齿轮箱毕业设计说明书

1、目目录录 绪论绪论 (1) 第一部分：机械设计课程设计任务书第一部分：机械设计课程设计任务书 1.1.设计内容设计内容 (2) 2.2.原始数据原始数据 (2) 3 3 工作条件工作条件 (2) 4.4.设计注意事项设计注意事项 (2) 第二部分：减速器设计第二部分：减速器设计 第第 1 1 章电动机的选择及整体方案确定章电动机的选择及整体方案确定 (3) 1.11.1 传动系统方案的拟定 (3) 1.2.1.2. 电动机的选择 (3) 1.3.1.3. 电动机容量的选择 (4) 1.4.1.4. 传动比的分配 (5) 1.51.5 传动系统的运动和动力参数 (5) 第第 2 2 章：章：V

2、V带的设计计算带的设计计算 (7) 第第 3 3 章齿轮的设计计算章齿轮的设计计算 3.13.1 高速齿轮的设计及校核 (9) 3.23.2 低速齿轮的设计及校核 (13) 第第 4 4 章轴的设计计算章轴的设计计算 (18) 1 - 4.14.1 一轴的设计 (18) 4.2.4.2.二轴的设计 (20) 4.34.3 三轴的设计 (22) 第第 5 5 章：章：轴的校核轴的校核 (25) 5.15.1一轴校核 (25) 5.2.5.2.二轴校核 (28) 5.3.5.3. 三轴校核 (30) 第第 6 6 章：键的选择和校核章：键的选择和校核 (32) 6.16.1 高速轴与联轴器用键联接

3、的选择和强度校核 (32) 6.26.2 高速轴与小齿轮用键联接的选择和强度校核 (32) 6.36.3 中间轴与大齿轮用键联接的选择和强度校核 (32) 6.46.4 中间轴与小齿轮用键联接的选择和强度校核 (33) 6.56.5 低速轴与大齿轮用键联接的选择和强度校核 (33) 6.66.6 低速轴与联轴器用键联接的选择和强度校核 (33) 第第 7 7 章：联轴器的选择和计算章：联轴器的选择和计算 (34) 低速轴输出端的联轴器 (34) 第第 8 8 章章轴承的校核轴承的校核 (35) 8.18.1一轴上轴承设计和校核 (35) 8.28.2二轴上的轴承设计和参数 (35) 8.38.

4、3三轴上的轴承设计和参数 (35) 第第 9 9 章章箱体的设计箱体的设计 (36) 9.19.1窥视孔和窥视孔盖 (36) 2 - 9.29.2油面指示器 (36) 9.39.3吊沟 (36) 9.49.4 定位销 (36) 9.59.5 启盖螺钉 (36) 参考文献参考文献 (39) 设计心得设计心得 (40) 绪绪论论 3 - 课程设计是对于我们从入学以来的各项学习情况的一项综合性测试，是要求我们把以往 所学的知识系统地、全面地运用起来，并且学会融会贯通的一项综合性的训练；是对我们能 力的一项综合评定。它要求我们充分发挥自身潜力、发挥共产主义协作精神，充分与小组成 员共同努力、开拓思路,

5、设计出合理的，合乎要求的、符合实际工况下减速器产品。体现团队 精神、表现现代大学生的团队意识。 课程设计的目的是培养学生综合运用所学过的基础课、技术课和专业课来解决设计问题 的基本技能。帮助学生树立正确的设计思想，培养学生正确的工作态度掌握工程设计的一般 过程，通过毕业设计进一步巩固，加强所学基本理论、基本技能，进一步提高我们制图设计、 编写设计文件、正确使用资料、国标手册的能力。培养我们严肃认真的工作作风、严密谨慎 的工作作风。从而实现由学生向技术人员的过渡为毕业后顺利参加工作奠定基础。 本设计题目为二级减速器的总体设计，设计的全过程中包括齿轮、轴的设计、计算和校 核，以及标准件的选择与计算

6、，如：键、联轴器、轴承。综合考虑实际的工作环境和技术人 员的熟练程度，从而进行设计了二级减速器。 计算与说明主要结果 4 - 第一部分第一部分 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 1 1 设计内容设计内容 题目：机械厂装配车间带式输送机传动装置设计 运输带工作拉力F 5200N 运输带工作速度v 1.5m / s 卷筒的直径D 400mm F 5200N v 1.5m / s D 400mm 2 2 原始数据原始数据 3 3 工作条件工作条件 由传送带传送机器的零部件，单向运输，载荷轻度振动，室内工 作，有粉尘，环境最高温度 40；使用寿命为 8 年；两年一次大修， 一年一次小修；三

7、相交流电源，电压为380 /220V；运输带速度允许误 差为5%；中型机械厂制造，批量生产。 4 4 设计中应注意事项设计中应注意事项 1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。 2.设计中要贯彻标准。 （标准件和标准尺寸） 3.全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。 4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。 5.设计过程中注意培养独立工作能力 5 - 第二部分第二部分 减速器的设计减速器的设计 第第 1 1 章章电动机的选择及整体方案确定电动机的选择及整体方案确定 1.11.1 传动方案（已给定）传动方案（已给定） 1） 外传动为 V 带传动。 2） 减速器为两级展开式圆柱齿

8、轮减速器。 3）方案简图如下： 该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V 带有缓冲吸振能力，采用V 带传 动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大， 可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅 降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器 中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚 度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形 所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。 原动机部分为 Y 系列三相交流 异 步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作 条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑

9、、成本低传动效率高。 1.21.2 电动机的选择电动机的选择 设计要求及工作条件选用 Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构， 6 - 电压 380V。 P 8.125KW 1.31.3 电动机容量的选择电动机容量的选择 1.3.1 电动机容量的计算 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 Fv52001.5 8.125KWP 1000*0.961000*0.96 设： 1 带传动效率：0.96 2 每对轴承传动效率：0.99; 3 闭式圆柱齿轮传动效率：0.97； 4 联轴器传动效率：0.99； 5 运输机卷筒效率：0.96。 估算传动系统总效率 1 22 223 3 45 0.859 工作

10、机所需电动机功率 P d 1 =0.96 2 =0.99 3 =0.97 4 =0.99 P 8.125kW 9.46kW 0.859 由表所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足 P m P d 条件的电动机额定功率Pm应取为 11kW。 1.3.2 电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知运输机卷筒的工作转速 60000v600001.5 71.66r /minn d3.14400 5 0.96 由机械设计手册综合考虑选择选择 Y160M14 型三相异步电动 机，其额定功率P m 11kW,满载转速n m 1460r /min. 1.41.4 传动比的分配传动比的分配 7 - 带

11、式输送机传动系统的总传动比 i nm n 1460 20.37 71.66 有传动系统方案知 i 1 2.25;i 2 3.56；i 3 2.54 1.51.5 传动系统的运动和动力参数传动系统的运动和动力参数 传动系统各轴的转速、功率、和转矩计算如下： 0 轴（电动机轴） ： n 0 n m 1460r /min P 0 P d 11kW T 0 9550 P 0 n 9550 11 71.95N m 0 1460 1 轴(减速器高速轴)： n 1 n 0 i 1460 648.89r /min 1 2.25 P 1 P 001 110.96 10.56kW T 1 T 0i01 01 71

12、.952.250.96 155.42N m 2 轴（减速器中间轴） ： n n 1 648.89 2 i .56 182.27r /min 2 3 P 2 P 1 12 10.560.960.990.97 9.74kW T 2 T 1i212 155.423.560.960.990.97 510.33N m 3 轴（减速器低速轴） ： n n 2 182.27 3 i 2.54 71.76r /min 3 8 - =0.859 p d 9.46kw n 71.66r /min i 20.37 i1 2.25 P 3 P 223 9.740.991.97 9.35kW T 3 T 2i3 23

13、510.332.540.991.97 1244.32N m 将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表 电动机 轴号 0 轴1 轴 648.89 10.56 155.42 齿轮 3.56 0.99 两级减速器 2 轴 182.27 9.74 510.33 齿轮 2.54 0.970.99 3 轴 71.56 9.35 1244.32 两轴联接件 传动比 i 传动效率 V 带轮 2.25 0.96 轴承 i2 3.56 i3 2.54 转速 n(r/min) 1460 功率 P(kW) 转矩 T(Nm) 11 71.95 n 0 1460r/min P 0 11kW T 0 71.95N.m n

14、 1 648.89r /min P 1 10.56Kw T 1 155.42N.m 第第 2 2 章章 V V 带设计带设计 外传动带选为普通 V 带传动 1、 确定计算功率： P ca n2182.27r /min P 2 9.74kW T 2 510.33N.m n 3 71.76r /min 1） 、由表 8-7 查得工作情况系数 K A 9 - 1.1 P 3 9.35Kw 2） 、由式 8-21（机设） P ca K A P 1.11112.1kW T31244.32N.m 2、选择 V 带型号 查图 8-11(机设)选 B 型 V 带。 3.确定带轮直径 d a1 d a2 （1）

15、 、参考表 8-6（机设）及表8-8（机设）选取小带轮直径 d a1 180mm （2） 、验算带速由式 5-7（机设） V 1 nd 1a1 601000 1460180 1 13.75ms 601000 （3） 、从动带轮直径 d a2 d id a1 2.25180 405mm a2 400mm 查表 8-8（机设）取 d a2 （4） 、传动比 i i a1 （5） 、从动轮转速 d d a2 400 2.5 180 0 1 n 1 1460 584n 2i2.5 Rmin 4.确定中心距 a 和带长 L d （1） 、按式（8-20 机设）初选中心距 0.7d a1 d a2 a 0

16、 2d a1 d a2 406a 0 1060 取 a 870mm （2） 、按式(5-24 机设)求带的计算基础准长度 L0 L d0 2a 0 2 (d d1 d d2) (d d1 d d2) 2 4a 0 (400180)2 (2870(180 400)mm 24870 .5mm 2664 10 - 查表 8-2(机设)取带的基准长度 Ld=2800mm (3)、计算中心距:a a a 0 L L d0 2 (870 2800 2664.5)mm 938mm 2 (4)、确定中心距调整范围 a 0.03L d (9380.032800)mm 1022mma max a min a 0.

17、015L d (8700.0152800)mm 896mm 5.验算小带轮包角 1 由式(8-7 机设) 1 180 d d2 d d1 a 57.3 167 120 6.确定 V 带根数 Z (1)、 由表 （8-6 机设） 查得 dd1=180 n1=1460r/min， 查表 8-4 单根 V 带的额定功率 P 0=4.39 (2)、由表（8-4b 机设）查得P0=0.46Kw (3)、由表查得（8-5 机设）查得包角系数 k (4)、由表(8-2 机设)查得长度系数 KL=1.05 (5)、计算 V 带根数 Z，由式（8-26 机设） 0.96 Z P (PP)K K ca 00L 1

18、2.1 (4.39 0.46)0.961.05 2.48 取 Z=3 根 7计算单根 V 带初拉力 F0，由式（8-6）机设。 F 0 500 P ca VZ ( 2.5 K 1) qv 269.8N 2 a q 由表 8-3 机设查得 8计算对轴的压力 Fp，由式（8-28 机设）得 167)N 1608.39N F p 2ZF 0 sin 1 (23269.8sin 22 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=180mm 采用实心式结构。大带轮基准直 11 - 径 dd2=400mm，采用轮辐式结构，基准图见零件工作图。 Z=3 第第 3 3 章章 齿轮的设计计算齿

19、轮的设计计算 3.13.1 高速齿轮的设计及校核高速齿轮的设计及校核 输入功率P 10.56kW，小齿轮转速n 1 1460r/min，传动比 n 2.25，工作寿命 8 年，每年按 350 天计，每天按 8 小时计。 3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1. 所给传动方案中所选的是直齿圆柱齿轮传动 2.运输机构为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度 3、材料选择 由表 10-1 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，两者材料硬度差 为 40HBS。 4、选小齿轮的齿数为Z 1 26，大齿轮齿数 F

20、p =1608.39N Z 2 nZ 1 2.2526 58.5，取Z 2 59 3.1.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式 d t 2.323 1 确定公式内的各数值 试选载荷系数k t 1.3 1)计算小齿轮传递的转矩 k tT1 u 1 Z E d u H 2 1 2 95.5105P 1 95.510510.56 T 1 1.554105N mm n 1 648.89 2)由表 10-7 选取齿宽系数 d 1 3)由表 10-6 查得材料的弹性影响系数Z E 189.8MPa 4)由表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim1 600MPa；大齿轮的接触疲

21、劳强度极限 H lim2 550MPa 12 - 5)由式 10-13 计算应力循环次数 N 1 =60n 1 jL h =60648.891(83508) 8.721108 N 2 8.721108/2.25 3.876108 6)由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K HN1 =0.93；K HN2 0.94 7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得 K 1H lim H 1 = HN S 0.93600MPa 558MPa K HN2H lim2 H 2 = S 0.94550MPa 517MPa 2 计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d T

22、 1 1t 2.323 K t u 1 ( Z E)2 d u H 2.323 1.31.5541053.25189.8 2 1 2.25 ( 517 ) mm78.888mm 2)计算圆周速度 d 1t n 1 78.888648.89 601000 601000 m/s 2.68m/s 3)计算齿宽 b b= d d 1t 178.888mm 78.888mm 4)计算齿宽与齿高之比 b/h 模数m t d 1t / z 1 78.888/26mm 3.03mm 齿高h=2.25m t 2.25 3.03mm 6.83mm b/h=78.888 /6.83=11.55 5)计算载荷系数 根

23、据=2.68m/s，8 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV1.11， 13 - T 1 1.554105 1 Z E 189.8MPa2 H lim1 600MPa H lim2 550MPa N 1 8.721108 N 2 3.876108 K HN1 =0.93 K HN2 0.94 H 1 558MPa H 517MPa 2 d 1t 78.888mm 直齿轮，假设K A F t /b 100N /mm.。由表 10-3 查得K H K F 1 由表 10-2 查得使用系数K A 1.25； 由表 10-4 查得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 2.68m/s b=78

24、.888mm K H 1.463 由 b/h=11.55，K H =1.463 查图 10-13 得K F 1.4；故载荷系数 K=K A K V K H K H =1.251.1111.463=2.03 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d 1 d 1t 3K / K t 78.88832.03/1.3mm 91.07mm m t 3.03mm h=6.83mm 7)计算模数 m d 1 / z 1 91.07/26mm 3.5mm 3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m 3 2KT 1 Y FaYSa() 2 d z 1

25、 F 1 确定公式内的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa;大齿的弯 曲疲劳强度极限 FE2 380MPa 1)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN1 0.90,K FN2 0.95 2)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得 F 1 K FN1FE1 0.90500 MPa 321.43MPa S1.4 K H 1.463 K=2.03 d1 91.07mm m 3.5mm K0.95380 MPa 257.86MPa F 2 FN2FE2 S1.4 3)计算载荷系数 K 14 - K=K A K V

26、 K F K F =1.251.1111.4 1.94 4)查取齿形系数 由表 10-5 查得Y Fa1 2.6;Y Fa2 1.595。 5)查取应力校正系数 由表 10-5 可查得Y Sa1 2.28;Y Sa2 1.73。 6)计算大小齿轮的 Y FaYSa并加以比较 F FE1 500MPa; FE2 380MPa K FN1 0.90 K FN2 0.95 Y Fa1YSa1 2.601.595 0.01290 F 1 321.43 Y Fa2YSa2 2.281.73 0.01530 F 2 257.86 2 设计计算 521.941.55410 m 3 0.01530mm 2.3

27、9mm 2126 F 1 321.43MPa F 2 257.86MPa 对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿 K1.94 根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲 强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的承载能力，仅与齿轮直径Y Fa1 2.6 有关，可取由弯曲强度算的模数并就近圆整为标准值m 2.5mm，按 Y Fa2 2.28 接 触 强 度 算 得 分 度 圆 直 径d 1 =91.07mm， 算 出 小 齿 轮 齿 Y Sa1 1.595 z 1 d 1 91.07 36.5取z 1 37 m2.5 Y Sa2 1.73 大齿轮齿数z 2 uz 1

28、2.2537 83.25,取z 2 83 这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿 根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费 3.1.4 几何尺寸计算 1、计算分度圆直径 d 1 z 1m 372.5mm 92.5mm 15 - d 2 z 2m 832.5mm 207.5mm 2、计算中心距 a (d 1 d 2 )/2 (92.5207.5)/2mm 150mm .3、计算齿轮宽度 b d d 1 192.5mm 92.5mm 取B 2 90m,B 1 95mm. 3.1.5 验算 z1 37 z 2 83 2T 1 21.554105 F t N 3.41103N d

29、1 91.07 K A F t 1.253.41103 N /mm 46.08N /mm100N /mm,合适 b92.5 3.23.2 低速齿轮的设计及校核低速齿轮的设计及校核 输入功率P 9.74kW，小齿轮转速n 1 182.27r/min，传动比 n 3.56，工作寿命 8 年，每年按 350 天计，每天按 8 小时计。 d 1 92.5mm d 2 207.5mm a 150mm 3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、所给传动方案中所选的是直齿圆柱齿轮传动 2、运输机构为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度 3、材料选择 由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr

30、（调质） ，硬度为 280HBS；大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，两者材料硬度 差为 40HBS。 选小齿轮的齿数为Z 1 26，大齿轮 b 92.5mm B 2 90mm B 1 95mm Z 2 nZ 1 3.5626 92.56，取Z 2 93 3.2.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式 d t 2.323 k tT1 u 1 Z E d u H 2 16 - 1 确定公式内的各数值 1)试选载荷系数k t 1.3 2)计算小齿轮传递的转矩 5T 1 95.510 9.74/182.27 5.110 N mm 3)由表 10-7 选取齿宽系数 d 1 4)由表

31、 10-6 查得材料的弹性影响系数Z E 189.8MPa 5)由表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1 2 5 H lim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim2 550MPa 6)由式 10-13 计算应力循环次数 N 1 =60n 1j L h =60182.271(83508) 2.45108 Z 1 26 Z 2 93 N 2 2.45108/3.56 6.88107 7)由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K HN1 =0.95；K HN2 0.98 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得 H

32、1 = K HN1H lim 0.95600MPa 570MPa S K HN2H lim2 0.98550MPa 539MPa S H = 2 T 1 5.1105N.mm Z E 189.8MPa 1 2 2 计算 1)试算小齿轮分度圆直径 H lim1 600MPa K tT1 u 1Z E2() d u H d 1t 2.32 3 5 H lim2 550MPaN 1 2.323 1.35.1104.56189.8 2()=109.53mm 13.56539 6.13108 N1=2.45108 N2 6.88107 2)计算圆周速度 17 - 3)计算齿宽 b d 1t n 1 60

33、1000 109.53182.27 601000 m/s 1.045m/s K HN1 =0.95； K HN2 0.98 4)计算齿宽与齿高之比 b/h 模数m t d 1t / z 1 109.53/26mm 4.2mm 齿高h=2.25m t 2.254.2mm 9.5mm b/h=109.53 /9.5=11.53 5)计算载荷系数 根据=1.045m/s，8 级精度，由图 10-8 查得动载系数K V 1.1，直齿 轮，假设K A F t /b 100N /mm.。由表 10-3 查得K H K F 1 由表 10-2 查得使用系数K A 1.25； 由表 10-4 查得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， H 539MPa 2