二级减速器设计(共44页)

1、攀枝花学院(xuyun)学生(xu sheng)课程设计（论文）题 目：设计(shj)用于带式输送机的圆柱齿轮减速器 学生 姓名： 学 号： 所在院(系)： 机 械 工 程 学 院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 2013级1班 指导 教师： 黄小兵 职 称： 副教授 2015 年 08 月 18 日攀枝花学院教务处制目录一 选择(xunz)电动机，确定传动方案及计算运动(yndng)参数 P5二 齿轮(chln)传动的计算 P9三 轴与轴相关设计 P17四 箱体及其附件的设计计算 P41课程设计（论文）指导(zhdo)教师成绩评定表题目名称设计用于带式输送机的圆柱齿轮减速器评分项

2、目分值得分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实

3、验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指导教师评语指导教师签名： 年月日攀枝花学院(x

4、uyun)本科学生课程设计任务书题目设计用于带式输送机的圆柱齿轮减速器1、课程设计的目的机械设计课程设计是学生第一次较全面的机械设计训练，是机械原理和机械设计基础课程重要的综性与实践性教学环节。其基本目的是：(1)通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2)学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3)进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）。2、课程设计的内容和要求（包括原始数

5、据、技术要求、工作要求等）工作条件：运输机两班制连续工作，单向运转，空载启动，工作载荷平稳，使用期限10年（每年按300个工作日计算），运输机卷筒转速容许误差5%，卷筒效率0.96.运输带T=500N M n=110r/min设计结束后提交：5000字的课程设计论文；总成装配图0号图纸1张（计算机三维建模及装配，二维出图），手工零件图2张（箱体、轴类各1张）。3、主要参考文献1机械原理，孙桓等编，高等教育出版，20112机械设计，濮良贵主编，高等教育出版,20133机械设计课程设计，周元康、林昌华、张海兵主编，重庆大学出版社，20114机械设计手册（第5版），机械工业出版社，20055机械设计

6、课程设计图册（第三版），龚溎义主编，高等教育出版，20114、课程设计工作进度计划内容学时（天）明确设计任务1初定系统的设计参数，确定系统传递方案1计算各部分结构的详细参数并验算合理性4绘制减速器草图2计算机三维建模、装配、出图4手工绘制箱体和轴的零件图，编制技术文件2合计2周指导教师（签字）日期2015年 08月 28 日教研室意见：年 月 日学生（签字）： 接受任务时间： 年 月 日注：任务书由指导教师(jiosh)填写。一 选择(xunz)电动机，确定传动(chundng)方案及计算运动参数（一) 电动机的选择1.计算带式输送机所需功率2.初估电动机额定功率3.选用电动机 查表2.1选用

7、Y132M-4电机，其主要参数如下电动机额定功率7.5kw电动机满载转速1440电动机轴伸出端直径38mm电动机伸出端安装长度80mm方案(fng n)选择根据传动(chundng)装置的工作特性和对它的工作要求并查阅相关资料，可选择两级展开式减速器传动方案，如图传动比的分配及转速(zhun s)校核 1.传动装置总传动比传动比分配与齿数比考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的侵油深度由 取总传动比i=13.090，经计算高速级传动比 低速级传动比因闭式传动取高速级小齿轮齿数 大齿轮齿数齿数比 低速(d s)级小齿轮齿数 大齿轮(chln)齿数 齿数比实际(shj)传动比核验工作机驱动卷筒

8、的转速误差 卷筒的实际转速 转速误差，合乎要求。减速器各轴转速，功率，转矩的计算传动装置的传动效率计算由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-4查得：联轴器的传动效率10.99；8级精度圆柱齿轮的传动效率含轴承效率20.97；滑块联轴器效率30.98；运输机驱动轴一对滚动轴承效率4=0.99传动装置总效率2.各轴功率计算带式输送机为通用工作机，取电动机额定功率为设计功率高速轴输入功率 中间轴输入功率 kw低速轴输入功率 各轴转速计算高速轴的转速 中间轴的转速(zhun s) 低速(d s)轴的转速 各轴转矩的计算(j sun)高速轴转矩 中间轴转矩 低速轴转矩 各轴运动动力参数项目功率(kw)

9、转速(r/min)转矩(N*mm)高速轴7.425144049242中间轴7.202351.219154149低速轴6.986108.311615970 二、齿轮(chln)传动的计算(j sun)（一）高速(o s)级齿轮设计1 选用直齿齿轮传动2 选择材料确定极限应力由资料1，选小齿轮40Cr调制，250HB从图查取疲劳极限应力MPa大齿轮45钢调制220HB在同图上查得疲劳极限应力MPa大齿轮估算许用应力3 按接触疲劳强度估算小齿轮分度圆直径按齿面接触强度设计，按计算式试算即确定公式内的各计算数值试选取(xunq)小齿轮传递(chund)转矩查图可选取(xunq)区域系数 查表可选取齿宽

10、系数查表可得材料的弹性影响系数。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力安全系数，端面重合度轴向重合度重合度系数2）计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算(j sun)齿宽 计算载荷(zi h)系数查表可得使用(shyng)系数，动载系数，由表10-3查得齿间载荷分配系数=1.4，由表10-4查得齿向载荷分配系数=1.439故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得4 计算模数5 几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算

11、齿轮宽度圆整后取，。6 校核齿根弯曲疲劳强度由表得应力校正(jiozhng)系数 齿形系数(xsh) 弯曲(wnq)疲劳强度极限 弯曲疲劳寿命系数 取S=1.4 得许用弯曲应力验算 F1 = 2KT1 / ( bd1 mn ) YFa1 YSa1 YY =52.752MPa F 1 F2 = F1 YF a2 YSa2 / ( YFa 1 YSa 1 ) =50.731MPa F 1 强度符合齿轮总体尺寸法面模数mn2法面压力角n20分度圆直径d160d2254齿顶圆直径64258齿根圆直径55249中心距a157齿宽b2 = bb1 = b2 + ( 5 10) mm6065（一）低速(d

12、s)级齿轮设计1 选用直齿齿轮(chln)传动2 选择材料确定极限(jxin)应力由资料1，选小齿轮40Cr调制，250HB大齿轮45钢调制220HB3 按接触疲劳强度估算小齿轮分度圆直径按齿面接触强度设计，按计算式试算即1）确定公式内的各计算数值试选取小齿轮传递转矩查图可选取区域系数 查表可选取齿宽系数查表可得材料的弹性影响系数。查图得按齿面硬度选取(xunq)小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触(jich)疲劳强度极限。按计算(j sun)式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力安全系数，端面重合度轴向重合度重合度系数2）计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算

13、圆周速度计算齿宽 计算载荷系数查表可得使用(shyng)系数，动载系数(xsh)，由表查得齿间载荷(zi h)分配系数=1.4，由表10-4查得齿向载荷分配系数=1.455故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得4 计算模数5 几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度圆整后取，。6 校核齿根弯曲疲劳强度由表得应力校正系数 齿形系数 弯曲(wnq)疲劳强度极限 弯曲疲劳寿命(shumng)系数 取S=1.4 得许用弯曲应力验算 F1 = 2KT1 / ( bd1 mn ) YFa1 YSa1 YY =62.992MPa F 1

14、F2 = F1 YF a2 YSa2 / ( YFa 1 YSa 1 ) =60.426MPa F 1 强度(qingd)符合齿轮总体尺寸法面模数mn3法面压力角n20分度圆直径d190d2285齿顶圆直径96291齿根圆直径82.5277.5中心距a188齿宽b2 = bb1 = b2 + ( 5 10) mm9095注 ：齿轮皆采用(ciyng)油润滑三 轴与轴相关(xinggun)设计 在两级展开式减速器中, 三根轴跨距相差不易过大, 故一般先进行(jnxng)中间轴的 设计, 以确定跨距。（一） 中间轴与轴承及键的设计1. 选择轴的材料因中间轴是齿轮轴, 应与齿轮 3 的材料一致, 故

15、材料为 45钢调质, 由资料 1 - 1 = 60MPa轴的初步估算由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取C=112 mm考虑该处轴径尺寸应当(yngdng)大于高速级轴颈处直径, 取 d1 = dmin = 35mm 轴的结构设计根据(gnj)轴上零件的定位(dngwi)、装配及轴的工艺性要求, 参考资料, 初步确定出中间轴的结构如图( 1) 各轴段直径的确定d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取 d1=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承 6207 d2：过渡轴段，故选取 d2=40mm。 d3：轴肩段，故选取 d3=50mm。d4：过渡轴段，故选取 d4=40mm。d5：

16、滚动轴承轴段，要求与 d1 轴段相同，故选取 d5=35mm。（2）各轴段长度的确定 L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取 L1=34mm。 L2：由小齿轮的宽度(kund)确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取 L2=93mm。 L3：轴肩段，取 L3=15mm。 L4：由大齿轮(chln)的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取 L4=58mm。 L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面(dunmin)到箱体内壁距离确定，选取 L5=36.5mm。 数据总成如下表轴段12345直径(mm)3540504035长度(mm)3493155836.5 弯曲-扭

17、转组合强度校核 ( 1) 画中间轴的受力图 ( 2) 计算轴上的作用力:齿轮 2: 圆周力 径向力 齿轮3： 圆周力 径向力 ( 3) 计算支反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离 La=72.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离 Lb=92.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离 Lc=57.5mm 轴承A在水平面内支反力 轴承(zhuchng) B 在水平面内支反力 轴承(zhuchng) A 在垂直面内支反力 轴承(zhuchng) B 在垂直面内支反力 轴承 A 的总支承反力为： 轴承 B 的总支承反力为： ( 4)绘制水平面弯矩图 截面 A 和截面 B 在水平面内弯矩 截面 C

18、 右侧在水平面内弯矩 MCH1截面 C 左侧在水平面内弯矩 MCH2截面 D 右侧在水平面内弯矩 MDH1截面(jimin) D 左侧在水平面内弯矩 MDH2( 5)绘制(huzh)垂直面弯矩图 截面(jimin) A 在垂直面内弯矩 截面 C 在垂直面内弯矩 截面 D 在垂直面内弯矩 ( 6)绘制合成弯矩图截面 A 和截面 B 处合成弯矩 截面 C 右侧合成弯矩 截面 C 左侧合成弯矩 截面 D 右侧合成弯矩截面 D 左侧合成弯矩 ( 7)绘制扭矩图 .( 8)绘制(huzh)当量弯矩图 截面(jimin) A 和截面 B 处当量弯矩 截面(jimin) C 右侧当量弯矩 截面 C 左侧当量

19、弯矩 截面 D 右侧当量弯矩 截面 D 左侧当量弯矩如图( 9)校核(xio h)轴的强度 因轴截面 D 处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此(ync)此截面为危险截面。 其抗弯截面(jimin)系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向(dn xin)传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合(zhh)系数=0.6，则当量(dngling)应力为 查表得 45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。 5 滚动轴承校核计算选用的轴承型号为6207深沟球轴承 内径 d=35mm，外径D=7

20、2mm，宽度B=17mm由表 查出 Cr = 25.5kN由于减速器为直齿轮减速器，不存在轴向载荷 ，轴承采用正装。 由表得 取两轴承当量动载荷较大(jio d)值带入轴承寿命计算公式 所以此轴承的工作寿命(shumng)足够滚动轴承选用(xunyng)油润滑6 键的选择及强度校核（1） 中间轴与齿轮2配合处键的选择与校核选用A型普通平键查表得键的挤压许用应力键连接工作面的挤压应力满足条件（2） 中间轴与齿轮3配合处键的选择与校核选用A型普通平键查表得键的挤压许用应力键连接工作面的挤压应力满足条件高速(o s)轴设计1 高速(o s)轴上的联轴器（1）计算(j sun)载荷 由表查得载荷系数

21、K=1.3 计算转矩 Tc=KT=57.85Nmm （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为 GY5 凸缘联轴器（GB/T5843-2003），公称转矩Tn=400Nm，许用转速n=8000r/min，Y 型轴孔，主动端孔直径 d=38mm，轴孔长度 L1=82mm。从动端孔直径 d=30mm，轴孔长度 L1=82mm。 Tc=57.85NmTn=400Nm n=1440r/minn=8000r/min 2 轴的材料; 由于该轴为齿轮轴, 与齿轮 1 的材料相同为 40Gr 调质。 = 60MPa3 轴的初步估算由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取C=112 mm查表可知标

22、准轴孔直径为 30mm 故取 dmin=30 4 轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求, 参考资料, 初步确定出高速轴的结构如图。 外传动件到轴承(zhuchng)透盖端面距离 K=20mm 轴承(zhuchng)端盖厚度 e=10mm 调整垫片(din pin)厚度t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离=5mm ( 1) 各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=30mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较 d1 增大 5mm，d2=35mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较 d2

23、 尺寸大 1-5mm，选取 d3=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承 6208 d4：考虑轴承安装的要求，查得 6208 轴承安装要求 da=47mm，根据轴承安装尺寸选择 d4=47mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与 d4 轴段相同，故选取 d6=d4=47mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与 d3 轴段相同，故选取 d7=d3=40mm。 .( 2) 各轴段长度的确定(qudng) L1：根据(gnj)联轴器的尺寸规格确定，选取 L1=80mm。 L2：由箱体结构(jigu)、轴承端盖、装配关系等确定，取 L2=70mm。 L3：由滚动轴

24、承宽度确定，选取 L3=16mm。 L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取 L4=122.5mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取 L5=65mm。 L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取 L6=15mm。 L7：由滚动轴承宽度确定，选取 L7=18mm。 数据总成如下表轴段1234567直径(mm)30354047644740长度(mm)807016122.56515185 弯曲-扭转组合强度校核 ( 1) 画高速轴的受力图 ( 2) 计算轴上的作用力:齿轮 1: 圆周力 径向力 齿轮3： 圆周力 径向力 ( 3) 计算支反力第一段轴中点到轴承中点距离 La=119mm，轴承中点到齿

25、轮中点距离 Lb=164mm，齿轮中点到轴承中点距离 Lc=56.5mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用(zuyng)点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 轴承 A 处水平(shupng)支承力： 轴承(zhuchng) B 处水平支承力：轴承 A 处垂直支承力： 轴承 B 在垂直面内支反力 轴承 A 的总支承反力为： 轴承 B 的总支承反力为： ( 4)绘制水平面弯矩图 截面 A 在水平面内弯矩 截面 B 在水平面上弯矩： 截面 C 在

26、水平面上的弯矩： MCH截面(jimin) D 在水平面上的弯矩： ( 5)绘制(huzh)垂直面弯矩图 截面(jimin) A 在垂直面上弯矩： 截面 B 在垂直面上弯矩： 截面 C 在垂直面上弯矩： 截面 D 在垂直面上弯矩： ( 6)绘制合成弯矩图截面 A 和截面 B 处合成弯矩 截面 C 处合成弯矩： 截面 D 处合成弯矩： ( 7)绘制扭矩图 ( 8)绘制当量弯矩图 截面 A 处当量弯矩： 截面(jimin) B 处当量弯矩： 截面(jimin) C 处当量弯矩： 截面(jimin) D 处当量弯矩： 如图( 9)校核(xio h)轴的强度 因轴截面(jimin) D 处弯矩大，同时

27、截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面(jimin)系数为 抗扭截面(jimin)系数为 最大弯曲应力为剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动(chundng)的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合(zhh)系数=0.6，则当量应力为 查表得 40Cr，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。 6 滚动轴承校核计算选用的轴承型号为6208深沟球轴承 内径 d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm由表 查出 Cr = 29.5kN由于减速器为直齿轮减速器，不存在轴向载荷 ，轴承采用正装。 由表得 取

28、两轴承(zhuchng)当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 所以此轴承的工作寿命(shumng)足够滚动轴承选用(xunyng)油润滑7 键的选择及强度校核高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b=55mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力低速轴设计1 低速(d s)轴上的联轴器（1）计算(j sun)载荷 由表查得载荷(zi h)系数 K=1.3 计算转矩 Tc=KT=697.5Nmm 选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为 LT8 型弹性柱销联

29、轴器（GB/T4323-2002），公称转矩 Tn=710Nm，许用转速n=3000r/min，Y 型轴孔，主动端孔直径 d=48mm，轴孔长度 L1=112mm。从动端孔直径 d=48mm，轴孔长度 L1=112mm。 Tc=697.5NmTn=710Nm n=110r/minn=3000r/min 2 低速轴的材料选择. 由表选用 45，调质处理，许用弯曲应力为=60MPa 。 3 轴的初步估算由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取C=112 查表可知标准轴孔直径为 48mm 故取 dmin=48 4 轴的结构设计低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而

30、另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。如图各轴段直径(zhjng)的确定d1：用于连接联轴器，直径大小(dxio)为联轴器的内孔径，d1=48mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小(dxio)较 d1 增大 5mm，d2=53mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较 d2 尺寸大 1-5mm，选取 d3=55mm，选取轴承型号为深沟球轴承 6211 d4：考虑轴承安装的要求，查得 6211 轴承安装要求 da=64mm，根据轴承安装尺寸选择 d4=64mm。 d5：轴肩，故选取 d5=79mm。 d6：齿轮处轴段，选取直径 d6=64mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与 d3 轴段相同，故选取 d7=d3=55mm。（2）各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取 L1=110mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系(gun x)等确定，取 L2=67mm。 L3：由滚动轴承宽度(kund)确定，选取 L3=21mm。 L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度(kund)确定，选取 L4=90mm。 L5：轴肩，选取 L5=10mm。 L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿