二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书.精品文档.XXXXX大学课程设计说明书目 录一. 课程设计任务书3二.电动机选择 4三.传动装置的总传动比及其分配 5四.计算传动装置的运动和动力参数 5五.齿轮设计 6六.轴及其轴承装置、键的设计 12 6.1输入轴及其轴承装置、键的设计 12 6.2中间轴及其轴承装置、键的设计 18 6.3输出轴及其轴承装置、键的设计 25七.箱体结构及减速器附件设计30八.润滑与密封34九.设计总结35十.参考文献36一. 课程设计任务书课程设计题目：带式输送机传动装置的设计 学生姓名：指导教师： 原始数据：数据

2、编号 A6 ；传动方案编号： 方案3 运输带工作拉力F(kN)2800运输带工作速度v(m/s)1.4卷筒直径D(mm)350参数表工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间、包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：10台生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及涡轮动力来源：电力，三相交流（220/380V）。运输带速度运行误差：5%。设计工作量：（1）减速器装配图1张（A0或A1）（2）减速器零件图13张（3）设计说明书份二.电动机选择1、电动机类型选择：根据一般带式输送机以及该减速箱的运作环境选用Y（I

3、P44）系列封闭式三相异步电动机2、电动机容量选择：（1）、工作机的输出功率查机械基础附录3得：联轴器的动效率：1=0.99，每对轴承的传动效率：2，=0.983齿轮传动的传动效率：3=0.984输送机滚筒效率：4=0.96所以电动机输出地有效功率查机械设计手册选取电动机的额定功率为=5.5KW。（2）、确定电动机的转速卷筒的转速由设计手册查得二级圆柱齿轮减速器传动比i=860，所以电动机转速范围为611.44-4585.8 r/min。符合这一范围的同步转速为750r/min，1000r/min,1500r/min，3000r/min四种。根据电动机的功率以及转速，查机械设计手册表32.1-

4、9可得出只有Y132S1-2、Y132S1-4、Y132M2-6、Y160M2-8这四种电机合适。综合考虑电动机的重量、价格等因素，最终选用Y132M2-6型电动机。根据表32.1-9可得Y132M2-6型电动机的主要参数如下：电动机型号额定功率/KW满载转速r/min启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-65.59602.02.2三.传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比i由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nw=960/76.43=12.562 分配传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为i12.56，取速度偏差为0.

5、5%5%，所以可行。四.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速轴 =nm=1440 r/min轴1440/4.34331.80 r/min轴/331.80/4.34=76.45 r/min=76.45 r/min（2）各轴输入功率5.50.995.445kW25.4450.980.985.229kW25.2290.980.985.022kW24=5.0220.980.964.725kW（3） 各轴输入转矩电动机轴的输出转矩=9550 =95505.5/960=45.6 Nm所以: =45.60.99=45.3 Nm2=45.33.60.980.98=156.56 Nm=156.563.60

6、.980.98=541.07 NmT卷=12=541.070.990.98=510.77 Nm项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷同轴转速（r/min）960960266.6774.0874.08功率（kW）5.55.4455.2295.0224.725转矩（Nm）45.645.3156.56541.07510.77传动比113.63.61效率10.990.950.950.97五.齿轮设计1. 齿轮选材（1）按低速级齿轮设计（2）选用级精度（3）材料选择。小齿轮材料为40（调质），硬度为280，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮

7、齿数124，大齿轮齿数2113.624=86.4,取Z2=86。选取螺旋角。初选螺旋角2.接触强度计算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进行计算，6即 dt）确定公式内的各计算数值（1）试选 （2）由图10-30，选取区域系数（3）由图10-26查得（4）计算小齿轮传递的转矩（5）由表10-7选取齿宽系数（6）由表10-6查得材料的弹性影响系数（7）由图10-21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（8）由式10-13计算应力循环次数（9）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得

8、3.计算（1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（2）计算圆周速度（3）计算齿宽及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（7）计算模数由式10-171）确定计算参数（1）计算载荷系数（2）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数（4）查取齿形系数由表10-5查得（5）查取应力校正系数由表10-5查得（6）由图10-20查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（7）由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数（8）计算弯曲疲劳许用应

9、力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-12得（9）计算大小齿轮的大齿轮的数据大2）、设计计算对比计算结果，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2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则4.计算几何尺寸（1）计算中心距将中心距圆整为109mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角圆整后取；（3）计算齿轮的分度圆直径（4）计算、齿轮的齿根圆直径（5）计算齿轮宽度所以取；5.验算所以此齿轮设计符合要求。由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根

10、据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定满足高速级齿轮传动的要求。所以齿轮的各参数如下表： 齿轮参数高速级齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速级齿轮4材料45Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质） 硬度为240HBS45Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS齿数23832383螺旋角模数2.52.5齿宽/mm65606560中心距/mm1096.齿轮结构设计根据后面的轴设计计算，大齿轮做出下图的a图形式，而小齿轮由于直径与轴的直径相差不远，所以设计成齿轮轴的形式。六.轴设计6.1输入轴的设计1.输入轴上的功率2.求作用在齿轮上的力3初定轴的最小

11、直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴器的计算转矩 查表14-1取，则查机械设计手册（软件版），选用GB5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250 000N。半联轴器的孔径，轴孔长度L38,J型轴孔,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度,故取段的直径（2）初选型号6的深沟球轴承参数如下基本额定动载

12、荷基本额定静载荷故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取（3）轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取（4）齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即（5）取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm

13、.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,（6）键连接. 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得 平键截面bh=10mm8mm, 键槽用键槽铣刀加工，长为45mm, 同 时为保证齿轮和轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合 为H7/n6; 同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm7mm28mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6.5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图2)计算支承反力 在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力3)画弯矩图4)画扭矩图(见前图)6.校核轴的强度C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 轴的材料为45刚 ,

14、调质处理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有应力集中系数按式(附3-4)为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全7. 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,则查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8. 校核键连接强度联轴器:

15、查表得.故强度足够.齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向:因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算按表13-6,取按表13-5，X=1，Y=0故 查表13-3得预期计算寿命6.2中间轴设计1.中间轴上的功率；转矩2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮:低速小齿轮: 3.初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径,取轴段1的直径4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选型号6307的深沟球轴承参数如下基本额定

16、动载荷基本额定静载荷， (2)轴段2上安装大齿轮,取，齿轮左端与左端轴承采用套筒定位,为使大齿轮轴向定位，取mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取; 轴段4上安装小齿轮，取，3)键连接 大小齿轮与轴的周向定位都选用平键 12mm8mm50mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 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m65.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及扭矩和弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。1) 画轴的受力简图2）计算支承反力在水平面上

17、在垂直面上 故3)总支承反力4)画弯矩图5)画扭矩图（如前图）6.校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有应力集中系数按式(附3-4)为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取, 取 于是,计算安全系数值,按式(15-6)(1

18、5-8)则得 故安全7.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,则查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8.校核键连接强度高速齿轮: 查表得.故强度足够.低速齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向:因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命6.3.输出轴设计1输出轴上的功率转矩2求作用在车轮上的力3初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，

19、由于此处开键槽，取，联轴器的计算转矩 查表14-1取，则查机械设计手册，选用GB5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N。半联轴器的孔径，轴孔长度L60,J型轴孔,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径（2）初选型号6308的深沟球轴承参数如下故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取 (3)轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒

20、端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取 (4)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6308深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 (5)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=20mm.故 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,5.轴的受力分析1 )画轴的受力简图2）计算支承反力在水平面上 在垂直面上故总

21、支承反力3 )画弯矩图 故4）画转矩图(见前图)6.校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得,又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为,故有应力集中系数按式(附3-4)为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得故安全。

22、7.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,则查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8.校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.齿轮: 查表得.故强度足够.9.校核轴承寿命 轴承载荷 轴承1 径向 轴向 轴承2 径向 轴向 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 按表13-5取X=1，Y=0，按表13-6，取，故 查表13-3得预期计算寿命。7.箱体结构及减速器附件设计7.1、箱体架构1）、箱体材料选择。减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮配合质量，大端盖分机体采用配合。2）、箱体的性能(1) 机体有足够的

23、刚度在机体外加肋，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。3）、箱体的尺寸如下：目的分析过程结论机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0

24、.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a1.212mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 mm两齿轮端面距离4=2020 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=28mmC11=23mmC12=21mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=19mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm4）.箱体的结构7.2附件设计（1）视孔盖和窥视孔在机盖顶

25、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。（2）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。（3）油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。（4）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

26、平衡。（5）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。（6）定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。（7）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。8.润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。4、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架

27、式旋转轴唇型密封圈实现密封。9.设计总结带式输送机传动装置设计，是我们大学里所接触到的第一次最全面的设计。从电动机的选择到齿轮的选择，再到轴的选择、箱体的选择；从力的分析到材料的选择，再到几何尺寸的计算，全部都要我们自己来完成。其中的艰辛是难以比拟，但是在这次课程设计中我们也是受益匪浅。首先这是一次让我们把理论用于实际的设计，充分锻炼了我们的动手和动脑能力。以前都是直接使用书本的公式去计算即可，而在这次设计中，大部分数据、公式都是需要我们自己亲手去翻书，去查找。其次，带式输送机传动装置设计是一个典型的机械设计例子，从这个例子当中我们学会了如何去设计，初步了解到了设计的方法。最后，这次设计也使我

28、们深深地认识到自己的知识严重不足，若需要真正在设计这个行业上发展，仍需要刻苦学习，补充自己的知识才行。总之，这是我们的第一次设计，同时也是我们最重要的一次设计。此次设计对我们以后的设计思路，设计方式都有很大的影响，为我们以后的工作打下了坚实的基础。10.参考资料【1】 璞良贵 纪名刚. 机械设计.8版 北京高等教育出版社，2006.【2】孙桓 陈作模 葛文杰.机械原理.7版.北京：高等教育出版社，2006.【3】 璞良贵 纪名刚. 机械设计.8版 北京高等教育出版社，2006.【4】 哈尔滨工业大学理论力学教研室.材料力学.7版.北京：高等教育出版社，2004. 【5】 闻邦椿.机械设计手册.5版.机械工业出版社【6】 君之博客 http:/www.haocd.org 【7】 酷猫百科 http:/www.kuaizui.org【8】 百度百科