二级展开式直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书-大学论文.doc

设 计 题 目 设计带式运输机传动装置 机电工程系 机械设计制造及其自动化专业 班 设 计 者 学 号 指 导 教 师 2013 年 6 月30日目 录一、传动方案的拟订4二 电动机的选择及运动参数的计算521 电动机的选择522 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比623 计算传动装置的运动和动力参数7三 直齿圆柱齿轮的设计83. 1 高速级齿轮设计.8 3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数83.1.2按齿面接触强度设计8 3.1.3按齿根弯曲强度设计103.1.4几何尺寸计算113.1.5总结123.2低速级齿轮设计.12 3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.12 3.2.2按齿面接触强度设计12 3.2.3按齿根弯曲强度设计15 3.2.4几何尺寸计算163.2.5总结16 四 轴、键、轴承的设计计算 174. 1 高速轴I的设计1742 中间轴II的设计.2243 低速轴III的设计及计算.27五 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择335. 1 齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择335. 2 密封方式的选择34六 减速器箱体及附件的设计346.1 箱体设计3462 减速器附件设计35七 减速器技术要求.37结束语.38参考文献.39 机械设计（课程设计任务书）一题目：设计带式运输机传动装置二传动系统图三原始数据及工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期10年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。四要求1）按第 2.6 组数据进行设计2）设计工作量： 设计说明书 1 份 减速器装配图（A0） 1 张 零件图（A2） 2 张一、传动方案的拟订工作条件及生产条件: 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期10年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。减速器设计基础数据输送带工作拉力F（N） 2500输送带速度v(m/s) 1.8卷筒直径 D(mm) 250图1-1带式输送机传动方案减速器类型:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器设计原则：结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高，使用维护方便。传动方案：电机联轴器两级直齿圆柱齿轮减速器工作机方案分析：带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。40 设计内容 计算与说明 结果电动机的选择计算工作装置所需功率计算电动机的输入功率计算电机的总效率计算卷筒转速计算满载转速传动装置总传动比计算输入轴转速计算中间轴转速计算输出轴转速计算各轴输入功率计算各轴输入转矩计算齿轮齿数和 高速级齿轮的设计计算小齿轮传递的转矩计算应力循环次数算小齿轮分度圆直径计算圆周速度V计算齿宽b计算载荷系数计算弯曲疲劳许用应力计算载荷系数K计算模数计算齿轮齿数计算齿轮齿数齿轮几何尺寸计算计算中心距计算齿轮宽度选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数低速级齿轮齿数计算小齿轮传递的转矩计算应力循环次数计算接触疲劳许用应力试算小齿轮分度圆直径d1t计算圆周速度V计算齿宽b计算载荷系数k计算实际分度圆直径计算模数m计算载荷系数K模数的确定计算齿轮齿数计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度初步确定轴上的力初步确定轴的直径输入轴的设计选择滚动轴承键的设计计算水平支反力计算垂直面支反力计算轴O处弯矩校核轴的强度校核键的连接强度校核轴承的寿命确定轴上的力选择滚动轴承轴的设计键的设计轴的强度校核计算水平支反力计算垂直面支反力计算轴O处弯矩校核轴的强度校核键的连接强度校核轴承的寿命确定轴上的力初步确定从动轴的最小直径轴的设计选择滚动轴承键的设计轴的强度校核计算支反力计算轴O处弯矩校核轴的强度校核键的连接强度校核轴承的寿命齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择密封方式的选择箱体的设计减速器附件设计减速器的技术要求 二、电动机的选择及运动参数的计算2.1电动机的选择（1）选择电动机类型按已知工作要求和条件选用卧式全封闭的Y系列鼠笼型三相异步交流电动机。（2）确定电动机的功率 工作装置所需功率的计算 式中，,，工作装置的效率。代入上式得： 电动机的输入功率的计算 式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。；取滚动轴承效率，7级精度齿轮传效率0.96，联轴器的效率，传动滚筒的效率则故电动机额定功率=（11.3）=5.577.241kw电动机的功率有5.5kw和7.5kw，故选择7.5kw的电机。（3）确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为：齿轮的传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有1500r/min的电机，查表知选用 Y系列电动机Y132M-4型三相异步电机，其满载转速。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸如下：电动机型号额定功率（KW）同步转速n（r/min）满载转速n（r/min）机座中心高H外伸轴颈轴伸尺寸Y132M-47.51500140013238mm80mm2.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比（2） 分配传动装置各级传动比输入轴和中间轴的传动比为，圆周齿轮的传动比为35，可取3，则2.3计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速计算输入轴转速计算中间轴转速计算输出轴转速工作轴（2）各轴输入功率输入轴功率中间轴功率输出轴功率（3） 各轴输入转矩输入轴=中间轴输出轴将以上算的的运动和动力参数列表如下： 轴名参数 I轴 II轴 III轴工作轴转速n(r/min)1440480137.54137.54功率P(kW)7.066.716.576.57转矩T(Nm)49.74133.50456.18456.18传动比i33.491效率0.9490.9790.99 三、直齿圆柱齿轮减速器的设计 3.1 高速级齿轮的设计3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用7级精度3）材料选择，由表10-1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40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。3.1.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa； 由式1013计算应力循环次数60n1jLh6014401（2830010）4.15由图1019查得接触疲劳寿命系数:0.9；0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=52.178mm计算圆周速度V V=3.93m/s计算齿宽b b=d=152.178mm=52.178mm计算齿宽与齿高之比模数=2.174mm齿高=2.252.174mm=4.89mmb/h=52.178/4.89=10.67计算载荷系数。根据v=3.93m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.2；直齿轮=1由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423由b/h=10.67，=1.420.查图1013查得 =1.35；故载荷系数K=KAKV=11.211.423=1.71按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=57.17mm计算模数m m=mm=2.38mm3.1.3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m （1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa由10-18取弯曲寿命系数=0.85 =0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得 =（）/S=303.57Mpa = （）/S=238.86Mpa计算载荷系数KK= KAKV=11.211.35=1.62查取应力校正系数由表105查得 =1.58；=1.76查取齿形系数由表105查得 =2.238计算大、小齿轮的并加以比较 =0.01378 =0.016527大齿轮的数值大。 (2)设计计算m=1.66mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.66mm并就近圆整为标准值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d=57.17，算出小齿轮齿数小齿轮齿数 =/m=57.17/228大齿轮齿数 =328=843.1.4几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径=282=56mm =m=842 =168mm (2)计算中心距 a=(+)/2=(56+168)/2=112mm，(3)计算齿轮宽度 b=d=56mm =61mm，=56mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.1.5小结由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2566128大齿轮216856843.2 低速级齿轮的设计3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用7级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取3.2.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d1 由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa；由式1013计算应力循环次数60n1jLh60480（2830010）1.38 由图1019查得接触疲劳寿命系数:0.9；0.95 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=67.38mm计算圆周速度VV=0.54m/s计算齿宽bb=d=167.38mm=67.38mm计算齿宽与齿高之比模数=2.246mm齿高 =2.252.246mm=5.05mm b/h=67.38/5.05=13.3425 计算载荷系数。根据v=0.54m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.05；直齿轮=1由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423由b/h=13.34，=1.423.查图1013查得 =1.39；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.0511.423=1.5按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=70.67mm计算模数m m=mm=2.355mm3.2.3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa由10-18取弯曲寿命系数=0.85 =0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得=（）/S=303.57Mpa= （）/S=238.86Mpa计算载荷系数KK=KAKVKF KF=11.211.39=1.668查取应力校正系数由表105查得 =1.625；=1.806查取齿形系数 由表105查得 =2.175计算大、小齿轮的并加以比较=0.0135=0.0165大齿轮的数值大。(2)设计计算m=2.014mm对结果进行处理取m=2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.014mm并就近圆整为标准值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d=70.67，算出小齿轮齿数小齿轮齿数 =/m=70.67/235大齿轮齿数 =3.4935=122，取=1223.2.4几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=352=70mm =m=1222 =244mm(2)计算中心距a=(+)/2=(70+244)/2=157mm， (3)计算齿轮宽度 b=d=70mm=70mm，=75mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.2.5小结实际传动比为：误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2707535大齿轮224470122 四 轴、键、轴承的设计计算4.1高速轴的设计4.1.1总结以上的数据及轴上力的计算。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角7.06Kw46.82Nm1440/min56mm20初步确定轴上的力 : 轴（高速级）的小齿轮的直径为56mm，圆周力: F径向力：F4.12初步确定轴的直径先按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表15-3选取A0=112。于是有: d由于轴上必须开键槽，所以最小直径按5%增大：这是安装联轴器处的轴的直径，为使其与联轴器相适合，取20mm4.1.3轴的设计1）联轴器的型号的选取为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，取h=0.08d，故2-3段的直径d=20+0.1x2x20=24mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。选用HL型弹性柱销联轴器，与轴配合的毂孔长度L=52mm，2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2-3=24mm，由机械设计手册选型号为6206，得尺寸为dxDxB=30x62x16。故d3-4= d7-8=30mm,而3-4轴段的长度可取为L3-4=16mm,右端应用轴肩定位，取d4-5=30+2x0.08x30=35mm.3）6-7轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于7-8轴段的直径，可取d6-7=32mm.齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做断面上6-7轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽B=61mm，故选取6-7轴段的长度为L6-7=58mm，齿轮左端用轴肩固定，由此可确定5-6轴段的直径，取d5-6=32+2x0.1x32=38.4mm而L5-6=1.4h=1.4x0.1x3.2=4.48mm,取L5-6=5mm4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距离l=30mm，故取。 5）取齿轮距箱体内避之距离a=16mm，同时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，s=8mm。故在轴的右端取=56+16+8+12-58=34mm。6）取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮毂长B=56mm，中间轴上小齿轮轮毂长B=75mm，则L4-5=s+a+B+C+8+16+75+15+32-26-5=115mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.1.4键的设计轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，查表6-1，得 齿轮：键尺寸参数bxh=10mmx8mm,L=45mm，t=4mm； 联轴器：键尺寸参数b*h=6mmx6mm,L=45mm，t=4mm。 参考教材表15-2，轴段左端倒角，右端倒角取。各轴肩处的圆角半径为R=1.2mm。4.1.5轴的受力分析及强度校核轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。)2） 水平支反力： 垂直面支反力： 计算轴O处弯矩 水平 矩： 垂直面弯矩：.m 合成弯矩： .m 计算转矩：T= N.m3）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。 4.1.6校核键的连接强度 1）齿轮的键： = 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 2）联轴器的键： = 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 4.17校核轴承的寿命 1）校核轴承A和计算寿命 轴向载荷查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为： =329775h 2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷C=13700N,校核安全。 该轴承寿命为：=8678h4.2中间轴的设计4.2.1.中间轴上的功率、转速和转矩功率转矩转速6.71Kw133.50Nm480/min4.2.2.初步确定轴上的力 : 小齿轮：轴（高速级）的小齿轮的直径为70mm，有圆周力: F径向力：F大齿轮：轴（高速级）的小齿轮的直径为168mm，有圆周力: F径向力：F4.2.3初步确定轴的直径先按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调制处理。根据表15-3选取A0=112。于是有: d由于轴上必须开键槽，所以最小直径按5%增大： 4.24轴的设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求与之相配合的轴的直径的最小直径为30mm，由机械设计手册选型号为6206，得尺寸为dxDxB=30x62x16。故d1-2= d7-8=30mm, 左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，可取d2-3= d6-7=30+2x0.1x30=36mm. 安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取D3-4= d5-6=36+2x0.1x36=43mm.2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为,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约为23mm,故取。大齿轮的左端与小齿轮的右端采用轴环定位，轴肩高度h0.070.1d，则轴环处的直径D4-5=43+2x0.1x43=52mm由前面主动轴的计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙。由前面主动轴的计算，可以得到。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.25键的设计轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，查表6-1，得 小齿轮：键尺寸参数bxh=12mmx8mm,L=63mm，t=4mm； 大齿轮：键尺寸参数b*h=12mmx8mm,L=40mm，t=4mm。 参考教材表15-2，轴段左端倒角，各轴肩处的圆角半径为R=1.6mm。4.26轴的强度校核轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。) 2）计算支反力 水平支反力： 垂直面支反力： 计算轴O处弯矩 水平面弯矩： 垂直面弯矩：N.m，N.m 合成弯矩： .m.m 计算转矩：T= N.m校核轴的强度： 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 =23.1Mpa 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。4.27校核键的连接强度 1）小齿轮的键： = 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 2）大齿轮的键： = 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 4.2.8校核轴承的寿命 1）校核轴承A和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为： 2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为：4.3从动轴的设计4.3.1轴上的力的计算从动轴上的功率、转速和转矩功率转矩转速6.57Kw137.54Nm456.18/min初步确定轴上的力 : 已知低速级大齿轮的分度圆直径d=244mm 作用在齿轮上的圆周力：F 作用在齿轮上的径向力：F4.3.2初步确定从动轴的最小直径初步确定从动轴的最小直径，同时选择联轴器。由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为45刚，调制处理。根据表15-3选取A0=112。于是有: d由于轴上必须开键槽，所以最小直径按5%增大： 为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，于是：1.3x456.18=593.03N.m。 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为HL7,其公称转矩为630.半联轴器的孔径d=40mm，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。43.3轴的设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，故6-7段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm略短一些，现取L。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d，由机械设计手