機械設計制造課程設計--用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器

1、機械設計制造課程設計一用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器目錄1、課程設計書及設計要求2、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算33、傳動零件的設計計算（確定齒輪傳動的主要參數）64、軸的設計計算及校核及滾動軸承的選擇和計算145、箱體設計及說明6、鍵聯(lián)接的選擇和計算7、聯(lián)軸器的選擇8、潤滑和密封的選擇9、減速器附件的選擇及說明10、設計總結參考資料1. 機械設計課程設計任務書專業(yè)：機械設計制造及其自動化 班級：姓名：學號:一、設計題目設計用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器二、原始數據f6運輸帶工作拉力f2500 nm運輸帶工作速度 v 1. 30 m/s卷筒直徑d 30

2、0 mm三、工作條件連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動，使用期限為8年，小批量生 產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%o四、應完成的任務1、減速器裝配圖一張（a0圖或cad圖）2、零件圖兩張（a2圖或cad圖）五、設計時間12月21日至1月8日六、要求1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；設計計算說明書字體端正，計算層次分明。七、設計說明書主要內容1、內容（1）目錄（標題及頁次）；（2）設計任務書；（3）前言（題目分析，傳動方案的擬定等）；（4）電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算；（5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數）；（6）軸的設計計算及校核；（7）

3、箱體設計及說明（8）鍵聯(lián)接的選擇和計算；（9）滾動軸承的選擇和計算；（10）聯(lián)軸器的選擇；（11）潤滑和密封的選擇；（12）減速器附件的選擇及說明；（13）設計小結;（14）參考資料（資料的編號及書名、作者、出版單位、出版年月）；2、要求和注意事項必須用鋼筆工整的書寫在規(guī)定格式的設計計算說明書上，要求計算正確，論 述清楚、文字精煉、插圖簡明、書寫整潔。本次課程設計說明書要求字數不少于6-8千字（或30頁），要裝訂成冊。機械制造教研室2、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算1.電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算；（1）選擇電動機的類型按要求選擇y系列三相異步電動機，電壓380v（2

4、）選擇電動機的容量電動機所需工作功率為：p=p/ n工作機需要的工作功率：f*v 2500nm*l3m/s 3250w 3. 25kw傳動裝置的總效率為：滾動軸承的傳動效率為閉式齒輪的傳動效率為聯(lián)軸器的效率為傳動滾筒的效率為帶效率動機的效率為 3. 25kw/0. 80 4. 06kw因載荷工作時有輕微振動，電動機額定功率略大于p即可。由表16-1, y系列電動機技術數據，選動機的額定功率為5. 5kwo(3) 確定電動機的轉速綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比，選定型 號為y132s-4的三相界步電動機，額定功率為5. 5kw,額定電流8. 8a,滿載轉速 1440 r

5、/min,同步轉速 1500r/min©2. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比 為=n/n= 1440/82. 8 17. 39(2 = 4. 93則低速軸傳動比= = 14. 56/4.51 3. 533. 計算傳動裝置的運動和動力參數電機軸：p0 pd 4. 06 kwn0 1440r/minto 26. 9 n高速軸：?p1 pl* nol 4.06*0.99 4. 02 kwnl no 1440r/mint1 26. 66 n中間軸：?p2 pl* nl2 4.02*0.97*0.95 3. 70 kwn

6、2 1440/4. 93 292.09 r/mint2 120.97n低速軸：p3 p2*n23 3.70*0.97*0.95 3.41 kwn3 292.09/3. 53 82.75r/mint3 393. 54 n滾筒軸：p4 p3* n34 3.41*0.95*0.96 3. 11 kwn4n3/l82.75/1 82.75 r/mint435& 92 n運動和動力參數結果如下表：軸名功率p kw轉矩t nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸4. 0626. 901440高速軸4. 023. 9826. 66 26. 391440中間軸3. 703.66120. 97119.

7、 76292.09低速軸 3.413.38393. 54389. 6082. 75滾筒軸 3. 113. 0835& 92 355. 33 82. 75軸承傳動效率3、傳動零件的設計計算（確定齒輪傳動的主要參數）a高速齒輪的汁算1選精度等級、材料及齒數（1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40cr （調質），硬度為280iibs,大齒輪材料為45鋼（調 質），硬度為240hbs,二者材料硬度差為40hbso（2）精度等級選用7級精度；（3）試選小齒輪齒數zl=24,大齒輪齒數 z2 = zl*i 24*4.93 118. 32；選螺旋角，初選螺旋角142按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷

8、大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。（1）確定公式內的各計算數值1）試選 kt = 1.62）選取尺寬系數l）d=l3）材料的區(qū)域系數zh=2. 4354）則55）小齒輪傳遞的轉矩為105.42 n.m6材料的彈性影響系數ze=189.87）小齒輪的接觸疲勞強度極限。hliml=600mpa大齒輪的解除疲勞強度極限o illim2 = 550mpa8）計算應力值環(huán)數n 60nj 60x319.3x 1 x （1 x8x365x8）4. 48x10hn 4. 48x 10/3. 23 1.39x 10h9）查得：k 1.03 k 1.0810）齒輪的接觸疲勞需用應力取失效概率為1%,

9、安全系數s 1,1.03x600 6181.08x550 594許用接觸應力(2) 設計計算 小齒輪的分度圓直徑d 計算圓周速度 計算齒寬b和模數計算齒寬bb 36. 1mm計算摸數mt 1. 46初選螺旋角14 計算齒寬與高之比h 2.25 mt 2. 25*1.46 3.2910. 97 計算縱向重合度0.318 1.903 計算載荷系數k使用系數125根據,7級精度,查課本由表10-8得動載系數k 1. 18查課木由表10-4得k 1.446查課本由表10-3得：k 1.4故載荷系數：k = k k k k 1. 25*1. 18*1. 4*1. 35 2. 79 按實際載荷系數校正所算

10、得的分度圓直徑:d d 36. ix 43.45 計算模數：3齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式：1確定公式內各計算數值 計算載荷系數kk = k k k k 1. 25*1. 18*1. 4*1. 35 2. 788 軸向重合度1903螺旋角影響系數0.88 計算當量齒數z = z/cos = 24/ cosl4 = 26. 27?z = z/cos = 119/ cosl4= 130. 27 查取齒形系數 ?應力校正系數yy= 1.596? y= 1.775?©彎曲疲勞壽命系數：k 0.86k 0. 93 彎曲疲勞應力 ?計算大小齒輪的大齒輪的數值大選用.2)設計計算 計算

11、模數按gb/t1357-1987圓整為標準模數，取m 2min z 21. 07 那么z 104? 3幾何尺寸計算(1) 計算中心距a12& 82將屮心距圓整為129(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角arccos因值改變不多，故參數,等不必修正.(3) 計算大.小齒輪的分度圓直徑d 43.344d 214.656（4）計算齒輪寬度圓整的b低速齒輪的計算1選精度等級、材料及齒數（1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40cr （調質），破度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調 質），硬度為240hbs,二者材料駛度差為40hbso（2）精度等級選用7級精度；（3）試選小齒輪齒數zl=24,

12、大齒輪齒數z2 = 85；2按齒面接觸強度設計（1）確定公式內的各計算數值1）試選 kt = 1.62）選取尺寬系數l）d=l3）材料的區(qū)域系數zh = 2.4354）則5）小齒輪傳遞的轉矩為24. 4 n.m6材料的彈性影響系數ze=189. 8mpa7）小齒輪的接觸疲勞強度極限。hliml=600mpa大齒輪的解除疲勞強度極限o illim2 = 550mpa8）計算應力值環(huán)數n 60nj 60x319.3x1x (1x8x365x8)4. 48x10hn 4. 48x10/3.23 1.39x10h9) 查得：k 1.03 k 1.0810) 齒輪的接觸疲勞需用應力取失效概率為1%,安全

13、系數s 1,1.03x600 6181.08x550 594許用接觸應力(2)設計計算 小齒輪的分度圓直徑d 計算圓周速度 計算齒寬b和模數計算齒寬bb 60. 5mm計算摸數m初選螺旋角14 計算齒寬與高之比h 2. 25 mt 2. 52*2. 45 5. 5125mm10. 98 計算縱向重合度0. 318 1.903 計算載荷系數k使用系數1.25根據,7級精度，查課木由表10-8得動載系數k 1,查課本由表10-4得k 1. 35查課本由表10-3得：k 1.4故載荷系數：k = k k k k 1. 25*1*1. 4*1.35 2. 3625 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑

14、d d 60. 5 x 68.89 計算模數3 .齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式1確定公式內各計算數值 計算載荷系數kk = k k k k 1.25*1*1.4*1.35 2. 3625 軸向重合度1903螺旋角影響系數0. 88 計算當量齒數z = z/cos = 24/ cosl4=26. 27?z = z/cos = 85/ cosl4 = 93.05 查取齒形系數y = 2. 592y = 2. 195 ?應力校正系數yy= 1.596? y=1.775彎曲疲勞壽命系數：k 0.82k 0. 84 彎曲疲勞應力 ?計算大小齒輪的大齒輪的數值大選用.2）設計計算計算模數按gb

15、/t1357-1987圓整為標準模數,取 m 6mm z 17. 26 11.14那么 z 11*3.53 38. 33 39z 11z 39? 3兒何尺寸計算(1) 計算中心距a 154.59(2) 按圓整后的屮心距修正螺旋角arccos因值改變不多，故參數,等不必修正.(3) 計算大小齒輪的分度圓直徑d 68.02d 241. 16(4) 計算齒輪寬度b圓整的4、軸的設計計算及校核及滾動軸承的選擇和計算1、軸1 (高速軸)的設計：初步確定軸的最小直徑=mm 16. 19mm與聯(lián)軸器采用單鍵連接，則軸允許的最小直徑d 14.38* 1+0. 0617. 33min角接觸軸承的選型設計：將角接

16、觸軸承反裝，f 1.23knf* 296. 93n*sinll90. 93、 壓力角為 20兩軸承徑向分力：0. 5* 595. 47n高速級選擇左選，則軸承11被放松，軸承12被壓緊0. 68 404. 9196n+ 296. 93+404. 9196n 701. 8496n1. 18 0. 68根據教材,x 0. 41, y 0. 87x*+y* 854.75n由 c , 23360h 得;c 10. 802kn根據壽命要求選擇7005ac型角接觸軸承；則軸上安裝軸承的軸徑為20軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案假設軸直徑的最大部分為28mm,其e 34. 5-1. 6-28-3. 3 2

17、. 56即e 2. 56所 以設計為齒輪軸輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的 軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩, 查表14-1,考慮到轉矩化很小，故取1.5,則*t 1.5*24.4 366n*m按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準gb/t5014-1985或手 冊,選用hl4型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為40n*m。半聯(lián)軸器的孔徑18mm,故 取yl4半聯(lián)軸器長度l 42mm為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制出一軸肩，故取20mm;半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度88価取齒輪距箱體內壁之距離為25 mmo半聯(lián)軸器 與軸的

18、周向定位均釆用平鍵連接。按由手冊查得平鍵截面bh 66,半聯(lián)軸器與軸 的配合為i17/k6o2, 軸2 （中間軸）的設計：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3,取112,于是得 2 =mm 25mm角接觸軸承的選型設計：角接觸軸承的選型設計：將角接觸軸承反裝，軸承上兩個齒輪受載所以軸承需將兩部分結合起來分 析：對于齒輪2f1 1133.3nf* 275. 5n'f* 1099n,*sin20 375.88n對于齒輪3f2 2890nf* 694. 5n'f* 2805n'*sin20 959. 37n兩齒輪選擇同樣的旋向（右旋）在軸向分力的合力外力：404.

19、5n對于徑向的計算按最大徑向力設計：0.5*+ 667. 63n派生力：0. 68 453. 98n+ 858.48n1.2 0. 68根據教材,x 0.41,y 0. 87x*+y* 932. 8n由 c , 23360h 得;c 7. 2kn根據壽命要求選擇7005ac型角接觸軸承；則軸上安裝軸的直徑徑為25；3, 軸3 （低速軸）的設計：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3,取112,于是得d=mm 36. 87mm暫定軸與滾筒的連接采用單鍵，則軸的最小直徑d 1.06*34. 85mm 36. 94imn角接觸軸承的選型設計：將角接觸軸承反裝，f 2820. 58knf* 6

20、77n'f* 2737. 98n'*sin20 936. 25n兩軸承徑向分力：0.5* 468n高速級選擇左選，則軸承11被放松，軸承12被壓緊0. 68 318. 32n+ 677+318 995n2. 12 0. 68根據教材，x 0.41,y 0. 87x*+y* 815. 11n由 c , 23360h 得;c 4. 12kn根據壽命要求選擇角接觸軸承軸承內徑為大于15,結合扭 轉強度的要求，選擇角接觸球軸承7010ac,安裝內徑50mm;軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（如上圖），為了使所選的 軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，

21、故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩, 查表14-1,考慮到轉矩化很小，故取1.3,則*t 326. 7*1. 5 490. 05n*m按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準gb/t5014-1985或手 冊,選用yl9型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為400n*m。半聯(lián)軸器的孔徑38mni,故 取yl4半聯(lián)軸器長度l 82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度164mm取齒輪距箱 體內壁z距離為25 mine半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由手冊查 得平鍵截面bh 10882,半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6軸的校核1,軸3 （低速軸）按彎扭組合強度校核：對齒輪的受力分析：總的力f 2

22、820nf*sin 686 nf* 2737n'*sin20 936n'*20 2572nx平面（水平面）+ 0+122+ 122+75 0解得：-1. 15n-934ny平而（垂直平而）+ 0122+ 122+75 0解得：-979n-1592n根據x, y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值m:m 138431n. mm其扭矩圖如下：其危險截面為軸3與聯(lián)軸器的結合面，其抗彎曲截面系數w為:w 4314. 167cl,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎扭組合強度校核:,軸的計算應力n. mm，折合系數，軸所受的彎矩nmm，軸所受的扭矩,抗彎截面系數求得：37.78m

23、pa45號鋼的安全系數去1. 5則236. 67mpa所以此軸安全。對于軸向分力對軸的穩(wěn)定性，這里不進行分析校核了（它不屬于細長軸）2,對軸2 （中間軸）按彎扭組合強度校核：對齒輪2進行受力分析：對于齒輪2 bf1 1133.3nf* 275. 5n,f* 1099n,*sin20 375. 88n （x 方向,20 1032. 72ny 方向對于齒輪3 cf2 2890f* 694. 5n'f* -2805n*sin20 959. 37n （x 方向）'* 20 2635. 8ny 方向x平面（水平面）：+-+ 0*815+*153/2-*1225+*30+*197 0解得：

24、355. 18n228. 3ny平面+ 0*81.5+*1225+*197 0解得：-1602.3n-2066. 2n軸2的扭矩圖：根據x, y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值m:m 167436n. mm其危險截面為軸2 （中間軸）與齒輪2的結合面，其抗彎曲截系數w為:w 4710.635d,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎扭組合強度校核：,軸的計算應力n. mm，折合系數，軸所受的彎矩nmm,軸所受的扭矩,抗彎截面系數求得：35.97mpa45號鋼的安全系數去1. 5則236. 67mpa所以 此軸2屮間軸安全。3, 對軸3 （高速軸）按彎扭組合強度校核:對齒輪1的受力分析

25、：f 1.205knf*sin 293.in'f* 1168.8n'*sin20 -400n'* -109& 357x平面（水平面）：-+ 0-*35/2 -*63. 5+*197 0解得：254n155. 0ny平面（垂直平面）：-+ 0-*63. 5+*197 0解得：744n354n軸1 （高速軸）的扭矩圖：根據x, y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值m:m 7其危險截面為軸2 （中間軸）與齒輪2的結合面，其抗彎曲截面系數w為：w 459. 765d,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎扭組合強度校核：,軸的計算應力nmm，折合系數，軸所受的彎

26、矩n. mm,軸所受的扭矩,抗彎截面系數求得：0. 16mpa45號鋼的安全系數去1. 5則236. 67mpa所以 此軸1高速軸安全。其強度能滿足要求。軸承的選擇與校核在設計軸直徑的時候，就是根據軸承壽命而定的所以此處不必再進行校核。5、箱體設計及說明減速器機體結構尺寸設計 低速級中心距a 155mm）名稱符號計算公式結果 箱座厚度8 箱蓋厚度8 箱蓋凸緣厚度12 箱座凸緣厚度12 箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑m18地腳螺釘數目查手冊4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑m14蓋與座聯(lián)結螺栓直徑（0. 50. 6）m10 視孔蓋螺釘直徑（0. 30.4） m6定位銷直徑（0.70. 8） m8 ,，至外箱壁

27、的距離查手冊表11-2221816,，至凸緣邊緣距離查手冊表11-22014外箱壁至軸承端面距離+ （510）47 大齒輪頂圓與內箱壁距離1.220齒輪端面與內箱壁距離25 箱蓋，箱座肋厚858.5軸承端蓋外徑+（555）82 （1軸）87 （2 軸）108 （3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離82 （1軸）87 （2 軸）108 （3 軸）6、鍵聯(lián)接的選擇和計算（1）a,低速級的校核兩鍵均釆用圓頭普通平鍵與齒輪聯(lián)接處的鍵為查表得6-2查得許用應力100120mpa,取其中間值llompa,鍵工作長度l' l-b 50-14 36mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k 0. 5h 0. 45mm, 得合

28、格b,低速級查表得6-2查得許用應力100120mpa,鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度(合格)7、聯(lián)軸器的選擇由于凸緣聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。聯(lián)軸器的設計計算：(1) ,高速級由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為查手冊選用iil4型凸緣聯(lián)軸器其主要參數如下：材料ht200公稱轉矩軸孔肓徑18mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l 42mm.(2) ,對于低速軸聯(lián)軸器的選擇:工況系數，計算轉矩查手冊選用y19型凸緣聯(lián)軸器其主要參數如下：材料ht200公稱轉矩軸孔直徑38mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l 82mm8、潤滑和密封的選擇對于二級圓柱齒輪減速器，因為

29、傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所 以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用sh0357-92中的50號潤滑， 裝至規(guī)定高度.為避免油池屮稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承z間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸 出軸處用氈圈密封。9、減速器附件的選擇及說明(1)窺視孔窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸進箱體 進行檢查操作為宜。窺視孔處應設計凸臺以便于加工。(2) 通氣器通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并 設置金屬網?？紤]到環(huán)境因素選用了防塵性能好的二次過濾通氣器。(3) 油面指示器用油標尺，其結構簡單、在低速軸中常用。油標尺上有表示最高及最低油面的刻線。油標尺的安裝位置不能太低，以避免有溢