机械设计课程设计两级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计两级圆柱齿轮减速器

二、课程设计应完成的工作1．减速器装配图1张；

2．零件工作图2张（轴、齿轮各1张）；

3．设计说明书1份。

设计计算及说明结 果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：

为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-160。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆柱齿轮传动二、电动机选择1．电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。

各轴转速为：

2．各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3．各轴输入转矩T(N•m)将计算结果汇总列表备用。

项目电动机高速轴Ⅰ中间轴Ⅱ低速轴ⅢN转速（r/min）

1420568138.544.77P功率（kW）

2.492.372.282.19转矩T(N•m)16.75i传动比2.54.23.02效率0.950.980.97四、传动件的设计计算1．设计带传动的主要参数。

已知带传动的工作条件：单班制（共8h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.49kw小带轮转速大带轮转速，传动比。

设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）

1）、计算功率=2)、选择V带型根据、由图8-10《机械设计》p157选择A型带3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径（2）、验算带速v因为5m/s<7.43m/s<25m/s,带轮符合推荐范围（3）、计算大带轮的基准直径根据式8-15，初定=250mm（4）、确定V带的中心距a和基准长度a、根据式8-20《机械设计》p1520.70.7245a700初定中心距=350mmb、由式8-22计算带所需的基准长度=2+=2×350+π×0.5×（100+250）+（250-100）（250-100）/4×350＝1265.57mm由表8-2先带的基准长度=1250mmc.计算实际中心距a＝+(-)/2＝350+（1250-1265.57）/2＝342.21mm中心距满足变化范围:245—700mm（5）.验算小带轮包角＝180°-（-）/a×57.3°＝180°-（250-100）/342.21×57.3°＝154.88°>120°包角满足条件（6）.计算带的根数单根V带所能传达的功率根据=1420r/min和=100mm表8-4a用插值法求得=1.35kw单根v带的传递功率的增量Δ已知A型v带，小带轮转速=1420r/min转动比i==/=2.5查表8-4b得Δ=0.35kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数=0.935,表8-2得带长修正系数=0.93=(+Δ)××=(1.35+0.35)×0.935×0.93=1.25KWZ==2.99/1.25=2.40故取3根.（7）、计算单根V带的初拉力和最小值＝500*+qVV=93.56N对于新安装的V带,初拉力为:1.5=140.34N对于运转后的V带,初拉力为:1.3=121.63N（8）．计算带传动的压轴力=2Zsin(/2)=550.13N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式.C．结构图（略）

2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮40Cr调质处理HB1=236HBS大齿轮45钢调质处理HB2=190HBS2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮=23，则=，=234.2=96.6，取=97并初步选定β＝12°确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.46c.由图10-26查得,,则d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=580MPa大齿轮的为=390MPah.由式10-13计算应力循环次数i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.97=1=/S=562.6Mpa=/S=390Mpa=(+)/2=476.3Mpa所以3）、计算（1）计算圆周速度:V=лn1/60000=1.34m/s（2)计算齿宽B及模数B=φd=1X44.95mm=44.95mm=cosβ/=1.91mmH=2.25=4.30mmB/H=44.95/4.30=10.46（3）、计算纵向重合度=0.318φdtanβ=1.555（4）、计算载荷系数由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故载荷系数（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10—10a得==50.34mm（6）、计算模数=Cosβ/Z1=2.14mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-17(1)、计算载荷系数:(2)、根据纵向重合度=1.555,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)、计算当量齿数齿形系数，（4）、由[1]图10-5查得由表10-5查得由图10-20C但得=215MPa=170MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.90,=0.94计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=138.21MPa=/S=114.14MPa（5）、计算大小齿轮的，并比较且，故应将代入[1]式（11-15）计算。

（6）、计算法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=50.34mm来计算应有的数,于是有:取2mm；

（7）、则，故取=24.则==100.8，取（8）、计算中心距取a1=127mm（9）、确定螺旋角（10）、计算大小齿轮分度圆直径:==（11）、确定齿宽取5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮40Cr调质处理HB1=280HBS大齿轮45钢调质处理HB2=240HBS2）、取小齿轮=23，则==69.46取=70，初步选定β＝14°3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.4b.由图10-30选取区域系数c.由图10-26查得则d.计算小齿轮的转矩:确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=580MPa大齿轮的为=390MPah.由式10-13计算应力循环系数i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.97=1=/S=511.45Mpa=/S=354.55Mpa=(+)/2=433Mpa所以4）、计算(1)、圆周速度:V=лn1/60000=0.51m/s（2）、计算齿宽b及模数B=φd=1.1X71.66=78.83mm=cosβ/=3.02mmH=2.25=6.795mmb/h=78.83/6.795=11.60(3)、计算纵向重合度=0.318φdZ1tanβ=2.01a由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故载荷系数（4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得==81.64mm（5）计算模数=cosβ/=3.44mm5）、按齿根弯曲强度设计由式10-17a上式中b根据纵向重合度=2.01,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88c计算当量齿数齿形系数，由[1]图10-5查得由图10-20C但得=500MPa=380MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.9,=0.92d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=321.43MPa=/S=249.71MPae比较且，故应将代入[1]式（11-15）计算。

f法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=81.64mm来计算应有的数,于是有:取4mm.则g中心距取a1=165mmh确定螺旋角i计算大小齿轮分度圆直径:==J齿宽取4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。

第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1．高速轴Ⅰ设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-3，取2）初算轴的最小直径高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大3%5%，=23mm。由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28,30等规格，故取=24mm高速轴工作简图如图(a)所示首先确定各段直径A段：=30mm由最小直径算出。

B段：=35mm，在确定此轴段时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为（0.70.1)=,根据油封标准，选择毡圈孔径为35mm的JB/ZQ4606-1997。

C段：=40mm，与轴承（角接触球轴承7208C）配合，取轴承内径，采用脂润滑。

D段：=48mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h=4mmE段：=41.86mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116，G段，=40mm,取轴承型号7208C。

F段：=48mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=4mm第二、确定各段轴的长度A段：=48mm,取带轮宽度，轴段长度略小于轮毂长度。 B段：=75.5mm。

C段：=33mm,与轴承（角接触球轴承7208C）配合,加上挡油环长度（参考《减速器装配草图设计》p24）

=B+=18+15=33mm。

G段：=33mm,与轴承（角接触球轴承7208C）配合,加上挡油环长度（参考《减速器装配草图设计》p24）。

F段：，=12+10-15=7mmE段：

D段：=114mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度.轴总长L=365.5mm2、轴Ⅱ的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选角接触球轴承7210C，故取=50mm轴Ⅱ的设计图如下：

首先，确定各段的直径A段:=50mm,与轴承（角接触球轴承7210C）配合E段：=50mm.B段：=52mm,非定位轴肩，与齿轮配合，略大于.C段：=62mm,该段为中间轴上的齿轮提供定位，其轴肩范围为，取其高度为5mm.D段：=52mm.然后确定各段距离：