机械设计课程设计计算说明书二级展开式圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计设计计算说明书设计题目二级展开式圆柱齿轮减速器机电系系机械专业11级（1）班学生姓名侯立欢完成日期2013.12.16指导教师（签字） 目录一、设计任务书1二、传动方案的拟定及说明1三、电动机的选择3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比3五、计算传动装置的运动和动力参数4六、传动件的设计计算5七、轴的设计计算12八、滚动轴承的选择及计算26九、键联接的选择及校核计算31十、联轴器的选择32十一、减速器附件的选择和箱体的设计32十二、润滑与密封33十三、设计小结34十四、参考资料35 一、 机械设计课程任务书设计人 侯立欢 院（系） 机电系 专业（班级） 机械一班 学号120110508005 设计题目 题号 原始数据：1.设计项目：用于带式运输机的展开式圆柱齿轮被减速器。其传动简图如下所示。2.工作条件：带式运输机连续工作，单项运转，工作时有轻微震动，空载启动，每天单班制工作，使用期限为10年，每年按300个工作日计算，小批量生产。 3.原始数据运输机卷筒扭矩（Nm）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）68000.48425%1014.设计任务(1)设计内容：电动机选型；V带传动设计；减速器设计； 联轴器选型。 (2)设计工作量：减速器装配工作图1张（A0幅画）；零件工 作图1-3张（A3或A4幅面）；设计计算说明书1份（6000-8000字）。 5.设计要求：有指导教师选定。（1） 减速器中齿轮设计成：直齿轮；斜齿轮；高速级为 斜齿轮，低速级为直齿轮。（2） 减速器中齿轮设计成：标准齿轮；变位齿轮；变位 与否设计者自定。 完成时间 年 月 日 签字 侯立欢 设 计 计 算 与 说 明主 要 结 果二、传动方案的确定 传动装置选用V带传动和展开式二级圆柱齿轮传动系统，具有结构简单、制造成本低的特点。V带传动布置于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸震和过载保护的优点。但本方案结构尺寸较大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。因而，对尺寸要求不高、环境条件允许的情况下，可以采用本方案。 三、电动机的选择3.1电动机类型和结构形式选择按照已知的动力源和工作条件选用Y系列三相异步电动机。3.2确定电动机功率1） 传动装置的总效率查表1-10得：。 则： 2）工作机所需电动机功率 由式（13-4）及式（13-2）得 3.3确定电动机型号 滚筒工作转速 按表1-9推荐的传动比常用范围，则总 传动范围为。因此电动机可选范围 符合的电动机750r/min，1000r/min，1500r/min。查表2-1 得下表： 方 案电动机 型 号电动机转速n(r/min)额定功率同步转速满载转速1Y160M1-8750r/min720r/min42Y132M1-61000r/min960r/min43Y112M-41500r/min1440r/min4由表中数据可知两个方案均可行，综合考虑电动机价格和传动装置尺寸及环境条件。因此，采用方案2，选定电动机型号为Y132M1-6。由表2-3查得：电动机的机座中心高：H=132mm电动机的伸出端直径：D=38mm电动机的伸出端长度：E=80mm 四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比4.1传动装置总传动比4.2分配各级传动比查表1-9取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为 由展开式齿轮传动比：得： 所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传 动比的常用范围。五、计算传动装置的运动和动力参数的计算 5.1 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为： 5. 2 各轴输入功率 按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 5.3 各轴转矩 各轴的运动及动力参数见下表：轴 名功率（kw）转速n（r/min）转矩T（Nm）03.8896038.6013.72320111.0223.6172.89472.9833.5621.561576.9043.4321.561519.32六、传动件的设计带传动设计计算 6.1 确定计算功率由于是带式输送机，每天单班工作制，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）表5-1得， 工作情况系数6.2 选择V带的带型由、 由图5-1选用A型v带6.3 确定带轮的基准直径并验算带速 1）初选小带轮的基准直径。由表5-211和图5-1，取小带轮的基准直径 2） 验算带速 ,故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径 根据表5-2注2，取=335mm。 6.4确定V带的中心距a和基准长度1）根据式初定中 心距。2） 计算带所需的基准长度 由表5-3选带的基准长度3） 计算实际中心距a 中心距变化范围为528.45-552.60mm。6.5 验算小带轮上的包角 故合适。6.6 确定带的根数z1） 计算单根V带的额定功率 由和，查表5-4 用线性插入法得根据，i=3和A型v带，查表5-5用线性插入法得2） 计算V带根数z 取4根。 6.7 计算单根V带的初拉力的最小值 由表5-7查得A型V带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 应使带的实际初拉力 6.8 计算压轴力 V带传动主要参数名称结果名称结果名称结果带型A型传动比根数Z=4基准长度基准长度mm预紧力N中心距a=536.50mm压轴力1272.484N 6.9 带轮结构设计 带轮材料采用HT150。由表5-8查得： 现取 。 1） 小带轮结构设计小带轮采用实心式。由电动机伸出端直径d=38mm，查表5-9 及5-8可得但考虑电动机伸长为80mm故取如下图所示：2） 大带轮才用腹板式，大带轮轂孔直径有后续高速轴设计而定，取d=32mm,同理由表5-8,5-9可得 由表5-8取，作下图： 七、减速器内传动零件的设计齿轮传动的设计计算 1 高速齿轮的设计计算（此过程查机械设计第九版表和图） 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用圆柱斜齿轮传动，压力角20，初选螺旋角14。 带式运输机为一般工作机器，选用7级精度。 材料选择。小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度280HBS， 大齿轮材料45钢（调质），齿面硬度240HBS. 选小齿轮齿数 大齿轮齿数 2）按齿面接触疲劳强度设计 由（10-24）试算小齿轮分度园直径，即 确定公式各参数值。 试选载荷系数，由表10-7选齿宽系数。 由图10-20查得。 由表10-5查得 式10-21计算解除疲劳强度用重合度系数 由式10-23可得螺旋角系数 计算接触疲劳许用应力由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式10-15计算应力循环次数根据图10-23解除疲劳寿命取失效概率1%，安全系数S=1 由式10-14试算小齿轮分度圆直径 调整小齿轮分度圆直径 圆周速度v 齿宽b 2）计算实际载荷系数.由表10-2查得使用系数。根据v=0.838m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数齿轮圆周力 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称分布则载荷系数3）由式10-12得实际载荷系数算的分度圆直径及相应齿轮模数3） 按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-20试计算齿轮模数，即确定公式的各参数值试选载荷系数由式10-18可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-19可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角 计算当量齿数查图10-17得齿形系数查图10-18由图10-24c查得 小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-14得 因为大齿轮的大于小齿轮的所以取0.0166 所以试算齿轮模数得 调整齿轮的模数 圆周速度v 齿宽b 齿高h及齿宽比 b/h 2）计算实际载荷系数 根据v=0.660m/s，7级精度，由图10-8查动载系数=1.05 查表10-3得齿间载荷分配系数 由表10-4用插值法查得 则载荷系数为 3）由式10-13 可得实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由于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。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径来计算小齿轮的模数，即 4）几何尺寸计算 计算中心距 考虑从模数从1.810增加到2，为此中心距减小整数为159mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮的宽度 5）圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后，等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法先计算10-22中的各参数， 代入式10-22，得 齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式10-17中的参数代入式10-17中齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6） 主要设计齿数： 模数：m=2mm 压力角：螺旋角： 中心距a=159mm 齿宽 小齿轮选用45钢（调质），大齿轮选用45钢（调质） 齿轮按7级精度设计。2 高速齿轮的设计计算 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度； 3）材料的选择。由表5-20选择小齿轮材料为45（调质）硬度为250HBW，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBW，两者硬度差为50HBW； 4）选小齿轮齿数为Z=23，大齿轮齿数可由=3.3823=77.74，取=78； 5）齿数比u=3.39。2. 按齿面接触疲劳强度设计 确定公式内各计算数值 1)试取载荷系数为Kt=1.32)由表5-26取齿宽系数=1.3)由表5-25查得材料弹性影响系数=189.8.4)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa. 5)小齿轮传递的转矩 6）应力循环次数 7）由10-19取接触疲劳寿命系数8）接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1 计算1)小齿轮分度圆直径. 2)计算圆周速度 3)齿宽b及模数 4)计算载荷系数K 根据7级精度，由图5-6查得动载系数 由表5-22查得直齿轮传动间载荷分配系数;由表 5-21查得齿轮传动系数,齿轮7级精度 小齿轮相对支撑对 称分布插值法5-23得接触疲劳强度计算的齿向载荷分配系数 ，由b/h=10223，查图5-5得故实际载荷系数： 5）按实际载荷系数下的校正分度圆直径 6）计算模数 3 .按齿根弯曲强度设计 确定公式内的各计算数值 1）由图5-9c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 5-29b查得 2）由图5-7查得弯曲疲劳寿命系数， 3）计算弯曲疲劳许用盈应力，取s=1.4， 4）计算载荷系数K 5）查取齿形系数 由表5-24得 6)查得应力矫正系数 表5-24 7）计算大小齿轮的 取较大的值=0.0117 设计计算 对比计算结果，由于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。从满足弯曲疲劳强度出 发，从标准中就近取m=3；为了同时满足接触疲劳强度，需按 接触疲劳强度算的分度圆直径来计算小齿轮的模 数，即 传动误差比 实际总传动比 则 在误差范围内，故合格。 4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 （4）计算齿顶圆直径 5）齿全高 6） 齿后 7）齿顶高 8） 齿根高 9）齿根圆直径 八、轴的设计计算及强度校核 高速轴的结构设计 1 轴的选材及其许用应力的确定初选轴的材料为45钢（调质），查表16-1 硬度217-255HBW抗拉强度极限，屈服强度，弯曲疲劳 极限，剪切疲劳期强度，许用弯曲应 力 2 轴的最小直径估算 高速轴输入端与大带轮相连接，所以输入端轴径应最小查表 16-2，取,则高速轴的最小直径为： 因为与大带轮装配，有键槽故增大5%7% 查表1-19取标准尺寸根据轴上零件的结构、定位、装配关系。轴向宽度、零件间的相对位置及轴承润滑方式的等要求，参考表15-1、图15-3、及图16-3设计。查表15-1：箱盖壁厚由，故箱体内宽 3 轴的设计和强度计算1）轴上零件的位置与固定方式确定 图图图图图图2） 各轴段直径和长度的确定 直径确定 最小直径， ，的标准，故取，该处轴圆周速度 故可选用毡圈油封，由表9-9选用毡圈油封36JB/ZQ4606-1997 滚动轴承处轴段，考虑轴承的拆装方便，因而使，现取，考虑到轴承承受的径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，查表6-3，选用30208，其尺寸为，其安装尺寸 过渡轴段，取=50mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。轴的材料和热处理方式一样，调质处理 ，滚动轴承处轴段应与右支撑相同长度确定 应与大带轮的轮毂长度短23mm，取长度为80mm 参考图16-11a，取封油环端面到内壁距离2mm，为了补偿箱体胡铸造误差，安装封油环空间以及考虑到主动轴靠近箱体内壁的轴承断面应与从动轴靠近箱体内壁的轴承端面对齐在同一母线上，靠近箱体内壁胡轴承端面至箱体内壁的距离故取 查表15-1 地脚螺钉直径=0.036a+12=0.036159+12=17.724mm，取M16,查表15-1得相应的箱盖与箱座连接，直径取M12,轴承端盖螺钉直径，取M10 由表4-13查得螺栓GB/T 5782-2000 M1030 由表8-1查得轴承端盖凸缘处厚度e=1.2 =1.2 9=11mm轴承座宽度，取取端盖与轴承座间的调整垫片厚度，取则小齿轮宽度取 由于对称高速轴总长 按弯扭合成应力校验的强度 小齿轮所受转矩 小齿轮所受圆周力 小齿轮所受径向力 小齿轮所受轴向力 高速轴两轴承间的跨具由上述设计尺寸得： 两支点反力 由由得 得式中符号表示所示力的方向相反， 处的垂直弯矩 处的合成弯矩高速轴所受转矩 绘制高速轴的扭矩受力图 因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面的当量弯矩前已选择主动轴材料为45钢，调质处理，由表16-1查得，所以 滚动轴承校验：圆锥滚子轴承30208基本额定动载荷,基本额定动载荷,预计寿命 查表6-14，当减速器受到轻微冲击时，取滚动轴承载荷系数因为 ,因为 径向动载荷系数轴向动载荷系数 因为 故只需验算轴承1，轴承在温度以下工作，查表6-16得 故合适低速轴设计计算 1低速轴的输出端与联轴器相连，所以低速轴输出轴径应最大。因为是减速器的低速轴，查表16-2，取,则低速轴最小直径为考虑到低速轴最小直径处安装联轴器，该轴段截面上设有一个键槽，同理可得参考联轴器孔径系列标准，取 查表7-9用于运输机的联轴器的工作情况系数 参考联轴器表7-6选用LX5， 轴径孔75mm， 轴孔长度 取弹性柱销的装配距离 2.轴上零件的位置与固定方式的确定 3.各轴段直径和长度确定 各轴段直径的确定 ：最小直径安装联轴器 密封处轴段 根据联轴器的轴向定位要求，定位轴肩为 查表1-19，并考虑到毡圈油封的标准，取 该处圆周速度 故选用80JB/ZQ 4606-1997毡圈 滚动轴承处轴段 考虑到拆装方便，取=85mm，考 虑到轴只受径向力，故选用深沟球轴承。由=85mm，查表取 代号6217轴承，其基本尺寸为， 安装尺寸为 低速级大齿轮安装轴段取 （表1-19） 轴环，该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩高度，则 =90mm 滚动轴承处轴段 各轴段长度的确定 安装联轴器轴段，为了保证轴向定位可靠，该轴段的长度 应比联轴器短2-3mm，现联轴器孔长 大齿轮配合段，为了便于定位可靠，=10mm 次段长度除与轴上零件有关外，海域轴承宽度及轴承端盖 等零件有关。由装配关系可知，轴承座宽度靠近箱体内壁的端 面至箱体内壁的端面至箱体内壁距离，考虑到联轴器弹性套 柱销的装配距离 =45mm 齿宽=109,mm =107mm 左侧安装封油环，轴承的轴段 = 右侧安装封油环 套筒 轴承的轴段 =17.5+14+28-10=49.5mm 低速轴总产度 L=105+77+86.5+107+10+49.5=425mm 4.按弯曲合成力校验轴的强度 大齿轮按弯扭合成应力校验的强度 大齿轮所受转矩 大齿轮所受圆周力 大齿轮所受径向力低速轴两轴承间的跨距：两支点反力: 由 总支反力： 低速轴所受转矩可知处弯矩最大，是危险截面因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面的当量弯矩前已选择主动轴材料为45钢，调质处理，由表16-1查得，所以（4） 滚动轴承校验：查表6-5得：深沟球轴承6217基本额定动载荷,基本额定动载荷,预计寿命 查表6-14，当减速器受到轻微冲击时，取滚动轴承载荷系数因为 则径向载荷系数,轴向动载荷系数 因为 故只需验算轴承2，轴承在温度以下工作，查表6-16得 故合适轴承润滑方式确定齿轮的圆周速度故轴承润滑采用脂润滑 中间轴的设计 选取45钢，由表16-2 取得 各轴段直径和长度的确定 1 直径确定 ：最小直径，安装轴承 取50mm ：因为需要轴间定位，并安装齿轮 故取55mm ：轴环处 取65mm ：安装齿轮 取55mm ：安装轴承与相等 故取 50mm 2 取各段长度 九、键的选择与强度校核 1高速轴外伸端处：（1） 选择键连接的种类和尺寸： 主动轴外伸端，长63mm，考虑键在轴中部安装，查表4-27，选择，b=10，h=8，L=56.选择材料为45钢，查表4-28，键静连接时许用挤压应力，取。工作长度l=L-b=56-10=46mm，键与轮毂槽的接触高度k=0.5h= （2） 校核键连接的强度 所以键的强度做够，选用2低速轴外伸端处（1） 选择键连接的种类和尺寸： 主动轴外伸端，长105mm，查表4-27，选择，b=20，h=12，L=100.选择材料为45钢，查表4-28，键静连接时许用挤压应力，取。工作长度l=L-b=100-20=80mm，键与轮毂槽的接触高度k=0.5h= （2） 校核键连接的强度 所以键的强度做够，选用3低速轴大齿轮连接处（1）选择键连接的种类和尺寸： 大齿轮连接处，长107mm，查表4-27，选择，b=25，h=14，L=100.选择材料为45钢，查表4-28，键静连接时许用挤压应力，取。工作长度l=L-b=100-25=75mm，键与轮毂槽的接触高度k=0.5h= （2）校核键连接的强度 所以键的强度做够，选用 合格10、 设计总结 机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。 课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。11、 参看文献： 1.机械设计第九版 濮良贵 陈国定 高等教育出版社2.机械设计课程设计手册 傅燕明 上海科学技术出版社3.工程力学第二版 高等教育出版社4.机械制图 高等教育出版社 38