二级减速器课程设计

1课 程 设 计设计题目：带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 系 别 班级 学生姓名 学号 指导教师 职称 起止日期： 目录.机械设计课程设计任务书 3一. 传动装置的总体设计 .621.电机选择 62.传动装置的总传动比及分配 .83.计算传动装置的运动和动力参数 .8二.齿轮的设计 .101.高速级齿轮设计 102.低速齿轮的设计 133.齿轮计算结果 .16三.轴及轴上零件的设计 173.1 高速轴的设计 173.2 中速轴的设计 203.3 低速轴的设计 24四.轴承校核 27五.键的校核 28六.箱体结构的设计 29七.润滑及密封类型的设计 .31八.其他附件的设计 31九.心得体会 33十.参考文献 333.机械设计课程设计任务书专业： 班级： 姓名： 学号：一、设计题目设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器二、原始数据(D4)运输带工作拉力 F = 1600F/ N运输带工作速度 V= 1.4 m/s卷筒直径 D= 270 mm三、工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。4四、应完成的任务1、减速器装配图一张（A0 图或CAD图）2、零件图两张（A2图或CAD图）五、设计时间2016年6月27日至2016年7月8日 六、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要内容1、内容（1）目录（标题及页次）；（2）设计任务书；（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；（4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（6）轴的设计计算及校核；（7）箱体设计及说明（8）键联接的选择和计算；5（9）滚动轴承的选择和计算；（10）联轴器的选择；（11）润滑和密封的选择；（12）减速器附件的选择及说明；（13）设计小结；（14）参考资料（资料的编号 及书名、作者、出版单位、出版年月）；2、要求和注意事项必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字（或30页），要装订成册。 6一.传动装置的总体设计1.电机选择设计内容 计算及说明 结 果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选，选用Y系列防护式笼型三相异步电动机，电压380V。2、选择电动机的容量电动机所需功率为： dP= w工作机所需功率为Pw= 24.106Fv传动装置的总效率为224 32 4按表2-3确定各部分效率：弹性联轴器效率: 1=0.99滚动轴承传动效率（一对）： 2=0.99闭式齿轮传动效率： 3=0.97传动滚筒效率： 4=0.96代入得：224 32 4=0.9920.994 0.9720.96=0.85所需电动机功率为： P / 1600 1.4/(10000.850)=2.635KW因载荷平稳，电动机额定功率 略大于Pedd即可，由表16-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率 为3KW。edPPw =2.240KW=0.85P =2.635kW73、确定电动机的转速滚筒轴工作转速：n = = r/minw079.214.3.06通常，二级圆柱齿轮减速器为i=840,则总传动比的范围为 =840故电动机转速的可调范围为:i= n dw=（840） 99.0799=792.643963.2 r/min符合这一范围的同步转速有：1000，1500和3000 r/min。0对这三种方案进行比较，由表16-1查得的电动机数据以及计算出的总传动比列于下表：方案电动机型号额定功率KW同步转速r/min额定转速r/min重量Kg总传动比1 Y100L-23 3000 2880 33 29.072 Y100L2-43 1500 1430 38 14.433 Y132S-63 1000 960 63 9.69综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、以及总传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y100L2-4n=99.0799r/min82.传动装置的总传动比及分配设计内容 计算及说明 结 果1、总传动比 =1430/99.0799=14.43wmani =14.43wmani2、分配传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比：= ia4.1=i 49.3.1则低速级的传动比：=14.43/4.49=3.2112ia=4.491i=3.2112ia3.计算传动装置的运动和动力参数设计内容 计算及说明 结 果1、各轴的转数0n= m=1430 r/min1 01/i1430/11430r/min2n 12 1430/4.49318.49r/min3 23i318.49/3.21=99.22r/min4n= 3=99.22r/min0n=1430 r/min1=1430r/min2=318.49r/min3n=99.22r/min4=99.22 r/min2、各轴输入功率 dp 12.6350.992.608kW1P 2.610.990.97=2.506223kW 2.5060.990.97=2.413P23kW 1=2.410.990.99=2.36kW432=2.608kW 1P=2.506kW2=2.41kW3=2.36kW 4P93、各轴的输出功率 0.99=2.58kW1P 0.99=2.48kW22 0.99=2.39kW3 0.99=2.34kW4P4 =2.58kW1P=2.48kW2=2.39kW3=2.34kW4P4、各轴的输入转矩63.17405.29500 npTmN.13.61 26.7549.850922 nPT.31.33 mN5.27.9650944 nPT将上述计算结果汇总与下表:带式传动装置的运动和动力参数：功率P KW 转矩T Nm轴名输入 输出 输入 输出转速r/min电动机轴2.635 17.63 14301轴 2.608 2.58 17.43 17.26 14302轴 2.506 2.48 75.26 75.51 318.493轴 2.41 2.39 231.96 229.6499.224轴 2.36 2.34 227.15 224.8999.22T0=17.63N.mT1=17.43N.mT2=75.26N.mT3=231.96N.mT4=227.15N.m10二.齿轮的设计1.高速级齿轮设计设计内容 计算及说明 结 果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。压力角取20 02）带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够（GB 10095-88）。3）通过查教材表10-1选择小齿轮的材料为45号钢，调质处理，硬度为235HBS，大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为190HBS。4）选小齿轮齿数为Z 1=19，则大齿轮齿数Z 2=i1Z1=4.2919=81.51，取86 Z2=86。直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度Z1=19Z2=862、按齿面接触强度设计（1）设计公式213 )Z(HEdtHtuTK1）确定公式内的各参数值试选载荷系数 =1.5tHK小齿轮传递的转矩T =75.26N.M1通过查教材表11-6选取齿宽系数 =1d通过查教材表11-4查得材料的弹性影响系数Z E=188MPa1/2T1=75.26N.m11计算接触疲劳许用应力【 H】由教材图11-1查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为 =375MPa 1limH=582MPa2limH = =3751SKHN1limMPa = =585H2HN2lim取 和 中的较小者作为该12齿轮副的接触疲劳许用应力，即 = =375H2MPa2）试计算小齿轮分度圆的直径=34.132131 )Z(HEdtHtuTKmm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备计算齿宽 b= =40mmtd13）由式，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d =34.2 1m及相应的齿轮模数 =375HMPab=40mm128.192341zdm由图11-8查得齿形系数2.54 2.151FaY2Fa由图11-9查得应力修正系数1.64 1.731Sa2Sa由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限 MPF3751limPaF582lim取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得=248MPaSKFNF1lim1MPa3562li2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疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d=40，算出小齿轮齿数Z1=19，则大齿轮齿数z2=86。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。F1=248MPaF2=356MPab=35mm133、尺寸计算 4、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=34mm =155mmmzdmzd2（2）计算中心距 =156.621a圆整中心距取a=157mm（3）计算齿轮宽度 =1 35=351dbm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10mm），即取 b 1=40mm b2=35mmd1= 34mmd2 =155mma=157mmZ1=19 Z2=86b1=40mmb2=35mm14（2 ）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，得到F1=100.9248F2=89.73356齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。F1=100.9MPaF2=89.73mpa2.低速齿轮的设计设计内容 计算及说明 结 果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。压力角取20 02）带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够（GB 10095-88）。3）通过查教材表11-1选择小齿轮的材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为240HBS。4）选小齿轮齿数为Z 3=38，则大齿轮齿数Z 4=i2Z1=3.2138=122，取 Z4=122。直齿圆柱齿轮40Cr小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度Z3=38Z4=122152、按齿面接触强度设计（1）设计公式213 )Z(2HEdtHtuTK1）确定公式内的各参数值试选载荷系数 =1.5tHK小齿轮传递的转矩T 2=232Nm通过查教材表11-6选取齿宽系数 =1d通过查教材表11-4查得材料的弹性影响系数Z E=188MPa1/2计算接触疲劳许用应力【 H】由教材图11-1查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为 =700MPa 3limH=700MPa4limH 3= =700SKHN1limMPa 4= =700HHN2lim取 3和 4中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 = 4=700HMPa2）试计算小齿轮分度圆的直径=74.36mmT2=232NmB=75mmm=2d=76mm16计算齿宽 b= =75mm 模数m=2 td2由图11-8查得齿形系数2.73 2.233FaY4Fa由图11-9查得应力修正系数1.63 1.783Sa4SaY查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限 MPF503limMPF3804lim=700SKN1472lim24FFm=（0.007-0.02）x156.53=2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疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳算得的模数1.82mm并就近圆整为标准值m=2mm，算出小齿轮齿数z3=38则大齿轮齿数，z4=122。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。=700MPa3F=472MPa4F4、尺寸计算 4、几何尺寸的计算17（1）计算分度圆直径=38mm =122mmmzd3mzd4（2）计算中心距 =16021a中心距圆整则取160mm（3）计算齿轮宽度 B3=80 b4=75考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10mm），即取 b 3=80mm b4=75mma=160mmb=75mmd3=76mmd4=244mmb3=80mmb4=75mm5（2 ）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，得到F1=80.5472F2=180.6472齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。3.齿轮计算结果名称 代号 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4齿数 z 19 86 38 122模数 m 1.8 218压力角/ 20分度圆直径/mm d 34 155 76 244齿顶高/mm 1.8 2齿根高/mm 2.25 2.5齿顶圆直径/mm 37.6 158.6 80 248齿根圆直径/mm 29.5 150.5 71 239齿厚/mm s 2.828 3.14中心距/mm a 156.6 160三.轴及轴上零件的设计3.1 高速轴的设计设计内容 计算及说明 结 果1、已知条件 功率 转矩 转速 齿轮齿宽2.608Kw17.43Nm1430r/min 40mm2、 求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为=34.001d2x17430/34=1025.29N Fr=Ft tF=3120Ttan20=373.175NFt=1025.29NFr=373.175N3、初算轴的直径先按机械设计教材初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。 选取A0=110。于是有:dmin=13.44mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直19径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需 d同时选取联轴器的型号查课本,选取ka=1.5Tca=1.5x17.43=26.145N.m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计选取LT3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为31.5N.m,半联轴器的孔径D1=16所以d1-1=20L=42 l1=38考虑键槽最小值dmin=13.44x1.07=14.38mm=13.44mm=26.145n.mcaT4、 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轴向定位要求,-轴段左端需要制出一轴肩,故取-的直径d23=25mm ;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径d=20mm 半联轴器与轴配合的轮毂长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些。初步选择滚动轴承.因轴承受径向力的作用,故选用单列深沟球轴承.参照工作要求并根据d23=28mm ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列深沟球轴承6204型。D11=20mmL11=52mmD12=25mmL12=69mmD13=28mmL13=125mm20故d14=25mm;而l14=36mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位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 L23=69mm.ml30取齿轮距箱体内壁之距离a=10 ,两m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=10 ,齿轮宽度b1=40 b2=35 b3=80，齿轮2与3之间距离为8则l45=36mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.D14=25mmL14=36mm5、确定轴的的倒角和圆角参考表，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角为1.6。6、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,查机械设计手册对于6205型的深沟球轴承. 123757.rNVFFnv1=124.38nFnv2=373.15n123757.tNHtFfnh1=384.48nFnh2=640.81nFnv1=124.38nFnv2=373.15nfnh1=384.48nFnh2=640.81n17.5HMNm48.123V2117.5HMNm4823V总弯矩 M= 251.VNm扭矩 T=17.43N.m轴的载荷分析图:51.2MNm7.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据 =ca221()MTW16.3(脉动循环 )前已选轴材料为45钢，调质处0.理。查表15-1得 =60MP ， 1ac1此轴合理安全3.2 中速轴的设计 设计内容 计算及说明 结 果221、已知条件 功率 转矩 转速 齿轮齿宽2.506Kw75.26Nm318.498r/minB2=35mmb3=80mm2、 求作用在齿轮上的力已知中速级大齿轮的分度圆直径为D2=155mmD3=76mm2x75.26/155=971.10N2tF=310TdFr2=971.10xtan20=353.45N2X75.26/76=1980.5Nt3Fr3=1980.5*tan20=720.84NFt2=971.10NFr2=353.45NFt3=1980.5nFr3=720.84n3、初算轴的直径先按机械设计教材式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=110。于是有:Dmin=21.89mm输出轴的最小直径显然是在轴承处=21.89mm4、 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承.因轴承受径向力的作用,故选用单列深沟球轴承.参照工作要求并根据d21=25mm ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列球深沟轴承6205型.D21=d25=25mm; 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查轴承定位轴肩高度d22=30mm 齿轮轮毂应比轴段小2-3mm，D21=25mmL21=40mmD22=30mmL22=78mmD23=35mm23=78mm =10mm L 取齿轮距箱体内壁之距离a=8 ,两圆柱m齿轮间的距离c=15 .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 ,l24=33mm轴环高度（2-3）C，则轴环定为40mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.L23=10mmD24=30mmL24=33mm5、确定轴的的倒角和圆角参考表，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角为1.6。6、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、对于6205型的深沟球轴承.fn34322 471(65)(71650.)NVrr NVFFv1=485.5n fnv2=485.5n34322 4716571650.NHtttt NHFFfnh1=70.64n fnh2=353.45n 总弯矩 2233MVm扭矩 T=75.26N.m轴的载荷分析图:fnv1=485.5n fnv2=485.5nfnh1=70.64n fnh2=353.45n217.5HVMNm247.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据 =ca221()MTW22 137.908.546(脉动循环 )前已选轴材料为45钢，调质.处理。查表15-1得 =60MP ， 1ac1此轴合理安全253.3 低速轴的设计设计内容 计算及说明 结 果1、已知条件 功率 转矩 转速 齿轮齿宽2.41Kw 231.96Nm99.22r/min75mm2、 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=2481d1870，64n4tF=3120Tfr4= 688.14nFt4=1870.64nFr4=688.14mm3、初算轴的直径先按机械设计教材式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=110。于是有:Dmin=31.85mm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 d同时选取联轴器的型号查课本,选取k=1.5因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计选取Lt7型弹性套柱销联轴器其公称转矩=500N.m,半联轴器的孔径d=40mmL=112mm l1=84mm考虑键槽最小值dmin=34.69mm=31.85mm264、 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,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径d31=45mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径半联轴器与轴配合的轮毂长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查轴承定位轴肩高度d35=45mm l35=44mm 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d34=48mm,故取l34=20mm. 取齿轮距箱体内壁之距离a=8 ,两m圆柱齿轮间的距离c=15 .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,齿轮宽度， b1=40mm b2=35mm mb3=80mm b4=75mm，L36=43mm 轮轮毂应比轴段小2-3mm，=52-3=49mm L 轮间距取8mm，则 =8mm，轴环定L 为48mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.D31=45mmL31=42mmD32=48mmL32=73mmD33=52mmL33=26mmD34=48mmL34=20mm275、确定轴的的倒角和圆角参考表，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角为1.6。6、求