機械設計課程設計齒輪傳動裝置

㈠ 機械設計課程設計設計題目：帶式傳輸機的傳動裝置

設計—用於帶式運輸機上的單級直齒圓柱減速器，已知條件：運輸帶的工作拉力F=1350N，運輸帶的速度V=1.6m/s捲筒直徑D=260mm,兩班制工作（12小時），連續單向運轉，載荷平移，工作年限10年，每年300工作日，運輸帶速度允許誤差為±5％，捲筒效率0.96 一.傳動方案分析： 如圖所示減速傳動由帶傳動和單級圓柱齒輪傳動組成，帶傳動置於高速級具有緩沖吸振能力和過載保護作用，帶傳動依靠摩擦力工作，有利於減少傳動的結構尺寸，而圓柱齒輪傳動布置在低速級，有利於發揮其過載能力大的優勢
二.選擇電動機： （1）電動機的類型和結構形式，按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相非同步交流電動機。 （2）電動機容量： ①捲筒軸的輸出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16kw ②電動機輸出功率Pd＝Pw/η 傳動系統的總效率：η＝ 式中……為從電動機至捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。 由表查得V帶傳動＝0.96，滾動軸承＝0.99，圓柱齒輪傳動 ＝0.97，彈性連軸器＝0.99，捲筒軸滑動軸承＝0.96 於是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88 故: Pd=Pw/η=2.16/0.88≈2.45kw ③電動機額定功率由表取得=3kw （3）電動機的轉速：由已知條件計算捲筒的轉速 即: =60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min V帶傳動常用傳動比范圍=2-4，單級圓柱齒輪的傳動比范圍=2-4 於是轉速可選范圍為==118×（2～4）×（2～4） =472～1888r/min 可見同步轉速為500r/min和2000r/min的電動機均合適，為使傳動裝置的傳動比較小，結構尺寸緊湊，這里選用同步轉速為960×r/min的電動機 傳動系統總傳動比i==≈2.04 根據V帶傳動的常用范圍=2-4取=4 於是單級圓柱齒輪減速器傳動比==≈2.04

㈡ 齒輪傳動是什麼

1齒輪傳動類型齒輪機構是現代機械中應用最廣泛的傳動機構，齒輪傳動具有傳遞圓周速度和功率大、傳動比恆定、效率高、壽命長和可以傳遞空間兩軸間的運動等特點。齒輪傳動應用范圍廣泛，類型較多。按照齒輪傳動時的相對運動不同，可將齒輪分為平面齒輪機構和空間齒輪機構兩大類；按齒輪嚙合方式不同，可分為內嚙合與外嚙合兩種；按齒輪結構與形狀不同，可分為圓柱齒輪、圓錐齒輪和蝸桿蝸輪等，如圖1-40所示。

與齒輪傳動相比，蝸桿傳動有很多不同點，其傳動比很大、工作平穩、可以自鎖，但效率低。蝸桿傳動常用於兩軸交錯、傳動比較大、傳遞功率不太大或間歇工作的場合。此外，蝸桿傳動常用在卷揚機等起重機械中，起安全保護作用。

圖1-40齒輪傳動類型

2軸系部件

實際機械存在大傳動比、變速、變向要求，需要若干齒輪相互配合才能完成。將一系列齒輪組成的傳動系統稱為軸系。將軸系置於封閉系統內的機構稱為減速器，減速器是將高速運動（通常為旋轉運動）轉換為低速運動的一種傳動裝置，如圖1-41所示為一種齒輪減速器軸系部件，是減速器的核心部分。

圖1-43滾動體的類型

㈢ 機械設計課程設計:一級圓柱齒輪減速器

有個這方面的課件，照著上面做就能做出來，要的話找我

㈣ 機械設計課程設計關於設計帶式運輸機上的二級圓柱齒輪減速器要怎麼做

題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』?i2』…in』）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[

㈤ 機械設計-課程設計-帶式運輸機傳動裝置-二級齒輪減速器

一、 設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器
1． 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。
2． 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動，使用5年，運輸帶允許誤差5%。
3． 知條件：運輸帶捲筒轉速 ，
減速箱輸出軸功率 馬力，
二、 傳動裝置總體設計：
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：

三、 選擇電機
1. 計算電機所需功率 ： 查手冊第3頁表1-7：
－帶傳動效率：0.96
－每對軸承傳動效率：0.99
－圓柱齒輪的傳動效率：0.96
－聯軸器的傳動效率：0.993
—捲筒的傳動效率：0.96
說明：
－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：

2確定電機轉速：查指導書第7頁表1：取V帶傳動比i=2 4
二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8 40所以電動機轉速的可選范圍是：

符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000
根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：
方案 電動機型號 額定功率 同步轉速
r/min 額定轉速
r/min 重量 總傳動比
1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11
2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79
3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53
4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數如下：

額定功率kW 滿載轉速 同步轉速 質量 A D E F G H L AB
4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：
總傳動比：
分配傳動比：取 則
取 經計算
註： 為帶輪傳動比， 為高速級傳動比， 為低速級傳動比。
五 計算傳動裝置的運動和動力參數：
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸
——依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。
1. 各軸轉速：

2各軸輸入功率：

3各軸輸入轉矩：

運動和動力參數結果如下表：
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.67 36.5 960
1軸 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86
2軸 3.21 3.18 470.3 465.6 68
3軸 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1
4軸 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1
六 設計V帶和帶輪：
1.設計V帶
①確定V帶型號
查課本 表13-6得： 則
根據 =4.4, =960r/min,由課本 圖13-5，選擇A型V帶，取 。
查課本第206頁表13-7取 。
為帶傳動的滑動率 。
②驗算帶速： 帶速在 范圍內，合適。
③取V帶基準長度 和中心距a：
初步選取中心距a： ，取 。
由課本第195頁式（13-2）得： 查課本第202頁表13-2取 。由課本第206頁式13-6計算實際中心距： 。
④驗算小帶輪包角 ：由課本第195頁式13-1得： 。
⑤求V帶根數Z：由課本第204頁式13-15得：
查課本第203頁表13-3由內插值法得 。

EF=0.1
=1.37+0.1=1.38

EF=0.08

查課本第202頁表13-2得 。
查課本第204頁表13-5由內插值法得 。 =163.0 EF=0.009
=0.95+0.009=0.959

則
取 根。
⑥求作用在帶輪軸上的壓力 ：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：
作用在軸上壓力：
。
七 齒輪的設計：
1高速級大小齒輪的設計：
①材料：高速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數 計算中心距：由課本第165頁式11-5得：
考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取
則 取
實際傳動比：
傳動比誤差： 。
齒寬： 取
高速級大齒輪： 高速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：
查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬 計算：
所以安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
2低速級大小齒輪的設計：
①材料：低速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。
低速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數
計算中心距： 由課本第165頁式11-5得：

取 則 取
計算傳動比誤差： 合適
齒寬： 則取
低速級大齒輪：
低速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬 計算：
安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
八 減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座厚度

10
箱蓋厚度

9
箱蓋凸緣厚度

12
箱座凸緣厚度

15
箱座底凸緣厚度

25
地腳螺釘直徑

M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯結螺栓直徑

M12
蓋與座聯結螺栓直徑
=（0.5 0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4 0.5）

10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3 0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7 0.8）
8
， ， 至外箱壁的距離
查手冊表11—2 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查手冊表11—2 28
16
外箱壁至軸承端面距離
= + +（5 10）
50
大齒輪頂圓與內箱壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內箱壁距離
>
10
箱蓋，箱座肋厚

9
8.5
軸承端蓋外徑
+（5 5.5）
120（1軸）
125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離

120（1軸）
125（2軸）
150（3軸）
九 軸的設計：
1高速軸設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑 ，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且 所以查手冊第9頁表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。
因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
段裝配軸承且 ，所以查手冊62頁表6-1取 。選用6009軸承。
L3=B+ +2=16+10+2=28。
段主要是定位軸承，取 。L4根據箱體內壁線確定後在確定。
裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸：
查手冊51頁表4-1得：
得：e=5.9＜6.25。
段裝配軸承所以 L6= L3=28。
2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96
作用在齒輪上的圓周力為：
徑向力為
作用在軸1帶輪上的外力：
求垂直面的支反力：

求垂直彎矩，並繪制垂直彎矩圖：

求水平面的支承力：
由 得
N
N
求並繪制水平面彎矩圖：

求F在支點產生的反力：

求並繪制F力產生的彎矩圖：

F在a處產生的彎矩：

求合成彎矩圖：
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。

求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑：
因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：

因為 ，所以該軸是安全的。
3軸承壽命校核：
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
按最不利考慮，則有：

則 因此所該軸承符合要求。
4彎矩及軸的受力分析圖如下：

5鍵的設計與校核:
根據 ，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由於 在 范圍內，故 軸段上採用鍵 ： ,
採用A型普通鍵:
鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取 =50得 查課本155頁表10-10 所選鍵為：
中間軸的設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②根據課本第230頁式14-2得：
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + + =18+10+10+2=40。
裝配低速級小齒輪，且 取 ，L2=128，因為要比齒輪孔長度少 。
段主要是定位高速級大齒輪，所以取 ，L3= =10。
裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。
③校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94
作用在2、3齒輪上的圓周力：
N
徑向力：

求垂直面的支反力

計算垂直彎矩：

求水平面的支承力：

計算、繪制水平面彎矩圖：

求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：

求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑：
n-n截面:
m-m截面:
由於 ，所以該軸是安全的。
軸承壽命校核：
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取

則 ，軸承使用壽命在 年范圍內，因此所該軸承符合要求。
④彎矩及軸的受力分析圖如下：
⑤鍵的設計與校核：
已知 參考教材表10-11，由於 所以取
因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得
L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70
根據擠壓強度條件，鍵的校核為：

所以所選鍵為:
從動軸的設計：
⑴確定各軸段直徑
①計算最小軸段直徑。
因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式14-2得：
考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取
查手冊9頁表1-16圓整成標准值，取
②為使聯軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑 。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標准值，因此取 。
③設計軸段 ，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取 ，採用擋油環給軸承定位。選軸承6215: 。
④設計軸段 ，考慮到擋油環軸向定位，故取
⑤設計另一端軸頸 ，取 ，軸承由擋油環定位，擋油環另一端靠齒輪齒根處定位。
⑥ 輪裝拆方便，設計軸頭 ，取 ，查手冊9頁表1-16取 。
⑦設計軸環 及寬度b
使齒輪軸向定位，故取 取
,
⑵確定各軸段長度。
有聯軸器的尺寸決定 (後面將會講到).

因為 ,所以
軸頭長度 因為此段要比此輪孔的長度短

其它各軸段長度由結構決定。
（4）．校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。
作用在齒輪上的圓周力：

徑向力：

求垂直面的支反力：

計算垂直彎矩：

.m
求水平面的支承力。

計算、繪制水平面彎矩圖。

求F在支點產生的反力

求F力產生的彎矩圖。

F在a處產生的彎矩：

求合成彎矩圖。
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。

求危險截面當量彎矩。
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑。
因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：

考慮到鍵槽的影響，取
因為 ，所以該軸是安全的。
（5）．軸承壽命校核。
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
按最不利考慮，則有：
則 ,
該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。
（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：
（7）鍵的設計與校核：
因為d1=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L1=107初選鍵長為100,校核 所以所選鍵為:
裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L6=122初選鍵長為100,校核
所以所選鍵為: .
十 高速軸大齒輪的設計
因 採用腹板式結構
代號 結構尺寸和計算公式 結果
輪轂處直徑

72
輪轂軸向長度

84
倒角尺寸

1
齒根圓處的厚度

10
腹板最大直徑

321.25
板孔直徑

62.5
腹板厚度

25.2
電動機帶輪的設計

代號 結構尺寸和計算公式 結果

手冊157頁 38mm

68.4mm

取60mm

81mm

74.7mm

10mm

15mm

5mm
十一.聯軸器的選擇：
計算聯軸器所需的轉矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。
十二潤滑方式的確定：
因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度。
十三.其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據。
十四.參考資料：
《機械設計課程設計手冊》(第二版)——清華大學 吳宗澤，北京科技大學 羅聖國主編。
《機械設計課程設計指導書》（第二版）——羅聖國，李平林等主編。
《機械課程設計》（重慶大學出版社）——周元康等主編。
《機械設計基礎》（第四版）課本——楊可楨 程光蘊 主編。