1、本科課程設計（論文）說明書 二級圓柱齒輪減速箱設計 院（系） 機械工程學院 專 業 04機電2班 學生姓名 學生學號 指導教師 提交日期 2007 年 7 月 12 日 機械設計課程設計任務書一、 設計題目運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器。設計內容：根據給定的工況參數，選擇適當的電動機、選取聯軸器、設計v帶傳動、設計兩級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯軸器。二、 傳動簡圖 三、 原始數據運輸帶拉力f= 4550（n）運輸帶速度v=0.95（m/s）滾筒直徑d=590（mm）滾筒及運輸帶效率h=0.94。工作時，載荷有輕微沖擊。事內工作，水分

2、和顆粒為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差<±4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時，試設計齒輪減速器（兩級）。四、 設計工作量及要求每個同學獨立利用計算機繪制（使用autocad繪制）完成總裝圖一張（一號圖紙），高速軸、低速大齒輪和箱蓋零件圖各一張（二號或三號圖紙）、設計計算說明書一份。設計內容包括電機和聯軸器選用，軸承選用與校核，v帶、齒輪、軸、齒輪箱設計（包括v帶、軸、齒輪的校核）。具體內容參見機械設計課程設計一書1。參數請參考下列文獻：1 朱文堅、黃平：機械設計課程設計，廣州：華南理工大學出版社2 機械零件設計手冊，北

3、京：冶金工業出版社3 機械零件設計手冊，北京：化學工業出版社課程設計（論文）評語： 課程設計（論文）總評成績： 課程設計（論文）答辯負責人簽字： 年 月 日 目錄一. 傳動方案擬定5二. 電動機的選擇5三. 計算總傳動比及分配各級的傳動比6四. 運動參數及動力參數計算6五. 傳動零件的設計計算7六. 軸的設計計算14七. 滾動軸承的選擇及校核計算21八. 鍵聯接的選擇及計算22九. 課程設計小結23十. 參考文獻24計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定設計傳動圖如上圖所示第77組：運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，載荷有輕微沖擊，事內工作

4、，水分和顆粒為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差<±4%。軸承使用壽命不小于15000小時。滾筒及運輸帶效率h=0.94。（2） 原始數據：運輸帶拉力f=4550n；帶速v=0.95m/s；滾筒直徑d=590mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總效率：連軸器為彈性連軸器,軸承為深溝球軸承,齒輪為精度等級為8的閉式圓柱齒輪,帶傳動為v帶傳動.根據<機械設計課程設計>表2-3則有:總=帶×4軸承×2齒輪×聯軸器×滾筒=0.95×0.984

5、15;0.972×0.993×0.98=0.8099(2)電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總=4550×0.95/1000×0.8099=5.339kw 查表16-1，16-2選取電動機為y123m2-6的y系列三相異步電動機ped=5.5kw 滿載轉速為960r/min3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60×1000v/d=60×1000×0.95/×590=19.099r/min按<機械設計課程設計>表2-4推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動高速級為斜齒，傳動比范圍i1=36，

6、低速級用直齒取i2=34。取v帶傳動比i3=24，則總傳動比范圍為ia=1896。故電動機轉速的可選范圍為nd=（1896）×35.77=6433433r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500r/min和3000r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選nd =960r/min 。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，由表16-1選定電動機型號為y123m2-6。其主要性能：額定功率：5.5kw，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：

7、i總=n電動/n筒=960/19.099=50.2642、分配各級傳動比（1） 取v帶傳動比i帶=2.51,根據表2-4(一下無特殊說明則表格皆為<機械設計課程設計>一書表格)兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比與低速級傳動比i1=5.6 i2=3.55四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）(0軸為電動機軸)n0=n電機=960r/minni=n0/i帶=960/2.51=382.47(r/min)nii=ni/i齒輪1=382.47/5.6=68.298(r/min)niii=nii/i齒輪2=68.298/3.55=19.23(r/min)2、 計算各軸的功率（k

8、w）p0=pd=5.5kwpi=p0×帶=11×0.95=5.072kwpii=pi×軸承×齒輪=5.072×0.98×0.97=4.87kwpiii=pii×軸承×齒輪=4.87×0.98×0.97=4.677kw3、 計算各軸扭矩（n·mm）t0=9.55×106p0/n0=9.55×106×5.5/960=53.11n·mti=9.55×106pi/ni=9.55×106×5.072/382.47=126.64

9、4n·mtii=9.55×106pii/nii=9.55×106×4.87/68.298=680.964n·mtiii=9.55×106piii/niii=9.55×106×4.677/19.23=2322.691n·m運動和動力參數的計算數值可以整理列表備查：電動機輸出i軸ii軸iii軸n（r/min）960382.4768.29819.23p（kw）5.55.0724.874.677t（nm）53.11126.644680.9642322.691五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1）

10、確定計算功率 pca 由課本附表11.6得：ka=1.1pca=ka pi=1.1×5.5=6.05kw（2） 選擇普通v帶截型根據pca、ni，由教材的附圖11.1確定選用a型v帶。（3） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由教材附表11.4和附表11.7 得，選取小帶輪基準直徑為d1=125mm根據教材式（9.14），計算從動帶輪基準直徑d2 d2= d1i帶=125×2.51=313.75mm驗算帶速v：v=d1 ni /60×1000=×125×960/60×1000=6.28m/s <30m/s帶速合適。（4） 確定帶長和中

11、心矩根據0.7(d1+ d2)a02(d1+ d2)0.7(125+315)a02×(125+315)所以有：308mma0880mm初步確定中心矩a0=500mm由課本式（9.26）得：ld=2a0+1.57(d1+ d2)+( d1- d2)2/4a0=2×500+1.57(125+315)+(125-315)2/（4×500）=1708.85mm根據課本附表11.3取ld=1800mm根據課本式（9.17）計算實際中心矩a aa0+(ld- ld)/2=500+(1800-1708.85)/2=545.575mm(4)驗算小帶輪包角1=1800-( d2-d

12、1)/a×600=1800-190/545.575×600=159.10>1200（適用）（5）確定帶的根數 由ni=960r/min、d1=125mm、i帶=2.51，根據課本附表11.5a和附表11.5b得p0=1.4kw，p0=0.11kw根據課本附表11.8得k=0.95根據課本附表11.9得kl=1.01由課本式（9.29）得z= pca/(p0+p0)kkl=4.1757取z=5根。(6)計算預緊力f0由課本附表11.2查得q=0.10kg/m，由式（9.30）得f0=500（pca/zv）（2.5/k-1）+qv2=500×（6.05/（5&#

13、215;6.28）×(2.5/0.95-1)+0.10×6.282n=161.13n（7）計算作用在軸承的壓力q由課本式（9.31）得q=2zf0sin（1/2）=2×5×161.13xsin（159.1/2）=1584.57n2、齒輪傳動的設計計算1）高速級斜齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數a.大小齒輪都選用硬齒面。由附表6.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經調質后表面淬火，齒面硬度為hrc1=hrc2=45。b.初選8級精度。(gb10095-88)c.選小齒輪齒數z1=26，大齒輪齒數z2=i1 z1=5.6x26=145.

14、6，取z2=146。d.初選螺旋角為 =150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3a. 確定公式內的各計算值載荷系數k：試選kt=1.5。小齒輪傳遞的轉矩ti=126644n·mm齒寬系數：由附表6.4選取=1。彈性影響系數ze：由課本附表6.4查得ze=189.8。節點區域系數zh： zh= 由得=20.646900=14.076100則zh=2.425端面重合度：=29.419060=22.54910代入上式得=1.667接觸疲勞

15、強度極限hlim：由課本附圖6.6按硬齒面查得hlim1=hlim2=1000mpa應力循環次數n1=60n1jlh=60x382.47x1x(2x8x300x10)=1.102x109 n2= n1/i1=1.102x109/3.55=1.967x108接觸疲勞壽命系數khn：由課本附圖6.4查得khn1=0.91，khn2=0.98。接觸疲勞許用應力h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=1.0h1 =hlim1 khn1/sh=1000×0.91/1.0mpa=910mpah2 =hlim2 khn2/sh=1000×0.98/1.0mpa=980

16、mpa因（h1+ h2）/2=945 mpa <1.23h2,故取h=945 mpab.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3= 2×1.5×126644×(5.6+1)/0.9×5.6×0.2372221/3mm=39.942mm(2)計算圓周速度v0.7999m/s(3)計算齒寬與齒高比b/h：b/h11.96(4)計算載荷系數k：由v0.7999m/s，查附圖6.1,k=1.05 由附表6.2查得=1.0,由附表6.2查得使用系數=1參考附表6.3中6級精度公式,估計>1.34

17、=1.508取=1.55由附圖6.2查得徑向載荷分布系數=1.38載荷系數k=(5)按實際的載荷系數驗算分度圓直徑=41.043mm模數：mn=cosxd1/z1=41.043cos15°/26=1.5248mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 (1) 確定公式中的參數1. 載荷系數kka=1 ka=1 kv=1.05 =1.38k=1x1.05x1x1.38=1.4492. 齒形系數yfa和應力修正系數ysa根據齒數z1=26,z2=146由表6-9相得yfa1=2.53 ysa1=1.62yfa2=2.1352 ysa2=1.83842. 計算螺旋角影響系數y：軸面重合度 0.318

18、2.215y11x15°/120°0.8753.許用彎曲應力f根據課本p136（6-53）式：f= flim ystynt/sf由課本圖6-3查得：knf1=0.9, knf2=0.95flim1=flim2 =500mpa取sf1.44.計算兩輪的許用彎曲應力f1=flim1 ystynt1/sf=0.9×500/1.4mpa=321.4mpaf2=flim2 ystynt2/sf =0.95x500/1.4mpa=339.3mpa5.確定ystynt/f：yst1ynt1/f10.01275；yst2ynt2/f20.01157；取大值。(2)計算齒輪模數：m

19、=1.5022比較兩種強度校核結果，確定模數為mn24.幾何尺寸計算（1） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (z1+z2)/2cos=2.5*(26+130)/2*cos15°=178.06mm取a178mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.918694°°（3） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*z1/cos53.814mmd2mn*z2/cos301.358mm（4） 計算齒輪齒寬：b153.814mm調整后取b255mm，b160mm1）低速級直齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數a.大小齒輪都選用硬齒面。由附

20、表6.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經調質后表面淬火，齒面硬度為hrc1=hrc2=45。b.初選8級精度。(gb10095-88)c.選小齒輪齒數z1=26，大齒輪齒數z2=i2 z1=3.55x26=92.3，取z2=92?？紤]到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3a. 確定公式內的各計算值載荷系數k：試選kt=1.5。小齒輪傳遞的轉矩tii=680964n·mm齒寬系數：由附表6.4選取=1。彈性影響系數ze：由課本附表6.4查得

21、ze=189.8。節點區域系數zh： zh= 2.5接觸疲勞強度極限hlim：由課本附圖6.6按硬齒面查得hlim1=hlim2=1000mpa應力循環次數n1=60n1jlh=60x68.298x1x(2x8x300x10)=1.967x108 n2= n1/i1=5.54x107接觸疲勞壽命系數khn：由課本附圖6.4查得khn1=0.95，khn2=0.98。接觸疲勞許用應力h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=1.0h1 =hlim1 khn1/sh=1000×0.91/1.0mpa=950mpah2 =hlim2 khn2/sh=1000×0

22、.98/1.0mpa=980mpa因（h1+ h2）/2=950 mpa <1.23h2,故取h=950 mpab.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3= 2×1.5×680964×(3.55+1)/0.9×3.55×0.2372221/3mm=86.766mm(2)計算圓周速度v0.31m/s(3)計算齒寬與齒高比b/h：b/h11.56(4)計算載荷系數k：由v0.31m/s，查附圖6.1,k=1.02 由附表6.2查得=1.0,由附表6.2查得使用系數=1參考附表6.3中6級精度公

23、式,估計>1.34=1.508取=1.55由附圖6.2查得徑向載荷分布系數=1.38載荷系數k=(5)按實際的載荷系數驗算分度圓直徑=88.3mm模數：m= d1/z1=88.3/26=3.396mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 (2) 確定公式中的參數3. 載荷系數kka=1 ka=1 kv=1.02 =1.38k=1x1.02x1x1.38=1.40762. 齒形系數yfa和應力修正系數ysa根據齒數z1=26,z2=92由表6-9相得yfa1=2.60 ysa1=1.595yfa2=2.196 ysa2=1.7823.許用彎曲應力f根據課本p136（6-53）式：f= flim ys

24、tynt/sf由課本圖6-3查得：knf1=0.95, knf2=0.97flim1=flim2 =500mpa取sf1.44.計算兩輪的許用彎曲應力f1=flim1 ystynt1/sf=0.95×500/1.4mpa=339mpaf2=flim2 ystynt2/sf =0.97x500/1.4mpa=346.4mpa5.確定ystynt/f：yst1ynt1/f10.01223；yst2ynt2/f20.01130；取大值。(2)計算齒輪模數：=3.26比較兩種強度校核結果，確定模數為m3.5mm4.幾何尺寸計算（5） 計算齒輪傳動的中心矩aa=m (z1+z2)/2=2.5*

25、(26+130)/2=206.5mm（6） 計算齒輪分度圓直徑：d1m*z191mmd2m*z2322mm（7） 計算齒輪齒寬：b191mm取b291mm，b196mm六. 軸的設計計算輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255hbs根據課本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d110 (5.072/382.47)1/3mm=26.04mm2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配考慮帶輪的結構要求及軸的剛度,取裝帶輪處軸徑=30mm,按軸的結構要求,取軸承處軸徑d=40mm（2）確定軸各段直徑和長度初選深溝球軸承6308,d=40mm,b=23m

26、m整個軸的設計結構尺寸簡圖見下圖:(3) 按彎矩合成應力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 ft12*t1d14707n徑向力 fr1ft1*tan（an）cos1773n 軸向力 fa1ft1tan=1261n帶傳動作用在軸上的壓力為q1585n計算支反力：水平面 rah=1272n rbh=ft1-rah=3435n垂直面因為mb=0,rav- rav =2863n因為f=0， rbv=-rav+q+fr1=-495n4.作彎矩圖水平面彎矩：mch=-rbhx63.5=-218.1225n.m垂直面彎矩：mav=-qx97=-153.745n.mm

27、cv1=-qx(97+171.5)+ravx171.5=65.432n.mmcv2=rbvx63.5=31.4325n.m合成彎矩：ma=mav=-153.745n.mmc1=mch2+mcv12=227.725n.mmc2=mch2+mcv22=220.376n.m5.扭矩計算： t=126.644n.m6.當扭轉剪切應力為脈動循環變應力時，取系數0.6計算彎矩為： mcad=md2+(t)2=75.9864nm mcaa=ma2+(t)2=171.498nm mcac1=mc12+(t)2=240.068nm mcac2=mc22+(t)2=233.108nm7.按彎矩合成應力校核軸的強度

28、由于軸材料選擇45號鋼，調質處理，查表得b=650mpa,-1=60mpa，t=30mpa由計算彎矩圖可見,c1剖面的計算彎矩最大,該處的計算應力為:caa=mcaaw=15.4mpa<-1,故安全。d剖面的軸徑最小,該處得計算應力為:cad=mcadw=28.1mpa<-1,故安全。中間軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度230hbs根據課本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d45.614mm2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配按軸的結構要求,取軸承處軸徑d=50mm,軸承處為最小直徑處.用鍵連接高速軸大齒輪.（2）確定軸各段直徑和長度

29、初選深溝球軸承6310,d=50mm,b=27mm整個軸的設計結構尺寸簡圖見下圖:(4) 按彎矩合成應力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 齒輪的受力分析圓周力 徑向力 4. 計算支反力 水平面內: 得 垂直面內 5.作彎矩圖 水平面內 垂直面 合成彎矩: 6.作轉矩圖 7.作計算彎矩圖 當扭轉剪應力為脈動循環變應力時,取系數=0.61052076n.mm693154n.mm691539n.mm8.按彎矩合成力校核軸強度 軸的材料為45鋼,調質,查表得拉伸強度極限,對稱循環變應力時的許用應力b=60mpa由計算彎矩可見,c剖面的計算彎矩最大,該處的計算應力為: <b

30、safe.低速軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度230hbs根據課本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d68.66mm2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配按軸的結構要求,取軸承處軸徑d=70mm,軸承處為最小直徑處.用鍵連接高速軸大齒輪.（2）確定軸各段直徑和長度初選深溝球軸承6214,d=70mm,b=24mm整個軸的設計結構尺寸簡圖見下圖:(5) 按彎矩合成應力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 齒輪的受力分析圓周力 徑向力 5. 計算支反力 水平面內: 得 垂直面內 5.作彎矩圖 水平面內 垂直面 合成彎矩: 6.作轉矩圖

31、 7.作計算彎矩圖 當扭轉剪應力為脈動循環變應力時,取系數=0.6859626n.mm8.按彎矩合成力校核軸強度 軸的材料為45鋼,調質,查表得拉伸強度極限,對稱循環變應力時的許用應力b=60mpa由計算彎矩可見,c剖面的計算彎矩最大,該處的計算應力為: <b safe.七、滾動軸承的選擇及校核計算1. 高速軸：選用型號為6308的深溝球軸承，其基本參數如下：軸承型號ddbcrcor630840902331.222.2對于左軸承，p13132.85n;對于右軸承，p2=3470.48n。lh325000h>15000h，故合格2. 中間軸：選用型號為6310的深溝球軸承，其基本參數

32、如下：軸承型號ddbcrcor6310501102747.535.6對于左軸承，p111541.65n;對于右軸承，p2=8786.37n。lh35600h>15000h，故合格3. 低速軸：選用型號為6214的深溝球軸承，其基本參數如下：軸承型號ddbcrcor6214701252446.837.5對于左軸承，p15693n;對于右軸承，p2=10234n。lh235600h>15000h，故合格八.鍵校核1. 高速軸：帶輪處選用c型鍵，參數如下：鍵型號dbbhlc8*63gb/t1096-197930658763 p=5060,鍵的工作長度ll-b/259mm；kh/23.5m

33、m p40.886mpa<p,安全。2. 中間軸：選用a型鍵，參數如下：鍵型號dbbhl16*53gb/t1096-19797055161053 p=100120,鍵的工作長度ll-b37mm；kh/25mm p96.59mpa<p,安全。3. 低速軸：齒輪處選用a型鍵，參數如下：鍵型號dbbhl22*87gb/t1096-19798091221487 p=100130,鍵的工作長度ll-b65mm；kh/27mm,采用雙鍵,則有 p86.4mpa<p,安全。聯軸器選用a型鍵，參數如下：鍵型號dbbhl20*100gb/t1096-1979651102012100 p=100

34、130,鍵的工作長度ll-b80mm；kh/26mm p108.81mpa<p,安全。九.聯軸器的選定聯軸器的計算轉矩：tcakat3484nm故選用zl5彈性柱銷齒式聯軸器，其參數如下：聯軸器型號dlntzl56014240004000十.減速器的潤滑v1=1.65m/s;v2=0.31m/s因為v <12m/s,所以齒輪采用油潤滑，選用l-an68全損耗系統用油（gb443-1989），大齒輪浸入油中的深度約為12個齒高，且不少于10mm。對于軸承，因為v1<2m/s，故可以用脂潤滑.由表14.2選用鈣基潤滑脂l-xaamha2(gb491-1987),只需填充

35、軸承空間的1/31/2,并在軸承內側設檔油環,使油池中的油不能進入軸承以致稀釋潤滑脂.f=4550nv=0.95m/sd=590mm總=0.8099p工作=5.339kwped=5.5kw電動機轉速：nd =960r/min電動機型號y123m2-6i總=50.264v帶傳動比：i帶=2.51i1=5.6i2=3.55n0 =960r/minni=382.47r/minnii=68.298r/minniii=19.23(r/min)p0=5.5kwpi=5.072kwpii=4.87kwpiii=4.677kwt0=53.11n·mti=126.644n·mtii=680.964n·mtiii=2322.691n·m小帶輪基準直徑為d1=125mm從動帶輪基準直徑d2d2 =315mm帶速v：v=6.28m/s308mma0880mm取a0=500mmld=1800mma=545.575mm小帶輪包角1=159.10>1200z=5根f0=161.13nq =1584.57n z1=26z2=146=150kt=1.5ti=126644n·mmnl1=1.102×109nl2=1.967×108znt1=0.91znt2=0.98h1=910mpah2=980mpad1