C課程設計---用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器

1、機械設計課程設計 課題名稱 二級展開式圓柱齒輪減速器 學院 機電學院 班級 機械電子2班 姓名 林飛強 學號 指導老師 余龍 日期 2013 年 1 月機械設計課程設計計算說明書目 錄設計任務書1傳動方案的擬定及說明2電動機的選擇3計算傳動裝置的運動和動力參數4傳動件的設計計算4軸的設計計算10鍵聯接的選擇及校核計算20滾動軸承的選擇及計算21連軸器的選擇22減速器附件的選擇22潤滑與密封22參考資料目錄22設計小結22機械設計課程設計任務書 題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器 總體布置簡圖 1電動機 2聯軸器 3二級展開式圓柱齒輪減速器 4聯軸器 5傳送帶工作情況

2、 一班制，連續(xù)單向運轉、載荷平衡，室內工作，有灰塵（已考慮） 設計原始數據運輸工作拉力F（N）3500運輸帶工作速度V（m/s）1.0卷筒直徑D（mm）300工作條件一班制，連續(xù)單向運轉、載荷平衡，室內工作，有灰塵（已考慮）使用期限十年、大修期三年生產批量10臺生產條件中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級精度齒輪及蝸輪動力來源電力、三箱交流、電壓200/300伏運輸帶速度允許誤差<±5%設計任務1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設計說明書一份設計進度 第一階段：總體計算和傳動件參數計算 第二階段：軸與軸系零件的設計 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制 第四

3、階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇計 算 及 說 明結 果1.、電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平衡、連續(xù)單向運轉、室內工作、有灰塵，所以選用常用的封閉式Y系列的電動機。2、電動機的選擇1） 工作機所需功率Pw 2） 電動機的輸出功率 齒輪傳動效率=0.97；滾動軸承效率=0.98； 聯軸器效率=0.99；卷筒效率=0.

4、96. 所以 總效率= 所以 3、確定電動機的轉速 卷筒軸工作轉速： 二級圓柱齒輪減速器傳動比 i=840.(書P16） 故電動機轉速的可選范圍為 4、電動機型號的確定（書P96） 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格和減速器的傳動比由機械設計手冊查出電動機型號為Y132M2-6，額定功率，同步轉速1000 r/min，滿載轉速960 r/min，基本符合題目所需的要求。型號額定功率/kW滿載時轉速 r/min同步轉速r/minY132M2-65.596010002.02.0工作機所需功率：=3.5kW總效率：=0.82電動機的輸出功率：卷筒轉速：n=63.66 r/min電動機可選轉速

5、范圍： r/min電動機型號：Y132M2-6計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計 算 及 說 明結 果1. 計算總傳動比由電動機的滿載轉速r/min和工作機主動軸轉速n=65.48r/min可確定傳動裝置應有的總傳動比為： 2. 合理分配各級傳動比展開式傳動，希望兩級大齒輪直齒輪相近，以避免為了各級齒輪都能浸到油，而使某級大齒輪浸油過深造成攪油損失增加。通常二級圓柱齒輪減速器中，低速級中心距大于高速級，因而為使兩級大齒輪直徑相近，應使高速級傳動比大于低速級得，得 ，總傳動比： =15.08；傳動裝置的運動和動力參數計 算 及 說 明結 果1、 各軸轉速：1軸：r/mi

6、n2軸：r/min3軸：r/min2、 各軸輸入功率： 1軸：kW2軸：3軸：3、各軸輸入轉矩：電動機輸出轉矩：1軸：2軸：3軸：r/minr/minr/minkW1軸：2軸：3軸：傳動件設計計算高速級齒輪計 算 及 說 明結 果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280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用8級精度；3） 試選小齒輪齒數24， 大齒輪齒數 取的；2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（109a）進行試算，即 （1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數1.32）計

7、算小齒輪傳遞的轉矩：=N·mm3）由于兩個齒的齒面為軟齒面（硬度350HBS）且兩支承相對于小齒輪做不對稱布置，則可取表中偏上限的數值，由表107選取齒寬系數。4）由表106查得材料的彈性影響系數5）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限應在550740之間，??；大齒輪的接觸疲勞強度極限在490680之間，則??；6）由式1013計算應力循環(huán)次數 7）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數0.92；0.968）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 0.92×600MPa552MPa 0.96×550MPa522.5MPa（2

8、）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑2.23 =2.32mm=47.754mm 2）計算圓周速度=2.40m/s 3）計算齒寬bb=1×47.754mm=47.754mm 4）計算齒寬與齒高之比 模數： =1.990mm 齒高： 所以： 5）計算載荷系數K 根據 = 2.40 m/s，8級精度，由圖10 - 8查得動載荷系數 =1.14 直齒輪，； 由表10 - 2 查得使用系數 由表10 - 4 用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 由=10.67，=1.453查圖10 - 13得；故載荷系數 6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 mm 7）計算

9、模數m mm3. 按齒根彎曲強度設計由式(105) m（1）確定計算參數1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數0.85，0.90；3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得 273.21MPa 244.29MPa4） 計算載荷系數K。 5）查取齒型系數由表105查得=2.65；=2.176）查取應力校正系數由表105查得=1.58；=1.807）計算大、小齒輪的并加以比較=0.01532=0.01599 大齒輪的數值大，取0.01599。1） 設計計算m=1.54mm 對

10、比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.54并就近圓整為標準值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑4.76261244. 幾何尺寸計算2） 計算大、小齒輪的分度圓直徑mmmm3） 計算中心距4） 計算齒輪寬度 =60mm，=55mmmm模數m=2.0mm低速級齒輪計 算 及 說 明結 果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280HBS，大齒輪材

11、料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用8級精度；3） 試選小齒輪齒數24，大齒輪齒數；2 按齒面接觸強度設計 按式（109a）試算，即 （1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數1.32）小齒輪傳遞的轉矩：=N·mm3）由表107選取齒寬系數。4）由表106查得材料的彈性影響系數5）由圖1021d按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限600MPa； 大齒輪的解除疲勞強度極限550MPa；6）由式1013計算應力循環(huán)次數 7）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數0.96；0.988）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S1，由式

12、（1012）得 0.96×600MPa576MPa 0.98×550MPa539MPa（2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t2.23=2.32=79.578mm 2）計算圓周速度=0.84m/s 3）計算齒寬bb=1×79.578mm=79.578mm 4）計算齒寬與齒高之比 模數： =3.32mm 齒高： 所以： 5）計算載荷系數K 根據 = 0.84 m/s，8級精度，由圖10 - 8查得動載荷系數 =1.07 直齒輪，； 由表10 - 2 查得使用系數 由表10 - 4 用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 由=10.65，=1.464查圖

13、10 - 13得；故載荷系數 6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 mm 7）計算模數m mm3. 按齒根彎曲強度設計由式(105) m（1）確定計算參數1）由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數0.90，0.91；3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得 289.29MPa 200.2MPa5） 計算載荷系數K。 5）查取齒型系數由表105查得=2.65；=2.2166）查取應力校正系數由表105查得=1.58；=1.7727）計算大、小齒輪的

14、并加以比較=0.01447=0.01961 大齒輪的數值大。5） 設計計算m=2.67mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數2.67并就近圓整為標準值m=3.00mm，按接觸強度算得的分度圓直徑,3.1729=924. 幾何尺寸計算6） 計算大、小齒輪的分度圓直徑mmmm7） 計算中心距8） 計算齒輪寬度 =95mm，=87mm mmmma=181.5mmB=87mm=95mm =87mm軸的

15、設計輸出軸設計計算計 算 及 說 明結 果1.輸出軸上的功率、轉速、轉矩: =3.82kW； 63.62r/min； 573510N·mm2. 作用在軸上的力； 已知低速級大齒輪的分度圓直徑：261mm 圓周力： 徑向力：3. 初步確定軸的最小直徑： 按初步估算，選取軸的材料為45鋼，調質處理。 有表15-3取， 于是得= 由軸直徑d100mm，且開有一個鍵槽，故使軸徑增大5%，即：mm 為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 根據 ，查表14-1，考慮到轉矩變化很小，取。 所以N·mm 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，采用HL4型彈性柱銷

16、聯軸器，其公稱轉矩為1250000N.mm。 半聯軸器的孔徑=48mm，故取=48mm。半聯軸器長度L=112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度=84mm。聯軸器和軸配合采用4. 軸的結構設計： （1）方案如下圖： （2）確定軸的各段直徑和長度： 1）為了滿足半聯軸器的軸向定為要求，1-2軸段左端需制出一軸肩，故取 2-3段的直徑=55mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在 軸端面上，故1-2斷的長度應比L1略短一些，現取=82mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承. 參照工作要求并根據=55mm，初步選取6212，其尺寸為 ，故=60mm； 右端滾動軸承采

17、用軸肩進行定位，由手冊上查得6212型軸承的定位 軸肩高度h=5mm，因此，取=70mm。 3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑=70mm，齒輪左端與左軸承之間采 用軸套定位，已知齒輪輪轂寬度為87mm，為了使套筒端面可靠地壓緊 齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=83mm。齒輪右端采用軸肩 定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=6，則軸環(huán)處的直徑=82mm。軸 環(huán)寬度，取 4）軸承端蓋的總寬度為32mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤 滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離L=30mm，故 取 5）由低高速級齒輪與壁面的距離關系及齒輪間的距離關系，及軸承與內 壁面的距離

18、關系，可確定=22+8+16+4=50mm；=79mm。 （3）軸上零件的周向定位： 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按=70mm由表6-1 查得平鍵界面，鍵槽長為70mm。選擇齒輪與軸的配 合為.同樣，半聯軸器與軸的連接選用平鍵 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸： 參考表15-2，取軸端倒角為,各個圓角R2.5. 求軸上的載荷：根據軸的結構簡圖做出軸的計算簡圖，根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和 扭矩圖，如下：從軸的結構圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出軸的危險截面C。6. 按彎矩合成應力攪合軸的強度：只對C截面進行校核。取=0.6，軸的計算應力： 軸的材料45鋼，調質處理，由表15-1查

19、得=60MPa。因此<,故安全7. 精確校核軸的疲勞強度： （1）判斷危險截面： 截面A，2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉遷都較為寬裕確定的，所以截面A，2,3，B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面6,7處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面6的應力集中的影響和截面7的相近，但截面7不受扭矩作用，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面4,5顯然更不必校核

20、。由第三章附錄可知，鍵槽的而應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面6左右兩側即可。 （2）截面6左側 抗彎截面系數：W=0.1=0.1 抗扭截面系數：=0.2 截面6左側的彎矩M為：M=N·m 截面6左側的扭矩為：=573528N·mm 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉切應力： 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得 ，。 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求的，有 =2.72，2.18 軸采用磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為 軸表面未經強化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a)得 則綜合系數值為 碳鋼的特性系數：； 計算安全系數值： 故軸的選用

21、安全。 （3）截面6右側： 抗彎截面系數：W=0.1=0.1 抗扭截面系數：=0.2 截面6左側的彎矩M為：M=N·m 截面6左側的扭矩為：=573528N·mm 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉切應力： 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得 ，。 截面上由于軸環(huán)而形成的理論應力集中系數及按設計手冊查取。 查附表3-2 ， 經插值后可查得 =2.43，=1.93 軸的材料敏感系數：， 故有效應力集中系數為 由附圖3-2的尺寸系數，由附圖3-3的扭轉尺寸系數 軸采用磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為 軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為 碳鋼的特性系數：； 計算

22、安全系數值： 故該軸在截面6右側的強度也是足夠的。輸入軸的設計計算計 算 及 說 明結 果1，高速軸上的功率，轉矩和轉速： =4.78kW；=42060N·mm；=960r/min。2作用在齒輪上的力： 已知高速級齒輪的分度圓直徑： 圓周力： 徑向力：3.初步確定軸的最小直徑： 按初步估算，選取軸的材料為45鋼，調質處理。 有表15-3取， 于是得= 由軸直徑d100mm，且開有一個鍵槽，故使軸徑增大5%，即：mm 根據 ，查表14-1，有。 所以 N·mm 采用彈性柱銷聯軸器，型號HL3型，公稱轉矩Tn=6300000N·mm， 許用轉速5000r/min。軸孔

23、直徑38mm，取=28mm， 半聯軸器長度L=82mm，轂孔長度=60mm，聯軸器和軸配合采用4. 軸的設計方案。 （1）設計方案： （2）確定軸的各段直徑和長度： 1）為了滿足半聯軸器的軸向定為要求，1-2軸斷左端需制出一軸肩，故取 2-3斷的直徑=36mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在 軸端面上，故1-2斷的長度應比L1略短一些，現取=58mm。 2）初步選擇滾動軸承。應軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參 照工作要求并根據=36mm，初步選取6208，其尺寸為 ，故=40mm； 右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得6208型軸承的定位軸 肩高度h不小于3.5mm，因

24、此，取=47mm。 3）由于齒輪分度圓直徑太小，故將齒輪設置成為軸的一部分。 4）軸承端蓋的總寬度為36mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤 滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離L=30mm，故 取66mm。 5）由齒輪與壁面的距離關系及軸承與內壁面 的距離關系，可確定=20mm；=122mm。 （3）軸上零件的周向定位： 半聯軸器采用平鍵連接。按=28mm由表6-1查得平鍵界面 ，鍵槽長為36mm。 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸： 參考表15-2，取軸端倒角為，2、5、6處圓角R1，其余各處R1.6.5.求軸上的載荷：根據軸的結構簡圖做出軸的計算簡圖，根據軸的計算簡圖做

25、出軸的彎矩圖和扭矩圖，如下：從軸的結構圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。6.按彎矩合成應力攪合軸的強度：只對C截面進行校核。取=0.6，軸的計算應力： 軸的材料45鋼，正火處理，由表15-1查得=55MPa。因此<故安全中間軸的設計計算計 算 及 說 明結 果1，中間軸上的功率，轉矩和轉速： =4.02kW；=190320N·mm；=201.68r/min。2作用在齒輪上的力： 高速級齒輪的分度圓直徑：； 低速級齒輪的分度圓直徑： 圓周力： 徑向力： 3.初步確定軸的最大直徑： 按初步估算，選取軸的材料為45鋼，調質處理。 有表15-3取， 于是得= 由軸直徑d

26、100mm，且開有一個鍵槽，故使軸徑增大5%，即：mm 中間軸為非外伸軸，計算直徑作為最大直徑，所以取d=38mm 齒輪與軸采用配合4. 軸的結構設計 （1）設計方案： （2）確定軸的各段直徑和長度： 由軸的最大直徑確定=38mm，由齒輪寬度及相應軸段比齒輪寬度短4mm，可確定；。齒輪之間采用軸肩位，軸肩高度h>0.07d，取h=5，則軸環(huán)處的直徑48mm.軸承段取d=35的軸承，軸承代號為6207，尺寸，故=35mm,。由軸承和內壁面之間的距離和齒輪與內壁面之間的距離關系，可得出；。 （3）軸上零件的周向定位： 齒輪處采用平鍵連接。按=38mm，由表6-1查得2-3處平鍵尺寸 為，L=

27、80mm。4-5處平鍵尺， L=40mm。 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸： 參考表15-2，取軸端倒角為，其余各處取R1.2. 從軸的結構圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。5.按彎矩合成應力攪合軸的強度：只對C截面進行校核。取=0.6，軸的計算應力： 軸的材料40Cr，調質處理，由表15-1查得=70MPa。因此<故安全 鍵 的 校 核低速軸鍵計 算 及 說 明結 果平鍵校核公式：聯軸器處：尺寸：軸段直徑：d=48mm扭矩T=573.51N·m軸槽深t=5.5mm所以：l=L-b=70-14=56mm k=h-t=9-5.5=3.5mm 由表6-2查得鋼在靜載

28、荷作用下的許用擠壓應力，取145MPa所以，可以滿足使用要求齒輪處：尺寸：軸段直徑：d=70mm扭矩T=573.51N·m軸槽深t=7.5mm所以：l=L-b=70-20=50mm k=h-t=12-7.5=4.5mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應力所以，可以滿足使用要求合格合格高速軸鍵計 算 及 說 明結 果聯軸器處：尺寸：軸段直徑：d=28mm扭矩T=42.06N·m軸槽深t=4mm所以：l=L-b=36-8=24mm k=h-t=7-4=3mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應力所以，可以滿足使用要求合格中間軸鍵計 算 及 說 明結 果高速級齒

29、輪處：尺寸：軸段直徑：d=38mm扭矩T=190.32N·m軸槽深t=5mm所以：l=L-b=40-10=30mm k=h-t=8-5=3mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應力 所以，可以滿足使用要求低速級齒輪處：尺寸：軸段直徑：d=38mm扭矩T=190.32N·m軸槽深t=5mm所以：l=L-b=80-10=70mm k=h-t=8-5=3mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應力 所以，可以滿足使用要求軸 承 的 校 核低速軸軸承計 算 及 說 明結 果徑向力：軸承型號：6212軸承基本額定載荷：C=47.8kN基本額定壽命：，球軸承：3.所以 預

30、期計算壽命：<滿足要求高速軸軸承計 算 及 說 明結 果徑向力：軸承型號：6208軸承基本額定載荷：C=29.5kN基本額定壽命：，球軸承：3.所以 預期計算壽命：<滿足要求中間軸軸承計 算 及 說 明結 果徑向力：軸承型號：6207承基本額定載荷：C=25500kN基本額定壽命：，球軸承：3.所以 預期計算壽命：<滿足要求減速器附件的選擇通氣器：由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M16×1.5油面指示器：選用游標尺M16起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M18×1.5減速器的潤滑1潤滑方式的選擇 因為此變速器為閉式齒輪

31、傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。軸承利用大齒輪的轉動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用工業(yè)齒輪油N200（SH0357-92）。箱體結構尺寸機座壁厚=0.025a+38mm機蓋壁厚11=（0.8-0.85）8mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1218mm地腳螺釘數目a<250,n=44軸承旁聯接螺栓直徑d1=0.75 df14mm機蓋與機座聯接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) df10mm聯接