【精品】机械设计课程设计二级圆柱齿轮设计说明书

1、机械设计课程设计说明书设计题目：胶带输送机的传送装置 院系：专业：班级：学号：设计人：扌旨导老0帀：完成日期：一、设计任务书1二、联连轴器的选择3三、传动方案的拟定及说明3四、电动机的选择4五、计算传动装置的运动和动力参数7六、传动件的设计计算8七、轴的设计计算16八、滚动轴承的选择及计算20九、键联接的选择及校核计算23十、箱体的设计23十一、减速器附件的选择25十二、润滑与密封25十三、设计小结26十四、参考资料冃录27一、机械设计课程设计任务书题目：设计胶带运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1.1总体布置简图41电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5 轴器滚轮；6联1.

2、 2工作条件：工作年限(年)：15工作制度(班/r)： 1工作环境：灰尘较少载荷性质：轻微冲击生产批量：单件13技术数据：滚筒圆周力f (n)： 14000 运输带速度v (m/s)： 0. 28 滚筒的直径d (mm)： 500 带速允许偏差(): 3514设计内容：1) 电动机的选择与运动参数计算;2) 直齿圆柱齿轮传动设计计算3) 轴的设计4) 滚动轴承的选择5) 键和连轴器的选择与校核；6) 装配图、零件图的绘制7) 设计计算说明书的编写1. 5设计任务：1) 减速器总装配图、箱休图各一张2) 齿轮、轴零件图各一张3) 设计说明书一份1.6设计进度：1) 第一阶段：总体计算和传动件参数

3、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. 联轴器的设计先初步估计轴的最小直径，轴选用45钢，取c二112由轴的设计公式得:i“.8015kw 一d>c3/ = 112x 3/= 1954mm ；1 vntv 960r / min d. > c厶=112xj 4a3kw = 48.8mm。112x34.611kw191.2r/ min=323mm ；n4y 53.5" min由于在轴1和轴3的最输入和输出端开键槽，连接联轴器, 故轴1最小直径取22mm,轴3的最小直径

4、取50mmo联轴器.因为滚筒的载荷变化不人，选弹性套注销联轴器。1. 联轴器的计算转矩 te=kt.由工作更求，查表后収k二1.5。则计算转矩 te = kt = .5x 47.765 = 71.6475n m 2由联轴器的计算与轴的计算选用g iicl2的联轴器。采用其许用最大扭矩为 630nm,许用最高转速为4000r/min,轴孔直径取22mm,轴孔长度li=38mmo 联轴器2，因为滚筒的载荷变化不人，选用缓冲性能较好，同时具有可移性的弹性柱销联轴 器。1联轴器的计算转矩 t=kt.由工作要求，查表后取k二1.5。则计算转矩t=kt = .5x 790.78 = 1186.2/v m2

5、. 由联轴器的计算与轴的计算选用iil4的联轴器，其许用最人扭矩1250n m, 许用最高转速n二2800 r/min,轴孔直径取50mm,轴孔长度l =84 mm。三、传动方案的拟定及说明由题h所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动 机构进行分析论证。木传动机构的特点是：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此耍 求轴乂较人的刚度。高速级齿轮布置在远离转短输入端，这样轴在转矩的作用下 产牛的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽 载荷分布不均匀的现象。用于载荷比较平稳的场合。高速级一般做成斜齿，低速 级可做成直齿。四、电动机的选择1. 电动

6、机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式y （ip44）系列的电动机。2. 电动机容量的选择1）工作机所需功率pwpw=fv/1000 = 14000x0.28/1000=3.92 k w2）电动机的输出功率pd=pw/ n3）传动装置的总效率242n = n） n 2 n 3 n 4 n 5按表12 （机械设计指导p9）确定各部分效率为：弹性联轴器效率n ! 二0. 99滚动轴承传动效率（一对）n 2二0. 99闭式圆柱齿轮传动效率h 3=0. 97开 式圆柱齿轮传动效率n 4=0. 95卷筒轴滑动轴承效率n 5=0. 96,代入得h =0. 992

7、x0. 994x0. 972x0.95x0. 96=0. 808pd=3. 36/0. 808=4. 85kw3. 电动机转速的选择（ii nw方案电动机型号额定功 率电动机转速 r/minkw同步转 速满载转 速1y160m2-85. 57507202y132m2-65.510009603y132s-45. 5150014404y132s1-25. 530002920初选为同步转速为1000r/min的电动机。4. 电动机型号的确定输送机卷筒的转速为nw=60x 1000v/nd=60x 1000x0. 28/ （3. 14x500） =10. 7 （r/min） 通常，单级圆柱齿轮传动i严

8、36,两级圆柱齿轮减速器i2=860,故电动机转 速的范围为n/ =i, m二（3x86x60） x10. 7=259.63852 （r/min）由表1 4 -1 （机械设计指导p237）查出电动机型号为y132m2-6,其额 定功率为5. 5kw,满载转速960r/mino基本符合题目所需的要求。五、计算传动装置的运动和动力参数一）、传动装置的总传动比及其分配1. 计算总传动比由电动机的满载转速run和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比 为：i = nm/nwnw= 10. 7r/mini=89. 722. 合理分配各级传动比表12 （机械设计指导p10）选单级宜齿轮传动比io

9、i=5,则减速箱的传动比为ii2=i总/ io.=17. 94由于减速箱是展开式布置，所以iil. 4i2o因为 i = 17.94,取 i严5.01, i2=3. 581速度偏差为0.5%5%,所以可行。二）、计算传动装置的运动参数和动力参数0轴电动机轴p。二p尸4. 85 kwn（）二g二960 r/mint。二9550 p0/n0=4& 25 n m1轴高速轴pi=pox n 0=4. 85x0. 99=4. 8015kwr）i二no=96o r/mint尸9550 p】/m二47. 765 n m2轴中间轴卩2二p|x n2x n3=4. 85x0.99x0. 97=4. 61

10、kwn2=rii/ii=960/5. 01=191. 62 r/mint2=9550 p2/n2=229. 8n m3轴低速轴p3=p2x n2x 113=4.61x0.99x0.97=4. 43kwn3=n2/i2=191. 2/3. 581=53. 5 r/mint尸9550 p3/n3=790. 776 n m4轴p4=p3x n 1x i2=4. 43x0.99x0. 99=4. 342kwm二n3=53 5 r/mint产9550 p4/n4=775. 04 n m5轴滚筒轴p5=p4x n2x n4=4. 343x0. 99x0. 95=4. 084kwrh二n«,二 1

11、0. 7 r/mint尸9550 p5/n5=3645. 06n m轴名功率p/kw转矩t/ n m转速n/ (r/min)传动比1输入输出输入输出电动机轴4. 8548. 2596015. 013. 58111轴4. 80154. 7547.76547.299602轴4.6114. 56229.8227.5191.23轴4. 434. 38790. 78782.8753. 54轴4. 3424. 3775.04767.2953. 5滚筒轴4. 0843.923645. 063499. 310. 7六、传动件设计计算（-）高速级齿轮传动的设计计算1、选精度等级、材料及齿数1 按图所示的传动方案

12、，选用直齿圆柱齿轮传动。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。查表10-1（机械设计p191）选择小齿轮材料400钢，调质 处理，硬度为24p286hbs,取硬度为280 hbs；大齿轮材料45钢，调质处理， 硬度为190240 hbs,取硕度为240hbs；二者顽度差为40 hbs。4.选小齿轮齿数zl=20,大齿轮的齿数z2=20x5. 01=100. 2,取z2=100o2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10 %）（机械设计p203）进行试算，即1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数&=152）小齿轮的转矩7；二47765nmm。3）由表10

13、-7（机械设计p205）,软齿面齿轮，两支撑和对于小齿轮做 非对称安装，取齿宽系数©二10。4）由表10-6（机械设计p201）查的材料的弹性影响系数乙丄=189. 8mpa.5）由图10-21d（机械设计p209）按齿面硬度查取小齿轮的接触疲劳极限应力入冋二600mpa,人齿轮的接触疲劳极限应力thiim2=550mpa6）由式10-13（机械设计p206）计算应力循环次数。v=60« r 八二60x960x 1 x （8x300x 15）二2. 074x 10°nfn/i=2 07x 109 /5 . 01=0. 4 1 39xio98）计算接触疲劳许用应力取

14、失效概率为1%,安全系数5=1,由式（10-12）得 0小二 kqe 二0. 88x600二528呦as2 = khn2；'5'2 二0. 91 x 550=500. 5 mpa（1）计算2）计算圆周速度vt7 trdwn. ;rx53.64x960zv = = 2.696 m/s60x100060x10003）计算齿宽bb = dd* = 53.64m/n4）计算齿宽与齿髙之比b/2模数 m 二也二53. 64/20=2. 682mmzi齿高力二2. 25 m 二6. 0345mmb/i二8. 895）计算载荷系数根据v=2.969m/s, 7级精度，由图10-8 （机械设计

15、p194）试取动载系数kv=l. llo直齿轮，knd= kid = 1 o查表10-2（机械设计p193）得使用系数仏二125。出表10-4（机械设计p196）,按齿轮在两轴承中间非对称布置，取kh/j=1. 423 o由h/h=8. 89, 二1.423 查图 10-13（机械设计p198）得k”二 1.3；故载荷系数 k二心 kv knp khg二l 25x1. 11x1x1.423=1. 9746）按实际的载荷系数校正所算得到分度圆直径，由式（10-10a）得k11 974di = = 53.64x3p=58. 78mmm= z.yjymm知 20圆整取m二3mm。£ 二 m

16、 z二3 x 20二 60mmd° =m2=3x 100=300mm8)计算齿轮宽度h =(p<sdx = 1 x 60 = 60mm取b2=60mm ,b=65mm9）按计算结果校核前面的假设是否止确: if 二d°/d广300/60二5乙丄（7）/2-0.002 <1% 所以齿轮疲劳接触强度安全2. 按齿根弯曲疲劳强度校核1）计算公式按式10-4（机械设计p200）2）查取齿形系数由表10-5（机械设计p200）得，小齿轮齿形系数yfa=2. 18,大 齿轮齿形系数丫巾2二280。3）查取应力校正系数小齿轮应力修正系数*刃二179,大齿轮应力修正系数ysa2

17、=1.55o4）弯曲疲劳许用应力|/7尸5）按图10-20c（机械设计p208）,查取小齿轮的弯曲疲劳极限应力 cr,ti=500mpa,大齿轮的弯曲疲劳极限应力<t=380mpao6）由表计算弯曲强度计算的寿命系数k二0.88,kn2=°827）计算弯曲疲劳许用应力升产鵲d；500mx0.82 =29286同理的<tf =238. 86mpa比较虽垃l,和n皿的大小的到泌±金垃1,所以应该按大齿轮校核升1升2升|(tf2齿轮弯曲疲劳强度° kt61二竺如：必“2二75. 78mpa61二238. 86mpa,弯曲疲劳强度足够。 bdhi3. 几何尺寸

18、计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径6/1=m1=3x20=60mmrf2=mz2=3x 100=300mm2）计算屮心距= 180mm23）计算齿轮宽度h =（p8dx = 1 x 60 = 60mm取 b2=60mm, bi=65mm4)结构设计以人齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径人于160mm,而又小于500mm,故以选用 腹板式为宜。齿轮传动几何尺寸计算见下表：名称小齿轮大齿轮模数m/m33齿数z20100压力角q20°20°分度圆直径d/mm60300齿顶高ha/mm33齿根高hf/mm3. 753. 75齿全高h/mm6. 756. 75齿顶圆直径da/mm66306齿

19、根圆直径df/mm53.5293.5基圆直径 /mm56. 38281.9齿距p/mm9. 42基圆齿距pb/mm8. 852齿厚s/mm4. 71齿槽宽e/mm4. 71顶隙c/mm0. 75标准屮心距a/mm180节岡直径d' /mm60300传动比i5.01（-）低速级齿轮传动的设计计算1、选精度等级、材料及齿数1. 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。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。查表10-1（机械设计p191）选择小齿轮材料400钢，调质 处理，硬度为24t286hbs,取硬度为280 hbs；大齿轮材料45钢，调质处理， 硬度为19

20、0、240 hbs,取硬度为240hbs；二者硬度差为40 hbs。4. 选小齿轮齿数z产27,大齿轮的齿数z2=27x3. 581=96. 687,取z产97。4.按齿面接触强度设计曲设计计算公式（10 9"（机械设计p203）进行试算，即1）确定公式内的各计算数值7）试选载荷系数kvl58）小齿轮的转矩7；二227300nmm。9）由表10-7（机械设计p205）,软齿面齿轮，两支撑相对于小齿轮做 非对称安装，取齿宽系数申产' °10）由表10-6（机械设计p201）查的材料的弹性影响系数乙_=189. 8mp葩.11）由图10-21d（机械设计p209）按齿面

21、硬度查取小齿轮的接触疲劳 极限应力勺响二600mpa,大齿轮的接触疲劳极限应力巾吹二550mpa12）由式10-13（机械设计p206）计算应力循环次数。n 二60吗 r z =60x 191. 2x1x （8x300x15） =4. 139x 108n2 nj z= 1 - 156 x 1087）由图10-19（机械设计p207）取接触疲劳强度寿命系数km、,：=0.91,k hn 2=0.93,8）计算接触疲劳许用应力収失效概率为1%,安全系数s二1,由式（10-12）得 j 二 khnqe 二0. 91 x 600=546 mpa 2 = “气f、二° 93 % 550=558

22、 mpa-7 2(189.8)x i 546 丿(2)计算二 2.321.5 x 227300 4.581x13.581 =86.98mm2）计算圆周速度v2 g =60x1000=7需3）计算齿宽bb =（pddu = 1 x 86.98 = 86.98/71/n4）计算齿宽与齿高z比力/力模数m二也二86. 98/27=3. 22148inmzi齿高 h =2. 25 mt =7. 248mmb/力二 12. 015）计算载荷系数根据v=0. 873m/s, 7级精度,由图10-8 （机械设计p194）试取动载系 数心二1.05。直齿轮，kild- ki d -10查表10-2（机械设计p

23、193）得使用系数仏二125。由表10-4（机械设计p196）,按齿轮在两轴承中间非对称布置，取k必二 1.434。由blh=2. 01, kh0 = 1. 434 查图 10-13 (机械设计p198)得k”二 1. 35；故载荷系数 k=ka kv kh卩 kh3=1. 25x1.05x1x1. 4434=1. 8828）按实际的载荷系数校正所算得到分度圆直径，由式（10-10a）得d = 86.98x 3=93. 81 mmktv 1.59）计算模数加2-=9381 =3.4727圆整取m=4mnio强度有些不足，为了提高强度采用正变位齿轮提高齿 轮强度以满足强度要求。/ =m z二4 x27=108mm d° =m2=4x97=388mni变位前中心距a= + ”, = 248mm2应屮心距有标准，前一屮心距取的是180mni，则该对齿轮的屮心距应 该取250mm.因为中心距引起的转速误差为2/250=0. 8%<1%,故无需采用高度变位 齿轮。8）计算齿轮宽度b =（p6dx = 1 x 108 = 108/nm取b2=108 ,bi=1139）按计算结果校核前面的假设是否正确： if =d2f /d/ =388/108=3.