机械设计课程设计二级减速器

1、机械设计课程设计任务书学生姓名专业年级设计题目： 设计带式输送机传动装置设计条件：1、 输送带工作拉力：F = 2600N；2、 输送带工作速度：v = 1.1m/s（允许输送带速度误差为±5%）；3、 滚筒直径：D = 220mm；4、 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室内，灰尘较大，环境最高温度35°；5、 使用折旧期： 8年；6、 检修间隔期： 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、 动力来源： 电力，三相交流，电压380/220V；8、 运输带速度允许误差：9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、 减速器装配图1张（

2、A1）；2、 零件工作图2张；3、 设计说明书1份。指导教师签名： 2013年4月23日说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4纸）。2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计(论文)的第一页。设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器1设计条件1.1原理图（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）1.2工作情况1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，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) 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5) 运输带速度容许误差：±5%

3、；6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.3原始数据题号参数1运输带工作拉力F/KN2600运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm220注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。欢迎下载2 电动机选择2.1电动机类型的选择 电动机选择全封闭的Y系列三相鼠笼式异步电动机，具有防止 灰尘、铁屑、或其它杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。2.2电动机功率的计算 工作机所需功率Pw 设计方案的总效率 =0.99（两对联轴器的效率相等） =0.99，=0.9

4、8，=0.99 =0.97（两对齿轮的效率取相等） 则：=0.886 电动机所需工作功率 2.3电动机转速的选择 由v=1.1m/s 求卷筒转速nw V =1.1 nw=95.50 r/min 电动机可选转速范围 在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，由圆柱齿轮传动比范围为35。 所以nd =(i1*i2) nw=9，25* nw nd的范围是（859.5，2387.5）r/min，初选为同步转速为1430r/min的电动机2.4电动机型号的确定 电动机型号为Y100L1-4,其额定功率为2.2kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速

5、r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L1-42.214302.22.334Pw=2.86 KW=0.886=3.23 KWnw=95.50 r/minnm=1430 r/min3 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配3.1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nw nw95.50r/min nm=1430r/min i14.973.2合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。估测选取 i1=4.5 i2=3.3传动比误差为0.801%，所以可行。3.3 各轴转速、输

6、入功率、输入转矩计算 计算各轴转速 电动机转轴速度 n0=nm=1430r/min 高速轴1 n1=nm=1430 r/min 中间轴2 n2=317.78 r/min 低速轴3 n3= =96.30 r/min 卷筒轴 n4=96.30 r/min。 计算各轴功率高速轴1 P1=Pd*=3.23*0.99=3.20Kw 中间轴2 P2=P1*齿*n轴承1=3.20*0.97*0.99=3.07Kw 低速轴3 P3=P2*=3.0708*0.97*0.98=2.92Kw 卷筒轴 P4=P3*=2.9191*0.99*0.99=2.86 Kw 计算各轴转矩 电动机输出转矩 i14.97i1=4.

7、5i2=3.3各轴转速n0=1430r/minn1=1430r/minn2=317.78 r/minn3=96.30 r/minn4=96.30 r/min各轴功率P1= 3.20 KwP2=3.07Kw P3=2.92Kw P4=2.86Kw高速轴1 中间轴2 低速轴III 卷筒轴 项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min7896.3096.30功率（kW）3.233.203.072.922.86转矩（N·m）21.621.492.3290.0 284.0传动比114.53.314 齿轮设计计算4.1 高速齿轮的计算输入功率小齿轮转

8、速齿数比小齿轮转矩类型3.20Kw1430r/min4.521.4N·m斜齿 选精度等级、材料及齿数：1） 材料及热处理选择小齿轮材料为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。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z290的；4.1.1 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（1021）试算，即 1）确定公式内的各计算数值 =T2=T3=T4=8级精度z120 z290（1） 试选Kt1.6（2） 由表107选取齿宽系数d1（3）

9、由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（4） 由图1030选取区域影响系数=2.433（5） 由图1026查得=0.755，=0.82， 则=+=1.575（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数 （8）由1图1019查得接触疲劳寿命系数， 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.90×600MPa540MPa 0.95×500MPa522.5MPa 则许用接触应力为： 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径 =34.24mm

10、（2）计算圆周速度 v=2.56m/s（3）计算齿宽b及模数m （4）计算纵向重合度 （5）计算载荷系数K 由表10-2查得使用系数 根据，8级精度，由图10-8查得动载系数 由表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， 查图10-13得： 由表10-3得， 故载荷系数 （6）按实际载荷系数校正分度圆直径 由式10-10a得： （7）计算模数m 4.1.2 按齿根弯曲强度设计 由式10-17得：弯曲强度设计公式 1）确定计算参数 （1）计算载荷系数： （2）根据纵向重合度，从图10-28查得： （3）计算当量齿数： （4）查取齿形系数： 由表10-5查得 （5）查取应力校正

11、系数： 由表10-5查得 （6）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 （7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数, （8）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 （9）计算大小齿轮的并加以比较： （大齿轮的大）2）计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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，取标准值.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来计算相应的齿数：取3） 几何尺寸计算

12、（1）计算中心距 故圆整后取中心距为 （2）修正螺旋角 螺旋角改变不多，不需要修正相关的参数。 （3）计算齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 调整后取 。模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.537.093724大齿轮1.5166.91311084.2 低速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩类型3.07KW317.78r/min3.392.3N·m直齿 选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为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。 2）精度等级选用8级精度； 3）试选小齿轮齿数z124，

13、大齿轮齿数z279的；4.2.1按齿面接触强度设计 由设计公式（10-9a）进行计算，即 1） 确定各计算值 （1）试选载荷系数 （2）计算小齿轮传递的转矩， （3）由表10-7选取齿宽系数 （4）由表10-6查得材料的弹性影响系数 （5）由图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）由式10-13计算应力循环次数 （7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数 ， （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（10-12）得 2） 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =63.63mm （2）计算圆周速度v （3）计

14、算齿宽b （4）计算齿宽与齿高比b/h 模数 齿高 （5）计算载荷系数 根据，8级精度，由图10-8查得动载系数 直齿轮 由表10-2查得使用系数 由表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，查图10-13得 故载荷系数： （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a） 得 （7）计算模数m 4.2.2 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为： 1） 确定各计算值 （1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极， 大齿轮的弯曲强度极限 （2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数， （3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1

15、.4，由式（10-12）得： （4)计算载荷系数K （5)查取齿形系数 由表10-5查得 （6）查取应力校正系数 由表10-5查得 （7）计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的大一些2） 设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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，可取标准值，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算出小齿轮齿数： ，取 大齿轮齿数 ,取这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑

16、,避免浪费。3） 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 (3）计算齿轮宽度 所以取模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮26820°68大齿轮222420°624 画装配草图4.1 初估轴径在画装配草图前需初估轴径,从而提高设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能的降低生产成本。由<<机械设计>>式16.2,得各轴的最小直径分别为:式中: C为轴强度计算系数,40Cr和45钢所对应的系数分别为102和112。考虑到实际情况,可将这三轴的最小轴径定为22mm, 35mm和52mm。4.2 初选联轴器联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两

17、轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器,由于轴的转速较高,为减小启动载荷,缓和冲击,应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器,该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选用鼓型齿式联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下: 电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用LT6联轴器 ;减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GY7联轴器 58432003。4.3 初选轴

18、承轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对直齿轮传动，经比较选择，采用两对深沟球轴承。从高速轴到低速轴，选用的轴承分别为6305,6308,6312。4.4 箱体尺寸计算查手册中表11-10.025，可计算出箱体各部分尺寸，具体如下：名称符号具体数值箱座壁厚10mm箱盖壁厚110mm箱盖凸缘厚度b115mm箱座凸缘厚度b15mm箱座底凸缘厚度b225mm地脚螺钉直径df24mm地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺钉直径d118mm盖与座联接螺钉直径d212mm联接螺栓d2的间距l150mm轴承端盖螺钉直径d312mm视孔盖螺钉直径d410mm定位销直径d10mm轴承旁凸台半径R124mmdf、d1

19、、d2至外箱壁距离C1342618df、d2至凸缘边缘距离C22816箱座肋厚m9mm大齿轮齿顶圆与内箱壁距离114mm齿轮端面与内箱壁距离210mm结合以上参数,可设计出传动装置的装配草图,其结构形式如下图所示:70194减速器布局草图921007294176ABC5 轴系结构设计计算5.1轴的尺寸计算5.1.1高速轴尺寸计算 根据结构及使用要求,把高速轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分六段,其中第5段为齿轮,如图所示:由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为40Cr,热处理为调质处理, 材料系数C为112。所以,该轴的最小轴径为: ， 由主教材表19.3查得载荷系数

20、K=1.5： ， 选用梅花形弹性联轴器,与轴相连的轴孔直径为16mm，轴孔长度为42mm，与电动机轴连接的轴孔直径为28mm，轴孔长度为62mm。则： 为了满足半联轴器的轴向定位要求第二轴段左端要求制出一轴肩；固取2段的直径d2=20mm;左端用毡圈密封，按轴端直径取毡圈圈直径D=20mm。第三段的长度，经过画图确定L2=69.2mm ，经过第二次放大，查取轴承 7005AC，所以d3=25m，L3=28mm。由于第四段轴应比小齿轮的d1=16mmL1=40mm；d2=20mm L2=69.2mm；d3=25mmL3=28mm；d4=28mmL4=73mm； L5=42mm；d6=25mmL6

21、=28mm； 齿根圆要低，所以取L，4=73mm 。 第五段是齿轮轴段长度为42mm，L5=42mm。第六段：d6=25mm，L6=28mm。5.1.2中间轴尺寸计算 中间轴的结构示意图由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为40Cr,热处理为调质处理, 材料系数C为112。所以,有该轴的最小轴径为: 。 为了保证减速器美观，中速轴选择的轴承为30205从而d1=25mm，L1=32.25mm, 第二段为齿轮轴段L2=64mm；第三段为了满足齿轮的轴向定位，所以d3=36mm，L3=12mm；第四段和大齿轮配合所以，其直径尽量取标准值d4=30mm，其长度为一级大齿

22、轮宽度B2-2=36-2=34mm，L4=34mm；第五段要与轴承配合，所以d5=25mm，L5=37.25mm。5.1.3低速轴尺寸计算 低速轴的结构示意图 低速轴的材料为45，材料系数C为100。最小轴径为： d1=25mmL1=32.25mm；L2=64mm；d3=36mmL3=12mm；d4=30mmL4=34mm；d5=25mmL5=37.25mm；d7=30mmL7=58mm；d6=35mm 由主教材表19.3查得载荷系数K=1.5： 第七段轴端要与联轴器相连，选取的联轴器为滚子链联轴器，所以d7=30mm，轴段的长度为联轴器长度减去2mm，L7=60-2=58mm； 第六段为了满

23、足联轴器的轴向定位，此处采用毡圈密封，轴段的长度为L6=50mm，d6=46.2；第五段轴段，经过二次放大，且应该满足所选取的轴承的内径值。所用的轴承是深沟球轴承型号为6008，所以d5=40mm，L5=31mm； 第四段的直径经过放大一次d4=46mm，L4=46mm； 第三段轴段是轴肩，需要对第二级大齿轮进行轴向定位，所以其长度应该满足,所以L3=8mm； 第二段与二级大齿轮有配合关系所以取标准直径d2=45mm，此段的长度为L2=B4-2=58-2=56mm；第一段轴也要与上述的轴承配合所以d1=40mm，L1=36mm。5.2轴的受力分析及核算5.2.1高速轴受力分析 计算齿轮1上的受

24、力：圆周力 径向力 轴向力 5.2.2中间轴受力分析及核算a） 中间轴的结构图如下：L6=46.2mm；d5=40mmL5=31mm；d4=46mmL4=46mm；d3=52mmL3=8mm；d2=45mmL2=56mm；d1=40mmL1=36mm。=755.06N=284.29N=199.92N（1）计算齿轮的啮合力 大斜齿轮的圆周力： 径向力： 轴向力： 小直齿轮的圆周力： 径向力： （2）求垂直面支反力 得=1177.04N，=1412.5N（3）求垂直面弯矩 （4）求水平面支反力 得=222.08N，=161.33N（5）求水平面的弯矩 （6）求合成弯矩 =1412.5N=222.0

25、8N，=161.33N（7）求危险截面的当量弯矩 查表15-1，40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。 （8）弯扭合成强度校核 按最坏的情况校核，取dmin=25mm 所以该轴是安全的.5.2.3低速轴受力分析及核算a）低速轴的结构图（1）计算齿轮的啮合力 大直齿轮的圆周力： 径向力：（2）求垂直面支反力 得=628.48N，=1206N（3）求垂直面弯矩 （4）求水平面的支反力 得=228.75N，=438.95N（5）求水平面的弯矩 （6）求合成弯矩 （7）求危险截面的当量弯矩查表15-1，45钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为 ，又由于轴受的载荷为

26、脉动的，所以。 =628.48N，=1206N=228.75N，=438.95N（8）弯扭合成强度校核 按最坏的情况校核，取dmin=30mm 所以该轴是安全的.5.3轴承寿命验算5.3.1高速轴轴承轴承为7005AC,查手册得C=11.2KN。轴承工作时间为：2×8×8×36546720。两轴承为面对面正安装。（1）求两轴承的径向载荷和 （2） 求两轴承的轴向力和 对于70000AC型轴承，查表13-7，得轴承派生轴向力： 因为 所以轴承1被放松，轴承2被压紧，所以： ， =Fd1-Fa1=205.46N（3）求当量动载荷P1和P2 查表13-5，对轴承1：X1

27、=1，Y1=0 对轴承2：X2=0.41，Y2=0.87因工作载荷较稳定，轴承运转中无冲击或有轻微冲击，按表13-6，取载荷系数fp=1.1 (4)验证轴承寿命 因为p1>p2,所以按轴承1的寿命进行核算: 所以高速轴轴承选择满足寿命要求。5.3.2中间轴轴承 轴承为30205,查取手册得C=32.2KN 轴承工作时间为：2×8×8×36546720。两轴承为面对面正安装。（1）求两轴承的径向载荷和 （2） 求两轴承的轴向力和 对于30000型轴承，查表13-7，得轴承派生轴向力：，查手册表6-7得Y=1.6，e=0.37 ，因为所以轴承3被放松，轴承4被压

28、紧 所以 （3）求当量动载荷P5和P6 查表13-5，对轴承3：X3=1，Y3=0 对轴承4：X4=0.4，Y4=1.6因工作载荷较稳定，轴承运转中无或有轻微冲击，按表13-6，取载荷系数fp=1.2 （4）验证轴承寿命 按轴承4的寿命进行核算:所以中速轴轴承选择满足寿命要求。5.3.3低速轴轴承 轴承为6008深沟球轴承,查手册得C=17KN 轴承工作时间为：2×8×8×36546720。（1）求两轴承的径向载荷和 （2）由于低速级为圆柱直齿轮传动，故轴承不受轴向力（3）求当量动载荷P5和P6 取载荷系数fp=1.2，则轴承当量动载荷为： 由于P6>P5,

29、则取P6计算： 所以低速轴轴承选择满足寿命要求。6键连接的选择和强度校核6.1高速轴与联轴器键连接 高速轴与联轴器相连的那一段轴段的直径为d1=16mm，L1=40mm，查取手册表4-1选取键为。且键轴轮毂的材料均为钢，由机械设计教材表6-2查得：，取平均值为110Mpa。键的工作长度，工作高度为，传递的力矩为12.3N.m，所以： 所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1096 键5×5×326.2中间轴上的键连接 中间轴上的键是为了定位一级大齿轮与中间轴，一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。 根据d=30mm，L=34mm。查取手册表4-1得键的