1、 機械設計課程設計設計說明書設計題目 二級展開式圓柱齒輪減速器 目 錄一、設計任務書 -1二、總體設計 -11.分析和擬定傳動方案 -12.電動機的選擇 -33.傳動比的分配 -44.運動和動力參數計算 -6 三、主要傳動零件的計算和設計 -12 1.帶、齒輪、鏈輪等-14 2.軸的設計和計算 - -223 .滾動軸承的選擇和計算-234.聯軸器的選擇和計算-24四、潤滑和密封的說明-25五、拆裝和調整的說明-25六、減速箱體的附件的說明-25七、設計小節-25八、參考資料-26 1、 設計任務書：設計帶式輸送裝置 原始數據：輸送帶牽引力F=4.5KN；帶速V=1.8m/s;鼓輪直徑D=400

2、mm工作環境：室內，灰塵較大，環境最高溫度為35C；動力來源電力，三相交流，電壓380/220V。批量生產， 一般機械工廠；檢修間隔期 ，四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；二、總體設計1.傳動方案示意圖：（二級斜齒輪展開式）整體設計計算：2.電動機選擇計算（1） 傳動裝置的總效率： = 帶聯軸器2齒輪4軸承卷筒 由手冊表1-7查得帶=0.96，聯軸器=0.99，齒輪=0.97，軸承=0.99，卷筒=0.96 =0.96 0.990.9720.9940.96=0.825（2）工作機所需的功率Pw = FV/1000=45001.8/1000=8.1KW（2） 電動機功率Pd Pd = P

3、w/ =8.1/0.825=9.818KW （3） 3電動機轉速n 滾筒工作轉速：nw = 601000v/D=6010001.8/（400）=85.94 r/min I總 =i帶 i齒 = （24）=1276.92 電動機轉速nd = nw i總=85.94（12.76.92）=1030.86607.4 符合的有1500 r/min和3000 r/min 由P額 Pd 取P額 =11KW 方案 電動機型號 額定功率/KW 電動機同步轉速 滿載轉速 額定轉矩 軸中心高1 Y160M1-2 11 3000 2930 2.0 422 Y160M-4 11 1500 1460 2.2 42 選取方案

4、2 選n=1500 r/min4 電動機 額定功率/KW 同步轉速 滿載轉速 額定轉矩 軸中心高 軸直徑Y160M-4 11 1500 1460 2.0 160mm 42mm3. 傳動比 1總傳動比 =1460/85.94=16.99 2分配 =1.4 取i帶 =2 則i低 =2.46 i高 =3.454. 運動動力參數 1 各軸轉速 nm = 1460r/min 滿載時n1= nm /i帶 =1460/2=730 r/minn2 = nm1/i高 =730/3.45=211.60 r/min圓筒 n4 = n3 = n2 / i低 =211.60/2.46=86.02 r/min2 各軸輸入

5、功率 軸 PI = Pd 帶 =9.8180.96=9.425kw軸 PII = PI 軸承 齒 =9.4250.990.97=9.051kw軸 PIII = PII 軸承 齒 = 9.051 0.99 0.97 = 8.692kw卷筒軸 P= PIII 軸承 聯 = 8.692 0.99 0.99 = 8.518kw 軸輸出功率=輸入功率軸承 =0.99Pn kw =PII 0.99=8.961kw =PIII 0.99 = 8.605kw =P 0.99 = 8.434kw 3 各軸輸入扭矩（Nm） 電動機Td=9550Pd/nm =95509.818/1460=64.22 Nm軸 T1=

6、Td帶i帶=64.220.962=123.30 Nm軸 T2=T1i高軸帶=123.303.450.990.97=408.50Nm軸 T3=T2i低軸帶=408.502.460.990.97=965.01Nm 卷筒軸 T4=T3軸聯=965.010.990.99=945.80 Nm 輸出扭矩 三、主要傳動件的計算與設計 1 V帶傳動 （1）由16h/天， PW =8.1kw 查表取KA =1.3Pc = KAPd =1.39.818=12.76kw小帶輪n1 = nm =1460 r/min 由書P157圖8-11 選用B型V帶 （2）確定d1和d2 推薦d1=125140mm 取d1=140

7、mmdmin =125mm d2=i d1=2140=280mm ( 3 ) 帶速 v = d1n1/(601000) = 1401460/(601000)= 10.70 5 m/s 10.725 m/s 帶速合適 （4）基準長度Ld和中心距a 初選中心距 ao=(0.72)( d1+d2)= (0.72) ( 140+280)=294840取ao=550mm則 基距：由P146表8-2取Ld=1800mm中心距 （5）小帶輪包角1 合適(6)確定根數Z 根據d1 = 140mm， n1 = 1460r/min，查書P154表 用線性插入法得：P0=2.82kW又i = 2，查表 用線性插入法

8、得：P0 = 0.46kW 由表知 得KL = 0.95， B型，由 =165.82，用線性插入法得K = 0.960，由此可得：取z=5(7)計算作用在帶輪軸上的壓力FQ由課本P149表 查得q = 0.18kg/m， 得V帶的初拉力：N作用在軸上的壓力FQ， N2、齒輪傳動的設計計算1精度等級，材料及齒數（1）選用斜齒圓柱齒輪閉式軟齒面傳動（2）初選7級精度（3）材料選擇：小齒輪材料40Cr（調質）齒面硬度為280HBS 大齒輪材料45鋼（調質）齒面硬度為240HBS 一，高速對齒輪：（4） 選小齒輪Z1=17 齒數比i=3.45 Z2=173.45=58.65 取Z2=58 （5） 初選

9、螺旋角=14（6） I高=3.45，n1=730r/min Z1=17， Z2=58 P1=9.331 I低=2.46，n1=221.60r/min Z1=21，Z2=51 P1=8.9612 確定公式內各計算數值a.試選b.由圖10-30選取區域系數ZH=2.433c.由圖10-26查得則d.小齒輪傳遞轉距Nmme.由表10-7選取齒寬系數f.由表10-6查得材料的彈性影響系數g.由圖10-21d查得齒輪的接觸疲勞強度極限h.應力循環次數 i.由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90 ，KHN2=0.92j.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數S=1b圓周速度c.計算齒寬b及模數 d

10、.計算縱向重合度 e.計算載荷系數K由表10-2查得使用系數根據v=2.37m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數.08，故 查表10-4得 由表10-13查得由表10-3查得 故載荷系數 f.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 g.計算模數 (3).按齒根彎曲強度設計 確定計算參數a.計算載荷系數 b.根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數c.計算當量齒數 d.查取齒形系數由表10-5查得 e.計算大、小齒輪的并加以比較取S=1.4, 小齒輪的數值大。 設計計算因此取，可滿足齒根彎曲疲勞強度。為滿足齒面接觸疲勞強度取 取，則取Z2=72；(4).幾何尺寸計算計算中心距 將

11、中心距圓整為144mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度 所以取二，低速對齒輪嚙合選小齒輪Z1=21，齒數比i=2.46， Z2=212.46=51.66， 取Z2=51 a.試選b.由圖10-30選取區域系數ZH=2.433c.由圖10-26查得則d.小齒輪傳遞轉距 Nmme.由表10-7選取齒寬系數f.由表10-6查得材料的彈性影響系數g.由圖10-21d查得齒輪的接觸疲勞強度極限h.應力循環次數 i.由表10-19查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=0.92,KHN2=0.95j.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數S=1b圓周速度c.

12、計算齒寬b及模數d.計算縱向重合度 e.計算載荷系數K由表10-2查得使用系數根據v=1.05m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數.05，故 查表10-4得由圖10-13查得由表10-3查得 故載荷系數 f.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 g.計算模數 (3).按齒根彎曲強度設計 確定計算參數a.計算載荷系數 b.根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數c.計算當量齒數 d.查取齒形系數由表10-5查得 e.計算大、小齒輪的并加以比較，由圖10-20c以及圖10-19得 取S=1.4, 小齒輪的數值大。 設計計算 因此取，可滿足齒根彎曲疲勞強度。為滿足齒面接觸疲勞強度取

13、，所以取，則取Z2=73；(4).幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為159mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度 所以取七軸的設計和計算1.初步計算軸徑軸的材料選用常用的45鋼當軸的支撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式為： 1，3軸為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應取較小的A值；2軸為非外伸軸，初算軸徑作為最大直徑，應取較大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。 考慮到1軸要與大帶輪聯接，初算直徑d1必須與其和電動機相匹配，軸上有一個鍵槽，

14、故最小直徑加大5%，所以初定d1=42mm取d2 =45mm；d3 =55mm3.確定各軸的直徑與長度軸輸出軸=55mm1）軸設計圖 如下：名稱ABCDE尺寸59.581108143.5名稱FGd1d2d3尺寸5082555965名稱d4d5d6d7尺寸595552482）確定各軸段直徑A段: =55mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30311）配合（初步選擇滾動軸承，根據相配的尺寸，與軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30311，其尺寸為）B段: =59mm,非定位軸肩,h取2mm C段: =65mm,定位軸肩，取h=3mmD段: =59mm, 非定位軸肩，h=2mm

15、 E段: =55mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30311）配合F段: =52mm,非定位軸間h=1.5mmG段: =48mm,聯軸器孔長度，此時可根據此數據確定聯軸器長度。3）確定各段軸的長度A段:由軸承（圓錐滾子軸承30311）寬T=31.5mm 和軸套長擋油環b=12mm齒輪齒轂比軸段寬4mm，所以 B段: =81mm，與齒輪配合，齒輪齒寬減去4mm，便于安裝C段: =10mm,，定位軸間取 10mm D段: =81mm,由箱體的內部尺寸減去各部尺寸 E段: =43.5mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30311）配合 T=31.5mm 擋油環寬 b=12mm 故=T+b=43.5mm F段: =

16、50mm, 考慮箱體壁厚以及端蓋厚度和便于取下端蓋螺釘G段：=82mm，與聯軸器配合，比聯軸器工作段短2mm 即 軸的總長L=407mm4） 齒輪，半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按=59mm由表6-1查得平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為，其配合為。滾動軸承與軸的周向配合定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6。5） 參考表15-2，取軸端倒角為，其余尺寸輸出軸的CAD圖。6） 求軸上的載荷并校核軸的強度求作用在齒輪上的力，軸承對軸的力，軸上的彎距、扭距，并作圖 =

17、PIII 0.99 = 8.605kw n3 =86r / min T3=955.55Nm N 其作用力的方向如圖所示對于30311型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=24.9mm，因此支撐跨距 T3=955.55Nm4. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據=MPa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5. 精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面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,齒輪鍵槽截面a上的應力最大.截面BC的應力集中的影響和截面AB的相近,但是截面BC不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.鍵槽截面a

18、上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑較大,故a也不必做強度校核,其他截面顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需校核截面AB左右兩側需驗證即可. 截面AB左側。抗彎系數 W=0.1=0.1=16637.5抗扭系數 =0.2=0.2=33275截面AB左側的彎矩M為 截面AB上的扭矩為T3=955.55Nm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。由課本表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查得。因 經插值法查得2.0 =1.31又由附圖3-1查得軸材料的敏性系數為 =0.8

19、5 此時有效應力集中系數按式（附表3-4）為此時由附圖3-2得彎曲尺寸系數;由附圖3-3得扭轉尺寸系數 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為軸表面未經過表面強化處理，即按式3-12以及式3-12a求得綜合系數為：K=K=碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=275/（2.8=20.21S=S=1.5 所以它是安全的截面AB右側抗彎系數 W=0.1=0.1=20537.9抗扭系數 =0.2=0.2=41075.8截面AB右側的彎矩M為 截面AB右側上的扭矩為 =955.55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 K=1.62碳鋼的特性系數 取0

20、.1 取0.05安全系數S=20.21S=10.62 =S=1.5 所以它是安全的輸出軸軸精確校核完畢軸的尺寸設計高速軸工作簡圖如圖（2）所示初步測定最小直徑A段：=42mm 由最小直徑算出B段：=48mm，根據油封標準，選擇氈圈孔徑為48mmC段：=55mm，與軸承（圓錐滾子軸承30311）配合，取軸承內徑D段：=58mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=2mmE段：=65mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，增加強度F段：=58mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=2mmG段， =54mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30311）配合，取軸承內徑第二、確定各段軸的長度A段：=2f+3e=63mm依據參考

21、文獻【1】表8-10圓整后取=60mmB段：=50mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取50mmC段：=43.5mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30311）配合,加上擋油盤長度12mm =T+b=31.5+12mm=43.5mmD段：=113mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減去箱體內已定長度后圓整得=113mmE段：，齒輪的齒寬F段：，T=31.5mm，=a-b+8=14-12+8mm=10mmG段：=43.5mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度， =T+b=31.5+12mm=43.5mm軸總長L=390mm軸的設計計算設計圖如下：名稱ABCDE尺寸43.

22、581216143.5名稱d1d2d3d4d5尺寸5559656055首先，確定各段的直徑A段:=55mm,與軸承（圓錐滾子軸承30311）配合B段：=59mm, 非定位軸肩C段：=65mm, 定位軸間D段：=60mm, 非定位軸肩E段：=55mm，與軸承（圓錐滾子軸承30311）配合然后確定各段距離：A段： =43.5mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30311）寬度與擋油盤的長度B段：=81mm,與齒輪配合安裝C段：=21mm,箱體內壁寬度減去已確定尺寸D段：=61mm,與齒輪配合安裝 E段：=43.5mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30311）寬度與擋油盤的長度總長度為250軸校核略符合條件八

23、滾動軸承的選擇計算軸上的軸承的選擇和壽命計算選擇圓錐滾子軸承的型號為30311，主要參數如下：dDB=基本額定靜載荷 Co=188kN基本額定動載荷 C =152 kN極限轉速 Vmax=3400 r / min脂潤滑 Vmax=4300 r / min油潤滑N 該軸承所受的徑向力約為右軸承查機械設計手冊得判斷系數 e =0.26所以 當量動載荷角接觸軸承所受的徑向力約為 當量動載荷所以 ，應用核算軸承的壽命因為是圓錐滾子軸承，所以取指數 軸承計算壽命 所以 滿足壽命要求十聯軸器的選擇計算1計算聯軸器的計算轉距查表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取 2型號選擇根據計算轉距，選擇彈性柱銷聯軸器L

24、X3型主要參數如下：公稱扭距 （滿足要求）許用轉速 （滿足要求）軸孔直徑 軸孔長度 十一潤滑和密封說明1潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；大、小斜齒圓柱齒輪采用飛濺潤滑；潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉速v1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。2密封說明在試運轉過程中，所有聯接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。十二拆裝和調整的說明在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。當軸直徑為3050mm時，可取游隙為4070mm。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，側隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。也可調整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。十三減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體的一些結構尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據經驗公式