用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器系 别：精密机械与精密仪器系人员：指导教师： 完成日期： 目 录一、 设计任务-1二、 电机的选择-2三、 传动比分配及相关参数-3四、 齿轮的设计-3五、 四个齿轮的参数-9六、 轴的设计和校核-10七、 轴承的校核-21八、 键的选择与校核-22九、 联轴器的选择-25十、 箱体结构和辅助零件的设计-26十一、 润滑与密封设计-27十二、参考资料-27一、设计任务设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器1、设计要求系统简图：(1电动机 2联轴器 3二级圆柱齿轮减速器 4卷筒 5运送带）该系统为由原动机（电

2、动机）、传动装置（展开式二级圆柱减速器、联轴器等）和工作机（卷筒）三部分组成，系统由电动机提供动力，通过联轴器输送到减速器部分，经减速器减速后再由联轴器输送到卷筒输出。（记高速轴为轴i，中间轴为轴ii，低速轴为轴iii，高速级小齿轮为齿轮1，高速级大齿轮为齿轮2，低速级小齿轮为齿轮3低速级大齿轮为齿轮4）工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。原始数据：运送带拉力：f=1900 n，运送带速度：v=1.45 m/s，卷筒直径：d=260 mm。2、设计任务1) 减速器设计：画装配图一张。2) 画出主要零件工作图：高速

3、级轴与低速级齿轮。3) 设计说明书份。包括系统原理及结构介绍，设计技术要求，总体结构设计，传动结构及参数设计，精度、刚度、重量等的计算。-本次设计主要参考书目如下：1、机械设计课程设计，张培金编著，上海交通大学出版社第1版，以下简称为课程设计2、精密机械设计，庞振基 黄其圣主编，机械工业出版社，以下简称为“教材”3、机械设计指导书 李为民-1二、电机的选择1、电机类型的选择 由课程设计可知，由于y系列电动机是按照国际电工委员会标准设计的，具有国际互换性，可广泛应用于世界上大多数国家，因此本次选用y系列电动机。2、电机型号的确定 由课程设计式（2.1）可得，稳定输出下，工作机轴上输入功率 （kw

4、）=1900*1.45/1000（kw）=2.755（kw）查课程设计表2.1 “机械传动和摩擦副的效率概略值”可得： 8级精度闭式传动齿轮（稀油润滑）=0.97滚动轴承（一对）联轴器 取 绞车的卷筒 取滚筒=0.96由课程设计式（2.4）可得电动机所需功率为： 卷筒工作转速为：=106.51r/min两级传动比为： i=840 则电机转速范围是： n=852.094260.45r/min可选电机型号如下表：电机型号额定功率(kw)满载转速(r/min)y112m-242890y112m-441440y132-64960y160-84720综合考虑功率、转速、成本等问题，我们选择y112m-4

5、电机，满载转速为：1440r/min d=28mm-2三、传动比分配及相关参数1、传动轴分配总传动比为： =1440/106.51=13.52对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为使两个大齿轮具有相近浸油深度，有： =（1.31.6） 1各轴转速、功率和转矩计算公式见课程设计p10 -3 我们选择1.4倍关系 计算可得 =4.35 =3.112、各轴的转速高速轴：=1440 r/min中间轴：=/=331.10 r/min低速轴：= /=106.44 r/min3、各轴的功率高速轴：=*=4*0.99=3.96 kw中间轴：=*=3.96*0.97*0.99=3.803 kw低速轴：=*=3.803

6、*0.97*0.99=3.602 kw输出功率p输出= p32=3.253 kw4、各轴的转矩高速轴：=/=26.262 n*m 中间轴：=/=109.714 n*m低速轴：=/=328.849 n*mt输出=/=305.215 n*m四、齿轮的设计（一）高速级齿轮1，齿轮2的设计为使传动平稳，噪声小，我们选择斜齿圆柱齿轮。以45钢为齿轮材料，并采用调制处理，为避免或减轻齿轮面胶合的危害，要求大小齿轮有一定的硬度差，故齿轮1,2均调制处理是表面硬度一个为240hbs一个为280hbs(校核时以240hbs为准)由教材p171表8-7知，碳钢调制处理时齿面接触应力极限为： =2240+69=54

7、9n/mm2由教材p170表8-9知，齿宽系数 =0.6-1.2 (非非对称布置) 取=1.0则由教材p168图8-38知，载荷集中系数 =1.08由教材p171式8-41知， =60nt=60144083658=2.02109由教材p171图8-41知，hbs=240时，循环基数 =1.6107 故在载荷稳定时 = 见教材p171式（8-40) 因为 ,故=1则f=43211/2=216n/mm2而f= (教材p173式8-44)z1=26,则zv1= z1/cos3=19/cos38.11=27.15 由教材p173图8-44知，yf1=3.9(*=0)z1=112,则zv2= z2/co

8、s3=80/cos38.11=8116.94 由教材p173图8-44知，yf2=3.75(*=0) 则校核时以yf1为准=1-=0.931 （教材p173）=1/（） （教材p173）则=0.91.0 取=0.95由教材p167式8-32得=cos1.88-3.2（1/z1+1/z2）=cos9.701.88-3.2(1/26+1/112)=1.704 故=0.636v1=2.98m/s 由教材p168图8-39知kv=1.17 载荷集中系数 =1.08故f=3.90.6180.931=63.42n/mm2因ff=216mpa，故齿轮的弯曲强度能够满足要求。-52、齿面接触疲劳强度计算h=z

9、hze节点啮合系数 zh=1.76cos=1.735 弹性系数ze=271 故h=1.735*271*0.786*=425.02 n/mm2因h 499.09n/mm2，故齿面接触疲劳强度也满足要求。（三）低速级齿轮1和齿轮2的设计为传动平稳，噪声小，选择斜齿圆柱齿轮。以45钢为齿轮材料，并采用调制处理，为避免或减轻齿轮面胶合的危害，要求大小齿轮有一定的硬度差，故齿轮1,2均调制处理是表面硬度一个为240hbs一个为280hbs(校核时以240hbs为准)由教材p171表8-7知，碳钢调制处理时齿面接触应力极限 =2240+69=549n/mm2由教材p170表8-9知，齿宽系数 =0.6-1

10、.2 (非非对称布置) 取=1.0则由教材p168图8-38知，载荷集中系数 =1.08由教材p171式8-41知， =60nt=60144083658=2.02109由教材p171图8-41知，hbs=240时，循环基数 =1.6107故在载荷稳定时 = 见教材p171式（8-40)因为 ,故=1-7则f=43211/2=216n/mm2而f= (教材p173式8-44)z1=35,则zv1= z1/cos3=35/cos39.56=36.50 由教材p173图8-44知，yf1=3.8(*=0)z1=107,则zv2= z2/cos3=107/cos39.56=111.58 由教材p173

11、图8-44知，yf2=3.75(*=0) 则校核时以yf1为准=1-=0.931 （教材p173）=1/（） （教材p173）则=0.91.0 取=0.95由教材p167式8-32得=cos1.88-3.2（1/z1+1/z2）=cos9.561.88-3.2(1/26+1/112)=1.732 故=0.608v1=1.48m/s 由教材p168图8-39知kv=1.1 载荷集中系数 =1.08故f=3.80.6080.931=30.56n/mm2因ff=216mpa，故齿轮的弯曲强度能够满足要求。2、齿面接触疲劳强度计算h=zhze节点啮合系数 zh=1.76cos=1.735 弹性系数ze

12、=271 故h=1.735*271*0.780*=272.03 n/mm2因h mvc-13则危险截面在d处 dmin=28.74mm mvc左所以危险截面在c右侧 dmin=20.8mm前面粗算以及最后取得的轴的最小处直径为21mm，大于dmin=20.8mm 故强度足够（三）、低速轴的设计和校核1、低速轴材料的选择：低速轴材料选择与齿轮的材料相同，也为45号钢。2、粗算低速轴最小处直径：查教材p258 表10-2可得，c=118107，因为有轴向载荷，所以取大值，取118，则轴的最小处直径为：d1 =c 由p3=3.625kn n3=106.44r/min c=118 可得-17d1 =

13、118*=38.34mm 由于d1上有一键槽，轴径尺寸加大4%，故d1=（1+4%）*38.34=39.88mm 取d1=40mm3、轴的各段直径的设计轴间取h1=12mm d2= d1+2 h1=4244mm 取d2=43mm h1=1.5mm由于选用斜齿轮，存在轴向力，故选择角接触轴承，由课程设计p159表6.3 取型号36209 d=45mm d=85mm b=19mm 安装尺寸一般3。5mm 特殊时为3.3mm ra倒角最小为1 故d3=45mm 轴间h2=3.5mm d4= d3+2 h2=52mm= d6 d5右端面为齿轮的定位和轴向固定面，应足够大，取d5=61mm d8与d3

14、处均安装轴承，可选同型号的d3= d8=45mmd7= d3+2 h1=45+2*（12）=4749mm 取d7=48mm 4、轴的各段长度的设计轴承处:b=19mm 可加套筒固定（轴向） 取l3= l8=29mm轴环处： a=（0.070.1）d5=（0.070.1）*61=6mm b=1.4a=8.4mm取l5=b=10mm齿轮处：l6=83mm联轴器处：l1=84mm l2=50mm l4=42.5mm l7=11.5mm具体尺寸如下图所示：5、低速轴校核-18低速轴受力情况如下图：轴承作用中心 a=16.4mm5fbt=ft* lcd/(lbc+ lcd）=73.1*2767.9/(7

15、3.1+118.1) n=1058.2nfdt= ft* lbc/(lbc+ lcd）=118.1*2767.9/(73.1+118.1) n=1709.7nfbr= （fr*lcd+ fa*d/2/ lbd=（946.7*73.1+451.7*271.627/2）/(73.1+118.1) =682.8nfdr=fr- fbr=946.7-682.8=263.9 nbc= fbr*lbc=682.8*118.1=80638.68n.mmm/bc= fbt*lbc=1058.2*118.1=124974.6 n.mmmbc= =148732.1 n.mmdc= fdr*lcd=263.9*73

16、.1=19291.09n.mmm/dc= fdt*lcd=1709.7*73.1=124979.1n.mmmdc= =126454.7 n.mm弯矩图如下所示:-19转矩t3=328.849n.m 应力校正系数a= =0.58mvc左=241479 n.mmmvc右= =228434 n.mm mvc左所以危险截面在c左侧 dmin=35.28mm前面粗算以及最后取得的轴的最小处直径为40mm，大于dmin=35.28mm 故强度足够-20七、轴承的校核1、高速轴上轴承的校核角接触轴承型号36205，cr=13.10kn c0r=9.25kn 作用于轴承上的径向载荷为：frb=338.9 n

17、frd=1093.9 nfa1=226.9n 故fa/ c0r=226.9n/9.25kn=0.0245 由教材p288表11-7 取得e=0.55 fa/frma*=226.9/1093.9=0.2074e 故*=1 y=0 由教材p289表11-8 fp=1.01.2当量动载荷：p=fp(* frma*+y fp)=1.2*1093.9=1312.68 ncj= =12.5kn cr=13.10kn故轴承强度符合要求2、中间轴上轴承的校核角接触轴承型号36206 径向基本额定动载荷cr=18.20kn 径向基本额定静载荷c0r=13.30kn 作用于轴承上的径向载荷为：fra=1960.9

18、8 n frb=1988.99n fa=224.8n 方向向右 故fa/ c0r=224.8n/13.30kn =0.016 由教材p288表11-7 取得 e=0.55 fa/frma*=224.8/1988.99=0.11e 由教材p288表11-7 可得其径向和轴向动载荷系数分别为*=1 y=0 由教材p289表11-8 取载荷系数fp=1.0当量动载荷：p=fp(* frma*+y fp)=1.0*1988.99=1988.99 n 则额定动载荷为cj= =11.604kncr=18.20kn故轴承强度符合要求-213、低速轴上轴承的校核角接触轴承型号36209 径向基本额定动载荷cr

19、=32.3kn 径向基本额定静载荷c0r=25.6kn 作用于轴承上的径向载荷为：frb=1259.37 n frd=1729.95n fa=451.7n 故fa/ c0r=451.7n/25.6kn =0.018 由教材p288表11-7 取得e=0.55 fa/frma*=451.7/1792.95=0.26e 由教材p288表11-7 可得其径向和轴向动载荷系数分别为*=1 y=0 由教材p289表11-8 取载荷系数fp=1.0当量动载荷：p=fp(* frma*+y fp)=1.0*1792.95=1792.95 n 则额定动载荷为cj= =13.23kn cr=32.3kn故轴承强

20、度符合要求八、键的选择与校核（一）、高速轴与电机之间的键1、键的选择此处的轴的参数为 d1=21mm t1=26.262n.mm 材料为45号钢查课程设计p148 可得 宽度b=6mm 高度h=6mm 轴t=3.5mm 极限偏差： 毂t1=2.8mm 极限偏差：选键长度系列中的l=45mm 工作长度l=l-b=45-6=39mm 如下图：-222、键的校核（1）、挤压强度条件：= 由教材p363 表14-2可得 =120150mpa k=h/2=3mm 则 =*1000=21.38mpa 故挤压强度条件满足（2）、剪切强度条件= 由教材p363 表14-2可得=120 mpa= *1000=1

21、0.69 mpa 故剪切强度条件满足则 键尺寸为：b*h*l=6*6*45（二）、低速轴与其上齿轮之间的键1、键的选择此处的轴的参数为 d=52mm t=328.849n.mm 材料为45号钢查课程设计p148 可得 宽度b=16mm 高度h=10mm k=h/2=5mm 轴t=6mm 极限偏差： 毂t1=4.3mm 极限偏差：选键长度系列中的l=80mm 工作长度l=l-b=80-16=64mm 如下图：2、键的校核（1）、挤压强度条件：= 由教材p363 表14-2可得 =120150mpa 则 =*1000=40.3mpa 故挤压强度条件满足（2）、剪切强度条件-23= 由教材p363

22、表14-2可得=120 mpa= *1000=12.6 mpa 故剪切强度条件满足则 键尺寸为：b*h*l=16*10*80（三）、低速轴与其联轴器之间的键1、键的选择此处的轴的参数为 d=40mm t出=305.215n.mm 材料为45号钢查课程设计p148 可得 宽度b=12mm 高度h=8mm k=h/2=4mm 轴t=5mm 极限偏差： 毂t1=3.3mm 极限偏差：选键长度系列中的l=80mm 工作长度l=l-b=80-12=68mm 如下图：2、键的校核（1）、挤压强度条件：= 由教材p363 表14-2可得 =120150mpa 则 =*1000=56.1mpa 故挤压强度条件

23、满足（2）、剪切强度条件= 由教材p363 表14-2可得=120 mpa= *1000=18.7mpa 故剪切强度条件满足则 键尺寸为：b*h*l=12*8*80-24（四）、中间轴与其上大齿轮之间的键1、键的选择此处的轴的参数为 d=35mm t=109.714n.mm 材料为45号钢查课程设计p148 可得 宽度b=10mm 高度h=8mm k=h/2=4mm 轴t=5mm 极限偏差： 毂t1=3.3mm 极限偏差：选键长度系列中的l=32mm 工作长度l=l-b=32-10=22mm 如下图：2、键的校核（1）、挤压强度条件：= 由教材p363 表14-2可得 =120150mpa 则

24、 =*1000=71.2mpa 故挤压强度条件满足（2）、剪切强度条件= 由教材p363 表14-2可得=120 mpa= *1000=28.5mpa 故剪切强度条件满足则 键尺寸为：b*h*l=10*8*32九、联轴器的选择由机械设计指导书推荐，高速轴用弹性联轴器，低速轴用刚性联轴器；因为电机轴转速比较高，同轴度不易保证，弹性联轴器可以补偿两轴相对位移和起到缓冲的作用；而输出轴则载荷平稳、同轴度好，故选用刚性联轴器。1、 高速轴与电机之间的联轴器以电机轴直径d=28mm为准来选择高速轴与电机之间的联轴器，由于t1=26.262n.m n1=1440r/min 查课程设计p210弹性注销联轴器

25、可知，可选择hl2型 d=28mm tn=315n*m n=5600r/min 轴孔长度62mm-252、 低速轴与滚筒之间的联轴器低速轴用刚性联轴器，此处选用凸缘联轴器，查课程设计p209可知在d=40mm =106.44 r/min t输出=305.215 n*m 时，可选用yld9型号，公称tn=400n*m 材料为钢时的n=6800r/min d=140 d1=115十、箱体结构和辅助零件的设计1、减速器机体结构尺寸如下：名称符号公式结构尺寸/mm箱体壁厚0.025a+3=6.588箱盖壁厚10.02a+3=5.888箱盖箱座箱底座凸缘的厚度b,b1,b2b=b1=1.51b2=2.51220箱座箱盖的肋厚m，m1m=m1=0.8516.8轴承旁凸台的半径r1r1=c214轴承盖的半径d2d2=d+(5-5.5)d388(低速轴)116（中间轴）146（高速轴）轴承盖的凸缘厚度tt=(1-1.2)d36地脚螺钉的直径df17.04地脚螺钉的数目n4轴承旁链接螺栓的直径d1d1=0.75df12.78箱盖，箱盖联接螺栓的直径d2d2=(0.5-0.6)df6.39取10轴承盖螺钉的直径d3（0.40.5）df5.112取8窥视孔盖