展开式二级圆柱齿轮减速器.doc

1、机械设计专业课程设计说明书设计题目 展开式二级圆柱齿轮减速器 机械设计与制造专业1101班设计 者 指导教师 2014年5月12日 word文档 可自由复制编辑目 录第一章 计算传动装置的运动和动力参数41.1选择电动机41.2计算传动装置传动比51.3计算传动装置的动力参数6第二章 齿轮设计及传动计算72.1斜齿传动1设计72.2斜齿传动2设计13第三章 轴的设计及校核183.1初步确定轴的最小直径183.2轴的结构设计193.3轴的校核21第四章 键的选择及轴承寿命校核264.1键的选择及校核264.2轴承的选择及校核28第五章 润滑与密封31第六章 箱体的结构设计32设计任务书1、传动装

2、置总图2、设计要求： （1）选择电动机的类型和规格 （2）设计减速器和齿轮传动 （3）选择联轴类型和型号 （4）绘制减速器装配图和零件图 （5）编写设计说明书3、已知条件 （1）运输带工作拉力F=5.2Kn; （2）运输带工作速度v=1.5m/s; （3）滚筒直径D=400mm； （4）滚筒效率n=0.96 （5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （6）使用折旧期 8y； （7）工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度是35摄氏度； （8）动力来源 电力，三相交流，电压为380/220； （9）检修间隔期 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修； （10）制造条件及生产批量 一般机

3、械厂制造，小批量生产。4、设计工作量： 1、减速装配图一张(A0或A1)； 2、零件工作图13张； 3、设计说明书1份。第一章 计算传动装置的运动和动力参数1.1选择电动机1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压是380v。2、选择电动机的容量工作机的有效功率是Pw=k W从电动机到工作机的输送带间的总效率为 式中分别是联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。由表可知，1=0.99， 2 =0.98， 3 =0.97，4 =0.96 则： = 0.9920.9840.9720.96=0.817所以电动机所需工作功率是 Pd=7.8

4、/0. 817=9.5 k W3、确定电动机的转速按表推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比=840，而工作机卷筒轴的转速是 n w =所以电动机的转速范围是 n d =n w =（840）71=（5612810）r/min符合这一范围的同步转速为750r/min，1000r/min和1500r/min三种。综合考虑根据电动机的类型、容量和转速，由电机的产品目录和有关手册选择的电动机的型号是 ，其主要性能如下表所示 表1 型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)Y160L-6119702.02.01.2计算传动装置传动比1、总传动比 =970/71=13.6

5、62、分配传动比 = 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取 =1.4，故 =4.4 =3.11.3计算传动装置动力参数1、各轴转速 轴 nI = nm = 970r/min II 轴 nII = = 940/4.4=213.6r/min III 轴 n III = = 213.6/3.1=68.9r/min卷筒轴 n卷 = nIII = 68.9r/min2、各轴的输入功率 轴 PI = Pd = 9.50.99 =9.4 kWII 轴 PII = PI = 9.40.980.97=8.94 kWIII 轴 PIII = PII =8.940.980.97=8.5 kW卷筒轴 P卷 = P

6、III =8.50.990.98=8.25 kW3、各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td = 9.55106 = 9.55106 =9.3104 Nmm 轴 TI= Td = 9.31040.99 =9.21104NmmII 轴 TII =TI=9.21104 0.980.974.4=38.5104NmmIII轴TIII = TII=38.51040.980.973.1=11.35105Nmm卷筒轴 T卷 =TIII=11.351050.990.98=11.01105 Nmm 将上述的计算结果汇于表，以备查用。表2 传动的装置的运动和动力参数轴名功率P/kw转矩T/(Nmm)转速n/(r

7、min)传动比i效率电动轴9.59.310497010.99I轴9.49.211049704.40.97II轴8.9438.5104213.63.10.95III轴8.511.3510568.9卷筒轴8.2511.0110568.910.93第二章 齿轮设计及传动计算2.1斜齿传动1设计 2.1.1选精度等级，材料及齿数。运输机一般工作机器速度不高,故选用8级精度 (1).选择材料及热处理方法选中碳钢:45钢热处理方法:小齿轮调制处理(280HBS)、大齿轮调制处理(240HBS)硬度差HBS=280-240=40HBS(2).选小齿轮齿数=Z1=20大齿轮齿数Z2= Z1=204.4=88(

8、3).选取螺旋角 初选螺旋角b=15。o 2.1.2按齿面接触强度设计 即 (1).确定公式内的各计算值1）、初选Kt=1.62）、由图10-20选取区域系数ZH=2.433由图10-26查得a1=0.78，a2=0.83则a=a1+a2=1.613）、由表10-7选取宽度系数d=0.84）、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.85）、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa6）、计算应力循环次数N1=60n1jLh=609701（283608）=2.68109N2=6.11087）、由图10

9、-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取 S=1则许用接触应力为（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度V =3）计算齿宽b及模数mntb=ddlt=0.858.25=46.6mmmnt=dlt=2.81mmh=2.25 mnt=6.32mmb/h=46.6/6.32=7.37mm4)计算纵向重合度e5)计算载荷系数k. 由4表10-2查得使用系数kA=1又根据v=2.26m/s，8级精度，查的图10-8 kV=1.15由表10-4查得KH=1.454由图10-13查得KF=1.32由表10-

10、3查得KH=KF=1.4故载荷系数K=KAKvKHKH=2.346）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1= dlt=70.44mm7)计算模数 mn=d1=mm=3.402mm2.1.3 按齿根弯曲强度设计由公式知 （1）确定计算参数 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=2.125根据纵向重合度=1.363查得螺旋角影响系数 Y=1- =0.83计算当量齿数 ZV1 =20.23 ZV2 =89.02查取齿型系数和应力校正系数 由表10-5查得YFa1 =2.82 YFa2=2.22 YSa1 = 1.55 YSa2=1.78 查取强度极限及弯曲疲劳寿命系数由图10-20c查得小齿轮的弯

11、曲疲劳强度极限、大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得计算大、小齿轮的,并加以比较=0.01308=0.01654综上所述选取大齿轮进行计算。（2）计算齿轮模数=1.9746将模数就近圆整为标准值得m=2.0对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而mn =3已经可以满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径是d1=58.25mm，来计算应有的齿数.于是由 Z1=18.75取Z1为19，则Z2=Z1i1=83.6.2.1.4几何尺寸计算（

12、1）计算中心距 a=159.93mm将中心距圆整为160mm(2).按圆整后的中心距修正螺旋角 =(3).计算大小齿轮的分度圆直径 d1=59.00mm d2=260.86mm(4).计算齿轮宽度b=d1=47.2mm圆整后取B1=55mm，B2 = 50mm。2.2斜齿传动1设计2.2.1选精度等级,材料及齿数运输机一般工作机器速度不高,故选用8级精度 压力角(1).选择材料及热处理方法选40cr材料(2).选小齿轮齿数Z3=23 大齿轮齿数 Z4= Z3 =71.3(3).选取螺旋角 初选螺旋角 =152.2.2按齿面接触强度设计(1).确定公式内的各计算值1）试选Kt =1.6 u=3.

13、1 2）由图10-20选择区域系数 ZH=2.43 由图10-26查得a3=0.78，a4=0.83则a=a3+a4=1.613）、由表10-7选取宽度系数d=0.84）、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.85）、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=1000MPa，Hlim4=1000MPa6）、计算应力循环次数N3=60n2jLh=60213.61（283608）=5.90108N4=1.91087）、由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN4=0.98对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工

14、作的后果,故可取 S=1则许用接触应力为（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度V =3）计算齿宽b及模数mntb=dd3t=0.866.10=52.88mmmnt=d3tt=2.77mmh=2.25 mnt=6.24mmb/h=52.88/6.24=8.47mm4)计算纵向重合度e5)计算载荷系数k. 由4表10-2查得使用系数kA=1又根据v=1.06m/s，8级精度，查的图10-8 kV=1.1由表10-4查得KH=1.454由图10-13查得KF=1.32由表10-3查得KH=KF=1.4故载荷系数K=KAKvKHKH=2.306）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d

15、3= d3t=74.44mm7)计算模数 mn=d3=3.12mm 2.2.3按齿根弯曲强度设计由公式知 （1）确定计算参数 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=2.03根据纵向重合度=1.363查得螺旋角影响系数 Y=1- =0.83计算当量齿数 ZV3 =23.26 ZV4 =71.82查取齿型系数和应力校正系数 由表10-5查得YFa1 =2.82 YFa2=2.22 YSa1 = 1.55 YSa2=1.78 查取强度极限及弯曲疲劳寿命系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限、大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，

16、由式10-12得计算大、小齿轮的,并加以比较=0.01308=0.01654综上所述选取大齿轮进行计算。（2）计算齿轮模数=3.079将模数就近圆整为标准值得m=3对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而mn =3是综合二者的结果，但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径是d3=74.44mm，来计算应有的齿数.于是由 Z1=23.96取Z3为23.96，则Z4=Z3i2=74.32.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距 a=152.57mm将中心距圆整为155mm(2).按圆整后的中心距修正螺旋角 =(3).计算大小齿轮的分度

17、圆直径 d3=71.85mm d4=232.18mm(4).计算齿轮宽度b=d3=57.48mm圆整后取B1=65mm，B2 = 60mm。第三章 轴的设计及校核选取轴的材料为45钢,调制处理3.1初步确定轴的最小直径 根据工作条件，小齿轮的直径较小则选择齿轮轴的结构，选择45号钢，正火，硬度为HB280，按照扭转强度发进行最小直径的计算，dmin=A0，若最小直径开有键槽，要考虑其对轴的影响。由表知A0=115.1、 高速轴的最小直径确定：=24.51mm，取其值为24mm。因高速轴的最小直径有联轴器，设有一个键槽，则dmin=dmin（1+7%）=26.22mm，由于减速器的输入轴与电动机

18、的轴相联，则外伸轴的直径应 该与电动机的轴相差不大，所以取dmin=0.8d mm，则dmin=0.8*42=33.6mm，所以取dmin=35mm。2、中间轴的最小直径确定 =40.0mm，则取其标准值为d3min=40mm。3、低速轴的最小直径确定 =57.24mm，因低速轴的最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则d3min=d（1+7%）=61.25mm，取其标准d3min=60mm。3.2轴结构的设计1、高速轴的结构设计：选择联轴器的型号是LX2 d11：最小直径，安装联轴器d11=35mm，为保证其与轴端挡圈充分接触，应取轴的长度略小于其宽度,故，取第1段轴的长度和轴径分别为l11=5

19、8mm，d11=35mm. d22: 联轴器采用轴肩定位，取轴肩高度为3mm，故第2段轴径和长度分别为l12=63mm，d12 =40mm. d33：初步选定滚动轴承的型号是30209，故，第3段轴的轴径和长度分别为d13=45mm，l13=31mm. d14：第4段轴安装低速级齿轮，考虑到齿轮应与定位块充分接触，故应取轴的长度略短于齿轮宽度，现已知齿轮宽度为B=55mm，则，取第四段轴的轴径和长度分别为d14=50mm，l14 =53mm。 d15：过渡段的轴径是d15=52mm，长度是l15=4mm。 d16：同理知 d16=45，l16=30mm。2、中间轴的结构设计： 选择的轴承型号是

20、30308，d21：根据最小直径，则滚动轴承段d21=40mm，l21=35mm。d22：安装大齿轮的轴径：d22=45mm，而由于大齿轮的宽度是50mm，则l22=48mm。d23：过渡段轴径d23=52mm，l23=8mm。d24：由d22知：d24=d22=45mm，l24=63mm。d25：由d21和l21知：d25=d21=40mm，l25=l21=35mm。3、低速轴的结构设计： 选择的联轴器型号是LX4。d31：最小直径，安装联轴器d31=61.25mm，为保证其与轴端挡圈充分接触，应取轴的长度略小于其宽度,故，取第1段轴的长度和轴径分别为l31=105mm，d31=60mm。d

21、32：过渡段的轴径：d32=64mm，l32=63mm。d33：查设计手册，确定滚动轴承为30313，故，第3段轴的轴径和长度分别为d33=65mm，l33=45mm。d34：大齿轮的安装，考虑到齿轮应与定位块充分接触，故应取轴的长度略短于齿轮宽度，现已知齿轮宽度为B=60mm，则，取第四段轴的轴径和长度分别为d34=70mm，l34 =58mm。d35：齿轮采用轴肩进行定位，取轴肩高度为h=4mm,宽度为10mm，则第5段轴的轴径和长度分别为d35=78mm，l35=10mm。d36：第6段轴安装轴承，故d36=d33，则其轴径和长度分别为d36=d33=65mm，l36=l33=45mm。

22、3.3轴的校核1、高速轴的校核：（1）、求作用在齿轮上的力 由于分度圆的直径是d=59mm， Ft=1.3 在垂直方向上有：即;则有：在水平方向上有：（2）、做出弯矩图和扭矩图根据轴的计算简图和各力的值，做出弯矩图和扭矩图如下（3）、按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯矩图和扭矩图可以明显看出，轴上齿轮处承受最大弯矩和扭矩，为危险截面。根据式15-5及齿轮处的数据，以及单向旋转、扭转切应力为动脉循环变应力，取a=0.6，轴的应力为所以安全。2、中间轴的校核：（1）、求作用在齿轮上的力 大齿轮： 小齿轮：(2) 受力分析和计算：由题目知将轴划分为三段： 水平面：垂直面：求总支撑反力：(3) 计算弯矩

23、： 水平方向：垂直方向：故有：（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯矩图和扭矩图可以明显看出，轴上齿轮处承受最大弯矩和扭矩，为危险截面。根据式15-5及齿轮处的数据，以及单向旋转、扭转切应力为动脉循环变应力，取a=0.6，轴的应力为而根据45钢的强度有故： 则安全。3、 低速轴的校核: （1）、求作用在齿轮上的力: Ft=9.78103N 3.73103N 3.56103N在垂直方向上有： 在水平方向上有： 则:(2) 、做出弯矩图和扭矩图：根据轴的计算简图和各力的值，做出的图如下：由上述计算可知：（3）、按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯矩图和扭矩图可以明显看出，轴上齿轮处承受最大弯矩和扭矩

24、，为危险截面。根据式15-5及齿轮处的数据，以及单向旋转、扭转切应力为动脉循环变应力，取a=0.6，轴的应力为：而： 则： 所以安全。第四章 键的选择及轴承寿命校核 4.1键的选择及校核4.1.1输入轴键的选择及校核（1）、输入轴与联轴器的键选择：由d=35mm，l=58mm。知：选择键的型号是：单圆头平键 校核： 查表得.故强度足够.（2） 、输入轴与齿轮的键选择：由d=50mm，l=53mm。选择键的型号是：普通平键 校核：查表得.故强度足够.4.1.2中间轴键的选择及校核（1） 、中间轴大齿轮与轴的连接：由d=45mm，l=63mm。知：选择键的型号是：普通平键 校核：查表得.故强度足够

25、.（2） 、中间轴小齿轮与轴的连接：由d=45mm，l=48mm。知：选择键的型号是：普通平键 校核：查表得.故强度足够.4.1.3输出轴的键的选择及校核（1） 、联轴器的键的选择：由d=60mm，l=105mm。知：选择键的型号是：单圆头平键 校核：查表得.故强度足够.（2） ：输出轴与大齿轮的键连接：由d=70mm，l=58mm。知：选择键的型号是：普通平键 校核：由于强度要求太高，故采用两个同型号的键查表得.故强度足够.4.2轴承的选择及校核所有轴承的寿命预期值为8年。4.2.1输入轴的轴承校核 轴承1：30209轴承2：302091、 计算轴向力取则有：由于轴承1的载荷较大，所以验算轴

26、承1 的寿命。2、 求当量载荷P2和P2由： 由表查的对轴承1有：X1=1 Y1=0查表知：fp=1故有：3、 验算寿命：由于4年一次大修，所以其强度为4年的使用期限故：4.2.2中间轴的轴承校核轴承1 ：30308轴承2：30308基本额定动载荷:基本额定定载荷:1、 计算轴向力：对于N308E型的轴承其派生力:e 为判断系数，其值由的此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算知，因此现取e=0.4计算因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算2、 求轴承的当量载荷P1和P2 查表得：对轴承1：X1=0.5 Y1=1.5 对轴承2：X2=0 Y2=1.53、 验算轴承寿命:故：4.2.3 输出

27、轴承的寿命校核轴承1 ：30313轴承2：30313根据轴承的型号：基本额定动载荷: 基本额定动载荷:1、 计算轴向力 2、求轴承的当量载荷P1和P2 取fp=1 取 进行计算：查表知：X2=0.5 Y2=1.53、 计算寿命 第五章 润滑与密封1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2密封方式的选择 由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择 因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂

28、。 第六章 箱体的结构设计目的分析过程结论机座壁厚=0.025a+38mm机盖壁厚11=0.025a+38mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚p=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.94mmM20地脚螺钉数目a250,n=44轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df=13.46mmM16机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df=9.87mmM10联接螺栓d2间距L=150200160mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) df8mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) df6.28mm定位销直径d=(0.70.

29、8) d27.4mm轴承旁凸台半径R1=c220mmdf至外机壁距离c126mmd1至外机壁距离c122mmd2至外机壁距离c116mmdf至凸缘距离c225mmd2至凸缘距离c214mm凸台高度h低速级轴承座外径确定外机壁至轴承座端面距离l1=c1+c2+（58）内机壁至轴承座端面距离l2=+c1+c2+（58）大齿顶圆与箱体内壁距离11.215mm齿轮端面与箱体内壁距离212mm机盖、机座肋厚m10.851 m0.8510.2mm 10.2mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e=（11.2）d38.8mm轴承旁连接螺栓距离sD2 心得体会1. 课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料

30、力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。2. 通过可程设计，基本掌握了运用AUTO CAD绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。3. 这次课程设计是我的理论水平，构思能力和判断力逐步有所提高，同时提高了分析问题与解决问题的能力，为以后的专业产品的设计打下了坚实的基础。4. 但是我深知，设计中还有很多不足与错误的地方，还需要继续加强理论学习和思维能力。参考文献1.机械设计课程第七版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年2.机械原理课程第六版 孙桓 陈作模主编 高等教育出版社2001年3.机械设计手册修订版 陈铁鸣 王连明 王黎钦主编 哈尔滨工业大学出版社 2003年4.机械设计手册（软件版）R2.0数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社 2003年5. 简明机械零件设计实用手册胡家秀 主编 机械工业出版社2003年原创声明书本竞赛课题小组声明，尽我们所知，所呈交得作品是在课题组指导老师指导下小组成员进行研究开发等工作取得的研究（设计）成果。作品中除了特别标注和说明的地方外，不包括他人已经发表和开发设计的成果。课题小组郑重做出上述原创声明，并接受指导老师的审核。设计课题小组集体签名： 日期： 年 月 日