二级齿轮减速器说明书.docx

青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称：带式输送机传动装置设计学院：机电工程系专业班级：学号：学生：指导老师：青岛理工大学琴岛学院教务处2014年6月28日机械设计课程设计评阅书题目带式输送机传动装置设计学生姓名学号指导教师评语及成绩指导教师签名：年月日答辩评语及成绩答辩教师签名：年月曰教研室意见总成绩：室主任签名：年月日摘要II设计说明书11.1设计题目112.1:11.3 原始技术数据11.4 设计工作量12机械装置的总体设计方案21.1 1电动机选择21.2 传动比分配31.3 运动和动力参数计算33主要零部件的设计计算51.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计51.2 轴系结构设计121.3 键、键槽的选择及其校核174减速器箱体及其附件的设计184. 1箱体结构设计184.2减速器附件的设计195、运输、安装和使用维护要求205. 1减速器的安装205.1 使用维护205.2 减速器润滑油的更换20总结21致谢22参考文献23摘要机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝贵意见。最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。关键字：机械设计二级圆柱齿轮减速器1设计说明书1.1 设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图1-1所示。1.2 工作条件连续单向运转，有轻微振动，空载启动,经常满载，使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。1. 3原始技术数据表1.1展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据数据组编号1234567卷筒驱动的牵引力F(KN)2.72.42.32.71.52.22.3运输带工作速度v(ms)1.951.951.951.951.11.11.1卷筒直径D(mm)360320300280220240300本设计说明书以第2组数据为设计依据，齿轮类型为斜齿软齿面齿轮1.4设计工作量(1)减速器装配图一张(A0号图纸)(2)零件工作图二张(A3号图纸)(3)设计说明书一份。2机械装置的总体设计方案2.1 电动机选择2.1.1 选择电动机类型按工作要求选用Y系列(IP44)全封闭自崩冷式笼型三相异步电动机。该电动机的工作条件为：环境温度T5-+40,相对湿度不超过90乐电压380V,频率50HZ。2. 1.2选择电动机容量电动机所需工作功率(KW)为Pd工作机所需功率匕(KW)为P”产v=4.68ZW传动装置的总效率为按机械课程设计手册表2-4确定各部分效率为：滚动轴承7=0.99,联轴器效率为"2=0.99，闭式齿轮传动效率%=097,卷筒效率=096,代入得t7=O.992×0.993X0.972×0.96=0.87所需电动机功率为Pd=-=468&W=5.38AW"0.87因载荷平稳，电动机额定功率匕”略大于巴即可。由机械课程设计手册表20-1,Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为5.5kW。3. 1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速=116.38(r/min)_60×100Ov_60×100Ox1.95TrD3.14x320通常，二级圆柱齿轮减速器为4=36,故电动机转速的可选范围为n,d=fnw=(32-62)×133r/min=(11974788)rmin符合这一范围的同步转速有1000rmin和1500rmin,其中减速器以1500和100Ormin的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械课程设计手册第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表2.1.表2.1额定功率为时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率ZkW同步转速72w(rmin)满裁转速72w(rmin)电动机质量kg1Y132S-45.515001440682Y132M-47.51500144081表2.1中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案1,即所选电动机型号为Y132S-4。2.2传动比分配2.2.1总传动比nll,_1440«7116.38=12.372.2.2分配传动装置各级传动比减速器的传动比，为12.37,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i=（1.11.5均，为了分配均匀取匕=12；,计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i=4.01,低速级的传动比（2=3.08o2.3运动和动力参数计算o轴（电动机轴）：P0=Pti=5.5kWn0=nm=1440rminK）=9550-=3.648×IO4N*mmo1轴（高速轴）：P=P0l=5.5ZWXO.99=5.445女Wn1=n0=1440rminTx=9550-=3.611×104*mm«12轴（中间轴）：P2=Py23=5.23W1440q.n./%=-l=359.l()rminil4.01T2=9550-=13.9×104V*wwn23轴(低速轴)：P3=P22r3=5.02ZWn3=116.59rminZ2T3=9550刍=41.IxlO4N*丽%运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表2.2如下:表2.2各轴运动和动力参数项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速(rmin)14401440359.10116.59功率(kW)5.55.4455.235.02转矩(N*m)36480361101390004110003主要零部件的设计计算3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计3.1.1 高速级齿轮传动设计1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）o3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大齿轮材料用45钢，小齿轮材料用40Cr,热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS,二者材料硬度差为40HBSo4）选小齿轮的齿数z=24,大齿轮的齿数为Z?=4.01x24=96.24,z2=97o2 .按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即&J2U（¾2（1）确定公式内的各计算数值D试选载荷系数K/=1.32）由以上计算得小齿轮的转矩T1=3.611×IO4Vmm3）查表及其图选取齿宽系数或/=1,材料的弹性影响系数Z£=189.8MR按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限bmhn=700MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限S"m2=550MP4.°4）计算应力循环次数N1=6071=60×1440×1×(2×8×300×10)=4.147X109="=4.14726osXK)4.045）按接触疲劳寿命系数Khm=0.92=0.956）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=IHNl由=im得b/=K-5m=644MP0S=522.5MP（2）计算：D带入口中较小的值，求得小齿轮分度圆直径4的最小值为4,a2KHR+1(ZlZEZfZ巨产=34.082)圆周速度:11dun3.14×34.08×1440,V=2.57m/S60x100060×10003)计算齿宽:b=ddll=×34.08=34.08;?/?4)计算齿宽与齿高比:w砧d34.08.模数：tn.=il=1.42/w/nZ124齿高:h=2.25w=2.25×1.42=3.195nn-=10.67h5)计算载荷系数：根据I/=2.57,/S,7级精度，查得动载系数Kv=1.l对于斜齿轮KHa=I.5；KFa=I.2查得使用系数KA=I用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置时，K,.=1.416由2=10.67,Kti=A6可查得K”=1.34nPh"夕rP故载荷系数w=KAKVK.K砂=2.926)按实际载荷系数校正分度圆直径:29234.08X寸，-=44.63加加V1.37)计算模数:4×COS44.63XCOSI4tn=-=1.8OmmZl243.按齿根弯曲强度计算:弯曲强度设计公式为"7姐2JJ（1）确定公式内的各计算数值D查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MRz;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380M¼2）查图取弯曲疲劳寿命系数Kw=O85,KW2=088;3）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=I,得rI=KWFhml=.5干0°=303.57MPa=K-2叫m2=°88x380=238.86MPa1.FJ2S14）计算载荷系数K.KF=KAKVKFaKF=275）查取齿形系数.查表得1.=2.62;丫鹿=2.186）查取应力校正系数.查表得1.=16匕2=1.837）计算大、小齿轮的YV'F(JSaKT并加以比较.-=0.014FfJiYIFadSa2=0.017大齿轮的数值大.（1）设计计算2×1.3×3.61IxlO4×0.681x0.778×COS2141×2420.01Imm-1.114mm实际计算取标准的模数，mn=1.5分度圆直径4=44.631.,算出小齿轮齿数29,dCOS44.63×COSl4Zl=tnn1.5大齿轮齿数z2=4.01×29=116.3,z2=117.这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑,避免浪费。4.几何尺寸计算(1)中心距:”亿+ZM=(29+117)x1.552.852由2COS2CQS14将中心距圆整为115mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos(4+Z2)S,=7.792a(2)分度圆直径:C0SCOSl7.79(3)d2=2二117x1.5二84.31m7COSCOSl7.79齿轮宽度:b=,a=45.68加九取B2=45nm,B1=50/mz3.1. 2低速级齿轮传动设计1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数D按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2)运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)o3)材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大齿轮材料用45钢，小齿轮材料用40Cr,热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS,二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮的齿数z=24,大齿轮的齿数为Z2=24x3.08=73.92,z2=7402 .按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即d2f,jS（¾23 %j22）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Km=1.32）由以上计算得小齿轮的转矩T2=139xK）4N加3）查表及其图选取齿宽系数£/=1,材料的弹性影响系数Ze=189.8MP-,按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限bmhn=700MRZ；大齿轮的接触疲劳强度极限。用加2=550MRz.。4）计算应力循环次数Nl=60n2j1.h=60×359.10×l×（2×8×300×10）=1.03x109N2=0.33×1095）按接触疲劳寿命系数Khn=091Khn2=0936）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=I口1=-"N*”=637MPa由H=-得KS3=511.5MPa（2）计算:1）带入口中较小的值，求得小齿轮分度圆直径力,的最小值为乩>2=55,446,三NSdtw22）圆周速度：叫nV=1.04n/s60x10003)计算齿宽：b=dd2l=1×55.446=55.446三4)计算齿宽与齿高比：d55446模数：m=:=2.3mmZ124齿高：h=2.25ml=5.20/m?5)计算载荷系数：查得动载系数Kv=1.05对于斜齿轮KHa=1.42;K良=1.2查得使用系数Ka=I用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置时，=1.420由2=10.67,Kh.=1.420可查得Km=1.31nPhriPrP故载荷系数KH=KAK-K.-K砂=2.2376)按实际载荷系数校正分度圆直径：J2=d2t=66.437九八斗笆姑洲fd.COS66.437×COSl4,aoa7)计算模数：机=-=2.686wnZ1243.按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为2KRT2Y"COS24YFJG(T-磕-xl(2)确定公式内的各计算数值查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限bimi=50MR;大齿轮的弯曲疲劳强度极限叫汕2=380MR/;查图取弯曲疲劳寿命系数K.=0.85,K.2=0.88;计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得bj=1=303.57MPaSr2="产怛Z=238.86MP4S计算载荷系数K.KF=KAKvKFaKFf)=2.128）查取齿形系数.查表得=2.62;1.2=2.23.9）查取应力校正系数.查表得Ysal=1.6;/&,2=1.77YV10）计算大、小齿轮的岩手并加以比较.-=0.014FfJiYV浮浮=0.017大齿轮的数值大.（3）设计计算2产铲僚M实际模数取标准的模数，mn=2.5o分度圆直径4=66.437“，算出小齿轮齿数mn大齿轮齿数z2=3.08×26=80.08,z2=81.4.几何尺寸计算（1）中心距：=137&刀7（z+Z2X_（26÷81）×2.52COS2COSi4将中心距圆整为140Inm=17.18C（Z,+Z,）znarcos-按圆整后的中心距修正螺旋角2a（2）分度圆直径:=68.03%=211.96nn?Z"_26×2.5COSCOSl7.18ZM、_81×2.5COSCOSl7.18（3）齿轮宽度:b=68.03取B2=70mm,Bl=75mm3. 2轴系结构设计3.1.1 高速轴的轴系结构设计一、轴的结构尺寸设计根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分7段,其中第6段为齿轮轴,如图3-1所示：图3-1高速轴结构简图由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同,均为45钢,热处理为调制处理，材料系数4为112。所以，有该轴的最小轴径为：dwo5C=39.48m标准化取J11=39.48(1+6%)=41.85w三其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表3.1高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段4；之A）-产2236k=1.-2d2由R角尺寸确定九=42+2z+425第2段z=(2-3)R1.50第3段3由R2和轴承孔径确定3048.75第4段44由轴承孔径和氏3确定35由定位尺寸A-B确定46九由44和凡确定45第5段1.151.410第6段由齿轮轴和d4确定381.16由定位尺寸A-B确定777由轴承孔径和R角确定30第7段G由轴承宽度和定位尺寸4-B确定20.753.1.2 中间轴的轴系结构设计一、轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分5段,其中第2段是齿轮轴，第4段安装齿轮。如图3-2所示：图3-2中间轴结构简图由于结构及工作需要材料均为45钢,热处理为调制处理,取材料系数A0=112所以,有该轴的最小轴径为：d.Aop-=27.40n因键槽开在中间，其影响不预考虑，标准化取4=30其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表3.2中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果W27第1段1.21=B1+Bh45第2段，d22=J21+2/?力=6（23）70齿轮轴齿顶高1.21=B1-I65d23由齿轮轴分度圆直径确定53第3段由定位尺寸A-B确定10由齿轮圆和尺确定48第4段25=By-I43“26=d240第5段由轴承宽度和套筒长度确定套筒长度取50503.1.3 低速轴的轴系结构设计一、轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共七段,如图3-3所示:G33图3-3低速轴结构简图考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数0=112所以,有该轴的最小轴径为：d3lfA0=42标准化取心=42Vn3其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表3.3低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果4：、居42第1段Vn3£31（由联轴器宽度尺寸确定）82=1+2（2-3）/?,50第2段50d33由轴承尺寸和R2确定55第3段43=8（轴承宽度）-259.5第4段=%+2（23限67由定位尺寸A-B确定77七=44+2（23）472第5段1.351.4A%=（23）叫12第6段有分度圆和齿轮确定60Z-36=齿宽-2665531.5=c/331.二、轴的强度校核低速轴的受力模型简化及扭矩图图3-4低速轴的受力模型简化及扭矩图强度校核：%=M+(a"=14.88MPa小于瓦=6074,故安全。W三、轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即14400h.校核步骤及计算结果见下表：计算步骤及内容计算结果30311A端B端由手册查出Cr、COr及e、Y值Cr=145kNCOr=I12kNe=0.68确定X、Y值X=IY=O查载荷系数fp1.2计算当量载荷P=fp（XFr+YFa）Pa=3469Pb=1849计算轴承寿命l_16671CrY,0勺max(PA24399Ih大于14400h表3.4轴承寿命校核步骤及计算结果由计算结果可见轴承30311合格。3.3键、键槽的选择及其校核一轴处键的选择：联轴器处的键取Z?X/2=6X6,键长28,GB/T1096-2003二轴处键的选择：齿轮处键取力xz=10x8,键长50,材料选45钢（键）、40Cr（轴）三轴处键的选择：联轴器处的键取力z=128,键长56；齿轮处键取力z=18ll,键长40。材料选45钢（键）、40Cr（轴）键的校核：键的许用应力校核,查手册其=IlOMPa低速轴联轴器处键校核：p34000TdIk4000x41811x38x60=67MPa<p故安全。4减速器箱体及其附件的设计4.1箱体结构设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=225）表4.1箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果箱座壁厚O.025a+3=88考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚1O.02a+3288箱座凸缘厚度b1.512箱盖凸缘厚度bl1.512箱座底凸缘厚度b22.520地脚螺栓直径df0.036a+1220地脚螺栓数目na250时,n=44轴承旁联结螺栓直径di0.75df10箱盖与箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)df14轴承端盖螺钉直径和数目d3,n(0.40.5)df,n5,4窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df6定位销直径d(0.70.8)d27轴承旁凸台半径RlC224凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准40外箱壁至轴承座端面距离11C1+c2+(510)25大齿轮顶圆距内壁距离>1.210齿轮端面与内壁距离>45箱盖、箱座肋厚mi.mm10.851=8.5户0.85=8.57轴承端盖凸缘厚度t(11.2)d312轴承端盖外径D2D+(55.5)d392,102,160螺栓扳手空间与凸缘厚度安装螺栓直径dxM8MlOM12M16至外箱壁距离Clnin13161822至凸缘边距离C2»in11141620沉头座直径Dnin202426324. 2减速器附件的设计图4-1油塞图4-2通气螺塞5运输、安装和使用维护要求5.1减速器的安装（1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。（2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循环流畅。（3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。（4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。（5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转l3h后方可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100；并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障，应及时排除。5. 2使用维护本类型系列减速器结构简单牢固，使用维护方便，承载能力范围大，公称输入功率0.856660kw,公称输出转矩100410000N.m,不怕工况条件恶劣，是适用性很好，应用量大面广的产品。可通用于矿山、冶金、运输、建材、化工、纺织、轻工、能源等行业的机械传动。但有以下限制条件：1 .减速器高速轴转速不高于100ormin;2 .减速器齿轮圆周速度不高于20ms;3 .减速器工作环境温度为一4045C,低于OC时，启动前润滑油应预热到8C以上，高于45时应采取隔热措施。4 .3减速器润滑油的更换（1）减速器第一次使用时，当运转150300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器,每5001000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器,每12003000h换油一次。（2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。（3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。（4）工作中，当发现油温温升超过80或油池温度超过IO（TC及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的情况和检验中发现的问题应做认真的记录。总结这次机械设计课程设计让我受益良多，它把我们这学期所学知识全部综合起来了，还用到了许多先前学过的课程,例如金属工艺学,材料力学,机械原理等.但通过这次机械设计学到了许多，不仅是在知识方面，重要是在观念方面。我在这次设计中出现了许多问题，经过常老师得指点，我学到了许多课本上没有的东西他并且给我们讲了一些实际用到的经验。实践出真知，通过设计我增加了很多实战经验，让我更加了解机械。总之，这次机械设计虽然很累,但是我学到了好多自己以前没有经历的经验。转眼四周的时间过去了，感觉时间过得真快，忙忙碌碌终于把机械设计做出来了，虽然过程很累很枯燥，但我很充实，我学到了许多知识，对我以后的工作提供了帮助。致谢通过这四周的学习和努力，这次课程设计圆满结束，由于知识的欠缺，课程设计过程中有很多不明白的地方，在这里衷心感谢指导老师林国英老师的指导与帮助，以及一起学习的同学们的支持，让我按时完成了这次课程设计，也让我更加明白了团队合作的重要性，对我以后的学习和生活有很大的帮助，再次感谢指导老师林国英老师的细心教导,感谢同学们热心的帮助，谢谢。参考文献1濮良贵主编.机械设计第八版高等教育出版社，20062王鼠何小柏主编.机械设计课程设计第1版机械工业社，20043申永胜主编.机械原理清华大学出版社，19994刘鸿文主编.材料力学高等教育出版社，20045甘永力主编.几何公差与测量第五版上海科学技术出版社，2003