展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

机械设计基础课程设计说明V带传动二级圆柱斜齿轮减速器班级姓名学号指导教师成绩目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21传动装置总体设计方案32电动机的选择43确定传动装置的总传动比和分配传动比54计算传动装置的运动和动力参数55设计V带和带轮66齿轮的设计87滚动轴承和传动轴的设计208键联接设计289箱体结构的设计2910润滑密封设计3111联轴器设计31四设计小结32五参考资料34一课程设计书设计课题带式输送机传动装置设计。工作条件（1）每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年；（2）连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差5；（3）室内工作，环境中有粉尘；（4）生产厂可加工78级精度的齿轮；（5）动力来源为三相交流电；（6）小批量生产。表一鼓轮直径MM传送带速度（M/S）传送带主动轴所需扭矩（NM）36012900二设计要求（1）传动装置的设计计算；（2）减速器装配草图设计；（3）减速器装配图设计；（4）减速器零件图设计；（5）减速器三维造型，递交光盘一个。三设计步骤1传动装置总体设计方案2电动机的选择3确定传动装置的总传动比和分配传动比4传动装置的运动和动力参数计算5设计V带和带轮6齿轮的设计7轴的设计计算8滚动轴承的选择及寿命计算9键联接的选择及校核计算10连轴器的选择11减速器箱体及附件12润滑密封设计1传动装置总体设计方案1组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。2特点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。3确定传动方案考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下23541IIIVPDPW图一传动装置总体设计图2电动机的选择电动机所需工作功率为PWTWNW/9550TW601000V/D9550850601000145/314410955060KW,执行机构的曲柄转速为N637R/MIN，D60V1经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比I24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比I840，则总传动比合理范围为I16160，电动机转速的可选范围为NIN（16160）6371019210192R/MIN。效率范围1带传动V带0952圆柱齿轮0997级3滚动轴承0984联轴器浮动联轴器097099,取099W滚筒0991223334W0950970970990990990980990839PCAPW/60/0839715KW又因为额定转速PEDPD715KW取PED75KW常用传动比V带I124圆柱齿轮I235圆锥齿轮I323II1I2I224353518100取I1840NNWI（1840）637114662548R/MIN取N1500R/MIN选Y132M4电动机NM1440R/MIN型号额定功率PED满载转速NM启动转矩最大转矩中心高HY132M475KW1440R/MIN2222132MM3确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比INM/NWIVI减I0I1I2I0为带传动传动比；I1为高速齿轮传动比；I2为低速级齿轮传动比；总传动比INM/NW1440/6372261取V带传动比I03减速箱的传动比I减I/I0I1I2709按浸油深度要求推荐高速级传动比一般I1（1112）I2，取I111I2。I1I211I22I225，I111I22754计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速R/MINN0NM1440R/MINNNM/I0480MINNN/I117455R/MINNN/I26982R/MIN2）各轴输入功率（KW）P0PD715KWPP01715095679KWPP236791097098659KWPP23659099098639KWPP34639098099620KW1V095,2齿099，3滚098，4联099；注意滚筒轴负载功率是指其输出功率，即PWPW62099614KW3）各轴输入扭矩（NM）T09550PD/NM4742NMT9550P/N13510NMT9550P/N36055NMT9550P/N87402NMT9550P/N84804NM运动和动力参数结果如下表编号理论转速（R/MIN）输入功率（KW）输入转矩NMM传动比效率电机轴144071547423095高速轴7024467913510275097中间轴174365936055低速轴5796398140225097滚筒轴5783620848040995设计带和带轮确定计算功率查课本表87得156P1AK,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,8657KACAP既电机的额定功率选择带型号根据，N1440R/MIN,查课本图811选用带型为A型带8657CAP157P选取带轮基准直径21,D查课本表86和表88得小带轮基准直径，则大带轮基准直1557MD160径,查课本表88后取。MDID09302157D472验算带速V在525M/S范围内，带SNDVM/3/120641061充分发挥。确定中心距A和带的基准长度107（DD2DD1）A02（DD2DD1）460MMA01320MM取A0500MM2由式（822）计算带所需的基准长度LD02A0/2（DD2DD1）（DD2DD1）（DD2DD1）/4A02500314660/2340340/（4500）2094MM查表82，选LD2000MM，带的修正系数KL1033）按式（823）计算实际中心距AAA0（LDLD0）/2500（20942000）/2547MMAMINA0015LD517MMAMAXA003LD560MM所以中心距变化范围517560MM验算小带轮包角1，包角合适。4808021AD确定V带根数Z因，带速MD61SV/12查课本表84A和84B,并由内插值法得152P170,320P查课本表82得09646LK查课本表85,并由内插值法得10315由公式822得4P72960170850LCAKPZ故选Z3根带。计算预紧力0F查课本表83可得,故149PMKGQ/1单根普通带张紧后的初拉力为NVKZVCA7158201965230875220计算作用在轴上的压轴力PF利用公式828可得159PNFZP590421SIN75832SIN2106齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算输入功率P581KW，小齿轮转速N70244R/MIN齿数比U45，工作寿命10年（每年工作300天），一班制齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理材料高速级小齿轮选用45CR（调质）钢，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数241Z高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS45ZIZ4524108取Z108212齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。课本P210表108初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计21312HEDTTZUTK确定各参数的值试选16T查课本P217图1030选取区域系数Z2433H由课本图102621578018702则65由课本公式1013计算应力循环次数206PN60NJ60702441（1830010）1HL101110H9NN1U251082查课本1019图得K095K09207P12齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1,安全系数S1,应用公式1012得205P查课本P209图1024得HLIM600HLIM2550095600570H1SKHN1LIMMA09235032222LIP许用接触应力AHH462/3570/21查课本由表106得1898MP201PEZA由表107得取15DT9551095510679/4801/N513510NM43设计计算小齿轮的分度圆直径DT121312HEDTTZUTK85计算圆周速度106NTSM/162106478543计算齿宽B和模数NTM计算齿宽BB158815881MMTD1计算模数MN初选螺旋角15NTMZT3672415COS8COS1计算齿宽与高之比HB齿高H22522523675326NTM1104HB326581计算纵向重合度031820451D15TAN2480TAN计算载荷系数K已知使用系数1A根据,7级精度,查课本由图108得SMV/62194P动载系数K108,V查课本由表104得K的计算公式196PHK02310BH0822D311201810611023105881142查课本由图1013得K135198F查课本由表103得K125PH故载荷系数KKKKK110812142184H按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径DD588166461TT/361843M计算模数NMMZD479215COS8COS14齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式NMCOS2123FSADYZKT确定公式内各计算数值计算载荷系数KKKKKK110812135175螺旋角系数Y纵向重合度2045从课本P217图1028查得螺旋角影响系数Y088计算当量齿数ZZ/COS24/COS1526633ZZ/COS108/COS1511181查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表105得20P齿形系数Y265Y2188应力校正系数Y158Y1787小齿轮传递的转矩13510KNM确定齿数Z因为是软齿面，故取Z24，ZIZ4524108传动比误差IUZ/Z108/2445I00325，允许初选齿宽系数按对称布置，由表查得1初选螺旋角初定螺旋角15重合度系数Y端面重合度近似为18832（）1883221ZCOS（1/241/78）COS151655ARCTG（TG/COS）ARCTG（TG20/COS15）20646901407609因为/COS，则重合度系数为Y025075COS/0673计算大小齿轮的FSY安全系数由表查得S125工作寿命1班制，10年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160NKT604801030018055296109大齿轮应力循环次数N2N1/U055296109/4512310H查课本由表1020C得到弯曲疲劳强度极限206P小齿轮大齿轮AFM51AFMP302查课本由图1018得弯曲疲劳寿命系数97K088K0901FN2FN取弯曲疲劳安全系数S14F1293145081S292FN01323145861FSY6272S大齿轮的数值大选用设计计算计算模数MN156MM365124016COS87019752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N度计算的法面模数，按GB/T13571987圆整为标准模数,取M2MM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D6646来计1算应有的齿数于是由Z3209取Z331NM15COS461那么Z45331492几何尺寸计算计算中心距A18842COS21NMZ15COS2493M将中心距圆整为189按圆整后的中心距修正螺旋角ARCCOS731689243ARCOS21N因值改变不多,故参数,等不必修正KHZ计算大小齿轮的分度圆直径D689217316COSNMZMD311172249计算齿轮宽度B681圆整后取52B701B（二）低速级齿轮传动的设计计算材料低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小45齿齿数301Z速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS45Z30130903圆整取Z9022齿轮精度按GB/T100951998，课本P210表108选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1确定公式内的各计算数值试选K16T查课本由图1030选取区域系数Z243217PH试选,查课本由图1026查得O21508008808008816812应力循环次数N60NJL6017431110300812N251108N8310231051I7由课本图1019查得接触疲劳寿命系数07PK092K0971HN2HN查课本由图1021D209按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,MPAH601LIM大齿轮的接触疲劳强度极限5LI取失效概率为1,安全系数S1,则接触疲劳许用应力H1SKHN1LIM52609PA097550/1533522LI54275LIM1LIHHMA查课本由表106查材料的弹性影响系数Z1898MP20PEA选取齿宽系数DT9551095510659/174352/N5361110NM43242131754819368102HEDTTZUTK6427M2计算圆周速度058610637421062NDTSM/3计算齿宽BD164276427T1M4计算齿宽与齿高之比HB模数MNTMZDT096231COS764COS1齿高H225M22520964716NT6427/47161363HB5计算纵向重合度0281TAN308TA3180ZD6计算载荷系数KK11201810602310BH2D311201810602310642714228使用系数K1A同高速齿轮的设计,查表选取各数值104K135KK12VFHF故载荷系数K110412142281776HVA7按实际载荷系数校正所算的分度圆直径DD64271TT3M31763计算模数ZDMN20COSCOS13按齿根弯曲强度设计MCS2123FSDYZYKT确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传递的转矩36055KNM（2）确定齿数Z因为是软齿面，故取Z30，ZIZ3430102传动比误差IUZ/Z102/3034I00325，允许（3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角初定螺旋角12（5）载荷系数KKKKKK11041213516848（6）当量齿数ZZ/COS30/COS12320563ZZ/COS102/COS1210991由课本表105查得齿形系数Y和应力修正系数Y197P2,5FFY801,6251SS（7）螺旋角系数Y纵向重合度2028从课本P217图1028查得螺旋角影响系数Y091（8）计算大小齿轮的FS查课本由图1020C得齿轮弯曲疲劳强度极限206AFEMP51AFEMP3802查课本由图1018得弯曲疲劳寿命系数20K090K093S141FN2FNAES4315091F2FNMP2832计算大小齿轮的,并加以比较FSAY01274432651FSAY872SA大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算计算模数MMN927171300542COS96841253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N疲劳强度计算的法面模数，按GB/T13571987圆整为标准模数,取M3MMN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D8348来计算应有的齿数1MZ2711取Z30N2COS971Z3430102取Z10222初算主要尺寸计算中心距A21162COS21NM1COS203M将中心距圆整为210修正螺旋角ARCCOS916230ARCOS21N因值改变不多,故参数,等不必修正KHZ分度圆直径D6134112COS30NMZMD208562计算齿轮宽度BD34611圆整后取MB0152低速级大齿轮如上图7传动轴承和传动轴的设计1传动轴承的设计求输出轴上的功率P，转速，转矩33N3TP639KW579R/MIN381402NMT求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为208562D而FT3TN1078656082143FFRTON5294CSTANCOSAFFTAN780610TAN1199165781NAT查课本P214图1024圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示TRA初步确定轴的最小直径先按课本152初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取315370表P12OAMNDO7493MIN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D合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取1435表P51AKMNTKAC0328因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册联轴器的性能及应用选取HT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250NM,半联轴器的孔径MLLDMD841250,5011与轴配合的毂孔长度为半联轴器半联轴器的长度故取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,故取的直径左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直MD57径半联轴器与L184MM为了保证轴端挡D60轴配合的轮毂孔长度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,现取L82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,故选用单列角接触球轴承参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选MD57取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7012C型DDB轴承代号4585197209AC4585197209B45100257309B6095187012C5080167010AC5090207210C2从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,MBDD189560故而MD60ML18右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得701C型轴承定位轴肩高度MM,67,24,7因此取DH取安装齿轮处的轴段齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定4位已知齿轮的宽度为80MM,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短毂于轮毂宽度,故取齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高45,取ML76轴环宽度,取B8MMD73HB1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L30L50取齿轮距箱体内壁之距离A16,两圆柱齿轮间的距离C20考虑MM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S8,已知滚动轴承宽度T18,M高速齿轮轮毂长L50,则ASTL461687680MLCL224150至此,已初步确定了轴的各端直径和长度5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20149表2067对于7010C型的角接触球轴承,A194MM,因此,做为简支梁的轴的支承跨距MML6183648132NFTNH9427307T61832342321LDFARNVNNVR6814268190MMH786MV5721FN3432VH03274168802110542传动轴总体设计结构图从动轴中间轴主动轴从动轴的载荷分析图6按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据754MPCAWTM2321前已选轴材料为45钢，调质处理。查表151得60MP1A此轴合理安全CA7精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以AB无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可截面左侧。抗弯系数W0101216003D360抗扭系数020243200TW截面的右侧的弯矩M为MN51872341截面上的扭矩为814023MN截面上的弯曲应力WBPA41826051截面上的扭转应力T3M轴的材料为45钢。调质处理。由课本表151查得35PAB640AP2751AMPT15因DR2DD0764经插入后得20131T轴性系数为085820QQK11821K1（1）126T所以67082092综合系数为K28K162碳钢的特性系数取01201取005105安全系数CASS2513MAK1S1371TAK1S15所以它是安全的C502截面右侧抗弯系数W0101216003D360抗扭系数020243200TW33截面左侧的弯矩M为MM211488/114819541626截面上的扭矩为814023T3截面上的弯曲应力WB05921654截面上的扭转应力KTW3841208K6所以70820920综合系数为K28K162碳钢的特性系数取01取005201105安全系数CASS2513MAK1S1371TAK1S15所以它是安全的C5028键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据D50D6523查表61取键宽B16H1036222LB22H1450333校和键联接的强度查表62得110MPPA工作长度36162022BLL50222833键与轮毂键槽的接触高度K05H522K05H733由式（61）得23210DLTP13506P33LKP25987824P两者都合适取键标记为键21636AGB/T10961979键32250AGB/T109619799箱体结构的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67ISH1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，故采用侵油润油，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363机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为10，圆角半径为R3。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83025A10箱盖壁厚119箱盖凸缘厚度B12箱座凸缘厚度515箱座底凸缘厚度2225地脚螺钉直径FD1036AFM24地脚螺钉数目N查手册6轴承旁联接螺栓直径1FD721M12机盖与机座联接螺栓直径2D（0506）2FM10轴承端盖螺钉直径3（0405）3FD10视孔盖螺钉直径4D（0304）4F8定位销直径（0708）2D8，至外机壁距离FD121C查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离F2查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离1L（812）1L2C50大齿轮顶圆与内机壁距离1215齿轮端面与内机壁距离2210机盖，机座肋厚M,1850,11M91M85轴承端盖外径2D（555）23D120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离S2120（1轴）125（2轴）150（3轴）10润滑密封设计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SH03575120/MINR92中的50号润滑，装至规定高度油的深度为H1HH3034所以H3034641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