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齿轮 减速器 课程设计

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课 程 设 计 书 机械设计课程设计说明书题 目：带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器设计 机电工程系：设 计 者： 同组人： 指 导 教 师辅 助 指 导 教 师：班 级：设 计 时 间 30一、课题任务书 1二、传动方案的拟订 2三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 4四、带传动的设计 6五、齿轮传动参数计算及校核 6六、轴的计算 14七、滚动轴承的选择 24八、键的设计及校核 26九、联轴器的选择 27十、润滑方式的选择 27十一、箱体尺寸的计算 27十二、装备图设计 28十三、零件图设计 30十四、总结 30参考文献 31任务要求：1、减速器装配图一张（0号或一号图纸）2、零件图（13张）3、设计说明书一份（60008000字）4、其他要求：设计步骤清晰，计算结果正确，说明书规范工整，制图符合国家标准。按时，独立完成设计。5、工作情况：两班制，连续单向运行，载荷较平稳。6、使用期：8年，每年按360天计。7、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。机械设计课程设计进度计划表日期 计 划 应该完成的设计内容实际完成的情况第一周完成所有的计算以及验算完成3/4第二周第三周设计题目：带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器设计。设计用于带式运输机上的展开二级圆柱齿轮减速器。连续单向运转，空载启动，中等冲击，二班制工作，运输带速度允许误差为5%，工作期限为10年。设计原始参数表如下：运输机工作扭矩T（Nm）： 850运输机带工作速度V（m/s）： 0.75卷筒直径D（mm）： 360设计参考图如下：1、带传动。2、电动机3、展开二级圆柱齿轮减速器4、带式运输机5、卷筒一、传动方案的拟订 蜗杆减速器 a 一级圆柱齿轮减速器 b带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器 c如上图所示，a方案采用蜗杆减速器，结构紧凑，但传动效率低，在长期连续使用时不经济；b方案采用一级圆柱齿轮减速器和开式齿轮传动，成本较低，但使用寿命短；c方案采用带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器适合于繁重及恶劣的条件下长期工作，使用维护方便，但结构尺寸较大。根据综合比较得，选择c方案即能满足工作条件而且工作可靠，结构比较简单，传动效率高，使用维护方便，工艺性，经济性都比较好，所以选择c方案，才方案中，高速级用带传动，因为其传动平稳，能缓冲吸振，保护其它零件，在中间轴选用2级圆柱齿轮传动，其使用寿命长，工作可靠，成本较其他2个方案来说较低。二、电动机的选择选择电动机的类型选择电动机的理由确定电动机的转速确定电动机的型号1、选择电动机的参数计算、运输机功率：P=Fv/1000=850*0.8/（0.18*1000）=3.778 kw、传动效率： 由手册表17得： V带传动1=0.96 球轴承2=0.99齿轮3=0.9联轴器4=0.98 滑动轴承5=0.97 卷筒6=0.96总= 123324 56=0.96*0.993*0.972*0.98*0.97*0.96=0.8 、电动机输出功率：P=P/=3.778/0.8=4.723、选择电动机 由手册表121得 Y132S-4符合要求 P=5.5 KW n=1440r/min 轴伸出量 80 mm 轴键槽宽度=10 mm 轴直径D=38 mm 电机轴示意图2、传动比分配、总传动比 a、 卷筒转速 n=V*60*1000/D=0.75*60*1000/3.14*360）=39.81 r/minb、 i总=n/n=1440/39.81=36.17、传动比分配： 由机械零件表27得 减速器中 低速级 i低=4.5 i高=3.5 iv=i总/（4.5*3.5）=2.493、传动装置运动参数计算 、各轮功率 P带=5.5*1=5.5*0.96=5.28 KW P1=5.28*2=5.28*0.99=5.23 KW P2=5.5*1*22*3=5.5*0.96*0.992*0.97=5.02 KW P3=P2*4*2=5.02*0.97*0.99=4.82 KW 、各轴转速 n1=n/2.49=1440/2.49=578.31 r/min n2=n/（2.49*3.5）=1440/（2.49*3.5）=185.23 r/min n3=n/i总=39.81 r/min 、各轴转矩 T1=9550*P1/n1=9550*5.23/578.31=86366 Nm T2=9550*5.02/185.23=258818 Nm T3=9550*4.82/39.81=1156267 Nm3、 V带传动设计四、齿轮传动设计1、选择第一对齿轮材料、确定许用应力 选择 小齿轮用40Gr调质，硬度取260 HB 大齿轮用45钢调质，硬度取190 HB2、初步计算转矩 T1=86366 Nmm齿宽系数 由书12.13 d=1.0接触HLim 由书图12.17 HLim1=710 MPa HLim2 =540 MPa计算H H1=0.9HLim1=639 MPa H2=0.9HLim2=486 MPaAd值 由表12.16，取Ad=85初步计算的小齿轮直径 d1=Ad=66.1 mm取d1=75 mm齿宽 b=d* d1=75 mm1、 校核计算圆周速度 v v=2.27 m/s精度等级 由表12.6，选取8级精度齿数Z和m 取Z1=30 Z2=i*Z1=3.5*30=105 m=2.5使用系数KA 由表12.9，KA=1.75动载荷系数 由图12.9，KV=1.1圆周力Ft Ft=2032.1 N =47.42100 N/m端面重合度d d=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos =1.74重合度系数Z Z=0.87齿间载荷分配系数 KH KH=1/d2=1.32齿向载荷分配系数 KH KH=A+B（1/D1）2+C*10-3b由表12.11，A=1.17 B=0.16 C=0.61 KH=1.38 载荷系数 K= KA KV KHKH=3.51 弹性系数ZE 由表12.12，ZE=189.8 节点区域系数ZH 由图12.16，ZH=2.5 接触最小安全应力SHmin 由表12.14，SHmin=1.25 总工作时间th th =10*300*16=48000 h 应力循环次数 NL160rn1th=60*1*578.31*48000=1.7*109 NL2=1.7*109/3.5=4.9*108接触寿命次数ZN 由图12.18，ZN1=1.0 ZN2=1.05 许用H H1= HLim1 * ZN1/SHmin=568 MPaH2= HLim2 * ZN2/SHmi2=453.6 MPa 验算 H=ZEZHZ=148.9 MPa453.6 MPa 3、确定主要尺寸 实际分度圆直径d d1=mZ1=2.5*30=75 mm d2=mZ2=2.5*105=262.5 mm 中心距 a a=m(Z1+Z2)/2=168.75 齿宽 b b= d1d=75 mm b1=85 b2=754、齿根弯曲疲劳强度验算 重合度Y Y=0.25+0.75/d=0.69 齿间载荷分配系数 KF 由表12.10，KF=1/Y=1.45 齿向载荷分配系数 KF b/h=75/(2.25+2.5)=13.3 KF=1.38 载荷系数 K= KA KV KHKH=1.75*1.1*1.45*1.38=3.85 应力修正系数 YS 由图12.12，FS1=1.625 FS1=1.81 齿形系数 YF 由图12.21，YF1=2.54 YF2=2.1 弯曲疲劳极限 Flim 由图12.23, Flim1=530 Flim2=340 MPa 最小安全系数 SHmin 由表12.14，SFmin=1.60 应力循环次数 NL1=60rn1th=60*1*578.31*48000=1.7*109 NL2=1.7*109/3.5=4.9*108 弯曲寿命次数YN 由图12.24，YN1=0.9 YN2=0.95 尺寸系数 YX 由图12.25，YX=1.0 许用弯曲应力 F F1= Flim1YNYX/SFmin=298.13 MPa F2= Flim2YNYX/SFmin=201.88 MPa 验算 f1=YF1FS1 Y=135 MPa298 MPa f2=YF2FS2 Y=124 MPa100 N/m端面重合度d d=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos =1.75重合度系数Z Z=0.87齿间载荷分配系数 KH KH=1/d 2=1.2齿向载荷分配系数 KH KH=A+B（1/D1）2+C*10-3b由表12.11，A=1.17 B=0.16 C=0.61 KH=1.38 载荷系数 K= KA KV KHKH=3.19 弹性系数ZE 由表12.12，ZE=189.8 节点区域系数ZH 由图12.16，ZH=2.5 接触最小安全应力SHmin 由表12.14，SHmin=1.25 总工作时间th th =10*300*16=48000 h 应力循环次数 NL160rn2th=60*1*185.23*48000=5.3*108 NL2=5.3*108/4.5=1.2*108接触寿命次数ZN 由图12.18，ZN1=1.1 ZN1=1.12 许用H H1= HLim1 * ZN1/SHmin=695 MPaH2= HLim2 * ZN2/SHmi2=604 MPa 验算 H=ZEZHZ=648 MPa695 MPa2、齿根弯曲疲劳强度验算 重合度Y Y=0.25+0.75/d=0.68 齿间载荷分配系数 KF 由表12.10，KF=1/Y=1.2 齿向载荷分配系数 KF b/h=75/(2.25+2.5)=13.3 由图12.14，KF=1.4 载荷系数 K= KA KV KHKH=1.75*1.1*1.2*1.4=3.2 应力修正系数 YS 由图12.22，FS1=1.625 FS1=1.83 齿形系数 YF 由图12.21，YF1=2.54 YF2=2 弯曲疲劳极限 Flim 由图12.23C, Flim1=630 Flim2=580 MPa 最小安全系数 SHmin 由表12.14，SFmin=1.60 应力循环次数 NL1=60rn1th=5.3*108 NL2=5.3 *108/4.5=1.2*108 弯曲寿命次数YN 由图12.24，YN1=0.85 YN2=0.9 尺寸系数 YX 由图12.25，YX=1.0 许用弯曲应力 F F1= Flim1YNYX/SFmin=335 MPa F2= Flim2YNYX/SFmin=326 MPa 验算 F1=YF1FS1 Y=192 MPa335 MPa f2=YF2FS2 Y=169 MPa326 MPa 计算结果表明，该齿轮符合要求。齿轮几何尺寸 第一对齿轮小齿轮大齿轮模数 m2.52.5齿数 Z30105压力角20分度圆直径 dd1=75d2=262.5齿顶高 haha1=m*ha*=2.5齿根高 hfhf=( c+ha*)m=3.125全齿高 hh=ha+hf=5.625齿顶圆直径dA1=m(30+2)=80dA1=m(105+2)267.5齿根圆直径df1=m(30-2.5)=68.75df2=m(105-2.5)=256.25基圆直径db1=Cos*d1=70.48db2=COS*d2=246.67齿距 PP=m=7.85基圆齿距 PbPb=PCos=7.38齿厚 Ss=P/2=3.925齿槽宽 es=e=3.925顶隙 cc=m*c*=0.625标准中心距 aa= 247.5传动比 i3.5第二对齿轮小齿轮大齿轮模数 m33齿数 Z30135压力角20分度圆直径 dd1=90d2=405齿顶高 haha1=m*ha*=3齿根高 hfhf=( c+ha*)m=3.75全齿高 hh=ha+hf=6.75齿顶圆直径dA1=m(30+2)=96dA1=m(135+2)=411齿根圆直径df1=m(30-2.5)=82.5df2=m(135-2.5)=397.5基圆直径db1=Cos*d1=84.57db2=COS*d2=380.57齿距 PP=m=9.42基圆齿距 PbPb=PCos=8.85齿厚 Ss=P/2=4.71中心距 aa=m(30+135)/2=247.5五、轴的设计1、第一根轴 选用 40Gr调质 C=102 b=650 MPa s=360 MPa 、估计轴径 d dC =102*=21.25 mmA、 画出轴的参考直径 B、 结构设计过程 2 、计算齿轮受力Ft=2303 NFr= Ft *tan n=838 N3 、计算支承反力（受力图如a）水平面反力（受力图b）：FR1=2170.8 N FR2=-1275.4 N垂直反力（受力图c）： FR1“=436.40 N FR2“=1866.60 N4 、画轴弯矩图水平面弯矩图 d垂直面弯矩图 e合成弯矩图 f5 、画轴转矩图轴受转矩 T=T1=86366 Nmm 转矩图 g6 许用应力许用应力值 用插入法由表16.3查得：ob=102.5 MPa-1b=60 MPa 应力校正系数 =0.597 画当量弯矩图 h当量弯矩 T=0.59*86366=50955.94 Nmm当量弯矩 在小齿轮中间截面处 M1=129828.53 Nmm8 校核轴径d1=27.8 mm45 mmd2=31.5 mm35 mm以上计算表明，该轴符合要求。图 a轴水平面受力图 b轴垂直面受力图 c轴水平面弯矩图 d 轴垂直面弯矩图 e 合成弯矩图 f 转矩图 g 当量弯矩图 h2、第二根轴 选用 40钢 C=110 、估计轴径 d dC =110*=33.04 mmC、 画出轴的参考直径 D、 结构设计过程 、计算齿轮受力T2=258818 NFt1=-Ft=-2303 N Ft2=5752 NFr1= -Fr =-838 N Fr2= Ft2 *tan =2094 N3 、计算承反力（受力图如 i）水平面反力（受力图 j）：FR1=-1772.64 N FR2=152.12 N垂直反力（受力图k）： F”R1=3997 N F”R2=-548 N4 、画轴弯矩图水平面弯矩图 l垂直面弯矩图 m合成弯矩图 n5 、画轴转矩图轴受转矩 T=T2=258818 Nmm 转矩图 o6 、许用应力许用应力值 用插入法由表16.3查得：ob=102.5 MPa-1b=60 MPa 应力校正系数 =0.597 、画当量弯矩图 图p当量弯矩 T=0.59*258818=152702.62 Nmm当量弯矩 在小齿轮中间截面处 M1=129828.53 Nmm8 、校核轴径d1=38.55 mm40 mmd2=29.5 mm35 mm计算结果表明，该轴符合要求。轴2受力图 i轴2水平面受力图 j 轴2垂直面受力图 k轴2水平弯矩图 l 轴2垂直面弯矩图 m 轴2合成弯矩图 n 轴2转矩图 o 轴2当量弯矩图 p3、第三根轴设计 选用40Gr钢 C=102 、估计轴径 d dC =102*=49.46 mm 取d=50 mm 选取轴承 6010 E、 画出轴的参考直径 F、 结构设计过程 、计算齿轮受力Ft3=Ft2=5752 NFr3= Fr2=2094 N、计算支承反力（受力图如q）水平面反力（受力图r）：FR1=1614 N FR2=480.15 N垂直反力（受力图s）： F“R1=-4433.07 N F“R2=-1318.93 N、画轴弯矩图水平面弯矩图 t垂直面弯矩图 u合成弯矩图 v、画轴转矩图轴受转矩 T=T1=86366 Nmm 转矩图 w、许用应力许用应力值 用插入法由表16.3查得：ob=102.5 MPa-1b=60 MPa 应力校正系数 =0.59、画当量弯矩图 x当量弯矩 T=0.59*1156263=682159 Nmm当量弯矩 在小齿轮中间截面处 M1=129828.53 Nmm、校核轴径d1=49.75 mm P2)L10h=5623948000 h静载荷计算 当量静载荷 Por1=Fr1=2214.24 Por2=Fr2=2160.72 安全系数 查表18.14得，So=2.5 计算额定静载荷： Cor=So*Por1=2.5*2214.24=5535.6 Cor Cor 许用转速验算 载荷系数 P1/Cr=0.08 查表18.19，f11=0.98 P2/Cr=2592.86/33200=0.08 f12=1.0 载荷分布系数f2 查表18.20得，f21=1.0 f22=1.0 许用转速N N1=f11*f21*No=7840 r/min578.31 r/min N1=f12*f22*No=8000 r/min578.31 r/min轴2上的轴承 选取 7205C d=35 mm Cr=46.5 KW Cor=48 KW No=7500 r/min 轴承受力 Fr1=4372.44 N Fr2=568.72 N冲击载荷数 中等冲击 查表18.8， fd =1.2当量载荷 P1=fd*Fr1=1.2*4372.44=5254.13 N P2=fd*Fr2=1.2*568.72=682.46 N轴承寿命 (P1 P2)L10h=22705.76 h静载荷计算 当量静载荷 Por1=Fr1=4372.44 N Por2=Fr2=568.72 N 安全系数 查表18.14得，So=2.5 计算额定静载荷： Cor=So*Por1=2.5*4372.44=10931.1 Cor Cor 许用转速验算 载荷系数 f1 P1/Cr1=0.11 查表18.19，f11=0.95 P2/Cr=682.46/46500=0.009 f12=1.0 载荷分布系数f2 查表18.20得，f21=1.0 f22=1.0 许用转速N N1=f11*f21*No=7125 r/min185.23 r/min N1=f12*f22*No=7500 r/min185.23 r/min轴3上的轴承 选取 7210C d=40 mm Cr=37.5 KW Cor=38.2 KW No=7000 r/min 轴承受力 Fr1=4717.74 N Fr2=1403.61 N冲击载荷数 中等冲击 查表18.8， fd=1.2当量载荷 P1=fd*Fr1=1.2*4717.74=5661.29 N P2=fd*Fr2=1.2*1403.61=1684.33 N轴承寿命 (P1 P2)L10h=228557 h静载荷计算 当量静载荷 Por1=Fr1=4717.74 N Por2=Fr2=1403.61 N 安全系数 查表18.14得，So=2.5 计算额定静载荷： Cor=So*Por1=2.5*4717.74=11794.75 Cor Cor 许用转速验算 载荷系数 P1/Cr=0.15 18.19，查表18.19得，f11=0.85 P2/Cr=1684.33/37500=0.0045 查表18.19得，f12=1.0 载荷分布系数f2 查表18.20得，f21=f22=1.0 许用转速N N1=f11*f21*No=5950 r/min39.81 r/min N1=f12*f22*No=7000 r/min39.81 r/min七、键的强度校核 轴3的键联接1 、根据d1=50,查手册表4-1，选取键1610 L=80 GB1096-79 键工作长度 l=l=80,由表7.1，取挤压应力=120 MPa 2、键所能传递的最大转矩（d11114013 N/mm八、选取联轴器 根据轴孔直径d=35，传递转矩T=1114.013 Nmm 选取弹性栓销联轴器 LX3公称转矩T=1250 Nmm 许用转速No=4750 r/min，轴孔长度112 mm九、选择润滑方式 齿轮采用工业闭式齿轮润滑油 L-CKC.68轴承采用滚珠轴承脂 (SY.1514-82)2GN69-2十、确定箱体尺寸(mm) 箱座壁厚 =0.025a+3=0.025*247.5+3=9 箱盖壁厚 1=0.02a+3=0.02*247.5+3=8 箱盖凸缘厚度 b1=1.51=12 箱座凸缘厚 b=1.5=13.5 箱底座凸缘厚 b2=2.5=22.5 地脚螺钉直径 df=0.036a+12=0.036*247.5+12=21 GB799-88 地脚螺钉数目 n=6 轴承旁联接螺栓直径d1=0.075 df=15.68 盖与座联接螺栓直径d2=0.5 df=10.5 连接螺栓d2的距离 l=150 轴承端盖螺栓直径 d3=0.4 df=8.4 透视孔螺栓直径 d5=0.3 df=6.3 定位销直径 d=0.72 d2=7.35 GB117-86 dfd1d2距外箱盖距离 C1=18 dfd2距凸缘边缘距离 C2=16 轴承旁凸台半径 R1=C2=16 外箱壁至轴承端面距离 l1= C1+ C2+b=40 大齿轮顶圆与内壁距离 11.2=10.8 取1=11 齿轮端面与内箱壁距离 D2=9 箱盖、箱座筋厚 m10.851=7.65 m=0.85=6.8 轴承盖外径 D=轴承孔直径+5d3 起重吊钩，手册表11-3 透视孔设计，由表11-4得 透气孔的选择，由表11-5得 十一、装配图设计（一）、装配图的作用作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。（二）、减速器装配图的绘制1、装备图的总体规划：（1）、视图布局：、选择3个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。、选择俯视图作为基本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工作原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。布置视图时应注意：a、整个图面应匀称美观，并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、标题栏和零件明细表的位置。b、各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。（2）、尺寸的标注：、特性尺寸：用于表明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其极限偏差等。、配合尺寸：减速器中有配合要求的零件应标注配合尺寸。如：轴承与轴、轴承外圈与机座、轴与齿轮的配合、联轴器与轴等应标注公称尺寸、配合性质及精度等级。查3P106表7-2。、外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。、安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。（3）、标题栏、序号和明细表：、说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989标题栏和明细表的格式。、装备图中每个零件都应编写序号，并在标题栏的上方用明细表来说明。（4）、技术特性表和技术要求：、技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级、表的格式参考3P108表7-3，布置在装配图右下方空白处。、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。十二、零件图设计（一）、零件图的作用： 作用：1、反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要技术文件。 2、表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据。（二）、零件图的内容及绘制：1、选择和布置视图：（1）、轴：采用主视图和剖视图。主视图按轴线水平布置，再在键槽处的剖面视图。（2）、齿轮：采用主视图和侧视图。主视图按轴线水平布置（全剖），反