机械设计课程设计带式输送机两级圆柱齿轮减速器.doc

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1、目 录封面.01目录.02一 设计任务书031 设计任务书03二 传动系统总体设计031 传动系统方案的拟定032 电动机的选择043 传动比的分配054 传动系统的运动和动力参数计算.05三 传动系统的总体设计071 高速级斜齿轮传动的设计计算07 2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算. .13四 减速器轴和轴承装置设计191 轴的设计19（1）绘制轴的布局图和初定跨距.19（2）高速轴（1轴）的设计.20（3）中间轴（2轴）的设计.25（4）低速轴（3轴）的设计.29 2 滚动轴承的选择323 键连接和联轴器的选择34五 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.361 齿轮的润滑方式及润滑

2、剂的选择.36（1）、齿轮润滑方式的选择.36（2）、齿轮润滑剂的选择.372 滚动轴承的润滑方式和润滑剂的选择373 密封方式的选择37六 减速器箱体及附件的设计.38七 课程体会与小结.39八 参考文献.39减速器计算及说明结果一. 设计任务书1 设计任务书（1） 设计任务设计带式输送机的传动机构，采用两级圆柱齿轮减速器和开式圆柱齿轮传动。（2） 原始数据输送带有效拉力 F5000N输送带工作速度 v0.6m/s （允许误差）输送带滚筒直径 d375mm减速器设计寿命 5年。（3） 工作条件两班制工作,空载启动，载荷平稳，常温下连续(单向)运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/2

3、20V二. 传动系统总体设计1 传动系统方案的拟定。锯条自动计数分拣机传动系统方案如下图所示。图2-1 带式传动系统方案锯条自动计数分拣机机的由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱减速器3，再通过联轴器4及开式齿轮5将动力传至输送机滚筒6，带动输送带7工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。计算及说明结果2. 电动机的选择按照设计要求以及工作条件选用Y型三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380伏。（1）：电动机的容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功

4、率Pw。Pw=50000.6/1000=3.0 kW设： c联轴器效率，c=0.99g闭式圆柱齿轮传动效率，g=0.97g1开式圆柱齿轮传动效率，g1=0.95b对滚动轴承效率，b=0.99 =01122334其中：01=c=0.99仅由联轴器决定。12=bg=0.990.97=0.960323=bg=0.990.97=0.960334=bc=0.990.99=0.9801从而得到传动系统的总效率：=01122334 =0.990.96030.96030.9801 =0.7998工作机所需的功率为：Pr=3.75 Kw由表3-2所列Y系列异步电动机技术数据中可以确定，满足PwPr条件的电动机功

5、率应该为Pm=4 Kw。（2）：电动机转速的选择根据已知条件由计算得知锯条自动分拣计数机分拣轮的转速：Nw=40r/min.由表3-2初选转速为1500 r/min 和1000 r/min的电动机，对应于4 Kw的电动机型号为：Y112M-4型和Y132M-6型，将有关数据进行对比如下：表2-1 方案的比较方案号电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比Y112M-44.01500144047.12Y132M-64.0100096031.41Pw=3.0 kWPr=3.75 KwPm=4 KwNw=40r/min计算及说明结果通过对这两种方案的比较可以看出：

6、方案选用的电动机转速高、质量好、价格低，总传动比为47.12，这对三级减速传动而言不算大，故选方案较为合理。Y112M-4型三相异步电动机的额定功率Pm=4kW,满载转速=1440r/min。由表3-3查得：电机中心高H=112mm，轴伸出部分用于装联轴器段直径和长度分别为：D=28mm，E=60mm。3. 传动比的分配带式传动系统的总传动比为：i=36由传动系统方案知：i=1 (联轴器联结) ; i=3.06;由计算可得两级圆柱齿轮传动总传动比为：i= =11.78为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS510N=60ant=601368（823005）

7、=5.310510根据文献3中图3-30取接触强度计算寿命系数Z=Z=1.因一对齿轮均为软尺面，故工组硬化系数Z=1.一般设计中取润滑系数Z=1.小齿轮1选用45号钢大齿轮2选用45号钢计算及说明结果按文献【3】中表3-8，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数S1。将上述各值带入需用应力计算公式：= Z Z Z111590MPa。= Z Z Z111450 MPa。（3）：按齿面接触强度计算中心距a。由文献【3】中式3-40:a(u+1) mm初设螺旋角： 10（最后由几何条件决定）理论传动比： iu3.913大齿轮转矩： T=920.51 Nm齿宽系数： 0.35初取载荷系数：

8、 K1.75弹性系数： Z=189.8（见文献【3】中表3-9）初取节点区域系数： Z=2.475初取重合度系数： Z=0.80初取螺旋角系数： Z=0.992将以上数据代入中心距计算公式：a(u+1)（3.9131）107.25mm按表4-2取减速器标准中心距a112mm590MPa450MPaa112mm计算及说明结果（4）确定主要参数和计算主要尺寸模数m按经验公式：m（0.010.02）a1.122.24mm，要求m1.52mm，按文献【3】中表3-2，取标准模数m2mm。齿数Z和ZZ22.45ZZ u22.453.91387.85经圆整后取：Z 22； Z87实际传动比：iu=3.95

9、5.传动比误差： =-1% （在题目给定的5误差范围内）.确定螺旋角cos=0.973.=arccos0.973=12.29(在8-20度取值范围内，取小齿轮旋向为右旋，大齿轮旋向为左旋)分度圆直径d和 d。因为：d所以：d45.211mm。d178.788mm。齿宽b和b。 bba1120.3539.2mm.m2mmZ 22 Z87=12.29d45.211mmd178.788mmb39.2mm计算就说明结果取齿宽b40mm. b=b+(510)=4550mm.取齿宽b45mm.载荷系数K按文献【3】中表3-6，取使用系数K1。根据齿轮圆周速度：V3.41m/s按文献【3】中表3-7，取齿轮

10、精度为8级，和图3-10（b）当0.75时，动载荷系数K=1.05。按文献【3】中图3-15，当0.885。齿向载荷分布系数：K=1.075。由文献【3】中式3-5计算得端面重合度和纵向重合度分别为：【1.88-3.2（+）】cos【1.88-3.2（）】cos13.291.6521.463按文献【3】中图3-16，当总重合度 +1.652+1.4633.115时，齿间载荷系数：K=1.42.最后求得载荷系数：K= K K K K=11.051.0751.42=1.603.节点区域系数Z按文献【3】中图3-28，当螺旋角13.29时，节点区域系数b45mm计算及说明结果Z2.45。重合度系数Z

11、.按文献【3】中在式3-34算的重合度系数：Z0.778螺旋角系数Z.按文献【3】中式3-36计算得螺旋角系数：Z0.987。由上面-得：K(Z ZZ)=1.603(2.450.7780.987)=5.674而原估算的K(Z ZZ)=1.75（2.4750.80.992）=6.751因K(Z ZZ)310N60601368（823005）5.310310按文献【3】中图3-23。取弯曲强度计算寿命系数Y=Y=1.按文献【3】中图3-24。当m=5mm时，尺寸系数Y1。按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数Y=2.计算及说明结果按文献【3】中表3-8，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最

12、小安全系数1。将以上数值代入许用应力公式：=（6）：验证轮齿弯曲强度按文献【3】中式3-24 MPa MPa根据当量齿数：按文献【3】中图3-19和3-20，取齿行修正系数和应力修正系数分别为：2.67；2.20；1.58；1.78。按文献【3】中式3-11算得重合度按文献【3】中图3-38，当纵向重合度为1.463时，螺旋角系数.将以上数据代入弯曲应力计算公式得： 47.90 MPa计算及说明结果 50.02 MPa因；5N=60ant=601122.26（823005）=1.76105根据文献3中图3-30取接触强度计算寿命系数Z=Z=1.因一对齿轮均为软尺面，故工组硬化系数Z=1.一般设

13、计中取润滑系数Z=1. 按文献【3】中表3-8，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数S1。将上述各值带入需用应力计算公式：= Z Z Z 111590MPa。 Z Z Z111460 MPa。（3）：按齿面接触强度计算中心距a由文献【3】中式3-40:a(u+1) mm理论传动比： iu3.01大齿轮转矩： T=267.4 Nm齿宽系数： 0.35初取载荷系数： K1.8弹 性 系 数： Z=189.8（见文献【3】中表3-9）初取节点区域系数： Z=2.5初取重合度系数： Z=0.88将以上数据代入中心距计算公式： 590MPa460 MPa计算及说明结果a(u+1)（3. 0

14、11）159.35mm。按表4-2取减速器标准中心距a160mm。（4）确定主要参数和计算主要尺寸模数m按经验公式：m（0.010.02）a1.63.2，要求m1.5-2mm，按文献【3】中表3-2，取标准模数m2.5mm。齿数Z和ZZ31.92ZZ u3.923.0196.32经圆整后取：Z 32； Z96。实际传动比：iu=3.0传动比误差：=0.3%（在题目给定的5内）.分度圆直径d和 d 因为：dmZ所以：dm Z80mm。dm Z240mm。齿宽b和b。bba1600.3556mm.取齿宽b55mm. b=b+(510)=6065mm.取齿宽b60mm.a160mmm2.5mmZ 3

15、2Z96d80mmd240mmb55mmb60mm计算及说明结果载荷系数K按文献【3】中表3-6，取使用系数K1。根据齿轮圆周速度： V1.54 m/s按文献【3】中表3-7，取齿轮精度为8级。按文献【3】中图3-10（a），当0.493时，动载荷系数K=1.05.按文献【3】中图3-15，当0.69时，K=1.05.由文献【3】中式3-5计算得端面重合度为：【1.88-3.2（+）】cos 【1.88-3.2（）】cos0 1.75按文献【3】中图3-16，当总重合度 =1.75时，齿间载荷分配系数：K=1.23最后求得载荷系数：K= K K K K=11.051.051.23=1.35.重

16、合度系数Z.按文献【3】中在式3-20算的重合度系数： Z0.866。由上述-知：KZ=1.350.866=1.012而原估取KZ=1.80.88=1.394。因KZKZ， 故原设计偏于安全，不再重新进行有关设计计算。（5）：确定需用弯曲应力,.根据文献【3】中式3-14: MPa计算及说明结果按文献【3】中图3-21（c）和（a），取弯曲疲劳极限应力；。根据弯曲应力变化总次数：N60601368（823005）5.30103.010N60601122（823005）1.76103.010按文献【3】中图3-23。取弯曲强度计算寿命系数Y=Y=1.按文献【3】中图3-24。当m=5mm时，尺寸

17、系数Y1。按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数Y=2.按文献【3】中表3-8，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数1。将以上数值代入许用应力公式：=（6）：验证轮齿弯曲强度按文献【3】中式3-10 MPa MPa根据齿数Z 32,Z96，按文献【3】中图3-19和3-20，取齿行修正系数和应力修正系数分别为：2.50；2.20；1.63；1.78计算及说明结果按文献【3】中式3-11算得重合度将以上数据代入弯曲应力计算公式得： MPa 60.69 MPa MPa58.26MPa因：,=mm由文献【3】中表7-1，轴的材料为45好2钢，调质处理，637MPa。由文献【3】中表

18、7-4，插值得58.7MPa。取折算系数0.6。将以上数据代入轴计算截面（C截面）直径计算公式：D=19.36mm.:轴的结构设计按照经验公式，减速器输入轴的轴端直径：d（0.81.2）d（0.81.2）3822.433.6mm参考联轴器标准轴空直径 ，取减速器高速轴的轴端直径为d25mm；R=841.05NR=324.08NM=0；M=0M=39949 N.mmM=38079 N.mmT=24620 N.mmd25mm计算及说明结果根据轴上零件的布置，安装和定位要求，初定各轴段的直径和长度，其中轴头轴颈结构尺寸应与轴上相关零件联系起来统筹考虑。轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：25 30 35

19、 40 45mm安装半联轴器处轴段直径：第一组：20 22 24 25 28mm 第二组：25 28 30 32 35mm 第三组：32 35 38 40 42mm注：因此轴段安装的半联轴器与电动机轴安装的半联轴器为同一型号联轴器，故此轴段直径应在电动机轴直径所在同一数据中选定。安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸可以参考表5-2确定。表4-1 轴肩结构尺寸drcd18301.01.6d=d+(34)c计算所得的数据应圆整。30501.62.050802.02.5801202.53.0注意：在安装联轴器处，当直径d受到轴颈直径和联轴器轴径限制时，允许按照d=d+(2-4)c取值；或者此处不设计轴肩，

20、可以借助于套筒实现联轴器的轴向定位。因为d25mm，所以轴端直径处的轴肩直径d25+（24）1.628.231.4，取d30mm。故轴承内径应该取d30mm。减速器高速轴的结构如下图：图4-3 减速器高速轴的结构图d30mmd30mm计算及说明结果（3）：中间轴（2轴）的设计：选择轴的材料和热处理。选用45号钢，调质处理。：轴的受力分析。轴的受力分析如图(a)所示，图中：ll167mm； l=n/2+c+k+b/248.5mm；ll -l118.5mm；ln/2+c+k+b/256（a）：计算齿轮的啮合力F1034.86NFF1034.86387.02N；FF tan1034.86tan13.

21、29244.44N；F2312.75N；FFtan2312.75tan20841.77N；（b）：求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图如图(b)所示。F1034.86NF387.02NF244.44F2314.75NF841.77N计算及说明结果图4-4 中间轴二轴的受力分析（a） 轴的受力简图（b） 轴在水平面内的受力简图（c） 轴在垂直面内的受力简图R=1509.85 N；R= F+ F -R1034.86+2312.75-1509.85=1837.76 N；M=M=0;M= 73228N.mmM= 102915N.mm。轴在水平面内的弯矩图略。（c）：求垂直面内

22、的支承反力，作垂直面内的弯矩图。R1509.85 NR1837.76NM=M=0M=73228N.mmM=102915N.mm计算及说明结果轴在垂直面内的受力简图如图(c)所示：R=138.50N； R= F+ F- R =841.77-387.02-138.50 =316.25NM=M=0;M=6717N.mm;M=-15134 N.mmM= 17710 N.mm.轴在垂直面内的弯矩图略（d）：求支承反力，作出轴的合成弯矩图。R=1516.19 NR=1864.77 N(轴向力F244.44N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端固定式组合方式 ，故轴向力作用在轴承B上)M=0;M=0; M=73535 N.mm;M=74776 N.mm;M=104428 N.mm.T=9550=92510 N.mm轴的合成弯矩图转