机械设计课程设计(展开式二级圆柱齿轮减速器)

1、机械设计课程设计计算说明书题 目 展开式二级圆柱齿轮减速器指导教师 张毅杰 院 系 工程技术学院 班 级 车辆工程 学 号 20101631 姓 名 花无忌 完成时间 2012-07-18 目录一设计任务书二、传动方案拟定. 三、电动机的选择. 四、计算总传动比及分配各级的传动比 五、运动参数及动力参数计算 六、传动零件的设计计算 七、轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择.十一、润滑与密封.十二、参考文献32计 算 及 说 明结 果一 、 设计任务书1设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示 。1.1带式运输机数据

2、 运输带工作拉力F/N：2200运输带工作速度v/(m/s)：1.5运输带滚筒直径D/mm：2701.2工作条件与技术要求： 单班制工作，即每日工作8小时，工作期限为十年，检修期间隔为三年。空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。工作环境：室内，清洁。1.3生产批量及加工条件小批量生产。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定带传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份。二、传动方案的拟定.输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3

3、，再经联轴器2将动力传至卷筒4，靠卷筒与带式输送机输送带5之间的摩擦将动力输出。=29200hF=2200NV=1.5m/sD=270mm展开式二级圆柱齿轮减速器三、电动机选择工作机所需电动机输出功率计算方法：已知工作机上作用力F(N)和线速度v(m/s)时：=（ ）式中为总效率式中传动系统中每一个传动副即联轴器、轴承、齿轮、卷筒等的效率。查表得：联轴器传动效率=0.99球轴承效率=0.99开式圆柱齿轮减速器传动效率=0.95卷筒至传送带的效率=0.96运行速度：v=1.5m/s运行阻力：F=2.2(KN)4 .01()电动机所需额定功率查表得：选取的电动机的型号为Y系列1000r/min。额

4、定功率为=5.5 kW，电动机的具体牌号为：Y132M2-6,满载转速960r/min,额定功率：5.5 kW已知: 运行速度v=1.5m/s 满载转速960r/min则：工作机滚筒的转速为 =106r/min四、计算总传动比及分配各级的传动比已知电动机满载转速为n及工作机的转速为时，总传动比等于：=9.057总传动比等于各级传动比的连乘积，即联轴器传动比开式齿轮传动比选4两级圆柱齿轮的总传动比:对展开式二级圆柱齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，齿面接触强度接近相等的条件，其传动比可按下式分配： 低速级传动比五、运动参数及动力参数计算假设从减速器的高速轴开始各轴命名为轴、轴、

5、轴。1）各轴转速计算第轴转速n=960（r/min）第轴转速n= n/ =240（r/min）第轴转速n= n/=106.19r/min）式中n电动机转速, r/min电动机至第轴传动比 2）各轴功率计算第轴功率 P= =5.39055(KW)第轴功率 P= P=4.816(KW)第轴功率 P= P 4.303(KW)滚筒功率 (kW)3）各轴扭矩计算第轴扭矩 T=9500 P/ n=53.62(N.m)第轴扭矩 T=9500 P/ n=191.6(N.m)第轴扭矩 T=9500 P/ n=386.98(N.m)滚筒轴扭矩 371.42(N.m)4)各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速n(r/mi

6、n)输出功率P(KW)输出扭矩T(N.m)电机轴9605.554.719605.3953.622404.82191.6106.194.3386.98滚筒106.194.13371.42六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮设计：（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机一般是工作机，速度不高，故选8级精度（由机械设计课本）表6.2选 小齿轮40cr调质钢，硬度为250HBS 大齿轮45正火钢, 硬度为210HBS按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数=24大轮齿数=.i=94.8圆整95， 齿数比u=3.96(2)按齿面接触强度设计试选载荷系数K=1.3计算小

7、齿轮传递的转矩。T=5.36N*m齿宽系数（由机械设计课本）参考表6.9=1材料弹性系数（由机械设计课本）查表6.4 锻钢 许用接触应力（由机械设计课本）由式6-6，=解除疲劳极限（由机械设计课本）查图6-4=510MPa(3)接触强度寿命系数,应力循环次数N （由机械设计课本）由式6-7得小齿轮循环次数N1=60.nj.=60*960*1*(8*365*10)=1.682=4.258（由机械设计课本）查图6-5得接触疲劳寿命系数：=0.9=0.95接触强度最小安全系数=1则=0.9=459MPa=0.95=389.5MPa则 =389.5因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。小

8、轮分度圆直径，（由机械设计课本）由式6-15得=55.87计算圆周速度vV=2.81m/s计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数 齿高 计算载荷系数。根据，8级精度，=1.16直齿轮，查表得使用系数 载荷系数 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数 （4）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计 许用弯曲应力 （由机械设计课本）由式6-12，弯曲疲劳极限 （由机械设计课本）查图6-7， =420=320弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88弯曲强度最小安全系数=1.4则=255=201.14载荷系数 查取齿形系数：; 查取应力校正系数 ；计算大，小齿轮的并比较设计计算 取标准模数 m=3.5mm,按接触

9、强度算得的分度圆直径=61mm, 小齿轮齿数 ，取=23分度圆直径 =m=18=60=23中心矩 =（60+81）/2=71mm齿轮宽度 =1*60=60mm取 =60mm,=65mm2、低速级齿轮设计：（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机一般是工作机，速度不高，故选8级精度（由机械设计课本）表6.2选 小齿轮40cr调质钢，硬度为250HBS 大齿轮45正火钢, 硬度为210HBS按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数=34大轮齿数=.i=99.96圆整100， 齿数比u=2.94(2)按齿面接触强度设计试选载荷系数K=1.3计算小齿轮传递的转矩。齿

10、宽系数（由机械设计课本）参考表6.9=1材料弹性系数（由机械设计课本）查表6.4 锻钢 许用接触应力（由机械设计课本）由式6-6，=解除疲劳极限（由机械设计课本）查图6-4=510MPa(3)接触强度寿命系数,应力循环次数N （由机械设计课本）由式6-7得小齿轮循环次数N1=60.nj.=60×240×1×29200=4.2=3.3（由机械设计课本）查图6-5得接触疲劳寿命系数：=0.9=0.9接触强度最小安全系数=1则=0.9=459MPa=0.9=369MPa则 =369因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。小轮分度圆直径，（由机械设计课本）由式

11、6-15得计算圆周速度vV=1.3m/s计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数 mm齿高 2.25×3.04=6.84mm 计算载荷系数。根据，8级精度，=1.1直齿轮，查表得使用系数 载荷系数 =1.616按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径111mm计算模数 mm（3.）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计 许用弯曲应力 （由机械设计课本）由式6-12，弯曲疲劳极限 （由机械设计课本）查图6-7， =420=320弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88弯曲强度最小安全系数=1.4则=255=201.14载荷系数 1.595查取齿形系数：; 查取应力校正系数 ；1.79计算大，小齿轮的并比较0

12、.015960.0194设计计算 1.94取标准模数 m=2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径=111mm, 小齿轮齿数 44.4131，取=131分度圆直径 =m=44.4*2.5=111mm=131*2.5=327.5mm中心矩 =（111+327.5）/2=219.5mm齿轮宽度 =1*111=111mm取 =95mm,=100mm4n=960（r/min）n= n/ =240（r/min）n= n/=106.19r/min）P=5.39055(KW)P=4.816(KW)P=4.303(KW)4.13KwT=53.662T=191.6T=9500 P/ n=386.98(N.m)=5

13、10MPa=389.5K=1。69=255=201.14=60mm,=65mm=510MPa=1.1K=1.616=255=201.14=95mm,=100mm七、轴的设计计算轴的设计（一）.高速轴设计已知 =3.632KW n=960r/min ， T=53.62 1 初步确定轴的最小直径。先按式(有机械设计课本) 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查表=110，得 42mm该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 （11） 查图表（P351表14-1

14、），取=1.3，则=1.3×53.62 =69.706 根据=69.706查标准GB/T43232002，选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=45mm,故=84 mm，半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84 mm.2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=45mm ，由联轴器可知=36mm，所以=31mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=31mm，查GB276-89初步取0

15、组游隙，0级公差的深沟球轴承6007，其尺寸dDT= 故=35mm,而=14mm，取=38mm。3） 取=31mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为65mm,取=62mm, 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d, 取h=6mm,轴环的直径=43mm, 轴环宽度b1.4h,=12mm.4） 轴承端盖总宽度为20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm则=50mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为k=10mm，相邻齿轮沿轴向不发生干涉，s=10mm滚动轴承端面距箱体内壁c=5mm, 已知滚动轴承宽度T=14,=T+5+k+(65-62)=32mm

16、,=+k+c=100+10+5=115mm.3.轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位采用普通A型平键连接，按=31mm，平键截面，键长50mm, 齿轮轮毂与轴的配合为；半联轴器与轴的连接，平键截面，键长25mm, 半联轴器与轴的配合为，滚动轴承的周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6.。校核：1.轴的受力分析轴的支承跨距为：=2（k+c）+=30+100+12+65+14=221mm;7+5+10+100+12+32.5=166.5;=54.5;a).计算齿轮的啮合力=1204.33Nb).求水平面的支反力，作水平面内的弯矩图, c）.求垂直棉内的支反力，作垂直棉内

17、的弯矩图, d）.求轴的支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图计算当量弯矩因为材料为45钢（调质），由表15-1查得 应力校正系数0.6 , C截面为危险截面=19.1MPa<=60MPa故轴安全。（二）中速轴的设计与校核 ，a 结构设计取轴的材料为45钢（调质），查表15-3，取=110。圆整，取1 确定各轴段直径:最小轴段为使之与轴承相适应，选轴承型号6006，则 ,：轴肩2为过渡部位，区分加工表 ：轴肩3处对齿轮2有轴向定位要求，取 ：同理与， ：同理2 确定各轴段长度:与轴承配合段，:与齿轮2配合段 :与齿轮3配合, =97mm:与轴承配合， =31mm轴环宽度b1.4h,=12mm.

18、3 确定轴上倒角和圆角（查机械设计课本） 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接按 =34mm ,=57mm ，=97mm 查课程设计指导书（表11.1）取各键的尺寸为 2-3段：b×h×L=10mm×8mm×50mm 4-5段：b×h×L=10mm×8mm×90mm校核：1.轴的受力分析轴的支承跨距为：=2（k+c）+=30+65+12+100+13=220mm;6.5+5+10+32.5=54 mm;=220-54=166mm; 6.5+5+10+50=71.5mm;a).计算齿轮的啮合力=1

19、151.76N1151.76*tan20=419.2N=2885.47N=1051.21Nb).求水平面的支反力，作水平面内的弯矩图1151.76+2885.47-1806.83=2230.4N, 159474N*mmc）.求垂直棉内的支反力，作垂直棉内的弯矩图, d）.求轴的支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图计算当量弯矩因为材料为45钢（调质），由表15-1查得 应力校正系数0.6 , , =0;T=137060 N*mm;C,D截面为危险截面=32.47MPa<=60MPa<=60MPa故轴安全。（三）低速轴（轴III）的设计 ，r/min， a 结构设计取轴的材料为45钢（调质

20、），查表15-3，取=110。因为有键槽，则40.34mm圆整，取 该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 查课程设计指导书（表14。6），则考虑到运转平稳，带具有缓冲的性能，选用LT7型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=42mm，其轴孔长度L=112mm，则轴的最小直径=42mm1） 定各轴段直径=42mm;：轴肩2处对半联轴器有轴向定位，49mm：轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径向力，因，查表6-1，处取轴承型号6010，其主要参数，：由轴承对轴肩要求，查表6-1型号6010得，：同理，：对轴承轴肩的要求通过套筒来实现， ：轴肩对齿轮4有轴向

21、定位要求，2） 定各轴段长度:由与12轴段配合的半连轴器孔长B=L=112mm, 110mm:查表11-1，地脚螺栓 得 轴承旁连接螺栓 ，取由表11-2得 箱体轴承孔长轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取则 :与轴承6010配合，取:轴环宽度:由与之相配合的齿轮4宽得：=c+k+=5+10+65=80mm3）确定轴上倒角和圆角 3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=42mm ， =88mm =55mm ，=92mm 查课程设计指导书（表11.1）得 1-2段：b×h×L=12mm×8mm×80mm 6-7段：b&

22、#215;h×L=16mm×10mm×90mm 校核：1.轴的受力分析轴的支承跨距为：=2（k+c）+s+=30+65+15+100+16=226mm;8+5+10+50=73mm;=226-73=153mm;a).计算齿轮的啮合力b).求水平面的支反力，作水平面内的弯矩图, c）.求垂直棉内的支反力，作垂直棉内的弯矩图, d）.求轴的支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图计算当量弯矩因为材料为45钢（调质），由表15-1查得 应力校正系数0.6 , T=386990 N*mm;C截面为危险截面=16.47MPa<=60MPa故轴安全。八、轴承的选择和校核计算预期

23、计算寿命 ：1.输入轴承的选择与计算由计算轴时初选轴承型号6007，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为，。转速得当量动载荷查表13-4得 传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数查表6-1得6007的基本额定动载荷所以 预期计算寿命 ：选取窄一点的轴承6006查表6-1得 基本额定动载荷 6006合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。6.2中速轴轴承由计算轴时初选轴承型号6006，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为，。转速240r/min,得当量动载荷查表13-4得 传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷

24、系数查表6-1得6006的基本额定动载荷所以 选取宽一点的轴承6009查表6-1得 基本额定动载荷> 6009合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。6.3低速轴轴承由计算轴时初选轴承型号6010，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为，。转速，得当量动载荷查表13-4得 传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数查表6-1得6013的基本额定动载荷，所以 预期计算寿命 ：,选取窄一点的轴承60066006合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴I的设计知初步选用键，=53.62 2)

25、 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表11.1）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=21mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×7mm=3.5mm。由式可得 =41MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键;2. 齿轮1与轴I的键连接1) 由轴I的设计知初步选用键b×h×L=10×8×50， =36.13 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表11.1）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L

26、-b=40mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =14.57MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键;3. 齿轮2与轴II的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键b×h×L=10×8×50， =137.06 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表11.1）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=40mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =50.39MPa<=110MPa

27、可见连接的强度足够，选用键;4. 齿轮3与轴II的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键， =137.06 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =15.575MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键5. 齿轮4与轴III的键连接1) 由轴III的设计知初步选用键b×h×L=16×10×90， =386.99 2) 校核键连接的强度 键、轴和

28、轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=74mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10mm=5mm。由式可得 =38.03MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键b×h×L=16×10×906. 联轴器与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键b×h×L=12×8×80， =386.99 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，

29、取=110MPa。键的工作长度=L-b=68mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =67.75MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键b×h×L=12×8×80;十，连轴器选择1输入轴（轴I）的联轴器的选择 根据轴I的设计，选用TL4型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）TL763570024520.0042输出轴（轴III）的联轴器的选择 根据轴III的设计，选用HL4型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）HL41250400042903.4十一、减速器附件设计1视孔盖 选用A=120mm的视孔盖。2通气器 选用通气器（经两次过滤）M27×1.53油面指示器 根据课程设计书表15.9，选用2型油标尺M164油塞 根据课程设计书表15.12，选用M14×1.5型油塞和垫片5起吊装置 根据课程设计书表15.13，箱盖选用吊耳d=18mm6定位销 根据课程设计书，选用销GB117-86 A6×307起盖螺钉 选用螺钉M8×20十二、润滑与密封1齿轮的润滑