二级展开式圆柱齿轮传动减速器设计说明书Ⅲ

1、课程设计（论文）任务书院（系） 系 机电工程 专业 机械设计及其自动化班级 姓名 学号 1.毕业设计（论文）题目： 二级齿轮减速器2.题目背景和意义： 本次论文设计进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、金属材料与热处理、公差与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理。掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并与生产实习相结合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造的能力。 3.设计(论文)的主要内容： 带式输送机传动总体设计；带式输送机传动总体设计；主

2、要传动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写设计论文；翻译外文资料等 4.设计的基本要求及进度安排（含起始时间、设计地点）：，地点： 主要参 ：转距T=850Nm，滚筒直径D=380mm，运输带工作转速V=1.35m/s 工作条件：送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，每天两班制工作，每年按300个工作日计算，使用期限10年。 具体要求：主要传动机构设计；主要零、部件设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写设计论文；选一典型零件，设计其工艺流程；电动机电路电气控制；翻译外文资料等 5.毕业设计（论文）的工作量要求： 设计论文一份1.0万1.2万字

3、 装配图1张 A0，除标准件外的零件图9张 A3 设计天数： 四周 指导教师签名： 年 月 日 学生签名： 年 月 日 系（教研室）主任审批： 年 月 日 目录 一、 引言1 二、 传动方案的拟定及说明22.1、组成22.2、特点22.3、确定传动方案2 三、 电动机的选择53.1、电动机类型选择53.2、电动机功率选择5、传动装置的总功率5、电动机所需的工作功率53.3、确定电动机转速53.4、确定电动机型号6 四、 计算总传动比及分配各级的传动比74.1、总传动比74.2、分配各级传动比7 五、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算 75.1、计算各轴转速75.2、计算各轴的功率75.3、

4、计算各轴的扭矩8 六、 齿轮传动的设计计算 126.1、选择齿轮材料及精度等级和齿数126.2、按齿面接触疲劳强度设计126.3、确定齿轮传动主要参数及几何尺寸136.4、校核齿根弯曲疲劳强度146.5、标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式表格15 七、 轴的设计计算167.1、输入轴的设计计算16、选择轴的材料，确定许用应力16、估算轴的基本直径16、轴的结构设计177.2、输出轴的设计计算21、选择轴的材料，确定许用应力22、估算轴的基本直径22、轴的结构设计23八 。 减速器 箱体结构 九、键联接的选择及校核计算 319.1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接319.2、输入轴与齿轮联接采用平

5、键联接319.3、输出轴与齿轮2联接用平键联接329.4、输出轴与联轴器联接用平键联接33十、 联轴器的选择 33十一、减速器箱体附件的选择说明 34、检查孔和视孔盖34、通气器34、轴承盖34、定位销3411.2、启盖螺钉3511.3、油标3511.4、放油孔及放油螺塞3511.5、起吊装置35十二、润滑与密封 36十三、电器电路图 38十四、外文翻译 39 设计总结 46 致谢 47 参考资料目录 48计算过程及计算说明一、 引言 计算过程及说明国外减速器现状?齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过

6、低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构

7、形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。 二、传动方案拟定及说明 要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，输送带速度允许误差±5%，滚筒效率096，每天两班制工作，载荷平稳，环境要求清洁,每年按300个工作日计算，使用期限10年。2.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.2 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。2.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，

8、传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：1）外传动为V带传动。2）减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器3） 方案简图如下：该方案的优缺点：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之。本设计采用的是单级直齿轮传动。原始数据：输送带拉力F=2000N；带速V=1.3m/s；滚筒直径D=180mm。三、电动机选择1、 电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、 电动机功率选择：3、（1）传动装置的总功率

9、：（查指导书附表2.2）        = =0.90(2) 电机所需的工作功率：P d=FV/1000=3.53、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.35/×380=67.89r/min   按指导书P7表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i齿轮=34。故电动机转速的可选范围为nd=i总×n筒=（916）×67.89=(610.961086.24)r/min，符合这一范围的同步转速有750r

10、/min、和1000r/min。根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表2.1 传动比方案动比方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比1Y160M1-8475072010.612Y132M1-44100096014.144、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案1比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y132S-6，额定功率为Pd =4KW，满载转速n电动=960r/min。电动

11、机型号额定功率 满载转速 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩Y132M-6 4KW 1000r/min2.22.24、 计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/67.89=14.142、分配各级传动比（1）       据指导书P7表2.1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=35之间取4.22、合理，为减少系统误差，）（2）       i总=i齿轮×i带i带=i总/i齿轮=14.14/4.22=3.355、 运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r

12、/min）n电动=960r/minIII/ i齿轮=960/4.22=227.49r/min 2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×带=4×0.99=3.96KWPII=PI×齿轮轴承×齿轮=3.96×0.99×0.97=3.8KWPIII=PII×齿轮轴承×联轴器=3.8×0.99×0.97 =3.65KW3计算各轴扭矩（N·mm）= 9550×Pd / n电动= 9550×4/960 =39.79N·mm TI=9550×PI/=9550&

13、#215;3.96/960=39.39N·mmTII=9550×PII/=9550×3.8/227.49 =159.54N·mmTIII=9550×PIII/=9550×3.65/67.91=513.29N·mm六、齿轮传动的设计计算1）选择齿轮材料及精度等级和齿数   考虑减速器传递功率不大，按课本P142表10-8及10-9选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45#钢，齿面硬度为230HBS。大齿轮选用45#钢，正火，齿面硬度190HBS；根据表选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。取小齿轮齿数Z1=

14、25。则大齿轮齿数：Z2=i齿Z1=4.2×25=105.52）按齿面接触疲劳强度设计  由课本P147式（10-24）d1【kT1(u+1)/duHP2】1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=u=4.2由表10-12   取d=1转矩  TI=9550×P1/n1=9550×3.96/960 =39393.75N·m载荷系数k 由课本P144   取k=1.2许用接触应力HP，由课本P150图10-33查得：Hlim1=650Mpa     Hlim2=570Mpa HP1=0.9Hlim1=

15、0.9×650Mpa=585Mpa  HP2=0.9Hlim2=0.9×570Mpa=513Mpa取HP=513Mpa故得：d1【kT1(u+1)/duHP2】1/3 =×1.2×39393.75×(4.2+1)/0.9×4.2×51321/3mm =50.5mm3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸模数：m=d1/Z1=50.5/25=2.02mm根据课本P130表10-2 取标准模数：m=2.5mm分度圆直径d1=mZ1=2.5×25=62.5mm     

16、;     d2=mZ2=2.5×106=265mm传动中心距  a=m(Z1+Z2)/2=2.5(25+106)/2=163.75mm齿宽        b2=b=d×d1=1×62.5=62.5mm            b1=b2+4mm=66.5mm验算齿轮圆周速度  V齿=d1n1/60×1000=3.14×62.5×

17、960/60×1000=3.14m/s由表10-7选齿轮传动精度等级8级合宜4)校核齿根弯曲疲劳强度  由课本P148式（10-26）得  F=(2kT1/d1mb)YFS1F1确定有关参数和系数许用弯曲应力FP由课本P150图10-34查得：Flim1=357Mpa  Flim2 =220MpaF1= 0.7Flim1 =0.7×357Mpa=245Mpa  F2= 0.7Flim2 =0.7×220Mpa=154Mpa 复合齿形系数YFS  由P149图10-32查得    YFS1=4.4

18、   YFS2=3.8计算两轮的许用弯曲应力F1=(2kT1/d1mb)YFS1 =（2×1.2×39393.75)/(62.5×60.5×2.5）×4.4Mpa =42.60MpaF1F2=(2kT1/d1mb)YFS2 =（2×1.2×39393.75)/(265×62.5×2.5）×3.8Mpa =8.68MpaF25) 标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式如下表：一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用直圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选

19、用8级精度；3 小齿轮材料：40 Cr调质 HBS=280接触疲劳强度极限 （由图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS=240接触疲劳强度极限 MPa （由图10-21c）弯曲疲劳强度极限 （由图10-20b）4 初选小齿轮齿数 大齿轮齿数Z4=3.4×30=102 二 按齿面接触强度设计计算公式： mm （由式10-21）1确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数 齿宽系数 （由表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由表10-6）计算应力循环次数计算接触疲劳寿命系数 （由图10-19）计算接触疲劳许用应力，取失效概率

20、为1%，取安全系数 2计算（1）试算小齿轮分度圆直径=81.53mm（2） 计算圆周速度 （3）计算齿宽b及模数mnt b/h=13.33（4）计算载荷系数 使用系数 <由表10-2> 根据电动机驱动得 动载系数 <由表10-8> 根据v=0. 807m/s 7级精度 直齿轮， 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，根据b/h=13.33，查图10-13得，故载荷系数= （5）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 （6） 计算模数m三 按齿根弯曲强度设计<由式(10-5)> 1 确定计算参数计算载荷系数（2）弯曲疲劳系数KFN &l

21、t;由图10-18>得 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.3 <由式(10-12)>得 （4）查取齿型系数YF 应力校正系数YS <由表10-5> 得 （5）计算大小齿轮的 并加以比较 比较 所以大齿轮的数值大，故取0.016052 计算四 分析对比计算结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3.已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆d1t=90.07mm来计算应有的齿数。于是由 五 几何尺寸计算1 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2mm mm2 计算中

22、心距3计算齿轮宽度b =取 高速级低速级齿数 模数压力角齿顶高系数顶隙系数齿距齿厚齿槽宽齿根高齿顶高分度圆直径 齿高基圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距七、 轴的设计计算1）输入轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217HBS，抗拉强度b=600Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1b=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=118dA (PI/ n1)1/3=118 (4/960)mm1/3 =19.12 考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=19.12&#

23、215;(1+5%)mm =23.4mm由课本P214表13-4选d1=25mm3、轴的结构设         1）轴上零件的定位，固定和装配  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。2）确定轴各段直径和长度I段：d1=25mm   长度取决于安装位置，暂定L1=40

24、mmII段d2=d1+2h=25+2×0.07d1 =25+2×0.07×25 =28.5mm取标准值d2=30mm初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm。（转入输入轴轴承选择计算）  考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为10mm.III段直径d3=d2+2h=30mm+2×0.07d2 =30mm+2×0.07×30mm =34.2mm取d3=35mm L3=b1-2=（35-2）mm=33mm段轴环直径d4=d3+2h=35+2×0.07d3 =35

25、+2×0.07×35mm =41.01mm 取标准值d4=42mm长度与右面的套筒相同，即L4=10mm考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸d2=30mm，该段直径应取：d5=30mm。因此将段设计成阶梯形，右段直径为30mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=72322016=140mm3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d1=62.5mm求转矩：已知T1=39393.75N·mm求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×39393.75/62.5=1260.48N求径向力FrFr=Ft·

26、tan=1260.48×tan200=353.7N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=70mm1) 绘制轴受力简图（如图a）2) 绘制水平面弯矩图                  轴承支反力：= = Ft/2=1661N/2=830.5N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MCH=L/2=830.5N×0.07m3)绘制垂直面弯矩图（如图c）=Fr/2=604.6N/2=302.3N由两边对称，知截面C的

27、弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MCV= L/2=302.3N×0.07m4)绘制合成弯矩图（如图d）MC=(MCH2+MCV2)1/2=(57.32+21.22)1/2=61N.m5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P1/n1）×1066)按弯扭合成进行强度计算由课本P219式13-3 按脉动循环：=0.6=Mc2(T) 21/2=612(0.6×66.435)21/2 校咳危险截面的强度=/(0.1×) =72900N.mm/(0.1×) =15.6Mpa-1b该轴的强度满足。2）输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许

28、用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217HBS，抗拉强度b=600Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=110dA (P/ n)1/3 =110×(2.77/138)1/3 =110×0.27=31.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则:d1=31.1mm×(1+5%)mm=32.6mm由课本P214表13-4选d1=34mm3、轴的结构设计       

29、     1）轴上零件的定位，固定和装配  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。2）确定轴各段直径和长度I段：d1=34mm   长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取YL6型Y型凸缘联轴器L1=60mm。II段:d2=d1+2h=34mm2×0.07d1 =34mm2

30、5;0.07×34mm =38.76mmd2=40mm初选用6208型深沟球轴承，其内径为40mm,宽度为18mm。（转入输出轴轴承选择计算）  考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L轴1=L轴2）取套筒长为10mm.III段直径d3=d2+2h=40mm2×0.07d2 =40mm+2×0.07×40mm =45.6mm 取d3=48mm L3=b2-2=(70-2)mm =68mm段直径d4=d32h=48mm2×0.07d2 =48mm2×0.07×

31、;48mm =54.72mm  取d4=60mm长度与右面的套筒相同，即L4=10mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸d2=40mm，该段直径应取：d5=40mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为40mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨度L=68322018=140mm3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d2=240mm求转矩：已知T2=9550×P/ n求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×191692N.mm/240mm=1597.4N求径向力FrFr=Ft·tan=1597.4N×

32、;tan200=581.5N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=70mm1) 绘制轴受力简图 择文：齿轮传动齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递任意两轴之间的运动和动力。齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米

33、至二十多米。但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。齿轮传动的类型很多。（1）根据两轴的相对位置和轮齿的方向，可分为以下类型：<1>圆柱<3>；<2>锥齿轮传动；<3>交错轴斜齿轮传动。（2）根据齿轮的工作条件，可分为：<1>开式齿轮传动式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑。 <2>半开式齿轮传动，齿轮浸入油池，有护罩，但不封闭。<3>闭式齿轮传动，齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内，润滑条件良好，灰沙不易进入，安装精确，齿轮传动有良好的工作条件，是应用最广泛的齿轮传动。 =齿轮传动的设计准则针对齿轮五种失效形式，应分别确立相应的设计准则。但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的计算方法及设计数据，所以目前设计齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动（如航空发动机主传动、汽轮发电机组传动等），还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算（参阅GB64131986）。至于抵抗其它失效能力，目前虽然一般不进行计算，但应采取的措施，以增强轮齿抵抗这些失效的能力。 1、闭式齿轮传动 由实践得知，在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但对于齿面硬度很高、