机械设计课程设计带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.doc

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1、展开式二级圆柱齿轮减速器(二)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。传动装置简图如右图所示。(1)带式运输机数据见数据表格。(2)工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为5%。(3)使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4)生产批量及加工条件小批量生产。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定带传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份。4.数据表运输带工作拉力F/N1900180016002200225025002450

2、190022002000运输带工作速度v/(m/s)1.31.351.41.451.51.31.351.451.51.55运输带滚筒直径D/mm250260270280290300250260270280目录第一章 绪论41.1 选题的目的和意义41.2 研究的内容及选用方法4第二章 设计要求4第三章 传动系统的整体设计5 3.1 选择电动机5 3.1.1 类型5 3.1.2 电动机容量选择5 3.1.3 电动机的转速选择6 3.2 传动比分配6 3.3 计算传动装置的运动和动力参数7第四章 传动零件设计8 4.1 V带传动的设计8 4.1.1 V带的基本参数8 4.1.2 带轮结构的设计11

3、 4.2 齿轮传动设计（高速级）114.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数114.2.2 按齿面强度设计114.2.3 按齿根弯曲强度设计13 4.3 齿轮传动设计（低速级）15 4.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数154.3.2 按齿面强度设计154.3.3 按齿根弯曲强度设计174.3.4 斜齿轮各参数的确定19第五章 各轴设计方案21 5.1 轴的设计21 5.2 中间轴的设计及轴承的选取22 5.3 中间轴的受力和弯矩图22 5.4 高速轴的设计及联轴器的选取26 5.5 低速轴的设计及联轴器的选取27第六章 减速器箱体与附件的设计27第七章 润滑与密封29第八章 设

4、计小结29参考文献30第一章 绪论1.1 选题的目的和意义减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。 减速器的种类很多，这里我们涉及圆柱齿轮组成的减速器，最普遍的是展开式二级圆柱齿轮减速器，它是两级减速器中最简单、应用最广泛的一种。二级圆柱齿轮减速器分为展开式、分流式、同轴式，i=840，用斜齿、直齿、人字齿。两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑。轴线可以水平、上下、垂直布置。它的齿轮相对于支撑位置不对称，当轴产生变形时，载荷在齿轮上分布的不均匀，因此，轴应设计的具有较大的刚度，并使齿轮远离输入端或输出端。

5、我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。1.2 研究的内容及选用的方法我们本次设计的题目是二级圆柱斜齿轮减速器，我们对这次设计的对象有了更深入的了解。另外，我们通过设计可以更加详尽的了解各部分的功能和设计要求，比如，带轮的设计、齿轮的设计及轴的设计、箱体的各部分零件的尺寸计算等等。同时，我们还要选取其它附属部件，如键、轴承、联轴器等。在本次设计中，我们将运用CAD辅

6、助绘图，这也给我们带来了极大的便利。第二章设计要求设计条件：运输带工作拉力：F=2000N运输带的速度：； 运输带滚筒的直径：；载荷性质：空载起动,单向、连续运转，工作中有轻微振动。工作时间：；工作寿命：10年（设每年工作300天）。第三章 传动系统方案的总体设计3.1电动机的选择 3.1.1选择电动机类型 Y系列三相异步电动机。3.1.2电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率设： 一对流滚动轴承效率。 =0.99计 算 及 说 明结 果为齿式联轴器的效率。 =0.99为8级齿轮传动的效率。 =0.97输送机滚筒效率。 =0.96估算传动系统的总效率：工作机所需的电动机功率为：

7、 Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。,因此综合应选电动机额定功率3.1.3、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速方案比较方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比Y160M411.0KW1500146024.31Y160L611.0KW100097016.01通过两种方案比较可以看出：方案选用电动机的总传动比为15.99，适合于二级减速传动，故选方案较为合理。Y160L6型三相异步电动机额定功率为11.0kw，满载转速为970r/min,电动机中心高H=160mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：D=42mm、E=110mm3.2传动比的分配带式输送

8、机传动系统的总传动比：.1 传动系统各传动比为：计 算 及 说 明结 果3.3 计算传动装置的运动和动力参数传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴 1轴减速器中间轴 2轴减速器中间轴 3轴减速器低速轴4轴工作机 计 算 及 说 明结 果轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速1440144030382.7982.79功率3.823.593.443.313.24转矩23.8723.63104368360联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比14.753.661传动效率0.990.96030.96030.9801(单位：； PkW; TNm)第四章 传动零件设计4.1 V带传

9、动设计4.1.1 V带的基本参数1、确定计算功率：已知：p=3.6kw；i=4.75；查机械设计基础表13-8得工况系数：；则： 2、选取V带型号：根据、查机械设计基础图13-15选用A型V带3、确定大、小带轮的基准直径1）初选小带轮的基准直径：；2）计算大带轮基准直径：；根据机械设计基础表13-9查得：圆整取，误差小于5%，是允许的。4、验算带速：带的速度合适。5、确定V带的基准长度和传动中心距：1）中心距：初选中心距取中心距 ，符合2）基准长度：对于A型V带选用3）实际中心距：6、验算小轮上的包角：由得小轮合适主动轮上的包角合适。7、计算V带的根数：1），查机械设计基础表13-3得：；2）

10、，查表得：；3）由查表得，包角修正系数4）由，与V带型号A型查表得：综上数据，得取合适。8、计算预紧力（初拉力）：根据带型A型查机械设计基础表13-1得：9、计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。10、V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A31800中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)614.541251005.94.1.2 带轮结构的设计 1带轮的材料： 采用铸铁带轮（常用材料HT200） 2. 带轮的结构形式： V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，=90mm 较小，所以采用实心式结构带轮。4.2 齿轮传动设计（高速级）4

11、.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB10095-88）3)材料选择。 由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.7517=79.75取Z2=80。5)选取螺旋角。初螺旋角为=1404.2.2 按齿面强度设计即：1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt=1.6（2） 由文献【一】图10-30得ZH=2.433（3） 由文献【一】图10-30得：（4） 计算小齿轮传递的转矩P1/n1=95

12、.51053.59/1440=2.5104Nm各参数如左图所示计 算 及 说 明结 果(5) 文献【一】表10-7得：(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的疲劳强度极限。(8)设每年工作时间按300天计算(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数(10)疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1。2)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t(2)计算圆周的速度：(3)计算齿宽b及模数mnt计 算 及 说 明结 果H=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度(5)计算

13、载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=1.10;由查得：KH=1.41;KF=1.3;KHa=KFa=1.4(6)按实际的载荷系数校正所算得的(7)计算模数Mn 4.2.3 按齿根弯曲强度设计： 1）确定计算参数(1)计算载荷系数(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得(3)计算当量齿数： (4)查取齿形系数，由表10-5查得：(5)查取应力校正系数，由表10-6得：(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa计 算 及 说 明结 果大齿轮的弯曲疲劳强度极限(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,

14、KFN2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。大齿轮的数值大)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=39.66mm来计算应有的齿数。于是由取则3)几何尺寸计算)计算中心距将中心距圆整为113mm2)按圆整后中心距修正螺旋角mm计 算 及 说 明结 果)计算大、小齿轮的分度圆直径 )计算齿轮宽度圆整后取4.3 齿轮传动设计（低速级） 4.3.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及

15、齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度高，故用7级精度（GB10095-88）3)材料选择。 由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.6617=62取Z2=62。5)选取螺旋角。初螺旋角为=1404.3.2 按齿面强度设计即：2） 确定公式内的各计算数值（1）试选Kt=1.6（2）由文献【一】图10-30得ZH=2.433（3）由文献【一】图10-30得：计 算 及 说 明结 果(4)计算小齿轮传递的转矩P2/n2=95.51053.7818/144

16、0=25.0767104Nm(5) 文献【一】表10-7得：(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。(8)设每年工作时间按300天计算(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数(10)疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1。2)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t(2)计算圆周的速度：(3)计算齿宽b及模数mnt 计 算 及 说 明结 果H=2.25mnt=2.045mm b/h=60.19/7.7=7.8(4)计算重合度(5)计算载荷系数K根据v=1m/s、7级精度，由文献【一】图10

17、-8查得动载系数Kv=0.7;由查得：KH=1.422;KF=1.33;KHa=KFa=1.4(6)按实际的载荷系数校正所算得的(7)计算模数Mn 4.3.3 按齿根弯曲强度设计： 1）确定计算参数(1)计算载荷系数(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)计算当量齿数： H=2.25mm计 算 及 说 明结 果(4)查取齿形系数，由表10-5查得：(5)查取应力校正系数，由表10-6得：(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88(8)计算

18、弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。大齿轮的数值大)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=3mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由取则计 算 及 说 明结 果3）.几何尺寸计算)计算中心距将中心距圆整为139mm2)按圆整后中心距修正螺旋角)计算大、小齿轮的分度圆直径)计算齿轮宽度圆整后取：4.3.4 斜齿轮各参数的确定名称符号高速1齿高速2齿低速1齿低速2齿螺旋角13.4013.4014.250

19、14.250法面模数2.52.533端面模数2.572.573.093.09法面压力角200200200200端面压力角20.5020.5020.6020.60法面齿距7.857.859.429.42端面齿距8.708.709.729.72法面齿顶高系数1111法面顶隙系数0.250.250.250.25法面基圆齿距7.387.388.858.85齿顶高2.52.533齿根高3.1253.1253.753.75法面齿厚3.9253.9254.714.71齿顶圆直径71.82308.2692.52308.82齿根圆直径60.57297.0179.52295.82分度圆直径66.82303.268

20、6.52302.82基圆直径62.59284.0680.99283.46计 算 及 说 明结 果 第五章 各轴设计方案5.1轴的设计轴的布置如下图： 计 算 及 说 明结 果5.2 中间轴的设计及轴承的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献【二】表15-3取A0=112，于是得。输出轴的最小直径显然是是安装滚动轴承处的直径，由文献【二】附表E-2，根据轴最小直径23.17mm，可选标准轴球轴承的安装直径为40mm，即轴的直径为40mm，那么宽B=13mm.由文献【二】表5-2得d2=35mm考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸S=10mm；考虑齿轮与箱体

21、内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm；为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mm。2、受力分析（如下页图示）5.3 中间轴的受力和弯矩图如下计 算 及 说 明结 果3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图 由轴的水平面的受力图可得：弯矩图如上图4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。计 算 及 说 明结 果(轴向力Fa1、Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A、B上)弯矩图如上图所示6、轴的初步计算经查资料轴的材料为45号钢调质处理此处开有一个键槽时，

22、直径增大4%，所以 7、轴的结构设计按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径：由文献【二】表5-1，取减速器中间轴的危险面直径d =65mm.轴的最小直径取d2就不当了，应定为：60mm(为轴承处直径大小)8、键的选取：由文献【二】附录G可得：bh=1811,轴:-0.0430毂：0.0215; 深度：轴：7（00.2）,毂：4.4(00.2); 半径：r=0.250.40RB=2829.57合弯矩大小左侧所示D=65mm计 算 及 说 明结 果5.4 高速轴的设计及联轴器的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献【二】表15-3取A0=112，于是

23、得。输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、初步选定联轴器和计算转矩：Tca=KAT1由文献【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.387330=113529Nmm查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm；半联轴器的孔径d1=25;半联轴器长度L=62mm；毂孔长度L1=44mm。由文献【二】表5-2得：d1=25 时，d2= d1+3.1c=25+3.11.6=29.9mm3、选角接触球轴承由文献【二】附表E-3可选7006C:d3=35mm, D=62mm, B=14mm4、d4=d2+3.11.6=39.96; 取d

24、4=40mm5、键的选取1）联轴器处键的选取2)齿轮处键的选取6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）d1=25d2= 30mmd3=35mmd4=40mmd5=46mm计 算 及 说 明结 果5.5 低速轴的设计及联轴器的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献【二】表15-3取A0=112，于是得。输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、联轴器的计算转矩：Tca=KAT3由文献【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3128900=1675700Nmm查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转

25、矩为2000000Nmm；半联轴器的孔径d1=60;半联轴器长度L=142mm；毂孔长度L1=107mm。由文献【二】表5-2得：d1=60mm时，d2= d1+3.5c=60+3.52=67mm3、选角接触球轴承由文献【二】附表E-3可选7014C:d3=70mm, D=110mm, B=20mm4、d4=74mm5、键的选取1）齿轮处键的选取2)联轴器处键的选取d1=60mmd2=67mmd3=70mmd4=84mm第六章 减速器箱体与附件的设计减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目a

26、250,n=44轴承旁联接螺栓直径M12箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查参考文献1表4-2221816，,至凸缘边缘距离查参考文献1表4-2201614外机壁至轴承座端面距离=+（812）42大齿轮顶圆与内机壁距离47.5齿轮端面与内机壁距离12机盖，机座肋厚轴承端盖外径+（55.5）77轴承旁联结螺栓距离94通气简易式通气器选用M201.5 油尺选用M12 第七章 润滑与密封1 传动件的润滑对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，齿轮圆周速

27、度小于等于12m/s,所以采用浸油润滑，将传动件的一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，有吃中的油被甩到箱壁上，可以散热。 2 滚动轴承的润滑 所以滚动轴承采用油润滑。轴承内侧端面与箱体内壁留出35mm3 密封性为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精装，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。第八章 设计小结 将近两周的机械设计课程设计不仅是对书本上学过的知识的运用，更增强了我的自学能力。通过这些天来的实践，我深刻地体会到机械设计一门非常综合的课程，涉及的知识相当

28、广，几乎将以前所学的专业基础课程都结合在了一起。理论力学的受力分析、材料力学的应力作用、互换性测量的公差配合、工程材料的材料选择等等，都需要温故知新，灵活运用。从将一张空白图纸逐渐点缀上零件到最终完成，内心不觉涌动一种激情，似乎看到积流成河的壮丽景象。这次的课程设计是脑力与体能毅力的考验更是一次提高。最后，要感谢一路耐心指导的老师们！通过本次课程设计，我收获颇丰，同时也发现了自己在专业知识与技能上的不足与欠缺。我会在今后的学习中继续努力。参考文献1 王世刚. 机械设计实践 （修订版）哈尔滨工程大学 出版社2003 3机械设计手册第2版,徐灏主编.北京：机械工业出版社，20014机械设计课程设计,殷玉枫 主编.北京：机械工业出版社,20005机械原理第6版，孙桓，陈作模 主编.北京：高等教育出版社，20016机械设计手册，机械设计手册编委会 主编.北京：机械工业出版社，20047互换性与质量控制基础，林景凡，王世刚，李世恒 主编.北京：中国科学技术出版社，19998材料力学第4版，刘鸿文 主编.北京：机械工业出版社,19929机械设计课程设计，朱文坚，黄平主编.华南理工大学出版社，200310 范元勋，宋梅利，梁医.机械设计课程设计指导书M.南京： 南京理工大学，2010.2 11 徐学林.互换性与测量技术基础M.长沙：湖南大学出版社， 2006.