机械设计课程设计-二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器F=4000V=0.56D=400.docx

32机械设计课程设计计算说明书设计题目:二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器全套图纸加扣3012250582机械设计制造及其自动化 专业 机械142班设计者：学号： 2016 年 10 月 26 日（ 大连民族大学机电工程学院）目录一设计任务书及其传动方案的拟定2二传动方案的拟订及说明4三带的设计计算6四.齿轮设计计算8五.轴的设计计算16六.键的校核35七.联轴器的选择37八. 减速器附件选择及箱体的设计39九. 润滑与密封40十. 设计心得与体会41十一. 参考资料42十二. 致谢43一、设计任务书及其传动方案的拟定（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目：设计带式运输机传动装置的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器，如图所示：1电动机 2带传动 3减速器 4联轴器 5输送带 设计基础数据如下：1、已知数据工作情况载荷平稳输送带牵引力F/N4000运输带速度V（m/s）0.56滚筒直径D/(mm)4002、工作条件 一班制工作；每班工作8小时，工作环境：灰尘较多，载荷性质：轻微冲击。3、使用期限及检修间隔 使用期限为15年。4、 生产批量及生产条件批量生产5、要求完成工作量1.减速器装配图一张(A0)。2.设计说明书一份。3.零件图一张。4.草图一张。（三）设计内容：1.电动机的选择与运动参数设计计算；2.圆柱斜齿轮传动设计计算；3.轴的设计；4. 轴承盖和视孔盖的尺寸设计；5. 装配二维草图的绘制；6.键和联轴器的选择与校核；7.滚动轴承的选择；8.三维零件图、装配图的绘制；9.设计计算说明书的编写；10. 装配说明书的编写。 （四）设计进度：1、 第一阶段： 总体计算和传动件参数计算。 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计。3、 第三阶段： 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制。4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。二、传动方案的拟订及说明总计算项目及内容主要结果一：传动方案的总体设计（一）对给定传动方案分析论证总体布置见任务书工作情况：工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运动。（二）选择电动机 选择电动机的类型 按工作条件和要求选用 Y系列三相异步电动机，电压为380V。 选择电动机型号1）工作机有效功率为：Pw=2.33 KW 2）传动装置总效率 电动机到工作传输带间的总效率为： =齿轮24轴承V带联轴w取齿轮=0.98，轴承=0.98，V带=0.96，联轴=0.99 w=0.96则： =0.813） 所需电动机功率 4）确定电动机额定功率Pm=3 KW所以应选额定功率大于2.88kW的电机。计算电动机转速可选范围并选择电动机型号V带传动比范围：2-4 圆柱齿轮传动比范围3-5。工作机卷筒轴的转速为：nw=26.7r/min电动机转速的可选范围为：nd=(18100)26.7=(480.62670)r/min选用同步转速为 1000r/min的电动机。由电机产品目录或有关手册选电动机型号为：Y132S-6 nm满载转速为196r/min，额定功率为3KW电动机的技术数据和外形，安装尺寸由表17-7 17-9查出Y132S-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸。1) 外形、安装尺寸尺寸D=38mm，中心高度H=132mm，轴伸长E=80mm。2）技术数据型号额定功率转速r/min电流/A效率/%功率因数额定转矩质量/kgY132S-639607.23830.762.063（三）计算传动装置总传动比和各级传动比传动装置的总传动比分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，故，现取1.3，则取i带=3, i齿=i/i带=11.97则低速级齿轮传动比为:i2=i1/1.3=3.03传动装置中个轴的输入转矩计算减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III 轴，n1=nm/n带 n2=n1/i1 n3=n2/i2nm=960r/minn1=320r/minn2=66.4r/minn3=21.9r/min各轴的输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，P1=v带PdP2=齿轮轴承P1P3=P2齿轮轴承P4=P3轴承联轴机pd=2.88kw轴：p1=2.76kwP2=2.65kwP3=2.54kwP4=2.46kw； 输出转矩T(kW)T0=9550*Pd/nm=9550*2.88/960=28.65NmT1=9550*P1/n1=9550*2.76/960=82.36NmT2=9550*P2/n2=9550*2.65/960=381.13NmT3=9550*P3/n3=9550*2.54/960=1107.62NmT4=9550*P4/n4=9550*2.46/960=1072.73Nm汇总如下表：项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒轴转速（r/min）96032066.421.921.9功率（kW）2.882.762.652.542.46转矩（Nm）286508236038113011076201072730传动比33.943.03 三普通v带传动3.1.1原始数据电动机的输出功率：Pd=2.88kw 满载转速：960r/min从动轴转速：320r/min3.1.2设计步骤和方法（1）确定设计功率: 由表查工作情况系数KA =1.1 Pc= KA*p=1.1*3=3.3kw（2）选v带型号 由图811 故选B型（3）确定齿轮的基准直径dd0并验算带速初选小带轮基准直径dd1，由表8-7 8-9，取dd1=140mm验算带速vV=dd1n1/60*1000=*140*960/60*1000=7.04m/s因为5m/sv30m/s，故带速合适。计算大齿轮的基准直径 dd2=i带 dd1=3*140=420mm，取标准值dd2=420mm（4）确定v带的中心距a和基准长度Ld初选中心距范围0.7（dd1+ dd2） a0 2（dd1+ dd2）即392a01120，初定中心距为756mm确定带的计算基准长度 LdLd=2 a0+/2*（dd1+ dd2）+（dd1- dd2）2/ 4 a0=2418mm由表8-2可知，v带取标准值Ld=2500mm确定中心距a a= a0+(Ld-Ld0)/2=797mm a的调整范围amax=a+0.03Ld=872mm amin=a-0.015Ld=759.5mm验算包角1800-（dd1- dd2）*57.30/a=16001200（5）确定带的根数z Z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KKL查表8-4取P0=2.1kw查表8-5得P0=0.31kw查表8-6得K=0.95查表8-2得KL=1.03则Z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KKL得Z1.4 故Z取整数2（6）确定初拉力F0 由表8-3的B型带的单位长度质量q=0.170kg/m所以F0=500*Pca*（2.5-K）/K*Z*V+qv2=200N（7）计算轴压力Fp：Fp=2*Z*F0*sin（/2）=788N （8）主要设计结论 选用B型普通v带2根，带基准长度2500mm。带轮基准直径 dd1=140mm， dd2=420mm，中心距控制在759.5872mm。单根带初拉力F0=200NPw=2.33KW 总=0.81 Pd=2.88KW Pm=3KW nw=26.7 nm=960r/min 电动机型号：Y132S-6i=35.9i带=3i齿=11.97=3.94=3.03Pd=2.88kw KA =1.1Pc=3.3kwdd1=140mmV=7.04m/s dd2=420mmLd=2500mma=797mmamax=872mm amin=a-0.015Ld=759.5mmZ=2 Fp=788N四.齿轮设计计算计算项目及内容主要结果（一）高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1)按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮2)由于是带式运输机传动装置，故选用7级精度3) 材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS； 选择大齿轮材料为45钢（调质 正火），硬度为240HBS。4)初选小齿轮齿数Z1=18； 大齿轮齿数70.92 选Z2=71.5) 初选螺旋角=146) 压力角=20按齿面接触疲劳强度计算1） 初选各参数值初选载荷系数 KHt=1.3,由图10-20查区域系数ZH=2.433.由表10-5得，弹性影响系数端面重合度Z 由表10-7得，齿轮的宽度系数d =1 . 计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 应力循环次数 （n为齿轮转速，单位r/min；j为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数，取1；Ln为齿轮的工作寿命，单位h） 小齿轮: 大齿轮: 则 由图10-25查取接触疲劳寿命系数,取安全系数S=1,则 得 2)试算小齿轮分度圆直径 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 圆周速度v m/s 齿宽b 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2选使用系数KA=1.25 由图10-8选动载系数Kv=1.02 齿轮的圆周力 N/m 由表10-3查得 由表10-4用插值法查的7级精度，小齿轮相对非对称位置时KH =1.417，则载荷系数 3）可按实际载荷系数算得的分度圆直径 及其相应的齿轮模数 mm按齿根弯曲疲劳强度计算 1）试算齿轮模数，即 确定公式中各参数值 试选载荷系数KFt =1.3可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 由式可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y 计算 当量齿数 由图10-18得 查表10-24得 查表10-22得 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 取 2）试算齿轮模数 =mm . 2)调整齿轮模数 计算实际载荷前的数据准备 圆周速度V 齿宽 齿高h及比b/h b/h=30.0523.665=8.199计算实际载荷系数KF根据v=0.503m/s,七级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.06 由查表10-3得齿间载荷分配系数KF =1.2由表10-4得插值法查得KH=1.33，则载荷系数 3可得实际载荷系数算得齿轮数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从整体考虑，取mn=2.5，齿直径不变。 3）几何尺寸计算 （1）计算中心距 故取 a=115mm （2）计算圆整后的中心距修正螺旋角 经计算后圆整后，中心距修正螺旋角14.67214初选螺旋角并相差0.6721，故成立。（3）计算小、大齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度 高速轴齿轮参数汇总齿轮小齿轮大齿轮材料40Cr45齿数1871直径/mm46.51183.48螺旋角/14.672齿宽/mm5045模数2.5Z1=18Z2=71KHt=1.3ZH=2.433d =1S=1H=665MPaV=0.63m/s b=38.041mm KA=1.25 Kv=1.02 KH=2.168 d1=45.111mm mn=2.43mm KFt =1.3 Smnt=1.692mmh=3.665mm KF =1.2mn=1.915=14.672d1=46.51mmd2=183.48mm b=30.052mm计算项目及内容主要结果（二）低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1)按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3) 材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质，表面淬火），硬度为320HBS； 选择大齿轮材料为40Cr（调质，表面淬火），硬度为280HBS。4)初选小齿轮齿数Z1=21； 大齿轮齿数Z2=64.5)初选螺旋角=14，=20按齿面接触疲劳强度计算 1）试算小齿轮分度圆直径 2） 初选各参数值初选载荷系数 KHt=1.3,由表10-7，由于齿轮相对于轴承为非对称布置，且齿轮为硬齿面齿轮，故齿宽系数 d=1.由10-20表得区域系数ZH=2.433，由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2.端面重合度Z 螺旋角系数 应力循环次数 （n为齿轮转速，单位r/min；j为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数，取1；Ln为齿轮的工作寿命，单位h） 查表10-25d得小、大齿接触疲劳极限分别为 小齿轮: 大齿轮: 由图10-23得，取失效概率为1% 则 取安全系数S =1 即H=H2=727.5MPa 3）试算小齿轮分度圆直径 （2）调整小齿轮的分度圆直径 1）数据准备 圆周速度 当量齿轮的齿宽系数d 2） 计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1.25 由图10-8查得动载系数KV=1.01 由 查表10-3的，KH=1.2 查表10-4，KH=1.420 3)可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 相应的齿轮模数按齿跟弯曲疲劳强度计算 1）试算模数 确定各参数 试选KH=1.3 计算Y 则 3计算 可得当量齿数 查表10-17齿形系数 查表10-18应力修正系数 由图10-24c查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22取弯曲疲劳寿命系数 取安全系数S=1.4 取=0.0123 计算模数 2）调整齿轮模数 数据准备 圆周速度v 齿宽b 齿高h及比b/h 计算实际载荷系数KF 根据v=0.183m/s,7级精度，由图10-8得动载系数Kv=1.01 由FH=2T1/d1=1.445104,KAFt1/b=342.32100 查表10-3KF=1.2查表得10-4用插值法查得，于是则 按实际载荷系数算得的齿轮模数为 故 取mn=4低速轴齿轮参数汇总齿轮小齿轮大齿轮材料40Cr40Cr齿数2164直径/mm86.471263.529螺旋角/13.729齿宽/mm9085模数4Z1=21Z2=64 =14 KHt=1.3 d=1 ZH=2.433ZE=189.8MPa1/2 S =1KA=1.25KV=1.01KH=1.2 KH=1.420 KH=1.3S=1.4=0.0123五.轴的设计计算计算项目及内容主要结果（一） 高速轴结构设计1）高速轴上的功率、转速和转矩转速n1（r/min）高速轴功率P1（kw）转矩T1（）3202.76823602）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据表15-3，取A0=106，于是得： 轴上有两个键槽，则下:b下=20 h下=12 l下=56 上：b上=16 h上=10 l上=563） 轴的结构设计初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照dmin=21.74mm,由轴承产品目录中选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32305.尺寸：故 采用轴肩进行定位，取 取小齿轮距离箱体内壁之距离 a 拟订轴上零件的装配方案，如图I II III IV V VI VII 高速轴零件装配方案图b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各段直径的确定： -： 故选择高速轴外伸端直径选为25.25mm。-：该段轴要安装轴承端盖，即该段直径定为20mm。-：该段轴要安装轴承以及挡油环，根据安装方便和轴承内径的要求，确定安装处的轴径为32mm，初选滚子轴承32305，基本尺寸 在轴承后面加一挡油环起到固定轴承与齿轮的作用，并且保证轴承良好的脂润滑。 考虑到齿轮与箱壁的距离为13.5mm，轴承与箱壁的距离为9mm，此段长度选为32.5mm-：这一段有一定位轴肩，直径选为30mm-：这一段为齿轮轴轴段。轴段与齿轮齿顶圆同高。-：该段轴要安装轴承以及挡油环，同-。各段长度的确定： -：由半联轴器长度L=52mm，为了让联轴器与轴肩相配合，选择外伸端轴段长度为50mm.-：轴环宽度根据规定L=1.4h（h为轴肩高度），轴环长度为3mm.-: 考虑到齿轮与箱壁的距离为13.5mm，轴承与箱壁的距离为9mm，此段长度选为32.5mm-：由齿轮的齿宽为29mm,此段长度为25.25mm。-：该段轴要安装轴承以及挡油环，综合轴承齿轮与箱壁的距离，该段长度选为34.5mm。轴段-直径253220323043.325长度25.2534632.525.252934.5配合联轴器无轴承盖轴承、挡油环无齿轮轴轴承、挡油环高速轴各段参数汇总表（二） 中间轴结构设计1）中速轴上的功率、转速和转矩转速n2（r/min）高速轴功率P2（kw）转矩T2（）66.42.65130463.12）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据表9-2，取A0=107，于是得： 由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为： 3）轴的结构设计 a 拟订轴上零件的装配方案，如图 b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度右端滚动轴承采用轴肩定位，由手册查得；齿轮轴；取齿轮距离箱体内壁=16mm.滚动轴承内臂与箱体内壁距S=8mm，高速大齿轮左端与左轴承用套筒定位，已知高速级大齿轮b2=50mm,为使套筒端面靠地，压紧齿轮，此段轴应略宽于齿宽，取宽34mm,则高速级大齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，取安装齿轮处轴段的，查表15-2得R=1.6mm，取h=4.8mm，则因两级大齿轮间距离3=10mm，则周向定位齿轮与轴采用平键链接，按，由表6-1查得平键截面b*h=14*9,高速级大齿轮键长40mm.中速轴各段参数汇总表 轴段-直径40464249494039长度50.75162285242223配合轴承挡油环齿轮齿轴齿轮挡油环轴承 （三） 低速轴结构设计1）低速轴上的功率、转速和转矩转速n3（r/min）高速轴功率P3（kw）转矩T3（）21.922.451107.622）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表9-2，取A0=106，于是得： 由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为： 3）轴的结构设计 a 拟订轴上零件的装配方案，如图 b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-：该段连接半联轴器 选择联轴器： 计算转矩=KT=1.5查表12-4得,选择GY7/GYS7 JJ1型联轴器，故选择低速轴外伸端直径选为55mm。由半联轴器长度L=84mm，为了让联轴器与轴肩相配合，选择外伸端轴段长度为82mm.-：该段轴与轴承端盖配合，且左端定位轴肩起到固定联轴器的作用。该段直径定为62mm，长度为50mm。-：该段轴要安装轴承以及挡油环，根据安装方便和轴承内径的要求，确定安装处的轴径为65mm，初选单列圆锥滚子轴承30313，基本尺寸 ，故直径选为65mm。长度为46mm。-：该轴段不与其他零件配合，左端定位轴肩起到固定挡油环位置的作用。该轴段的直径为77mm，长度为21mm。-：这一段为轴环，直径选为70mm，长度为12mm，右端起到固定齿轮轴向位置的作用。-：这一段与齿轮配合，直径为72mm，长度比齿轮齿宽34mm短2mm，故这一段长度为32mm。-：该段轴要安在轴承后面加一挡油环起到固定轴承与齿轮的作用，并且保证轴承良好的脂润滑。综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的距离，这一段长度为46.5mm。轴段-直径55626577707265长度84504621123246.5配合联轴器轴承盖轴承、挡油环无无齿轮轴轴承、挡油环低速轴各段参数汇总表A0=106A0=107A0=106 六.键的校核（一）高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=6mm,高度h=6mm，键长L=40mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由课本表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=40mm-6mm=34mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=3.0mm.由课本式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核 1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长L=70mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由课本表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由课本式（6-1）可得故挤压强度足够。 2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长L=36mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由课本表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=36mm-10 mm=26mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4.0mm.由课本式（6-1）可得 故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=9mm，键长L=70mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢由课本表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=70mm-14mm=56mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由课本式（6-1）可得 七. 联轴器的选择计算项目及内容主要结果输出轴联轴器的选择根据轴的直径，选取GY7 GYS7型联轴器，其主要参数如下表：型号许用转矩 许用转速轴孔直径轴孔长度GY7 GYS71600480055173160八. 减速器附件选择及箱体的设计计算项目及内容主要结果1.减速器附件的选择（1）窥视孔和视孔盖 查机械设计课程设计表7-10，选取板结构视孔盖，其具体尺寸参数如下表： 螺钉尺寸螺钉数目15010419016854 （2）通气器 查机械设计课程设计表13-10，选取有过滤网式通气器M271.5； （3）油面指示器 查机械设计课程设计表13-14，选用杆式油标 （4）放油孔和螺塞 查机械设计课程设计表13-15，选用的外六角螺塞。 （5）定位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱盖和箱座的连接凸缘上不对称配装两个定位圆锥销，以提高定位精度。查机械设计课程设计表10-21，选择销 GB/T 119-2000 A634 （6）启盖螺钉 启盖螺钉的直径与箱盖凸缘连接螺栓直径相同，螺纹长度要大于箱盖凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。（7）吊钩 查机械设计课程设计表10-9，选择螺钉 GB/T 825-1988 M8 2.减速器箱体的设计 减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量。 （1）设计要求 a 机体有足够的刚度。 b 在机体外加肋板，外轮廓为长方形，增强轴承座刚度。 c 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。d 因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，取浸油高度不超过一个齿高，约为六分之一的大齿轮半径，油高H=68mm，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。 e 箱体结构有良好的工艺性。 f 铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5mm。机体外型简单，拔模斜度为1:10。 （2）箱体结构尺寸参数名称符号计算公式结果箱座（体）壁厚8箱盖壁厚8箱盖上部凸缘厚度12箱座上部凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20机盖，机座肋厚，7 7地脚螺钉直径查手册M16地脚螺钉数目查手册4底座突缘尺寸C1min查手册25C2min查手册23轴承旁联接螺栓直径/突缘尺寸M12C1min查手册20C2min查手册16箱盖与箱座联接螺栓直径/突缘尺寸=（0.50.6）M8C1min查手册15C2min查手册12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）根据表4-2M6,M8,M10窥视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）M10外箱壁至轴承座端面距离=+（58）39大齿轮顶圆与内箱壁距离1.228齿轮端面与