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諫器設計者:指導教師:一、設計任務書3二、整體結構及電動機的選擇一、電機和工作機的安裝位置3二、選擇電動機4三、運動和動力參數的計算、分酉己傳動比5二、計算傳動裝置的運動和動力參數5四、齒輪的設計計算一、高速級齒輪的設計與校核6二、低速級齒輪的設計與校核10五、箱體的結構尺寸確定13六、軸、聯軸器、軸承的設計一、最小軸徑的確定14二、聯軸器的選擇14三、軸承的選擇14四、軸承潤滑方式的選擇15五、軸的結構設計15七、軸的校核一、高速軸校核17二、中間軸校核18三、低速軸校核19八、軸承使用壽命校核21九、鍵的校核21十、參考資料22一、設

2、計任務書一、課題：減速器傳動裝置分析設計二、課程設計的目的1）通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產實際知識去分析和解決機械設計問題，并使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發展。2）學習機械設計的一般方法。通過設計培養正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。3）進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標準和規范。三、課程設計內容1）傳動裝置的總體設計。2）傳動件及支承的設計計算。3）減速器裝配圖及零件工作圖。4）設計計算說明書編寫。四、工作要求1）部件裝配圖一張（A1）;2）零件工作圖兩張（A3）;3）對傳動系統進行結構分析、運動分析

3、并確定電動機型號、工作能力分析；4）對傳動系統進行精度分析，合理確定并標注配合與公差；5）設計說明書一份。五、已知條件1）輸送帶工作拉力：0.85KN;2）運輸帶工作速度：V=1.6m/s；3）滾筒直徑：D=260mm;4）工作情況：一班制單向運載，載荷平穩；5）工作環境：室內多塵；六、完成時間共3周（2009、6、222009、7、10）二、整體結構及電動機的選擇一、電機和工作機的安裝位置：電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。圖一：傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統總體方案如：傳動裝置總體設計圖所示二、選擇電動機1、選擇電動機系列按工作要求及工作條件，選用三相異

4、步電動機，封閉式扇式結構，即：電壓為380VY系列的三相交流電源電動機。2、選電動機功率1）、傳動滾筒所需有效功率PwFV10008501.61000=1.36kw2）、傳動裝置總效率I.-0.859按機械設計課程設計表2-4確定部分效率如下聯軸器1傳動效率：、1=0.99聯軸器2傳動效率："L2=0.99閉式齒輪傳動效率：G=0.97滾動軸承效率：B=0.98傳動滾筒效率：CY=0.96得=0.9920.9930.9720.96=0.8593 )、所需電動機功率Pw1.36dMpr=1.580.8594 )、電動機的額定功率Ped=2.2kw3、確定電動機轉速1)傳動滾筒轉速100

5、060v1000601.6nw=117二d二260I=(36)x(36)=(936)nd'=I'nw=(10534212)由此可以選出，Y180L-8,結構緊湊。三、運動和動力參數的計算一、傳動比分配(1)、兩級齒輪傳動比公式11 =(1.11.5注12 =J(1.31.4)iv(2)、減速器傳動比總傳動比i=巫=1420=12.14nw117(3)分配傳動比11 =3.8212 =3.18二、計算傳動裝置的運動和動力參數0軸:電動機轉軸pp0p0=ped=2.2kw,n0=1420r/min,T0=955014.8Nmn0I軸：高速軸Pi=2.178kwq=1420r/min

6、Ti=9550包=95502.178=14.65NmnI1420II軸：中間軸Pii=2.09kwnn工-=371.7r/min3.82Tii=9550pniiIII軸：低速軸=955009=53.70Nm371.7Piii=2.01kwnmnn*117r/min3.18Tiii=9550還=9550201=164.06Nmnm117數據匯總:項目電動機轉軸高速軸I中間軸II低速軸III轉速r/mi7117功率kw2.22.1782.092.01轉矩N.m14.814.6553.70164.06傳動比13.823.181效率0.990.97020.98310.99四、

7、齒輪的設計計算、高速級齒輪的設計與校核1、選材1)選擇使用圓柱直齒輪2)一般機器，速度不高，選用7級精度(GB10095-88)3）.材料選擇，由機械設計表10-1中知選擇：小齒輪材料為40Cr（調質處理）硬度為280HBS.大齒輪材料為45鋼（調質處理）硬度為240HBS,硬度差為40HBS.2、初步計算選取小齒輪齒數Z=20則大齒輪的齒數Z2=77d1t=2.3233KT1u_(；du0hZe)2（1）計算公式內的各計算數值1）試取載荷系數為Kt=1.3.2）小齒輪的轉矩為T1=14.65N.m3）由表10-7取齒寬系數a=1.014）由表10-6查得材料彈性影響系數ZE=189.8MPa

8、2.5）由圖10-2按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限%而1=600MPa大齒輪接觸疲勞強度極限c-lim2=550MPa.6)應力循環次數N1=6014201.0(1830010)=2.0448109N2=5.3510811由10-19取接觸疲勞接觸疲勞Khni=0.9,Khn2=0.95取失效概率為1%.安全系數為S=1.由式：二H1=KHN：lim1=540Mpa二h2=KHN/m2=522.5Mpa所以二=二H2(2)計算1)小齒輪分度圓直徑.d1t=2.3231竺"()2=34.084duoh2）計算圓周速度二dm601000=2.53m/s3）寬度b及模數mntb=d

9、d1t=34.084mm模數：mt=%=1.7Zi齒高：h=2.25mt=3.83mm=8.89h計算載荷系數K由V=2.53m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.10直齒輪，Kh-.=Kf;.=1;由表10-2查得使用系數KA=1;由表10-4用插值法查得7級精度小齒輪相對支承非對稱分布時，KHp=1.456;rb由2=8.89KH:=1.415查圖10-13得Kf：=1.35;h故荷載系數K=KaKvKh：.Kh?=1.55656）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑K一1.5565d1=d1t34.084336.19mm11Kt1.37）計算模數m="=36.1

10、9=1.81mmZi203、按齒根彎曲強度設計2KT1YFaYsa號矩強的的計算公式為：m>3!a21（）,dZi%（1）確定參數1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲螂度極限仃FE1=50CMpa大齒輪的彎曲強度極陸FE2=38CMp2）由圖10-1服彎曲疲勞壽命系數Kfni=0.85,Kfn2=0883）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞系舞=1.4,得%產勺巴=30357;%2=Kfn*fE2=23886;SS4）計算載荷系數K。K=KaKvKf：Kf：=1.5125）查取齒形系數。由表10-5查得YFa1=2.80,YFa2=2.2266）查取應力校正系數。由表10-5差得-1.5

11、5.Yso2=1.7647）計算大、小齒輪的上也并加以比較。二fYFa1Ysa1=0.01430YFa2vsa2=0.01644二F1二F2大齒輪的數值大。(2)設計計算2KT1YFaYSam-3,1(FaSa)=1.446dZ；'二f"綜合考慮取m=1.5按接觸強接觸強&=36.1925算出最小齒乙=電-24mZ2=Zi1=91.6892這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費4.幾何尺寸的計算1）計算大小齒輪的分度圓直徑d1=Z1m=36mm,d2=Z2m=138mm2)計算中心距二87mmd1d2a=23

12、）計算齒輪寬度b=ddi=36取B2=36,B1=44、低速級齒輪的設計與校核1、選材材料與高速軸相同2、初步計算選取小齒輪齒數乙=20.則大齒輪的齒數為z2=67.2,ZeZhu+1KT11h）ua務1）試取載荷系數為Kt=1.3.2）小齒輪的轉矩為T1=53700N.m3）由表10-7取齒寬系數句=1.014）由表10-6查得材料彈性影響系數ZE=189.8MPa.5）由圖10-2按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限5而1=600MPa.大齒輪接觸疲勞強度極限：Hm2=550MPa.6）應力循環次數N1=5.352108N2=1.6832108取接觸疲勞接觸疲勞Khni=0.95Khn2

13、=0.99接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%.安全系數為S=1.由式KHNT-lim1；-hi=570MpaKHN2lim2,、-H2=544.5Mpa3、計算1）小齒輪分度圓直徑.d1t,2.323KtTiu1(ZE)2=51.829mm二dU二h2)計算圓周速度：,d3tn3V3t3=1.008m/s6010003)寬度b及模數mntb=dd3t=51.8294）模數=2.59mm齒高h=2.25mt-5.831mmb8.89h5）載荷系數由10-8查表得KV=1.05直齒輪，Kh.=KF.=1由表10-2查得使用系數KA=1由表10-4用插值法查得KHp=1.4197由上述條件查圖10-

14、131KF-：=1.34.K=KaKvKh-Kh-：=1.491二按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑d1二dtK354.252mmKt6）模數d1m=2.71mmZi4、按齒根彎曲強度設計(1)m_32KT1.dZi2(YFaYsa二f1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度cFE1=500Mpa;大齒輪的彎曲強度極限c-FE2=380Mpa2)由圖1018取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.88,KFN2=0.923)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4,KFN1FE1_oF1=FNFE1=314.286MpaKFN2'-'FE2_0f2=-=249.714

15、Mpa4)計算載荷系數KoK=KaKvKf-.Kf：=1.4075)查取齒形系數。由表10-5查得丫面=2.80,YFa2=2.252。6)查取應力校正系數。由表10-5查得YSa1=1.55,YSa2=1.744。=0.013809二F1YFa2YSa2=0.015728二F2(2)設計計算2KT1YFaYSam_3：()=1.811mm,2Zi2'二f綜合考慮取m=2.5、幾何尺寸的計算1）按接觸強度算得的分度圓直徑d1=54.252mmd1,乙=：27,Z2=86m分度圓直徑：d1=Z1m=120mm,d2=Z2m=3602）計算中心距a=d2=113mm23）計算齒寬b=dd1

16、=54mm取B2=54mm,B1=60mm三、所有齒輪的參數dmzab高速級大1381.5928736小362444低速級542760五、箱體的結構尺寸確定（機械設計課程設計手冊p173）箱座壁厚：6=0.025a2+3之8mm,而，0.025X240+3=9所以，取=10mmo箱蓋壁厚：61=0.025a2+3之8mm,所以，取6=10mm。箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：b=10mm,b1=10mm,b2=10mm.箱座、箱蓋的肋厚：m=0.85“=8.5，取m=8mm。軸承旁凸臺的半徑：R=C2軸承蓋外徑：D2=D+（55.5）d3（其中，D為軸承外徑，d3為軸承

17、蓋螺釘的直徑）。中心高：H=146mm地腳螺釘的直徑：df=13mm;數目：6。軸承旁聯接螺栓的直徑：d1=6mm;箱蓋、箱座聯接螺栓的直徑：d2=10mmdf,d1,d2至箱外壁的距離：Cf1=20mmCf2=20mmC11=15mmC12=13mmC2i=24.5mmC22=20mmdf,d2至凸緣邊緣的距離：Cf2=20mmC12=22mmC22=20mmo外箱壁到軸承座端面的距離：L1=40mm。齒輪頂圓與內箱壁距離：取：&=38.5mm。齒輪端面與內箱壁距離：取：A2=14mmo軸承端面至箱體內壁的距離，脂潤滑時：&3=10mm旋轉零件間的軸向距離：A4=15mm齒頂

18、圓至軸表面的距離：A5=70.5mm大齒輪頂圓至箱底內表面的距離：A6=38.5mm箱底至箱底內壁的距離：-：7=20mm箱體內壁軸向距離：L1=135mm箱體軸承座孔端面間的距離：L2=170.5mm六、軸、聯軸器、軸承的設計一、最小軸徑的確定按扭轉強度估算軸的直徑，即dAA，Pmm,由于轉速不高，選45鋼。高速軸：A=110d>12.686mm中間軸：A=110d>19.560mm低速軸：A=110d>28.383mm二、聯軸器的選擇聯軸器的計算轉矩Tca=KaT3,查表14-1,考慮為輸送機，轉矩變化很小，故取1.7,所以高速級：T=14.65Nm選TL4內徑d=20m

19、m低速級：T=164.06Nm選YL8YLD8內徑d=32mm三、軸承的選擇軸承的選擇由聯軸器或最小軸徑確定，高速軸：6006,中間軸：6005低速軸：6006,6008四、軸承潤滑方式的選擇高速級齒輪的圓周速度V=1.08,所以選脂潤滑五、軸的結構設計1、高速軸1) .擬訂軸上零件的裝配方案如圖所示裝配方法(2)根據軸向定位的要求確定軸的各段長度和直徑.1由聯軸器的型號可確定Lf=62mm,Df=30mm。2聯軸器左端需要軸肩定位，所以取De=26mm。軸承端蓋的厚度L=7.2mm,為方便裝卸取端蓋外伸距離L=37mm,由旋蓋式油杯的尺寸確定端蓋內壁到軸承的距離L=24mm,所以Le=75m

20、m。3 由軸承的參數B可確定Ld=11mm,La=34mm。Dd=Da=30mm。4 Lb=135mm,A與B之間用套筒進行軸向定位，故無軸肩，所以取Db=36mm。5由箱體內壁間距L2=135mm,可算出Lc=75mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑及其長度。(3) .軸上零件的軸向定位連軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，按dF=20mm由機械設計課程設計表141查的平鍵截面bXh=6mmX6mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工長為62mm(4) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考表152,取軸端倒角為2X450。軸中各處倒圓角r=1.6mm。2、中間軸:具體方法通高速軸。軸上的裝配方案如圖:(2)各段的參數如

21、下：La=40mm,Da=25mm;Lb=34mm,Db=35mm;Lc=12mm,Dc=41mm;Ld=60mm,Dd=54mm,Le=12mm,De=35mm,Lf=22,Df=25.(3) .軸上零件的軸向定位齒輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接，按Db=35mm由機械設計課程設計表141查的平鍵截面bxh=10mmx8mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工長為34mm,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H7配合為H7,滾動軸承與軸的定位是由過渡配合來保證。此處軸的選擇直徑尺寸h6公差為m6o(4) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考表152,取軸端倒角為2X45°。軸中各處

22、倒圓角r=1.6mm。3、低速軸：具體方法通高速軸。軸上的裝配方案如圖：一一一一二:1L._EG(2)各段的參數如下：La=60mm,Da=32mm;Lb=52mm,Db=38mm;Lc=13mm,Dc=40mm;Ld=60mm,Dd=46mm,Le=16mm,De=41mm.Lf=52mm,Df=35mm,Lg=39mm,Dg=30mm.(3) .軸上零件的軸向定位齒輪，半連軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接，按dF=35mm由機械設計課程設計表141查的平鍵截面bxh=10mmx8mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工長為80mm,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H7,同樣，半連軸器與軸的連接，選用平鍵10mmX8mmxh6H745mm,半連軸器和軸的配合為。滾動軸承與軸的定位是由過渡配合來保證。k6此處軸的選擇直徑尺寸公差為m6o(4) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考表152,取軸端倒角為2X45°。軸中各處倒圓角r=1