二級變速箱課程設計說明書
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1 設計任務 2
1.1．工作條件與技術要求 2
1.2 設計內容 2
2 傳動系統方案的擬定 3
2.1 傳動方案 3
2.2 電動機的選擇 3
2.4 運動和動力參數的計算 4
3 傳動零件的設計計算 5
3.1帶傳動設計 5
3.2 齒輪傳動的主要參數和幾何參數計算 6
3.3 軸的設計計算 16
3.4. 滾動軸承選擇和壽命計算 24
3.5 鍵連接選擇和校核 25
3.6 聯軸器的選擇和計算 26
3.7潤滑和密封形式的選擇 27
4 箱體及附件的結構設計和選擇 27
4.1機體 27
4.2對附件設計 27
總 結 30
參考文獻 30
1 設計任務
1.1．工作條件與技術要求
1. 工作條件
已知運輸帶工作拉力F=2400N，運輸帶工作速度v=1.38m/s，卷筒直徑D=355mm。工作條件：單班制，連續單向運轉，載荷輕微沖擊；工作年限10年，大修期3年；每年按330天計 ；室內工作，有粉塵；運輸帶允許誤差為±5%；在中小型機械廠批量生產。設計簡圖如下圖所示：
2. 技術要求
（1）圖幅和相關標注等要符合機械制圖國家標準。
（2）結構圖合理、清晰、明了。
（3）技術條件完整和標題欄填寫完整。
（4）圖面布局合理、整潔、美觀。
（5）折疊規范。
（6）封面和內容格式都要符合課程設計指導書上所提的要求。
（7）設計、計算、校核內容要正確、完整、簡明。
（8）插圖規范、字跡工整。
（9）裝訂規范、牢固。
1.2 設計內容
（1）傳動方案的分析與擬定；
（2）電動機的選擇計算；
（3）傳動裝置的運動及運動參數的選擇計算；
（4）傳動零件的設計計算;
（5）軸的設計計算；
（6）滾動軸承的選擇和計算；
（7）鍵連接選擇和計算；
（8）聯軸器的選擇；
（9）減速器的潤滑方式和密封類型的選擇；
（10）潤滑油牌號的選擇和裝油量計算；
（11）減速附件的選擇和計算；
（12）減速器箱體的設計。
2 傳動系統方案的擬定
2.1 傳動方案
為了估計傳動裝置的總體傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，由已知條件算得卷筒的轉速，即：
2.2 電動機的選擇
1. 電機容量
卷筒軸的輸出功率：
電動機輸出功率：
傳動裝置的總效率：
其中查得滾動軸承=0.99、圓柱齒輪傳動=0.97、彈性聯軸器=0.99、滾筒軸滑動軸承=0.96，帶傳動=0.96，則：
故
電動機額定功率=4kw。
按工作條件應選用可防粉塵防爆的三相異步電動機，查機械設計手冊，選擇電動機的型號為Y112 M-4:
額定功率4kw，同步轉速：1500r/min，滿載轉速：1440r/min，
2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比
1. 傳動裝置的總傳動比
2.分配各級傳動比
取i帶=2，則i減=
，取i1=3.6
則
2.4 運動和動力參數的計算
1.各軸轉速
設高速軸為I軸，中間軸為II軸，低速軸為III軸，各軸轉速如下：
2.各軸輸出功率
計算各軸輸入功率，即：
3. 各軸轉矩
3 傳動零件的設計計算
3.1帶傳動設計
1.，查得可選用A型V帶傳動。
2.確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v。
取小帶輪基準直徑=100mm，驗算:
5
3.大帶輪基準直徑=200mm。
4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld。
（1）初定中心距計算帶所需的基準長度
查表選帶的基準長度Ld=1250mm
（2）實際中心距
5.驗算小帶輪的包角a1
6.計算帶的根數z
有=100和n1=1440查得=1.32kw。
根據n1=1440，i=2和A型帶，查得△=0.17
查得Ka=0.96，查表8-2得Kl=0.9
，取4
7.計算單根帶的初拉力的最小值F0min
查得Z型帶的單位長度重量q=0.06kg/m
8.計算壓軸力
9.（1）小帶輪結構采用實心式，查得D0=28mm，e=12±0.3，f=7mm
輪轂寬：
輪緣寬：
（2）大帶輪采用孔板式結構，輪緣寬與小帶輪相同，輪轂寬取決于軸的結構。
3.2 齒輪傳動的主要參數和幾何參數計算
（一）高速級齒輪傳動設計：
1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。
（1）由于高速級采用了直齒輪配對，為了增加齒輪的彎曲疲勞強度以及齒面齒根的承載能力，因此選用高變位直齒輪，壓力角取為20°。
（2）帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。
（3）材料選擇，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）240HBS。
（4）初選z1=22，則z2=22x3.6=79.2，取z2=79。
2. 按齒面接觸強度設計：
（1）按設計計算公式（10-11）計算小齒輪分度圓直徑
1）確定公式的各計算值
①試選載荷系數
②小齒輪傳遞的轉矩
③查表選取齒寬系數
④查得區域系數ZH = 2.5
⑤查得材料的彈性影響系數
⑥計算接觸疲勞強度用重合系數
⑦計算接觸疲勞許用應力[]
查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限
計算應力循環次數
查得接觸疲勞壽命系數
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1 。根據公式可得
2） 試計算小齒輪分度圓直徑
=
（2）調整小齒輪分度圓直徑
1）計算圓周速度v
2）計算齒寬b
3）計算實際載荷系數KH
① KA = 1.25
② v = 1.94m/s、七級精度，Kv = 1.12
③ 圓周力
查表得
④ 查表取得
4）按實際載荷系數算得的分度圓直徑
及相應的齒輪模數
3. 按齒根彎曲強度設計：
（1）試算模數，即
1）確定計算參數
①KFt = 1.3
②計算彎曲疲勞強度用重合度系數
查得齒形系數=2.68，=2.19
查得應力修正系數，
查得齒根彎曲疲勞極限、
查得彎曲疲勞壽命系數，
取彎曲疲勞安全系數S=1.4
大齒輪的大于小齒輪的，
所以取=
2）試算模數
（2）調整齒輪模數
1）計算圓周速度v
齒寬b
寬高比b/h
2）計算載荷系數
，七級精度，查得動載系數Kv =1.08
查表
查表
載荷系數
3）按實際載荷系數算得齒輪模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m=2.29大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數m=1.5，就近圓整為標準值 ，已可滿足彎曲強度。但是為了滿足接觸疲勞強度算得分度圓直徑。
于是算出小齒輪齒數
取 ，則。取79
4. 計算幾何尺寸
（1）計算中心距
（2）計算大小齒輪分度圓直徑:
（3）確定齒寬
，取，
5. 確定高速級齒輪的變位系數
前面已計算出兩齒輪齒數分別為z1=22，z2=79，則齒數和z∑=101，根據《機械設計》第九版P206圖10-21a選變位系數和x∑=0.8，再由P207圖10-21確定兩齒輪變位系數分別為x1=0.44，x2=0.36
（二）低速級齒輪傳動設計：
1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
（1）由于低速級采用了直齒輪配對，為了增加齒輪的彎曲疲勞強度以及齒面齒根的承載能力，因此選用高變位直齒輪，壓力角取為20°。
（2）帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。
（3）材料選擇，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）240HBS。
（4）初選z1=28，則z2=28x2.69=75.32，取z2=75。
2. 按齒面接觸強度設計：
（1）按設計計算公式（10-11）計算小齒輪分度圓直徑
1）確定公式的各計算值
①試選載荷系數
②小齒輪傳遞的轉矩
③查表選取齒寬系數
④查得區域系數ZH = 2.5
⑤查得材料的彈性影響系數
⑥計算接觸疲勞強度用重合系數
⑦計算接觸疲勞許用應力[]
查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限
計算應力循環次數
查得接觸疲勞壽命系數，
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1 。根據公式可得
2） 試計算小齒輪分度圓直徑
=
（2）調整小齒輪分度圓直徑
1）計算圓周速度v
2）計算齒寬b
3）計算實際載荷系數KH
① KA = 1.25
② v =0.765m/s、七級精度，Kv = 1.01
③ 圓周力
查表得
④ 查表取得
4）按實際載荷系數算得的分度圓直徑
及相應的齒輪模數
3. 按齒根彎曲強度計算
（1）試算模數，即
1）確定計算參數
①KFt = 1.3
②計算彎曲疲勞強度用重合度系數
查得齒形系數=2.68，=2.23
查得應力修正系數，
查得齒根彎曲疲勞極限、
查得彎曲疲勞壽命系數，
取彎曲疲勞安全系數S=1.4
大齒輪的大于小齒輪的，所以取=
2）試算模數
（2）調整齒輪模數
1）計算圓周速度v
齒寬b
寬高比b/h
2）計算載荷系數
，七級精度，查得動載系數Kv =1.01
查表
查表
載荷系數
3）按實際載荷系數算得齒輪模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m=2.9995大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數m=1.784，就近圓整為標準值 ，已可滿足彎曲強度。
于是算出小齒輪齒數。
取 ，則，取
4. 計算幾何尺寸
（1）計算中心距
（2）計算大小齒輪分度圓直徑:
（3）確定齒寬
，取，
5. 確定低速級齒輪的變位系數
前面已計算出兩齒輪齒數分別為z1=28，z2=75，則齒數和z∑=101，根據《機械設計》第九版P206圖10-21a選變位系數和x∑=0.8，再由P207圖10-21確定兩齒輪變位系數分別為x1=0.52，x2=0.38。
3.3 軸的設計計算
（一）高速軸的設計
1.軸的材料選擇
45鋼(調質）
2. 按受力估算軸徑
已知：， ，
查得，最小直徑為：
3. 劃分軸段
軸段安裝帶輪，齒輪軸段做帶輪的軸肩和放軸承蓋，軸肩和放軸承，空軸頸以及軸肩，齒輪段。
4. 確定各軸段的直徑
查表選擇深溝球軸承6208，d=40mm，D=80mm，B=18mm。
5.確定各軸段的軸向長度
高速軸構想圖
6.軸的校核
軸上載荷的確定
根據軸的結構繪制出軸的計算簡圖。在確定軸承支撐點位置時，查得6006型圓錐滾子軸承的b=13mm。軸承跨距如下：
，
，
，
，
，
按彎扭合成應力校核強度
即便取1，其中,
=1.45MPa，所以軸I安全。
（二）中間軸的設計
1.軸的材料選擇
45鋼（調質）
2. 劃分軸段
軸承段，軸肩，齒輪段。
3.確定各段的直徑
已知：， ，
查表選取深溝球軸承，代號6208，d=40mm，D=75mm，b=10mm。與軸承配合的軸徑。
大齒輪處軸頭直徑為。大齒輪定位軸肩高度
=，所以該處直徑。
小齒輪處軸頭直徑取。
4.確定各軸段的長度
按軸上零件的軸向尺寸以及零件間相對位置，參考高速級與低速級齒輪傳動尺寸表，初步確定尺寸
軸II的結構圖
5.軸的校核
軸上載荷的確定
根據軸的結構繪制出軸的計算簡圖。在確定軸承支撐點位置時，查得16009型圓錐滾子軸承的b=10mm。軸承跨距如下：
，
，
，
，
，
，
，
，
按彎扭合成應力校核強度
即便取1，其中,
=
=6.92MPa，所以軸II安全。
（三）輸出軸的設計及校核
1.軸的材料選擇
45鋼（調質）
2.按受力估算軸徑
已知：， ，
圓周力：;
徑向力：
有資料查得=110，軸段伸出段直徑為：
考慮到與電動機半聯軸器相匹配的聯軸器的孔徑標準尺寸的選用，取：查表選取深溝球軸承，代號為6212，d=60mm，D=110mm，b=22mm。與軸承配合的軸徑。
3. 劃分軸段
軸伸出段，空軸段，軸承安裝軸段，軸肩段，安裝齒輪軸段。
4. 確定各軸段的直徑
伸出段聯軸器段直徑=48mm。查手冊，選擇深溝球軸承6212，軸頸直徑。由于軸承段直徑為60mm，所以齒輪軸段直徑。齒輪定位軸肩高度=,所以該處直徑，軸承定位軸頸應取和之間，所以=55mm，=60mm。
5. 確定各軸段的軸向長度
軸III的結構圖
6.軸的校核
軸上載荷的確定
根據軸的結構繪制出軸的計算簡圖。在確定軸承支撐點位置時，查得61911型圓錐滾子軸承的b=13mm。軸承跨距如下：
，
，
，
，
軸III的扭矩彎矩圖
按彎扭合成應力校核強度
即便取1，其中,
=
=2.166MPa，所以軸III安全。
3.4. 滾動軸承選擇和壽命計算
由軸III的設計已知，選用深溝球軸承6212，由于受力對稱，故只需要校核一個。
1.查詢機械設計手冊得
,
2. 求徑向力，
3.直齒傳動無軸向力
4.計算當量載荷
5.驗算軸承壽命
因為，所以只需驗算軸承2。軸承預期壽命取用設備大修期，為3（年）×330（天）×8（小時）=7920h
故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6212。
3.5 鍵連接選擇和校核
軸III上的兩個鍵分別與聯軸器和齒輪相配合，
因為連接的兩個鍵分別為 。鍵、軸和的材料都是45鋼，齒輪是40Cr，由指導書查得許用應力，取。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由：
可見連接的強度足夠，確定選用A型鍵：
、
3.6 聯軸器的選擇和計算
1. 類型的選擇：
因為工作中有輕微振動，故選用彈性套柱銷聯軸器。
2. 載荷計算
（1）軸上所需的聯軸器
公稱轉矩：
由指導書查得工作情況系數
，故由公式得計算轉矩為：
查手冊，選用LT5型彈性聯軸器，公稱轉矩125，軸孔直徑25mm。
（2）軸Ⅲ上所需的聯軸器：
公稱轉矩：
由指導書查得，得計算轉矩為：
查手冊，選用LT7型彈性聯軸器，公稱轉矩500，軸孔直徑40mm。
3.7潤滑和密封形式的選擇
此減速器中的齒輪嚙合采用油池浸油潤滑：
根據，選用全損耗系統用油，牌號為：L-AN22，運動粘度19.8-24.2 mm2/s(40℃)。
最高轉速軸承是軸1的深溝球軸承，，可選鈉基潤滑脂L-XACMGA2，滴點160℃，工作錐入度(25℃,150g)。
4 箱體及附件的結構設計和選擇
箱體采用鑄造(HT200)制成，采用剖分式結構。
4.1機體
機體內外加肋，整體形狀輪廓呈長方形。
鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5mm。外型簡單。
4.2對附件設計
（1）視孔蓋和通氣器
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的視孔蓋改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。
（2）放油塞：
放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。
（3）油標尺：
油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。
（4）啟蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓形，以免破壞螺紋。
（5）定位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。
（6）吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤，用以起吊或搬運較重的物體。
表4.1 箱體的參數
參數名稱 符號和運算公式 尺寸(mm)
下箱座壁厚 δ 8
上箱座壁厚 δ1 8
上箱座凸緣厚度 b1=1.5δ1 12
下箱座凸緣厚度 b=1.5δ 12
地腳螺栓底腳厚度 p=2.5δ 20
地腳螺釘直徑 M20
地腳螺栓通孔直徑 22
地腳螺栓沉頭座直徑 D0 48
地腳凸緣尺寸L1 L1 32
地腳凸緣尺寸L2 L2 30
地腳螺栓數目 n 4
軸承旁連接螺栓直徑 d1 M16
軸承旁連接螺栓通孔直徑 d1’ 17.5
軸承旁連接螺栓沉頭座直徑 d0 32
剖分面圖原尺寸（扳手空間） c1 24
剖分面圖原尺寸（扳手空間） c2 20
上下相連接螺栓直徑 d2 M12
上下相連接螺栓通孔直徑 d2’ 13.5
上下相連接螺栓沉頭孔直徑 D0 26
箱緣尺寸 c1 20
箱緣尺寸 c2 16
軸承蓋螺釘直徑 d3= (0.4~0.5) M8
視孔蓋連接螺栓直徑 d4= (0.3~0.4) M6
圓錐定位銷直徑 d5≈0.8d2 M8
減速器中心高 H≈（1~1.12）a 151
軸承旁凸臺高度 h由結構確定 50
軸承旁凸臺半徑 Rδ=c2 16
箱體外壁到軸承座端面距離 K=c1+c2+（5~8） 41~44
齒頂圓到內箱距離 Δ1≥1.2δ 10
齒輪端面到內箱距離 Δ2≥δ 10
箱蓋肋厚 m1 >0.85δ 10
箱座肋厚度 m>0.85δ 10
軸承座孔長度（即箱體內壁至軸承座端面的距離） K+δ 49~52
軸承端蓋外圓 D2=
軸承孔直徑D+（5~5.5）d3 高速軸端蓋 80
中間軸 80
低速軸 110
軸承旁連接螺栓距離 S≈D2 高速軸端蓋 95
中間軸 115
低速軸 120
箱座深度 Hd 150
箱座高度 H 170
箱座寬度 Ba 271
總 結
首先要譴責一下自己，去年課程設計從設計計算到手繪圖都是自己一點一點做出來的，但因急于回家，最后的電子圖卻拿別人的交了上去，這也最終導致這門課的不及格。這次重修再做，總體來說熟悉了一些，但在電子圖上還是遇到了很多障礙，軟件功能用不熟，零件表達生澀，尺寸標注也有很大問題，整個過程是邊翻大一學的工程制圖書邊畫，最終用了3天才完成，比去年畫手繪還慢一天，這就是以前投機取巧的后果吧。另外，畫電子圖時還有好多數據都忘了，于是又將某些數據重新算了算，這也是畫得慢的原因之一。
總之，這次的課設重修讓我深刻地記住了兩點，一是永遠不要投機取巧，踏踏實實做事，二是不要怕麻煩，有些事其實做著做著就上道了，不去做永遠不會有進步和收獲。
參考文獻
[1] 張春宜.郝廣平.劉敏.減速器設計實例精解.機械工業出版社.2009.7
[2] 機械設計手冊
[3] 濮良貴.陳國定.吳立言.機械設計（第九版）.高等教育出版社.2013.5
v=1.3m/s
D=330mm
n=74.28r/min
Z=4根
選擇深溝球軸承6208
軸I安全
選取深溝球軸承6208
d=40mm
D=80mm
選擇深溝球軸承6212
軸III安全
軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6212
確定選用A型鍵：
軸一選用LT5型彈性聯軸器
軸三選用LT7型彈性聯軸器
軸承選鈉基潤滑脂L-XACMGA2潤滑
...
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