一級圓柱齒輪減速器說明書

1、機械設計課程設計課題名稱一級圓柱齒輪減速器的設計計算系別機械專業(yè)機械制造和自動化班級機械1117姓名林春志學號2011111724指導老師劉雅君完成日期2012年06月曰目錄第一章緒論第二章 課題題目及主要技術參數說明2.1課題題目2.2主要技術參數說明 2.3傳動系統工作條件2.4傳動系統方案的選擇_第三章減速器結構選擇及相關性能參數計算3.1減速器結構3.2電動機選擇3.3傳動比分配3.4動力運動參數計算第四章 齒輪的設計計算（包括小齒輪和大齒輪）4.1齒輪材料和熱處理的選擇4.2齒輪幾何尺寸的設計計算4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸4.2.2 齒輪彎曲強度校核4.2.3 齒輪

2、幾何尺寸的確定4.3齒輪的結構設計第五章軸的設計計算（從動軸）5.1軸的材料和熱處理的選擇5.2軸幾何尺寸的設計計算5.2.1 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑軸的結構設計軸的強度校核第六章軸承、鍵和聯軸器的選擇6.1軸承的選擇及校核.6.2鍵的選擇計算及校核6.3聯軸器的選擇第七章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算7.1 潤滑的選擇確定7.2 密封的選擇確定7.3 減速器附件的選擇確定7.4 箱體主要結構尺寸計算第八章 總結參考文獻第一章 緒 論本論文主要內容是進行一級圓柱直齒輪的設計計算， 在設計計算中運用到了 機械 設計基礎、機械制圖、工程力學 、公差和互換性等

3、多門課程知識，并運用 AUTOCAD 軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現在如 下幾個方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關 課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力， 鞏固、深化和擴 展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械 設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力 和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及

4、相關技術資料的能力以及 計算、繪圖數據處理、計算機輔助設計方面的能力。（4）加強了我們對Office軟件中Word功能的認識和運用。第二章 課題題目及主要技術參數說明2.1課題題目帶式輸送機傳動系統中的減速器。要求傳動系統中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。2.2主要技術參數說明輸送帶工作拉力F=2100N,工作速度V=1.6m/s滾筒直徑D=400mm每日工作時數24h 傳動工作年限5年（傳動不逆轉）載荷平穩(wěn)啟動載荷為名義載荷的1.25倍傳送帶允許速度誤差+-52.3帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、 單向運轉；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；兩 班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期

5、為3年，中批量生產； 三相交流電源的電壓為380/220V。2.4傳動系統方案的選擇結果第二章減速器結構選擇及相關性能參數計算電動機 選用：3.1減速器結構Y100L2-4鬲=3本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。i 齒=4.0253.2電動機選擇（一）工作機的功率PwPw =FV/1000=1150X 1.6/1000=1.84kw（二）總效率口總2總=帶口齒輪口聯軸器q滾筒q軸承2= 0.96 漢 0.98 漢 0.99 漢 0.96 漢 0.99 =0.876（三）所需電動機功率PdPd =pw/n 總=1.84心876 =2.100(KW)查機械零件設計手冊得 Ped = 3 kw電

6、動機選用 丫112M-4n滿=1420 r/min3.3傳動比分配工作機的轉速n=60X 1000v/ （江D=60X 1000X 1.6/(3.14 X 260)=117.589r/mi n冷、=n滿 / n = 1420/117.589 =12.076(r/min)取 i帶=3則 i齒=i總/i帶=12.076/3 =4.0253.4動力運動參數計算（一）轉速n計算及說明結果no = n滿=1420 (r/min )n I = n° / i 帶=門滿 / i 帶=1420/3=473.333( r/min)nH =ni /i 齒=473.333/4.025=117.589(r/m

7、in )nhi = n| =117.589 (r/min )（二） 功率Pp0 =pd =1.612(kw)p = P0n帶=2.100 疋0.94 =1.974(kw)P2 = PJ齒輪 口軸承=1.974 匯 0.98 漢 0.99 = 1.916( kw)P3 = P 口聯軸器口軸承=916 漢 0.99 匯 0.99 = 1.875( kw)（三）轉矩TT0 =9550P0/ n0 =9550 2.100/1420=14.126(N m)% =T0m帶請=14.126 漢 0.96 漢3 = 40.684(N m)T2 =TJ 齒輪耳軸承 i 齒=40.684 漢 0.98 7.994

8、.025=158.872(N m)T3聯軸器"軸承i齒帶=158.872漢0.99沃0.99匯1=155.710(N m)計算及說明結果軸號功率P/kWN/(r.min )T/(N - m)in02.100142014.12630.9611.974473.33340.68421.916117.589158.8724.0250.9731.875117.589155.71010.98將上述數據列表如下:第四章齒輪的設計計算4.1齒輪材料和熱處理的選擇小齒輪選用45號鋼，調質處理，HB = 236 大齒輪選用45號鋼，正火處理，HB = 190 4.2齒輪幾何尺寸的設計計算按照接觸強度初步

9、設計齒輪主要尺寸由機械零件設計手冊查得二 H liml - 58°MPa , h lim 2 = 530 MPa ,SHlim = 1F liml = 215MPa , F lim 2 = 200MPa , Sf lim = 1-njn2 =473.333/117.589 =4.025由機械零件設計手冊查得ZN1 = ZN2 = 1Y N1 = YN2 = 1.1由 hH1 匸歲臥1 二580" =580MPaSh lim- 1SH lim”2 =Hlim2ZN2 5301 =530MPa- 1r1°>limlYN1215漢1.1匕F1一-244 MPaSf

10、 lim1L1°>lim2YN2200 "YbF2=204MPaSf lim1（一）小齒輪的轉矩T I=9550R/n, =9550 x 1.974/473. 377 =42.379( N m)（二）選載荷系數K由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對稱布置。查機械原理和機械零件教材中表得，取K = 1.1（三）計算尺數比卩卩=4.025（四）選擇齒寬系數屮d根據齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱布置。查機械原理和機械零件教材中表得，取 屮d = 1（五）計算小齒輪分度圓直徑d1d1 >計算及說明結果3. 3KT 丨(u + 1)il.V 40

11、.684 (4.025十 1)dl766dH22u =766 i 1 5302 4.025=44.714( mm)(六) 確定齒輪模數md1,44.7a=： 1- = £14.025 1=112.343 mmm =(0.0070.02)a = (0.0070.02) X 185.871 取m=2（七）確定齒輪的齒數 乙和Z2d1m44.7143-22.36取 Z1 = 24'Z4.025 24 =96.6 取 Z2 = 96（八）實際齒數比JZ296/Z124乙=24Z2 = 96d1 =48mmd2 =192mm齒數比相對誤差-'''-0.006A

12、J <±2.5% 允許（九）計算齒輪的主要尺寸di = mZi = 2 24 二 48(mm) d2 二mZ2 =2 96 =192(mm)1 1a=120mm中心距=(d1 +d2 )=(48 +192)=120(mm)B1=57mm齒輪寬度 B2 =W d d! = 1 x 48 = 48(mm)B2=48mmV=1.1890Bi = B2 + (5 10) = 53 58(mm)(m/s) 定為IT7取 Bi =57 (mm)（十）計算圓周轉速v并選擇齒輪精度也"_314 如8匯473.333V 1. lOwlll /60如00060x1000查表應取齒輪等級為

13、9級，但根據設計要求齒輪的精度等級為 7級。齒輪彎曲強度校核（一）由4 2 1中的式子知兩齒輪的許用彎曲應力訴】=244MPa屛2 】=204MPa（二）計算兩齒輪齒根的彎曲應力由機械零件設計手冊得YF1 =2.63Yf2=2.19比較Yf /屛的值Yf 1 /俳1=2.63/244=0.0108丫尸2/竹2=2.19/204=0.0107計算大齒輪齒根彎曲應力為計算及說明結果2000KYfi2000 燈01.741 漢 2.63強度足夠F122B2m Z266x3x22d a1 =54mm= 40.952(MPa) £ bF1 】da2 =196mm齒輪的彎曲強度足夠h=4.5mm

14、S=3.14mm齒輪幾何尺寸的確定P=6.28mm hf=2.5mm齒頂圓直徑da由機械零件設計手冊得 h a =1 c = 0.25ha=2mm df1 =43mmda1 =d1 +2ha1 =(Z1 +2ha*m = (24+2>d)x2=54(mm)df2=187mmda2 =d2 +2ha2 =(Z2 +218* m = (96 + 2 x 1)漢 2 =196(mm)齒距P = 2X 3.14=6.28(mm)齒根高hf =如舄+疋m =2.5(mm)齒頂咼ha =人備口 =1 x 2 =2(mm)齒根圓直徑d fdfd -2h4<2.43(mm)df2 =d2 -2hf

15、 =192 -2漢 2.5 =187(mm)4.3齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算如下：軸孔直徑 d=© 50(mm)輪轂直徑D1=1.6d=1.6X 50=80(mm)輪轂長度 L-B266(mm)輪緣厚度 8 o = (34)m = 68(mm)取 6=8輪緣內徑D 2 =da2-2h-2§。=196-2X 4.5-2X 8計算及說明結果=171(mm)取 D2 = 170(mm)腹板厚度c=0.3 B2 =0.3 X 48=14.4取 c=15(mm)腹板中心孔直徑 D o =0.5( D, + D2)=0.5(17

16、0+80)=125(mm)腹板孔直徑 d 0 =0.25 ( D2- Di) =0.25 (170-80)=22.5(mm)取 d°=20(mm)齒輪倒角 n=0.5m=0.5X 2=1齒輪工作如圖2所示：結果計算及說明D2=32mm第五章軸的設計計算5.1軸的材料和熱處理的選擇由機械零件設計手冊中的圖表查得選45號鋼，調質處理，HB2172556 =650MPa 二 s=360MPa 二二=280MPa5.2軸幾何尺寸的設計計算按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑3 一 3 從動軸 d2=c“=1151.955 =29.35血2 117.587考慮鍵槽 d2 =29.35X 1.05=

17、30.82選取標準直徑d2 =32 mm軸的結構設計根據軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動 軸均設計為階梯軸。軸的強度校核從動軸的強度校核圓周力Ft = 2°°°T2 =2000x 158.872/192=1654.92d2徑向力 Fr= Ft tan=1654.92Xtan20° =602.34由于為直齒輪，軸向力Fa =0作從動軸受力簡圖：（如圖3所示）從動軸RA L RB 79RHAFt FrRHB水平面彎矩FtThia.eaNr垂直面彎矩合力彎矩扭矩1w887l?NhI18.4Nr危險截面 當量彎矩從動軸受力簡圖計

18、算及說明L=110mm結果從動軸承 2個Rha =Rhb =0.5 Ft =0.5X 1654.92=827.46(N)M hc =0.5 Rha L=827.46 X 110X 0.5/1000=51.72(N m)Rva =驗=0.5 Fr =0.5X 602.34 =301.17(N m)Mvc =0.5RvaL=501.17X 110X 0.5/1000=36.4(N m) 轉矩 T=158.872(N m)校核M C = x M HC 2 M VC2 = , 51.722 18.822 =55.04( N m)Me= ,MC2 aT 2 = 55.0420.6 1 58.872 2

19、=118.42( N m)由圖表查得，！b=55MPa3 3d> 10 一M e=10118.42 =29.21(mm)Y0.1bb 0.1* 55考慮鍵槽 d=29.21mm < 45mm則強度足夠第六章軸承、鍵和聯軸器的選擇6.1軸承的選擇及校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列深溝球軸承主動軸承根據軸頸值查機械零件設計手冊選擇6207 2個(GB/T276-1993)從動軸承6209 2個(GB/T276-1993)壽命計劃:結果計算及說明兩軸承受純徑向載荷P= F r =602.34X= 1Y=0從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209,基本額定功負荷Cr=25.6KNft

20、 =15 =3i106fC f10625.6x1x1000$Lioh=1 =1 =1088120160n2 I P 丿 60x117.589 j 602.34丿預期壽命為：8年，兩班制L=8 X 300 X 16=38400<1伽軸承壽命合格6.2鍵的選擇計算及校核（一）從動軸外伸端d=42,考慮鍵在軸中部安裝故選鍵 10X 40 GB/T10962003,b=16, L=50, h=10,選 45號鋼，其許用擠壓力 kp=100MPaa = Ft = 4000=4000 "58.872 =82 75為p h lhld8 漢 30 漢 32p則強度足夠，合格（一）和齒輪聯接處d

21、=50mm,考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵 14X 52 GB/T1096 2003, b=10mm, L=45mm , h=8mm,選 45號鋼，其許用擠壓應力 bp】=100MPaF t4000Ti 4000"58.872 十小“ L 1片= J =1 =45.392<時h lhld8 漢 35 漢 50則強度足夠，合格從動軸外伸端鍵10 X 40GB/1096 2003和齒輪聯接處鍵14 X 52GB/T10962003計算及說明結果6.3聯軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經濟 問題，選用彈性套柱聯軸器K=1.3選用TL8型

22、彈性套住聯軸 器TC =9550=9550X 3"916 =202.290 nil117.589選用TL8型彈性套住聯軸器，公稱尺寸轉矩Tn =250, Tc<Tn。采用丫型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=3240,選d=35,軸孔長度L=82TL8型彈性套住聯軸器有關參數型號公稱 轉矩T/(N -rm)許用 轉速n/(r - min軸孔 直徑 d/mm軸孔 長度L/mm外 徑D/mm材料軸孔 類型鍵 槽 類 型TL625033003582160HT200Y型A型第七章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱 體主要結構尺寸的計算及裝配圖7.1潤滑的選擇確定潤滑方式1. 齒輪V=1.2

23、vv 12 m/s使用噴油潤滑，但考慮成本及需要， 選用浸油潤滑2. 軸承采用潤滑脂潤滑潤滑油牌號及用量齒輪浸油潤滑 軸承脂潤滑計算及說明結果1. 齒輪潤滑選用150號機械油，最低最高油面距1020mm需油量為1.5L左右2. 軸承潤滑選用2L3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/31/2為宜7.2密封形式1箱座和箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞和機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3. 軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封和之對應的軸承外部軸的外伸端和透蓋的間隙，由于 V<3 (m/s),故選用半粗羊毛氈加以密圭寸4. 軸承靠近機

24、體內壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內部7.3減速器附件的選擇確定列表說明如下：齒輪用150號機械油 軸承用2L3型潤滑脂計算及說明結果名稱功用數量材料規(guī)格7.4 箱體主要 結構尺 寸計算箱座壁厚冠=10mm相座凸緣 厚度螺栓安裝端蓋12Q235M6 X 16GB 5782 1986螺栓安裝端蓋24Q235M8 X 25GB 5782 1986銷定位235A6 X 40GB 117 1986墊圈調整安裝365Mn10GB 931987螺母安裝3AM10GB 6170 1986油標尺測量油面高度1組合件通氣器透氣1Ab=1.5，冠=15mm箱蓋厚度國1=8mm箱蓋凸緣厚度bl =1.51

25、=12mm箱底座凸緣厚度b2 =2.5，冠=25mm ,軸承旁凸臺高度 h=45，凸臺半徑R=20mm齒輪軸端面和內機壁距離11 =18mm大齒輪頂和內機壁距離 1=12mm小齒端面到內機壁距離"2=15mm上下機體筋板厚度m1 =6.8mm , m2=8.5mm主動軸承端蓋外徑D1 =105mm從動軸承端蓋外徑D2=130mm地腳螺栓M16，數量6根第八章總結通過本次畢業(yè)設計，使自己對所學的各門課程進一步加深了理解，對于各方面知識 之間的聯系有了實際的體會。同時也深深感到自己初步掌握的知識和實際需要還有很大 的距離，在今后還需要繼續(xù)學習和實踐。本設計由于時間緊張，在設計中肯定會有許

26、多欠缺，若想把它變成實際產品的話還需要反復的考慮和探討。但作為一次練習，確實給我們帶來了很大的收獲，設計涉及到機械、電氣等多方面的內容，通過設計計算、認證、畫圖，提高了我對機械結構設計、控 制系統設計及步進電動機的選用等方面的認識和使用能力?？傊?，本次設計讓我受益非 淺，各方面的能力得到了一定的提高。參考文獻1機械設計課程設計，孫巖等主編，北京理工大學出版社。2、機械設計課程設計，銀金光等主編，中國林業(yè)出版社；北京希望電子出版社。3、機械制圖教材4、機械設計基礎教材5、工程力學教材6、其它機械類專業(yè)課程教材機械設計課程設計設計說明書課題名稱一級圓柱齒輪減速器專 業(yè)機械制造和自動化姓 名林春志學

27、 號2011111724指導老師劉雅君目錄一課題題目及主要技術參數說明1.1課題題目1.2主要技術參數說明1.3傳動系統工作條件1.4傳動系統方案的選擇二減速器結構選擇及相關性能參數計算2.1減速器結構2.2電動機選擇2.3傳動比分配2.4動力運動參數計算三V帶傳動設計3.1確定計算功率3.2確定V帶型號3.3確定帶輪直徑3.4確定帶長及中心距3.5驗算包角3.6確定V帶根數Z3.7確定粗拉力Fo3.8計算帶輪軸所受壓力Q四齒輪的設計計算（包括小齒輪和大齒輪）4.1齒輪材料和熱處理的選擇4.2齒輪幾何尺寸的設計計算 421按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸齒輪彎曲強度校核齒輪幾何尺寸的確定4.3

28、齒輪的結構設計五軸的設計計算（從動軸）5.1軸的材料和熱處理的選擇5.2軸幾何尺寸的設計計算按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑軸的結構設計軸的強度校核六軸承、鍵和聯軸器的選擇6.1軸承的選擇及校核.6.2鍵的選擇計算及校核6.3聯軸器的選擇七 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算7.1潤滑的選擇確定7.2密封的選擇確定7.3減速器附件的選擇確定7.4箱體主要結構尺寸計算參考文獻第一章 課題題目及主要技術參數說明1.1課題題目帶式輸送機傳動系統中的減速器。要求傳動系統中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。1.2主要技術參數說明輸送帶的最大有效拉力F=2KN，輸送帶的工作速度V=

29、0.9 m/s,輸送機滾筒直徑D=300mm。1.3傳動系統工作條件帶式輸動機工作時有輕微震動，經常滿載?？蛰d起訂，單向運轉，單班制工作（每 班工作8小時），要求減速器設計壽命為5年（每年按300天計算）三相交流電源的電 壓為 380/220V。1.4傳動系統方案的選擇電動機第章減速器結構選擇及相關性能參數計算選用：Y2-132S-82.1減速器結構i帶=3本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。i 齒=4.0992.2電動機選擇（一）工作機的功率PwPw =FV/1000=2000X 0.9/1000=1.8kw（二）總效率口總n 一耳十 口口nn 3總一帶齒輪聯軸器 滾筒軸承=0.96 J0

30、.98 099 0.96 099 099 099=0.868（三）所需電動機功率PdPd =Pw/n 總=180.8686 =2.073(KW)查機械零件設計手冊得 Ped = 3 kw電動機選用 Y2-132S-8n 滿=705 r/min2.3傳動比分配工作機的轉速n=60X 1000v/ （兀D=60X 1000X 0.9/(3.14 X 300)=57.325r/mi n咯=n滿 /n= 935/57.325 =12.298取 i帶=3則 i 齒=i 總 / i 帶=24.771/3 = 4.099計算及說明結果2.4動力運動參數計算（一）轉速n口0 = 口滿=705 (r/min )

31、n I = n0/ i 帶=門滿 / i 帶=705/3=235( r/min )nII = nI /i 齒=235/4.099=57.331 (r/min )n山=n|=57.331 (r/min )（四）功率PF0 = Pd = 2.073(kw)P帶=2.073x0.96 =1.990(kw)P2 = PJ齒輪軸承=1.990 漢 0.98 漢 0.99 = 1.931(kw)P3 =卩2口聯軸器耳軸承=1.931 漢 0.99 漢 0.99 =1.893(kw)（五）轉矩TT° =9550P。/ n° =95502.073/1420=13.942(N. m)=T0n

32、帶i帶=13.942 x 0.96 沃 3 = 40.153( N m)T2 =TJ 齒輪 n 軸承 i 齒=40.153 x 0.98沃0.99沢4.099=161.182(N m)T3 =丁2耳聯軸器11 軸承 i齒帶=161.182X0.99X0.99"=157.974(N. m)計算及說明結果軸號功率P/kWN/(r.min 1)T/(N - m)in02.07370513.94230.9611.99023590.15321.93157.331161.1824.0990.9731.89357.3331157.97410.98將上述數據列表如下:第三章V帶傳動設計3.1確定計算

33、功率Pc=3.3KW選用B型 普通V帶ddi=l40mmv=5.17 m/ s,帶速合適dd2=411.6mm取ao=800 mm 取 Ld=2500mm中心距a=815.32 mm包 角a161.73o包角合適查表得KA=1.1，則PC=KAP=1.*3=3.3KW3.2確定V帶型號按照任務書得要求，選擇普通 V帶。根據PC=3.3KW及 n1=235r/min，查圖確定選用B型普通V帶3.3確定帶輪直徑(1) 確定小帶輪基準直徑根據圖推薦，小帶輪選用直徑范圍為112 140mm選擇dd1=140mm(2) 驗算帶速: 140 705巾山兀勺40汶705廠,v = =5.17m/s60 10

34、00 600005mfs v vv 25m/s,帶速合適。(3) 計算大帶輪直徑dd2= i d d1 (1- c ) =3X 140X( 1-0.02 ) =411.6mm 根據 GB/T 13575.1-9 規(guī)定，選取 dd2=400mm3.4確定帶長及中心距(1)初取中心距a。0.7 dd1 dd2 £1-2 41 dd2得378< a)< 1080， 根據總體布局，取ao=800 mm確定帶長Ld：根據幾何關系計算帶長得dd1 dd2jiLdo 二 2a0dd1 dd224a°2兀(140 400)=2 800140 400 .L =2469.36mm2

35、4800根據標準手冊，取Ld =2500mm。(3)計算實際中心距a"丄10 =800飯心他竺環(huán)軸口0 23.5.驗算包角=180：_dd2 _dd1 迸 57.3a° 400140°= 180: 57.3 =161.73°> 120°,包角合適。815.323.6.確定V帶根數ZPcZ> (P0P°)K： Kl根據 ddi=140mn及 ni=705r/min，查表得 Po=1.64KW,A Po=O.22KW中心距 a=815.32mm包角 a=161.73°包角合適161 .73Ka = 1.25(1 -

36、5180) =0.956K_=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.0243.3則 Z>=1.737，取 Z=2(1.86)X0.956 x 1.0243.7.確定粗拉力F。F0=500 Pc (2.5 -1) qv2 vZ K :.查表得q = 0.17 kg /m,貝U32521) 0.17 5.172=98.26NF0=5005.17 5(0.9563.8.計算帶輪軸所受壓力Qot16173 'Q=2ZFsin 1 =2X2X98.26 xsin 161.73 =388N2 2第四章齒輪的設計計算4.1齒輪材料和熱處理的選擇小齒輪選用45號鋼，調質處理，HB = 2

37、36大齒輪選用45號鋼，正火處理，HB = 1904.2齒輪幾何尺寸的設計計算按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸由機械零件設計手冊查得Iim1 = 580MPa , D h lim 2 = 530MPa ,SHIim = 1° F Iim1 = 215MPa , f im 2 = 20°MPa , Sf im 14 =山 / n2 = 235/ 57.331 = 4.099由機械零件設計手冊查得ZN1 = ZN2 = 1Yn1 = Yn2 = 1.1由 kH1】 = ¥Hlim1ZN1 =58Q=580MPaSh lim1比2 =皿込二5 =530MPaSH lim

38、1計算及說明結果r1 °>limlYN1215漢1.1匕 F1一-244 MPaSf lim1L1°>lim2YN2200 "YbF2=204MPaSf lim1（一）小齒輪的轉矩T IT9550P /n, =9550 燈.990/235 =80.870(N m)（八）選載荷系數K由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載何平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對稱布置。查機械原理和機械零件教材中表得，取 K = 1.1（九）計算尺數比卩卩=4.099（十）選擇齒寬系數屮d根據齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱布置。查機械原理和機械零件教材中表得，取 屮d = 1（一）計算小齒

39、輪分度圓直徑d1計算及說明結果33Z1=24iKTi(u +1)1190.153(4.099+1)Z2=100dl"766 石顯九=76M仆 5302 沢 4.099d1=48mm=47.103( mm)d2=200m（十一）確疋齒輪模數mma = d1(1 十卩)=47.103(1 +4.099 )=120.089(mm)m =(0.0070.02)a = (0.0070.02) X 198.764取m=2（十三）確定齒輪的齒數 乙和z2rd147.103 “ c 帀 r c乙-1 -23.552 取 Z1 - 24m222=4.099 74 = 98.376 取 Z2 = 100

40、（八）實際齒數比卩,'Z2100“-一4.167Z124- 卩_卩齒數比相對誤差也卩-”-0.017卩± 2.5%允許（十）計算齒輪的主要尺寸d1 =mZ1 =224 =48(mm)d2 =mZ2 =2 匯100 =200(mm)計算及說明結果1 1a=128mm中心距a 二心！ +d2 )=(48 + 200)=128(mm)B1=57mm齒輪寬度 B2 =W 上！ =1 x 48 =48(mm)B2=48mmV=0.590Bi = B2 + (5 10) = 53 58(mm)(m/s) 定為IT7取 Bi =57 (mm)（十）計算圓周轉速v并選擇齒輪精度財ni 3.1

41、423O590m/sV J .ww wl III/ O J60匯100060匯1000根據設計要求齒輪的精度等級為7級。齒輪彎曲強度校核（一）由中的式子知兩齒輪的許用彎曲應力BF1 】=244MPa屛2 】=204MPa（三）計算兩齒輪齒根的彎曲應力由機械零件設計手冊得YF1 =2.65YF2=2.18比較Yf / b f 的值Yf 1 /oF1=2.65/244=0.0109>YF2/0F2=2.19/204=0.0107計算大齒輪齒根彎曲應力為計算及說明結果2000KT"fi 2000 x 強度足夠'B2m2 乙48x224da1 =54m= 103.692(MPa

42、) £ bF1 】mda2 =204齒輪的彎曲強度足夠mm423齒輪幾何尺寸的確定h=4.5mmS=3.14m齒頂圓直徑da由機械零件設計手冊得 h a =1 c = 0.25mP=6.28mda1 =d' +2ha1 =(Z' +2ha*m = (24+2 x 1)x2 =54(mm)m hf=2.5mmda2 = d2 +2ha2 =(Z2 +2ha* m = (100 + 2疋 1) x 2 = 204(mm)ha=2mm df1 =43m齒距P = 2X 3.14=6.28(mm)m df2=199m齒根高hf =5備+疋m = 2.5(mm)m齒頂咼ha =

43、 ham =1 x 2 = 2(mm)齒根圓直徑d fdfd -2h4<2.43(mm)df2 = d2 -2hf = 204 -2 匯2.5 =199(mm)4.3齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算如下：軸孔直徑 d=© 50(mm)輪轂直徑D1=1.6d=1.6X 50=80(mm)輪轂長度L B2 48(mm)輪緣厚度 8 o = (34)m = 68(mm)取60 =8輪緣內徑D 2 =da2-2h-2§。=204-2X 4.5-2X 8計算及說明結果=179(mm)取 D2 = 180(mm)腹板厚度 c=0

44、.3 B2 =0.3 X 48=14.4取 c=15(mm)腹板中心孔直徑 D o =0.5( D, + D2)=0.5(80+180)=130(mm)腹板孔直徑 d 0 =0.25 ( D2-DJ =0.25 (180-80)=25(mm)取 d°=25(mm)齒輪倒角 n=0.5m=0.5X 2=1計算及說明結果D1=25mmD2=39mm第五章軸的設計計算5.1軸的材料和熱處理的選擇由機械零件設計手冊中的圖表查得選45號鋼，調質處理，HB217255匚 b =650MPa 二 s=360MPa 二=280MPa5.2軸幾何尺寸的設計計算按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑3 3 主

45、動軸 di=c 僅=115 J1990 =23.44 ni 2353 3從動軸 d2=c P =115 . 1.931 =37.14 n2 57.331考慮鍵槽 d1=23.44X 1.05=24.612考慮鍵槽 d2 =37.14X 1.05=38.996選取標準直徑d1=25 mm選取標準直徑d2 =39 mm軸的結構設計根據軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則, 主動軸和從動軸均設計為階梯軸。軸的強度校核主動軸的強度校核圓周力 Ft = 2°°°T2 =2000x 158.872/204=1557.57N d2徑向力 Fr = F t tan

46、a =1557.57Xtan20° =566.909 N由于為直齒輪，軸向力Fa=0 作主動軸受力簡圖：（如下圖所示）Rha h?b H0.5 F f H0.5X 3339H778.785(N)M HC H0.5 Rha LH778785 X 98 X 0.5M 000H3906( N Tn)r<a h r<b ho.5 F|. ho.5 X N -m)M<c H0.5R<ALH283.455x98x0.5M000H3.89(N Tn)書 TH90 153( n 3校核Mc=iMhc2 Mvc2 =、38.162 13.892 =38.2 (N m)Me= .

47、Mc2 aT 2 = . 38.22 0.6 90.1532 =66.22(N m)由圖表查得，J j=55MPad> 10 M e . =10 ' 66.22 =10.64(mm)”0.1 kJ0.1* 55考慮鍵槽 d=10.64mm < 25mm則強度足夠從動軸的強度校核圓周力 Ft = 2°°°T2 =2000x 158.872/204=1557.57N d2由于為直齒輪，軸向力Fa=0徑向力Fr = F t tana =1557.57Xtan20° =566.909 N受力簡圖：(如下圖所示)L=98mmRha = Rhb

48、=0.5 Ft =0.5X 1557.57=778.785( N)M hc =0.5 Rha L=778.785 X 98 X 0.5/1000=38.16(N m)Rva = Rvb =0.5 Fr=0.5X 566.909 =283.455(N m)Mvc =0.5RvaL=283.455X 98 X 0.5/1000=14.134(N m)校核轉矩 T=161.182(N m)Mc =：$Mhc2 +MVC2 二 J38.162 +14.1432 =40.697(N，m)Me =jMc2 +(aT f =(40.6972 +(0.6x161.182$ =104.923( N m)由圖表查

49、得，b d=55MPad> 10 (_Me i =10 P04.923 =26.72(mm) *0.1kJV 0.1*55' 丿考慮鍵槽 d=26.72mm < 39mm則強度足夠計算及說明結果第六章軸承、鍵和聯軸器的選擇6.1軸承的選擇及校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列深溝球軸承主動軸承根據軸頸值查機械零件設計手冊選擇62072個（GB/T276-1993）從動軸承 6209 2 個(GB/T276-1993)壽命計劃：兩軸承受純徑向載荷P= F r =1557.57X= 1Y=0從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209，基本額定功負荷Cr=25.6KNft=1、=3oh = 匹=10660n2 . P 60 117.58925.6510003=10