機械設計課程設計說明書題目：二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器目錄題目及總體分析…………………3電動機選擇………3分配傳動比………4傳動系統的運動和動力參數計算………………5設計高速級齒輪…………………6設計低速級齒輪…………………10鏈傳動的設計……………………12減速器軸及軸承裝置、鍵的設計………………13１軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計………13２軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計………19３軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計………23潤滑和密封………28箱體結構尺寸……………………28設計總結…………29參考文獻…………30一、題目及整體分析題目：設計一個二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器給定條件：由電動機驅動，輸送帶的牽引力F=3200N，運輸帶速度v=1.0m/s，運輸機滾筒直徑為D=350mm.帶式輸送機用于鍋爐房運煤。工作壽命為12年，三班制工作;每班工作8小時，常溫下連續、單向運轉，載荷平穩。輸送帶滾輪效率為0.97。特點及使用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。二、電動機的選擇目的過程分析結論類型根據一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為Pw＝F×V＝3600N×1.0m/s=3600W彈性聯軸器傳動效率η1＝0.99滾動軸承傳動效率為η2＝0.99圓柱齒輪傳動(8級精度)效率為η3＝0.97輸送機滾筒效率為η4＝0.97總效率為η=η12η24η32η4=0.859電動機輸出有效功率為Pd=Pw/η=3.725KW電動機輸出功率為Pd=3.725KW型號查得型號Y132M1-6封閉式三相異步電動機參數如下額定功率p=4kW滿載轉速960r/min同步轉速1000r/min選用型號Y132M1-6封閉式三相異步電動機三、分配傳動比目的過程分析結論分配傳動比傳動系統的總傳動比其中i是傳動系統的總傳動比，多級串聯傳動系統的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉速，r/min；nw為工作機輸入軸的轉速，r/min。計算如下,nw=60v/πD=54.6r/min,nm=960r/min.ep\f(60v,πD)總傳動比=17.58分配傳動比i=i1×i2i1=1.4i2得到i1=4.96i2=3.54i1=4.96i2=3.54四、傳動系統的運動和動力參數計算轉速n1=nm=960r/minn2=n1/i1=193.5r/minn3=n2/i2=54.56r/minn卷=n3=54.56r/min輸出功率P1=Pdη1=3.69KWP=P1η2η3=3.54KWP=P2η2η3=3.40KWP=P3η2η1=3.33KW輸出扭矩電動機輸出扭矩為：Td=9.55×106Pd/nd=37056.0N.mmT1=Tdη1=36685.43N.mmT2=T1η2η3i1=174735.93N.mmT3=T2η2η3i2=594008.15N.mmT卷=T3η2η1=512187.39N.mm目的過程分析結論傳動系統的運動和動力參數計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉速分別為、、、；對應各軸的輸入功率分別為、、、；對應名軸的輸入轉矩分別為、、、。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉速n(r/min)n0=960n1=960n2=193.43n3=54.56n4=54.56功率P(kw)P=3.725P1=3.69P2=3.54P3=3.40P4=3.33轉矩T(N·mm)37056.0T1=36685.43T2=174735.93T3=594008.15T4=582187.39兩軸聯接聯軸器齒輪齒輪傳動比ii0=1i1=4.96i2=3.54五、設計高速級齒輪1．選精度等級、材料及齒數，齒型1）確定齒輪類型．兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇．小齒輪材料為４０Ｃｒ（調質），硬度為２８０ＨＢＳ，大齒輪材料為４５鋼（調質），硬度為２４０HBS，二者材料硬度差為４０HBS。３）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度4）選小齒輪齒數Ｚ1＝30，大齒輪齒數Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝148.8,取Z2=149。5）選取螺旋角。初選螺旋角2．按齒面接觸強度設計按式（7－15）試算，即１）確定公式內的各計算數值（１）試選Kt=1.5（２）由圖7－12，選取區域系數ZH=2.43（３）由圖7－15查得εα1=0.743εα2=0.898εα=εα1+εα2=1.641（４）計算小齒輪傳遞的轉矩T=36685.43（５）由表7－5選取齒寬系數（６）由表7－6查得材料的彈性影響系數（７）由圖7－16按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=780MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=660MPa（８）由式7－17計算應力循環次數N=60njLhN1=6.055×109N2=1.22×109（９）由圖7－19查得接觸疲勞強度壽命系數ZN1=0.88ZN2=0.94(允許局部點蝕）（１０）計算接觸疲勞強度許用應力安全系數為SH=1，由式7－18得[σH]1=σHlim1ZN1/SH=686.4MPa[σH]2=σHlim2ZN2/SH=620.4MPa２）計算（１）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得=35.45mm（２）計算圓周速度從而查圖7—7的動載荷系數Kv=1.14（3）計算載荷系數K查表7—2得使用系數KA=1假定，由表7—3的齒間載荷分配系數Kα=1.4由表查得齒向載荷分布系數Kβ=1.09故載荷系數K=KAKvKαKβ=1.74（4）按K值對d1t進行修正，得（5）計算模數取mn=2mm（6）確定螺旋角取Z1=26Z2=129a=160mm因為β改變不多，所以無需修正。所以分度圓直徑為b=Φdd1=53.7mm取b1=60mmb2=55mm3．按齒根彎曲強度設計確定計算參數 查表7—4得YF1=2.60YS1=1.595YF2=2.1568YS2=1.8132縱向重合度查圖7—14得螺旋角系數Yβ=0.87由圖7—17查得YN1=0.87YN2=0.92取SF=1.25檢驗齒根彎曲疲勞強度彎曲強度足夠。驗算，合適。六、設計低速級齒輪1．選精度等級、材料及齒數，齒型1）確定齒輪類型．兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2）材料選擇．小齒輪材料為４０Ｃｒ（調質），硬度為２８０ＨＢＳ，大齒輪材料為４５鋼（調質），硬度為２４０HBS，二者材料硬度差為４０HBS。３）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度4）選小齒輪齒數Ｚ1＝２４，大齒輪齒數Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.54×24=84.96。取Ｚ2＝852．按齒面接觸強度設計按式（7－15）試算，即１）確定公式內的各計算數值（１）試選Kt=1.4（２）由圖7－12，選取區域系數ZH=2.5（3）由表7－5選取齒寬系數（4）由表7－6查得材料的彈性影響系數（5）由圖7－16按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=780MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=660MPa（6）由式7－17計算應力循環次數N=60njLhN1=1.22×109N2=3.51×108（7）由圖7－19查得接觸疲勞強度壽命系數ZN1=0.96ZN2=1.06(允許局部點蝕）（8）計算接觸疲勞強度許用應力安全系數為SH=1，由式7－18得[σH]1=σHlim1ZN1/SH=748.8MPa[σH]2=σHlim2ZN2/SH=699.6MPa2）計算試算小齒輪分度圓直徑=66.09mm計算圓周速度v，從而查圖7—7的動載荷系數Kv=1.08（2）計算載荷系數K查表7—2得使用系數KA=1假定，由表7—3的齒間載荷分配系數Kα=1.2由表查得齒向載荷分布系數Kβ=1.09故載荷系數K=KAKvKαKβ=1.41264（3）按K值對d1t進行修正，得（4）計算模數mm=d1/z1=2.76mm取m=3mma=m(z1+z2)/2=163.5mm,取a=165mmz1=24z2=86i2=86/24=3.583ε=(3.583-3.54)/3.54=1.2%<5%,在允許范圍內。所以d1=mz1=72mm,d2=mz2=258mmb=Φdd1=72mm,取b1=80mm,b2=75mm.3．按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為1)確定公式內的計算數值確定計算參數 查表7—4得YF1=2.65YS1=1.58YF2=2.208YS2=1.776由圖7—17查得YN1=0.87YN2=0.91取SF=1.252)檢驗齒根彎曲疲勞強度彎曲強度足夠。3)驗算，合適。七、聯軸器的選擇1.電動機—高速軸聯軸器電動機的尺寸：D=38k6F=10G=33E=80由轉矩法初估高速軸最小直徑取C=112，則dmin=17.54mm該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%，dmin應為18.24mm。根據傳動裝置的工作條件擬選用彈性柱銷聯軸器。計算轉矩為取K=1.3則TC=KT=47.69N.m根據以上查工作手冊最后選取LX3型聯軸器。其軸孔直徑d=32mm，L=82mm，D=38mm,L=82mm，可滿足電動機的軸徑要求。低速軸—卷動聯軸器由轉矩法初估高速軸最小直徑取C=112，則dmin=43.4mm該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%，dmin應為4.73mm。根據傳動裝置的工作條件擬選用凸緣聯軸器。計算轉矩為取K=1.5則TC=KT=891.01N.m根據以上查工作手冊最后選取GYS6型聯軸器。其軸孔直徑d=40—50mm，L=84mm，可滿足軸徑要求。八、減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1．１軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計１．輸入軸上的功率P1=3.69kW,轉速960r/min;轉矩T1=36685.43Nmm２．求作用在齒輪上的力Ft=QUOTE=1336.3NFr=FtQUOTE=502.1NFa=FtQUOTE=342.1N３．初定軸的最小直徑選軸的材料為４５鋼，調質處理。取C=112（以下軸均取此值），于是初步估算軸的最小直徑dmin=17.54mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑和聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號.聯軸器的計算轉矩Tc=KT,考慮到轉矩的變化很小,故取K=1.3,則，TC=KT=47.69N.m查《機械設計手冊》，選用LX3型聯軸器，其軸孔直徑d=32mm，L=82mm，D=38mm,L=82mm。４．軸的結構設計１）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）２）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（１）為滿足半聯軸器的軸向定位要求，１軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取２段的直徑d2=40mm,l2=68mm。半聯軸器和軸配合的轂孔長度=82mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現取l1=80mm。（2）初步選擇滾動軸承參照工作要求并根據d2=40mm，初選型號7208C軸承，其尺寸為dQUOTE，基本額定動載荷Cr=36.8KN.da=47mm,Da=73mm,故d3=d=40軸段7的長度和軸承寬度相同,故取l6=15mm(3)取齒輪左端面和箱體內壁間留有足夠間距，取l5=21.5mm。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段5的直徑應根據7208C的角接觸球軸承的定位軸肩直徑確定d5=45mm。（4）因為該軸為齒輪軸，所以第四段軸l4=60mm（5）由中間軸長度可知l3=102.5mm輸入軸的結構布置2.輸入軸的設計計算及校核計算齒輪上的作用力由作用力和反作用力的關系可得，齒輪1所受的力和齒輪2所受的力大小相等，方向相反。即：平移軸向力所產生的彎矩為：（3）計算軸承支反力水平方面，軸承1軸承2豎直方向，軸承1軸承2軸承1的總支撐反力軸承2的總支撐反力（4）計算危險截面彎矩截面左側豎直方向水平方向其合成彎矩同理截面右側豎直方向水平方向其合成彎矩危險截面在a-a剖面左側（5）計算截面應力當量轉矩為小齒輪中間截面處 故危險截面是安全的。（6）．作受力、彎距和扭距圖（7）校核鍵連接的強度由聯軸器選擇鍵l=L-b=60mm,k=h/2=4由于鍵，軸的材料都為45號鋼，查的顯然，鍵連接的強度足夠。（8）計算軸承壽命由表11-2查得角接觸球軸承7208C的軸承基本額定動負荷，基本額定靜負荷軸承1的內部軸向力為：軸承2的內部軸向力為：因為F1’+Fa>F2’故軸承1的軸向力軸承2的軸向力所以X1=1Y1=0，X2=0.44Y2=1.47所以P1=984.9，P2=1278.1根據軸承的工作條件，由表10-8,10-9得溫度系數、載荷系數分別為，壽命系數所以軸承2的壽命已知工作年限為12年，大修期為三年，每天三班制工作，故軸承預期壽命，故軸承壽命滿足要求2．２軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.第一級大斜齒輪受力分析（，β=14.36度）圓周力Ft1=QUOTE=QUOTE=1221.4N徑向力Fr1=Ft1QUOTE=457.5N軸向力Fa1=Ft1QUOTE=296.6N。2.第二級小斜齒輪受力分析（）圓周力Ft2=QUOTE=4853.8N;徑向力Fr2=Ft2QUOTE=1766.6N;３．初定軸的最小直徑選軸的材料為４５鋼，調質處理。取C=112由式初步估算軸的最小直徑dmin=29.51mm這是安裝軸承處軸的最小直徑4．根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）初選型號7208AC的深溝球軸承參數如下d×D×B=40×80×18da=47mm基本額定動載荷Cr=35.2KN.基本額定靜載荷Cor=24.4KN故d1=d5=40mm。齒輪和箱體內壁距離至少是15mm，所以取l1=39mm，l5=44mm(2)軸段2上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,可取d2=48mm。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長和齒寬相同,已知齒寬d2=80mm，取l2=78mm。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑,軸肩高度,取d3=56mm,取l3=6mm。(3)軸段4上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,可取d4=d3=48mm。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長和齒寬相同,已知齒寬b=55mm，取l4=53mm。中間軸的結構布置5.計算和校核（1）軸向外部軸向力合力垂直方向軸承1FNV1=3617.5N;軸承2FNV2=QUOTE=2572.6N;水平方面，軸承1FNH1=QUOTE=795.2N軸承2FH2=469.3N軸承1的總支撐反力F1=QUOTE=3703.9N;軸承2的總支撐反力F2=QUOTE=2615.1N。(2)計算危險截面彎矩a-a剖面左側，豎直方向MV1=FV170=253225N.mm;水平方向MH1=FH170=55664N.mm;b-b剖面右側，豎直方向MV2=FV262.5=160787.5Nmm;水平方向MH2=FH262.5=29331.25Nmm;a-a剖面右側合成彎矩為M1=QUOTE=259270.9Nmm;b-b剖面左側合成彎矩為M2=QUOTE=163440.9Nmm;故a-a剖面左側為危險截面6．作受力、彎距和扭距圖校核當量轉矩QUOTEQUOTE=QUOTE=24.8QUOTE60Mpa,符合要求。7．選用校核鍵高速級大齒輪的鍵選用圓頭平鍵bQUOTEL=50mmk=4.5l=L-b=50-14=36mm;QUOTE=QUOTE=47.94<120Mpa[QUOTE]=120~150Mpa鍵校核安全。8．校核軸承和計算壽命１）校核軸承A和計算壽命徑向載荷Fr=QUOTE所以Fr1=3703.9NFr2=2615.1N;軸向載荷FA=342.1N;F`=0.68Fr所以F1`=2518.65NF2`=1778.23N;因為F2`+Fa<F1`所以Fa1=F1`Fa2=F1`-FA=2176.55N;P=XFr+YFaQUOTE=0.68=eQUOTE=0.83>e;所以X1=1Y1=0X2=0.41Y2=0.87P1=3703.9P2=2965.8該軸承壽命該軸承壽命Lh=QUOTE=55544.3h>26280h符合要求。３軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.由作用力和反作用力的得圓周力Ft2=4853.8N;徑向力Fr2=1766.6N;2．初定軸的直徑軸的材料同上。由式，初步估算軸的最小直徑dmin=44.4mm。該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%，dmin應為45.73mm3．軸的結構計１）擬定軸的結構和尺寸（見下圖）２）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。d6=45mm，l6=80mm。（1）軸段1和軸段5用來安裝軸承，根據d1=50mm，初選型號6210的深溝球軸承，參數基本：d×D×B=50×90×20da=57mm基本額定動載荷Cr=35.0KN基本額定靜載荷Cor=23.2KN。軸段1和5的直徑應根據深溝球軸承的確定,即d1=d5=50mm,取d1=d5=50mm,根據深溝球軸承的確定d2=d4=57mm(2)軸段2上安裝低速級大齒輪,齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長和齒寬相同,已知齒寬b=75mm，取l2=72mm。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段3的直徑,軸肩高度,取d3=62mm,l3=6mm.(3)取齒輪左端面和箱體內壁間留有足夠間距，取l1=42.5mm,l由中間軸總長度可得l4=89.5mm.輸出軸的結構布置4.軸的受力分析、彎距的計算（1）垂直方向，軸承1FNV1=1160.9N軸承2FNV2=605.7N水平方面，軸承1FNH1=3189.64N軸承2FH2=1664.16N軸承1的總支撐反力F1=QUOTE=1309.4N;軸承2的總支撐反力F2=QUOTE=3394.3N。(2)計算危險截面彎矩a-a剖面左側，豎直方向MV1=FV172=83584.8N.mm;水平方向MH1=FH172=229636.8N.mm;b-b剖面右側，豎直方向MV2=FV1138=83586.6N.mm;水平方向MH2=FH2138=229654.08Nmm;a-a剖面右側合成彎矩為M1=QUOTE=244392.5Nmm;故a-a剖面為危險截面5．作受力、彎距和扭距圖6強度校核所以安全。選用校核鍵1）齒輪處軸徑為55mm，選擇圓頭平鍵，b×h=16×10,L=60mm,l=L-b=44,k=h/2=5由于鍵，軸的材料都為45號鋼，查的顯然，鍵連接的強度足夠。2）聯軸器處鍵的選擇：軸徑為45mm，選擇圓頭平鍵，b×h=14×9,L=70mm,l=L-b=56,k=h/2=4.5由于鍵，軸的材料都為45號鋼，查的顯然，鍵連接的強度足夠。8．校核軸承和計算壽命由表11-1查得深溝球軸承6210的軸承基本額定動負荷，基本額定靜負荷軸承1的支撐力為：F1=QUOTE=1309.4N;軸承2的支撐力為：F2=QUOTE=3394.3N。軸承不受軸向力，所以由得，P1=F1=1309.4P2=F2=3394.3根據軸承的工作條件，由表10-8,10-9得溫度系數、載荷系數分別為，壽命系數所以軸承2的壽命已知工作年限為12年，大修期為三年，每天三班制工作，故軸承預期壽命，故軸承壽命滿足要求九、潤滑和密封1．潤滑方式的選擇因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。考慮到高速級大齒輪可能浸不到油，所以在大齒輪下安裝一小油輪進行潤滑。軸承利用大齒輪的轉動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。軸承采用脂潤滑，并設置擋油環。2．密封方式的選擇由于I，II，III軸和軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。十、箱體結構尺寸機座壁厚δδ=0.025a+310mm機蓋壁厚δ1δ1=（0.8-0.85）δ8mm機座凸緣壁厚b=1.5δ15mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5δ112mm機座底凸緣壁厚b2=2.5δ25mm地腳螺釘直徑df=0.036a+1216mm地腳螺釘數目a<350,n=66軸承旁聯接螺栓直徑d1=0.75df12mm機蓋和機座聯接螺栓直徑d2d2=(0.5～0.6)df8mm聯接螺栓d2間距L=150～200160mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.4～0.5)df8mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.3～0.4)df6mm定位銷直徑d=(0.7～0.8)d26mm軸承旁凸臺半徑R10mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D1=D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=100mmD12=100mmD13=110mm軸承座凸起部分端面直徑D2=D1+2.5d3D21=120mmD22=120mmD23=130mm大齒頂圓和箱體內壁距離Δ1Δ1>1.2δ12mm齒輪端面和箱體內壁距離Δ2Δ2>δ10mm吊環螺釘直徑dq=0.8df13mm窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm，寬60mm。蓋板尺寸選擇為長120mm，寬90mm。蓋板周圍分布六個M6X16的全螺紋螺栓。由于要防止污染物進去機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片。考慮到濺油量不大，故選用石棉橡膠材質的紙封油圈即可。考慮到蓋板的