两级展开式圆柱齿轮减速器课程设计

课程设计说明书设计题目：展开式两级圆柱齿轮减速器专业：机械设计制造及其自动化班级：学号：设计人：指导老师：日期：2012年07月5日目录一、设计任务书------------------------------------------------------------------------------------------（1）二、传动方案的拟定------------------------------------------------------------------------------------（1）三、电动机的选择和计算------------------------------------------------------------------------------（2）四、主要参数的计算-------------------------------------------------------------------------------------（2）五、V带的设计计算-------------------------------------------------------------------------------------（4）六、传动零件的设计计算----------------------------------------------------------------------------------（6）七、轴的设计---------------------------------------------------------------------------------------------（17）八、轴的校核---------------------------------------------------------------------------------------------（20）九、轴承的校核------------------------------------------------------------------------------------------（25）十、键的选择与校核-----------------------------------------------------------------------------------（27）十一、联轴器的选择---------------------------------------------------------------------------------------（29）十二、箱体及其附件设计------------------------------------------------------------------------------（29）十三、心得体会------------------------------------------------------------------------------------------（31）十四、参考文献------------------------------------------------------------------------------------------（32）一、设计任务书题目4已知带式输送机在常温下连续工作在常温下连续工作、单项运转，工作载荷较平稳；输送带v的允许误差为%；三班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380v/220v,试设计该带式输送机的传动部分。原始数据及结构如下示：题号4.7，F=2600N，v=1.5m/s,D=400mm设计任务：①减速器装配图一张；②零件工作图2～3张；③零件说明书1份（6000～8000字）。二、传动方案的拟定传动方案如下图所示：

设计计算内容计算结果三、电动机的选择和计算一、电动机输入功率二、电动机输出功率其中减速器总效率为查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。Y132S-4(同步转速，4极)的相关参数表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量四.主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比查表可得V带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器。初分传动比为，，。二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则1、各轴转速

2、各轴功率3、各轴转矩表2项目电机轴高速轴Ⅰ中间轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速1500600175.233671.6197功率5.55.064.85914.66621转矩35.01780.538264.815622.207传动比2.53.4242.446效率0.920.960.96五、V带传动的设计计算一、确定计算功率查表可得工作情况系数故二、选择V带的带型根据，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径2、验算带速按计算式验算带的速度因为，故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径按式(8-15a)计算大带轮的基准直径根据教材表8-8，圆整得。4、确定V带的中心距和基准直径(1)按计算式初定中心距（2）按计算式计算所需的基准长度=1364mm查表可选带的基准长度（3）按计算式计算实际中心距中心距的变化范围为。5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率由查表8-4a可得根据和A型带，查表8-4b可得、查表8-5可得、查表8-2得。故（2）计算V带的根数Z故取V带根数为6根7、计算单根V带的初拉力的最小值查表可得A型带的单位长度质量应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为六、传动零件的设计计算一、高速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-98）。(3)、材料选择。由教材表10-1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。（4）、选用小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数=68.48，取Z2=69。齿数比为：2、按齿面接触强度设计由教材式（10-9a）进行计算，即：⑴、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由教材表10—7选取齿宽系数④由教材表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa1/2。⑤由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa⑥由教材式10-13计算应力循环次数。=60⑦由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，⑧计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：(2)、计算①计算小齿轮分度圆直径d1t,代入[H]中较小的值。=60.597②计算圆周速度.=1.902③计算齿宽b。b==160.597=60.597④计算齿宽与齿高之比。模数齿高⑤计算载荷系数K根据v=1.902m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数=1.025；直齿轮，=1；由教材表10-2查得使用系数=1；由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.4。由=8.8888，=1.4，查教材图10-13得=1.34；故动载荷系数为：⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得：⑦计算模数。3、按齿根弯曲强度设计由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：（1）确定公式内的各计算数值①由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa；②由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；③计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得：=303.57=238.86④计算载荷系数。⑤查取齿形系数。由教材表10-5查得；⑥查取应力校正系数。由教材表10-5查得；⑦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根弯曲疲劳强度计算的模数，取=2.5mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径=62.626mm，算出小齿轮齿数，取=26大齿轮齿数Z2=263.45=89.7，取Z2=904.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：取，5.结构设计小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用实心结构。高速级齿轮传动的尺寸如表3所示。表3高速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果模数2.5压力角齿数2690传动比3.46分度圆直径65225齿顶圆直径70230齿根圆直径58.75218.75中心距a145齿宽7065二、低速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-98）。(3)、材料选择。由教材表10-1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。（4）、选用小齿轮齿数Z1=23，大齿轮齿数=48.56，取Z2=49。齿数比为：2、按齿面接触强度设计由教材式（10-9a）进行计算，即：⑴、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由教材表10—7选取齿宽系数④由教材表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa1/2。⑤由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa⑥由教材式10-13计算应力循环次数。=60⑦由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，⑧计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：(2)、计算①计算小齿轮分度圆直径d1t,代入[H]中较小的值。=92.784②计算圆周速度.=0.85③计算齿宽b。b==192.784=92.784④计算齿宽与齿高之比。模数齿高⑤计算载荷系数K根据v=0.85m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数=1.140；直齿轮，=1；由教材表10-2查得使用系数=1；由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.420。由=8.889，=1.420，查教材图10-13得=1.35；故动载荷系数为：⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得：⑦计算模数。3、按齿根弯曲强度设计由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：（1）确定公式内的各计算数值①由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa；②由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；③计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得：MPa=303.57MPaMPa=238.86MPa④计算载荷系数。⑤查取齿形系数。由教材表10-5查得；⑥查取应力校正系数。由教材表10-5查得；⑦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根弯曲疲劳强度计算的模数，取=3.5mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径=99.825mm，算出小齿轮齿数，取=29大齿轮齿数Z2=292.45=71.05，取Z2=724.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：取，5.结构设计小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用腹板式结构。结构尺寸按经验公式和后续设计的中间配合段直径计算，见表4。低速级齿轮传动的尺寸如表5所示。表4低速级大齿轮结构尺寸名称结构尺寸经验计算公式结果毂孔直径由中间轴设计而定d=d3245轮毂直径72轮毂宽度56腹板最大直径124板孔分布圆直径98板孔直径15腹板厚度14表5低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果模数3.5压力角齿数2972传动比2.483分度圆直径101.5252齿顶圆直径108.5259齿根圆直径92.75243.25中心距a176.75齿宽110105七、轴的设计一、轴的材料选择和最小直径根据工作条件，初选轴的材料为45#钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%~7%，两个键槽时，d增大10%~15%。A0值由表15—3确定：高速轴A01=112,中间轴A02=112,低速轴A03=112。高速轴：，因高速轴最小直径处安装有V带轮，设有一个键槽，则：=24.396,取为整数=25。中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。低速轴：，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=48.22,取为联轴器的孔径，=50。二、轴的结构设计：1、高速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：：最小直径，安装V带轮的外伸段，=。：密封处轴段，根据V带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=30mm。：滚动轴承处轴段，=35mm，滚动轴承选择7307C，其尺寸为。：过渡轴段，=45mm.齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为40,调质处理。：轴环，==45mm.过渡段为40mm：滚动轴承处轴段，==35mm.。（2）各轴段长度的确定：：由V带轮毂孔宽确定，=40。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=50.：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=31.：由装配关系，箱体结构等确定，=104。：由高速级齿轮宽度B1=64确定，=64。：取为=2。：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=31。2、中间轴的结构设计中间轴的结构如图1所示。各轴段直径和长度的确定：：最小直径，滚动轴承处轴段，=，滚动轴承选取7307C,其尺寸为。长度mm：轴环，==45。低速级轴段：轴环：高速级轴段：3、低速轴的结构设计各轴段的直径和长度：装轴承和挡油环段的直径和长度，由于最小直径是50mm，选轴承7010C，取轴直径为50mm，长度为37mm。装齿轮段的直径选择为55mm，长度应比齿宽小2mm，取为103mm。轴肩轴向定位齿轮，直径选60mm，宽度取10mm。过渡段根据各轴的轴承之间的长度相等，算得长度为57mm，直径取55mm。右端装轴承和挡油环处和左端的相同，直径为50mm，长度为37mm。最右为装联轴器段，选联轴器为LT8,故直径取45mm，长度比半联轴器长度短2mm，取为110mm。八、轴的校核一、中间轴的校核（1）轴的力学模型的建立1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确立：齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可以决定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距L=207.8mm，低速级小齿轮的力作用点C到支点A距离L1=69.4mm，两齿轮的力作用点之间的距离L2=92mm，高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L3=46.4mm。2、绘制轴的力学模型图据分析做出轴的受力图，见图。轴的力学模型及转矩、弯矩图以上各图分别为：力学模型图V面弯矩图H面弯矩图转矩图当量弯矩图（二）计算轴上的作用力：高速级大齿轮2：==916.04N低速级大齿轮3：N==1899.2N（三）计算支反力：1.垂直面支反力，见图2b。由绕支点B的力矩和，得：=916.04*46.4-1899.2*（91+46.4）==方向向下同理，由由绕支点A的力矩和,得：==方向也向下由轴上的合力，校核：=0计算无误2、水平面支反力，见图2d。由绕支点B的力矩和，得：=2516.8*46.4-5218.02*（92+46.4）==方向向外同理，由由绕支点A的力矩和,得：=方向也向内由轴上的合力，校核：=0计算无误3、A点总支反力：B点总支反力：（四）绘转矩、弯矩图：1、垂直面内的弯矩图，见图2C。C处弯矩：D处弯矩：2、水平面内的弯矩图，见图2e.C处弯矩：3、合成弯矩图，见图2f。C处：202320.3676N.mm=D处：10474.969N.mm4、转矩图，见图。5、当量弯矩图，见图。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数。C处：257253.086D处：159233.61（五）弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴承上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C的）的强度。根据选定的轴的材料为40号钢，因此，，故安全。同理，高速轴和低速轴径校核，合乎要求。九、轴承的校核一、高速轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由高速轴的结构设计，根据，选取7307C，其基本参数查资2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，，由教材表13—6查出载荷系数。按教材表13—5，,故当量载荷P为，=603.86N=2074.47N3、验算轴承寿命：因，故只需验算轴承2。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：=51861>19200h故，所选轴承满足寿命要求。二、中间轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由中间轴的结构设计，根据，选取7307C，其基本参数查资2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，，由教材表13—6查出载荷系数。按教材表13—5，,故当量载荷P为，=3100.32N=3101.28N3、验算轴承寿命：因，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：=15536.2>14400h故，所选轴承满足寿命要求。三、低速轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用深沟球球轴承，由高速轴的结构设计，根据，选取7310，其基本参数查资2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，，由教材表13—6查出载荷系数。按教材表13—5，,故当量载荷P为，=3687.69N=1865.2N3、验算轴承寿命：因，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：=35341.45＞19200h故，所选轴承满足寿命要求。十、键的选择与校核一、高速轴上键：由高速轴的结构设计，选定：高速轴伸出段轴端处键槽为：，标记为：键，轴段d=25mm，键的工作长度L-B=32-8=24mm；键的接触高度K=0.5h=3.5mm；传递的转矩；按教材表6—2查出键静连接时的许用应力MPa,==76.703<100=键连接强度足够二、中间轴上键：由中间轴的结构设计，选定：中间轴大齿轮处键槽为：，标记为：键，轴段d=45mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4.5mm；传递的转矩；按教材表6—2查出键静连接时的许用应力MPa,==41.207<100=键连接强度足够三、中间轴上键：选定：中间轴小齿轮处键槽为：，标记为：键，轴段d=45mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4.5mm；传递的转矩；按教材表6—2查出键静连接时的许用应力MPa,==41.207<100=四、低速轴上键：选定：大齿轮处键槽为：，标记为：键，轴段d=55mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=5mm；传递的转矩；按教材表6—2查出键静连接时的许用应力MPa,==61.15<100=键连接强度足够低速级联轴器处键槽为：，标记为：键，轴段d=45mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4.5mm；传递的转矩；按教材表6—2查出键静连接时的许用应力MPa,==71.456<100=键连接强度足够十一、联轴器的选择一、低速轴（输出轴）根据工作要求，载荷平稳，保证减速器的正常工作，输入轴选用弹性套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.5，则=120.807N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准，选用LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710，孔径d=45mm,L=112mm,L1=107mm,许用转速为3000r/min，故适用。标注：LT8联轴器。十二、箱体及其附件设计和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗震性能，此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。机座和箱体的结构形状和尺寸大小，决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零件和部件便于装拆与操作。窥视孔、视孔盖：为了便于检查传动的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔尺寸应足够大，以便检查操作。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防止润滑油漏出或污物进入箱体内。视孔盖可用钢板、铸铁等制成。通气器，减速器运转时，会因摩擦发热而导致箱内温度升高、气体膨胀、压力增大。为使含油受热