展开式二级直齿圆柱齿轮减速器 第二份.docx

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 _二级变速箱设计_院(系) _ 班_XX系XX班 设计者 _XXX_ _指导老师 _XXX_ _ _年_月_日_目 录第一部分 设计任务书-3第二部分 传动方案的分析与拟定-4第三部分 电动机的选择计算-4第四部分 计算传动装置总传动比和分配各级传动比-5第五部分 计算传动装置的运动和动力参数-6第六部分 齿轮传动设计-7第七部分 传动轴承和传动轴的设计-15第八部分 键的设计和计算-18第九部分 箱体结构的设计-18第十部分 润滑密封设计-21总结-22参考书目-23计算过程及其说明结果一设计任务书1 总体布置简图 如下图所示2工作条件： （每 年 工 作

2、300天），两班制，连续单向运动，带式运输机工作平稳，空载启动，使用期五年，小批量生产，运输带允许误差+-5%。 3原始数据 运输带工作转矩为：490Nm则：运输带曳引力F（N）=N运输带速度V（m/s）：1.9滚筒直径D (mm)：420 4设计内容（1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动装置的设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核（5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制（8）编写设计计算说明书 5设计任务（1）减速器总装配图一张（2）低速轴、闷盖零件图各一张（3）设计说明书一份 6设计进度（1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算（2）第二阶段：轴与轴系零

3、件的设计（3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写=24000hF=2333NV=1.9m/sD=420mm二传动方案的拟定 由设计任务书知传动类型为：展开式二级圆柱直齿轮减速器。本传动机构的特点是：（1）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。（2）考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。展开式二级圆柱齿轮传动三电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、选择电动机容量： （1）工作机所需功率 =FV/1000=23331.9/1000 =4.4 kw =601000V/D

4、=86.4 r/min (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 试中为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 0.960.970.980.775；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度,闭式传动，圆柱齿轮)。 电动机的输出功率为 =/ =4.4/0.775 =5.68 kw（3）确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=7.5 kwY系列=4.4kw=86.4r/min=0.775=5.68kw=7.5 kw3、 选择电动机的转速 =86.4 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，

5、V带传动的传动比i24，二级圆柱直齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）86.41382.413824r/min。可见同步转速为1500r/min ,3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为3000r/min ,1500r/min的三种电动机进行比较，如下表： 表1 电动机方案比较表（指导书 表20-1）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传种装置总传动比同步满载1Y132S-27.53.982Y132M-17.56.73Y132M-27.56.8 由表中数据可知，方案1的总传动比最

6、小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M-1电动机型号Y132M-1 4、电动机的技术参数和外型、安装尺寸 表2 电动机参数（指导书 表20-2）型号HABCDEFGDGY132M-113221617889388010833KABADACHDAABBHAL122802101353156023818515四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比 =1440/86.4 =16.7 （2）分配各级传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为16.7/2.37.3,根据各原则，查图得高速级传动

7、比为3.24，则2.25，由指导书 表2-1 及表2-2知，传动比合理.。 =16.7=3.24=2.25五、 计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速减速器高速级轴为，中速轴，低速级轴为，滚筒轴为轴，则：1440/2.3626.1r/min 626.1/3.24193.2r/min /193.2/2.25=85.9 r/min=85.9 r/min=626.1r/min=193.2r/min=85.9r/min=85.9r/min2. 按电动机额定功率计算各轴输入功率7.50.967.2kW 27.20.980.956.7kW 26.70.980.956.23kW24=6.230.980.

8、975.92kW则各轴的输出功率：0.96=6.91 kW0.98=6.57 kW0.95=5.92kW0.97=5.74kW=7.2 kw=6.7 kw=6.23 kw=5.92 kw3. 各轴转矩 =95507.2/626.1 =109.8 =95506.7/193.2 =331.2 =95506.23/85.9 =692.2 =95505.92/85.9 =658.2 运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输出电动机轴7.549.7414401轴7.26.91109.8626.12轴6.76.57331.2193.23轴6.235.92692.285.

9、94轴5.925.74658.285.9T1=109.8=331.2=692.2=658.2六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数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：高速级小齿轮选用钢调质，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=Z=3.2424=77.76 取Z=78. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。7级精度（GB10095-88）小齿轮：45#（调质）280 HBS大齿轮：45钢（正火240HBS

10、=24=78（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 确定各参数的值:试选=1.6选取区域系数 Z=2.433 Z计算应力值环数N=60nj =60626.1124000=9.0210hN=N/3.25=2.7810h #(3.25为齿数比,即3.25=)查得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查得： =189.8MP =1T=95.510=95.5107.2/626.1=1.1010N.m=1.6=2.433=511.5MPa=432MPa=471.75MPa2.计算:小齿轮的分

11、度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=76.8mm计算摸数m计算齿宽与高之比齿高h=6.14 b=0.6576.8=49.92 = =8.13计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查得:动载系数K=1.06,查得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查得: K=1.33 K=1.3故载荷系数:KK K K K =11.061.31.42=1.96按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=76.8=82.2计算模数= 76.8mmv=2.52m/sb=76.8 mm=2.73 mmh =6.14

12、mmb/h=8.13=1=1.06=1.3=1.3=1.42=1.42=1.96=76.8 mm=3.2mm(3) 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: 小齿轮传递的转矩109.8Nm 确定齿数z：因为是硬齿面，故取z24，zz3.242477.76传动比误差 iuz/ z78/243.25i0.0325，允许载荷系数KKK K K K=11.061.31.351.89查取齿形系数Y和应力校正系数Y查得齿形系数Y2.592 Y2.211 应力校正系数Y1.596 Y1.774计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，5年，每年工作300天小齿轮应力循

13、环次数N160nktL60626.115300289.0210大齿轮应力循环次数N2N1/u9.0210/3.242.7810查得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用.K=1.89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=4mm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=76.8来计算应有的齿数.于是由:z=19.2 取z=20那么z=3.2420=65 几何尺寸

14、计算计算中心距 a=150计算大.小齿轮的分度圆直径d=80d=260计算齿轮宽度B=圆整的 2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：45钢（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=30 ，=302.25=68 e. 选取齿宽系数=1（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6选取区域系数Z=2.45应力循环次数：N=60njL=60193.2124000=2.7810 N=1.24

15、10查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97 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=0.98550/1=517540.5查取材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=95.510=95.5106.7/193.2=3.31210N.m = =103.92. 计算圆周速度 1.0513. 计算齿宽b=d=1103.9=103.94. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.253.46=7.79 =103.9/7.79=13.345. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.

16、6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310103.9=1.4319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=11.041.21.4319=1.7876. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=103.9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3.25Nm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi z2.253068传动比误差 iuz/ z68/302.25i0.0325，允许（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）载荷系数KKK K K K=11

17、.041.21.351.6848（7） 计算大小齿轮的 查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 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=4mm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=103.9来计算应有的齿数.z=28.29 取z=26z=2.2526=96 取z=60 初算主要尺寸计算中心距 a=172 分度圆直径 d=104d

18、=240 计算齿轮宽度圆整后取 7级精度（GB10095-85）小齿轮：40钢（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=30=68=1=13.34K=1.787b=120mm七、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=6.23KW =85.9r/min=692.2Nm.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =240 而 F= F= F F= Ftan=5768.30=0N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初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径

19、,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选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000Nm,半联轴器的孔径d=50mm，故取，半联轴器的轴孔长度L=80mm，为保证联轴器定位可靠取 =76mm。.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 初步选择球轴承.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,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的深沟球轴承61812型.DB轴承代号 607

20、81066.272.961812 60851367.977.261912 60951172.382.716012 60 95 18 71.485.76012 60 110 22 76.094.16212 60 130 31 81.7108.46312 =96mm深沟球轴承61812型2、低速轴的设计 对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得61815型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为104mm,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. 齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩

21、高h0.07d取h=7,取.轴环宽度,取b=10mm. 则 轴承端盖的总宽度为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=10,高速齿轮轮毂长L=69,则至此,已初步确定了低速轴的各端直径和长度.3. 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.设齿轮中心距轴承支点中

22、心距离为L和L。对于61815型的深沟球轴承，做为简支梁的轴的支承跨距：L=81mm L=181mm传动轴的受力分析图：4. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据= =4.21MP前已选轴材料为45钢，调质处理。查得=60MP 此轴合理安全八.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸齿轮半联轴器与轴的周向定位均采用A型普通平健。齿轮与轴的连接，按轴径查设计手册得平健的截面尺寸为bh=20X12，长度取70mm，选其配合为h7/r6。半联轴器与轴的连接选用平健尺寸为，选配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向配合采用较紧的过盈配合来保证，选轴直径尺寸公差为m6。校和键联接的强度 查得 =110MP工作长度

23、 70-20=50mm60-14=46mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=4.9K=0.5 h=3.8由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键1：2012 A GB/T1096-1979键2：149 A GB/T1096-1979键1 20X12 A键2 114X9 A九.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，故采用侵油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的

24、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.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

25、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8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度1

26、2箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径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4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁距离16机盖，机座肋厚7 7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）十. 润滑密封设计对于二级圆

27、柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。SH0357-92中50号 润滑脂总结机械设计是机电类专业的主要课程之一，它要求学生能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去

28、设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的三个星期里，我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往

29、往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作中一般占较大的比重。第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国家兴旺发达的不竭动力。创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破

30、惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材和手册所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。因此也体现了创新的思想。这次设计的展开式二级圆柱直齿轮减速器通过采用配对的直齿轮，既具运转平稳，无轴向力的优点，又免去了加工较复杂的缺点，因此是一种比较理想的传动方案，该方案的传动特点是沿齿宽载荷分布较均匀。参考书目【1】 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 8版. 北京：高等教育出版社. 2006【2】 孙恒， 陈作模. 机械原理. 6版. 北京：高等教育出版社. 2005【3】 徐绍军. 工程制图. 长沙：中南大学出版社. 3003【4】 王昆，何小柏，汪信远. 机械设计课程设计. 北京：高等教育出版社.2002【5】 濮良贵，纪名刚. 机械设计学习指南. 4版. 北京：高等教育出版社. 2002【6】 王伯平. 互换性与测量技术基础. 北京：机械工业出版社. 2002【7】 机械设计手册教研组. 机械设计手册. 2版 北京：化学工业出版社. 1982