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二级 圆柱齿轮 减速器 装配 设计 说明 书包 含有 CAD 文件

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机械课程设计说明书1. 设计任务书设计任务：设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器。已知输送拉力F=2.5KN，带速V=1.1m/s，传动卷筒直径D=400mm。有电动机驱动，工作寿命八年（每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。1) 工作条件两班制工作，常温下连续运转；空载起动，工作载荷有轻微振动；电压为380/220 V的三相交流电源。2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再经过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送机6工作。传动系统中经V带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。3. 电动机的选择1) 电动机容量的选择由已知条件可以算出工作机所需有效功率Pw= = 2.53kW2）传动系统总效率5w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率；c 联轴器效率，c =0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效率， =0.97 b 对滚动轴承效率，b =0.99；b V带效率，v =0.94； cy输送机滚筒效率，cy =0.96；估算传动系统总效率=233445567w式中 23=v =0.94；34=bg=0.990.97=0.9603;45=bg=0.990.97=0.9603;56=bc=0.990.99=0.9801;7w=bcy=0.990.95=0.9504;系统总效率=233445567w =0.940.96030.96030.98010.9504=0.8074;工作机所需要电动机功率Pr=3.14kW;由文献1表3-2所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足PmPr条件的电动机额定功率Pm应该取为4.0 kW。2) 电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 22.132 r/min;由文献1 表3-2初选同步转速为1500 r/min和1000 r/min的电动机，对应于额定功率Pm为4.0kw的电动机型号应分别取为Y112M-4型和Y132M1-6型。把Y112M-4型和Y132M1-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表：方案的比较方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比IY112M-44.01500144065.07IIY132M-64.0100096043.383) 电动机型号的选择对两级圆柱齿轮传动来说，方案I选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为65.07，这对两级减速传动来说不算大，故方案I较合理。选用Y系列三相异步电动机，型号为Y112M-4，其主要性能数据如下：电动机额定功率 Pm=4.0 kW电动机满载转速 nm=1440 r/min电动机中心高 H=112 mm电动机轴伸直径 D=28 mm电动机轴伸长度 E=60 mm4. 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=65.07；由传动系统方案知i12=1；按表3-1查取V带传动的传动比 iv=i23=2-4则V带传动比取为 i23=3.5；由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比 i=i34i45=18.591；为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比： i34=4.916低速级传动比i23= =3.782传动系统各级传动比分别为：i12=1； i23=3.5；i34=4.916； i45=3.782； 5. 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：1轴（电动机轴）n1= nm =1440 r/min； P1=Pr=3.134 kw；T1=9550=9550=20.785Nm；3轴（减速器高速轴）n3=411.429 r/min；P3=P113 =3.1340.94=2.946 kw；T3=9550 =68.382 Nm；4轴（减速器中间轴）n4=83.692 r/min；P4=P334 =2.9460.9603=2.829 kw；T4=9550 =322.814 Nm；5轴（减速箱低速轴）n5=22.132 r/min；P5=P445 =2.8290.9603=2.717 kw；T5= 9550=1172.39 Nm；6轴（输送机滚筒轴）n6=22.132 r/min；P6=P556 =0.9801X2.717=2.663 kw；T6=9550=1149.090 Nm；将上述计算结果和传动比效率汇总如表：轴 号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机1轴3轴4轴5轴6轴转速n(r/min)1440411.42983.69222.13222.132功率P(kW)3.1342.9462.8292.7172.663转矩T(Nm)20.78568.382322.8141172.891149.090联接件传动件V带齿轮齿轮联轴器传动比i3.54.9163.7821传动效率0.940.96030.96030.98011) 低速级圆柱齿轮设计（此处的下标1表示为小齿轮，2为大齿轮） 选择齿轮材料及热处理方式小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢，正火处理，； 确定许用接触应力和 MPa取疲劳极限应力 根据接触应力变化次数按文献3取接触强度计算寿命系数=1，=1；因1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数=1；一般计算中取润滑系数=1;按文献3，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数。将以上数值代入许用接触应力计算公式得 按齿面接触强度条件计算中心距a大齿轮转矩 Nm理论传动比 齿宽系数 初取载荷系数 弹性系数 初取节点区域系数 初取重合度系数 将以上数据带入公式按表取 确定主要参数和计算主要尺寸模数：齿数：经元整后取理论传动比实际传动比 ：传动比误差： （在允许误差范围内）分度圆直径：齿宽：取 取 确定载荷系数K使用系数,按表6-5，=1.0；动载系数，齿轮圆周速度齿轮精度，参考表6-6取为8级精度，按图6-20，动载荷系数，齿向载荷分布系数，端面重合度 =1.88-3.2（+）=1.88-3.2（+）=1.74当总重合度 时，则齿间载荷分配系数=1.24，最后求得在和系数 验算齿面接触疲劳强度按文献3,算得重合度系数 = 由于，故设计偏于安全。 确定许用弯曲应力 MPa按文献3，取弯曲疲劳极限应力根据弯曲应力变化总次数取弯曲强度计算系数当时，尺寸系数,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数。按文献3，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数。代入公式得 验算齿轮弯曲强度 根据齿数：。按文献3，取齿形系数和应力修正系数分别为 按文献3算的重合度系数将以上数值代入应力计算公式因为，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。 主要设计计算结果中心距 a=170mm法面模数 mn=2.5mm齿数 =29 =107分度圆直径 72.5mm =267.5mm 齿顶圆直径 =77.54mm =272.5mm齿根圆直径 =66.25mm =261.25mm齿宽 =65mm =60mm齿轮精度等级 8级材料及热处理 小齿轮选用45号钢，调质，HBS1=229286，油润滑；大齿轮选用45号钢，正火，HRS2=200230 ，油润滑；6.减速器传动零件的设计计算（数据图表来源自文献2）2) 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 选择齿轮材料及热处理方式小齿轮1选用45号钢，调质处理，HBS1=229286；大齿轮2选用45号钢，正火处理，HRS2=169217 ； 确定许用接触应力和 MPa取疲劳极限应力 根据接触应力变化次数按文献3取接触强度计算寿命系数=1，=1；因1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数=1；一般计算中取润滑系数=1;按文献3，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数。将以上数值代入许用接触应力计算公式得 按齿面接触强度条件计算中心距a初取螺旋角=10，大齿轮转矩 Nm理论传动比 齿宽系数 初取载荷系数 弹性系数 初取节点区域系数 初取重合度系数 初取螺旋角系数 将以上数据带入公式按表取 确定主要参数和计算主要尺寸中心距，按表42，低速级模数：齿数：初设理论传动比经元整后取实际传动比 ：传动比误差： （在允许误差范围内）螺旋角：在范围内，取小齿轮右旋，大齿轮左旋分度圆直径：齿宽：取 取 确定载荷系数K使用系数,按表6-5，=1.0；动载系数，齿轮圆周速度齿轮精度，参考表6-6取为7级精度，按图6-20，齿向载荷分布系数，端面重合度 =1.88-3.2（+）cos=1.88-3.2（+）cos12.95=1.596 纵向重合度 = =1.284 总重合度 =+=2.88，则齿间载荷分配系数=1.24 最后求得在和系数 验算齿面接触疲劳强度节点区域系数，按图6-30，=2.47 重合度系数 =0.791 螺旋角系数 =0.987 由于，故设计偏于安全。 确定许用弯曲应力 MPa按文献3，取弯曲疲劳极限应力根据弯曲应力变化总次数取弯曲强度计算系数当时，尺寸系数,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数。按文献3，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数。代入公式得 验算齿轮弯曲强度 根据当量齿数： 按文献3，取齿形系数和应力修正系数分别为 按文献3算的重合度系数 按文献3，当纵向重合度时，螺旋角系数。将以上数值代入应力计算公式因为，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。 主要设计计算结果中心距 a=118mm法面模数 mn=2.5mm螺旋角 =12.95(小齿轮左旋、大齿轮右旋)齿数 =16 =76分度圆直径 =41.044mm =194.959mm 齿顶圆直径 =46.044mm =199.959mm齿根圆直径 =35.544mm =187.459mm齿宽 =50mm =45mm齿轮精度等级 7级材料及热处理 小齿轮选用45号钢，调质，HBS1=226286，油润滑；大齿轮选用45号钢，正火，HRS2=169217，油润滑；6. 减速器轴及轴上零件的设计1) 轴的布置轴的布置参照图已知数据考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10 mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10 mm.为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5 mm。初取轴承宽度分别为n1=20 mm，n2=22 mm，n3=22 mm。3根轴的支承跨距分别为： =175 mm； =177 mm； =177 mm；2) 轴的设计 高速轴（1轴）的设计轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。选择轴的材料及热处理 45号钢，调质。轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。图中=175mm；=50mm；=125mm；a) 计算齿轮的啮合力b) 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 Nmm轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示c) 求垂直面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 Nmm Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）所示。d) 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 轴向力，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。 Nmm Nmm传动力矩 =24419.95 Nmme）轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得： ，取折算系数0.6由式所以 20.18mm, f）轴的结构设计 按经验公式，减速器输入端的轴端直径 初步确定轴的最小直径，由式（15-2）估算，查表得，所选电动机轴直径输入轴端选用弹性套柱销联轴器 Tn=125N.mm,n=4600r/min；输入轴端直径选用de=32mm；安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定所以高速轴的结构设计如下: 中间轴（2轴）的设计选择轴的材料及热处理 45号钢，调质a) 轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。(a)（a）轴的受力简图；（b）轴在水平面内的受力分析；（c）轴在垂直面内的受力简图；(b)(c)图中=177mm； ； 计算齿轮的啮合力轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 92327.34 Nmm 136741 Nmm轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 10195.41 Nmm = -15635.07Nmm26908.83 Nmm求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 = 1821.34 N = 2382.30 N轴向力，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承B上。 92888.56 Nmm 93461.82 Nmm Nmm =112329.53 Nmm b) 轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得：45号钢调制处理， 取折算系数0.6由式 所以 26.99 mm 29.77 mm在轴C、D段开有二个键槽，直径增大4%，28.07 mm，30.96 mm轴的结构设计安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径D(0.30.35)a=(0.30.35)118=35.441.3 mm。取减速器中间轴的危险截面的直径 =40 mm；减速器中间轴的结构图。 低速轴（3轴）的设计选择轴的材料及热处理 45号钢，调质（a）轴的受力简图；（b）轴在水平面内的受力分析；（c）轴在垂直面内的受力简图；(b)(c)(a)a) 轴的受力分析 b) 轴的受力简图如图（a）所示。图中=177 mm； c) 计算齿轮的啮合力 求水平面内的支承反力，轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 N N 116240.21 Nmm 求垂直面内的支承反力，轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 N N 42298.58 Nmm 求支承反力，合成弯矩，转矩 = 980.93 N = 2114.55 N 123697.03 Nmm 396969 Nmm d) 轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得： 取折算系数0.6由式 所以 35.76 mm 在轴C段开有1个键槽，直径增大4%，37.19 mme) 轴的结构设计按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径=(0.30.35)a=(0.30.35)170=5159.5 mm。安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定取减速器中间轴的危险截面的直径= 56 mm；减速器低速轴的结构图:7. 减速器滚动轴承的选择1) 高速轴（1轴）上滚动轴承的选择因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，轴承类型选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N轴向力 N基本额定动载荷 KN，基本额定静载荷 KN轴承工作转速 r/min初选滚动轴承 6206 GBT27694 (参见附录E-2) e =0.21 X=0.56 Y =2.09,径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6206 GBT27694 满足要求。相关数据如下：D=72 mm B=19 mm mm 2) 中间轴（2轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N轴向力 N工作转速 r/min初选轴承 6307 GBT27694 (参见附录E-2)基本额定动载荷33.2 KN基本额定静载荷19.2 KN e =0.205 X=1 Y =2径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6307 GBT27694满足要求。相关数据如下：D=80 mm B=21 mm mm 3) 低速轴（3轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N工作转速 r/min初选轴承 6239 GBT27694 (参见附录E-2)基本额定动载荷31.5 KN径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6239 GBT27694满足要求。相关数据如下：D=85 mm B=19 mm mm 8. 键联接和联轴器的选择1) 高速轴（1轴）由前面的计算结果知：工作转矩T=24.42 Nm，工作转速 r/min选择工作情况系数 K=1.75计算转矩 Nm选TL型弹性套柱销联轴器。按附录F，选用TL4联轴器，型号为: GB432384许用转矩T=63 Nm,许用转速n=5700 r/min.因T,nn,故该联轴器满足要求。选A型普通平键： 初选键：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm参考文献5表4-3-18，=110MPa，=90MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。2) 中间轴（2轴）上键联接的选择由前面的计算结果知：工作转矩T=112.33 Nm选A型普通平键。高速极大齿轮连接键：初取：b=12 mm，h=8 mm，L=32 mm，l=20 mm键 1232 GB109679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。低速级小齿轮：初取：b=12 mm，h=8 mm，L=56 mm，l=44 mm键 1280 GB109679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。3) 低速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择由前面的计算结果知：工作转矩 T = 396.96Nm齿轮连接处选A型普通平键：初取：b=16 mm，h=10 mm，L=50 mm，l=34 mm键 1650 GB107679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。联轴器设计，由前面的计算结果知：选择工作情况系数 K=1.75计算转矩 Nm选HL型弹性套柱销联轴器。按文献6中表17-9，选用HL4联轴器，型号为: GB432384。许用转矩T=1250 Nm ,许用转速n=4000 r/min.因T,nn,故该联轴器满足要求。联轴器处选A型普通平键初取：b=10 mm，h=8 mm，L=74 mm，l=64 mm 键 1074 GB107679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。9. 减速器箱体及附件的设计箱体有关尺寸：箱体壁厚： 箱盖壁厚： 箱座凸缘厚度： 箱盖凸缘厚度： 箱座底凸缘厚度： 箱座上的肋厚： 箱盖上的肋厚： 地脚螺栓直径： 地脚螺栓数目： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 地脚凸缘尺寸： 轴承旁联接螺栓直径： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 剖分面凸缘尺寸： 上下箱联结螺栓直径： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 剖分面凸缘尺寸： 定位销直径： 轴承旁凸台半径： 大齿轮顶圆与内箱壁距离 箱体外壁至轴承座端面距离 剖分面至底面高度： 轴承盖：1轴：2轴：3轴：10. 润滑方式、润滑剂及密封装置的选择齿轮采用脂润滑,工业闭式齿轮油，GB 5903-95，粘度牌号：L-CKB150，运动粘度135165 mm/s(40)，倾点-8,粘度指数大于90轴承采用脂润滑,通用钾基润滑脂，GB7324-94，代号1号，滴点大于170，工作锥入度3134mm（25，150g）密封用毡圈密封。11. 设计小结在此次的机械课程设计中，通过对减速器的设计，我有了很多的收获。首先，通过这一次的课程设计，我进一步巩固和加深了所学的机械设计基本理论、基本概念和基本知识，培养了自己分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力。对减速器的所有组件都有了更加深刻的理解，为后续课程的学习奠定了坚实的基础。而且，这次课程设计过程中，我与同班同学们的激烈讨论让我认识深刻地感受到了“众人拾材火焰高”。其次，通过这次课程设计，对减速器各传动机构以及机构选型、运动方案的确定以及齿轮传动进行运动分析有了初步详细精确话的了解，这都将为我以后参加工作实践有很大的帮助。我觉得非常有成就感，培养了我对机械课程设计很深的学习兴趣。这次课程设计我投入了不少时间和精力，我觉得这是完全值得的。我独立思考的能力得到了进一步的加强，与此同时，又增强了我对积极求解的理解。在我的设计过程中，我采用了边设计边查阅资料的形式，因为很多原理知识我都不懂，只有不断地翻阅资料，这样，我才能更加了解减速器的构成及其减速原理等等知识。在这次的减速器设计中，我显得很是幼稚不成熟，但是我从光是学习书本上的理论走上实际的设计，并自己动手做出了自己的东西，我已经有了一个很好的起点，我在这过程中渐渐明白了我学的那些专业知识有什么用，我要干什么，就像学步的娃娃，终于可以一点一点的走起来，虽然我现在走得不平稳，会摔倒，但是，我走出了这最难的一步，我相信我在以后的设计路上我会走得更加踏实平稳。另外，我想提出自己的几点建议。希望学院里面能多给学生