展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、机械设计基础课程设计说明V带传动二级圆柱斜齿轮减速器班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 成 绩：目录一 课程设计书 2二 设计要求 2三设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 设计V带和带轮 66. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 208. 键联接设计 289. 箱体结构的设计 2910.润滑密封设计 31 11.联轴器设计 31四设计小结 32五参考资料 34一. 课程设计书设计课题:带式输送机传动装置设计。工作条件：（1） 每天一班制工作，每年工作300天，使用

2、年限10年，大修期3年；（2） 连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差±5%；（3） 室内工作，环境中有粉尘；（4） 生产厂可加工78级精度的齿轮；（5） 动力来源为三相交流电；（6） 小批量生产。表一: 鼓轮直径(mm)传送带速度（m/s）传送带主动轴所需扭矩（N·m）3601.2900二. 设计要求（1）传动装置的设计计算；（2）减速器装配草图设计；（3）减速器装配图设计；（4）减速器零件图设计；（5）减速器三维造型，递交光盘一个。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 传动装置的运动和动力参数

3、计算5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7.轴的设计计算8.滚动轴承的选择及寿命计算9.键联接的选择及校核计算10.连轴器的选择11.减速器箱体及附件12.润滑密封设计1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：图一:(传动装置总体设计图)2.电动机的选择电动机所需工作功率为：Pw=Tw*nw/9550 =Tw*60*1000V/(d*9550)=850*60*1000*1.45/(3.14*41

4、0*9550)=6.0 kw, 执行机构的曲柄转速为n=63.7r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为ni×n（16160）×63.71019.210192r/min。效率范围:1：带传动： V带 0.952：圆柱齿轮 0.99 7级3：滚动轴承 0.984：联轴器 浮动联轴器 0.970.99,取0.99w 滚筒： 0.99=1*2*2*3*3*3*4*w =0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99 =0.839Pc

5、a= Pw / =6.0/0.839=7.15Kw又因为额定转速Ped Pd=7.15 Kw取Ped=7.5kw常用传动比：V带：i1=24圆柱齿轮：i2=35圆锥齿轮：i3=23i=i1×i2×i2=24×35×35=18100 取i=1840N=Nw×i=（1840）×63.7=1146.62548 r/min取N=1500r/min选Y132M-4电动机 Nm=1440r/min型号额定功率Ped满载转速 nm 启动转矩最大转矩中心高H Y132M-4 7.5KW 1440r/min 2.

6、2. 2.2132mm3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2i0为带传动传动比；i1为高速齿轮传动比；i2为低速级齿轮传动比；总传动比i=Nm/Nw=1440/63.7=22.61取V带传动比i0=3减速箱的传动比 i减=i/ i0= i1×i2=7.09按浸油深度要求推荐高速级传动比：一般i1=（1.11.2）i2，取i1=1.1 *i2。i1*i2=1.1 *i2i2=2.5，i1=1.1*i2=2.754. 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速(r/min)n0=nm=1440 r

7、/minn=nm/i0=480minn= n/i1=174.55r/minn = n/i2=69.82 r/min2）各轴输入功率（kW）P0=Pd=7.15 kWP=P0×1=7.15×0.95=6.79 kWP = P×2×3=6.791×0.97×0.98=6.59kWP = P ×2×3=6.59×0.99×0.98=6.39 kWP= P ×3×4=6.39×0.98×0.99=6.20 kW1=v=0.95, 2=齿=0.99，3=滚=0.98

8、，4=联=0.99；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即： Pw=Pw=6.2*0.99=6.14kW3）各轴输入扭矩（N.m）T0=9550×Pd/nm=47.42 N.mT=9550×P/n=135.10 N.mT =9550×P/n=360.55 N.mT =9550×P/n=874.02N.mT=9550×P/n=848.04 N.m运动和动力参数结果如下表编号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·mm)传动比效率电机轴14407.1547.4230.95高速轴702.446.79135.102.750.97中

9、间轴174.36.59360.552.50.97低速轴57.96.39814.02滚筒轴57.836.20848.040.995.设计带和带轮确定计算功率查课本表8-7得：,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.选择带型号根据，n=1440r/min,查课本图8-11选用带型为A型带选取带轮基准直径查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,查课本 表8-8后取。验算带速v 在525m/s范围内，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度 1)0.7（dd2+dd1）a02（dd2+dd1） 460mma01320mm取a0=500mm2)由式（8-22

10、）计算带所需的基准长度：Ld0=2a0+/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×（dd2+dd1）/4a0 =2×500+3.14×660/2+340×340/（4*500） =2094mm查表8-2，选Ld=2000mm，带的修正系数KL=1.033）按式（8-23）计算实际中心距aa=a0+（Ld-Ld0）/2=500+（2094-2000）/2=547mmamin=a-0.015Ld=517mmamax=a+0.03Ld=560mm所以中心距变化范围 517560 mm验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z因，带速查课本表8-4a和8-4b,

11、并由内插值法得.查课本表8-2得=0.96.查课本表8-5,并由内插值法得=1.03由公式8-22得故选Z=3根带。计算预紧力查课本表8-3可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力利用公式8-28可得:6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算输入功率P=5.81 KW，小齿轮转速n=702.44r/min 齿数比u=4.5，工作寿命10年（每年工作300天），一班制 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）       齿轮材料及热处理  材料：

12、高速级小齿轮选用45cr（调质）钢，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=4.5×24=108 取Z=108. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。课本P210表10-8初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本P217图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力循环次数N=60nj =60×702.44×1×（1×8×300×

13、10）=1.011×10hN= N1u=2.5×108查课本 10-19图得：K=0.95 K=0.92齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:查课本P209图10-24得：hlim=600 hlim2=550=0.95×600=570=0.92×350=322 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: 取=1T=95.5×10×=95.5×10×6.79/480=13.5×10N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b

14、和模数计算齿宽b b=1×58.81=58.81mm计算模数m 初选螺旋角=15=计算齿宽与高之比齿高h=2.25=2.25×2.367=5.326 = =11.04计算纵向重合度=0.318=2.045计算载荷系数K已知使用系数=1根据,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.08,查课本由表10-4得K的计算公式:K=+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10×58.81=1.42查课本由图10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K

15、 K =1×1.08×1.2×1.42=1.84按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=58.81×=66.46计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 计算载荷系数KKK K K K=1×1.08×1.2×1.351.75      螺旋角系数Y 纵向重合度=2.045 从课本P217图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88     计算当量齿数zz/cos24/ cos

16、1526.63zz/cos108/ cos15111.81  查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.65 Y2.188 应力校正系数Y1.58Y1.787 小齿轮传递的转矩135.10kN·m   确定齿数z 因为是软齿面，故取z24，zi z4.5×24108 传动比误差  iuz/ z108/244.5i0.0325，允许      初选齿宽系数   按对称布置，由表查得1    &#

17、160; 初选螺旋角  初定螺旋角15            重合度系数Y 端面重合度近似为1.88-3.2×（）1.883.2× （1/241/78）×cos151.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos15）20.6469014.07609 因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673     计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.25工作寿命1班

18、制，10年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60×480×10×300×1×80.55296×109大齿轮应力循环次数N2N1/u0.55296×109/4.51.23×10h查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  小齿轮 大齿轮 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数: K=0.88

19、 K=0.90 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 = = 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数Mn=1.56mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=66.46来计算应有的齿数.于是由:z=32.09 取z=33那么z=4.5*33=149  几何尺寸计算计算中心距 a=188.42将中心距圆整为189按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=68.9

20、2d=311.17计算齿轮宽度B=圆整后取 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=3.01×30=90.3 圆整取z=90 齿轮精度按GB/T100951998，课本P210表10-8选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本由图10-30选取区域系数Z=2.43试选,查课本由图10-26查得=0.80 =0.88 =0.80+0.88=1.68应力循环次数N=60×n×j×

21、L=60×174.3×1×(1×10×300×8)=2.51×10N=8.3×10由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.92 K= 0.97 查课本由图10-21d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取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.97×550/1=533.5542.75查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数T=95.5×10×=95.5×10×6.59/174.3=36.1

22、1×10N.m =64.272. 计算圆周速度0.5863. 计算齿宽b=d=1×64.27=64.274. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25×m=2.25×2.096=4.716 =64.27/4.716=13.635. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×64.27=1.4228使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=1

23、15;1.04×1.2×1.4228=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=64.27×计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1）       计算小齿轮传递的转矩360.55kN·m（2）       确定齿数z因为是软齿面，故取z30，zi×z3.4×30102传动比误差  iuz/ z102/303.4i0.0325，允许（3）   

24、    初选齿宽系数   按对称布置，由表查得1（4）      初选螺旋角  初定螺旋角12（5）      载荷系数KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 当量齿数      zz/cos30/ cos1232.056  zz/cos102/ cos12109.91由课本表1

25、0-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y（7）       螺旋角系数Y 纵向重合度2.028从课本P217图10-28查得螺旋角影响系数Y0.91（8）       计算大小齿轮的查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较           

26、;      大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=83.48来计算应有的齿数.z=27.11 取z=30z=3.4×30=102 取z=102    初算主要尺寸计算中心距 a=211.62将中心距圆整为210修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 

27、;  分度圆直径 d=61.34d=208.56计算齿轮宽度圆整后取 低速级大齿轮如上图：7.传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=6.39KW =57.9r/min=814.02Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=208.56而 F= F= F F= Ftan=7806.10×tan11.99=1657.81N查课本P214图10-24圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴

28、器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册联轴器的性能及应用选取HT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与L1=84mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初

29、步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7012C型.DB轴承代号 4585197209AC 4585197209B 45100257309B 60 95 187012C 50 80 167010AC 50 90 207210C2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得701C型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为80mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端

30、盖的总宽度为20mm(由减速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,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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s=8,已知滚动轴承宽度T=18,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=19.4mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.传动轴总体

31、设计结构图: (从动轴) (中间轴) (主动轴)从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=7.54MP前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章

32、的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=21600抗扭系数 =0.2=0.2=43200截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =814.02截面上的弯曲应力截面上的扭转应力=轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：因经插入后得2.0 =1.31轴性系数为=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=21600抗扭系

33、数 =0.2=0.2=43200截面左侧的弯矩M为 M=M2*(114.8-8)/114.8=195416.26截面上的扭矩为 =814.02截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力=K=K=所以综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=50 d=65查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 b=22 h=14 =50校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-16=2050-22=2

34、8键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=7由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：16×36 A GB/T1096-1979键3：22×50 A GB/T1096-19799.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽

35、度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安

36、置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承

37、旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表434 22 18，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表428 16外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以