設計說明書課程名稱： 機 械 設 計 題目名稱：二級同軸式圓柱齒輪減速器裝置設計目 錄一、設計任務書 2二、系統(tǒng)總體方案設計 2三、設計步驟 21、原動機選擇 22. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 33. 計算傳動裝置的運動和動力參數 34. 齒輪的設計 45、從動軸及軸上零件的設計 106、箱體結構的設計 167.潤滑密封設計 17四 設計小結 18五 參考資料 18一、設計任務書要求設計一帶式運輸機傳動裝置1、式運輸機工作原理帶式運輸機傳動示意圖如圖 1-1 所示。2、已知條件： 1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度 35；2）使用折舊期：8 年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，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%；6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。3、設計數據運輸帶工作拉力 F=2200N，運輸帶工作速度 v=1.1m/s，卷筒直徑D=240mm。 （注：運輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經在 F 中考慮）4、傳動方案二級同軸式圓柱齒輪減速器5、設計任務減速器裝配圖一張；零件工作圖四張(齒輪、軸、箱體、箱蓋)；設計說明書一份。二、系統(tǒng)總體方案設計總體設計方案見圖如圖 1-2 所示圖 1-1 圖 1-2三、設計步驟1、原動機選擇總效率 × ×0.990.98 其中 為齒輪的效率,231na298.03. 1為滾動軸承的效率， 為聯軸器（齒輪為 7 級）的效率。2輸出功率 P w=F×V=2200×1.1=2.42KW電動機所需工作功率為： PdP w/a2.42/0.982.47kW, 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y100L14 的三相異步電動機，額定功率為 3KW 滿載轉速1430 r/min。mn。2、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1） 總傳動比 mn /7.58r2401.3.6Dv106滾 筒滾 筒 由選定的電動機滿載轉速 nm和工作機主動軸轉速 n，可得傳動裝置總傳動比為 n m/n1430/87,5816.3ai（2） 分配傳動裝置傳動比 ×ai12式中 分別為高低速齒輪的傳動比。2,在同軸式二級圓柱齒輪減速器中21i初步取 4，則減速器傳動比為 16.3/44.075i1 a/根據各原則， =4 ， = 4.075 。2i3、計算傳動裝置的運動和動力參數（1） 各軸轉速 1430r/minn電 1430/4357.5r/min1/i / 357.5/4.075=87.58 r/min2= =87.58r/minn（2） 各軸輸入功率 × 3×0.992.97kWPdp × ×22.97×0.98×0.982.85kW1 × ×22。85×0.98×0.982.74kWn則各軸的輸出功率： ×0.98=2.91 kWP ×0.98=2.79 kW ×0.98=2.685kW（3） 各軸輸入轉矩= × × N·m1Td0i1電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3/1430=20.03 N·mdTmdnP所以: = × =19.83 N·md3 × × × =19.83×4×0.98×0.98=76.13N·mT1i2 × × × =76.13×4.075×0.98×0.98=300.11N·m2輸出轉矩： ×0.98=19.43N·mT ×0.98=74.60 N·mT ×0.98=294.11N·m運動和動力參數結果如下表：功率 P KW 轉矩 T Nm軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉速r/min電動機軸 3 20.03 14301 軸 2.97 2.91 19.83 19.43 14302 軸 2.85 2.79 76.13 74.60 357.53 軸 2.74 2.69 300.11 294.11 87.584 軸 87.584、齒輪的設計(使用壽命 Lh=360×16×8=46080h)1）高速級齒輪傳動的設計計算根據設計要求，選用直齒圓柱齒輪傳動。由于減速器的結構是同軸式二級減速器，所以兩級齒輪在齒數和模數應相等。在初步設計時考慮模數在24mm。而小齒輪的分度圓直徑不是很大，考慮他的強度要求，把小齒輪同軸放在一起加工，做成齒輪軸的形式。根據前面算出的軸的轉速、傳遞功率、扭矩及傳動比，用機械設計手冊軟件進行輔助設計 材料選擇：高速級小齒輪選用 45 調質后表面淬火，硬度取值范圍為217255 HBS，齒面硬度為 250 HBS；取小齒齒數 =24，高速級大齒輪選用1Z45 調質處理，硬度取值范圍為 217255 HBS，齒面硬度為220HBS，Z =i×Z =4.075×24=97.8 取 Z =9821 2 齒輪精度輸送機為一般工作機器，速度不高，故按 GB/T100951998，選擇 7 級精度。2、初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計 2131 )(2. HEdtt ZuTKd確定各參數的值: 初選 =1.3；tK 由教材表 10-7 選取齒寬系數 .0；1d 由教材表 10-6 查得材料的彈性影響系數 ；218.9MpZE 由教材圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 ；MPaH501lim PaH4702lim 計算應力循環(huán)次數N =60n j =60×1430×1×（16×360×8）=4.42×10 8h；1hLN = h2 88107.12.4i查教材圖 10-19 得：K =0.90 K =0.962齒輪的疲勞強度極限取失效概率為 1%,安全系數 S=1,得: =H1 MPaSHN49510.1lim =2K2.76.2li3、設計計算試算小齒輪的分度圓直徑 d ，代入 中較小的值。t1H2131 )(2. HEdtt ZuTd= m7.56).4189(.5074.5. 23 計算圓周速度 ssndt /3./06.106計算齒寬 bb= mdt 7.56.1計算齒寬與高之比 。h模數 zmtt 36.241齒高 mht 2.5.536.2.0.57b計算載荷系數根據 ,7 級精度 , 由教材圖 10-8 查得動載系數 K =1.15；smv/3.4 V直齒輪， ；1FHK由教材表 10-2 查得使用系數 ；A由教材表 10-4 用插值法得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；312.H由 ， 查教材圖 10-13 的6.0.57hb312.HK38.1FK故載荷系數:K K K K =1×1.15×1×1.312=1.5088AV按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d =d =56.7× =59.591ttk33.1508m計算模數 nm= z48.259.1根據設計所得取 ，則 d1=2.5×24=60mm4、齒根彎曲疲勞強度設計彎曲強度的設計公式 )(213FSdYZKTm（1）確定公式內各計算數值由教材圖 10-20c 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪MPaFE3801的彎曲疲勞強度極限 MPaFE320由教材圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 ， ；87.01FNK9.02FN計算彎曲疲勞需用應力取彎曲疲勞安全系數 S=1.4 =F1 14.2364.1SFEN =2 7.05.92K計算載荷系數 KK K K K =1×1.15×1×1.381.587AVHF查取齒形系數 和應力校正系數FaYSaY查教材表 10-5 得 齒形系數 2.65 2.171F2Fa查取應力校正系數 1.58 1.781Sa2Sa計算大小齒輪的 并加以比較FY0173.4.236581Sa72FSaY大齒輪的數值大。（2）設計計算計算模數 mmn 81.017.2417.58.43 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可去由彎曲強度算得的模數 1.81，經圓整后再考慮其他的影響因素，可取 m=2.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d =59.59 來計算應有的齒數得：1圓整后取 z =24；z =4.075×24=97.8 圓整后取 z =9883.25.91mdz 12 2幾何尺寸計算計算大、小齒輪的分度圓直徑 mzd605.412892計算中心距 mda2.5146021計算齒輪寬度 bd1取 ，mB52低速級齒輪的基本參數與高速級的齒輪要相同，只是再取材上由所不同，以此來滿足傳動的強度要求，用機械設計手冊軟件版 3.0 進行輔助設計得到設計數據，整理如下表：高速級齒輪 低速級齒輪小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪傳遞功率 P/kw 2.85 2.74傳遞轉矩 T/ N·m 76.13 300.11轉速 n/r/min 1430 357.5 357.5 87.19傳動比 i 4 4.075齒面嚙合類型 軟硬齒面 軟硬齒面材料及熱處理45表面淬火45調質45表面淬火 37SiMn2MoV 調質模數/mm 2.5齒數 Z 24 98 24 98齒寬系數d 1.00 0.222 1.00 0.222中心距 a/mm 152.5 152.5齒數比 4.125 4.125重合度 1.72665 1.72665分度圓直徑d/mm 60 245 60 245齒根圓直徑 df/mm 53.7 241.25 53.7 241.25齒頂圓直徑 da/mm 65 252.5 65 252.5齒輪基本參數齒頂高 ha/mm 2.5 2.5 2.5 2.5齒根高 hf/mm 3.125 3.125 3.125 3.125齒頂壓力角a/° 29.84 22.91 29.84 22.91分度圓弦齒厚 /mm 3.92 3.93 3.92 3.93分度圓弦齒高/mm 2.56 2.52 2.56 2.52固定弦齒厚/mm 3.47 3.47 3.47 3.47固定弦齒高/mm 1.87 1.87 1.87 1.87公法線跨齒數 K 3 12 3 12公法線長度 Wk 19.29 88.34 19.29 88.34齒頂高系數 ha* 1.00頂隙系數 c* 0.25壓力角/° 20齒距累積公差 Fp 0.04346 0.07900 0.04346 0.07900齒圈徑向跳動公差 F r 0.03568 0.05133 0.03568 0.05133公法線長度變動公差 F w 0.02885 0.03859 0.02885 0.03859齒距極限偏差 f pt(±) 0.01519 0.01699 0.01519 0.01699齒向公差 F 0.01598 0.00630 0.01598 0.00630檢測項目中心距極限偏差 f a(±) 0.02953接觸強度極限應力 Hlim/MPa960 450 960 546.3強度校核 抗彎疲勞基 480 320 480 443.8本值 FE/MPa接觸疲勞強度許用值 H/MPa1339 627.7 1325.1 754.1彎曲疲勞強度許用值 F/MPa611.1 407.4 611.1 565接觸強度計算應力 H/MPa546 719.1數據彎曲疲勞強度計算應力 F109.1 101.5 170.5 158.7載荷類型 靜強度圓周力 F t/N 1914.333 7651.667齒輪線速度 V 4.587 1.113使用系數 Ka 1.00 動載系數 Kv 1.845齒向載荷分布系數 K H 1.000齒間載荷分布系數 KH 1.318強度校核相關系數 應力校正系數 Y sa 1.57832 1.78953 復合齒形系數 Y fs 4.2454 3.950875、從動軸及軸上零件的設計 （1）低速軸和軸上滾動軸承以及鍵連接的設計由前面計算可得 =300.11N·m =2.74kw =87.19r/minTPn、求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =2452dm圓周力 Ft=7651.667(N)所以 F =t23dTN657.41305.F = Frt 35.2980tan.7anFn= Nt 49.7820cos65.413F =0Na圓周力 F ，徑向力 F 如圖示 :t r¦Ø、初步確定軸的最小直徑按課本 15-3 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 40Cr,調質處理。由于軸的轉速較低，根據教材取 ，大齒輪用平鍵安裝，所以在計算時應10oA在原來的數值上，軸徑增大 5%7%，所以最小直徑應乘以 1.05，則軸的最小直徑 mnPdo 09.487.120.10. 33min 、聯軸器的選擇輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器合理連接,故需同時選取聯軸器的型號。查教材表 14-1,選取 3.1AKmNTca 672.190.計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取 LX4 型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 2500 ,聯軸器的孔徑選取 50mm，軸孔長度mNL=84mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L1=112mm。、低速軸聯軸器上鍵的選擇和計算選取平頭平鍵，材料取 45 號鋼，按靜載荷計算取 =140MPa。據裝聯軸p器處 d=50mm，可取鍵寬 b=14，鍵高 h=9。取 L=64mm。鍵的工作長度 l=L=64mm，接觸高度 k=0.5h=4.5mm。 MPaPakldT pp 14042.175064.3210 故合適。標記為：GB/T 1096 鍵 B14×9×64 、根據軸向定位的要求確定低速軸的各段直徑和長度由上知 d1-2=50mm 為了滿足聯軸器的要求的軸向定位要求,軸 12 段右端需要制出一軸肩,故取直徑 。半聯軸器與軸配合的轂孔長度m532L1=112mm，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 12段的長度應比 L1略短一些，現取 l1-2= L1=84mm。、滾動軸承的選擇。因軸只受到徑向力和圓周力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據 ,在機械設計手冊中初步選取 6211 型軸承，其尺寸為md532。故 d2-3=d6-7 =55mm。軸承采用套筒和端蓋進行BD210軸向定位。其尺寸根據箱體確定，這里取 。取套筒寬度為 14.5mm，ml6732為了使齒輪可靠地壓緊套筒端面，此軸段應略高于套筒的高度，取二者的高度差為 2mm，則 。取安裝齒輪處的軸段 d4-5=64mm，已知齒輪l5.164243的齒寬為 55mm,為了保證鍵的連接強度,取輪轂寬度為 60mm，所以 l4-5=58mm。 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高 h0.07d=4.48，取 h=6mm,則軸環(huán)處的直徑d5-6=76mm。軸環(huán)寬度 b1.4h，取 。最右端取軸承寬度，即ml1065。ml2176軸的結構與裝配圖如下所示對于輸入軸 和中間軸，其設計方法類似。、大齒輪上鍵的選擇和計算選取平頭平鍵，材料取 45 號鋼，按靜載荷取 =140MPa。據 d=64mm，可p取鍵寬 b=18，鍵高 h=11。取 L=52mm。鍵的工作長度 l=L=52mm，接觸高度k=0.5h=5.5mm。校核其強度 MPaPaKldT pp 140274.10652.3012 符合強度要求，故合適。標記為：GB/T 1096 鍵 B18×11×52。、軸上的載荷分析 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設計手冊 ，對于深溝球軸承,支點取軸承的中心。;98mlA;5lB;5.0mlCNFltCNH 72348.167.431 ltB 9.65.0.2lrCNV 3.12.3.26981 NFlrB 7.40652 mMNH 1674131lVv .39.9m25.413865.040522從結構圖以及彎矩合扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面?，F將計算出的 C 處的 、HM及 的值列于下表中：VM載荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNN72.35481962 NFN63.129V740彎矩 M mH.0 mv5.總彎矩 2.138965.7014.522扭矩 T NT3、按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力6.0= =caWTM232)(MPa3.26641.09702453軸材料為 40Cr，調質處理，其 =70MP 26.3MPa，所以此軸安全。a、精確校核軸的疲勞強度、判斷危險截面¦Ø截面 1,A,2 只受扭矩作用。所以 1，A，2 無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面 B 和 D 處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面 C 上的應力最大。截面 B 的應力集中的影響和截面 D 的相近,不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面 C 上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里軸的直徑最大,故 C 截面也不必做強度校核,截面 5、6、7 顯然更加不必要做強度校核。由第 3 章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需校核截面 4 左右兩側即可。、截面 4 左側?？箯澫禂?W=0.1 =3d3321601.0m抗扭系數 =0.2 =0.2TW4截面 4 左側的彎矩 M 為 mN2037458.截面 4 左側的扭矩 為 =30011033N截面上的彎曲應力 WbPa4.921607截面上的扭轉應力= =T3M.4軸的材料為 40Cr，調質處理。查表 15-1 得：aBP75aP351aMP201因 dr0.62dD7.64查教材表，經插值后得2.0 =1.31又查教材圖得軸的材料的敏性系數為， =0.87；85.0q故有效應力集中系數為85.1)0.2(85.1)(1k 737q尺寸系數 ，扭轉尺寸系數6.0 3.軸按磨削加工，則表面質量系數為 910綜合系數 K = 82.19.068.51kK = 63.27合金鋼的特性系數 ，取 0.2，取 0.115.0安全系數 caSS =maK1 3.02.4398.2S =tak1 95.116.= S=2.5 故它是安全的ca 46.895.03.222（3）、截面 4 右側抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =262143d33m抗扭系數 =0.2 =0.2 =52429TW64截面 4 的右側的彎矩 M 為 mN20374582.10截面 7 的下側的扭矩 為 3T=3001103截面上的彎曲應力 WMbPa7.26140截面上的扭轉應力= =T35.9因此處為過盈配合，查表用差值法得 23.k取 584.23.08.k又由上知 91.綜合系數 K = 3.19.023.1kK = 68.2.584.安全系數 caSS = 7.1302.73.1 maS = .85.68.21tak= S=2.5 ca 0.7.7.13222故該軸在截面 4 右側的強度也是足夠的。6、箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成。1、機體有足夠的剛度在機體凸起的地方加肋，增強了軸承座剛度2、考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于 12m/s，故采用浸油潤油。為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為要高。3、機體結構有良好的工藝性。鑄件壁厚為 10，圓角半徑為 R=3。機體外型簡單，拔模方便。4、對附件設計油標：油標位置應在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，密封性要好，以防油從游標中溢出。由于機器工作在工地上,而且用來攪拌水泥,所以不需要視孔;對于放油孔也是不需要的,因為底座上裝的有螺絲用來方便拆卸的,因此也可以用做放油孔,節(jié)省了材料和減少加工的麻煩.類似的吊環(huán)之類的附件也不需要,沒有實際的意義,因為傳動裝置是固定在支架上了,不需要單獨的移動,所以省略掉吊環(huán)裝置.減速器機體結構尺寸如下：名稱 符號 計算公式 計算結果 取值箱座壁厚 83025.a6.84mm 10mm箱蓋壁厚 18302.1a6.08mm 10mm箱蓋凸緣厚度 b15b15mm 15mm箱座凸緣厚度 .15mm 15mm箱座底凸緣厚度 2225mm 25mm地腳螺釘直徑 fd1036.af 17.54mm 18mm地腳螺釘數目 n時54n4軸承旁連接螺栓直徑 1dfd7.0113.15mm 16mm機蓋與機座聯接螺栓直徑 2 f)6.5(2 9mm 10mm軸承端蓋螺釘直徑 3dfd.0438mm 8mm定位銷直徑 2)8.7(8mm 8mm連接螺栓 的間2d距l(xiāng)015200mm視孔蓋螺釘直徑 4dfd)4.3(47.2mm 8mm， ， 至fd12外機壁距離1C查機械課程設計指導書 24mm， 至凸緣f2邊緣距離2查機械課程設計指導書 22mm外箱壁至軸承座端面距離 1l= + +（812）1lC2 436.5mm大齒輪頂圓與內箱壁距離 1. 112mm齒輪端面與內箱壁距離 2110mm箱蓋、箱座肋厚 21m、 85.0218.5mmM12.75mm7、潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于閉式的，且傳速較低，v12m/s，所以采用浸油潤滑。潤滑油選用 L-AN15，裝至規(guī)定高度。H=30mm =10mm1h所以油的深度為 H+ =30+10=40mm1密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為。密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太大，并勻均布置，保證部分面處的密封性。四、設計小結機械設計課程設計是培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎課，本次機械設計的課程設計主要有以下收獲：通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力，掌握了機械設計的一般規(guī)律，樹立了正確的設計思想。學會從機器功能的要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機構和傳動機構的類型，制定傳動方案，合理選擇標準部件的類型和型號，正確計算部件的工作能力，確定其尺寸，形狀，結構以及材料，并考慮制造工藝，使用和維護，經濟和安全問題，培養(yǎng)機械設計能力，過課程設計，學習運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應用能力，培養(yǎng)機械設計的基本技能和獲取相關信息的能力。五 參考文獻1吳宗，澤羅圣國.機械設計課程設計手冊M.2 版.北京：高等教育出版社，20062濮良貴，紀名剛.機械設計M7 版.北京.高等教育出版社.20083吳宗澤.機械零件設計手冊M北京.機械工業(yè)出版社.20044潘淑清.幾何精度規(guī)范學M北京.北京理工大學出版社.2003