机械设计课程设计--展开式二级圆柱齿轮减速器设计

1、计算及说明一 课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1二级展开式圆柱齿轮减速器2运输带3联轴器（输入轴用弹性联轴器，输出轴用的是齿式联轴器）4电动机5卷筒已知条件：1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力源：电力，三相交流，电压380/220V5）运输带速度允许误差为±5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。7）运输带工作拉力4000N8）运输带工作速度1.6m/s9）卷筒直径400mm二. 设计要求1.完成减速

2、器装配图一张。2.绘制轴、齿轮、箱体零件图各一张。3.编写设计计算说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。2) 该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性,制造简单,维修方便,使用寿命长等许多优点。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率

3、为：从电动机到工作机传送带间的总效率为：由机械设计课程设计手册表1-7可知：0输入轴联轴器（弹性联轴器）效率，取为0.99；1第一级圆柱斜齿轮的传动效率，精度为8级，取为0.97；2输入轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.99；3第二级圆柱直齿轮的传动效率，精度为8级，取为0.97；4中间轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.995输出轴上轴承（深沟球轴承）的传动效率，取为0.99；6输出轴联轴器（齿式联轴器）效率，取为0.99所以电动机所需工作功率为 3）确定电动机转速按手册推荐的传动比合理范围，二级展开式圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速可选范围为 Nd=i*nw=

4、(9-25)* 76.4r/min=(687.6-1910)r/min符合这一范围的同步转速有750、1000 、1500 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表12-1选定电动机型号为Y160M-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率（kw）满载转速(r/min)质量（kg）Y160M-6 7.5 970 2.0 2.0 1193.计算传动装置的总传动比并分配传动比(1).总传动比为 =970/76.4=12.7(2).分配传动比 其中：，且取，即=12.7/3

5、=4.23 4. 计算传动装置的运动和动力参数 该传动装置从电动机到工作机共有三轴，依次为轴轴轴1).各轴的转速 I轴 II轴 III轴 2).各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴 3） .各轴的输入转矩 电动机的输出转矩Td为Td=9550×1000×Pd/nd= 70.39N·m I轴 II轴 III轴 5. 齿轮的设计5.1.高速级大小齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 (3)材料选择。由机械设计表6.1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬

6、度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，取Z2=93(5)按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数(6)初选螺旋角=14°2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。两者比较校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 1> 确定公式内的各计算数值1）.试选载荷系数。2）.计算小齿轮传递的转矩 3） .由10-30选取区域系数ZH=2.4334） .由图10-26查得5） .需用接触应力，由10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

7、，大齿轮的解除疲劳强度极限。6） 由式10-14计算应力循环次数 7） 由图10-19取接触疲劳寿命系数8） 计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1 2>.计算1）.计算小齿轮分度园直径 2）.计算圆周速度。 3）.计算齿宽及模数 4）计算纵向重合度5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取根据，8级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；由表10-4查得；由参考文献2图10-13查得由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a）得 7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17） （1）确定计

8、算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.883）计算当量齿数4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；5）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得； 6）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献2式（10-12）得 9）计算大，小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大（2）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大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。 取=28，

9、则。4几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为152mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因b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 （4）计算齿轮宽度 mm圆整后取；。5.2低速级齿轮的设计2.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度3）材料及热处理：选择参考文献2表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数.2.2按齿面接触强度设计按参考文献

10、2式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传递的转距4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数5）由参考文献2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6）由参考文献2式（10-19）计算应力循环次数 7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得2.3计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3) 计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5)计算

11、载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取；根据，8级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；直齿轮，；由参考文献2图10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；由，查参考文献2图10-13得，故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得 7）计算模数2.4. 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5） （1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；2）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=

12、1.4，由参考文献2式（10-12）得 4）计算载荷系数5）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；。6）查取应力校正系数由文献2表10-5查得；。7）计算大，小齿轮的 ，并加以比较小齿轮的数值大2.5 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m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.14并就近圆整为标准值。 取=25， 则2.6几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 ， 3）计算齿轮宽度 则取；。6.设计计

13、算轴 轴I的设计 求轴I的功率 , 转速 , 转矩 , , 求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径 则 初步确定轴的最小直径 材料为40Cre钢，调质处理。根据课本表15-3，取，于是 ，由于键槽的影响，故联轴器的计算转矩，取，则：查机械设计课程设计手册，选用LT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。根据联轴器参数选择半联轴器长度 I轴强度校核：据结构图可作出轴的计算简图如下:(a) 1655079.5FrMH2Ft(b) (c)MvM(d)M2M1MT 载荷水平面H垂直面V支反力F=145.3=760.67=613.82=1793.43弯矩M=23974.5=42059.6=997

14、44.15总弯矩=扭矩T计算弯矩. 按弯扭合成应力校核轴的强度 由以上分析可知C点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-5及上表中的数值可得 根据所选定的材料,由表15-1查得因此,故安全. . 校核轴承寿命 对于7205AC型轴承,按表13-7查得派生轴向力,则有 由于,所以轴承1被压紧,轴承2被放松, 根据,查表13-5得,轻微冲击,取,则有 计算载荷寿命 由于,角接触球轴承,动载荷,则寿命 所以合格 轴II的设计 求轴II的功率 , 转速 , 转矩 , , 求作用在齿轮上的力 已知2、3齿轮的分度圆直径分别为： 则 圆周力、径向力和轴向力的方向如图四所示 初步确定轴的最小直径、中间轴输入的

15、功率P2、转速n2和转矩T2 N2=229.3r/min P2=6.8kw T2=283.2Nm按齿轮的设计，轴的材料与齿轮相同，采用40Cr，查机械设计表15-3取Ao=100 查机械设计手册选最小直径d=40mm。 . 求轴上载荷 根据结构图,可作出轴的计算简图如下:（a）79.590.559.5(b)Fa2 (c)M1A M(d) 载荷水平面H垂直面V支反力F=1451=296.97=4323.4=3743.85弯矩M=115354.8=60024MH3=17669.17mm=343710.3=222748总弯矩=扭矩T. 按弯扭合成应力校核轴的强度 由以上分析可知B点外侵弯矩最大,是危

16、险截面,由式15-5及上表中的数值可得 根据所选定的材料,由表15-1查得因此,故安全. . 校核轴承寿命a) 对7206AC轴承, 按表13-7查得派生轴向力,则有 b) 1被压紧,;2被放松, c) 根据,查表13-5得,轻微冲击,取,则有 d) 计算载荷寿命 由于,角接触球轴承,动载荷,则寿命 所以合格III的设计 求作用在齿轮上的力 初步确定轴的最小轴径 （1）按齿轮的设计，轴的材料与齿轮相同，采用45调质钢，查机械设计表15-3取A0=110 查机械设计手册选最小直径d=48mm。联轴器的计算转矩，取，则：查机械设计课程设计手册，选用LT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。根据联轴器参

17、数选择半联轴器长度。. 求轴上的载荷 根据结构图可做出轴的计算简图如下79.5150Fr4FNH1FNH2(b) Ft4MMTM载荷水平面H垂直面V支反力F=1346.4=713.6=3699.35=1960.65弯矩M=107038.8 =294098.3,总弯矩=扭矩T计算弯矩 . 按弯矩合成应力校核轴的强度 由以上分析可知B点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-3及上表中的数值可得 根据所选定的材料,由表15-1查得因此,故安全. . 校核轴承寿命 P=3936.75 d) 计算载荷寿命 由于,角接触球轴承,动载荷,则寿命 所以合格7滚动轴承的选择7.1输入轴轴承的选择作为高速级轴承，应

18、当选择球轴承，在前述中已经选择了类型为角接触球轴承，现在进一步选择具体的型号。输入轴作高速级，且采用斜齿轮传动，选用轴承为角接触球轴承，轴承的内径应进行两次放大，第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，一般应满足，取；第二次放大时为了装拆方便，取，同时轴承为标准件，内径应为0或者5的倍数，故轴承内径为d=25+2*2.5+2*2.5=35mm，这里轴承一般为轻系列或者中系列的，综上所述，查取角接触球轴承表（GB/T 2921994），选择高速轴轴承型号为7007C。7.2中间轴轴承的选择中间轴是闷在闷盖里面的，故不需要经过放大，应为轴端直径为，前面所选择的类型也是角接触球轴承，从角接触球轴承表（G

19、B/T 2921994）中选取型号也为7208C。7.3输出轴轴承的选择因为输出轴上安装的是直齿圆柱齿轮，没有轴向力的作用，轴承类型已选定为深沟球轴承。轴承的内径也同输入轴轴承一样，也需进行两次放大。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，一般应满足，应为输出轴轴径较大为d3=48，所以取h1=1；第二次放大时为了装拆方便，取h2=2.5，同时轴承为标准件，内径应为0或者5的倍数，故轴承内径为d=48+1*2+2.5*2=55mm，综上所述，查取深沟球轴承表（GB/T 2761994），选择输出轴轴承型号为6011。8、润滑方式、润滑剂牌号、密封装置以及轴承端盖的选择8.1轴承润滑方式滚动轴承润滑

20、方式的选择参考机械设计教材第332页内容。对于高速轴角接触球轴承，采用脂润滑；对于中间轴角接触球轴承其，亦选择脂润滑方式。对于深沟球轴承，其，亦采用脂润滑方式。8.2确定齿轮润滑方式对于齿轮润滑方式参考机械设计教材第233页到235页内容。输出轴上齿轮为直齿圆柱齿轮，其中模数，齿数，故齿顶圆直径，由于，所以齿轮的齿顶圆周速度为故齿轮应采用浸油润滑。8.3轴承端盖的选择及相关尺寸我们这里选择轴承端盖结构为凸缘式结构，轴承端盖的相关尺寸参考机械设计课程设计手册第166页内容。8.3.1高速轴承端盖尺寸由于高速轴选用轴承为7007C，轴承外径D=62mm，故轴承端盖螺钉直径为 、螺钉数目为4个。相关

21、尺寸见下表，高速轴轴承端盖相关尺寸，取8.3.2低速轴承端盖尺寸低速轴轴承采用的是深沟球轴承，型号为6011，轴承外径，选用螺钉直径为，螺钉数目为6。相关尺寸见下表，取9、箱体的相关尺寸减速器箱体主要结构尺寸参考机械设计课程设计手册第158也相关内容。其中带有的表示在多级传动中，取低速级中心距，本设计中。相关尺寸见下表，铸铁减速器箱体主要结构尺寸表名 称符号选择结果箱座壁厚箱盖壁厚，取箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地角螺钉直径，取地角螺钉数目NN=6轴承旁连接螺栓直径，取盖与座连接螺栓直径连接螺栓d2的间距150轴承端盖螺栓直径视孔盖螺栓直径定位销直径，、至外箱壁距离C1分别为26mm

22、、22mm、16mm、至凸缘边缘距离C2分别为24mm、20mm、14mm轴承旁凸台半径R1为20mm凸台高度24mm外箱壁至轴承座端面距离铸造过渡尺寸、参考机械设计课程设计手册表138大齿轮顶圆与内箱壁距离，取齿轮端面与内箱壁距离，取箱盖、箱座肋厚、分别取箱盖，箱座轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准两级齿轮端面间距C取C=8mm大齿轮顶圆与箱座底部距离b0取b0=32mm轴承端面与内箱壁距离要求，取10各个轴上键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸

23、为其截面尺寸（一般以键宽b×键高h表示）与长度L。键的截面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。从国家标准键连接中（GB/T 10952003和GB/T 10962003）查取相关的资料，并且和前面的联轴器中键连接中键的选择相适应，所以选择键的结果如下：减速器中高速轴与联轴器连接处选择键为： GB/T 1096键C8×7×70；中间轴安装斜齿轮处选择键为：GB/T 1096键14×9×50；中间轴安装直齿轮处选择键为：GB/T 109

24、6键14×9×90；输出轴安装直齿轮处选择键为：GB/T 1096键20×12×90；输出轴与联轴器连接处选择键为：GB/T 1096键C16×10×100；11.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽

25、度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为11mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

26、油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.12 润滑密封设计对于二级展开式圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且转速速较低，所以其速度远远小于12m/s，所以轴承采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑油，装至规定高度。油的深度为64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接