分流式二级圆柱齿轮减速器课程设计

1、机械设计程设计计算说明书题 目 二级分流式减速器 指导教师 王艾伦 院 系 机电工程学院 班 级 机械0906 学 号 0808090717 姓 名 陈 良 完成时间 2012年3月 目录1. 设计任务书 22. 传动方案的拟定 23. 电动机的选择和计算 24. 传动比的分配 45. 传动装置的运动和动力参数计算 56. 齿轮的传动设计67. 轴的设计 178. 轴的校核 259. 轴承的选择和校核计算2710. 键联接选择与校核 2911. 联轴器的选择 3212. 箱体附件设计 3213. 润滑方式及密封形式的选择 3314. 箱体设计3415. 课程设计总结 3516. 参考资料 36

2、39计 算 及 说 明结 果1 .设计任务书1.1工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为5。输送机效率为w=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年，工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。 1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及

3、轴的零件图各1张（A2） 1.3 原始数据运输带曳引力F（KN）：2运输带速度V（m/s）： 1.2滚筒直径D (mm)： 3002传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=14600hF=2000NV=1.2m/sD=300mm两级分流式圆柱齿轮减速器3电动机的选择和计算1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机

4、的容量1）滚筒所需功率： =FV/1000=20001.2/1000=3.0kw滚筒的转速=601000V/D=63.7r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率，=0.99，=0.98，=0.98 =0.96 0.85 3）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=/ =3.0/0.85=3.53kw 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=4kw 3、 选择电动机的转速 =63.7 r/mi 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=860 则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速的可选

5、范围为=8=863.7=509.6r/min =60=6063.7=3822r/min可见同步转速为750r/min 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min 的两种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)计算得总传动比质量/kg同步转速满载转速1Y132M1-64100096015.72.2732Y112M-641500144022.52.243 由表中数据可知，方案1的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案1，

6、选定电动机型号为Y132M1-6 电动机的技术参数和外型、安装尺寸型号ABCDEFGHY132M1-62161788938801033132KABACADHDBBL12280135210315238515四各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1 机械设计课程设计中表20-2查得：满载转速nm= 960r / min；总传动比i=nm / n=960/ 63.7=15.074.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比 1.4，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=/1.4=4.59 =3.28=3.0kw=63.7 r/mi

7、 =0.85=3.53kw=4 kw电动机型号为Y132M1-8i=15.07=4.59 =3.28五 计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 = 960 r/min 960/4.58 r/min=209.2 r/min 209.2/ 3.28=63.7r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率 =4kw =40.99 kw=3.96kw =3.960.980.98 kw =3.80kw =3.800.980.98 kw =3.65kw =3.650.980.99 kw =3

8、.54kw2. 各轴转矩 =95504/960 =39.79 =95503.96/960 =39.39 =95503.80/209.2 =173.47 =95503.65/63.7 =547.21=95503.54/63.7 =530.72 表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV滚筒轴V转速（r/min）960960209.263.763.7功率（kw）43.963.803.653.54转矩()39.7939.39173.47547.21530.72传动比14.593.281效率0.990.960.960.97六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）

9、选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=28，则大齿轮齿数=4.59=4.5924= 110.16 取z=110 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数： =0.82）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6b. 分流式小齿轮传递的转矩

10、=/2=19.70 c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.77 ，=0.89=0.77+0.89=1.66=14600h则应力循环次数 =6.4/4.16=1.6 g、查阅参考文献2机械设计中图10-19查第2条线查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.97。9、计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1。查阅参考文献2机械设计中图10-21d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。 则=（+）/2 =（509.6+504.4）/2=507MPaa. 按式

11、计算小齿轮分度圆直径 mm =40.48mm b. 计算圆周速度 =3.1440.489600/（601000）m/s =2.03m/sc. 计算齿宽b及模数b=0.840.48mm=32.38 mm =cos/=1.64mm h =2.25=2.251.64 mm=3.69mm b/h=32.38 /3.69=8.77 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.3180.824tan=1.52 e. 计算载荷系数K 根据有轻微冲击， 使用系数=1.25，根据V=2.03 m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.09；查表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数 的值与直齿轮

12、相同得=1.134 弯曲强度计算齿向载荷系数查图（图10-13）得=1.221查表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由式 得载荷系数=1.251.091.41.134=2.16 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得 mm=44.74mm g. 计算模数 =cos/=44.74cos/22mm =1.81mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1.251.091.41.221=2.33b. 根据纵向重合度=1.52 查图表（图10-28）得螺旋角影响系数=0.88c. 计算当量齿数=26.3=120.4d. 查取齿形系数查图表（

13、P200表10-5）=2.588，=2.178e. 查取应力校正系数查图表（P200表10-5）=1.596 ，=1.792f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，由式 g. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.5881.596/303.57=0.01372 =2.1781.792/238.86=0.01634大齿轮的数值大设计计算 mm =1.59mm 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=44.74mm计算应有的齿数=44.74c

14、os/2=23.05 取23取=23，则=4.5923=105.57 取106（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 mm =132.95mm将中心距圆整为133mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =232/cos =47.4 mm 取整47mm =1062/ cos =218.5. mm 取整219mm4） 计算齿轮宽度 =0.847.4mm=37.6mm圆整后取=35mm ，=40mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 ，由160mm500mm ，大齿轮采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数

15、 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=24 ，=243.28=78,7 e. 选取齿宽系数=1.0（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=173.47 =1.73c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=670MPa ，=610MPae. 由式确定应力循环次数=60175.4

16、8114600=1.54=6.373/3.18=4.84f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.97，=1.06g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.97670MPa=649.9MPa =1.06610MPa=646.6MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=646.6MPa得 =mm =68.2mm b. 计算圆周速度 =3.1468.2209.2/60000m/s=0.75m/s c. 计算齿宽 =168.2 mm=68.2mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=68.2/24mm=2.84mm 齿高=2.25=2

17、.252.84mm=6.39mm 则/=68.2/6.39=10.7 e. 计算载荷系数 使用系数Ka=1.25 根据=0.75m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.02 ，直齿轮=1 ，由=1和=68.2mm ， 查表10-4得 =1.312 由/=10.7和=1.292查图表（P图10-13）得=1.312 故根据式得=1.59 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得 =72.9mm g. 计算模数 =72.9/24mm=3.04mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=

18、500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.892，=0.92 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式 c. 计算载荷系数。由式得=1.251.0211.352=1.72d. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.65 =2.22e. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.58，=1.77f. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.651.58/318.57=0.013143=2.221.77/249.71=0.015746 大齿轮的数值大2） 设计计算 mm=2.45mm由以上计算结果对比，

19、由齿面疲劳接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳接触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，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=74.14mm来计算应有的齿数计算应有的齿数得=72.9/3=24.3取=24，则=3.2824=78.7 取z=78（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=3（24+78）/2 mm=153mm 圆整后得=1532） 计算分度圆直径 mm=72mm mm=234mm3） 计算齿轮宽度 =1.072mm=72mm 取=75mm ，=70 mm5）结构设计 由e2，齿轮3做成齿轮轴 ，由160mm=14600h 故所选用轴承

20、满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60082轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选，故初步选取0组游隙，0级公差6208轴承，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=2058.9N，=0，=3，n=209.2r/min1）查滚动轴承6208样本（指导书表15-2）知的基本额定动载荷C=22800N，基本额定静载荷=15800N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2（12058.9+0）N =2470.7N3）验算轴承寿命 h=62608h=14600h 故所选用轴承满足寿命要求。确

21、定，故初步选取0组游隙，0级公差6210轴承， 3）验算轴承寿命 h=73714h=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。3输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6211，由于受力对称，只需要计算一个，其受力= 5127.8N，=0，=3 ，转速n=63.7r/min1）查滚动轴承样本（指导书表12-1）知深沟球轴承6011的基本额定动载荷C=23200N，基本额定静载荷=17800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=1.（151

22、27.8+0）N =5127.8N 3）验算轴承寿命 h=24231h=14600h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6011。十、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用c型键=10mm8mm50mm，=143.9 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=50mm-5mm=45mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =239.39/44532MPa=13.7MPa=110MPa可见连接的强度足够，选用C

23、型 键 =10mm8mm50mm，2齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用A型键：bhL=10mm8mm30mm，=86.74 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=30mm-8mm=22mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2173.47/42238MPa=76.3MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键bhL=10mm8mm30mm 3齿轮3与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键bhL=14mm9

24、mm63mm ，=173.47 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=63mm-14mm=49mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由式可得 =2173.47/4.54942MPa=37.6MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键bhL=14mm9mm63mm4齿轮4与轴IV的键连接1) 由轴IV的设计知初步选用键bhL=18mm11mm63mm =547.21 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=10

25、0-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=63mm-18mm=45mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式可得 =2547.21/5.54565MPa=68.03MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键bhL=18mm11mm63mm 5联轴器与轴IV的键连接 1) 由轴IV的设计知初步选用键bhL=14mm9mm70mm =530.72 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=70mm-14mm=56mm，键与轮毂键槽的接触高度k

26、=0.5h=0.59mm=4.5mm。由式可得 =2530.72/4.55645MPa=93.6MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键bhL=20mm12mm100mm 十一、联轴器的选择 1输入轴（轴II）的联轴器的选择 根据轴II的设计，选用TL6型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L1（mm）TL6250330032602输出轴（轴IV）的联轴器的选择根据轴IV的设计，选用HL4Y型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L1（mm）HL6125028004584十二、减速器附件设计1视孔盖 选用A=1

27、00mm的视孔盖。2通气器 选用通气器（经两次过滤）M181.53油面指示器 根据指导书表9-14，选用2型油标尺M164油塞 根据指导书9-16，选用M161.5型油塞和垫片5起吊装置 根据指导书表9-20，采用箱座吊耳起吊6定位销 根据指导书表14-3，选用销GB117-86 A8407起盖螺钉 选用螺钉M820十三、润滑方式及密封形式的选择1齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于10mm，取为油深h=50m。根据指导书表16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。2滚动轴承的润滑采用有油沟导油润滑。3密封方法的选取 由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴II轴III及轴

28、IV的轴承两端采用凸缘式端盖。十四 箱体设计名称符号设计依据设计结果箱座壁厚0.025a+389箱盖壁厚10.02a+388箱座凸缘厚度b1.514箱盖凸缘厚度b11.5112箱座底凸缘厚度b22.523地脚螺栓直径df0.036a+1220地脚螺栓数目n时，n=66轴承旁联结螺栓直径d10.75df15箱盖与箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)df12轴承端盖螺钉直径和数目d3，n(0.40.5)df,n（10，6）（8，4）（8，4） 窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8) d28凸台高度h由位置及轴承座外径确定50外箱壁至轴承座端面距离lc1+c2+ (5

29、10)52大齿轮顶圆距内壁距离11.230齿轮端面与内壁距离212箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851，m0.858十五、总结机械设计是机械类专业的主要课程之一，它要求我们能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的二个星期里，我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了

30、一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作中一般占较大的比重。第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉

31、的新产品。因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国家兴旺发达的不竭动力。创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材和手册所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。因此也体现了创新的思想。在课程设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论

32、知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能，真正做到了学以致用。十六、参考文献 1王昆主编. 机械设计课程设计. 北京： 高等教育出版社,19922濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2005 3龚桂义主编. 机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社,20054陈恒、张作模主编. 机械原理. 北京：高等教育出版社，20035刘鸿文主编. 材料力学. 北京: 高等教育出版社,20036李必文主编. 机械精度设计与检测. 长沙：中南大学出版社,2011= 960r/min=209.2r/min= 63.7 r/min=4kw=3.96 kw=3.80kw=3.65 kw=3.54kw=39.79=39.39=173.47547.21530.72 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS大齿轮材料为45