HFZ 机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书1

梧州学院课程设计(2013 -2014学年第二学期)带式输送机传动装置的设计学生姓名：提交日期：2014年5月14日学生签名：学号班级课程编号BS0210109 专业课程名称机械设计课程设计任课教师1.图纸，装配图总分50分，零件图20分。

（1）图框、图幅选择正确：装配图总分5分，得分__ _______；零件图总分2分，得分____ _____。

（2）表达正确：装配图总分20分，得分_____ ____；零件图总分8分，得分_____ ____。

（3）尺寸标注规范、正确：装配图总分20分，得分____ _____；零件图总分8分，得分_____ ____。

（4）标题栏（含明细表）、边框：装配图总分5分，得分_____ ____；零件图总分2分，得分____ _____。

2. 设计说明书：20分（1）按照给定的格式模版，内容齐全：总分1分，得分_____ ____。

（2）内容计算过程详细、条理清晰：总分16分，得分____ _____。

（3）摘要、参考文献等完整：总分3分，得分______ ___。

3.答辩环节，回答清晰，总分10分，得分_________。

成绩评定：分，等级：任课教师签名：年月日目录一．设计任务书 (3)二．选择电动机 (4)三．总传动比i及其分配 (5)四．V型带及带轮的设计计算 (5)五．齿轮传动的设计计算 (8)六．轴的设计 (18)七．联轴器与键的计算 (28)八．减速器的润滑方式与润滑剂的选择 (29)九．箱体的结构设计 (37)十．设计小结 (39)十一．参考资料 (40)摘要这次设计是又封闭在刚性壳内的齿轮内的所有传动，通过这次设计，可以初步掌握一般简单机械的完整设计及方法，构成减速器的通用零部件。

这次设计主要介绍了减速器的类型及构成，全方位地运用所学过得知识。

如机械制图，金属材料工艺学等知识，减速器的类型一般有圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器，齿轮-蜗杆减速器，轴装式减速器，联体式减速器。

在这次设计中，进一步培养工程设计的独立能力，树立正确的思想，掌握常用的机械零件，机械的传动装置和简单机械的设计方法和步骤，巩固了所学知识，要求综合考虑使用经济等工艺的要求，确定合理的设计方案。

关键词：减速器，刚性，工艺学，零部件方案。

机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图11—电动机2—V带3—齿轮减速器4—联轴器5—滚筒6—输送带三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限10年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为±5%.四、原始数据滚筒直径D（mm）：300运输带速度V（m/s）：1.3输送带的牵引力（kn)：2.9五、设计工作量1减速器总装配图一张2输出轴零件图一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计.一. 电动机的选择一、电动机输入功率w P600060*1.382.80/min 3.14300w v n r D π===⨯二、电动机输出功率d P其中总效率为2322320.960.990.990.990.816v ηηηηη=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=带轴承齿轮联轴电动机所需效率：Pr=3.77/0.816=4.62kw 查表可得Y132M2符合要求,故选用它。

Y132M2(同步转速960min r ，4极)的相关参数 表1 额定功率 满载转速堵转转矩额定转矩 最大转矩额定转矩质量5.5kw 960min r2000N mm ⋅2000N mm ⋅68kg二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比96011.54982.8m w n i n ===总 题目要求可得V 带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为2~4，展开式二级圆柱齿轮减速器()121.3~1.5i i ≈。

初分传动比为2V i =带，1 2.745i =，2 2.112i =。

二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则1、各轴转速960480min 2m V n n r i ===Ⅰ带2174.8682.795min 2.112n n r i ===ⅡⅢ 2、各轴功率0 5.50.96 5.28d d V P P P kw ηη==⨯=⨯=ⅠⅠ带5.280.990.99 5.174P P P kw ηηη==⨯⨯=⨯⨯=ⅡⅠⅠⅡⅠ轴承齿轮 5.1740.990.99 5.07P P P kw ηηη==⨯⨯=⨯⨯=ⅢⅡⅡⅢⅡ轴承齿轮 3、各轴转矩5.59550955054.71960dd d P T N m n ==⨯=⋅ 054.7120.96105d V T T i N m η==⨯⨯=⋅ⅠⅠ带1105 2.1120.990.99217.45T Ti N m η==⨯⨯⨯=⋅ⅡⅠⅠⅡ 2217.45 2.1120.990.96436.48T T i N m η==⨯⨯⨯=⋅ⅢⅡⅡⅢ 表2项目电机轴高速轴Ⅰ中间轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速(min)r 960 480 174.86 82.759 功率()kw5.55.285.1745.07转矩 ()N m54.71 105.05 282.25 585.33传动比 2 2.745 2.112 效率0.960.98010.98011480174.86min 2.745n n r i ===ⅠⅡ三 V 带传动的设计计算一、确定计算功率ca P查表可得工作情况系数 1.1A k = 故 1.1 5.5 6.05ca A P k P kw =⨯=⨯= 二、选择V 带的带型根据ca P n 、，由图可得选用A 型带。

三、确定带轮的基准直径d d 并验算带速v1、初选小带轮的基准直径1d d 。

查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径1112d d mm = 2、验算带速v按计算式验算带的速度11129605.62601000601000d d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯因为530m s v m s <<，故此带速合适。

3、计算大带轮的基准直径2d d按式(8-15a)计算大带轮的基准直径212112224d d V d i d mm ==⨯=带根据教材表8-8，圆整得2224d d mm=。

4、确定V 带的中心距a 和基准直径d L（1）按计算式初定中心距0450a mm = 12012(0.7()2())d d d d d d a d d +≤≤+（2）按计算式计算所需的基准长度22100120()2()24d d d d d d d L a d d a π-≈+++2(224112)2450(112224)24450π-=⨯+⨯++⨯ =1433mm查表可选带的基准长度1400d L mm = （3）按计算式计算实际中心距a0014621433(450)46422d d L L a a mm mm --≈+=+= 中心距的变化范围为()428494mm mm 。

5、验算小带轮上的包角1α()()12157.357.3180180224112165120448d d d d a α≈--=--=≥ 6、计算带的根数（1）计算单根V 带的额定功率r P由1112960min d d mm n r ==和查表可得0 1.162P kw =根据960min 2n r i ==，和A 型带，查表可得00.11P kw ∆=、0.96k α=、1.02L k =。

故()()r 00P 1.1620.110.96 1.02 1.246L P P k k kw α=+∆=+⨯⨯= （2）计算V 带的根数Zr 6.054.85P 1.246ca P Z === 故取V 带根数为5根 带轮的轮毂宽度(1)2(51)*152*978z e f mm -+=-+= 7、计算单根V 带的初拉力的最小值()0min F 查表可得A 型带的单位长度质量0.10q kg m =()()20min2.5500cak P F qvk Zvαα-=+()22.50.96 6.05(5000.1055.62)1870.9655.62N N-⨯=⨯+⨯=⨯⨯应使带的实际初拉力()00min F F >。

8、计算压轴力p F 压轴力的最小值为()()10minmin 2sin2P F Z F α=16526187sin 2=⨯⨯⨯。

1486N =四 减速器直齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS ；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

（4）选小齿轮齿数124Z =，大齿轮齿数2 2.7452465.88Z =⨯=，取267Z =2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即[]321121t H Et d H k T Z Z u d u αεσ⎛⎫±≥⎪ ⎪Φ⎝⎭（1）确定公式内的各计算数值 ①试选 1.3t k =②小齿轮传递转矩51 1.05050*10.T N mm =③查图10-30可选取区域系数 2.5H Z = 查表10-7可选取齿宽系数1d Φ= ④查表10-6可得材料的弹性影响系数12189.8E Z MP =。

⑤查图10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H a MP σ=，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H a MP σ=。

⑥按计算式计算应力循环次数()911606048011030016 1.382410h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯982 1.382410 5.026102.75N ⨯==⨯⑦查图可选取接触疲劳寿命系数10.90HN k =，20.92HN k =。

⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1S =，按计算式(10-12)得[]1lim110.9600540HN H H ak MP S σσ==⨯=[]2lim220.92550506HN H H a k MP Sσσ==⨯=按接触疲劳强度用重合度系数*111arccos[cos /(2)]arccos[24cos20/(242*1)]29.841a a z z h αα=+=+= *222arccos[cos /(2)]23.595a a z z h αα=+=''1122[(tan tan )(tan tan )]/2 1.694a z z εααααπ=-+-=0.91z ε=（2）计算相关数值①试算小齿轮分度圆直径1t d ，由计算公式得3212 1.3105050 3.75 2.4189.877.991 1.75506t d mm ⨯⨯⨯⎛⎫≥⨯⨯= ⎪⎝⎭②计算圆周速度1177.994801.96601000601000t d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯③计算齿宽b 及模数nt m1177.9977.99d t b d mm =Φ=⨯=1177.99 3.2524t nt d m mm Z === 2.25 2.25 3.257.31nt h m mm mm ==⨯=77.9910.677.31b h ==⑤计算载荷系数k查表可得使用系数1A k =，根据 1.96v m s =，7级精度，查表10-8可得动载系数 1.08V k =[][][]1254050652322H H H a MP σσσ++===齿轮的圆周力31112/2*105050/77.99 2.694*10t t F T d N ===1/1*2694/77.9934.5/A t K F b N mm ==小于100/N mm 查表10-3得齿间载荷分配系数 1.2H K α=由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数 1.170H K β=由此，得实际载荷系数1*1.12*1.2*1.170 1.57H K ==⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得3311 1.5777.99831.3HtHtK d d mm K ==⨯= ⑦计算齿轮模数m11/83/24 3.458m d z mm ===3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-7)试算即[]31212Ft Fa Sat d F K TY Y Y m Z εσ≥Φ （1）确定公式内的各计算数值 试选 1.3Ft K =由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.750.750.250.250.6921.694aY εε=+=+= ①计算/[]Fa sa F Y Y σ②由图10-17查得齿形系数1 2.65Fa Y =、2 1.76Fa Y =由图10-24c 查得小齿轮和大齿轮得齿根弯曲疲劳极限分别为lim 500F MPa σ=、lim 380F MPa σ=③由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数10.85FN K =\20.88FN K = 取弯曲疲劳安全系数 1.4S =，由式（10-14）得1lim11[]303.57FN F F K MPa S σσ== 1lim220.88*380[]238.861.4FN F F K MPa S σσ===11 2.65*1.580.0138[]303.57Fa sa F Y y σ== 222 2.23*1.760.0164[]238.86Fa sa F Y Y σ== 因为大齿轮得[]Fa saY Y σ大于小齿轮，所以取 2220.0164[][]Fa sa Fa sa Y Y Y Y σσ== （2）计算模数 ①123212() 1.719[]Ft Fa sa t d K TY Y Y m Z εσ==Φ（3）调整齿轮模数 ①圆周速度ν11 1.719*2441.259t d m z mm ===11*41.259*4801.035/6000060000d n m s ππν===②齿宽b111*41.25941.259d b d mm φ=== ③宽高比/b h**(2)(2*10.25)1.719 3.868a t h h c m mm =+=+=/41.259/3.86810.67b h ==（4）计算实际载荷系数F K①根据 2.07/m s ν=，7级精度，查得动载系数 1.02K ν=1112/2*105050/41.2595092t F T d N===,1/1*5092/41.259123.4A Ft K F b Nmm ==大于100/N mm ，查得10-3得齿间系数分配系数 1.0F K β=②由表10-4用插值法求得 1.417H K β=,结合/10.67b h =查图10-13，得1.34F K β=则载荷系数为1*1.02*1.0*1.34 1.37F A F F K K K K K ναβ=== ③由式(10-13),可得实际载荷系数算得得齿轮模数331.371.719* 1.751.3F t Ft K m m mm K === 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.75mm 并就近圆整为标准值2m mm =，接触疲劳强度算得的分度圆直径183d =，算出小齿轮齿数11/41.5z d m ==取142z =则大齿轮齿数21 2.75*42115.5z iz ===，取2116z =，1z 2z 互为质数这样设计出得齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。