二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器課程設計書

1、課程設計資料袋機械工程學院（系、部）2012 2013學年第一學期課程名稱機械設計指導教師職稱教授學生姓名專業(yè)班級機械設計班級學號題目二級展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器成績起止日期2012年12月20日2013 年 01 月7 日課程設計任務書20122013 學年第一學期機械工程學院（系、部）機械設計專業(yè)班級課程名稱：機械設計設計題目：二級展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器完成期限：自2012年12 月27 日至2013年 1 月7 日共2周一、設計的主要技術參數：題號運輸帶工作拉力運輸帶工作速度（m/s ）卷筒直徑 D/mm10F/N4800v1.255001）工作條件：倆班制，連續(xù)單向運轉，載荷

2、較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；2）使用折舊期： 8 年；內容及3）檢修間隔期：四年一次大修，倆年一次中修，半年一次小修；4）動力來源：電力，三相交流。電壓380/220v；5）運輸帶速度允許誤差：±5%；任6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。務二、設計任務：傳動系統的總體設計；傳動零件的設計計算； 減速器 的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計；設計計算說明書的編寫。三、每個學生應在教師指導下，獨立完成以下任務：（1） 減速機裝配圖 1 張；（2） 零件工作圖 23 張；（3） 設計說明書 1 份（ 60008000字）。進起止日期工作內容2

3、012.12.21-2012.12度傳動系統總體設計安.22排2012.12.23-2012.12傳動零件的設計計算.252012.12.25-2012.12減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書.312013.01.07交圖紙并答辯1.機械設計（第八版）（濮良貴，紀明剛主編高教出版社）主 2.機械設計課程設計（金清肅主編 華中科技大學出版社）要 3.工程圖學（趙大興主編高等教育出版社）參4機械原理（朱理主編高等教育出版社）考5.互換性與測量技術基礎 （徐雪林主編湖南大學出版社）資料6.機械設計手冊（單行本） （ 成大先主編化學工業(yè)出版社）7. 材料力學（劉鴻文主編高等教育出版社）指導教師

4、（簽字）：年月日系（教研室）主任（簽字）：年月日課程設計說明書課程名稱：機械設計設計題目：二級展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器專業(yè)：機械設計制造及其自動化學生姓名：學號：指導教師：2012年 12月 27日目錄一、 第一章節(jié)1（一）、課程設計的設計內容1（二）、電動機選擇2（三）、確定總傳動比及分配各級傳動比3二、第二章節(jié)5（一）、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級. 錯誤 ! 未定義書簽。（二）、輪齒校核強度計算51、高速級2、低速級. 5. 9三、第三章節(jié)（一）減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1、軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計2、軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計3、軸（輸出軸）及其軸承裝置、

5、鍵的設計（二）潤滑與密封(三)箱體結構尺寸設計總結參考文獻第1頁共35頁一、 第一章節(jié)（一）、 課程設計的設計內容1、設計數據及要求（1）、F=4800Nd=500mmv=1.25m/s機器年產量：小批；機器工作環(huán)境：有粉塵；機器載荷特性：較平穩(wěn)；機器的最短工作年限： 8 年； 其傳動轉動裝置圖如下圖1-1 所示。圖 1.1 雙級斜齒圓柱齒輪減速器第2頁共35頁（ 2）課程設計的工作條件 設計要求 ：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的±5%；工作情況：連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)；制造情況：小批量生產。（二）、 電動機的選擇1 選擇電動機的類型按按照設計要求以及工作條件，選用一般 Y

6、型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為 380V。2、工作機所需的有效功率由文獻 7 中 3.1 試得T 9550Pn式中： P工作機所需的有效功率（KW）T 運輸帶所需扭矩（ N·m）n 運輸帶的轉動速度3、 電動機的功率選擇根據文獻【 2】中查得 聯軸器（彈性）10.99 ，軸承20.99，齒輪3 0.97 滾筒 4 0.96242240.9720.960.833傳動裝置的總共率：12340.990.99P48001.25電動機所需的工作功率： Pd6.508Kw10000.833電動機工作功率 ： PdP4800 1.2510006Kw卷筒軸工作的轉速：1000v1.25

7、60100047.77r / min確定電動機的轉速n3.14500 d601000 v60 1000nwd3.1438 .22 r / min500nd nw i38 .22(840)305.761528.8r / min電動機轉速的可選范圍：取 1000。第3頁共35頁4、選擇電動機選電動機型號為Y132M4，同步轉速1500r/min ，滿載轉速970r/min ，額定功率7.5Kw（三）、 確定總傳動比及分配各級傳動比1、傳動裝置的總傳動比970iz20.3147.77式中： iz 總傳動比nm 電動機的滿載轉速（r/min ）2、 分配傳動比 故i5.31 ， i 3.79取 i1.

8、4i又 i iiz3、各軸的轉速計算nid970r / minn970n182.67r / mini5.31nn182.67i48.20r / min3.794、 各軸輸入功率計算P P6.508 0.99 6.443Kw d1PP236.4030.980.976.125 KwPP236.1250.990.985.942 KwPP15.9420.990.985.765Kw第4頁共35頁5、電機輸出轉矩：Td 9.55 106Pd9.55 1066.508nd64.07 N m9706、各軸的轉矩TTd164.070.9964.07 N.mTT23i 63.420.980.995.31323.4

9、2NmTT23i326.770.980.973.791165.22NmTT11177.280.991130.50 Nm軸功率 P/Kw轉矩 T/N/m轉速名n/r/min傳動比 i效率 輸入輸出輸入輸出/%電機6.50864.079701.099軸6.5086.44364.0763.439705.3198軸6.4436.12563.43323.42182.673.7997軸6.1255.942323.421165.2248.20軸5.9425.7651165.221130.5047.771.096軸第5頁共35頁二、 第二章節(jié)（一）、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級考慮到齒輪所傳遞的功率不大

10、， 故小齒輪選用 45#鋼，表面淬火，齒面硬度為 4055HRC，齒輪均為硬齒面。選用 7 級精度。（二）、輪齒傳動校核計算1、高速級(1 )、傳動主要尺寸因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和尺寸。由參考文獻 1P138 公式 8.13 可得：m2KT1YF YSY3d z12 F . a式中各參數為：（ 1.1）、小齒輪傳遞的轉矩：T64.070.98 100062.79 N.m（ 1.2）、初選 z1 =24, 則 z2iz15.3124127式中： z2 大齒輪數；i 高速級齒輪傳動比。（ 1.3）、由參考文獻1 P144 表 8.6，選取齒寬系數

11、d 1.0 。（ 1.4）、初取螺旋角14 。由參考文獻 1P133公式 8.1 可計算齒輪傳動端面重合度：11111.651.88 3.2() cos1.88 3.2 () cos 14z1z224127由參考文獻 1 P140 圖 8.21 取重合度系數 Y =0.72由式 8.2 得0 .318d z1 tan0.318 124 tan 141 .903由圖 8.26 查得螺旋角系數Y0.95第6頁共35頁（ 1.5）、初取齒輪載荷系數 K t =1.6。（ 1.6）、齒形系數 YF 和應力修正系數 YS ：齒輪當量齒數為z12426.27， zv 2z27784.29zv1cos3 1

12、4cos3cos3cos3 14由參考文獻 1 P130圖 8.19查得齒形系數 YF 1 =2.592 ， YF 2 =2.211由參考文獻 1 P130圖 8.20查得應力修正系數YS1 =1.596， YS2 =1.774（ 1.7）、許用彎曲應力可由參考文獻1 P147 公式 8.29算得： FYNF limSF由參考文獻1 P146 圖 8.28 （ h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：F lim 1500 MPa 和F lim 2380 MPa 。由參考文獻1 P147 表 8.7，取安全系數 SF =1.4。小 齒 輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數分別為：N160n1 aLh60

13、96012 8300102.7648109N2N 12.764810 94 .982108式中： a 齒輪轉一周，同i5 .31一側齒面嚙合次數；Lk 齒輪工作時間。由參考文獻1 P147 圖 8.30查得彎曲強度壽命系數為：YN10.91,YN20.92故許用彎曲應力為 F1YN1 F lim0.91 500SF325MPa1.4 F 2YN2 F lim 2 0.92 380SF1.4= 249.7MPaYF1YS12.592 1.5960.01273YF 2YS22.211 1.774 0.01571 F1325 F2249.7所以YF YYF 2YS20.01571 F F2初算齒輪法

14、面模數mnt第7頁共35頁mnt2 K t T1Y YcosYF YS32 Fd z1a3 22 .1562 .7910 30.88cos 142 0.05711 .160. 519 21.903（2）、計算傳動尺寸（ 2.1）、計算載荷系數K由參考文獻 1 P130表 8.3查得使用 K A1.0vd1n1mnt z1n13.141.16 24 970601000601000601.41m / s1000由參考文獻1 P131 圖 8.7 查得動載系數K v1 .08由參考文獻 1 P132 圖 8.11 查得齒向載荷分布系數由參考文獻 1 P133 表 8.4 查得齒間載荷分配系數K1.4

15、 ；K1 .42 ，則K K AK v K K1.0 1.08 1.42 1.4 2.15（ 2.2）、對 d1進行修正，并圓整為標準模數mnmnt3 K1.163 2.151.28Kt1.6由參考文獻 1 P124按表 8.1，圓整為m2mm（ 2.3）、計算傳動尺寸。中心距amn ( z1 z2 ) 2( 24127)155.67mm2 cos2 cos14圓整為 156mm修正螺旋角arccos mn ( z1z2 )arccos 2(24 127)13.982a2156d1mn z1215624小齒輪分度圓直徑cos2412749.59mm大齒輪分度圓直徑d2mn z221561272

16、57 .30mmcos27 127第8頁共35頁bd d11.049.5949.59mm圓整 b=20mm取 b1b50mm ， b255mm式中：b1 大齒輪齒厚；b2 小齒輪齒厚。(3)、校核齒面接觸疲勞強度由參考文獻 1 P135 公式 8.7ZEZH2KT u1HZ Z式中各參數：bd1u（ 3.1）、齒數比 ui5.31 。（ 3.2）、由參考文獻1P136表 8.5 查得彈性系數 ZE189.8Mpa 。（ 3.3）、由參考文獻1P136圖 8.14查得節(jié)點區(qū)域系數ZH 2.43。（ 3.4）、由參考文獻 1 P136 圖 8.15 查得重合度系數（ 3.5）、由參考文獻 1P14

17、2 圖 8.24 查得螺旋角系數Z 0.8 Z 0.97（ 3.6）、由參考文獻Z NH lim1 P145 公式 8.26 H計算許用接觸應力SH式中：H lim 接觸疲勞極限，由參考文獻1 P146圖 8.28（）分別查得H lim1600MPa，H lim 2550MPa ；ZN 壽命系數，由參考文獻1P147 圖8.29 查 得ZN1 0.93， ZN20.98；SH 安全系數，由參考文獻1P147表8.7 查 得 Sh1.4。故0.936000.98550548.5MPa H21第9頁共35頁H1ZEZH Z Z2 KT1 u1bd1u189.82.430.80.9722.1564.

18、075.3115051.595.31116.40Ma H 1滿足齒面接觸疲勞強度。2、低速級（ 1）、 傳動主要尺寸因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，文獻 1P138 公式 8.13 可得：故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和尺寸。由參考m2KT1YF YSYn32d z1 Fa式中各參數為：（ 1.1）、小齒輪傳遞的轉矩：T323.42Nm（ 1.2）、初選 z3 =24,則 z4iz33.79 24 90.96式中： z4 大齒輪數；i 低速級齒輪傳動比。（ 1.3）、由參考文獻 1 P144表 8.6，選取齒寬系數d1.0（ 1.4）、初取螺旋角14。由參考文獻 1P133公式 8

19、.1 可計算齒輪傳動端面重合度：1.883.2( 11 ) cos1.883.2 (11 ) cos141.65z3z42491由參考文獻1 P140 圖 8.21 取重合度系數 Y =0.71由式 8.2得0.318 d z1 tan0.3181.0 24tan 141 .903由圖 8.26 查得螺旋角系數 Y0.93（ 1.5）、初取齒輪載荷系數 K t =1.6。（ 1.6）、齒形系數 YF 和應力修正系數 YS ：齒輪當量齒數為zv3z32426.27， v 4z490.96cos3cos3 14cos3cos99.57z314第 10頁共35頁由參考文獻 1 P130圖 8.19查

20、得齒形系數 YF 3 =2.592， YF 4 =2.211由參考文獻 1 P130圖 8.20查得應力修正系數YS 3 =1.596 ， YS4 =1.774（ 1.7）、許用彎曲應力可由參考文獻1 P147 公式YN F lim8.29 算得： FSF由參考文獻 1 P146 圖 8.28（ h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：F lim3500 MPa 和Flim4380Mpa由參考文獻 1 P147表 8.7 ，取安全系數 SF =1.4。小齒輪3和大齒輪4的應力循環(huán)次數分別為：N360 naLh60182.67 1 2 8 300 10 5.261 10 8N 4N 35.261

21、10 8108式中： a 齒輪轉一周，同一側齒面i1.3883.79嚙合次數； Lk 齒輪工作時間。由參考文獻 1 P147圖 8.30查得彎曲強度壽命系數為：YN 3 0.91,YN 4 0.92故許用彎曲應力為 F3YN3 F lim 0.91 500325MPaSF1.4 F4YN4 F lim 40.92 380SF1.4= 249.7MPaYF3YS32.592 1.5960.01273 F 3325YF 4YS42.211 1.7740.01571 F 4249.7YFYYY所以F4 S40.01571初算齒輪法面模數 mn tF F 42K tTY Ycos 2YYmnt32FS

22、 Fd z3a22.15323 .420.88cos 14 2 0.01571 1 .8131.02421.903第 11頁共35頁（ 2）、計算傳動尺寸（ 2.1）、計算載荷系數 K由參考文獻 1 P130 表 8.3 查得使用 K A1.0vd3 nmnt z3 n3.14 1.8924 9701000601000602.30m / s601000由參考文獻 1 P131圖 8.7 查得動載系數K v1.08；由參考文獻 1 P132圖 8.11 查得齒向載荷分布系數 K1.42 ；由參考文獻 1 P133表 8.4 查得齒間載荷分配系數K1.4 ，則KK AK vKK1.01.081.4

23、21.42.15（ 2.2）、對 mnt 進行修正，并圓整為標準模數mnmnt 3K1.81 32.151.99Kt1.6由參考文獻 1 P124按表 8.1，圓整為m2mm（ 2.3）、計算傳動尺寸。中心距amn ( z3z4 )2(24 91)2 cos2128.87mmcos14圓整為 129mm修正螺旋角arccos mn (z3z4 )arccos 2 (24 91)14.312a2129d3mn z32 2453.933mm小齒輪分度圓直徑coscos14.31d4mn z44 91大齒輪分度圓直徑cos375.66mmcos14.31b d d31.0 53.933 53.933

24、mm圓整 b=55mm取 b3b55mm ， b460mm 式中： b3 大齒輪齒厚； b4 小齒輪齒厚。第 12頁共35頁（3）、校核齒面接觸疲勞強度由參考文獻 1 P135 公式 8.72KT u1HZEZ H Z Z式中各參數：bd3u（ 3.1）、齒數比 ui3.79 。（ 3.2）、由參考文獻1 P136 表 8.5查得彈性系數 ZE189.8Mpa 。（ 3.3）、由參考文獻1 P136 圖 8.14 查得節(jié)點區(qū)域系數Z H2.43 。（ 3.4）、由參考文獻1 P136 圖 8.15 查得重合度系數Z0.815（ 3.5）、由參考文獻1P142 圖 8.24查得螺旋角系數Z0.9

25、84（ 3.6）、由參考文獻1 P145 公式 8.26 HZ NH lim 計算許用接觸應力SH式中：H lim 接觸疲勞極限，由參考文獻1 P146圖 8.28（）分別查得H lim 1600MPa ，H lim 2550MPa ；Z N壽命系數，由參考文獻1 P147圖8.29查 得Z N 30.93 ， ZN40.98；SH 安全系數，由參考文獻1P147表 8.7查得 SH1.4。 故0.936000.98550548.5MPa12H 1ZEZHZ Z2KT u1bd3u189.82.430.8150.98422.15323.423.7915553.9333.79284.80Ma H

26、 1滿足齒面接觸疲勞強度。第 13頁共35頁三、第三章節(jié)（一）、減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1、軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計（ 1. )、輸入軸上的功率 P16.508kw, 和轉速 n1 970r / min轉矩 T164.07N / m(1. )、求作用在齒輪上的力2T1264.071000Ft2584Nd 149.59tan an2584tan 20FrN 956.08coscos13.98Fa Ft2584 tan13.98 643.31N(1. )、初定軸的最小直徑a選軸的材料為鋼，調質處理。根據表，取A112（以下軸均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑d minAO3p1

27、11236.508 mm 21.28mmn1970輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d1 2.為了使所選的軸直徑d1 2 與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Tca=KA 1T ,查表 14-1, 考慮到轉矩的變化很小 ,故取 KA=1.3,則， TcaKAT1 1.3 64.0783.291N / m查機械設計手冊，選用HL型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為160000N·。半聯軸器的孔徑d122，故取d122mm 半聯軸器長度L 42，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L130mm 。（ 1. ）、軸的結構設計）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）根據軸向定

28、位的要求確定軸的各段直徑和長度第 14頁共35頁（）、為滿足半聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度h0.07 0.1d , 故取段的直徑 d 2 24mm,l 2 25mm 。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1 =30mm. ，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l 1 的長度應該比L1 略短一點。取l 1 28mm（ 2）、初步選擇滾動軸承參照工作要求并根據d 224mm ，初選型號6205 軸承，其尺寸為dDB25 52 15 ， 基 本 額 定 動 載 荷 c14KN基 本 額 定 靜 載 荷Cay7.88KN ， da31mmD a46 mm ，故 d 3

29、d 825mm,軸段 7 的長度與軸承寬度相同, 故取 l 3l 815mm(3) 、取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，取 d 4 94mm。為減小應力集中 , 并考慮右軸承的拆卸 , 軸段 4 的直徑應根據的深溝球軸承的定位軸肩直徑da 確定 d 4da31mm（ 4）、軸段 5 上安裝齒輪 , 為便于齒輪的安裝 ,d 5 應略大于 d 4, 可取 d 535mm . 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 5 的長度 l5 應比齒輪轂長略短, 若轂長與齒寬相同, 已知齒寬 b50mm , 故取 l 548mm 。齒輪右端用肩固定 ,由此可確定軸段6的直

30、徑 , 軸肩高度h 0.07 0.1d , 取 d 640mm,l 6 1.4h , 故取 l 6 5mm為減小應力集中 , 并考慮右軸承的拆卸, 軸段7 的直徑應根據的深溝球軸承的定位軸肩直徑 d a 確定 , 即 d 7da31mm， l 712mm（ 5）、取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得 L155.5mm, L2125.5, L348.5mm(6)、參考表 15 2，取軸端為 1 45，各軸肩處的圓角半徑見CAD 圖。輸入軸的結構布置第 15頁共35頁（ 1、 5）、受力分析、彎距的計算（）計算支承反力在水平面上FtL3258448.5FAXL3125.5715.80NL 248.5F

31、BX Ft FAX2584N715.80N 1868.2NFAY Fa 643.31N（）、在垂直面上F L3Fa d1MB0, FAZ2307.16NL 2L3故 FBZFFAZ956.08 307.16 648.92N總支承反力GEFBF 2BXF2BZ1868.22648.9221977.69N（ 3）、計算彎矩并作彎矩圖）水平面彎矩圖M AXFAYL 2643.31 125.580735.41NM BXMAX80735.41N）、垂直面彎矩圖MAZFAZL 2307.16 125.338487.15第 16頁共35頁MBZFBZ L3648.9248.5 31472.62N buqin

32、tg）、合成彎矩圖M AM 2AXM 2AZ80735.41238487.15280439.74N / mmM BM 2BXM 2BZ80735.41231472.62286652.94N / mm（ 4）、計算轉矩并作轉矩圖TT164.07N / m（ 5）作受力、彎距和扭矩圖：（ 6）、選用鍵校核鍵連接：聯軸器：選單圓頭平鍵（C型） bh6mm6mm, L25mm第 17頁共35頁齒輪：選普通平鍵（ A 型） bh8mm7mm, L 45mm聯軸器 :由式，p4T1464.07Mpad1hl 22 6(25 3)10 988.25查表，得 p 100 120MPapp ，鍵校核安全4t14

33、64.0732.98Mpa齒輪: F30 7 (45 8)10 9d 4hl查表 6 2，得 p100 120Mpap p ，鍵校核安全（ 7）、按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，C 處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故 c 截面為危險截面。根據式，并取0.6 ，軸的計算應力caM A(aT 1) /W80.439740.664.0710.9Mpa由表查得160Mpa ，ca1 ，故安全（ 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 FAYF 2 AZ F 2 AX307.162715.802778.92N軸向載荷 FAZFa643.31N由

34、FAZ FAY643.31 778.920.826 e，在表取X 0.56。相對軸向載荷為FA643.310.078，在表中介于 0.040 0.080 之間，對應的 e 值為 0.24 0.27 之間，CO8260對應 Y 值為 1.8 1.6，于是，用插值法求得Y(1.81.6)(0.070.0427)0.56,Y1.782 。1.60.070.041.782 ，故 X由表取fp1.2則， A 軸承的當量動載荷PAf p( XF AYYFAZ )1.2(0.56643.31 1.782307.16)1089.1N C，校核安全該軸承壽命 LAh106(C )3106( 14000 )336457h60n1PA60 970 1089.12）、校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷 FBF 2BZF2BX648.922 1868.221977.69N第 18頁共35頁當量動載荷 PBfpFB1.21977.692373.23NC ，校核