用于展开式二级直齿圆柱齿轮减速器

枣庄学院机械设计课程设计计算说明书题目用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器院别机电工程学院专业班级机电一体化专科二班设计人冯厚文学号201315210203原始数据（数据编号A3）指导教师尹相雷成绩目录机械设计课程设计任务书…………………………………………………………1一、传动装置的总体设计…………………………………………………………31.讨论传动方案………………………………………………………………………32.选定电动机…………………………………………………………………………33.确定传动装置的总传动比和分配传动比……………………………………………4.传动装置的运动参数和动力参数……………………………………………………二、传动零件的设计计算…………………………………………………………1.V带传动的设计计算…………………………………………………………………2.1齿轮和2齿轮传动的计算…………………………………………………………3.3齿轮和4齿轮传动的计算…………………………………………………………三、轴的设计计算……………………………………………………………………1.1轴的设计计算………………………………………………………………………2.2轴的设计计算………………………………………………………………………3.3轴的设计计算………………………………………………………………………四、键联接的选择和计算…………………………………………………………1.1轴上键联接的选择和计算…………………………………………………………2.2轴上键联接的选择和计算…………………………………………………………3.3轴上键联接的选择和计算…………………………………………………………五、滚动轴承的选择和计算………………………………………………………1.第1对滚动轴承的选择和计算……………………………………………………2.第2对滚动轴承的选择和计算……………………………………………………3.第3对滚动轴承的选择和计算……………………………………………………六、联轴器的选择…………………………………………………………………七、减速器的箱体设计和附件设计……………………………………………八、参考文献………………………………………………………………………九、致谢……………………………………………………………………………一、机械设计课程设计任务书1.讨论传动方案由设计任务书知传动类型为：展开式二级圆柱直齿轮减速器。本传动机构的特点是：（1）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。（2）考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 图1图原始数据：（数据编号A3）数据编号A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10运输机工作轴转矩T(N·m)800850900950800850900800850900运输带工作速度ν(m·s-1)1.201.251.301.351.401.451.201.301.351.40卷筒直径D(mm)360370380390400410360370380390工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。在中小型机械厂小批量生产。选定电动机（1）选择电动机的类型和结构型式根据经济性、使用要求、工作条件等选择，选Y系列三相异步电机。(2)选择电动机的额定功率工作机所需功率=FV=4300×1.30=5.590kw=60×1000V/πD=50.28r/min电动机输出功率考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为=/η式中η为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即＝0.96×××0.97×0.98＝0.775；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度,闭式传动，圆柱齿轮)。电动机的输出功率为=/η=5.28/0.775=6.81kw（3）确定电动机的额定功率选定电动机的额定功率=6.81kw(4)确定电机的转速nm选择电动机的转速=50.28r/min电机的同步转速不易太高或太低。一般用单极同步转速n＝1000-1500r/min，双极同步转速n＝1500r/min。记下电机的型号、额定功率、满载转速nm、外型尺寸、中心高、轴伸尺寸、键联接尺寸以备用。经查 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱直齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×＝（16～160）×64.52＝1032.32～10323.2r/min。可见同步转速为1500r/min,3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为3000r/min,1500r/min的三种电动机进行比较，如下表：表1电动机方案比较表（指导书表20-1）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置总传动比同步满载1Y132S-27.5300028504144.172Y132M-17.5150014404322.323Y132M-27.5150014504522.47由表中数据可知，方案2的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案2，选定电动机型号为Y132M-1电动机型号Y132M-14、电动机的技术参数和外型、安装尺寸表2电动机参数（指导书表20-2）型号HABCDEF×GDGY132M-113221617889388010×833KABADACHDAABBHAL1228021013531560238185153.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）传动装置总传动比=1440/50.28=28.64（2）分配各级传动比＝×式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝3.07，则减速器传动比为＝＝22.32/3.07＝7.27,根据各原则，查图得高速级传动比为＝3.13，则＝＝2.32，传动比合理.。传动装置的运动参数和动力参数（1）各轴转速减速器高速级轴为Ⅰ，中速轴Ⅱ，低速级轴为Ⅲ，滚筒轴为轴Ⅳ，则：＝＝1440/3.07＝469.1r/min  ＝＝469.1/3.13＝149.9r/min  ＝ / ＝149.9/2.32=64.6r/min==64.6r/min（2）按电动机额定功率计算各轴输入功率＝×＝6.81×0.96＝6.54kW  ＝×η2×＝6.54×0.98×0.95＝6.09kW  ＝×η2×＝6.09×0.98×0.95＝5.67kW＝×η2×η4=5.67×0.98×0.97＝5.39kW则各轴的输出功率：  ＝×0.98=6.41kW＝×0.98=5.97kW＝×0.98=5.56kW＝×0.98=5.28kW各轴转矩=9550×6.54/469.1=133.1=9550×6.09/149.9=388=9550×5.67/164.6=329=9550×5.39/164.6=313运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输出电动机轴6.8149.7414401轴6.546.41146.6469.12轴6.095.97426.85149.93轴5.675.5692164.64轴5.395.28658.285.9传动零件的设计计算V带传动的设计计算额定功率P=6.81kW  根据工作情况由机械设计教材表11.5查的KA=1.2 P ca=KA﹒p=8.172kw  根据功率Pca和小带轮转速nm=2870r/min按机械设计图表11.8选择： 普通V带Z型2.1齿轮和2齿轮传动的计算（1）选择材料、精度及参数考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线直齿轮（1）      齿轮材料及热处理 ①材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ=×Z=3.13×24=75.12取Z=76.②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。（2）按齿面接触强度设计按下式试算…………①确定各参数的值:①试选=1.6=K选取区域系数Z=2.433Z②计算应力值环数N=60nj=60×626.1×1×13×365×24=32.1×10hN=N/3.17=10.13×10h#(3.17为齿数比,即3.17=)③查得：K=0.96K=0.98④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[]==0.96×550=528[]==0.98×450=441许用接触应力⑤查得：=189.8MP=1T=95.5×10×=95.5×10×7.2/469.1=1.4×10N.m⑥2.计算①小齿轮的分度圆直径d=②计算圆周速度③计算齿宽b和模数计算齿宽bb==77mm计算摸数m④计算齿宽与高之比齿高h=6.14b=0.65×77=50.05==8.15⑤计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度,查得:动载系数K=1.045,查得K的计算公式:K=+0.23×10×b=1.11+0.16(1+0.61)×1+0.47×10×77=1.4查得:K=1.33K==1.3故载荷系数:K＝KKKK=1×1.045×1.3×1.4=1.9⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=77×=81.5⑧计算模数=齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式:≥确定公式内各计算数值:①小齿轮传递的转矩＝146.6N·m确定齿数z：因为是软齿面，故取z＝24，z＝z＝3.13×24＝75.12传动比误差 i＝u＝z/z＝78/24＝3.17Δi＝0.1％5％，允许②     载荷系数KK＝KKKK=1×1.045×1.3×1.33＝1.8③     查取齿形系数Y和应力校正系数Y查得齿形系数Y＝2.592Y＝2.211 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774 ④      计算大小齿轮的⑤      安全系数由表查得S＝1.25工作寿命单班制，13年，每年工作365天小齿轮应力循环次数N1＝60nktL＝60×469.1×1×13×365×1×8＝10.68×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝10.68×10/3.24＝3.3×10查得到弯曲疲劳强度极限                  小齿轮大齿轮查得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86K=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4[]=[]=大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 模数,取m=4mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=77来计算应有的齿数.于是由:z==19.25取z=20那么z=3.13×20=62.6取z=63 ②几何尺寸计算计算中心距a===166计算大.小齿轮的分度圆直径d==80d==252计算齿轮宽度B=圆整的3.3齿轮和4齿轮传动的计算（1）选择材料、精度及参数a.按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动b.选用7级精度（GB10095-85）c.材料选择小齿轮：45钢（调质），硬度为280HBS大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBSd.初选小齿轮齿数=30，=30×2.32=70e.选取齿宽系数=1（2）按齿面接触强度设计按下式试算1.确定公式内的各计算数值①试选K=1.6②选取区域系数Z=2.45应力循环次数：N=60×n×j×L=60×149.9×1×13×365×24=10.24×10N=4.41×10查得接触疲劳寿命系数K=0.98K=0.995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取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力[]==[]==0.995×550/1=547.25[567.6查取材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数T=95.5×10×=95.5×10×6.7/149.9=4.269×10N.m==100.532.计算圆周速度0.793.计算齿宽b=d=1×100.53=100.534.计算齿宽与齿高之比模数m=齿高h=2.32×m=2.32×3.351=7.77=100.53/7.77=12.945.计算载荷系数KK=1.11+0.16(1+0.6+0.47×10×b=1.11+0.16(1+0.6)+0.47×10×100.53=1.1357使用系数K=1同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.025K=1.35K=K=1.1故载荷系数K＝=1×1.025×1.1×1.1357=1.2816.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=100.53×计算模数3.按齿根弯曲强度设计m≥㈠确定公式内各计算数值（1）      计算小齿轮传递的转矩＝3.25N·m（2）      确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i×z＝2.32×30＝70传动比误差 i＝u＝z/z＝70/30＝2.33Δi＝0.1％5％，允许（3）      初选齿宽系数  按对称布置，由表查得＝1（4）      载荷系数KK＝KKKK=1×1.025×1.1×1.35＝1.5221（7）      计算大小齿轮的查得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90K=0.93S=1.4[]=[]=计算大小齿轮的,并加以比较                 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=4mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=100.53来计算应有的齿数.z==25.13取z=26z=2.32×26=61取z=61②初算主要尺寸计算中心距a===174  分度圆直径d==104d==244计算齿轮宽度圆整后取四、键联接的选择和计算1.1、2、3轴上键联接的选择和计算①选择键联接的类型和尺寸齿轮半联轴器与轴的周向定位均采用A型普通平健。齿轮与轴的连接，按轴径查设计手册得平健的截面尺寸为bh=20X12，长度取70mm，选其配合为h7/r6。半联轴器与轴的连接选用平健尺寸为，选配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向配合采用较紧的过盈配合来保证，选轴直径尺寸公差为m6。②校和键联接的强度查得[]=110MP工作长度70-20=50mm60-14=46mm③键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=4.9K=0.5h=3.8由式（6-1）得：＜[]＜[]两者都合适取键标记为：键1：20×12AGB/T1096-1979键2：14×9AGB/T1096-1979滚动轴承的选择和计算六、联轴器的选择滚动轴承的设计⑴.求输出轴上的功率P，转速，转矩P=5.67KW=50.28r/min=329N．m⑵.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=244而F=2696.7F=F=6032.9NF=Ftan=2696.7×0=0N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:⑶.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000Nm,半联轴器的孔径d=50mm，故取，半联轴器的轴孔长度L=80mm，为保证联轴器定位可靠取=76mm。⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径初步选择球轴承.因轴承只受径向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的深沟球轴承61812型.DB轴承代号60781066.272.96181260851367.977.26191260951172.382.71601260951871.485.76012601102276.094.16212601303181.7108.463122、低速轴的设计对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;而.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得61815型轴承定位轴肩高度mm,③取安装齿轮处的轴段;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为104mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高h>0.07d取h=7,取.轴环宽度,取b=10mm.则④轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取.⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=10,高速齿轮轮毂长L=69,则至此,已初步确定了低速轴的各端直径和长度.3.求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,查《机械设计手册》20-149表20.6-7.设齿轮中心距轴承支点中心距离为L和L。对于61815型的深沟球轴承，做为简支梁的轴的支承跨距：L=81mmL=181mm传动轴的受力分析图：4.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据===4.21MP前已选轴材料为45钢，调质处理。4.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据===4.21MP前已选轴材料为45钢，调质处理。减速器的箱体设计和附件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，故采用侵油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，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10，圆角半径为R=3。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M6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。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盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F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.G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.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.5~0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.4~0.5）10视孔盖螺钉直径=（0.3~0.4）8定位销直径=（0.7~0.8）8，，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=++（8~12）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210齿轮端面与内机壁距离>16机盖，机座肋厚77轴承端盖外径+（5~5.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+H=30=34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。八、参考文献1.《机械设计手册》教研组.机械设计手册2.《机械设计》第四版3.《工程图学基础教程》第三版注：1jb/zq4450-86放油螺栓2ob365-81垫片3油标4箱坐5箱盖6gb5782-86螺栓7gb93-87弹簧垫片8gb6171-86螺9垫片11gb93-87弹簧垫片12gb783-86螺栓13通气器14gb5782-86螺栓15gb172-86螺母16gb93-86弹簧垫17垫片18箱盖19齿轮20轴21齿轮22垫片23箱盖24轴25gb1096-79键26jb/zq4606-86油封27gb1096-79键28齿轮29gb/t292-94轴承30垫片31箱盖32gb5782-86弹簧垫片33gb5782-86螺栓34gb/t292-94轴承35箱盖36垫片37弹簧垫片38gb5782-86螺栓39gb/t292-94轴承40轴41键42jb/zq4606-86油封43箱盖44gb5782-86螺栓45弹簧垫片46垫片47gb5782-86螺栓48gb117-86定位销49弹簧垫片50gb6172-86螺母51gb6174-86螺钉九、致谢这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.  1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。 2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。 4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助. 5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。