸實際轉速： nii = ni/ i1 =554/3.8 =146 r/min ii軸實際轉矩： tii =9.55106 pii / nii=9.551063.73/ 146 =244000nmm6.3 低速級齒輪傳動設計計算6.3.1原始數據1、 輸入轉矩tii =244000 nmm小齒輪轉速nii = ni/ i1 =554/3.8=146 r/min 理論齒數比= il=3.22、選定齒輪類型、精度等級及齒數(1) 根據設計方案，采用標準斜齒圓柱齒輪(2) 該減速器用于傳送型砂，其

26、工作速度較低，周圍環境中粉塵偏高，故采用閉式軟齒面。于是，小齒輪45cr調質處理 hbs1 = 280hbs；大齒輪45鋼正火處理hbs2 = 240hbshlim1 = 552mpa ，fe1= 296.67mpahlim2= 517mpa ， fe2= 230.53mpa(3) 精度等級為7級(4) 初選z1=20得：z2=z1=203.2=64圓整取：z2=64(5) 初選螺旋角t=15o6.3.2 按齒面接觸疲勞強度設計 由d1t 2ktii(+1)(zhze/h )2/(d)1/3 1、 確定公式中各計算數值(1) 初選載荷系數kt =1.6由1表10-7，取得：低速級確定 齒寬系數

27、d=1(2) 由表10-6，得：彈性影響系數ze=189.8(mpa)1/2(3) 由圖10-30，得：區域系數 zh=2.425(n=20o, t=15o)(4) 由p215頁 表10-26，得：1=0.77， 2=0.87所以 1+ 2=1.64(5) 應力循環系數n1=60n1lhj=60146(822608) 1=2.915108n2= n1 /=2.915108/3.2=0.911108(6) 由1圖10-19，查得： khn1=0.93，khn2=0.94(7) 通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數sh所以， 取sh=1(8) h1 = khn1hlim1/sh=（

28、0.93600）/1=552mpah2= khn2hlim2/sh=（0.94550）/1=517mpa h = (h1+ h2)/2 =534.5mpa 1.23h2 所以取h= 558 mpa2、計算(1) d1t 2kttii(+1)(zhze/h )2/(d)1/3 =21.6244000(3.2+1)(2.425189.8)2 / (11.63.2534.52)1/3 =78.02mm(2) 齒輪的圓周速度：v=d1tnii / (601000)=78.02146/ (601000)=0.596 m/s(3) 齒寬： b=dd3t =78.021=78.02mm得： mnt= d1t

29、cost /z1=（78.02cos15o）/20=3.77mm齒高： h=2.25 mnt=2.253.77=8.48mm齒寬齒高之比：b / h=78.02 /8.48= 9.2 縱向重合度：=0.318d z1 tgt =0.318120tg15 o=1.704(4) 計算載荷系數ka. 由1表10-2查得ka=1b. 又根據v=0.596m/s及齒輪精度為7級由1表10-8查得動載系數kv=1.03c. 假設kaft / b78.02mm取 d1 = 85mmd2= mn z2 / cos=464/ cos15.09 o=265mm4. 齒寬系數：b=dd1=185=85mm由之后強度

30、等的校核需要，所以取: b2 =85mm , b1 =90mm5. 齒頂圓直徑，齒根圓直徑： da1= d1+2mn=85+24=93 mm da2= d2+2mn =265+24=273 mm df1= d1-2.5 mn=85 -2.54=75 mm df2= d2-2.5 mn =265-2.52.5=255mm6.3.6驗算kaft / b因為ft=2tii / d1=2244000 / 85=5741.18n所以kaft / b=15741.18/85 = 67.54 0.07d , 取h=12mm，則軸環處的直徑dv-vi=82mm。軸環寬度b1.4h，取lv-vi=12mm。4）

31、. 查2表15-3，軸段iii-iv的長度應相應的比7315型角接觸球軸承的軸承寬度b略小一些，已知30313型軸承的b=36mm，由于有箱體厚度，所以取liii-iv=46mm，lvii-viii=63mm。5）. 軸承端蓋的總寬度為36mm(是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，取端蓋的外端面與聯軸器的左端面間的距離為14mm。故取lii-iii=50mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。圖7.1.2 7.1.2 低速軸的強度校核1. 已知輸出軸扭矩tiii =758000nmm根據低速軸的外形尺寸及受力，得出低速軸的力學模型、彎矩圖

32、及扭矩圖。(見圖7.1.2)根據1式(10-14)，得：ft=2t/d2=2758000/ 265 =5720.755n fr=ft tgn/cos =5720.755tg20o / cos15.09o =2156.546 n fa=ft tg=5720.755tg15.09o=1542.50 n由圖7.1.2和圓錐滾子軸承30313有：a=29,求得： 水平面上力： fnh1167=fnh283 fnh1+fnh2=ft=5720.755n解得： fnh1=1899.29n , fnh2=3821.46n垂直面上力： fnv1(167+83)=fr83+mama =fad2=1542.50552=42418.75nmmfnv1+fnv2 = fr =2156.546 n解得： fnv1 =885.65 n fnv2=1270.9 n得到： mh =fnh1167=317181.43nmm mv1=fnv1167=147903.55nmmmv2=fnv283=105484.7 nmm總彎矩： m1=( mh2+ mv12)1/2=3.4997105 nmmm2=( mh2+ mv22)1/2=3.3426105 nmm扭矩： t=tiii =758000nm