机械设计课程设计设计带式运输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器.doc

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1、一、设计任务书设计题目：设计带式运输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器设计数据及条件输送带有效拉力牛；输送带工作速度米/秒；输送带滚筒直径毫米；传动比允许误差（2%4%）；生产规模：单件；工作环境：清洁；载荷特性：稍有冲击；工作期限：5年2班制其他条件：无。总体方案设计传动系统的方案拟定带式输送机传动系方案如下图1所示。图1带式输送机由电动机驱动。电动机1通过连轴器2将动力传入减速器3,再经连轴器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，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。二.电

2、动机的选择（1）电动机的功率由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率设：输送机滚筒轴至输送带间的传动效率连轴器效率0.99闭式圆柱齿轮传动效率0.97开式齿轮传动效率0.95一对滚动轴承的效率0.99输送机滚筒效率0.96估算传动系统总效率式中总效率工作机所需电动机效率（2）电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速考虑到整个传动系统为三级减速，总传动比可适当取大一些，选同步转速的电动机为宜。（3）电动机型号的选择根据工作条件：工作环境清洁、两班制连续工作，工作机所需功率及电动机的同步转速等，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y132M4,其主要性能数据如下：电动机的额定功率 电动机满

3、载转速 电动机轴伸直径 D38mm电动机轴伸长度 E60mm三.传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比由传动系统方案知； 按书1表3-1查取开式圆柱齿轮传动的传动比由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比低速级传动比传动系统各传动比分别为：四.传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：0轴（电动机轴）1轴（减速器高速轴）2轴（减速器中间轴）3轴（减速器低速轴）4轴（开式圆柱齿轮传动高速轴）5轴（开式圆柱齿轮传动低速轴）五.开式齿轮传动

4、的设计计算(1)选择齿轮材料、热处理方式大小齿轮材料均选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRC(2)确定许用应力确定极限应力和按齿面硬度查书2图3-6得，；查书2图3-7得，。计算应力循环次数、确定寿命系数、查书2的图3-8得，；查书2的图3-9得，计算许用应力 由书2的表3-2取，从而取，则（3）分析失效形式、确定设计准则由于设计的是硬齿面开式齿轮传动，其主要失效是齿面磨损和轮齿折断，按齿根弯曲疲劳强度准则设计,再将求出的模数加大10-15%后取标准值。（4）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸小齿轮的名义转矩选择齿轮类型初步估计齿轮圆周速度根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮传

5、动选择齿轮传动的的精度等级由书2表3-3初选8级精度初选：，由书2的表3-6取。初步计算齿轮的主要尺寸由书2式（3-16）设计计算时，需要先确定系数因其是用电动机驱动，稍有冲击，齿轮速度不高，非对称布置，取因当量齿数由书2图318和3-19查得因取小齿轮参数代入设计式将加大10%-15%后取标准模数4mm则中心距圆整后取调整螺旋角计算分度圆直径：计算齿轮圆周速度：满足初估齿轮圆周速度计算齿宽：大齿轮 ，圆整后取；小齿轮六.减速器传动零件（齿轮）的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料、热处理方式小齿轮（齿轮1右旋）：45钢，调质处理，硬度为217255HBS；大齿轮(齿轮2

6、左旋)：45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。(2)确定许用应力确定极限应力和按齿面硬度查书2的图3-6得，；查参考资料的图3-7得，。计算应力循环次数、确定寿命系数、查书2的图3-8得，；查书2的图3-9得，计算许用应力由书2的表3-2取，从而取，则（2）分析失效形式、确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面接触疲劳强度强度进行设计、确定主参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。（3）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸小齿轮的名义转矩选择齿轮传动的精

7、度等级初估齿轮圆周速度按估计的圆周速度，由书2的表3-3初步选用8级精度。初选参数初选：，由书2的表3-6取。初步计算齿轮的主要尺寸因电动机驱动，载荷稍有冲击，非对称布置，轴的钢性较小，取。由书2的图3-15查得；查书2的表3-5得；取；，从而 按书2的表3-7，取标准模数，则中心距圆整后取：调整螺旋角：计算分度圆直径：计算齿轮圆周速度：满足初估齿轮圆周速度计算齿宽：大齿轮 ，圆整后取；小齿轮（4）验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数查书2的图3-18得，；查书2 的图3-19得，计算弯曲应力强度满足要求。（5）齿轮结构设计齿轮1的结构设计由于齿轮1的直径太小，故应该将齿轮1做成齿轮轴的形式。选

8、用标准结构参数(参看书4的110页和书5的109页)，从而压力角，齿顶高系数，顶隙系数。齿轮2的结构设计由于齿轮2的直径在200500范围内，故应该将齿轮2与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角，齿顶高系数，顶隙系数。结构参数计算如下(是齿根圆直径，其它参数符号说明如右图2所示)：因为2轴上滚动轴承的内径为（参见轴的结构设计部分），故取取，又，故，圆整后取，圆整后取取，图2低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算(1)选择齿轮材料、热处理方式小齿轮(齿轮3左旋)：45钢，调质处理，硬度为217255HBS；大齿轮(齿

9、轮4右旋)：45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。(2)确定许用应力根据高速级的确定方法可得(3)分析失效形式、确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面接触疲劳强度强度进行设计、确定主参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。(4)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸小齿轮的名义转矩选择齿轮传动的精度等级初估齿轮圆周速度按估计的圆周速度，由书2的表3-3初步选用8级精度。初选参数初选：，由书2的表3-6取。初步计算齿轮的主要尺寸因电动机驱动，载荷稍有冲击，

10、非对称布置，轴的钢性较小，取。由书2的图3-15查得；查书2的表3-5得；取；，从而 按书2的表3-7，取标准模数，则中心距圆整后取：调整螺旋角：计算分度圆直径：计算齿轮圆周速度：满足初估齿轮圆周速度计算齿宽：大齿轮 ，圆整后取；小齿轮(5)验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数查书2的图3-18得，；查书2的图3-19得，计算弯曲应力 强度满足要求。(6)齿轮结构设计齿轮3的结构设计由于齿轮3的直径较小，根据书319章关于圆柱齿轮的论述，应该将齿轮3做成实心式的。选用标准结构参数(参看书4的110页和书5的109页)，从而压力角，齿顶高系数，顶隙系数。齿轮4的结构设计由于齿轮4的直径在20050

11、0范围内，故应该将齿轮4与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角，齿顶高系数，顶隙系数。结构参数计算如下(是齿根圆直径，其它参数符号说明如图2所示)：因为3轴上滚动轴承的内径为(参见轴的结构设计部分)，故取圆整后取101mm取，又，故，圆整后取，圆整后取取，七.轴及轴上零件（轴承，键）的设计计算与校核（1）联轴器和滚动轴承的型号以及链轮轮毂宽度是根据轴端直径确定的，而且轴的结构设计是在初步计算轴径的基础上进行的，故先要初算轴径，如下：轴的材料选45号钢，对于1轴（减速器高速轴），根据受载情况取C=118，则考虑

12、到该轴段截面上有一个键槽，增大5%，即圆整后，对于2轴（减速器中间轴），根据受载情况取C=113，则圆整后，对于3轴（减速器低速轴），根据受载情况取C=107，则考虑到该轴段截面上有一个键槽，增大5%，即圆整后，对于4轴（开式齿轮传动的高速轴），根据受载情况取C=107，则考虑到该轴段截面上有一个键槽，增大5%，即圆整后，（2）联轴器的选用选择联轴器的类型由于轴的转速较高且稍有冲击，为了减小进去载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好，故选用弹性柱销联轴器。选择联轴器的型号查书2的表9-1得工作情况系数，下面分别对电机外伸轴（0轴

13、）与1轴的联接和3轴与4轴的联接选择联轴器：对于电机外伸轴与1轴的联接计算转矩由于电机外伸轴径()远大于I轴的最小直径()，故按电机外伸轴径选择。查书3的表13-7，选用HL3型弹性柱销联轴器。其技术参数：公称转矩，满足；其许用转速，满足；结构参数：其轴孔直径最小为，大于1轴的最小直径，故联轴器输出端轴径选择；考虑到电机轴外伸长度，主动端选用有沉孔的短圆柱形轴孔(J型)，因无特殊要求，选用结构最简单的平键单键槽(C型)，电机输出端孔径及孔长为；因为无特殊要求，从动端选用结构最简单的长圆柱形孔(Y型)，A型键槽，减速器输入端孔径及孔长为。该联轴器标记为 GB5014-85对于3轴与4轴的联接计算

14、转矩同样，根据轴径和转矩，查书3的表13-7，选用HL5型弹性柱销联轴器。其技术参数：公称转矩，满足；其许用转速，满足；孔径范围，故孔径大小与相应的轴相同。结构参数：因无特殊要求，两半联轴器均选结构最简单的Y型轴孔和C型键槽，减速器输出端孔径及孔长为；4轴转矩输入端孔径及孔长为。该联轴器标记为 GB5014-85（3）选择变速器中各根轴上的支承轴承滚动轴承类型选择根据书2的表7-2，由于1、2轴转速较高，载荷较小且同时存在径向载荷和轴向载荷，先选用角接触球轴承，接触角取；由于3轴的转速较低，径向载荷较大，先选用深沟球轴承各轴轴承具体选用1轴：根据上面计算出的最小轴径及轴1与连轴器相联轴径知，选

15、用内径为35mm的轴承比较恰当，查书3表12-6，先选用7207C的角接触球轴承，其内径，外径,宽度，安装尺寸，。2轴：查参书3的表12-6根据轴2的最小直径()初步选择轴承代号为7307C，其内径，外径,宽度，安装尺寸，。3轴：查书3的表12-6根据轴的最小直径()及轴3与外传动连轴器连接轴径值50初步选择轴承代号为6211，其内径，外径,宽度，安装尺寸，。（4）轴的基本结构设计根据以上轴最小直径的计算，联轴器的选用，滚动轴承的选用，以及齿轮的设计计算，初步设计轴的基本结构如下：1轴：如图3图32轴：如图4图43轴：如图5图5以上各轴的结构设计是综合考虑三根轴在箱体中的布置和轴上各安装件后综

16、合考虑调整的结果（其中参考了书1的第五章和书3的第五章），详细论述略。针对以上设计结果，本说明书选第3根轴进行轴承、键、轴的校核计算：（5）轴3低速轴的受力分析轴的受力简图，如图6所示图6图中计算齿轮啮合力求水平面内的支反力，作水平面内的受力简图如图7所示：图7轴在水平面内的弯矩图如图8所示：图8求垂直面的支承反力，作垂直面内的受力简图如图9所示：图9轴在垂直面内的弯矩图如图10所示：图10求支承反力，作轴的合成弯矩图如图11所示：图11作轴的合成弯矩图如图12示：图12（6）这样便可进行轴承的寿命校核使用机械设计手册（软件版）自动校核，结果如下：轴承类型：深沟球轴承轴承代号：6211 轴承参

17、数：轴承内径：55，轴承外径：100，承宽度：21， 额定动载荷：33500，额定静载荷：25000，极限转速：6000 润滑方式：油润滑工作参数：径向载荷：3725.85，轴向载荷：1253.22，使用寿命：24000工作转速：82.01，接 触 角：15，载荷系数：1.5计算结果：当量动载荷：6344.22，当量静载荷：5588.77，计算寿命：29922故轴3上轴承适用。（7）键强度的校核由书2的表5-1得键联接的许用挤压应力3轴与齿轮4联接（根据该段轴径大小及长度 选用 键1870 GB10096-79）3轴与联轴器联接（根据该段轴径大小及联轴器尺寸 选用 键C14140 GB1009

18、6-79）（8）轴的校核判断危险截面各可能的危险截面(S1，S2，S3，S4，S5，S6，S7，S8)如下图13所示图13S1和S2左侧因为没有扭矩作用故不需校核。S3左侧与S4右侧两截面均有圆角引起的应力集中，S3左侧还有过盈配合引起的应力集中且其受载大于S4左侧，故S4右侧不用校核。S5右侧与S6左侧的应力集中虽然一样，但S5右侧受载大于S6左侧，故S6左侧不用校核。S6右侧和S7右侧均有圆角引起的应力集中，但S7处轴的截面较小，故S6右侧不用校核。为安全起见，其余截面均需校核。校核S3左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面S3左侧的弯矩为截面S3左侧的扭矩为因齿轮单向运转平稳，故截面上的弯曲应

19、力可视为对称循环变应力，即，亦即，因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即，亦即轴的材料为45钢，调质处理。由书6的表1-4查得：，。由于过盈配合而形成的有效应力集中系数可由书6的表1-1查得：，圆角处的的有效应力集中系数可由书6的表1-2查得： ，取其中的最大值得，由书2的附表1-4可得尺寸系数，循环次数，故取寿命系数轴按精车加工，由书6的附表1-5可得表面质量系数从而由书6的表1-1可得碳钢的等效系数，从而可以算得安全系数值如下根据书6的表1-3，取轴的疲劳强度许用安全系数，因，故截面S3左侧的强度足够。校核S5右侧抗扭截面系数截面S5右侧的弯矩为0截面S

20、5右侧的扭矩为因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即，亦即截面上由于过盈配合而形成的有效应力集中系数可由书6的附表1-1查得，即截面上由于圆角引起的应力集中系数可由书6的附表1-2查得取由书6的附表1-4可得尺寸系统从而从而可以算得安全系数值如下因，故截面S5右侧的强度足够。校核S7右侧抗扭截面系数截面S7右侧没有弯矩截面S7右侧的扭矩为因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即，亦即截面上由于圆角引起的应力集中系数可由书6附表1-2得由书6附表1-4可得尺寸系数从而从而可以算得安全系数值如下因，故截面S5右侧的强度足够。校核

21、S8截面抗扭截面系数截面S7右侧没有弯矩截面S7右侧的扭矩为因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即，亦即截面上由于键槽引起的应力集中系数可由书6的附表1-1查得截面上由于过盈配合引起的应力集中系数可由书6的附表1-1查得取由书6附表1-4可得尺寸系统从而从而可以算得安全系数值如下因，故截面S5右侧的强度足够。八润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定对于轴承盖中的透盖选择毡圈油封的方式进行密封，具体根据轴承盖处轴径查书3表15-8选择。轴1的透盖毡圈为：毡圈 35 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛毡轴3的透盖毡圈为：毡圈 55 JB/ZQ4406-8

22、6 材料：半粗羊毛毡详细参数见表。轴承采用油润滑方式润滑，通过齿轮转动带起的溅油润滑，这样减速器机构较简单。查书3表15-3取润滑油为CKC220。由于轴承采用油润滑，故箱体需要开油漕。箱体的密封采用水玻璃密封。箱体的结构设计(参照书3第五章设计) 低速级中心距a=125mm箱体（座）壁厚,取箱盖壁厚(0.80.85)=(0.80.85)，取箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度箱座、箱盖上的肋厚，取，取地脚螺钉直径数目通孔直径沉头座直径底座凸缘尺寸联接螺栓轴承旁联接螺栓直径取通孔直径沉头座直径凸缘尺寸箱座、箱盖联接螺栓直径取通孔直径沉头座直径凸缘尺寸定位销直径轴承盖螺钉直径视孔盖螺钉直径,取箱体外壁至

23、轴承座端面的距离大齿轮顶圆与箱体内壁的距离，齿轮端面与箱体内壁的距离轴承旁凸台的高度和半径，h由结构要求确定，轴承盖的外径1轴：2轴：3轴：大齿轮齿顶圆直径为故箱体高度取H=225宽度B286，长度L685由作图法确定凸台高度得校核贮油量：油面最低时即齿轮4的浸油深度最小（15mm）时，此时油面高度为从而由箱体结构可得出贮油量故贮油量足够，不必增加箱座高度1轴齿轮的直径均小于相应的轴承轴承孔直径较多，为防止齿轮啮合过程中挤出的润滑油大量冲入轴承，轴承靠箱体内壁一侧也应装挡油盘。箱体设计时还要注意其上附件（油标、油塞、视孔盖、起吊装置）的位置合理安排。油塞选用M161.5 油标选用M16 通气器

24、选用M361.5的A型通气器，起盖装置为吊耳。详细位置见装配图。十.设计小结通过3周的时间，我们自己动手设计了一个机械装置（减速器），这是大学以来我们花时间最多的一个自己真正动手演练的实践。通过这样的一个过程，我们了解并实践了机械设计的基本过程。同时我认识到了机械设计是一门实践性和经验性要求很高的学科，虽然是自己设计，但是要遵循很多标准。机械设计的过程实际上就是一个不断用标准来完善的过程，而且在设计时要首先作一些假设，通过后面的设计进行比对，重复修改，不断完善。要想设计出一件好的产品需要我们手头有完善的标准和经验。经过这次训练，我们积累了一些经验，同时更加熟悉了CAD软件的运用，尤其是我们使用

25、3为软件的，通过这次训练，我们接触到了UG软件的更多模块，对其使用更加熟练。针对我个人的设计我谈一下优缺点：优点虽是一个两级的减速器，但整体尺寸较小，且其总传动比较大，经校核其强度和要求都比较符合；使用UG进行设计零件和装配，能很好的反映出设计结果，便于虚拟实验，同时也可导成二维图。缺点设计过程中为了保证箱体强度其厚度取得较大，这样加大了整体重量，可以进一步计算和实验来减轻重量；轴的结构设计有些不太合理，可以进一步考虑进行完善；齿轮的造型是通过其他软件直接生成后导入UG的，从而在图上看着不是很完美，有待进一步学习UG软件，从而做出在UG里显示较好的齿轮，另外装配中，齿轮的啮合没有很好的表示出来

26、，只保证了中心距；部分附件的型号选择是凭感觉得出的，没有太多的依据。当然，三周时间设计出来的产品，其可靠性是值得有些怀疑的，有待于进一步探讨和验证，再说又是我们第一次作这种专业性很强的设计，问题难免没有。而且大家做的都是减速器，虽说参数不一样，但题目相似太多，部分同学就会拿别人的设计结果稍作修改，甚至从往届同学处找来底稿修改，从而达不到训练目的。以后课程设计能否让题目更个体化一点，从而避免这个问题。十一.参考资料1 任金泉主编. 机械设计课程设计.西安：西安交通大学出版社. 20032 张卫国，饶芳主编. 机械设计（基础篇）.武汉：华中科技大学出版社. 20053 唐增宝，何永然，刘安俊主编.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社.19994 杨家军主编.机械原理基础篇.武汉：华中科技大学出版社.20045 杨家军，程远雄主编.机械原理专题篇.武汉：华中科技大学出版社.2005年6 吴昌林，姜柳林主编.机械设计(专题篇).武汉：华中科技大学出版社.2006年制图软件：主要UG4.0