益达机械设计课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器的设计说明

1、 .PAGE25 / NUMPAGES25机械设计课程设计计算说明书设计题目 展开式二级圆柱齿轮减速器的设计机电工程学院（系） XXXXXX班 设计者 XXX 学号 XXXXXX 指导老师 XXXXX 2013年7月11日五邑大学目 录机械装置总体设计3.二、传动系统的运动参数的设计与计算6装配草图设计阶段 21装配图和零件图 24总结24六、参考文献25 机械装置总体设计1.1.设计任务书 设计题目：展开式二级圆柱齿轮减速器的设计 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。(1)带式运输机数据见数据表格。(2)工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微

2、振动。运输带速度允许速度误差为5%。(3)使用期限 工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4)生产批量与加工条件 小批量生产。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定带传动的主要参数与尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一；2)零件工作图二（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份。4.数据表运输机工作轴转矩T/(Nm)800850900950800850900800850900运输带工作速度v/(m/s)1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4运输带滚筒直径D/mm3603703803904004103603703803901.2、传动方案

3、的拟定与说明传动方案定为带轮减速和二级圆柱齿轮传动减速，说明如下：为了估计传动装置的总传动比围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即=60 x103x1.3/(3.14x370)=67.10 r/min一般常选用同步转速为1500r/min或者1000r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为15-23。根据总传动比数值，可采用传动方案就是以V带传动加二级斜齿圆柱齿轮传动。1.3、电动机选择2-1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用Y系列封闭式的三相异步电动机。2-2求电动机容量1) 卷筒轴的输出功率w=5.62kw;2) 电动机输

4、出功率d 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书机械原理表5-1中查得：V带传动 =0.96；滚子轴承（3对齿轮轴轴承和1对卷筒轴）；圆柱齿轮传动（8级稀油润滑时齿轮副效率）；弹性联轴器；卷筒传动效率（平带传动）；则。故 = 7.17kW；查参考书5中表19-1或者参考书6中表13-1；选取电动机额定功率7.5kW；2-3电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选围。由二级圆柱齿轮减速装置传动比围i=8-40，,带轮为2-4，则总的传动比围为16-160电动机转速可选围为67.10 x (16-160) r/min=1073.6-107

5、36 r/min可见同步转速为1500r/min和 3000r/min的电动机均符合。主要性能如下表：方案电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩1Y132S2-27.5KW2900 r/min2.02.22Y132M-47.5KW1440 r/min2.22.2考虑前面的传动比围，选定电动机的型号为Y132M-4。1.4、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比=1440/67.10=21.462)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比=21.46/2=10.73二级减速器中：高速级齿轮传动比=3.88； 低速级齿轮传动比=10.73/3.88=2

6、.77。1.5、传动装置运动和动力参数计算1）各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即电动机的所需功率=7.17kW第一根轴功率 =7.17kW x0.96=6.88 kW ；第二根轴的功率 =6.88 kW x0.98x0.97=6.54 kW ；第三根轴的功率 =6.54 kW x0.98x0.97=6.22 kW ；滚筒的功率 =6.22 kW x 0.99x0.98=6.04kW ；2）各轴的转速电动机的输出转速 =1440r/min；第一根轴转速： = 1440 /2 r/min=720 r/min；第二根轴的转速 =720/3.88r/min=186 r/min；第三根轴的

7、转速 =186/2.77r/min=67 r/min；滚筒的转速： =186/2.77r/min=67 r/min；3）各轴输入转矩T(Nm)电动机轴的转矩 =9550 x P/n=9550 x7.5/1440= 49.74 Nm；第一根轴的转矩： =9550 xP1/n1 =9550 x6.88/720= 91.26Nm第二根轴的转矩 =9550 xP2/n2 =9550 x6.54/186= 335.79 Nm第三根轴的转矩 =9550 xP3/n3 =9550 x6.22/67= 884.6 Nm；将机械传动系统运动和动力参数的计算数值列于下表备用：计算项目电动机高速轴中间轴低速轴卷筒轴

8、N转速（r/min）14407201866767P 功率（kW）7.176.886.546.226.04转矩T(Nm)49.74 91.26335.79 884.6800i传动比23.882.771效率0.960.950.950.97二、传动系统参数和传动件设计计算2.1、减速器外传动零件设计，带轮的设计（参考书2机械设计中P82-83） 设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：单班制工作（共8 h），空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。所需传递的额定功率P=7.17kw小带轮转速=1440r/min； 大带轮转速= 720 r/min；，传动比。设计容包括选择带的型号、确定基准长

9、度、根数、中心距、带的材料、基准直径以与结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率 =1.1x7.17kW=7.887kW2)、选择V带型 , 根据、由图6-8(教材机械设计)选择B型带（d1min=125-140mm;z 2-8）；3）、确定带轮的基准直径初选小带轮的基准直径，由参考书2中附表6-7和表6-1，取小带轮基准直径=140mm；则大带轮基准直径=140 x2=280mm，查附表6-7,取=280mm；4）验算带速v；（3.14x140 x1440）/(60 x1000)=10.56m/s因为5m/s10.56m/

10、s 120 故主动轮包角满足条件。7）.计算V带的根数由附表6-5查得包角修正系数=0.95；附表6-2查得带长修正系数=0.96；根据=1440r/min 和=150mm 查附表6-3，求得=2.83kW；由已知B型v带，小带轮转速=1440r/min，传动比i=/=280/2=2，查附表6-4得=0.46 kW；单根V带所能传达的功率，=(2.83+0.46)X0.96 X0.95=3.0 kW； 计算v带的根数 Z=7.887/3.0=2.629; 故取3根.8）、计算V带的初拉力 ；由附表6-1查得q=0.17kg/m 。由式求得V带初拉力500*+qv2 =500 x（2.5-0.9

11、5）x7.887/(0.95x3x10.56)+0.17x10.562=222.05N9）计算带传动的压轴力;=2Zsin(/2)=2x3x222.05xsin165.8/2 =1322.1N10）.带轮的设计结构；参照参考书2中P82；带轮的材料为:HT200；V带轮的结构形式为:大、小带轮100 N/mm;由附表8-3查得 =1.40；=1.23+0.18*（1+0.6x0.72）x0.72+0.61x10-3x0.7x53. 54=1.367所以载荷系数 K=1.25 x1.15 x1.4 x1.367=2.75（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 =59.54mm（6）

12、、计算模数= Cos/Z1=2.77mm；所以取=3。4）、按齿轮弯曲强度设计由式(1)、当量齿数:(2)、由附图8-4，符合齿形系数： =4.26； = 3.95；(3)、应力循环次数 60 x720 x1x(1x8x250 x10)=8.64x108；=(8.64x108)/3.88=2.27 x108；、查附图8-5，弯曲疲劳寿命系数、查附图 8-8（e），由材料表面淬火MQ线和HRC=50查得；求许用应力 ；由表8-4，按一般可靠性取所以，所以小齿轮疲劳强度较弱。将、计算载荷系数K，B/H=6.68; =1.367 ；查附图找出 =1.30；=1.25x1.10 x1.4x1.30=2

13、.50模数 按疲劳强度算出来模数 =2.77；所以取高速级齿轮的模数 =3.0；、几何尺寸计算 （1）、法向模数 =3.0；（2）、齿数、中心距为取中心距为155mm；、修正的为 分度圆直径 ；、齿宽b，圆整后，取b1=50mm；b2=45mm；、圆周速度； ；据附表8-12可知V同时少于6m/s和9m/s取齿轮的精度为8级，取高了一级；、校核齿面接触疲劳强度； （1）、查附表8-5，由锻钢 （2）、查附表8-3，（3）、按上面所求 所以；、接触疲劳强度的许用应力961N/mm2 ；2.2.2、低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮一样）(48-55HRC),闭式硬齿面传动，8

14、级精度,查附表8-1得大、小齿轮 40Cr 调质处理 48-55HRC2）、取小齿轮=21，则=58.17； 取=59，初步选定12；3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷有轻微冲击，试选载荷系数Kt=2.0b.计算小齿轮的转矩:T2=335.79N.M。C.齿宽系数，由表8-4选取=0.7；d.由式计算应力循环次数60 x186x1x(1x8x250 x10)=2.23x108；=(2.23x108)/2.77=9.83x107；e.由查附图8-6取接触疲劳寿命系数=0.94 =0.98 由硬度为HRC48-55查附图8-7（i），根据MQ线延长而知，

15、N/mm2 ；许用应力由表8-4，取安全系数 =/=1029MPa = /=1183 MPa ；=1029Mpa ；3）、修正计算（1）计算圆周速度: V=n1/(60 x1000)=0.789m/s ;（2)计算出齿轮圆周力=（2x335.79）/（x10-3）=3409N；（3）、计算载荷系数参考附表8-12，附表8-2，附表8-3，附表8-4以与附图8-1分别查得:=1.25；=1.15；由于 =182.47N/mm 100 N/mm;由附表8-3查得 =1.40；=1.23+0.18*（1+0.6x0.72）x0.72+0.61x10-3x0.7x53. 54=1.369所以载荷系数

16、K=1.25 x1.15 x1.4 x1.369=2.78 ；（4）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 =90.5mm ；（5）、计算模数= Cos/Z1=4.22mm；所以取=4.5 。4）、按齿轮弯曲强度设计由式(1)、当量齿数:；(2)、由附图8-4，符合齿形系数： =4.26； = 3.97；(3)、应力循环次数 60 x186x1x(1x8x250 x10)=2.23x108；=(8.64x108)/3.88=9.83 x107；（4）、查附图8-5，弯曲疲劳寿命系数（5）、查附图 8-8（e），由材料表面淬火MQ线和HRC=50查得；（6）、求许用应力 ；由表8-4，按

17、一般可靠性取所以，所以小齿轮疲劳强度较弱。将（7）、计算载荷系数K，B/H=6.68; =1.379 ；查附图找出 =1.30；=1.25x1.15x1.4x1.30=2.61；模数 按疲劳强度算出来模数 =4.22；所以取高速级齿轮的模数 =4.5mm；5）、几何尺寸计算 （1）、法向模数 =4.5；（2）、齿数、中心距为取中心距为185mm；、修正的为 分度圆直径 ；、齿宽b，圆整后，取b3=70mm；b4=65mm；、圆周速度； ；据附表8-12可知V同时少于6m/s和9m/s取齿轮的精度为8级，取高了一级；6）、校核齿面接触疲劳强度； （1）、查附表8-5，由锻钢（2）、查附表8-3，

18、（3）、所以；、接触疲劳强度的许用应力1029N/mm2 ；所以，满足强度条件。7)、齿轮结构设计，配合后面轴的设计而定,具体结构参照参考书5上的第41页来设计。2.3、轴的设计以与校核为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为2.3.1高速轴设计1）轴较少，轴的材料取与高速级小齿轮材料一样，40Cr，调质处理，HRC48-55;由附表14-1查得对称循环弯曲许用应力 ；2）初算轴的最小直径,查表14-1，取（由载荷和工作情况确定的系数）高速轴为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大7%，=23.17mm。由带轮轴孔有

19、20，22，24，25，28等规格，故取=25mm；高速轴工作简图如图1所示图1首先确定个段直径A段：=25mm 由最小直径算出，同时考虑带轮；B段：=30mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为30mm，见参考书6中表16-11；C段：=35mm，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合，取轴承径=35mm；D段：=42mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm；E段：=38mm，E段， =38m, 与分度圆直径为63.82mm的小齿轮配合；G段， =35m, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合，取轴承径，见参考书2中附表13-8；最后修正长度之后将原来的过渡段F段去掉。第二、确定各段轴的长度A段：

20、由带轮的长度考虑,取=58mm；B段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm；C段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合,加上挡油盘长度，=B+3+2=17+10+2=29mm；G段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合,加上挡油盘长度E段：，齿轮的齿宽D段：=88mm, 根据各齿轮齿宽与其间隙距离，箱体壁宽度减去箱体已定长度后圆整得=88mm；所以第一轴的总长为L=316mm；其中两轴承之间距离（不包括轴承长度）S=255mm。2.3.2、轴的设计计算1）、选择轴的材料；轴的材料取与高速级小齿轮材料一样，取40Cr，调质处理，HRC48-55;由附表

21、14-1查得对称循环弯曲许用应力 ；2）初算轴的最小直径，查表14-1，取；因为大齿轮上有键槽，故最小直径加大7%，=35.0mm。但是轴是中间轴；同时轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30207，故取=35mm；所以=35mm ；轴的设计：首先确定个段直径A段：=35mm 由最小直径算出，同时考虑初选轴承的径，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合；E段：=35mm，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合；B段：=40mm, 该轴段上齿轮的分度圆直径为97.12mm；C段：=56mm, 定位轴肩；D段：=50mm, 该轴段上齿轮的分度圆直径为241.68mm；然后确定各段距离

22、：A段： =39mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度，同时考虑齿轮与壁的距离得出；B段：=68mm,根据轴上齿轮的齿宽来确定,根据低速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）；C段：=10mm, 定位轴肩。D段：=43mm，根据轴上齿轮的齿宽来确定；E段：=44mm,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=255mm减去已知长度而得出，同时考虑了轴承长度与箱体壁到齿轮齿面的距离。初定箱体壁为160mm。（由草图阶段回来修正的长度）2.3.3、轴的设计计算已知输入功率P=6.22KW,转速n =67r/min,T=884600Nmm；轴的布置方案如下图3，轴的材料取值为

23、45#，调质处理，硬度为HB=217-255HBS；由附表14-1查得对称循环弯曲许用应力 可由表14-1查得取=110（118-107）;所以轴的直径: =49.80mm；因为该轴上有两个键槽，故最小直径加大7%，=53.3mm。取最小轴径为=55mm；与联轴器相连接的轴为最外段，轴传递的转矩为T=884.600N.m；查附表15-4取联轴器的工作情况系数为K=1.3；所以；由表14-47(GB/T1095-2003；参考书机械设计基础课程设计)选联轴器型号为LX4，J型孔。其孔径为55mm；外径为D=195mm；长度L=84mm，配合长度为82mm。公称转矩为2500。轴设计图 如下：图3

24、首先，确定各轴段直径G段: =55mm, 等于联轴器的孔径，最小轴径处；F段: =62mm,按照轴承端盖的孔径和密封圈的孔径来确定；A段: =65mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30213）配合B段: =68mm,与分度圆直径为272.87mm的齿轮4配合，轴径取68mm；C段: =78mm,定位轴肩，取h=5mm；D段: =70m, 非定位轴肩，E段: =65mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30213）配合然后、确定各段轴的长度A段: =50mm,由轴承长度23mm，3，2，挡油盘尺寸综合来确定；B段: =63mm，齿轮齿B为65mm，为齿轮齿宽减去2mm，便于安装；C段: =10mm, 轴环宽度，

25、取圆整值；根据两轴承（圆锥滚子轴承30213）之间的宽度需要来确定；D段: =55mm,由两轴承间距减去已知长度确定；E段: =38mm, 由轴承长度23mm，3，2，挡油盘尺寸综合来确定；F段: =65mm, 考虑轴承盖与其螺钉长度，圆整得到的数值；G段: =82mm,联轴器孔的长度少2mm；2.3.4 轴的校核计算第一根轴:先求出轴上载荷，已知：设该齿轮轴齿向是右旋，受力分析如右图：由材料力学知识可求得水平支反力和弯矩:垂直支反力和弯矩: 合成弯矩扭矩：T=91260；按弯扭合成校核轴的强度，取=0.6；而在直径的前面乘以系数0.94.由图可知,危险截面在C处，以其为危险截面来进行强度校核

26、。第一根轴的材料选用40Cr，调质处理, 查手册.所以该轴的强度条件符合!第二根轴先求轴上的载荷，已知：设该齿轮齿向两个都是右旋，受力分析如右图：根据材料力学知识可求得水平支反力:垂直支反力: 所以合成弯矩等于：按弯扭合成校核轴的强度，取=0.6；而在直径的前面乘以系数0.94.由图可知,危险截面在C处，以其为危险截面来进行强度校核。第二根轴的材料同样是选用40Cr，调质处理, 查手册；所以该轴也符合强度条件!第三根轴:求出轴上载荷，已知：设该齿轮齿向是右旋，受力分析如图：根据材料力学知识可求得水平支反力:垂直支反力: 合成弯矩:按弯扭合成校核轴的强度，取=0.6；而在直径的前面乘以系数0.9

27、4.由图可知,危险截面在C处，以其为危险截面来进行强度校核。第三根轴的材料选用45#，调质处理, 查手册可知；所以该轴也符合强度条件!2.4、验算工作速度误差传动比发生需要修正和调整，最终如下：（不变）；（调整后的）；（调整后的）；所以总传动比为所以此时工作机的转速为速度：速度误差为装配草图设计阶段绘制装配草图，同时进行轴的结构设计，轴上零件的结构设计，与其定位和固定方式的确定，还有画出轴系的细部结构和其他辅助件。；由于前面已经进行初估轴径，初选轴承型号和验算轴的强度。现在进行边绘图边修正参数和结构。接下来完成轴承的寿命验算和校核键、联轴器的强度,必要时对装配草图进行修改。3.1、校核联轴器的

28、强度校核：与联轴器相连接的轴为最外段，轴传递的转矩为T=884.600N.m；查附表15-4取联轴器的工作情况系数为K=1.5；所以 ；由表14-47(GB/T1095-2003；参考书机械设计基础课程设计)选联轴器型号为LX4，J型孔。其孔径为55mm；外径为D=195mm；长度L=84mm，配合长度为82mm。公称转矩为2500。计算出来的工作转矩远小于公称转矩，所以联轴器满足强度要求。3.2、验算轴承寿命滚动轴承的校核，由于前面轴的设计以与验算中，出选择轴承都是圆锥滚子轴承。现在进行校核和修正。第一根轴的支承轴承，选择时型号为30207的圆锥滚子轴承，基本额定负荷为;极限转速为6700r

29、/min;查附表13-8可知Y=1.6；e=0.37；计算载荷；计算轴向的附加轴向力，所以所以轴承向右压紧，右端的滚子轴承被压紧，左端轴承被放松。所以；左端轴承被放松，所以所以由附表13-1和附表13-2查得 X1=1,Y1=0;X2=1,Y2=0;动载荷为 求轴承寿命，轴承使用要求寿命为10年所以两个轴承均满足使用要求。第二根轴的支承轴承，选择时型号为30207的圆锥滚子轴承，基本额定负荷为;极限转速为6700r/min;查附表13-8可知Y=1.6；e=0.37；计算载荷；计算轴向的附加轴向力，3.3、键的选择以与校核查表可知不同材料的键的许用挤压应力以与许用应力不同，参考参考书2中的65

30、页的选择和校核过程，在第一根轴带轮连接的轴处有键连接。轴的直径为25mm，查表选择普通A型平键，b x h x L=8 X7X40,材料为45#,在轻微冲击下其许用挤压应力为。许用挤压应力为所以该键满足挤压强度条件。3.4、箱体铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器与其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=7.625mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=7.625mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm取16mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连

31、接螺栓直径d10.75df=15mm取16mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=10-12mm取12mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=7.018.76mm取M8和M10;窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c1d1、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1R1=C2=20凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=43机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=48大齿轮顶圆与机

32、壁距离11.2=9.6mm取14mm齿轮端面与机壁距离2=8mm取10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取8mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁连接螺栓距离ssD23.5、减速器附件的选择在草图设计中选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等附件。3.6、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和

33、遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于二级减速器，根据刚才选择适宜的传动比，对于高速级的大齿轮来说，浸油深度应该约为0.7个齿全高，对于低速级的大齿轮来说，浸油深度应该约为1个齿全高到1/6个齿轮半径。这样就可以决定所需油量，对于单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3，二级成比例地增加。减速器滚动轴承采用油润滑，安装位置所处端面与箱体壁的距离为3-5mm。绘制装配图和2-3零件图详见图纸。五、总结 机器设计的一般步骤分为计划阶段、方案设计阶段