减速器(课程设计).doc

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1、机 械 设 计 课 程 设 计说 明 书设计题目： 二级减速器设计 院 （部）： 工程技术学院 专 业： 机械械设计制造及其自动化 班 级： 10级机械制造一班 学生姓名： 马存平 学 号： 指导教师： 宋 志 强 日 期： 2012年1 2月 呼伦贝尔学院工程技术学院二级减速器设计课程设计任务书姓 名：马存平专 业：机械制造班 级：10机制班指导教师：宋志强职 称：课程设计题目：带式运输机传动装置（二级圆锥-圆柱齿轮展开）已知技术参数和设计要求：运输带拉力F(KN)：1.8 卷筒直径D(mm)： 400 带速V(m/s)：1.0该装置连续单向传送，载荷较平稳，工作寿命8年（设每年工作300天

2、），两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度，输送带速度允许误差5%。所需仪器设备：支持AutoCAD计算机一台；计算机；A1图纸画板一块成果验收形式：答辩参考文献：吴宗泽，罗圣国主编 机械设计课程设计手册 高等教育出版社； 濮良贵 纪名刚主编 机械设计第八版 高等教育出版社； 孙 桓 陈作模 葛文杰主编 机械原理第七版 高等教育出版社； 裘文言 张继祖 瞿元赏主编 机械制图高等教育出版社； 徐学林主编 互换性与测量技术基础湖南大学出版社；时间安排2012年12月10日2012年12月23日指导教师： 教研室主任： 工程技术学院 二级减速器 课程设计成绩评定表专业

3、：机械制造 班级： 10机制 学号： 姓名：马存平 课题名称二级展开式圆锥-圆柱齿轮减速器 设计任务与要求 任务：一套简单的整体设备设计，包括电动机、传动装置及其执行机构。要求：1） 设计总装配图1张；2） 零件工作图2张（齿轮、轴各一张）；3） 3）设计说明书一份。指导教师评语 建议成绩： 指导教师：课程小组评定评定成绩： 课程负责人： 目 录一、设计任务书.3二、传动装置的总体设计.5三、各齿轮的设计计算.9四、轴的设计.21五、滚动轴承的选择及计算. . . . .31六、键的选择与校核.34七、联轴器的选择.37八、箱体及附件设计.38九、设计小结.41十、参考资料.42 （ 注：内容

4、用四号宋体）计算说明结果第二部分 传动装置的总体设计图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案一、 电动机的选择选择依据：功率P、转速n（1）确定运输机功率 由设计手册表17查得：卷筒效率： 传送带处的功率 已知：输送带工作拉力：F=2.6KN 工作速度：V=1.6 m/s =3.25kw（2） 确定电动机额定功率电动机所需功率：总效率：由设计手册表17查得：1= 0.96 卷筒效率 2= 0.99 联轴器的效率 3= 0.955 双级圆柱齿轮减速器的效率 4= 0.96 V带传动的效率 由134得：=1234 =0.8713 由131得：=3.73 kw（3）确定电动机的转速工作机的转速由

5、已知：V输送带带速（V=1.2 m/s） D卷筒直径（D=420mm）计算得：nw=54.5952 r/min 电动机的转速：其中：i总= 161608735.215216.873=dn根据电动机所需功率：P d=3.73kw电动机的转速 ： 8735.215216.873=dn由课程设计手册表12-1Y系列（IP44）电动机的技术数据，选定电动机型号为Y112M-4，技术数据如下：额定功率：P额 = 4kw 满载转速：nm =1440 r/min二、 传动比的分配：分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。其中： 已知：nm =1440 r/min， 则：由设计手

6、册推荐：展开式二级圆柱齿轮减速器， 则：i低=3.11， i高=4.04 i皮带=2.1，三、 计算传动装置的运动和动力参数即计算各轴的转速、转矩和功率（1） 各轴转速： 电动机轴：nm =1440 r/min 一轴：n= nm /i皮带=1440/2.1=685.71 r/min 二轴：n=n/i高=685.71/4.04=169.73 r/min 三轴：n= n/i低=169.73/3.11=54.58 r/min（2） 各轴输入功率： 一轴：P= Pd1=3.730.96=3.5808 kw 二轴：P= P12=3.58080.97=3.4734 kw 三轴：P= P23=3.47340

7、.97=3.3692 kw（3） 各轴扭矩： 电动机轴：Td=9550Pd/nm=95503.73/1440=24.7372 Nm 一轴： T= Td i皮带1=49.8701 Nm 二轴： T= Ti高12=195.4311 Nm 三轴： T= Ti低23=589.5570 Nm运动和动力参数的计算数值列表如下：轴号功率P扭矩T转速n电动机轴424.73721440I轴3.580849.8701685.71II轴3.4734195.4311169.73III轴3.3692589.557054.58四设计带传动的主要参数1确定计算功率Pca=K AP 工况系数由表87查得K A=1.2Pca=

8、1.24=4.8 kw2. 选择V带的类型： 根据Pca 和n1 查表811 得选用A带3. 带轮的直径和带速 （1）初选小带轮的直径，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径（2）验算带速vV=dd1 nm /6010000=3.14901440/(601000)=6.78 m/s5m/s V 90 包角满足条件.7.计算带的根数单根V带所能传达的功率 根据=1440r/min 和=90mm 表8-4a用插值法求得=1.07kw单根v带的传递功率的增量 查表8-4b得=0.17 kw查表8-5 得 Ka=0.96 表8-2 Kl=0.93则 =(+)=(1.07+0。

9、17) 0.960.93=1.1071KWZ= =4.8/1.1071=4.34 故取5根.8.计算单根V带的初拉力和最小值500*+qV2 =118.17 N9.计算带传动的压轴力 =2Zsin(/2)=25118.17 sin167/2 =1174 N 10.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式. C结构图 （略） 第三部分 各齿轮的设计计算一、 高速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择 因传动功率不大，转速不高，均用软齿面，齿轮精度用8级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。两班制，使用年限为8年（每年按300天算）。 小齿轮材料为40Cr（调质

10、），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40HBS。2、设计计算（1）设计准则：按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面疲劳强度计算： 小齿数=24，则=，=244.04=87，取=97并初步选定12由机械设计中P218式10-21： 确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.45c.由图10-26查得, ,则d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极

11、限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa .由式10-13计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.93 =0.96 计算接粗疲劳许用应力 取失效概率为1%， 安全系数S=1 ， =/S=558Mpa= /S=528 Mpa=(+)/2=543 Mpa3）、计算（1）计算圆周速度:V=n1/60000=1.61m/s （2)计算齿宽B及模数B=d=1X44.75mm=44.75mm=cos/=1。82mmH=2.25=4.1mmB/H=44.75/4.1=1

12、0.91（3）、计算纵向重合度=0.318dtan=1.622（4）、计算载荷系数K由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故载荷系数（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a 得 =46.34 mm（6）、计算模数= Cos/Z1=1.897 mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-17(1)、计算载荷系数:(2)、根据纵向重合度=1.622,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)、计算当量齿数 ，（4）、齿形系数由1图10-5查得由表10-5 查得由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳极限 =500 MPa 大齿轮的弯曲疲劳极限 =380 MPa由图10-18取弯

13、曲疲劳极限=0.85,=0.88计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=303.57 MPa=/S=238.86 MPa（5）、计算大小齿轮的，并比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。（6）、计算法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,于是有:取1.5mm；（7）、则，故取=30.则=121 （8）、计算中心距 将中心距圆整后取a1=111mm9）、确定螺旋角 因为角度变化不大，故参数、等不必修正。（10）、计算大小齿轮分度圆直径:=（11）、确定齿宽 根据机械设计p205，将小齿轮宽度在圆整后加宽510mm。取5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速

14、轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS2）、按齿面接触强度计算:初选齿数比和大小齿轮齿数以及螺旋角 ， 已知：.3.11=低iu 取263=Z，则814=Z 螺旋角o15=b3）确定公式中的各计算数值 (a)初选载荷系数： (b)计算小齿轮的传递的扭矩： (c)由图10-26得：，, (d)由机械设计P217图10-30查得：区域系数 425.2=HZ(e)由机械设计P205表10-7查得：齿宽系数 (f)由机械设计P201表10-6

15、查得：材料弹性影响系数(g)由机械设计P209图10-21d查得：按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 (h)由机械设计P206式10-13计算应力循环次数N：=0.391 (h)由图10-19取解除疲劳寿命系数： ，(i)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1. 则= /S=558.72 Mpa=(+)/2=554.8 Mpa（4） 计算 (a)计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 (b)计算圆周速度 (c)计算齿宽及模数 (d)计算纵向重合度 .2152tan318.03=bfebZd (e)计算载荷系数K 使用系数：，动载系数： 由表10-4

16、查得， 表10-3查得 由表10-3查得 故动载系数 (f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a (g)计算模数： 按齿根强度计算（1）确定计算参数 (a)计算载荷系数 .162=baFFVAKKKKK (b)根据纵向重合度 215.2=ae 从图10-28中查得螺旋角影响系数 875.0=bY (c)计算当量载荷 (d)查取齿形系数， (e)查取应力校正系数， (f)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500 MPaFE3=s大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3804=s。 (g)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。 (h)计算弯曲疲劳许用应力，由10-12得：

17、(i) 计算大小齿轮的并加以比较，取其较大值计算模数。 ，。 取的值。（2） 设计计算 法向模数 圆整模数取m=2mm，计算小齿轮的齿数 。 取，则。 4）几何尺寸计算 (a)计算中心距 , 将中心距圆整为133mm. (b)按圆整后的中心距修正螺旋角,因角变化不大，故参数、等不必修正。 (c)计算大、小齿轮的分度圆直径 ， (d)计算齿轮宽度 。根据机械设计p205，将小齿轮宽度在圆整后加宽510mm。则：，第四部分 轴的设计一、 高速级轴的设计与校核 1、已知轴I传递效率，转速，转矩 ， min/685.rnI= 2、求作用在齿轮I上的力： 齿轮I的分度圆直径 3、初步确定轴的最小直径 按

18、机械设计P370式15-2初步估计轴的最小直径 选取材料为45钢，调制处理，根据表15-3（P370），取，。轴上开一个键槽，轴径增大5%。 高速轴工作简图如图首先确定个段直径A段：=20mm 有最小直径算出B段：=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm的C段：=30mm，与轴承（深沟球滚子轴承6206）配合，取轴承内径D段：=32mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=1mmE段：=44mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116G段， =30mm, 与轴承（深沟球滚子轴承6206）配合，取轴承内径F段：=32mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=1mm第二、确定各段轴

19、的长度 带轮的宽度 B=（z-1）e+2f = 78 mmA段：L1 =78mm,B段：=50mm，C段：=37mm,D段：=90mmE段：，F段： G段：=29mm, 轴总长L=346mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=180mm轴的校核计算,求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在C右边=/W=28.75MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件！轴的设计图如下：按机械设计P370式15-2初步估计轴的最小直径 选取材料为45钢，调制处理，根据表15-3（P370），取，。轴上开一个键槽，轴

20、径增大5%。 初选深沟球滚子轴承6207首先，确定各段的直径A段:=30mm,与轴承（深沟球滚子轴承6206）配合B段：=46mm, 定位轴肩，与齿轮配合C段：=69mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：=48, 定位轴肩E段：=38mm，非定位轴肩F段：=30mm，与轴承（深沟球滚子轴承6206）配合然后确定各段距离：A段： =29mm, B段：=12mm,C段；=80mmD段：=12mmE段：=44mm,F段：=45mm， L= 215 mm.第二根轴的校核求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩 M1 =80564.

21、7 M2 =17015.4 M3 =.8 M4 =.1 由图可知,危险截面在B右边 =/W=9.18MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!轴的设计计算输入功率P=3.3692KW,转速n =54.58r/min,T=Nmm轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得=110所以轴的直径: =43.5mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大10%，=47.85mm。由表8-3 (机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为GICL2查表8-3 轴孔的直径=48mm长度L=112mm轴设计图 如下：首先，确定各轴段直径A段: =55mm, 与轴承（深沟球滚子轴承6211）配合B段:

22、 =60mm,非定位轴肩,h取1mmC段: =72mm,定位轴肩D段: =68mm, 非定位轴肩，h=1mmE段: =55mm, 与轴承（深沟球滚子轴承6211）配合F段: =50mm, 定位轴肩 G段: =45mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =52mm,由轴承长度，挡油盘尺寸B段: =80mm，齿轮齿宽C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值D段: =69mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段: =34mm, 由轴承长度，挡油盘尺寸F段: =67mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =112mm,联轴器孔长度第三根轴的校核:求轴上载荷已知：设该齿轮齿向是右旋，受力

23、如图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在B右边 =/W=10.22MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件第五部分 滚动轴承的选择及计算轴承的选择计算1轴轴承型号为6206深沟球轴承(1)计算轴承的径向载荷： （2）计算轴承的轴向载荷，查设计手册6-1，6206深沟球球轴承的基本额定动载荷为，基本额定载荷。，。 两轴承的派生轴向力为 因为，轴左移，左端轴承压紧，右端放松。（3）计算轴承1、2的当量载荷，由于电动机无冲击或轻微冲击，由表13-6（P321）查得：载荷系数。 则：，。 则：，。 ，故取P1。（4）校核轴承寿命 对于球轴承（P3

24、19）。按一年300个工作日，每天2班制，寿命18年，大于92年，故所选轴承适用轴轴承型号为6207深沟球轴承(1)计算轴承的径向载荷： （2）计算轴承的轴向载荷，查设计手册6-1，6207深沟球球轴承的基本额定动载荷为，基本额定载荷。，。 两轴承的派生轴向力为 因为，轴右移，右端轴承压紧，左端放松。（3）计算轴承的当量载荷，由于电动机无冲击或轻微冲击，由表13-6（P321）查得：载荷系数。 则：，。 则：，。 ，故取P1。（4）校核轴承寿命 对于球轴承（P319）。按一年300个工作日，每天2班制，寿命12年，故所选轴承适用轴轴承型号为6211深沟球轴承(1)计算轴承的径向载荷： （2）计

25、算轴承的轴向载荷，查设计手册6-1，6212深沟球球轴承的基本额定动载荷为，基本额定载荷。，。 两轴承的派生轴向力为 因为，轴右移，右端轴承压紧，左端放松。（3）计算轴承的当量载荷，由于电动机无冲击或轻微冲击，由表13-6（P321）查得：载荷系数。 则：，。 则：，。 ，故取P1。（4）校核轴承寿命 对于球轴承（P319）。按一年300个工作日，每天2班制，寿命23年，故所选轴承适用第六部分 键的选择与校核1轴上与带轮相联处键的校核D=20 mm，bhL=6628 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa=125MPa满足设计要求2轴上大齿轮处键D=38 mm，bhL=10832 单键键联

26、接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求3轴上的键）联轴器处采用键A，d=48 mm, bhL=14970 单键满足设计要求2）联接齿轮处采用A型键A, d=72 mm, 单键125Mpa满足设计要求第七部分 联轴器的选择 根据工作要求：缓和冲击，保证减速器正常工作。根据扭矩小于联轴器公称转矩的条件。由设计手册表8-7（P95）。 低速轴（输出轴）联轴器由上面计算结果：，选取GICL3型齿式联轴器，其公称直径，许用转速。故适用。第八部分 箱体及附件设计一、 箱体设计减速器箱体的主要结构尺寸名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm机盖壁厚10.02a+

27、3=6.06mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm取16mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13.15mm取8mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=7.018.76mm取M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=12.271

28、4.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c1d1、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1R1=C2=20凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=9.6mm取14mm齿轮端面与内机壁距离2=8mm取10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁连接螺栓距离ssD2注：1、多级传动时，a取低速级中心距；2、焊接箱体的箱壁厚度约为铸造箱体壁厚的0.70.8倍。减速器附件的选择，在草图设计

29、中选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等第九部分.设计小结在这次减速器的设计，经过半个月的时间，这是我在大学期间第一次自己独立的设计课程.经过这次的设计，我有了很大的收获！而且特别高兴！在设计过程中，虽然有很多快乐，但遇到的困难还是很多的！从设计的过程中体现看了我以前很多不足的地方。设计过程中，每当遇到困难时，刚开始我就问老师，问同学！在不断的计算中，遇到的困难不断地增加。我就自己找书查资料，在设计说明书上，我查到了许多珍贵的资料，找到了自己的答案。在设计过程中，我和我的同学也合作的非常好，也锻炼了我们的团队精神。在老师的指导下,我找到了问题

30、所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解。在设计的过程中，我们每个人都很努力，每天在教室一呆就是一天，有苦也有甜！ 这次设计的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作

31、，也希望学院能多一些这种课程。这样的课程对我们是很好的锻炼机会，让我们有更加丰富的经验！通过这次的设计让我学习了很多东西，这不仅是我们本专业的技能，而且也学会了同学间的沟通！感谢在设计中帮忙的同学们！也非常感谢我们的老师能给我们耐心的指导！这次设计是我很大的成功！第十部分.参考文献：李育锡主编 机械设计课程设计 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚主编 机械设计第八版 高等教育出版社 孙桓 陈作模 葛文杰主编 机械原理第七版 高等教育出版社 裘文言 张继祖 瞿元赏主编 机械制图高等教育出版社 徐学林主编 互换性与测量技术基础湖南大学出版社P =3.25=0.8713pd=3.73nw=54.5952

32、 r/mini低=3.11i高=4.04i皮带=2.1nm=1440 r/minn=685.71 r/minn=169.73 r/minn=54.58r/minP3.5808 kwP3.4734 kwP3.3692 kwTd=24.7372 NmT=49.8701 NmT=195.4311 NmT=589.5570 NmPca=4.8 kw5m/s V 30 m/s=1228.96 mm167Z=5118.17 N=1174 N=24，=9712 ZE=189.8MPa=600MPa=550MPaV=1.61m/sB=44.75mm=1。82mmH=4.1mm=1.622=500 MPa=380 MPa=303.57 MPa=238.86 MPa1.5mm=30a1=111mm263=Z，814=Z o15=b133mmL=346mmn =54.58r/min,T=