展开式减速器

1、课程设计-展开式目录一设计任务书3二传动方案的拟定及说明4三电动机的选择4四计算传动装置的运动和动力参数4五、各种转速、输入功率、输入转矩5六传动件的设计计算6七轴的结构设计和强度校核14八滚动轴承的选择及计算24九箱体内键联接的选择及校核计算25十连轴器的选择26十一箱体的结构设计26十二、减速器附件的选择27十三、润滑与密封27十四、设计小结29十五、参考文献29计算项目及内容计算结果一、 设计任务书：题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图：1、电动机2、联轴器3、减速器4、链传动5、驱动鼓轮6、运输带2. 工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动

2、。3. 原始数据：输送带的牵引力F（kN）：3.8输送带滚筒的直径D（mm）：400输送带速度V（m/s）：1.1带速允许偏差（）：±5使用年限（年）：8（每年365个工作日）工作制度（班/日）：24. 设计内容：1) 电动机的选择与运动参数计算；2) 齿轮传动设计计算；3) 轴的设计；4) 滚动轴承的选择；5) 键和联轴器的选择与校核；6) 装配图、零件图的绘制；7) 设计计算说明书的编写。5. 设计任务：1)减速器总装配图一张，要求有主、俯、侧三视图，比例1：1，图上有技术要求、技术参数、图号明细等；2)低速大齿轮、低速轴及高速轴零件图各一张；3)设计说明书一份，包括传动计算、心

3、得小结、弯矩图、扭矩图、参考资料； 4)课程设计答辩：根据设计计算、绘图等方面的内容认真准备，叙述设计中的要点，回答提问。2) 设计进度：1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算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、传动方案的拟定及说明：由题目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。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。三、电动机的选择：1 电动机类型

4、和结构的选择：因为本传动的工作状况是：连续单向运转，工作时有轻微振动。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） 工作机所需功率查表3-1，查得带式输送机传动效率w =0.96P4.3542kW （试中Fw=3800N V=1.1m/s）2） 电动机的输出功率/由于为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的总效率，由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得）表3-1查得：V带传动效率为0.96 ；滚动轴承效率为0.99；圆柱齿轮传动效率为0.97；弹性联轴器0.9 ；，故：5.2274kW3 电动机转速的选择：根据，初选为同步转速为1000r/min的电动机

5、4 电动机型号的确定：根据电动机的额定功率PmPd,由表17-7查出电动机型号为Y132M-6,其额定功率为5.5kW，满载转速960r/min,基本符合题目所需的要求。四、 计算传动装置的运动和动力参数：1. 计算总传动比：由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比：由于r/min，故计算得到总传动比：2. 合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式 3. 分配传动比：根据传动比范围，取链传动的传动比为1.5减速器的传动比为：令：i1 为高速级 ， i2为低速级 因为，i=12.18,所以

6、i1 =4.05,i2 =3.01此时速度偏差为 ，所以可行。五、 各轴转速、输入功率、输入转矩：将传动装置各轴由高速到低速依次定为电动机轴、高速轴I、中间轴II、低速轴III.其传动效率依次分别为、。1.各轴的转速 高速轴的转速 中间轴的转速 低速轴的转速滚筒轴的转速2.各轴的功率电动机的输入功率高速轴的输入功率中间轴的输入功率低速轴的输入功率滚筒轴的输入功率3.各轴的转矩电动机的输入转矩高速轴的输入转矩中间轴的输入转矩低速轴的输入转矩滚筒轴的输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴IV转速（r/min）9609602370479.0152.67功率（kW）5.55.445

7、5.2295.0214.772转矩（N·m）54.7154.17210.67606.89865.25传动比-14.053.011.5效率-0.990.96030.96030.9504六、传动件设计计算：I-II轴高速传动啮合的两斜齿轮（传动比4.05）：1 选精度等级、材料及齿数：1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z=20，大齿轮齿数z=81的；2 按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据

8、进行计算按式（109）试算，即4） 确定公式内的各计算数值：（1） 试选；=（2） 由图1030选取区域系数；（3） 由表107选取尺宽系数；（4） 由表106查得材料的弹性影响系数=189.8 MP；（5） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；（6） 由式1013计算应力循环次数：60×960×1×(2×8×8×365)=由图1019查得接触疲劳寿命系数K=0.90；K=0.92；（7） 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1，安全系数，由式（1012）得5） 计算过程：（1） 试算小齿轮分

9、度圆直径：=47.10mm（2） 计算圆周速度： = 2.37m/s（3） 计算齿宽、模数及齿高等参数：齿宽b=147.10=47.10mm模数=2.36mm齿高h=2.25m=2.252.36=5.31 mm齿宽与齿比为=8.87纵向重合度（4） 计算载荷系数K：已知载荷平稳，所以取=1；根据v=2.37m/s,8级精度，由图108查得动载系数3；对于斜齿轮 K=1.2；由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，由=8.87,查图10-13得，故：K=KKKK=11.1=1.966（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得=50.45mm（6） 计

10、算模数m m=2.45mm3 按齿根弯曲强度设计：由式(1017)确定计算参数：1) 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限=510a;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=420a1) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数2) 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 ，由式10-12 得：= =327.86= =2793) 查取齿型系数和应力校正系数由表105 查得 Y=2.72；=2.21由表105查得=1.57；=1.784) 计算大、小齿轮的并加以比较=0.1303=0.01410分析： 大齿轮的数值大。5) 计算载荷系数K=KKKK=11.1811.450=1.846）螺旋角影响系数7）当量齿数8）

11、设计计算=1.52mm最终结果：=1.524 标准模数选择：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.52mm优先采用第一系列并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的=50.45mm1)小齿轮齿数=，取=242） 大齿轮齿数=， 取=97这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并且结构紧凑，避免了浪费。5.几何尺寸计算：1) 计算中心距：a=124.7mm 取整a=125m

12、m修正螺旋角=2) 计算大、小齿轮的分度圆直径：计算齿轮宽度：根据则，小齿轮齿宽相对大一点因此，3) 结构设计：以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 II-III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比3.01）：1. 选精度等级、材料及齿数(与上面两对齿轮相同)：1） 材料及热处理：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；1) 试选小齿轮齿数，则大齿轮齿数z=z=722. 按齿面接触强度设计：因为低速级的

13、载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109）试算，即3） 确定公式内的各计算数值（1） 试选；（2） 由表107选取尺宽系数；（3） 表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8（4） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限； 大齿轮的接触疲劳强度极限；（5） 由式1013计算应力循环次数：N=60j=60×27.04×1×(2×8×8×365)=N=2.208（6）由图1019查得接触疲劳寿命系数K=0.91；K=0.94；（7）计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全系数，由式（1012）得：

14、=0.91×600=546=0.94×550=517分析：比较得出接触疲劳许用应力为5174） 计算过程：（1） 试算小齿轮分度圆直径=2.32=85mm（2） 计算圆周速度 1.05m/s（3） 计算齿宽b及模数mb=185=85mmm=3.54齿高h=2.25m=2.253.54=7.97 mm齿宽与齿高比=10.66（4）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取=1；根据v=1.05m/s,8级精度，由图108查得动载系数K=1.08；由于直齿轮 ；由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，；由b/h=10.67，查图10-13得；K=KKKK=11.

15、081.4641=1.58（4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得=84.40=90.07mm（5） 计算模数m m=3.75mm3. 按齿根弯曲强度设计：由式(1017) m1） 确定计算参数（1） 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限=510a;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=420a（2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数，由式10-12 得= =324.21Mpa= =273MPa（4）查取齿型系数和应力校正系数由表105 查得；=2.24由表105查得；=1.75（5）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01291=0.

16、01429分析：大齿轮的数值大。（6）计算载荷系数K=1.582) 设计计算m=2.547最终结果：m=2.547 取m=34. 标准模数的选择：由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.547优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的=90.07mm小齿轮齿数=30.02，取=30 大齿轮齿数=30×3.01=90.3， 取=905. 几何尺寸计算： 1）计算中心距：a=

17、180mm圆整为180mm2) 计算大、小齿轮的分度圆直径：d=m=30*3=90mmd= zm=90*3=210mm计算齿轮宽度：根据则，小齿轮齿宽相对大一点因此取B=95mm ， B=90 mm ；3) 结构设计：以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。各齿轮的参数齿轮高速轴齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速轴齿轮4材料40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质） 硬度为40HBS40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS齿数24973090模数23分度圆直径/mm49.59200.

18、4190270齿宽/mm55509590中心距/mm125180修正齿轮圆周速/m/s2.371.05传动比4.053.01七 轴的结构设计和强度校核：第一部分 结构设计1. 初选轴的最小直径：选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。取Ao=112，=3040MPa1轴=19.97mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取2轴 =31.41mm，取3轴 =44.69mm， 取2. 初选轴承：1轴高速轴选轴承为63072轴中间轴选轴承为63083轴低速轴选轴承为6212各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor6307358021447133.

19、219.26308409023498140.824.0621260110226910147.832.83. 确定轴上零件的位置和定位方式：1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。2轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用套筒定位，两端使用深沟球轴承承载。3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用套筒定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用深沟球轴承承载，右端连接单排滚子链。（一）高速轴的结构设计：1）根据轴向定

20、位的要求确定轴的各段直径：a) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。b) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有1mm的圆角，则轴承选用6307型，即该段直径定为35mm。d) 该段轴径定为40mm。e) 该段为齿轮轴。f) 轴肩固定轴承，直径为40mm。g) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2)各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：h) 该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm，该段长度定为34mm。i) 该段取54m

21、m。j) 该段安装轴承，参照工作要求长度取21mm。k) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为130mm。l) 该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段55mm。m) 该段轴肩选定长度11mm。n) 该段与j段相同取21mm。（二） 中间轴的结构设计：1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：a) I段轴用于安装轴承6308，故取直径为40mm。b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有1mm的圆角，经强度计算，直径定为50mm。c) III段为轴肩，相比较比II段取直径为60mm。d) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径

22、为50mm。e) V段安装轴承，与I段相同直径为40mm。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：a) I段轴承安装轴承和挡油环，轴承6308，宽度B=23，该段长度选为38mm。b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为92mm。c) III段为定位轴肩，长度为30mm。d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为48mm。e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为38mm。（三） 低速轴的结构设计：1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径a) I段轴用于安装轴承6212，故取直径为60mm。b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有1.5mm的圆角，经强度计算，直径定为65mm

23、。c) III段为定位轴肩，取72mm。d) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为65mm。e) V段安装轴承，与I段相同直径为60mm。f) VI段直径55mmg) VII段直径与弹性注销选择有关，取直径为50mm。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度a) I段轴承安装轴承和挡油环，6212，宽度B=22，该段长度选为37mm。b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为88mm。c) III段为定位轴肩，长度为8mm。d) IV段为89mm。e) V段用于安装轴承，长度为22mm。f) VI长度为38mm。g) VII长度与联轴器有关，取56mm。轴承端盖的总宽度为9mm(由减速

24、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，取端盖的外端面与链轮右端面的距离为30mm,故取=60 mm。取齿轮距箱体内壁之间的距离a=10 mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s6 mm，已知滚动轴承的宽度B21 mm，则LB+s+a+(80-78)=19+6+10+2=37 mm。至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。轴上零件的周向定位齿轮轴的周向定位均采用平键连接。按由课本表6-1查得中速轴平键截面b×h18 mm×11 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为68和24mm，同时为了保证与轴配合有良好

25、的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样，低速轴选用平键为12 mm×8 mm，齿轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。第二部分 强度校核I高速轴：对于深沟球轴承6307从手册中可以查得B=17mm校核该轴和轴承：=82.8mm =166.0mm =51mm轴的最小直径：，轴的抗弯截面系数：作用在齿轮上的力：按弯扭合成应力校核轴的强度：总弯矩：扭矩：.16651FH1FH2Ft1Fr1FV1FV2MHMVMT45钢的强度极限为，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以。所以该轴是安全的，满足使用要求。II中间轴：对于深沟球轴承6308从手册中

26、可以查得B=23mm校核该轴和轴承：=68.5mm =102.5mm =47mm轴的最小直径，轴的抗弯截面系数：作用在2、3齿轮上的圆周力：径向力：求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：求水平面的支承力：计算、绘制水平面弯矩图：求合成弯矩图，按最不利情况考虑：求危险截面当量弯矩：T68.5102.547Ft2Fr2MMVMHFt1Fr1m-mn-nFV1FV2FH2FH1从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径： m-m截面: n-n截面:所以该轴是安全的，满足使用要求。III低速轴对于深沟球轴承6212，从手册中可以查得B=22mm校核该轴和轴承：=

27、69mm ， =153mm 轴的最小直径：，轴的抗弯截面系数：作用在齿轮上的力：按弯扭合成应力校核轴的强度：总弯矩：扭矩： FH1FH2FV1FV2MHMVMFt3Fr3T6916345钢的强度极限为，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以。所以该轴是安全的，满足使用要求。八 滚动轴承的选择及校核计算：I高速轴：轴承6307的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取基本额定动负荷为则， 该轴承的寿命满足使用8年要求。II中间轴：轴承6308的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用

28、，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取基本额定动负荷为则， 该轴承的寿命满足使用8年要求。III低速轴：轴承6212的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取基本额定动负荷为则， 该轴承的寿命满足使用8年要求。九、箱体内键联接的选择及校核计算：1. 传递转矩已知；2. 键的工作长度l=L-b b为键的宽度；3. 键的工作高度k=0.5h h为键的高度；4. 普通平键的强度条件为；5.代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（N·m）极限应力（MPa）高速轴无键安

29、装中间轴14×9（圆头）50714.5210.6726.3714×9 (圆头)50264.5210.6772.02低速轴18×11（圆头）65625.5606.8966.9由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。十、联轴器的选择：由于刚性联轴器价格便宜、构造简单、可传递较大转矩、对中性较好 ，所以优先考虑选用它。高速轴用联轴器的设计计算：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用弹性套柱销联轴器TL5，其主要参数如下： 许用转速 4600r/min 轴孔直径25mm 轴孔长度62mm 质量8.3

30、6kg 转动惯量0.011 许用补偿量0.3mm十一、箱体的结构设计：箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。1. 减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。2. 箱体结构为剖分式，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装与拆卸。3. 剖分时箱体的结构尺寸选择：（1） 箱座壁厚=0.025a+3=7.5mm；a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=180，=8.16>=8满足要求，取壁厚=10mm；（2） 箱盖壁厚=（0.80.85），>=8mm ，则=8.5mm；（3） 地脚螺栓直径=0.036a+12=18.48 ，选择M20；（

31、4） 地脚螺栓数目：由于a=180<250 ，所以n=4；（5） 根据表5-2得：名 称符号尺寸确定箱座凸缘厚度1.5 15mm箱盖凸缘厚度1.5 12.75mm箱座底凸缘厚度2.5 25mm轴承旁连接螺栓直径0.75 M14箱盖与箱座连接螺栓直径0.50.6 M12连接螺栓的间距150200 160mm轴承盖螺钉直径0.40.5 M10视孔盖螺钉直径0.30.4 M8定位销直径0.70.8 9mm、至外箱壁距离查表5-3 26 22 18mm、至凸缘边缘距离查表5-3 24 16mm轴承旁凸台半径 24 16mm凸台高度图7-2 >55mm外箱壁至轴承座端面距离+(58)mm 大

32、齿轮顶圆与内箱壁距离>= 15mm齿轮端面与内箱壁距离>= 1220mm箱盖肋厚0.85 7.5mm箱盖肋厚0.85 8.5mm轴承盖外径图6-27 =+2.5mm轴承旁连接螺栓距离图 7-2 凸台外径十二、减速器附件的选择：1. 通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5。2. 油面指示器：选用游标尺M16。3. 起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳。4. 放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M16×1.5。十三、润滑与密封：1. 齿轮的润滑：根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型：由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，II级大齿轮浸油高度约为0.7个齿高但不少于10mm，该大齿轮齿高=2.5<10mm，所以II级大齿轮浸油高度取=11mm。III级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径（3.12556.7mm），由于III级大齿轮和二级大齿轮的半径差为39mm。所以大齿轮的浸油深度选为=50mm。大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为3050mm，所以选取的油池深度为80mm由于轴承周向速度为0.99小于2m/s，所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承