機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計二級減速器變速器設(shè)計

1、院系班級：xxxxx設(shè)計作者： xxxxx設(shè)計日期：2009年12月xxx大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院目 錄設(shè)計任務(wù)書3電動機(jī)的選擇3傳動比的選擇4傳動參數(shù)的設(shè)計4齒輪傳動的設(shè)計4軸的設(shè)計13軸的校核16鍵的校核20軸承壽命校核20潤滑及其他附件24設(shè)計內(nèi)容計算及說明計算結(jié)果1、設(shè)計任務(wù)（1）、原始數(shù)據(jù)（2）、工作條件（3）、設(shè)計要求（4）、機(jī)構(gòu)簡圖2、電機(jī)的選擇3、傳動比選擇4、傳動參數(shù)的設(shè)計5、齒輪傳動設(shè)計高速級齒輪（1）、選定齒輪材料和熱處理方法：(2) 、齒數(shù)選擇（3）、精度選擇（4）、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計（5）.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計低速級齒輪6、軸的設(shè)計高速軸的設(shè)計中間軸設(shè)計低速軸的設(shè)計7、軸的校核

2、高速軸強(qiáng)度校核中速軸強(qiáng)度校核低速軸強(qiáng)度校核8、鍵強(qiáng)度校合9、軸承壽命校核高速軸上軸承校核中速軸上軸承校核高速軸上軸承校核10、潤滑及其他配件選擇：一、設(shè)計題目（1）、運送帶工作拉力f=7kn（2）、運輸帶工作速度v=1.1m/s(允許速度誤差5%)（3）、滾筒直徑d=400mm（4）、滾筒效率=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）（5）、工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。（6）、使用折舊期8年（7）、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35度以上（8）、動力來源，電機(jī)，三相交流電壓380/220v（9）、4年一次大修,2年一次中修，半年一次小修（10）、一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。

3、采用2級齒輪傳動，第2級齒輪采用齒輪。編寫設(shè)計計算說明書，繪出傳動裝置裝配圖（a0圖），直齒輪及軸的零件圖（a3圖）。二、傳動裝置的總體設(shè)計（1）、工作機(jī)構(gòu)所需功率pw=f*v=71.1=7.7kw(2)、各級效率齒輪嚙合（閉式）效率=0.97,軸承效率2=0.98連軸器效率=0.99,滾筒效率=0.96總效率=0.842（3）、所需電動機(jī)功率： pd=pw/=9.14 kw(4)、選擇電動機(jī)：由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊p167的表12-1得按pm pd來選取電動機(jī)為y160m4 轉(zhuǎn)速nm=1460輸出軸直徑dm=42mm,p169 表124工作機(jī)轉(zhuǎn)速nw=86總傳動比：i= nm/nw=/86=

4、16.98傳動比分配：i=為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩對齒輪的配對齒面硬度、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比i=3.601、 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)i軸轉(zhuǎn)速n=1460r/minii軸轉(zhuǎn)速n=310r/min軸轉(zhuǎn)速=86.11r/min2 、各軸輸入功率p（kw）：軸i輸入功率：p=11*0.99=9.9kw軸輸入功率:p=9.9*0.98*0.97=9.41kw軸輸入功率：=9.41*0.98*0.97=8.95kw3、各軸轉(zhuǎn)矩t（n.m）：軸i轉(zhuǎn)矩t=軸ii轉(zhuǎn)矩t=軸轉(zhuǎn)矩 三、傳動零件的設(shè)計計算減速箱是一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)，且功率不大，可

5、采用軟齒面，查表確定小齒輪用40c，調(diào)制后表面淬火，齒面硬度280hbs；大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度240hbs選小齒輪齒數(shù)z1=23，大齒輪齒數(shù)z2=u 1z1=4.725=108減速器為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（gb10095-88）。估算： 試選載荷系數(shù)kt=1.3 由機(jī)械設(shè)計p205表10-7選取齒寬系數(shù)由機(jī)械設(shè)計p201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8mpa 由機(jī)械設(shè)計p209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550mpa；計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 根據(jù)已知條件得減速器工作時間為八年，每年的工作日為

6、300天，每天為兩班制。即每天為28個小時。 =3.3638 由機(jī)械設(shè)計p203圖10-19查得解除疲勞壽命系數(shù)=0.90；=0.94 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率1%，安全系數(shù)s=1 得 =0.9600mpa=540 mpa =0.94550mpa=517 mpa 試算小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值=63.7 計算圓周速度v 計算齒寬b計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) 齒高 b/h=63.7/6.23=10.22計算載荷系數(shù)根據(jù)v=4.87m/s，8級精度，由機(jī)械設(shè)計p194圖10-8查動載荷系數(shù)；直齒輪，令。由機(jī)械設(shè)計p195表10-3查得；由機(jī)械設(shè)計p193表10-2查得使用系數(shù)；由機(jī)械

7、設(shè)計p196表10-4查7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423由b/h=11.56，查機(jī)械設(shè)計p198圖10-13得；故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 計算模數(shù)m=68.58/23=2.98彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 由機(jī)械設(shè)計p208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；（2） 由機(jī)械設(shè)計p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；（3） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，得 = =（4）計算載荷系數(shù)k （5）查取齒形系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計p 200表10-5查得；（6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由

8、機(jī)械設(shè)計p 200表10-5查得；（7）計算大，小齒輪的 2）設(shè)計計算 圓整得m=3.0mm, 小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 4.幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑 mmmm2)計算中心距 3）計算齒輪寬度 取。1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。精度等級選用8級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z123，大齒輪齒數(shù)z2834） 選取螺旋角。初選螺旋角142按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由公式 d1t1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 試選kt1.6(2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 t1=n

9、mm(3) 由p205表107選取尺寬系數(shù)d1（4） 由圖1026查得0.78，0.87，則1.65（5） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ze189mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1600mpa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限hlim2550mpa；（7） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160n1jlh603101（283008）時，n2n1/3.6（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.93；khn20.95（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得 h10.93600mpa558mpa h20.95550

10、mpa522.5mpa hh1h2/2540.25mpa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t= =91.2.00mm（2） 計算圓周速度v= = =1.48m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)b=191.2mm=91.2mm= =3.85h=2.25=2.253.85mm=8.66mmb/h=91.2/8.66=10.53（4） 計算縱向重合度= =1.823（5） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取=1根據(jù)v=1.48m/s,8級精度，由p194圖108查得動載系數(shù)=1.05；由表104查的的計算公式和直齒輪的相同，故 =1.05+0.18(1+0.61 )11+0.2310(-3

11、)*91.2=1.35由表1013查得=1.31由表103查得=1.4。故載荷系數(shù)k=11.051.41.35=1.99（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得= = mm=98.1mm（7） 計算模數(shù)mn = =mm=4.14mm3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式(1017)1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)k=11.051.41.31=1.93（2） 根據(jù)縱向重合度= =1.823，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) y0.87（3） 計算當(dāng)量齒數(shù)= =25.18= =90.86（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得 =2.69； =2.216（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105

12、查得=1.575；=1.773（6） 計算f由圖10-20c p208得: f1=500mpaf2=380mpa由圖10-18 p206得: kfn1=0.82kfn2=0.86 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4f1=292.86mpaf2 =233.43mpa（7） 計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算m=3.4取m=3.5mm4幾何尺寸計算1） 計算中心距=27.19，取=28=333.6=101=232.66mma圓整后取233mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcosarccos3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =101mmd2 =364.6mm4） 計算齒輪

13、寬度b=101mmb1=104mm，b2=100mm5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。1、 初估最小直徑：假設(shè)軸的材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表取得：2、根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度：（1）、確定軸段1-2的直徑和軸長輸入軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑為使所選軸直徑和聯(lián)軸器相適應(yīng)，需選聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，由于轉(zhuǎn)矩變化較小，故取工作情況系數(shù)則：=1.364.75=83.2n.m按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的 條件，且電機(jī)得輸出軸得直徑是42mm查標(biāo)準(zhǔn)gb 5014-85,選用

14、lt6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250n.m 。因為聯(lián)軸器連接的直徑相差不能太大，所以取半聯(lián)軸器的孔徑=32mm，故取=32mm；半聯(lián)軸器長度l=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長=60mm，故取軸長=58mm。（2）、為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右側(cè)需制出一軸肩，故取2-3段直徑=35mm（3）、初選滾動軸承。應(yīng)軸承只承受徑向載荷，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=38mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6209，其尺寸為ddb=45mm85mm19mm，故=45mm。（4）、根據(jù)左軸承的軸向定位取4-5軸段直徑=52mm。(5)根據(jù)軸承端蓋

15、的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取2-3軸段長度=50mm，由箱體及軸承確定3-4段長度=47mm，4-5段長度=103mm。（6）根據(jù)右軸承的軸向定位取6-7段長度=45mm3、軸上零件的周向定位：半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接由gb1059-79查得與齒輪配合平鍵截面為bh=10mm8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。4、確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為245，各處軸肩的圓角半徑為2mm5、 軸的結(jié)構(gòu)如圖11、初估最小直徑：假設(shè)軸的材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表取得：

16、取直徑d=40 mm，故取=40mm2、初選滾動軸承。應(yīng)軸承既承受徑向載荷又承受軸向載荷，故選角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)=45mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸軸承7208c，其尺寸為ddb=40mm80mm18mm，由箱體和軸承的設(shè)計要求取軸1-2的長度=46mm，軸5-6的長度=48mm3、取安裝齒輪的軸段2-3和軸段4-5的直徑=46mm，為滿足齒輪的軸向定位，3-4軸段右側(cè)需制出一軸肩，故取3-4軸段直徑=58mm，軸肩長度=12mm。已知齒輪輪轂的寬度為105mm盒70mm，為使軸向定位可靠，取軸段2-3的長度=102mm，軸段4-5的長度 =68mm

17、4、確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為245，各處軸肩的圓角半徑為2mm5、 軸的結(jié)構(gòu)如圖21、初估最小直徑：假設(shè)軸的材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表取得：2、根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度：最小直徑在聯(lián)軸器處取直徑d=52 mm，故軸段8-9直徑=52mm 輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑，為使所選軸直徑和聯(lián)軸器相適應(yīng)，需選聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，由于轉(zhuǎn)矩變化較小，故取工作情況系數(shù)則：=1.31272=1653.6 n.m按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的 條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb 5014-85,選用hl5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000n.m 。 半聯(lián)軸器的孔徑=63mm，

18、故取=55mm；半聯(lián)軸器長度l=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長=107，故取軸長=105mm。（2）、為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7-8軸段左側(cè)需制出一軸肩，故取6-7段直徑=63mm（3）、初選滾動軸承。因軸承既承受徑向載荷又承受軸向載荷，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)=67mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸軸承7213c，其尺寸為ddb=65mm120mm23mm。（4）、取安裝齒輪的軸段2-3的直徑=80mm，為滿足齒輪的軸向定位，2-3軸段右側(cè)需制出一軸肩，故取3-4軸段直徑=92mm，取軸肩長度=12mm。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為使

19、軸向定位可靠，故取=98mm。(5)根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取6-軸段長度=50mm，由箱體及軸承確定1-2段長度=51mm，=51 mm,由軸承的軸向定位取=84 mm，=60 mm。3、軸上零件的周向定位：齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接由gb1059-79查得與齒輪配合平鍵截面為bh=20mm12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6；同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm11mm90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選擇軸

20、的直徑尺寸公差為m6。4、確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為245，各處軸肩的圓角半徑為2mm5、 軸的結(jié)構(gòu)如圖31、 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖1）繪制軸的受力簡圖（圖4）：2、 軸傳遞的力矩：齒輪圓周力： 徑向力：水平面內(nèi)支反力由圖可得： n 鉛垂面內(nèi)支反力由圖可得： n n2、作轉(zhuǎn)矩圖,如圖4。水平彎矩圖 在截面b= 164=117752n.mm鉛錘面內(nèi)彎矩圖：在截面 = 164=42804n.mm從圖中可以看出b截面為危險截面，其合成彎矩為： 3、做轉(zhuǎn)矩圖。此軸輸出轉(zhuǎn)矩t=93860n.；由聯(lián)軸器傳遞出去，軸單向運轉(zhuǎn)，可以認(rèn)為轉(zhuǎn)矩應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，故取則t=0.693860=56316n.

21、mm 4、求最大當(dāng)量轉(zhuǎn)矩:m= 5、強(qiáng)度校核： 查表取; 強(qiáng)度符合要求1、根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2）繪制軸的受力簡圖（圖5）：2、軸傳遞的力矩：1齒輪圓周力：徑向力 軸向力 =1676n2齒輪圓周力： 徑向力：水平面內(nèi)支反力由圖可知：nn鉛垂面內(nèi)支反力由圖可知： n n3、作轉(zhuǎn)矩圖，齒輪作用力集中在齒寬中心。水平彎矩圖 在截面a= 72=383292n.mm在截面 b：= 57=230280n.mm鉛錘面內(nèi)彎矩圖：在截面a= 72=149472n.mm在截面 b：= 57=80256n.mm從圖中可以看出a截面為危險截面，其合成彎矩為： 4、做轉(zhuǎn)矩圖。此軸輸出轉(zhuǎn)矩t=343000n.；由聯(lián)軸器傳遞

22、出去，軸單向運轉(zhuǎn)，可以認(rèn)為轉(zhuǎn)矩應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，故取則t=0.6343000=205800n.mm 5、求最大當(dāng)量轉(zhuǎn)矩:m= 6、強(qiáng)度校核： 查表取; 強(qiáng)度符合要求1根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）繪制軸的受力簡圖（圖4）：2軸傳遞的力矩：齒輪圓周力：徑向力 軸向力 =1933n水平面內(nèi)支反力由圖可知：nn鉛垂面內(nèi)支反力由圖可知： n n2、作轉(zhuǎn)矩圖，齒輪作用力集中在齒寬中心。水平彎矩圖 在截面b= 74=313441.8n.mm鉛錘面內(nèi)彎矩圖：在截面b = 74=123973.68n.mm = 145=179028.6n.mm從圖中可以看出b截面為危險截面，其合成彎矩為： 3、做轉(zhuǎn)矩圖。此軸輸出轉(zhuǎn)矩

23、t=1272000n.；由聯(lián)軸器傳遞出去，軸單向運轉(zhuǎn)，可以認(rèn)為轉(zhuǎn)矩應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，故取則t=0.61272000=763200n.mm 4、求最大當(dāng)量轉(zhuǎn)矩:m= 5、強(qiáng)度校核： 查表取; 強(qiáng)度符合要求由表6-2查得，取高速軸聯(lián)軸器與軸連接鍵， 中速軸直齒輪與軸連接鍵， 中速軸斜齒輪與軸連接鍵， 低速軸聯(lián)軸器與軸連接鍵， 低速軸齒輪與軸連接鍵， 鍵滿足強(qiáng)度要求。要求軸承使用壽命：= =764 1.1=840.4=20891.1=2297.9因為，所以按軸承2的受力大小驗算所以高速軸上軸承滿足要求要求軸承使用壽命：兩次計算的植相差不大，因此確定， 3、 求當(dāng)量載荷由表13-5分別進(jìn)行查表或差值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 4、驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算 所以中速軸上軸承滿足需要要求軸承使用壽命：兩次計算的植相差不大，因此確定， 4、 求當(dāng)量載荷由表13-5分別進(jìn)行查表或差值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1