機械設計課程設計-一級圓柱齒輪減速器說明書-(1)教材機械設計課程設計-一級圓柱齒輪減速器說明書-(1)教材68/68機械設計課程設計-一級圓柱齒輪減速器說明書-(1)教材機械設計《課程設計》課題名稱系別專業班級姓名學號指導老師完成日期

一級圓柱齒輪減速器的設計計算2010年04月24日目錄1第一章緒論第二章課題題目及主要技術參數說明課題題目主要技術參數說明傳動系統工作條件傳動系統方案的選擇第三章減速器結構選擇及相關性能參數計算減速器結構電動機選擇傳動比分配動力運動參數計算第四章齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪)齒輪資料和熱辦理的選擇齒輪幾何尺寸的設計計算依照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸齒輪波折強度校核齒輪幾何尺寸確實定齒輪的結構設計第五章軸的設計計算(從動軸)軸的資料和熱辦理的選擇軸幾何尺寸的設計計算依照扭轉強度初步設計軸的最小直徑2軸的結構設計軸的強度校核第六章軸承、鍵和聯軸器的選擇軸承的選擇及校核鍵的選擇計算及校核聯軸器的選擇第七章減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算潤滑的選擇確定密封的選擇確定7.3減速器附件的選擇確定7.4箱體主要結構尺寸計算第八章總結參照文件3第一章緒論本論文主要內容是進行一級圓柱直齒輪的設計計算，在設計計算中運用到了《機械設計基礎》、《機械制圖》、《工程力學》、《公差與互換性》等多門課程知識，并運用《AUTOCAD》軟件進行畫圖，因此是一個特別重要的綜合實踐環節,也是一次全面的、規范的實踐訓練。經過此次訓練，使我們在眾多方面獲取了熬制和培養。主要表現在如下幾個方面：（1）培養了我們理論聯系實質的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實質進行解析和解決工程實責問題的能力，牢固、深入和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）經過對通用機械部件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，成立正確的工程設計思想，培養獨立、全面、科學的工程設計能力和創新能力。（3）別的培養了我們查閱和使用標準、規范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、畫圖數據辦理、計算機輔助設計方面的能力。（4）加強了我們對Office軟件中Word功能的認識和運用。第二章課題題目及主要技術參數說明42.1課題題目帶式輸送機傳動系統中的減速器。要求傳動系統中含有單級圓柱齒輪減速器及帶傳動。主要技術參數說明輸送帶的最大有效拉力F=1150N，輸送帶的工作速度V=1.6m/s，輸送機滾筒直徑D=260mm。傳動系統工作條件帶式輸送機在常溫下連續工作、單向運轉；空載起動，工作載荷較平穩；兩班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為3年，中批量生產；三相交流電源的電壓為380/220V。傳動系統方案的選擇圖1帶式輸送機傳動系統簡圖計算及說明結果5第三章減速器結構選擇及相關性能參數計算減速器結構本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。電動機選擇（一）工作機的功率PwPw=FV/1000=1150×（二）總效率總2總=帶齒輪聯軸器滾筒軸承2＝（三）所需電動機功率PdPdPw/總1.84/0.8762.100(KW)查《機械部件設計手冊》得Ped=3kw電動機采用Y112M-4n滿=1420r/min傳動比分配工作機的轉速n=60×1000v/（D）=60×1000××260)i總n滿/n1420/117.58912.076(r/min)取i帶3則i齒i總/i帶動力運動參數計算（一）轉速n計算及說明

電動機采用：Y100L2-4i帶3i齒結果6n0=n滿（r/min）=1420nI=n0/i帶=n滿/i帶（r/min）nII=nI/i齒（r/min）nIII=nII（r/min）（二）功率PP0Pd1.612(kw)P1P0帶2.1000.941.974(kw)P2P1齒輪軸承1.916(kw)P3P2聯軸器軸承1.9160.990.991.875(kw)（三）轉矩TT09550P0/n09550=14.126(N﹒m)T1T0帶i帶340.684(Nm)T2T1齒輪軸承i齒=158.872(N﹒m)T3T2聯軸器軸承i齒帶1=155.710(N﹒m)計算及說明結果7將上述數據列表以下：軸號功率NT/P/kW-1)(N﹒m)i0142031231第四章齒輪的設計計算齒輪資料和熱辦理的選擇小齒輪采用45號鋼，調質辦理，HB＝236大齒輪采用45號鋼，正火辦理，HB＝190齒輪幾何尺寸的設計計算依照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸由《機械部件設計手冊》查得Hlim1580MPa,Hlim2530MPa,SHlim=1Flim1215MPa,Flim2200MPa,SFlim1n1/n2由《機械部件設計手冊》查得ZN1=ZN2=1YN1=YN2由Hlim1ZN15801H11580MPaSHlimHlim2ZN25301H21530MPaSHlim計算及說明結果8Flim1YN1215F11244MPaSFlimFlim2YN2200F21204MPaSFlim（一）小齒輪的轉矩TIT19550P1/n195501.974/473.37742.379(Nm)（二）選載荷系數K由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩，齒輪在兩軸承間對稱部署。查《機械原理與機械部件》教材中表得，取K＝（三）計算尺數比（四）選擇齒寬系數d依照齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱部署。查《機械原理與機械部件》教材中表得，取d＝1（五）計算小齒輪分度圓直徑d1d1≥計算及說明結果931)3(4.0251)KTI(ud1766]2=7662d[H2u1530=44.714(mm)（六）確定齒輪模數mad1114.025112.343mm22～～0.02)×取m=2（七）確定齒輪的齒數Z1和z2d1取Z1=24Z1m3Z2Z1取Z2=96（八）實質齒數比''Z296Z1424'齒數比相對誤差<±2.5%贊同（九）計算齒輪的主要尺寸d1mZ122448(mm)d2mZ2296192(mm)計算及說明

Z1=24Z2=96d1=48mmd2=192mm結果10中心距a1d1d2148192120mm22齒輪寬度B2dd114848(mm)B1=B2+(5～10)=53～58(mm)取B1=57(mm)（十）計算圓周轉速v并選擇齒輪精度vd1n13189m/s601000查表應取齒輪等級為9級，但依照設計要求齒輪的精度等級為7級。齒輪波折強度校核（一）由4﹒2﹒1中的式子知兩齒輪的許用波折應力F1244MPaF2204MPa（二）計算兩齒輪齒根的波折應力由《機械部件設計手冊》得YF1YF2比較YF/F的值YF1/[F1]=2.63/244=0.0108>YF2/[F2計算大齒輪齒根波折應力為

a=120mmB1=57mmB2=48mm(m/s)定為IT7計算及說明結果112000KT1YF1F1663222B2m2Z240.952(MPa)F1齒輪的波折強度足夠齒輪幾何尺寸確實定齒頂圓直徑da由《機械部件設計手冊》得**ha=1da1d12ha1Z12ham(2421)254(mm)da2d22ha2Z22ham(9621)2196(mm)齒距P=2×3.14=6.28(mm)齒根高hfhacm2.5(mm)齒頂高haham122(mm)齒根圓直徑dfdf1d12hf48243(mm)df2d22hf192187(mm)齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算以下：軸孔直徑d=50(mm)輪轂直徑D1×50=80(mm)輪轂長度LB266(mm)輪緣厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取0=8輪緣內徑D2=da2-2h-20=196-2××8計算及說明

強度足夠da1=54mmda2=196mmhfha=2mmdf1=43mmdf2=187mm結果12=171(mm)取D2=170(mm)腹板厚度c=0.3B2×取c=15(mm)腹板中心孔直徑D0=0.5(D1+D2)=0.5(170+80)=125(mm)腹板孔直徑d0（D2-D1）（170-80）=22.5(mm)取d0=20(mm)齒輪倒角×2=1齒輪工作如圖2所示：計算及說明結果13第五章軸的設計計算軸的資料和熱辦理的選擇由《機械部件設計手冊》中的圖表查得選45號鋼，調質辦理，HB217～255b=650MPas=360MPa1=280MPa軸幾何尺寸的設計計算依照扭轉強度初步設計軸的最小直徑33從動軸d2=cP2=115D2=32mmn2考慮鍵槽d2×采用標準直徑d2=32mm軸的結構設計依照軸上部件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。軸的強度校核從動軸的強度校核圓周力Ft=2000T2=2000×d2徑向力Fr=Ft×tan20°由于為直齒輪，軸向力Fa=0作從動軸受力簡圖：（如圖3所示）14從動軸RARBFtFrRHARHBFt水平面彎矩RvARvBFt垂直面彎矩合力彎矩扭矩危險截面當量彎矩從動軸受力簡圖15計算及說明結果L=110mmRHA=RHBFt×(N)MHCRHA×110×(Nm)RVA=RVB=0.5Fr×(Nm)MVCRVA×110×(Nm)轉矩(Nm)校核MC=MHC2MVC2=51.7222(Nm)Me=MC2aT220.6158.8722(Nm)由圖表查得，1b=55MPa3d≥10M

3e=10118.42=29.21(mm)1b0.1*55考慮鍵槽d=29.21mm<45mm則強度足夠第六章軸承、鍵和聯軸器的選擇軸承的選擇及校核考慮軸受力較小且主若是徑向力，應采用單列深溝球軸承主動軸承依照軸頸值查《機械部件設計手冊》選擇62072個（GB/T276-1993）從動軸承62092個從動軸（GB/T276-1993）承2個壽命計劃：計算及說明結果16兩軸承受純徑向載荷P=FrX=1Y=0從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209，基本額定功負荷Crft=1=3L10h=106ftCr10625.6110003==1088120160n2P60預期壽命為：8年，兩班制L=8×300×16=38400<L10h軸承壽命合格鍵的選擇計算及校核（一）從動軸外伸端d=42，考慮鍵在軸中部安裝應選鍵10×40GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，選45號鋼，其許用擠壓力p=100MPa從動軸外伸端Ft4000TI4000鍵10×p====82.75<p40h`lhld83032GB/1096—2003則強度足夠，合格（二）與齒輪聯接處d=50mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方向母線上，選鍵14×52GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，選45號鋼，其許用擠壓應力與齒輪聯接處p=100MPa鍵14×52GB/T109Ft=4000TI=40006—2003p=`lhld835=45.392<ph50則強度足夠，合格計算及說明結果17聯軸器的選擇由于減速器載荷平穩，速度不高，無特別要求，考慮拆裝方便及經濟問題，采用彈性套柱聯軸器TC=9550KPII=9550×nII采用TL8型彈性套住聯軸器，公稱尺寸轉矩Tn=250，采用TL8TC<Tn。采用Y型軸孔，型鍵軸孔直徑～，選，型彈性Ad=3240d=35套住聯軸孔長度L=82軸器TL8型彈性套住聯軸器相關參數許用外鍵公稱轉速軸孔軸孔徑軸孔槽型號轉矩n/直徑長度資料D/m種類類T/(N·m)1d/mmL/mm（r·m型minTL625033003582160HT20A型Y型0第七章減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算及裝置圖7.1潤滑的選擇確定7.1.1潤滑方式1.齒輪＜＜12m/s應用噴油潤滑，但考慮成齒輪浸油本及需要，采用浸油潤滑潤滑2.軸承采用潤滑脂潤滑軸承脂7.1.2潤滑油牌號及用量潤滑計算及說明結果181.齒輪潤滑采用150號機械油，最低～最高油面距10～20mm，齒輪用150號機械油需油量為1.5L左右2.軸承潤滑采用2L—3型潤滑脂，用油量為軸承間軸承用2L—3型隙的1/3～1/2為宜潤滑脂7.2密封形式1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封采用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外面軸的外伸端與透蓋的縫隙，由于V<3（m/s），應采用半粗羊毛氈加以密封4.軸承湊近機體內壁處用擋油環加以密封，防范潤滑油進入軸承內部7.3減速器附件的選擇確定列表說明以下：計算及說明結果19名稱功用數量資料規格螺栓安裝端蓋12Q235M6×16GB5782—1986螺栓安裝端蓋24Q235M8×25GB5782—1986銷定位235A6×40GB117—1986墊圈調整安裝365Mn10GB93—1987螺母安裝3A3M10GB6170—1986油標尺測量油1組合件面高度通氣器透氣1A37.4箱體主要結構尺寸計算箱座壁厚=10mm箱座凸緣厚度b=1.5,=15mm箱蓋厚度1=8mm箱蓋凸緣厚度b1=1.5,1=12mm箱底座凸緣厚度b2=2.5,=25mm,軸承旁凸臺高度h=45，凸臺半徑R=20mm齒輪軸端面與內機壁距離l1=18mm大齒輪頂與內機壁距離1=12mm小齒端面到內機壁距離2=15mm上下機體筋板厚度m1=6.8mm,m2主動軸承端蓋外徑D1=105mm從動軸承端蓋外徑D2=130mm地腳螺栓M16，數量6根第八章總結20經過本次畢業設計，使自己對所學的各門課程進一步加深了理解，對于各方面知識之間的聯系有了實質的領悟。同時也深深感覺自己初步掌握的知識與實質需要還有很大的距離，在今后還需要連續學習和實踐。本設計由于時間緊張，在設計中必然會有好多欠缺，若想把它變成實質產品的話還需要屢次的考慮和商議。但作為一次練習，確實給我們帶來了很大的收獲，設計涉及到機械、電氣等多方面的內容，經過設計計算、認證、畫圖，提高了我對機械結構設計、控制系統設計及步進電動機的采用等方面的認識和應用能力。總之，本次設計讓我受益非淺，各方面的能力獲取了必然的提高。參照文件1、《機械設計課程設計》，孫巖等主編，北京理工大學初版社。2、《機械設計課程設計》，銀金光等主編，中國林業初版社；北京希望電子初版社。3、《機械制圖》教材4、《機械設計基礎》教材5、《工程力學》教材6、其他機械類專業課程教材21浙江農林大學天目學院機械設計課程設計設計說明書課題名稱一級圓柱齒輪減速器專業姓名學號指導老師學期目錄22一課題題目及主要技術參數說明課題題目主要技術參數說明傳動系統工作條件傳動系統方案的選擇二減速器結構選擇及相關性能參數計算減速器結構電動機選擇傳動比分配動力運動參數計算三V帶傳動設計3.1確定計算功率3.2確定V帶型號3.3確定帶輪直徑3.4確定帶長及中心距3.5驗算包角3.6確定V帶根數Z確定粗拉力F03.8計算帶輪軸所受壓力Q四齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪)齒輪資料和熱辦理的選擇齒輪幾何尺寸的設計計算依照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸23齒輪波折強度校核齒輪幾何尺寸確實定齒輪的結構設計五軸的設計計算(從動軸)軸的資料和熱辦理的選擇軸幾何尺寸的設計計算依照扭轉強度初步設計軸的最小直徑軸的結構設計軸的強度校核六軸承、鍵和聯軸器的選擇軸承的選擇及校核鍵的選擇計算及校核聯軸器的選擇七減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算潤滑的選擇確定密封的選擇確定7.3減速器附件的選擇確定7.4箱體主要結構尺寸計算參照文件第一章課題題目及主要技術參數說明1.1課題題目24帶式輸送機傳動系統中的減速器。要求傳動系統中含有單級圓柱齒輪減速器及帶傳動。主要技術參數說明輸送帶的最大有效拉力F=2KN，輸送帶的工作速度V=0.9m/s，輸送機滾筒直徑D=300mm。傳動系統工作條件帶式輸動機工作時有略微震動，經常滿載。空載起訂，單向運轉，單班制工作（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為5年(每年按300天計算)三相交流電源的電壓為380/220V。傳動系統方案的選擇圖1帶式輸送機傳動系統簡圖25第二章減速器結構選擇及相關性能參數計算減速器結構本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。電動機選擇（一）工作機的功率PwPw=FV/1000=2000×（二）總效率總3總=帶齒輪聯軸器滾筒軸承=0.96×0.98×0.99×0.96×0.99×0.99×（三）所需電動機功率PdPdPw/總1.8/0.86862.073(KW)查《機械部件設計手冊》得Ped=3kw電動機采用Y2-132S-8n滿=705r/min傳動比分配工作機的轉速n=60×1000v/（D）=60×1000××300)i總n滿取i帶3則i齒i總/i帶計算及說明

電動機采用：Y2-132S-8i帶3i齒結果26動力運動參數計算（一）轉速nn0=n滿=705（r/min）nI=n0/i帶=n滿/i帶=705/3=235（r/min）nII=nI/i齒（r/min）nIII=nII（r/min）（四）功率PP0Pd2.073(kw)P1P0帶1.990(kw)P2P1齒輪軸承1.931(kw)P3P2聯軸器軸承1.893(kw)（五）轉矩TT09550P0/n09550=13.942(N﹒m)T1T0帶i帶340.153(Nm)T2T1齒輪軸承i齒=161.182(N﹒m)T3T2聯軸器軸承i齒帶1=157.974(N﹒m)計算及說明結果27將上述數據列表以下：軸號功率NT/P/kW-1)(N﹒m)i070531235231第三章V帶傳動設計3.1確定計算功率查表得，則PCPC=KAP=1.×3.2確定V帶型號采用B型依照任務書得要求，選擇一般V帶。一般V帶依照及n1=235r/min，查圖確定采用B型一般V帶。3.3確定帶輪直徑（1）確定小帶輪基準直徑dd1=140mm依照圖介紹，小帶輪采用直徑范圍為112—140mm，選擇dd1=140mm。v（2）驗算帶速=m/s,帶速合v=dd1n1=140705=5.17m/s適601000600005m/s＜v＜25m/s,帶速合適。（3）計算大帶輪直徑dd2=idd1（1-ε）=3×140×（1-0.02）=411.6mmdd2=411.依照GB/T13575.1-9規定，采用dd2=400mm283.4確定帶長及中心距（1）初取中心距a00.7dd1dd2a02dd1dd2得378≤a0≤1080，依照整體布局，取ao=800mm確定帶長Ld：依照幾何關系計算帶長得dd1dd22Ldo2a0dd1dd24a02=2800140140400240024800依照標準手冊，取Ld。=2500mm(3)計算實質中心距aa0Ld-Ld02=80023.5.驗算包角1180dd2dd13°＞120°，包角合適。3.6.確定V帶根數ZZ≥(PPcP)KKL00依照d=140mm及n=705r/min，查表得P0=1.64KW,0d11中心距包角α°包角合適161.73Kα=1.25(15180)KL

6mm取ao=800mm取Ld=2500mm中心距amm包角α°包角合適29則Z≥=1.737，取Z=23.7.確定粗拉力F00Pc(1)qv2F=500vZK查表得㎏/m,則F0=50035(23.8.計算帶輪軸所受壓力QQ=2ZF0sin1=2×2×98.26×sin161.73=388N22第四章齒輪的設計計算齒輪資料和熱辦理的選擇30小齒輪采用45號鋼，調質辦理，HB＝236大齒輪采用45號鋼，正火辦理，HB＝190齒輪幾何尺寸的設計計算依照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸由《機械部件設計手冊》查得Hlim1580MPa,Hlim2530MPa,S=1HlimFlim1215MPa,Flim2200MPa,SFlim1n1/n2由《機械部件設計手冊》查得ZN1=ZN2=1YN1=YN2由Hlim1ZN15801H11580MPaSHlimHlim2ZN25301H21530MPaSHlim計算及說明結果31Flim1YN1215F11244MPaSFlimFlim2YN2200F21204MPaSFlim（一）小齒輪的轉矩TIT9550P/n95501.990/23580.870(Nm)111（八）選載荷系數K由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩，齒輪在兩軸承間對稱部署。查《機械原理與機械部件》教材中表得，取K＝（九）計算尺數比（十）選擇齒寬系數d依照齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱部署。查《機械原理與機械部件》教材中表得，取d＝1（十一）計算小齒輪分度圓直徑d1計算及說明結果3231)3KTI(u1.190.153(4.0991)d1≥766d[H2]2u=76615302=47.103(mm)（十二）確定齒輪模數mad1147.10314.099120.089mm22～～0.02)×取m=2（十三）確定齒輪的齒數Z1和z2Z1d1取Z1=24m2Z2Z14.0992498.376取Z2=100=24Z1Z2=100（八）實質齒數比'Z2100Z124'齒數比相對誤差<±2.5%贊同（十）計算齒輪的主要尺寸d1mZ122448(mm)d2mZ22100200(mm)d1=48mmd2=200mm計算及說明結果33中心距a1d1d2148200128mm22齒輪寬度B2dd114848(mm)B1=B2+(5～10)=53～58(mm)取B1=57(mm)（十）計算圓周轉速v并選擇齒輪精度vd1n1482351000600.590m/s601000依照設計要求齒輪的精度等級為7級。齒輪波折強度校核（一）由中的式子知兩齒輪的許用波折應力F1244MPaF2204MPa（三）計算兩齒輪齒根的波折應力由《機械部件設計手冊》得YF1YF2比較YF/F的值YF1/[F1]=2.65/244=0.0109>YF2/[F2計算大齒輪齒根波折應力為

a=128mmB1=57mmB2=48mm(m/s)定為IT7計算及說明結果342000KT1YF12000F1482224B2m2Z1103.692(MPa)F1齒輪的波折強度足夠齒輪幾何尺寸確實定齒頂圓直徑da由《機械部件設計手冊》得**ha=1da1d12ha1Z12ham(2421)254(mm)da2d22ha2Z22ham(10021)2204(mm)齒距P=2×3.14=6.28(mm)齒根高hfhacm2.5(mm)齒頂高haham122(mm)齒根圓直徑dfdf1d12hf48243(mm)df2d22hf2042199(mm)齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算以下：軸孔直徑d=50(mm)輪轂直徑D1×50=80(mm)輪轂長度LB248(mm)輪緣厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取0=8輪緣內徑D2=da2-2h-20=204-2××8計算及說明

強度足夠da1=54mmda2=204mmmmhfha=2mmdf1=43mmdf2=199mm結果35=179(mm)取D2=180(mm)腹板厚度c=0.3B2×取c=15(mm)腹板中心孔直徑D0=0.5(D1+D2)=0.5(80+180)=130(mm)腹板孔直徑d0（D2-D1）（180-80）=25(mm)取d0=25(mm)齒輪倒角×2=1計算及說明結果36第五章軸的設計計算軸的資料和熱辦理的選擇由《機械部件設計手冊》中的圖表查得選45號鋼，調質辦理，HB217～255b=650MPas=360MPa1=280MPa軸幾何尺寸的設計計算依照扭轉強度初步設計軸的最小直徑3P13D1=25mm主動軸d1=c=1152n1235D=39mm3P23從動軸d2=c=115n2考慮鍵槽d1×考慮鍵槽d2×采用標準直徑d1=25mm采用標準直徑d2=39mm軸的結構設計依照軸上部件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。軸的強度校核主動軸的強度校核圓周力Ft=2000T2=2000×Nd2徑向力Fr=Fttanα×tan20°N由于為直齒輪，軸向力Fa=0作主動軸受力簡圖：（以以下圖所示）37L=98mmRHA=RHBFt×(N)MHCRHA×98×(Nm)RVA=RVB=0.5Fr×(Nm)MVCRVA×98×(Nm)轉矩(Nm)38校核MC=MHC2MVC222=38.2(Nm)Me=MC2aT220.690.1532(Nm)由圖表查得，1b=55MPa3d≥10M

3e=1066.22=10.64(mm)1b0.1*55考慮鍵槽d=10.64mm<25mm則強度足夠從動軸的強度校核圓周力Ft=2000T2=2000×Nd2徑向力Fr=Fttanα×tan20°N由于為直齒輪，軸向力Fa=0受力簡圖：（以以下圖所示）39L=98mm40RHA=RHBFt×(N)MHCRHA×98×(Nm)RVA=RVB=0.5Fr×(Nm)MVCRVA×98×(Nm)轉矩(Nm)校核MC=MHC2MVC222(Nm)Me=MC2aT220.6161.1822(Nm)由圖表查得，1b=55MPa3d≥10M

3e=10=26.72(mm)0.1*551b考慮鍵槽d=26.72mm<39mm則強度足夠計算及說明結果41第六章軸承、鍵和聯軸器的選擇軸承的選擇及校核考慮軸受力較小且主若是徑向力，應采用單列深溝球軸承主動軸承依照軸頸值查《機械部件設計手冊》選擇62072個（GB/T276-1993）從動軸承62092個（GB/T276-1993）壽命計劃：兩軸承受純徑向載荷P=FrX=1Y=0從動軸承從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209，基本額定功負荷2個Crft=1=3L10h=106ftCr10625.6110003==108812060n2P601預期壽命為：5年，單班制L=5×300×8=12000<L10h軸承壽命合格42鍵的選擇計算及校核（一）從動軸外伸端d=42，考慮鍵在軸中部安裝應選鍵10×40GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，選45號鋼，其許用擠壓力=100MPaFt=4000TI=4000p=`hld8=25959.5<phl30則強度足夠，合格（二）與齒輪聯接處d=50mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵14×52GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，選45號鋼，其許用擠壓應力p=100MPa

從動軸外伸端鍵1040GB/1096—2003p=Ft=4000TI=4000=222510<ph`lhld835則強度足夠，合格

與齒輪聯接處鍵1452GB/T1096—2003計算及說明結果43聯軸器的選擇由于減速器載荷平穩，速度不高，無特別要求，考慮拆裝方便及經濟問題，采用彈性套柱聯軸器TC=9550KPII=9550×nII采用LT7型彈性套住聯軸器，公稱尺寸轉矩Tn=500，TC<Tn。采用Y型軸孔，A型鍵軸孔直徑選d=40，軸孔長度L=112LT7型彈性套住聯軸器相關參數

采用TL8型彈性套住聯軸器許用外鍵公稱轉速軸孔軸孔徑軸孔槽型號轉矩n/直徑長度資料D/m種類類T/(N·m)1d/mmL/mm（r·m型minLT725036004011265HT20Y型A0第七章減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算及裝置圖7.1潤滑的選擇確定7.1.1潤滑方式1.齒輪＜＜12m/s應用噴油潤滑，但考慮成齒輪浸油本及需要，采用浸油潤滑潤滑2.軸承采用潤滑脂潤滑軸承脂潤7.1.2潤滑油牌號及用量滑計算及說明結果441.齒輪潤滑采用150號機械油，最低～最高油面距10～20mm，齒輪用150號機械油需油量為1.5L左右2.軸承潤滑采用2L—3型潤滑脂，用油量為軸承間軸承用2L—3型隙的1/3～1/2為宜潤滑脂7.2密封形式1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封采用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外面軸的外伸端與透蓋的縫隙，由于V<3（m/s），應采用半粗羊毛氈加以密封4.軸承湊近機體內壁處用擋油環加以密封，防范潤滑油進入軸承內部7.3減速器附件的選擇確定列表說明以下：計算及說明結果45名稱功用數量資料規格螺栓安裝端蓋12Q235M6×16GB5782—1986螺栓安裝端蓋24Q235M8×25GB5782—1986銷定位235A6×40GB117—1986墊圈調整安裝365Mn10GB93—1987螺母安裝3A3M10GB6170—1986油標尺測量油1組合件面高度通氣器透氣1A37.4箱體主要結構尺寸計算箱座壁厚=10mm箱座凸緣厚度b=1.5,=15mm箱蓋厚度1=8mm箱蓋凸緣厚度b1=1.5,1=12mm箱底座凸緣厚度b2=2.5,=25mm,軸承旁凸臺高度h=45，凸臺半徑R=20mm齒輪軸端面與內機壁距離l1=18mm大齒輪頂與內機壁距離1=12mm小齒端面到內機壁距離2=15mm上下機體筋板厚度m1=6.8mm,m2主動軸承端蓋外徑D1=105mm從動軸承端蓋外徑D2=130mm地腳螺栓M16，數量6根參照文件466、《機械設計課程設計》，孫巖等主編，北京理工大學初版社。7、《機械設計課程設計》，銀金光等主編，中國林業初版社；北京希望電子初版社。8、《機械制圖》教材9、《機械設計》教材10、《工程力學》教材6、其他機械類專業課程教材47課程設計說明書課程名稱：一級V帶直齒輪減速器設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計院系：機械工程系學生姓名：彭亞南學號：200601030039專業班級：06汽車（2）班指導教師：苗曉鵬482009年3月1日《機械設計》課程設計設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計內裝：1.設計計算說明書一份減速器裝置圖一張（A1）軸部件圖一張（A3）齒輪部件圖一張（A3）機械工程系06汽車（2）班級設計者：彭亞南指導老師：苗曉鵬完成日期：2009年3月1日成績：_________________________________安陽工學院49課程設計任務書設計題目帶式輸送機傳動裝置的設計學生姓名彭亞南所在院系機械工程系專業、年級、班06汽車（2）班設計要求：輸送機連續工作，單向運轉，載荷較平穩，兩班制工作，使用限時10年，小批量生產。贊同輸送帶速度誤差為±５％。輸送帶拉力F=2.5kN；輸送帶速度；滾筒直徑D=300mm。學生應完成的工作：1．編寫設計計算說明書一份。2．減速器部件裝置圖一張(A0或A1)；3．繪制軸和齒輪部件圖各一張。參照文件閱讀：《機械設計》課程設計指導書《機械設計》圖冊《機械設計手冊》《機械設計》工作計劃：設計準備工作整體設計及傳動件的設計計算裝置草圖及裝置圖的繪制部件圖的繪制編寫設計說明書任務下達日期：2009年2月15日任務完成日期：2009年3月1日指導教師（簽字）：學生（簽字）：彭亞南帶式輸送機傳動裝置的設計綱要：齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳達運動和動力，目前齒輪傳動裝置正漸漸向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術方向發展，齒輪傳動擁有傳動平穩可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳達功率范圍廣（可以從儀表中齒輪渺小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從到200m/s或更高，轉速可以從1r/min到20000r/min或更高），結構緊湊，保護方便等優點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設計的就是一種典型的一級圓柱直齒輪減速器的傳動裝置。其中小齒輪資料為40Cr（調質），硬度約為240HBS，大齒輪資料為45鋼（調質），硬度約為215HBS，齒輪精度等級為8級。軸、軸承、鍵均采用鋼質資料。要點詞：減速器、齒輪、軸、軸承、鍵、聯軸器目錄機械程算明1.一、程任?????????????1二、大綱和關?????????????????22.一、方案定??????????????????3各部件、算、校核二、機???????????????????3三、算比及分配各的比?????????4四、運參數及力參數算?????????????6五、部件的算???????????????7六、的算??????????????????10七、承的及校核算????????????12八、接的及校核算?????????????13九、箱體????????????????????14《機械設計》課程設計設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計內裝：1.設計計算說明書一份減速器裝置圖一張（A）軸部件圖一張（A）齒輪部件圖一張（A）機械工程系06汽車（2）班級設計者：彭亞南指導老師：苗曉鵬完成日期：2009年3月1日成績：_________________________________安陽工學院計算過程及計算說明一、傳動方案擬訂（1）工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，單向運轉，小批量生產，載荷平穩，環境干凈。（2）原始數據：滾筒圓周力；帶速；滾筒直徑D=300mm。二、電動機選擇1、電動機種類的選擇：Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：η總=η帶×η3軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒=0.96×0.983×0.97×0.99×η總電機所需的工作功率：P工作=FV/（1000η總）=2500×（1000×0.83）P工作3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n滾筒n筒=60×1000V/πD=60×1000×π×300按手冊P7表1介紹的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’a×n筒n筒=（6~24）×吻合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。依照容量和轉速，由相關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：由《機械設計手冊》查得。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，可見第3方案比較合適，則選n=1000r/min。4、確定電動機型號依照以上采用的電動機種類，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y13M2-6。其主要性能：額定功率：，滿載轉速960r/min，三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒2、分配各級偉動比（1）據指導書P7表1，取齒輪i帶=2.3（V帶傳動比I’1=2~4合理）（2）∵i總=i齒輪×i帶∴i齒輪=i總/i帶四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）nI=n電機=960r/minnII=nI/i帶=960/2.3=417.39(r/min)nIII=nII/i齒輪=417.39/3.86=108.13(r/min)2、計算各軸的功率（KW）PI=P工作×η帶=5.12×PII=PI×η軸承×η齒輪=4.92×0.98×PIII=PII×η軸承×η聯軸器=4.67×0.97×3、計算各軸扭矩（N·mm）T工作=9550×TI=T工作×η帶×i帶=50.93×2.3×0.96=112.6N·mTII=TI×i齒輪×η軸承×η齒輪

電動機型號Y132M2-6i總=8.87據手冊得i齒輪=3.86i帶nI=960r/minnIInIIIPIPIIPIIITI=112.6N·m×3.86×0.98×0.97=412.45N·mT=412.15N·IITIII=TII×η軸承×η聯軸器m×0.97×0.99=395.67N·TIII·五、傳動部件的設計計算m1.確定計算功率PC由課本表8-7得：kACA×2.選擇V帶的帶型依照PC、n1由課本圖8-10得：采用A型3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v。d1和表8-8，取小帶輪的基1）初選小帶輪的基準直徑d由課本表8-6準直徑dd1=100mm。2）驗算帶速v。按課本式（8-13）驗算帶的速度d11v=πdn/（60×1000）=π×100×1000/（60×1000）在5-30m/s范圍內，帶速合適。3）計算大齒輪的基準直徑。依照課本式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=i帶·dd1=2.3×100=230mm由課本表8-8，圓整為dd2=250mm確定帶長和中心矩1）依照課本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由課本式（8-22）計算帶所需的基準長度Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/（4a0）=2××（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）≈1561mm由課本表8-2選帶的基準長度Ld=1400mmdd2=340mm按課本式（8-23）實質中心距a。取標準值a≈a+（Ld-L）/2=500+（1400-1561）/2=425mmd=355mm0d0d2驗算小帶輪上的包角α11=1800-（dd2-dd1）/a×0=1800-（250-100）/427×57.30=1520>900（適用）Ld=1600mm確定帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率pr。由dd1=100mm和n1=1000r/min依照課本表8-4a得取a0=500P0=3.4和A型帶，查課本表（5-6）得△P依照n=960r/min，i帶10依照課本表8-5得Ka依照課本表8-2得KL由課本P83式（5-12）得計算V帶的根數z。z=PCa圓整為7根計算單根V帶的初壓力的最小值(F0)min由課本表8-3得A型帶的單位長度質量，由式（5-18）單根V帶的初拉力：(F0)min=500（2.5-Ka）PCa/zvKa+qV2=[500×（2.5-0.91）×（0.91×7×5.24）+0.1×5.242]N=147N應使帶的實質初拉力F0>(F0)min。計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為（Fp）min=2z（F0）minsin（α1/2）=2×7×147×sin（146°/2）=1968N2、齒輪傳動的設計計算選定齒輪資料及精度等級及齒數1）機器為一般工作機器，速度不高，應采用7級精度（GB10095-88）。2）資料選擇。由表課本表10-1選擇小齒輪和大齒輪資料為45鋼（調質）硬度為280HBS。3）選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=24×3.86=92.64，取93。按齒面接觸疲倦強度設計由設計計算公式（10-9a）d1≥2.32(KT1(u+1)Z221/3E/φdu[σH])確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數Kt2）計算小齒輪傳達的轉矩T1=9.55×106×P1/n1=95.5×106×·mm

Z=7F0=147N（Fp）min=1968N3)由課本表10-7采用齒款系數φd=11/24)由課本表10-6查得資料的彈性影響系數ZE5)由課本tu10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲倦強度極限σHlim1=600MPa；打齒輪的接觸疲倦強度極限σHlim2=550MPa；6）由課本式10-13計算應力循環次數NLi齒N=60njLh=60×342.86×1×(16×300×10)Z=24L111×108Z2=77NL2=NL1/i=9.874×108/3.86=2.558×108T1=137041N·m7）由圖課本10-19取接觸疲倦壽命系數KHN1=0.96KHN2m8）計算清除疲倦許用應力。取無效概率為1%，安全系數[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.96×=576Mpa[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.98×=539MpaαHlimZ1=600Mpa(2)計算αHlimZ2=550Mpa1）試算小齒輪分度圓直徑d，代入[σ]較小的值d1H22)1/3dd1≥2.32(KT1(u+1)ZE/φdu[σH]=2.32×[1.3×1.37×105×（3+1）×189.82/(3.86×5392)]1/38L1×102)計算圓周速度v。NL2=2.558×108v=πdd1n1/（60×1000）=3.14×71.266×（60×1000）KHN13）計算齒寬b。b=φd=1×HN2d14）計算齒寬與齒高之比b/h。模數：m=d/Z11[σ]=576Mpa齒高：×H15）計算載荷系數。[σH]2=539Mpa依照，7級精度，由課本圖10-8查得動載荷系數K=1.07；v直齒輪，KHa=KFa=1：由課本表10-2查得KA=1由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱部署時，KHβ由b/h=10.67，KHβ=1.316查課本表10-13得KFβ=1.28：故載荷系數d1K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.07×1×按實質的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由課本式（10-10a）d1=d1t(K/Kt)1/3=71.266×(1.408/1.3)1/3計算模數m：m=dd13.按齒根波折強度設計由課本式（10-5）得波折強度的設計公式21/3m≥[2KT1YFaYSa/(φdz1σF)]（1）確定公式內的各計算數值σ=500MPa；1）由課本圖10-20查得小齒輪的波折疲倦強度極限FE1大齒輪的波折疲倦強度極限σFE2=380MPa2）由課本圖10-18取波折疲倦壽命系數KFN1=0.85KFN2計算波折疲倦許用應力。取波折疲倦安全系數，由課本式（10-12）得[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×[σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×計算載荷系數KK=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.07×1×取齒形系數。由課本表10-5查得YFa1=2.65YFa26）查取應力校正系數由課本表10-5查得YSa1=1.58YSa27）計算大、小齒輪的YFaYSa/[σF]YFa1YSa1/[σF]1=2.65×YFa2YSa2/[σF]2=2.226×

YFa1YSa1YFa2YSa2大齒輪的數值大。設計計算m≥[2×1.37×1.37×105×0.01644/(1×242)]1/3比較計算結果，由齒面接觸疲倦強度計算的模數m大于齒根波折疲倦m≥2.22mm強度計算的模數m的大小重腰取決于波折強度的承載能力，而齒面接觸疲倦強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）相關，可取由波折強度算得的模數2.2并就近圓整為標準值，按接觸強度的的分度圓直徑d1=73.187，算出小齒輪的齒數z1=d1大齒輪的齒數z2=3.86×30=116這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲倦強度，并做到結構緊湊，防范浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=30×2.5=75mmd2=z1m=116×2.5=290mm（2）計算中心距a=（d1+d2）/2=（75+290）/2=183mm（3）計算齒輪寬度b=φdd1=1×75=75mm取B2=75mm，B1=80mm六、軸的設計計算輸出軸的設計計算1、兩軸輸出軸上的功率P、轉數n和轉矩TPII輸=4.67×

d1=75mmd2=290mma=183mmB2=75mmB1=80mmn2=n1T2=397656N·mmPI輸=4.92×0.98=4.82kwn1=417.39r/minT1=100871N·mm2、求作用在齒輪上的力d2=355mm因已知低速大齒輪的分度圓直徑為Ft2=2T2/d2=2×397656/355=2011NF=Ft2tan20°=2011×0.3642=825Nr2因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d1=84mmFt1=2T1/d1=2×100871/84=2401NFt2=2011NF=Ftan20°=2401×0.3642=729NF=826Nr1t1r24、初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估計軸的最小直徑。采用的資料為45鋼，Ft1=2401N調制辦理。依照課本表15-3，取A0=112，于是得Fr1=729Nd=A（P/n1/31/3輸2）=112×（）min20IIdmin1=A0（P1輸/n1）1/3=112×（）1/35、聯軸器的選擇為了使所選輸出軸的最小直徑