二级展开式圆柱直齿轮减速器设计说明书

1、梧州学院课程设计(2013 -2014学年第二学期 )带式输送机传动装置的设计学生姓名：提交日期：年月日学生签名：学号1101901205班级2011级 2班课程编号BS0210109专业机械设计制造及其自动化课程名称机械设计课程设计任课教师申毅莉1. 图纸，装配图总分 50 分，零件图 20 分。（ 1）图框、图幅选择正确：装配图总分 5 分，得分 _ _ ；零件图总分 2 分，得分 _ _ 。（ 2）表达正确：装配图总分 20 分，得分 _ _ ；零件图总分 8 分，得分 _ _ 。（ 3）尺寸标注规范、正确：装配图总分 20 分，得分 _ _ ；零件图总分 8 分，得分 _ _ 。（ 4

2、）标题栏（含明细表）、边框：装配图总分 5 分，得分 _ ；零件图总分 2 分，得分 _ 。2. 设计说明书： 20 分（ 1）按照给定的格式模版，内容齐全：总分1 分，得分 _。（ 2）内容计算过程详细、条理清晰：总分16 分，得分 _。（ 3）摘要、参考文献等完整：总分 3 分，得分 _。3. 答辩环节，回答清晰，总分 10 分，得分 _。成绩评定：分，等级： 任课教师签名：年月日1/45机械课程设计计算说明书设计题目 二级直齿轮减速器（展开式）机械设计制造及其自动化2 班设计者指导老师申毅莉2014年 5月 9日2/45目录一、设计任务二、减速器结构选择及电动机性能参数计算三、计算、分配

3、传动比四、运动参数计算五、带传动的设计六、各级传动齿轮的设计计算七、轴的设计和键的选择八、轴承的选择九、箱体及减速器附件说明十、润滑油的选择与计算十一、参考文献摘要本设计讲述了带式输送机的传动装置 二级圆柱直齿齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算轴承、联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。运用 AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。本次设计综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、几何精度、理论

4、力学、材料力学、机械原理等知识，进行结构设计，并完成带式输送机传动装置-1-/45中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。关键词： 减速器；齿轮；轴；传动第一章设计任务书1. 课程设计的主要内容带式输送机传动装置设计的内容包括：（ 1）单级 / 双级减速器传动零件设计；（ 2）画出传动装置装配图；（ 3）编写设计说明书。2. 课程设计的要求与数据已知条件：(1) 运输带工作拉力 F= 3kN ；(2) 运输带的工作速度 v=2m/s；(3) 卷筒直径 D=320mm；(4) 使用寿命： 10 年，每年 300 个工作日；(5) 工作情况：两班制，连续单向运转，工作时有轻微振动；(

5、6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量；(7) 工作环境：室内，轻度污染；(8) 边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机。(9) 输送机工作轴转速允许误差± 5%。带式输送机的传动效率 0.96 。3. 课程设计应完成的工作(1) 装配图 1 张，输出轴零件图 1 张；(2) 设计说明书 1 份。第二章减速器结构选择及相关性能参数计算2.1减速器结构二级展开式圆柱直齿轮减速器的传动方案如图2-1 所示。-2-/45图 2-1 二级展开式圆柱直齿轮减速器传动装置简图1输送带 2 联轴器 3 减速器 4 带传动 5 电动机2.2电动机的选择电动机的选择见表2-1表 2-1 电

6、动机的选择计算工程计算及说明1. 电 动 机 根据减速装置的工作条件：连续单向运转，工作有类型和结轻微振动，而选用效率高、性能好、噪音低的Y 系构型式的列电动机。三相交流异步电动机的结构简单，价格选择低廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中。因此选用 Y 系列三相异步电动机。工作机所需功率 P ：w2.电动机P =Fw v w=3×103×2=6.25Kw功率的选w1000 w1000 ×0.96择计算工程计算及说明Pw为输送带阻力， vw 为输送带的速带2m s 为带式输送机的效率0.96 。w电动机至工作机的总效率：查机械设计课程设计表3-1 ，取 V 带传送

7、的效率 =0.96 ；圆柱齿轮传动的效率=0.97 ；联12-3-/45轴 器传 动的 效率 =0.99 ；滚 子轴 承传 动 效率3 =0.99 。4230.972×0.99 × 0.993=0.86767= 1 2 34=0.96 ×电动机所需的功率：2.电动机Pd = Pw =6.25=7.2Kw功率的选 0.86767择电动机额定功率 Pm 。电动机容量主要由电动机运动时的发热条件决定，而发热又与其工作情况有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小，常温工作的机械，选择电机时只要使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热。也就是可按电动机的额定功率Pm

8、 等于或略大于所需电动机的功率Pd ，即 Pm Pd 。根据一般最常用的，市场上供应最多的是同步转速3.电动机为 1500 rmin 和 1000 rmin 的电动机，又Pm 转 速 的 确 Pd 。查机械设计课程设计表17-7 ，选用磁极定较少的 Y132M-4 并且采用 B3的安装型式。 Y160M-4-B3 技术数据和安装及外形尺寸如表 2-2 ，图 2-2,表 2-3。表 2-2 Y132M-4-B3 技术数据同步转速 1500 r min ，4 极额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量 /Kg电动机型号Kw（ r min ）额定转矩额定转矩Y132M-47.514402.22.381-

9、4-/45图 2-2 Y132M-4-B3 电动机的安装表 2-3 Y132M-4-V3 电动机的外形尺寸 (mm)ABCD21617889380. 0180.002EFGHKABACADHDBBL80103313212280270210315238515第三章计算、分配传动比3.1 传动比分配传动比的分配及计算见表 3-1表 3-1传动比的计算及分配计 算 工计算及说明程由n D，得输送带滚筒的转速为vw =60 ×1000v w ×60 ×10002×60 103n w =×320r min =119.42 r minD1. 总传电动机的满

10、转速n m 和工作电机的转速n w 即可确定动比传动系统的总传动比 i ，即i=n m = 1440=12.06n w 119.422. 分 配 取平带传动的传动比 i=2 。传动比为了使减速器的两个大齿轮具有相近的波油深度，应使两级的大齿轮具有相近的直径（低速级大齿轮）计算工程计算及说明的直径应略大一些，使得高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙）。设高速轴的传动比为 i 1 ，低速轴转动比为 i 2 ，减速器的传动比为i 减 。2. 分配传故 i 减 = i=12.06 =6.03动比i d2又i 1 = （1.3 1.4）i 减 = （1.3 1.4）×6.03 =2.8

11、2.906取 i 1 =2.9 ，则 i 2 =2.08-5-/45四、运动参数的计算4.1动力运动参数计算传动装置的运动、动力参数的计算见表4-1表 4-1传动装置的运动、动力参数的计算计 算 工计算及说明程高速轴转速： n m =1440 =720 r minn =i d2中间轴转速： n = 720 =248 r minn=2.91. 各轴i 1转速低速轴转速： nn248119 r mini 22.08滚筒轴转速： n = n =119 r min2. 各 轴 高速轴输入功率：的 输 入PP =7.5 ×0.96=7.2Kwm1功率计算工程计算及说明中间轴输入功率：PP 24

12、=7.2 × 0.97 × 0.99=6.914Kw低速轴输入功率：PP24 =6.914 ×0.97 ×0.99=6.640Kw滚筒轴输入功率：2.各轴的PP 34 =6.640 ×0.99 ×0.99=6.508Kw输入功率其中： P m 为电动机的额定功率，为传送带1的效率， 2为高速级齿轮传动的效率和低速级齿轮传动的效率， 为联轴器的传动效率 ,43为一对滚动轴承的传动效率。高速轴输入转矩：9550P9550 ×7.2T95.5N?mn720-6-/45中间轴输入转矩：9550P9550×6.914266.

13、245 N?m3. 各轴的T248n输入转矩低速轴输入转矩：9550 P9550 ×6.640532.874N?mT119n 滚筒轴输入转矩：9550P9550×6.508522.281N?mT119n五、带传动的设计5.1 V 带的参数计算对带式输送机传动系统，已知电动机的额定功率Pm =7.5Kw，转速nm1440 r min 传动比 i d2 ，每天工作 16h（即两班制）。带传动的设计计算见表 5-1 。表 5-1 带传动的设计计算计 算 工计算及说明程1. 确 定 由机械设计表 8-8 查得工作情况系数 K A 1.2计 算 功PcaPA Pm1.2 ×

14、7.59Kw率 Pca2. 选择 V 根据 Pca 、 n m 由机械设计图 8-11 选用 A 型带带 的 带型初选小带轮的基准直径 d d1 。由机械设计表 8-7 和表 8-9 ，取小带轮的基准直径 d d1 =112mm。3. 确 定 验算带速 v。带 轮 的V= d d1 nm×112 ×14408.445 m基 准 直s60 ×100060 ×1000径 dd1 并因为 5 mv30 m，故带速合适。验 算 带ss速 v根据机械设计表 8-9，取标准直径为dd 2i v带d d1224mm由式 0.7 （ d d1 +d d 2 ） a0 2

15、（ d d1 +d d 2 ）得235.2mma0，初定中心矩为a0。672mm=450mm-7-/454. 确定 v带 的 中心 距 a和 基 准长度 Ld计算带所需的基准长度：（d d 22dd1）Ld 0 2a0 + （ d d1 + dd 2）+24a0（2=2× 450+ × （ 112+224）mm+224 16024×4501435mm，由机械设计表8-2选带的基准长度Ld1550mm 。计算实际中心距aa0LdLd0 （45015501435） mm 507.5mm22计算工程计算及说明4. 确定 v由 amina0.015Ld 和 amaxa 0

16、.3Ld 算出中心距带的中心的变化范围为 484.25mm 554 mm距 a 和基准长度 Ld1 180o（ dd 257.3o5. 验算小dd1）a带轮上的=180o57.3o167oo包角 1（224 112）120507.5计算单根 V 带的额定功率 Pr。由d d1=112mm和 n m 1440r，查机械设min计表 8-4 得 Po =1.61Kw 。根据 nm1440 rmin，i=2和 B 型带，查机械设计表8-5得Po0.17w ，查表8-6得KK0.96，表 8-2 的 K L0.98，于是6.确定 VPr=（PoPo）带根数K K L(1.61 0.17)×0

17、.96×0.981.674624Kw 。计算 V 带根数 ZZ= Pca95.374取 6 根Pr1.67462由机械设计表8-3 得 B 型带的单位长度质量q=0.105 Kg m ，所以-8-/457. 计算单根 V带的初拉力 FoFo（2.5K ） Pcaqv2500ZvK=500（2.5 0.96）×90.105×8.445 2 N0.96 ×6×8.445=150N计算工程计算及说明8. 计算压2ZFo sin 1167o2 6 150 sin1788 NFP轴力 FP22选用 A 型普通 V 带 6 根，带基准长度为1550mm。带

18、9. 主要设 轮基准直径 dd1 112mm， dd 2 224mm，中心距控制计结论在 484.25 554mm之间。单根带初拉力Fo =150N5.2 V带轮的设计根据带轮的基准直径和带轮转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸，公差和表面粗糙度及相关的技术要求。见表5-2表 5-2 带轮的设计计算工程计算及说明1. 带轮材带轮材料选用 HT150，因为带速v=8.445 m较高，料的确定s故采用铸钢焊接而成由电动机 Y-4-B3 的转动轴 D=0.018 mm，故选小带轮380.0022. 小带轮的轮毂 d=38mm。基准直径 dd1 112mm300mm ，

19、因而带轮的结构形式可采用腹板式。带轮槽的截面尺寸结构形式的确定见表 5-3 。小带轮的结构形式见表 5-4表 5-3 B 型带轮的轮槽bdh aminh fminef mindd对 应的 34o-9-/4514.03.5010.81911.5190表 5-4小带轮的结构形式d1（）d， d 为轴的直径 38mm1.82取 d180mm ； B=3e+2f=3 × 19+2 ×11.5=80mm； C '= (1 1)B, 取47（1.5 2） d， 取C=12.5mm ； L=L=78mm。表 5-5 大带轮的结构形式计算工程计算及说明先按式初步估算轴的最小直径，选

20、取轴的最小直径，选取轴的材料为45 钢调质处理，根据机械设计表 15-3 ，取 A097 ， dmin = A0P1=20.9mm3n1取 d=22mm，取长 L 78mm1. 大带轮， b117.81mm。结 构 形 式 B=3e+2f=3×19+2×11.5=80mm的确定'=(1 1)B（1.5 2）dC，取 C =12.5mm； L=4 7取 L=80mm，取长 L 78mm2. 大 带 轮的具体尺寸六、各级传动齿轮的设计计算-10-/456.1高速级圆柱直齿轮的设计计算高速级圆柱直齿轮的设计计算。已知高速轴的输入功率P 7.2Kw ，转速720r，齿数比

21、i12.9，使用期为10年（每年300个工作日），两班nmin制。详见表 6-1 。表 6-1高速级圆柱直齿轮的设计计算计算工程计算及说明按图 2-1 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取 20 o ；带式输送机为一般的工作机器，参考机械设1. 选 定 齿 计表 10-6 ，选用 7 级精度。轮类型、材料选择。由机械设计表10-1 ，选择小齿轮精 度 等材料为 40Cr（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮级、材料材料选 45 钢（调质），齿面硬度 240HBS。及齿数选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数2.9 24 69.6，取Z271Z2 i Z11. 按齿面接触疲劳强度设计计算小齿

22、轮分度圆直径，即2K Ht T1u 1（ZH ZEZ2d1t 3uH ）d1）确定公式中的个参数值2. 初 步 计 试选 K H t 1.3 。算传动的主要尺寸计算小齿轮传递的转矩。69.556M9.55 ×T1 9.55 10 P10 7.2 Nn72010 4 N·M由机械设计表 10-7 选取齿宽系数d1。计算工程计算及说明由机械设计图 10-20 查得区域系数 Z H2.5由机械设计表10-5 查得材料的弹性影响系数1Z E 189.8MPa 2 。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。-11-/452. 初步计算传动的主要尺寸计算工程a1arccos Z1 cos/(

23、Z12ha * )=o（2×）oarccos 24 cos20/241 29.841a 2arccosZ 2 cos/(Z22ha * )=o（ 2×）oarccos 71 cos20/ 711 23.894（tan）（tan） Z11 tan'Z22 tan' /2=24× (tan29.841o tan20o)+71×(tan23.894 o tan20 o )/2 =1.7071.707Z440.87433计算接触疲劳需用应力 H 由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hmin 1600a，MPHmin 2

24、550MPa 。计算应力循环次数：N 160n1 jL h=60× 720× 1 × （ 2 × 8× 300× 10）=2.0736× 109N 2N1/ i 1 2.1024×109 / 56/19 6.6912 ×108由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数K HN10.90 ， K H20.95 。取失效概率为1%，安全系数 S=1，得计算及说明H 1=KHN1H min 10.90 ×600 MPa540MPaS1H 2=KHN2H min 20.95 ×550 MPa5

25、23MPaS1取 H1和H 2 中的较小者作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即H =H 2 =523MPa2）计算小齿轮分度圆直径d1t32k Ht T1u 1 ( Z H Z E Z) 2du4（）2.5 ×189.8 0.8747 2= 32 1.3 9.55 1071/ 24 1（）15232. 初步计71/ 24=61.66mm算传动的主要尺寸调整小齿轮分度圆直径-12-/451）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度d1t n1×61.66 ×720 ms2.32 m60 100060 ×1000s齿宽 bbdd1t1×61.6661.66

26、mm计算载荷系数 K H由机械设计表 10-2 得使用系数 K A 1根据2.32ms ， 7 级精度，由机械设计图 10-83. 确定传查得动载系数K V1.1动尺寸齿轮的圆周力Ft1 2T1 / d1t = 29.55 ×104 / 61 .663.098×10 3 N计算工程计算及说明K A Ft1 / b =1× 3.098 ×10 3 /61.66Nmm=50.243 N mm 100 N mm查机械设计表 10-3得齿间载荷分配系数K H1.2由机械设计表10-4用插值法查得7 级精度，小齿轮的相对支撑为非对称布置时，得齿向载3.确定传荷分布

27、系数 K H1.426 ，由此，得到实际载荷系数动尺寸K HKAKVKHK H1×1.1×1.2 ×1.4261.725按实际载荷系数算得的分度圆直径dd 3K H61.66 ×3 1.72567.757mm11tK Ht1.3相应的齿轮模数：md167.7572.823mmZ124试算模数m t32K Ft T1 Y（ YFa Ysa ）d z12 F 1）确定公式中的个参数数值试选弯曲疲劳强度用重合度系数-13-/454.按齿根0.250.750.75Y0.250.689弯曲疲劳1.707强度设计计算 YFa YsaF 计算工程4. 按齿根弯曲疲劳强

28、度设计由机械设计图10-17查得齿形系数YFa1 2.65， YF a2 2.23 ；由机械设计图 10-18 查得应力修正数 Ysa1 1.58 ， Y sa2 1.76 ；由机械设计图 10-24C 查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为计算及说明Flim 1500MPa ，Flim 2 380MPa ；由机械设计图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.85，KFN20.88。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F 1= KHN1Fmin 10.85 ×500 MPa303.57MPaS1.4F K HN2Fmin 20.88×380MPa 238.86MPa

29、2 =S1.4YFa1Ysa12.651.580.0138F 1303.57YFa 2Ysa22.231.760.0164F 2238.86因为大齿轮的 YFa Ysa大于小齿轮，所以取F YFa Ysa = YFa 2Ysa 20.0164F F22试算模数mt32K Ft T1Y（ Y Fa Ysa ）d z12 F =32 ×1.3×9.55×104 ×0.689 0.01641.6951242调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的准备圆周速度d1 mt z1 1.69524mm 40.69mmd1n1×40.69 ×720 m

30、s1.534 m60 100060 ×1000s-14-/45计算工程齿宽 b1宽高比 b计算及说明bd d11×40.69mm40.69mmh4. 按 齿 根弯曲疲劳强度设计h （2h*ac*） mt （2 ×10.25）×1.6953.814mmb h =40.693.81410.672计算实际载荷系数 K F根据1.633ms ， 7 级精度，由机械设计查图 10-8得动载荷系数 K V1.08由 Ft12T1 / d12 ×9.55×104 /40.69N=4.694 × 103K A Ft1 / b1×4

31、.694 ×103 / 40.69 Nmm=115.36N100 Nmmmm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KF1.1由机械设计表10-4用插值法查得K H1.417，结合 bh=8.444 查机械设计图 10-13，得 K F1.34则载荷系数为K FKAKVKF KF1 ×1.08×1.1×1.34 1.5923按实际载荷系数算得的齿轮模数m mtK F1.695 31.5923mm 1.813mmK Ft1.3由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决5. 对 比 计 于弯曲疲劳强度所决定

32、的承载能力，而齿面接触疲劳算结果强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.813mm，并圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径：计算工程计算及说明d167.757mm ，算出小齿轮齿数z1d1 / m =67.757/2=33.8785， 取 z134 ； 则 大 齿 轮 齿 数z2uz12.93498.6 ，取 z299 。 z1和 z 2 互为质-15-/455. 对 比 计 数，这样设计处的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳算结果强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。计算分度圆直径d1z1m34268mmd2z2m9921

33、98mm计算中心距6. 几 何 尺寸计算7 调整中心距后的强度校核a （d1 d2）/ 2 （68 198）/2mm 133mm 计算齿轮宽度bd d1168mm68mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b 和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5 10 ）mm,即b1b （5 10） 68 （5 10） mm73 78mm取 b175mm 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2b68mm上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比改变齿数或者变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至a' =135mm。在圆整时，以变位系数和不超出机械设计图 10-21a

34、中所推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如 z1 ， z2 ，m，b 保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数计算工程计算及说明计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高系数。'arccos(a cos/ a' )=arccos(133cos20o ) /135 =22.215 ozz1z23499133xx1x 2（ inv' inv）z /(2 tan )=（ inv22.215o -inv20o ） × 133/ （ 2tan20o ）=0.513invtan-7 调整中心-

35、16-/45距后的强 Y（ a'a）/ m （135133）/ 2 1度校核yxy 0.513 10.487从机械设计图10-21b 中可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降分配变位系数 x 1 和 x 2由机械设计图10-21b 可知，坐标点（z / 2 ，x / 2 ）=（ 66.5,0.2435 ）位于 L12 线和 L13 线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的 z1 和z 2 处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是 x 1 =0.356 ， x 2 =0.1572K HT1u 1zH zE zHud d138. 齿面接=2 ×1.725×9.55×1042.9 1×2.5×189.8×0.862触疲劳强