第一篇：機械設計課程設計(二級展開式減速器)

二級展開式圓柱齒輪減速器-機械設計課程設計

目 錄

l 設計任務.....................................................2 電動機的選擇計算............................................3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算..............................4 帶傳動的設計計算..........................................5 傳動零件的設計計算.............................................6 軸的結(jié)構(gòu)設計和強度校核.......................................7 滾動軸承的選擇及計算..........................................8 箱體內(nèi)鍵連接的選擇及校對...........................9 箱體的結(jié)構(gòu)設計......................................10 聯(lián)軸器的選擇.................................................11 減速器附件的選擇............................................12 潤滑與密封..............................................13 參考文獻.....................................................14 設計小結(jié)....................................................xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書

一、設計任務

1、設計題目:用于帶式運輸機的二級直齒圓柱齒輪減速器

2、系統(tǒng)簡圖:

3、工作條件:工作有輕微振動，經(jīng)常滿載、空載起動、兩班制工作，運輸帶允許速度誤差為 ，，減速器小批量生產(chǎn)，使用壽命八年，每年按300天計。

4、原始數(shù)據(jù) 已知

輸送帶拉力F(KN)2.4 輸送帶速度v(m/s)1.4 滾筒直徑D(mm)400

5、設計工作量: 1.減速器裝配圖一張(1號圖紙)2.零件工作圖二張(傳動零件、軸各一張)3.設計計算說明書一份(A4紙，6000-8000字)

二、電動機的選擇計算

如系統(tǒng)簡圖所示的膠帶運輸帶的有效拉力F=2.4KN，工作速度v=1.4m/s,傳動滾動直徑D=400mm，電源為三相交流，電壓為380/220V試選擇電動機。工作條件:單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，空載起動，單班制工作，使用期限10年，輸送帶速度容許誤差為?5%。

1.選擇電動機系列

按工作要求及工作條件選用三相異步電動機,封閉自扇冷式結(jié)構(gòu),電壓為380V,Y系列。

.選擇電動機功率 2 FV2400，1.4,3.36,P= kw W10001000 傳動裝置的總效率: ，0.96 V帶傳動效率 b 圓柱齒輪的傳動效率 η=0.97 g 2 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 一對滾動軸承的效率 η=0.98 r 聯(lián)軸器的效率 η=0.99 c 傳動滾筒效率 η=0.96 滾筒 32，，，, 卷筒bcrg 傳動總效率

32，0.96，0.99，0.98，0.98，0.96,0.82 所需電動機功率 3.36Pw,4.1==kw Pr0.82, 3.電動機的轉(zhuǎn)速 ,6060，1.4滾筒轉(zhuǎn)速 ==66.88r/min n,W3.14，0.4,D iV帶=2~4 b i雙級圓柱齒輪 =8~40 g i=16~160 取i=16~40 n=1070~2675 r/min 取n=1500 r/min 通過比較決定選擇電動機型號為Y132S-4, 同步轉(zhuǎn)速為1440r/min，所選電動機的

數(shù)據(jù)和安裝尺寸如下表

5.5 電動機外伸軸直徑D/mm 38 額定功率P/kw 0 1440 電動機外伸軸長度E/mm 80 滿載轉(zhuǎn)速n(r/min)0 額定扭矩 2.2 電動機中心高H/mm 132

三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算

1、分配傳動比

電動機的滿載轉(zhuǎn)數(shù)n=1440r/min 0 3 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 總傳動比 I= n/n= 1440/66.88=21.5總 0w 分配傳動裝置各級傳動比，取帶傳動傳動比 i,2.5i,ii,iiibbgb12 ii,i/i,21.5/2.5,8.6 12b 令，代入上式求得: i,1.3i12 高速級傳動比，低速級傳動比。i,2.57i,3.3521

2、各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算 a.各軸轉(zhuǎn)速 1軸轉(zhuǎn)速 n,n/i,1440/2.5,576r/min1mb 2軸轉(zhuǎn)速 n,n/i,576/3.35,171.9r/min 211 3軸轉(zhuǎn)速 n,n/i,171.9/2.57,66.9r/min322 n,n,66.9r/min卷筒軸轉(zhuǎn)速 43 b.各軸功率

P,P，5.5，0.96,5.28kW1軸功率 1nb P,P，,5.28，0.98，0.97,5.02kW2軸功率 21rg P,P，,5.02，0.98，0.97,4.77kW3軸功率 32rg P,P，,，，4.77，0.98，0.99,4.63kW卷筒軸功率 43rcc.各軸轉(zhuǎn)矩 3電機軸 T,9550P/n,9550，5.5/1440，10N,mm,36476N,mmnm0 31軸 T,9550P/n,9550，5.28/576，10N,mm,87542N,mm111 3T,9550P/n,9550，5.02/171.9，10N,mm,278889N,mm2軸 222 3T,9550P/n,9550，4.77/66.9，10N,mm,680919N,mm3軸 333 3T,9550P/n,9550，4.63/66.9，10N,mm,660934N,mm卷筒軸 ww4 4 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 計算結(jié)果如下表: 軸名 電動機軸 1軸 2軸 3軸 卷筒軸 參數(shù) 轉(zhuǎn)速 n,171.9n,66.9n,66.9n,1440n,576234m,11 n/(r,min)P,5.5P,4.77P,4.63P,5.28P,5.02功率P/kW n3412 轉(zhuǎn)矩 T,680919T,36476T,87542T,278889T,66091430124T/N?mm 傳動比i 2.5 3.35 2.57 1 效率η 0.95 0.95 0.95 0.97

四、帶傳動的設計計算 P1 確定設計功率 d 由《機械設計》表5-6查K=1.1 A P,K,P,1.1，5.5kW,6.05kWdAn 2 選擇V帶型號

Pn選擇V帶的帶型，由圖8-11選用A型 ca0 dv3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 d d?初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，查取A型帶輪，應 D,75mmd1min使D,D，小帶輪轉(zhuǎn)速較低，選。D,100mm1min1 驗算帶速v ,D3.14，100，1440nv，,7.536m/s 60，100060，1000 D帶速在5~25m/s之間，選擇合適。1 D,iD(1，),2.5，100，(1,0.01),247.5mm 21 D,250mm參考表8-8給出的帶輪直徑系列，取。2 250,247.5,0.01，5%轉(zhuǎn)速誤差 247.5 5 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 4 確定中心距a和帶長 Ld 由式(8-20)0.7(D，D),a,2(D，D)12012 245mm,a,700mm0 初選 a,400mm0 2(D,D)，21帶長 L,2a，(D，D)，,1364mm012d24a0查表8-2取 L,mm1400d L,L,dd中心距 a,a，,418mm02 a的調(diào)整范圍

a,a,0.015L,397mm mind a,a，0.03L,460mmmaxd 驗算包角

DD,21 ，180:,，57.3:,159.4:1a 6 確定V帶根數(shù) Pdz,按式(P，,P)KK00ac P,1.32kW由表8-9a,插值求得得 0 ,P,0.17kW由表8-4b查得 0 K,0.95由表8-12查得 a K,0.96由表8-8查得 L 代入求根數(shù)公式，得

P6.05dz，,4.45 PPKK(，,)(1.32，0.17)，0.95，0.9600aL 取z=5,符合表5-7推薦的輪槽數(shù)。F7 確定初拉力 0 6 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 查表8-3得 q,0.1kg/m P2.52d F,500(,1)，qv,136.7N0zvKa 8 計算作用在軸上的壓力F Q ,1F,2zFsin,1345N Q02 9帶輪結(jié)構(gòu)設計

? 小帶輪結(jié)構(gòu)采用實心式電動機表8-11查的，D,38mm,e,15,0.4,f,90。輪轂寬，L,(1.5~2)，D,57~76mmB,(z-1)e，zf,105mm0帶帶輪

五、傳動零件的設計計算

?--?軸高速傳動嚙合的兩直齒輪(傳動比3.35)

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。

(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選取精度等級7級(3)試選小齒輪齒數(shù)Z =23，大齒輪齒數(shù)Z ?77 11

2、按齒面接觸強度設計: 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式(10-9)試算，即 ZZZKTu，212,HE3d,(),u,dH

3、確認公式中的各計算數(shù)值

(1)由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)ZH= 2.5(2)由表8-18選取尺寬系數(shù)Фd =1(3)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) ZE=190Mpa 7 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書(4)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N=60njL=605761(230088)=1.3310，，，，,h11 8 N=N/3.35=3.9710，12(5)由圖8-5查得接觸疲勞壽命系數(shù)為1和1(6)接觸疲勞強度極限 由圖8-20a查=720Mpa;=580Mpa ，,HlimHlim1Hlim2(7)計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 Z720,HNlim1 =720Mpa ，，,H1S1H Z580,HNlim2 =580Mpa ，，,H2S1H ， ,=580Mpa H

4、計算載荷系數(shù)K(1)已知載荷輕微沖擊，所以取Ka=1.25 根據(jù)8級精度，由圖8-6查得動載系數(shù)Kv=1.1(2)(3)由表8-5查得 K,1.1, K 由表10-4插值法查8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時=1.05 , 載荷系數(shù) K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H, Z(4)確定重合度系數(shù) , 11 ，1.88,3.2(，),1.7 zz12 4，Z, =0.88 ,3(5)所需小齒輪直徑d1 ZZZKTu，212HE,3d,()1,u,dH 8 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 2，1.59，875423.35，1190，2.5，0.8823 ==57.26mm ，()13.35580 d1 模數(shù)m==2.49 z

5、根據(jù)齒根彎度強度設計 由式(10-17)YY2KTFS1， ，m32，，zFd1 確定計算參數(shù)

1)由圖10-20c查的小齒輪的彎度疲勞強度極限,=300Mpa;大齒輪,=220Mpa F1F2 2)由圖10-18取彎度疲勞壽命系數(shù)為YN為1和1 3)Yx1=1;Yx2=1 4)計算許用應力

取安全系數(shù)S=1.6，由式10-12得 YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF 5)查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù) YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2 YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2 YYFS，6)計算大、小齒輪的并比較 ，,F YYF1S1， =0.01092 ，,F1 YY，F(xiàn)2S2 =0.01434 ，,F2 大齒輪的數(shù)值大 7)載荷系數(shù)K=1.59 9 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 8)設計計算

2，1.59，875423 ?1.96 m，0.0143421，23

6、標準模數(shù)的選擇 由于齒面接觸疲勞強度計算模數(shù)m大于齒根彎度疲勞強度計算模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小取決于彎度強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎度強度算得的模數(shù)1.96優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算的分度圓直徑的d1=57.26mm。

1)小齒輪的齒數(shù) Z1=d1/m=28.6,取z1=28 2)大齒輪的齒數(shù)

Z2=z1×3.35=93.8,取z2=94

7、幾何尺寸計算 1)計算中心距，z，zm12 =122mm;a,2 2)計算大、小齒輪的分度圓直徑

=×m=28×2=56mm;=×m=94×2=188mm, dzdz1122 計算齒輪寬度 b，，d =56mm d1 小齒輪齒寬相對大一點，因此B1=60mm，B2=56mm ?--?軸低速傳動嚙合的兩直齒輪(傳動比2.57)

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。(2)選取精度等級7級(3)試選小齒輪齒數(shù)Z =30，大齒輪齒數(shù)Z =77 11 10 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書

2、按齒面接觸強度設計: 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式(10-9)試算，即 KTu，ZZZ212,HE3 d,(),u,dH

3、確認公式中的各計算數(shù)值

(1)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH= 2.5(2)由表10-7選取尺寬系數(shù)Фd =1(3)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) ZE=190Mpa(4)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)

8L N=60nj=60171.91(230088)=3.9610，，，，,h11 8 N=N/2.57=1.5410，12(5)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)為1和1(不許出現(xiàn)點蝕)(6)接觸疲勞強度極限 由圖8-20a查=720Mpa;=580Mpa ，,HlimHlim1Hlim2(7)計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 Z720,HNlim1 ，，=720Mpa ,H1S1H Z580,HNlim2 ，，=580Mpa ,H2S1H ，, =580Mpa H

4、計算載荷系數(shù)K(1)已知載荷輕微沖擊，所以取Ka=1.25(2)根據(jù)8級精度，由圖8-6查得動載系數(shù)Kv=1.1 K,1.1(3)由表8-5查得 , K 由表10-4插值法查8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時=1.05 , 載荷系數(shù) K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H, 11 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 Z(4)確定重合度系數(shù) , 11 ，1.88,3.2(，),1.732zz12 4， Z,=0.87 ,3(6)所需小齒輪直徑d1 KTu，ZZZ212HE,3 d,()1,u,dH 2，1.59，6809192.57，1190，2.5，0.8723，()==115mm 12.57580 d1 模數(shù)m==3.83 z

5、根據(jù)齒根彎度強度設計 17)由式(10-2KTYYFS1， ，3m2，，zFd1 確定計算參數(shù) ，1)由圖10-20c查的小齒輪的彎度疲勞強度極限=300Mpa;大齒輪=220Mpa F1F2 2)由圖10-18取彎度疲勞壽命系數(shù)為YN為1和1 3)Yx1=1;Yx2=1 4)計算許用應力

取安全系數(shù)S=1.6，由式10-12得 YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF 5)查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù) YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2 YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2 12 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 YYFS，6)計算大、小齒輪的并比較 ，,F YYF1S1， =0.01092 ，,F1 YYF,2S,2 =0.01434 ，,F2 大齒輪的數(shù)值大 7)載荷系數(shù)K=1.59 8)設計計算

2，1.59，6809193 ?3.25 m，0.0143421，30

7、標準模數(shù)的選擇

由于齒面接觸疲勞強度計算模數(shù)m大于齒根彎度疲勞強度計算模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小取決于彎度強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎度強度算得的模數(shù)3.2優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸疲勞強度算的分度圓直徑的d1= 115mm。

3)小齒輪的齒數(shù) Z1=d1/m=38.3,取z1=38 4)大齒輪的齒數(shù)

Z2=z1×2.57=97.7, 取z2=98

7、幾何尺寸計算 1)計算中心距，z，zm12 =204mm a,2 2)計算大、小齒輪的分度圓直徑

=×m=38×3=114mm;=×m=98×3=294mm, dzdz1122 計算齒輪寬度 b，，d =114mm d1 小齒輪齒寬相對大一點，因此B1=120mm，B2=114mm 13 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書

六、軸的結(jié)構(gòu)設計和強度校核 第一部分 軸的設計(一)結(jié)構(gòu)設計

1、初選軸的最小直徑

選取軸的材料為45#鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)。A 取=110，=30~40Mpa ，,0 P1dA3 1軸 23.02mm，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取=25mm ，d110n1 P23 2軸 d,A,33.87mm，取=35mm d202n2 P33dd,A,45.6 3軸 mm，取=46mm 330n3

2、初選軸承

1軸高速軸選軸承為7207C 2軸中間軸選軸承為7208C 3軸低速軸選軸承為7211C 各軸承參數(shù)見下表

基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN 軸承代號 d D B da Da 動載荷Cr 靜載荷Cor 7207C 35 72 17 42 65 23.5 17.5 7208C 40 80 18 47 73 36.8 30.8 7211C 55 100 21 64 91 42.8 36.8

3、確定軸上零件的位置和定位方式 14 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書

1軸:由于高速軸轉(zhuǎn)速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，將高速軸取為齒輪軸，使用角接觸球軸承承載。

2軸:低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪。低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端使用角 接觸球軸承承載。

3軸:采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，為減輕軸的 重量采用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。(?)高速軸的結(jié)構(gòu)設計

1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: A)為了滿足V帶輪的軸向定位，此段設計應與帶輪輪轂孔的設 計同步進行 選為25mm。

選氈圈油封，查表8-27，選取氈圈30JB/ZQ4606—1997，則d2=30mm B)C)該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2.5mm的圓角，則軸承選用7207C 型，該段直徑定位35mm。

D)該段軸為齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。E)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為50mm。F)軸肩固定軸承，直徑為35mm。2)各段長度確定: A)該段軸連接帶輪與軸配合的轂孔長度為65mm，該段長度定為63mm;B)該段取90mm;C)該段安裝軸承，考慮間隙取該段為40mm D)該段考慮齒輪的寬度，根據(jù)齒輪校核，選定該段54mm;E)該段軸肩選定10mm;F)該段取17mm;(?)中間軸的結(jié)構(gòu)設計 15 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 1)擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑: a)I段軸用于安裝軸承7208，故取直徑為40mm。b)II段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)強度計算，直徑

定為44mm。

c)III段為軸肩，相比較比II段取直徑為52mm。d)IV段安裝大齒輪直徑為44mm。

e)V段安裝軸承，與I段相同直徑為40mm。2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度: a)I段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，軸承7208C寬度B=18，該段長度選為28mm。b)II段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為80mm。c)III段為定位軸肩，長度略小8mm。

d)IV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為44mm。e)V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為28mm。

(?)低速軸的結(jié)構(gòu)設計

1)擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑 a)I段軸用于安裝軸承7211C，故取直徑為55mm。b)II段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2.5mm的圓角，經(jīng)強度計算，直徑定為60mm。

c)III段為定位軸肩，取72mm。

d)IV段安裝大齒輪直徑與II段相同，直徑為60mm。e)V段安裝軸承，與I段相同直徑為55mm。

f)VI段直徑52mm g)VII段直徑與彈性注銷選擇有關，取LX3，直徑為46mm。2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度

a)I段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，7211C寬度B=21，該段長度選為28mm。b)II段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為68mm。c)III段為定位軸肩，長度略小8mm。

d)IV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為62mm。e)V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為28mm。xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 f)VI長度為32mm。

g)VII長度與聯(lián)軸器有關，取56mm。第二部分 強度校核 ?高速軸

對于角接觸球軸承7207C從手冊中可以查得a=15.7mm 校核該軸和軸承: 1L=82.8mm 2L=120.8mm 3L=30.8mm 軸的最小直徑:d1=25mm 3 軸的抗彎截面系數(shù):W1=1533mm 作用在齒輪上的力: 2T1=3126.5N F,t1d1 F,Ftan,=3126.5×tan20=1138N r1t1 按彎扭合成應力校核軸的強度: 17 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書

30.8F,F=635.2N H1t1151.6 F,F,F=3126.5-635.2=2491.3N H2t1H1 N,mFM=120.8=76.7 HH1 30.8F,F=231N v1r1151.6 F,F,F=1138-231=907N v2r1v1 MF=120.8=27.9 N,mvv1 22M,M，M總彎矩:=81.6 N,mmHv T扭矩:=87.5 N,m1 ，, 45#鋼的強度極限為=275Mpa，由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以a=0.6 p 18 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 22MT，，,m1， =84.2Mpa, ，,ppW 所以該軸安全 ?中間軸

對于角接觸球軸承7208C從手冊中可以查得a=17mm 校核該軸和軸承: 1L=53mm 2L=70mm 3L=35mm 軸的最小直徑:d1=35mm 33 軸的抗彎截面系數(shù):W2=0.1d =4207mm作用在2，3齒輪上的圓周力: 2T2N,m=2967 ,F2td2 2T2F,=5025 N,mt1d1 徑向力: F,Ftan,=1080 N,mr2t2 F,Ftan,=1829 N,mr1t1 求垂直面的之反力: ,Fl，F(xiàn),l，l，23123rrF,=976N 1vl，l，l123 F,F,F,F=1835-1086-765=-227N 2vr11vr2 計算垂直彎矩: M,Fl=51.7 N,mavm1v1，M,Fl，l,Fl=-8 N,mavn1v12r12 求水平面的支撐力: Fl，F(xiàn),l，l，23123ttF,=3997N 1Hl，l，l123 F,F，F(xiàn),F=3995N 2Ht1t21H 19 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 計算、繪制水平彎矩圖: =211.8 M,FlN,maHm1H1 =-139.9，M，F(xiàn)l，l，F(xiàn)lN,maHn1H12t12 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮: 22M,M，M=218 N,mamavmaHm 22M,M，M=140.1 N,manavnaHn 求威脅截面當量彎矩:

從圖可見，m-m,m-n處截面最危險，當量彎矩為:(取折合系數(shù)a=0.6)20 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 22，M,M，,T=275 N,meam2 22'，M,M，,T =218 eN,man2 計算危險截面處軸的強度: 22MT，，,2e， =76.5Mpa， ，ppW2 2'2MT，，,2e，, =65.3Mpa, ，ppW2 所以該軸安全 ?低速軸

對于角接觸球軸承7211C從手冊中可以查得a=20.9mm 校核該軸和軸承: 1L=49mm 2L=107mm 軸的最小直徑:d1=46mm 33 d /32=9556mm軸的抗彎截面系數(shù):W3=, 作用在齒輪上的力: 2T3F,=4632N t3d3 F,Ftan,=4632×tan20=1686N r3t3 按彎扭合成應力校核軸的強度: 21 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書

49=1455N F,FH1t3156 F,F,F=4632-1455=3177N H2t3H1 FM=107=340 N,mHH1 49=530N F,Fv1r3156 F,F,F=1686-530=1156N v2r3v1 MF=107=56.7 N,mvv1 22M,M，M總彎矩:=345 N,mmHv 扭矩:=681 TN,m3 22 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書

45#鋼的強度極限為，=275Mpa，由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以a=0.6 ,p 22MT，，,m3， =56Mpa, ，,ppW 所以該軸安全

七、滾動軸承的選擇及計算 ?高速軸: 軸承7207C的校核，即軸承壽命校核: ,6，fc10t軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于，L,h，60np， 工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取

3ff,=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,Y=1.1,基本額定負載C=23.5×10N pt 22F,F，F(xiàn)=676N r11H1v 22F,F，F(xiàn)=2651N r22H2v ,6，fc10t，=46417h>38400h 軸承壽命滿足使用8年 ,Lhh，60npf1p， ?中間軸: 軸承7208C的校核，即軸承壽命校核: ,6，fc10t，軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于L,h，60np， 工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取

3ff,=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,Y=1.1,基本額定負載C=36.8×10N pt 22F,F，F(xiàn)=4114N r11H1v 22F,F，F(xiàn)=4001N r22H2v ,6，fc10t，,Lh=39567h 軸承壽命滿足使用8年 h，60npf1p， ?低速軸: 23 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 軸承7211C的校核，即軸承壽命校核: ,6，fc10t軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于，L,h，60np， 工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取 3ff=1，=1.1，取=10/3，基本額定負載C=42.8×10N ,pt 22F,F，F(xiàn)=3381N r22H2v ,6，fc10t，=221890h 軸承壽命滿足使用8年 ,Lhh，60npf1p,，八、箱體內(nèi)鍵連接的選擇及校對: 1.遞轉(zhuǎn)矩已知;2.鍵的工作長度l=L-b b為鍵的寬度;3.鍵的工作高度k=0.5h h為鍵的高度;4.普通平鍵的強度條件

由于鍵采用靜連接，材料鋼，沖擊輕微，以上全符合要求小于110Mpa。

九、箱體的結(jié)構(gòu)設計: 箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質(zhì)量及成本等有很大影響。

1.減速器箱體為鑄造箱體，材料HT200。2.箱體結(jié)構(gòu)為剖分時，剖分面為水平面，與傳動件軸心線平面重合，有利于軸系

部件的安裝與拆卸。24 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 3.剖分時箱體的結(jié)構(gòu)尺寸選擇: 1)箱座壁厚δ=0.025a+5>=8mm;a為二級圓柱齒輪減速器的低速級中心距a=204，δ=10.1>=8滿足要求，取壁厚δ=10mm;(2)箱蓋壁厚δ=(0.8~0.85)，1δ>=8mm，則δ1=8.5mm;d(3)地腳螺栓直徑=0.036a+12=19.3，選擇M20 f(4)地腳螺栓數(shù)目:由于a=204<250，所以n=4;(5)根據(jù)表5-2得: 名稱 符號 尺寸確認 箱座凸緣厚度 b 1.5δ=15mm 箱蓋凸緣厚度 1.5=12.75mm b,11 箱座底凸緣厚度 2.5δ=25mm b2 軸承旁連接螺栓直徑 d=14.5 M16 0.75 df1 箱蓋與底座連接螺栓直徑 d M14 0.5~0.6 df2 L 150~200 取160mm 連接螺栓的間距 d2 軸承蓋螺釘直徑 d 取M12 0.4~0.5d f3 視孔蓋螺釘直徑 d0.3~0.4 取M10 df4 定位銷直徑 d 0.7~0.8 取8mm d2 查表5-3 24 20 16mm d、、至外箱壁距離 ddc121 查表5-3 22 14mm d、至凸緣邊緣距離 d cf22 軸承旁凸臺半徑 22 14mm Rc12 凸臺高度 h 圖7-2 >50mm 外箱壁至軸承座端面距離 ++(5~8)mm Lcc112 大齒輪頂圓與內(nèi)壁箱距離 ?δ 15mm ,1 25 xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 齒輪端面與內(nèi)壁距離 ?δ 12~20 ,2 箱蓋肋厚 0.85=7.5mm m,11 箱蓋肋厚 0.85δ=8.5mm m2

十、聯(lián)軸器的選擇

根據(jù)軸的計算轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速和三軸T,KT,1.3，680.9N,m,885.2N,mn,57.4r/mincaA33的最小直徑，從《機械設計課程設計》表16-2查得，采用彈性柱銷聯(lián)軸器

JA48，84HL4GB/T5014,2003,其公稱轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速T,1250N,mnYA48，112。[n],4000r/min 由于，T,Tn,[n]can3 可知聯(lián)軸器滿足要求。

十一、減速器附件的選擇: 1.通氣器:由于在室內(nèi)使用，選用通氣器(一次過濾)，采用M8x1.5。2.油面指示器:選用游標尺M16。3.起吊裝置:采用箱蓋吊耳、箱座吊耳。4.放油螺塞:選用外六角油塞及墊片M16x1.5。

十二、潤滑與密封: 1.齒輪的輪滑: 根據(jù)表5-4浸油深度推薦值，選取二級圓柱式齒輪減速器類型: h 由于低速級周向速度小于12m/s，采用浸油潤滑，?級大齒輪浸油高度約為0.7f h各齒高但不小于10mm，該大齒輪高=2.5,10mm，所以二級大齒輪浸油高度取f h=11mm。f h?級大齒輪浸油高度大于一個齒高小于1/6半徑(3.125-43.2mm)，由于?級大s 齒輪和二級大齒輪半徑差為26mm。所以大齒輪浸油深度選為50mm。h大齒輪齒頂圓到油池底面的距離為30-50mm，所以選取的油池深度為80mm。02.滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度小于2m/s，所以采用脂潤滑，為防止軸承室內(nèi)的潤滑脂流入箱體而造成油脂混合，在箱體軸承座箱內(nèi)一側(cè)裝設甩油環(huán)。xxxx工 業(yè) 大 學 機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 3.潤滑油的選擇

齒輪潤滑油，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。

軸承潤滑脂，選用鋰基潤滑脂ZL-1，普遍應用在各種機械部位。4.密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。

十三、參考資料

[1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，李育錫主編，2008年6月第1版;[2]《機械設計課程設計》，北京大學出版社，許瑛主編，2008年8月第1版;[3]《機械設計課程設計》，科學出版社，鞏云鵬，田萬祿，張偉華，黃秋波主編，2008年3月第一版;[4]《機械設計綜合課程設計》，機械工業(yè)出版社，王之櫟，王大康主編，2009年1月第二版;[5]《機械設計(第八版)》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版;[6]《機械原理(第七版)》，高等教育出版社，孫桓，陳作模，葛文 杰主編，2006年5月第七版;[7]《機械制圖(第2版)》，西北工業(yè)大學出版社，臧宏琦，王永平主編，2004年9月第2版;[8]《機械精度設計與檢測技術(shù)》，國防工業(yè)出版社，王玉主編，2005年8月第1版。

十四、設計小結(jié)

機械設計課程設計是一次對機械設計和機械原理課程知識的全面復習和綜合運用。設計題目是從工程實際中選取復雜的機械系統(tǒng)，要求從全面、整體的角度進行一次完整的設計，使我從整體上把握機械設計課程的全貌，使知識系統(tǒng)化，同時也培養(yǎng)了解決實際問題的能力。

設計的優(yōu)缺點

經(jīng)過設計計算和校核，減速器設計完成后在理論上基本能夠設計要求。由于設計過程中對某些知識缺乏實際工作經(jīng)驗，未能充分考慮實際工作條件，所完成的設計在特定實際工況中可能出現(xiàn)問題。

設計的改進意見

本設計的改進方向之一是重新設計三根軸的尺寸，以使在滿足的強度的前提下能夠節(jié)省材料。27

第二篇：機械設計課程設計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器的軸的設計

7.1 輸入軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

由前面算得Pr/min,T1?25.48N?m 1?2.74kw,n1?10252.求作用在齒輪上的力

已知高速級小齒輪的分度圓直徑為：d1?70mm

Ft?2T12?25.48?1000??5096Nd170

Fr?Ft?tan??5096N?tan20o?1855N3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P1?15.54mm d1因為軸上應開鍵槽，所以軸徑應增大5%得d?16.317mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取dmin?25mm，查知帶輪寬B?75mm故此段軸長取73mm。

4.軸的結(jié)構(gòu)設計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出輸入軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）第一段是與帶輪連接的其d1?25mm l1?73mm

2）第二段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e?21mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與第一段右端的距離為38mm。故取l2?60mm，因其右端面需制出一軸肩故取d2?30mm。

3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d2?30mm，查表初選6207號軸承，其尺寸為d?D?B?35mm?72mm?17mm故d3?35mm，取l3?44mm。又右邊采用軸肩定位取d4?48mm所以l4?75mm。

4）因為該軸是齒輪軸，故齒輪段軸徑為d5?48mm，l5?50mm。齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為50mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度，且繼續(xù)選用6207軸承，則此處故取d6?35mm，l6?43mm。

（3）軸上零件的周向定位

帶輪與軸之間的定位采用平鍵連接。按

d1?25由表查得平鍵截面b?h?8?7鍵槽用鍵槽銑刀加工長為63mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有

H7良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為

n6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.其他軸肩處圓倒角見圖。7.2 中間軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

由前面的計算得P2?2.60kw,n2?266.23r/min,T2?93.25N?m 2.求作用在齒輪上的力

已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d2?174mm,d3?68mm

Ft1?2T2?1071.84N?md2

Fr1?Ft1?tan??1071.84N?tan200?390.12N?m 同理可解得： Ft2?2T2?2742.65N?md3

Fr2?Ft2tan??2742.65N?m?tan200?998.24N?m 3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P2?23.934mm T2 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5% 故dmin?25.13mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6206號其尺寸為：d?D?B?30mm?62mm?16mm故d1?30mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l1?44mm。

4.軸的結(jié)構(gòu)設計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出中間軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）第二段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為45mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l2?40mm，d2?38mm。

2）第三段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l3?6mm，d3?50mm。

3）第四段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為73mm可取l4?70mm，d4?38mm。

4）第五段為軸承同樣選用深溝球軸承6206號，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l5?44mm，d5?30mm。

（3）軸上零件的周向定位

兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d2由表查得平鍵b?h?L?10?8?32,按d4查得平鍵截面b?h?L?10?8?63其與軸的配合均為H7。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差n6為m6。

（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.個軸肩處圓倒角見圖。7.3 輸出軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

由前面算得P3?2.47kw，n3?95.42r/minT3?247.32N?m 2.求作用在齒輪上的力

已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d4?190mm

Ft?2T3?2603.37N?md4

Fr?Fttan200?947.55N?m3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P3?33.14mm T3同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca?KAT3查[2]表14-1取KA?1.3。則Tca?KAT3?1.3?247.32N?m?321.516N?m

按計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查[5]P99表8-7可選用LT7型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為500N?m。半聯(lián)軸器孔徑d?40mm，故取d1?40mm半聯(lián)軸器長度L?112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出輸出軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，第一段右端需制出一軸肩故第二段的直徑d2?46mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D?65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為84mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故第一段長度應比L1略短一些，現(xiàn)取l1?82mm。

2）第二段是固定軸承的軸承端蓋e?21mm。據(jù)d2?46mm和方便拆裝可取l2?75mm。

3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d2?46mm。查

表選6210型號其尺寸為d?D?B?50mm?90mm?20mm，故l3?20mm由于右邊是軸肩定位，d4?62mm，l4?64mm。

4）第五段軸肩定位，取d5?68mm，l5?12mm。

4）取安裝齒輪段軸徑為d6?60mm，已知齒輪寬為68mm取l6?64mm。齒輪右邊為軸套定位，軸肩高h?5mm則此處d7?50mm，取l7?51mm。（3）軸上零件的周向定位

齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d1由表查得平鍵截面b?h?12?8鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為H7，齒輪與軸的連接用平鍵b?h?18?11鍵槽用鍵槽銑刀加工長為56mm。齒k6H7輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選

n6軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.個軸肩處圓倒角見圖。

第三篇：二級減速器課程設計

目 錄

一．設計任務書……………………………………………………1 二．傳動方案的擬定及說明………………………………………3 三．電動機的選擇…………………………………………………3 四．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………4 五．傳動件的設計計算……………………………………………5 六．軸的設計計算…………………………………………………14 七．滾動軸承的選擇及計算………………………………………26 八．箱體內(nèi)鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………27 九．連軸器的選擇…………………………………………………27 十．箱體的結(jié)構(gòu)設計………………………………………………29

十一、減速器附件的選擇……………………………………………30

十二、潤滑與密封……………………………………………………31

十三、設計小結(jié)………………………………………………………32

十四、參考資料………………………………………………………33

第四篇：二級減速器的課程設計

二級減速器的課程設計 減速器, 課程, 設計

第一章 二級斜齒輪減速器結(jié)構(gòu)及其計算

3.1 設計任務

設計帶式運輸機的減速傳動裝置；

（1）已知條件：運輸帶工作拉力F=5100N，運輸帶工作速度V=1.1m/s，卷筒直徑D=350mm.（2）傳動裝置簡圖，如下：

圖 3-3.1

(3)相關情況說明

工作條件：一班制連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作有粉塵；

使用壽命：十年（大修期三年）；

生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級精度齒輪。

動力來源：電力，三相交流（220/380V）；

運輸帶速度允許誤差 5%。3.2傳統(tǒng)方法設計設計過程

1.總體傳動方案

初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖3-3.1所示。二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率ηa

＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；

η =0.97為齒輪的效率（齒輪為8級精度），η =0.98為軸承的效率（磙子軸承），η =0.99為彈性聯(lián)軸器的效率，=0.98為剛性聯(lián)軸器

2.電動機的選擇

電動機所需工作功率為： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n＝60.02r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，則總傳動比合理范圍為i ＝8～40，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。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Y160M—6的電動機，額定功率為7.5kW，額定電流17.0A，滿載轉(zhuǎn)速n ＝970 r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。

3.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配

（1）總傳動比

由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為i ＝n /n＝

970/60.02＝16.16（2）傳動裝置傳動比分配 i＝i =16.16為減速器的傳動比。（3）分配減速器各級傳動比

考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33

4.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算

（1）各軸轉(zhuǎn)速

Ⅰ軸 nI＝n =970r/min Ⅱ軸 nII＝nI/ i1＝200 r/min Ⅲ軸 nIII＝nII/ i2＝60.06 r/min

卷筒軸 nIV=nIII=60.06

（2）各軸輸入功率

Ⅰ軸 PI＝P0×η3＝6.5×0.99＝6.44 kW Ⅱ軸 PII＝PI×η1×η2＝6.44×0.97×0.98＝6.12 kW Ⅲ軸 PIII＝PII×η1×η2＝6.12×0.97×0.98＝5.82 kW 卷筒軸 PIV= PIII×η2× =5.82×0.98×0.98=5.59 kW

（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩

電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 T0=9550×P0/ n =63.99 N.m

Ⅰ軸 TI＝T0×η3=63.35 N.m Ⅱ軸 TII＝TI×i1×η1×η2=292.07 N.m Ⅲ軸 TIII＝TII×i2×η1×η2=924.55 N.m

卷筒軸 TIV= TIII×η2× =887.94 N.m

5.齒輪的設計計算

（一）高速級齒輪傳動的設計計算 １．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（常化），齒面硬

度為200HBS，２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校

核持面接觸疲勞強度。

（1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1＝63.35N?m

（2）確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121 傳動比誤差 i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84 Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％ 5％，允許

（3）初選齒寬系數(shù)

按非對稱布置，由表查得 ＝1

（4）初選螺旋角

初定螺旋角 ＝12（5）載荷系數(shù)K 載荷系數(shù)K＝KA K V K K =1×1.17×1.4×1.37＝2.24

（6）齒形系數(shù)Y 和應力修正系數(shù)Y 查得Y ＝2.58 Y ＝2.16 Y ＝1.599 Y ＝1.81

（7）重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為 ＝1.69，重合度系數(shù)為Y ＝0.684

（8）螺旋角系數(shù)Y

縱向重合度系數(shù) =1.690，Y ＝0.89

（9許用彎曲應力

安全系數(shù)由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt ＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝5.473×10 /6.316＝0.866×10 查圖得壽命系數(shù) ,;實驗齒輪的應力修正系數(shù) ,查圖取尺寸系數(shù)

許用彎曲應力

比較 , 取

(10)計算模數(shù)

按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取

(11)初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=355mm

修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , ，齒寬系數(shù)(12)驗算載荷系數(shù)

圓周速度 查得 按，查得，又因，查圖得，則K＝1.6，又Y =0.930，Y =0.688。從而得

滿足齒根彎曲疲勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度（1）載荷系數(shù)，，（2）確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查表得 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得 重合度系數(shù) 查圖得 螺旋角系數(shù)（3）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 , 壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；

安全系數(shù) 查表得 ；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應力為：

取

（4）校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。

（二）低速級齒輪傳動的設計計算 １．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

大小齒輪材料為45鋼。調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為40～50HRC。經(jīng)查圖，取 ＝ ＝

1200MPa，＝ ＝370Mpa。

（2）齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇６級，齒根噴丸強化。

２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校

核持面接觸疲勞強度。

（10）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ＝ kN?m

（11）確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z ＝33，z ＝i z ＝3.92×33＝129 傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝129/33＝3,909

Δi＝ ＝0.28％ 5％，允許（12）初選齒寬系數(shù)

按非對稱布置，由表查得 ＝0.6

（13）初選螺旋角

初定螺旋角 ＝12（14）載荷系數(shù)K 使用系數(shù)K 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查表得K ＝1.25 動載荷系數(shù)K 估計齒輪圓周速度v＝0.443m/s 查圖得K ＝1.01;齒向載荷分布系數(shù)K 預估齒寬b＝80mm 查圖得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查圖得K ＝

1.14

齒間載荷分配系數(shù) 查表得K ＝K ＝1.1 載荷系數(shù)K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

（15）齒形系數(shù)Y 和應力修正系數(shù)Y 當量齒數(shù) z ＝z /cos ＝19/ cos ＝35.26

z ＝z /cos ＝120/ cos ＝137.84 查圖得Y ＝2.45 Y ＝2.15 Y ＝1.65 Y ＝1.83

（16）重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為 ＝【1.88-3.2×（）】cos ＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12

＝1.72 ＝arctg（tg /cos）＝arctg（tg20 /cos12）＝20.41031

＝11.26652 因為 ＝ /cos，則重合度系數(shù)為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669

（17）螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝ ＝1.34,取為1

Y ＝1－ ＝0.669（18）許用彎曲應力

安全系數(shù)由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10

大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝8.687×10 /3.909＝2.22×10 查圖得壽命系數(shù) ,;實驗齒輪的應力修正系數(shù) ,查圖取尺寸系數(shù)

許用彎曲應力

比較 , 取

(10)計算模數(shù)

按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取

(11)初算主要尺寸

初算中心距 ,取a=500mm

修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , ，齒寬系數(shù)(12)驗算載荷系數(shù)

圓周速度 查得 按，查得，又因，查圖得，則K＝1.611，又Y =0.887，Y =0.667。從而得

滿足齒根彎曲疲勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度（5）載荷系數(shù)，，（6）確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查表得 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得 重合度系數(shù) 查圖得 螺旋角系數(shù)（7）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；

安全系數(shù) 查表得 ；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應力為：

取

（8）校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。二.具體二級齒輪減速器軸的方案設計

（1）高速軸I材料為20CrMnTi,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

（2）軸II材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為217~255HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。

按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取，取安裝小齒輪處軸徑

（3）軸III材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。

按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

軸I，軸II，軸III的布置方案與具體尺寸分別如圖2—8，圖2—9，圖2—10所示。

圖2—8

圖2—9

圖2—10

第三節(jié) 軸承的選擇及壽命計算

（一）第一對軸承 齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩

具體受力情況見圖3—1（1）軸I受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi)

圖3—1

水平面內(nèi)（3）軸承的校核 初選軸承型號為32014 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) ① 計算軸承A受的徑向力

軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷

由于，即B軸承放松，A軸承壓緊

由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.43，則 , 軸承B e=0.43，則 ⑤軸承壽命 計算 因，按軸承B計算

（二）第二對軸承 齒輪減速器低速級傳遞的轉(zhuǎn)矩

具體受力情況見圖3—2（1）軸II受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi)

水平面內(nèi)（3）軸承的校核 初選軸承型號為32928 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) ①計算軸承A受的徑向力 軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷 由于，即B軸承放松，A軸承壓緊

由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.36，則 , 軸承B e=0.36，則

⑤軸承壽命 計算 因，按軸承A計算

圖3—2

（三）第三對軸承 具體受力情況見圖3—3（1）軸III受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力

（2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi)

水平面內(nèi)（3）軸承的校核 初選軸承型號為32938 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) ①計算軸承A受的徑向力 軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷，即B軸承放松，A軸承壓緊由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.48，則 , 軸承B e=0.48，則 ⑤軸承壽命 計算 因，按軸承B計算

圖3—3

由于

試設計一帶式輸送機減速器的斜齒圓柱齒輪傳動。已知輸入功率P1＝40kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n1＝960r/min，齒數(shù)比u＝3.2，由電動機驅(qū)動，工作壽命15年（設每年工作300天），兩班制，帶式輸送機工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變，試設計此傳動。

[解]

1．選精度等級、材料及齒數(shù)

1)材料及熱處理仍按直齒輪傳動例題：大、小齒輪都選用硬齒面。由表1選得大、小齒輪的材料均為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC；

2)精度等級仍選7級精度；

3)仍選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=77；

4)初選螺旋角β＝14°

2．按齒面接觸強度設計

齒面接觸強度計算公式為：

1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

(1)試選Kt=1.6。

(2)由圖10查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。

(3)由圖8查得端面重合度

εα1=0.78，εα2=0.87，則 εα=εα1+εα2=1.65。

(4)許用接觸應力 =1041.5 MPa。

2)計算

(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t

mm =60.49 mm

(2)計算圓周速度

(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt

h=2.25 mnt=5.51mm b/h=9.88

(4)計算縱向重合度εβ

(5)計算載荷系數(shù)K

已知使用系數(shù) =l。

根據(jù)v=3.04m/s,7級精度，由圖5查得動載系數(shù) =l.11；

由表4查得接觸強度計算用的齒向載荷分布系數(shù) =1.41； 由圖6查得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù) =1.37。

由表3查得齒間載荷分配系數(shù) = =1.2。

故載荷系數(shù)

(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

(7)計算模數(shù)mn

3．按齒根彎曲強度設計

由式

1)確定計算參數(shù)

(1)計算載荷系數(shù)

(2)根據(jù)縱向重合度 =1.713，從圖9查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.8。

(3)計算當量齒數(shù)

(4)查取齒形系數(shù)

由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1

(5)查取應力校正系數(shù)

由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774

(6)計算大、小齒輪的 并加以比較

小齒輪的數(shù)值大。

2）設計計算

對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù)mn略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數(shù)，按表12，取標準模數(shù)mn=2.5mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=63.83mm，由

，取z1=25，則z2=uz1=80。

4.幾何尺寸計算

1)計算中心距

將中心距圓整為135mm。

2)按圓整后的中心距修正螺旋角

因β改變不多，故參數(shù)εα,Kβ,ZH等不必修正。

3)計算大、小齒輪的分度圓直徑

4)計算齒輪寬度

圓整后取B2=58mm；B1=63mm。

5.結(jié)構(gòu)設計

以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關尺寸按圖11薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設計(尺寸計算從略)，并繪制大齒輪零件圖(從略)。

第五篇：二級減速器課程設計心得體會

導語：這是我第一次用匯編語言來設計一個小程序，歷時一周終于完成，其間有不少感觸。以下是小編整理二級減速器課程設計心得體會的資料，歡迎閱讀參考。

首先就是借鑒.魯迅先生曾說過要“拿來”，對，在這次課程設計中，就要“拿來”不少子程序，比如將ascii碼轉(zhuǎn)換成bcd碼，將bcd碼轉(zhuǎn)換成壓縮bcd碼，將壓縮bcd碼轉(zhuǎn)換成ascii碼等，這些子程序的設計是固定的，因此可以直接從指導資料中調(diào)用，至于設置光標的子程序，只需要修改幾個參數(shù)就可以，這大大方便了我的設計，為我節(jié)省了很多的時間。還有就是指導老師提供的資料很重要.這次課程設計的大部分程序，都可以在李老師提供的資料中找到，這對我的程序設計很有幫助，從這些資料中，我可以看出這個時鐘程序的基本流程，修改一些程序就可以實現(xiàn)這個時鐘的基本功能，添加一些程序就可以實現(xiàn)這個時鐘的附加功能，可以說，如果沒有李老師提供的源程序，我將面臨很大的困難。

一、設計的目的和意義

ⅱ設計的目的：

1、熟悉鞏固所學的理論知識與實踐技能。

2、學習掌握工程初步設計的基本技能。

3、培養(yǎng)學生查閱技術(shù)資料的能力，培養(yǎng)學生綜合運用所學理論知識和實踐知識獨立完成課題的工作能力。

ⅱ、設計的意義：

數(shù)字鐘是一種用數(shù)字電路技術(shù)實現(xiàn)時、分、秒計時的裝置，與機械式時鐘相比具有更高的準確性和直觀性，且無機械裝置，具有更長的使用壽命，因此得到了廣泛的使用。數(shù)字鐘從原理上講是一種典型的數(shù)字電路，其中包括了組合邏輯電路和時序電路。

因此，我們此次設計數(shù)字鐘就是為了了解數(shù)字中的原理，從而學會制作數(shù)字鐘。而且通過數(shù)字鐘的制作進一步的了解各種在制作中用到的中小規(guī)模集成電路的作用及使用方法。且由于數(shù)字鐘包括組合邏輯電路和時序電路。通過它可以進一步學習和掌握各種組合邏輯電路和時序電路的原理與

二、設計原理

數(shù)字電子鐘由信號發(fā)生器、“時、分、秒”計數(shù)器、譯碼器及顯示器、校時電路、整點報時電路等組成。秒信號產(chǎn)生器是整個系統(tǒng)的時基信號，它直接決定計時系統(tǒng)的精度，一般用555構(gòu)成的振蕩器加分頻器來實現(xiàn)。將標準秒脈沖信號送入“秒計數(shù)器”，該計數(shù)器采用60進制計數(shù)器，每累計60秒發(fā)出一個“分脈沖”信號，該信號將作為“分計數(shù)器”的時鐘脈沖。“分計數(shù)器”也采用60進制計數(shù)器，每累計60分，發(fā)出一個“時脈沖”信號，該信號將被送到“時計數(shù)器”。“時計數(shù)器”采用24進制計數(shù)器，可以實現(xiàn)一天24h的累計。譯碼顯示電路將“時、分、秒”計數(shù)器的輸出狀態(tài)經(jīng)七段顯示譯碼器譯碼，通過六位led顯示器顯示出來。整點報時電路是根據(jù)計時系統(tǒng)的輸出狀態(tài)產(chǎn)生一個脈沖信號，然后去觸發(fā)音頻發(fā)生器實現(xiàn)報時。校時電路是來對“時、分、秒”顯示數(shù)字進行校對調(diào)整。