机械设计课程设计系列二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器_-.doc

《机械设计课程设计系列二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器_-.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计系列二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器_-.doc（22页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械设计课程设计系列二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器_-.精品文档. 机械设计 课程设计设计说明书设计题目: 带式输送机的减速器 院系名称： 机电工程学院 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 2011年 12 月 28 日目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 电动机选择44. 分配传动比55. 传动系统的运动和动力参数计算66. 设计高速级齿轮77. 设计低速级齿轮128. 设计带轮149. 链传动的设计1610. 减速器轴及轴承装置、键的设计18轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计2

2、4轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2911. 润滑与密封3412. 箱体结构尺寸3513. 设计总结3614. 参考文献36一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F=5500，运输带速度，卷筒直径为D=480mm。单向传动，工作连续，有轻微震动，起动载荷为公称载荷的1.4倍。工作寿命为6年，每年240个工作日，每天工作10小时，具有加工精度8级（齿轮）。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴

3、在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成斜齿。整体布置如下：1,电动机2，带轮3，减速箱4，链轮5，卷筒辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二.各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大角接触球轴承带轮结构简单，耐久性好带轮链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三.电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为

4、PwFV圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为10.97 2滚动轴承传动效率(四对)为20.994带轮30.96 输送机滚筒效率为40.96链传动的效率50.96电动机输出有效功率为电动机输出功率为型号查得型号Y132M-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=7.5kW满载转速1440 r/min选用型号Y160M-4封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下, 取 取 ,i:总传动比 ：带传动比

5、 ：低速级齿轮传动比 ：高速级齿轮传动比,链传动比五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为、 、 。轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=1440n1=720n2=167.44n3=55.81n4=27.9功率P(kw)P=5.5P1=4.5758P2=4.3941P3=4.2197P4=4.0104

6、转矩T(Nm)T1=60.693T2=250.619T3=722.059T4=1372.735两轴联接带轮齿轮齿轮链轮传动比 ii01=2i12=4.3i23=3i34=2传动效率01=0.9612=0.9723=0.9734=0.96六.设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2114.124=103.2,取Z2=1045）选取螺旋角。初选螺旋角2按齿面接触强度设计按式

7、（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传递的转矩（）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图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（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）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）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数.25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（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直

8、径，由式得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮的大齿轮的数据大） 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2.0mm，已可满足弯曲强度。4几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为154mm）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数

9、、等不必修正。） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；5验算合适高速级齿轮参数：齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆齿根圆齿顶圆齿宽旋向小齿轮2021544.322857.5852.8761.8765右旋大齿轮121250.12245.12254.1260左旋七.设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2112.924=70。

10、 2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表选取齿宽系数（） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图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（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）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） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值（） 计算圆周速度v（） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数齿高（） 计算载荷系数K 根据，级精度，由图查得动载荷系数 假设，由表查得 由表查得使用系数 由图2查得故载荷系数（）按实

11、际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值（） 由图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（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数（） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数 由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.2，并就近圆整为标准值3。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

12、来计算应有的齿数。于是有取大齿轮齿数取4几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿根圆直径） 计算中心距） 计算齿宽取5验算合适低速级齿轮参数：齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆齿根圆齿顶圆齿宽旋向小齿轮2031803299082.596100左旋大齿轮87270262.527695右旋八，V带的设计 （1）确定计算功率Pc 由表8.21查得KA=1.2，由式（8.12）得 （2）选取普通V带型号根据Pc=5.77752kW、n1=1440r/min， 选用A型普通V带。 （3）确定带轮基准直径dd1、dd2选取dd1=90mm，大带轮基准直径为（4）验算带速v带速在525m/s范围内。（5）

13、确定带的基准长度Ld和实际中心距a 按结构设计要求初定中心距a0=400mm。选取基准长度Ld=1250mm。由式（8.16）的实际中心距a为中心距a的变化范围为（6）校验小带轮包角 由式（8.17）得（7）确定V带根数z由式（8.18）得根据dd1=90mm，n1=1440r/min，根据内插法可得取P0=1.064kW。由式（8.11）得功率增量为根据传动比i=2， 由表8.4查得带长度修正系数Kl=0.93，由图8.11查得包角系数Ka=0.968，得普通V带根数圆整得z=6。（8）求初拉力F0级带轮轴上的压力由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式（8.19）

14、得单根V带的初拉力为由式（8.20）可得作用在轴上的压力为（9）带轮的结构设计按本章8.2.2进行设计（设计过程及带轮零件图略）。（10）设计结果传动比带速带型根数单根带初压力压轴力小带轮直径5.7826.78A6117139590压轴力小带轮直径大带轮直径中心距基准长度带轮宽度小带轮包角139590180410125093167八链传动的设计1 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数，大齿轮的齿数为材料选择40钢，热处理：淬火、回火2 确定计算功率由表96查得，由图913查得，单排链，则计算功率为：3 选择链条型号和节距根据及查图911，可选28A-1。查表91，链条节距为。4 计算链节数和中心距初

15、选中心距。取。相应得链长节数为，取链长节数节。查表98得到中心距计算系数，则链传动的最大中心中心距为：5 计算链速v，确定润滑方式 由和链号28A1，查图914可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6 计算压轴力有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为7 链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高确定的最大轴凸缘直径九.减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配

16、方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）为满足带轮的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。带轮与轴配合的毂孔长度=91mm.。 （2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号7009c轴承，其尺寸为，基本额定动载荷，故,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据7009c的深沟球轴承的定位轴肩直径确定（4）轴段6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5的长度应比齿轮毂长略短,若毂

17、长与齿宽相同,已知齿宽,故取。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（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，(6)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上（）在垂直面上故总支承反力）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图3）计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：v带：选普通平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。

18、根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全9校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表取，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命（） 校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力高速大齿轮:低速小齿轮: 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轴承处轴的最小直径=40mm4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7208c的深沟球轴承参数如下 。轴段1和7的长度与轴承宽度

19、相同,故取。 ( 2 )轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装 ,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3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径, 轴肩高度,取,故取( 3)轴段5上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（4）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。中间轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力：

20、 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级大齿轮的键 由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向

21、载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 输入功率转速转矩2 第三轴上齿轮受力N3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径这是安装链轮处轴的最小直径，取，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：，为保证链轮与箱体的距离，取4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段3和轴段7用来安装轴承，根据，初选型号7014c的深沟球轴承，参数基本： 由此可以确定：（2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据7014c角接触球轴承的定位轴肩直径确

22、定,即。 ( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取。(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（6）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输出轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力 在水平面上在垂直面上故总支承反力：（2）计算弯矩）水平面弯矩 在C处，在B处，）垂直面弯矩 在A处 在B处 （）合成弯矩图 在A处在B处，

23、（4）计算转矩，并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级链轮的键 由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷当量动载荷因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命十.润滑与密封1润滑方式的选择 因

24、为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。十一.箱体结构尺寸机座壁厚=0.025a+510mm机盖壁厚11=0.025a+510mm机座凸缘壁厚b=1.515mm机盖凸缘壁厚b1=1.5115mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+1220mm地脚螺钉数目a1.214mm十

25、二.设计总结之前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，W

26、ord输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。十三.参考文献1机械设计课程第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年 2机械设计课程设计 周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年3机械设计师袖珍手册 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年4实用机械设计手册上中国农业机械化科学研究院编 中国农业机械出版1985年 5机械原理第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年2007