機械設計課程設計設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的二級分流式圓柱齒輪減速器

1、 目 錄一、設計任務書1二、傳動方案的擬定及說明3三、電動機的選擇3四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4五、齒輪的設計計算5六、軸的設計計算15七、滾動軸承的選擇及計算26八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算28九、聯(lián)軸器的選擇29十、箱體結構設計30十一、減速器附件的選擇31十二、潤滑與密封32十三、設計總結33附、參考資料目錄33一、 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二級分流式圓柱齒輪減速器1.總體布置簡圖1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5帶式運輸機；6鼓輪2.工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉3.原始數(shù)據(jù)運輸帶拽引力f（n）：1900n滾筒直徑d（mm）：350使用

2、年限（年）：5工作制度（班/日）：24.設計內容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核； 6. 減速器附件的選擇7. 潤滑與密封8. 裝配圖、零件圖的繪制9. 設計計算說明書的編寫5.設計任務2 減速器總裝配圖一張3 悶蓋、低速軸零件圖各一張4 設計說明書一份6.設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫設 計 計 算 及 說 明結 果二、傳動方案的擬定及說明由題目所知

3、傳動機構類型為：分流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：一般為高速級分流，且常采用斜齒輪；低速級可用直齒輪或人字齒輪，本次設計采用低俗級直齒輪。齒輪相對于軸承為對稱布置，沿齒寬載荷分布較均勻。減速器結構較復雜，常用于大功率，變載荷場合。 三、電動機的選擇1 電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的臥式封閉型y（ip44）系列的電動機。2 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率pw =3.04kw2) 電動機的輸出功率/ 為聯(lián)軸器效率： 0.99 （彈性柱銷聯(lián)軸器）為齒輪嚙合效率：0.97為滾動軸承效率： 0.99為滑動

4、軸承效率：0.98 （潤滑良好） 故 則 按表201 2 確定電機額定功率 3.04kw0.85設 計 計 算 及 說 明結 果3 電動機轉速的選擇初選為同步轉速為1000r/min的電動機4電動機型號的確定由表2012 查出電動機型號為y132m1-6,其額定功率為4kw，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求。四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速和工作機主動軸轉速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由于減速箱是分流式布置，所以，且雙級圓柱減速器每一級的傳動比推薦值為36，取高速級傳動比，低速級傳動比3. 各

5、軸轉速4. 輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 =87.4設 計 計 算 及 說 明結 果5. 各軸轉矩 五、齒輪傳動設計計算（一）.高速級齒輪傳動設計1 選精度等級、材料及齒數(shù)0） 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。1） 精度等級選用7級精度；2） 試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) ，取3） 選取螺旋角。初選螺旋角142 按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 0） 確定公式內的各計算數(shù)值（1）試選；（2）由圖1030【1】選取區(qū)域系數(shù)(3)由表107【1】選取尺寬系數(shù)設 計

6、 計 算 及 說 明結 果（4） 轉矩=39.39（5） 由圖1026【1】查得，則，由表106【1】查得材料的彈性影響系數(shù)（6） 由圖1021d【1】按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限550mpa；（7） 由式1013【1】計算應力循環(huán)次數(shù) （8） 由圖1019 【1】查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.94；0.95（9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）【1】得 1） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑=41.18mm=1.66=設 計 計 算 及 說 明結 果（2） 計算圓周速度=（3） 計算齒寬b及模數(shù)=41.18mmm

7、mmm=10.98mm（4） 計算縱向重合度 =1.903（5） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取=1根據(jù)=,7級精度，由圖108【1】查得動載系數(shù)=1.085；由表104【1】查的的計算公式和直齒輪的相同，故 由表1013【1】查得=1.27由表103【1】查得=1.2。故載荷系數(shù) （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =42.06mm=41.18mm=1.665mm3.75mm=10.98mm1.903mm1.31=1.706=42.06mm設 計 計 算 及 說 明結 果 （7） 計算模數(shù) mm3 按齒根彎曲強度設計由式(1017)【1】 0） 確定計算

8、參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)=1.654（2） 根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖1028【1】查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計算當量齒數(shù) （4） 查取齒型系數(shù)由表105【1】查得2.592 ； 2.187查取應力校正系數(shù)由表105查得=1.596；=1.786（5） 計算取失效概率為1，安全系數(shù)s1.4，由式（1012）【1】得 =1.70mm=1.65426.27=96.33316.1設 計 計 算 及 說 明結 果上式中，由圖1019 【1】查得0.885；0.91（6） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.013087=0.015814 大齒輪的數(shù)值大。1） 設計計算 =1.213由于模數(shù)

9、太小時，齒輪分度圓太小，故取較大的，取為2.54 幾何尺寸計算0） 計算中心距16.33，為保證不產生根切取20， 則73.2 取73中心距 119.8圓整后取120m2) 按圓整后的修正螺旋角=0.013087=0.015814=2.5mm2073=120mm=設 計 計 算 及 說 明結 果3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑51.61mm=188.39mm4） 計算齒輪寬度 =51.61mm圓整后取 =58mm, =52mm5） 結構設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。小齒輪則由于齒根圓較小，故制造成齒輪軸的形式。51.61mm188.39mm5

10、1.61mm=58mm=52mm設 計 計 算 及 說 明結 果（二）.低速級齒輪傳動設計1 選精度等級、材料及齒數(shù)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7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) ，取2 按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 4） 確定公式內的各計算數(shù)值（1）試選 （2）轉矩134.35 (3) 由表107【1】選取尺寬系數(shù)（4）由表106【1】查得材料的彈性影響系數(shù)（5） 由圖1021d【1】按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600mp

11、a；大齒輪的接觸疲勞強度極限550mpa；（6） 由式1013【1】計算應力循環(huán)次數(shù) （7） 由圖1019 【1】查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95；0.98（8） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）【1】得 =設 計 計 算 及 說 明結 果 5） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值=74.65mm（2） 計算圓周速度=（3） 計算齒寬b及模數(shù)=74.65mmmmmm=10.66mm（4） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取=1根據(jù)=,7級精度，由圖108【1】查得動載系數(shù)=1.05；由表103【1】查的的計算公式故 = 由表1013【1】查得=1.2

12、75由表103【1】查得=1.2, 故載荷系數(shù)（5） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 = =78.47mm（6） 計算模數(shù) mm74.65mm74.65mm=3.11mm7.00mm10.66mm1.3171.742=78.47mm3.27mm設 計 計 算 及 說 明結 果5 按齒根彎曲強度設計由式(1017)【1】 0） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)=1.607（2） 查取齒型系數(shù)由表105【1】查得2.65； 2.236查取應力校正系數(shù)由表105查得=1.58；=1.754（3） 計算取失效概率為1，安全系數(shù)s1.4，由式（1012）【1】得 上式中，由圖

13、1019 【1】查得0.91；0.92（4） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01288=0.01571 大齒輪的數(shù)值大。2） 設計計算1.607=0.01288=0.01571設 計 計 算 及 說 明結 果將數(shù)據(jù)代入公式可得 2.28mm取標準值=2.5mm按接觸強度算得的分度圓直徑78.47mm6 幾何尺寸計算0） 計算中心距=31.4，取31， 則93中心距 =155mm5） 計算大、小齒輪的分度圓直徑=77.5mm=232.5mm6） 計算齒輪寬度 =77.5mm圓整后取 =85mm, =78mm4） 結構設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為

14、宜。小齒輪則由于齒根圓較小，故采用實心式的為宜。=2.5mm78.47mm3193155mm77.5mm=232.5mm77.5mm設 計 計 算 及 說 明結 果六、軸的設計計算1.高速軸：由于高速級小齒輪分度圓較小，故高速軸i采用齒輪軸。軸的材料為45鋼，調質處理。軸裝配方案如下：1 初步確定軸的最小直徑 取118，=3.98,為960故 18.9mm,由于電機的輸出軸為38mm，該軸輸入轉矩t=39.39，考慮轉矩變化很小，取1.5，故59.09查手冊選用hl3型（）彈性柱銷聯(lián)軸器,該聯(lián)軸器參數(shù)為公稱轉矩=630，l60mm，最大允許轉速為5000。 2. 軸上的軸承可選用內徑為35mm

15、的軸承，由于高速級斜齒輪成對稱布置，故軸向力完全抵消，故軸承可選用滾子軸承，初步選用n207型中窄軸承其參數(shù)如下： ，3. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度12段 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為32mm,長度略短于60，取58mm。23段 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位該段直徑選為34mm,長度取為50mm。34段 該段軸要安裝軸承和套筒，即該段直徑定為35mm。長度為軸承寬度加上軸承端面到箱體內壁的距離，由于用油潤滑，故軸承端面到箱體內壁的距離可取為7mm，考慮套筒寬度故 17+7+125mm.18.9mm59.09設 計 計

16、 算 及 說 明結 果45段 該段為定位軸肩，對套筒進行定位，故直徑取為42mm,長度由齒輪端面到箱體內壁的距離確定取8mm 56段 該處為齒輪，長度等于齒寬為 58mm67段 該處軸為隔開兩齒輪，且考慮到低速級小齒輪的寬度，取105mm,直徑可取為42mm. 78段與56段相同，故 58mm,89段與45段相同，故8mm, 910段與34段相同，故25mm。4.計算軸的總長 =58+50+25+8+58+105+58+8+25=395mm2.中間軸的設計 此軸的輸入功率=3.69，轉速262.3，扭矩t=134.35，1.初步確定軸的最小直徑 取118，=3.69,為262.3故 28.5m

17、m 為了使軸承便于安裝，取最小直徑為35mm。2 求作用在齒輪上的受力高速級每一個大齒輪處=713n，=335n軸向力互相抵消；低速級小齒輪處受力與低速級大齒輪受力相同計算過程見輸出軸設計：=3320n=1210n=395mm28.5mm=892n=335n=3320n=1210n設 計 計 算 及 說 明結 果3.軸的結構設計: 裝配方案如下12段 該段軸要安裝軸承和套筒，軸承選用30207型圓錐滾子軸承其參數(shù)如下： ，故該段直徑定為35mm通過高速軸的設計可通過計算求得，取40.25mm。23段 此處安裝高速級大齒輪齒輪為34mm,直徑可根據(jù)套筒定位需要取為42mm,長度由與高速級相匹配計

18、算可得，取為66mm。34段 為安裝低速級小齒輪，直徑可取為50mm,其長度略短于齒寬取 81mm.45段 該段為定位軸肩，對套筒進行定位，根據(jù)軸肩定位要求，故直徑取為60mm,寬度取13mm56段 該處安裝高速級大齒輪，長度略短于齒寬為 49mm67段 與12段 相同40.25mm,直徑為35mm.4.軸上零件的周向定位 23，34，56段采用鍵連接固定齒輪 23，56段鍵 相同，由d=42mm，查手冊得，長度取40mm,公差n6。 34鍵，由d=50mm，查手冊，長度取63mm公差n6。 4.倒圓角的設計 設 計 計 算 及 說 明結 果 查表152【1】 1.2mm,=1.6mm,=2m

19、m,2mm,mm,兩端面倒角2.輸出軸的設計此軸的輸入功率=3.54，轉速87.4，扭矩t=386.81，1.初步確定軸的最小直徑 取112，=3.54,為87.4故 38.46mm 為了使軸承便于安裝，取最小直徑為35mm。2.求作用在齒輪上的受力=3320n=1210n3.軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案38.46mm=3320n=1210n設 計 計 算 及 說 明結 果12段 該段為輸出軸的最小直徑，該處為與聯(lián)軸器相連的軸，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需先選取聯(lián)軸器型號：該軸輸入轉矩t=386.81，考慮轉矩變化很小，取1.5，故579.92，查手冊選用hl4（j、z型

20、）彈性柱銷聯(lián)軸器,該聯(lián)軸器參數(shù)為公稱轉矩=1250，l84mm，最大允許轉速為4000故取該段23段 可根據(jù)潤滑條件及軸肩定位要求取為 48mm,40mm。34段 根據(jù) ，48mm選擇滾動軸承，選用30210型圓錐滾子軸承其參數(shù)如下： ，故該段軸直徑定為50mm， 21.75mm.45段 該段為定位軸肩，對左端軸承進行定位，根據(jù)軸肩定位要求，故直徑可取為58mm,長度取75.5mm56段 該處為軸環(huán)對右邊大齒輪定位取直徑為74mm，12mm67段 該處安裝低速級大齒輪，長度略短于齒寬為74mm 78段與89段 長度可通過與中速軸的匹配和軸承安裝定位計算得出 故輸出軸總長82+40+21.75+

21、75.5+12+74+91.5+21.75418.5mm4.軸上零件的周向定位 12，67段采用鍵連接 12段為半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接d=42mm，查手冊得，半聯(lián)軸器與軸的配合為，67段按直徑查手冊，選用平鍵，長度取為=56mm,為了保證齒輪與軸的579.92設 計 計 算 及 說 明結 果對中性，配合選為。5. 倒圓角的設計 查表152【1】 1.6mm,=1.2mm,=1.6mm,2mm,mm,1.6mm,=1.6mm,兩端面倒角6. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，軸承壓力中心查手冊可只20mm設 計 計 算 及 說 明結 果以上af各圖為輸出軸上的受力圖，及彎矩，扭矩圖，

22、危險截面處的的值計算列于下面表格中設 計 計 算 及 說 明結 果載荷水平面h垂直面v支反力r彎矩m總彎矩扭矩t計算彎矩7. 精確校核軸的疲勞強度a. 判斷危險截面截面a、2、3、b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以這幾個截面均不需要校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和6，7處過渡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和7的應力集中的影響相近，但截面7不受扭矩作用，故不必作強度校核。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），

23、而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。截面8、9更不必校核。由第三章【1】可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面6的左右兩側即可。b. 截面6左側抗彎截面系數(shù)w=0.1=抗扭截面系數(shù)=0.2=截面6左側的彎矩m為m=截面上的扭矩 截面上的彎曲應力 =8.08mpaw=8.08mpa設 計 計 算 及 說 明結 果截面上的扭轉切應力 =9.92mpa軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1【1】查得=640mpa，=275mpa，=155mpa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2【1】查取。因為r/d=2/50=0.04；d/d=74/63=1.175

24、 所以=2.07，=1.58又由附圖3-1【1】可得軸的材料敏性系數(shù)為=0.80，=0.83所以有效應力集中系數(shù)為=1.8561.481由附圖3-2【】得尺寸系數(shù)，由附圖3-3【1】得扭轉尺寸系數(shù)=0.80軸按磨削加工，由附圖3-4【1】得表面質量系數(shù)為，軸未經表面強化處理，即=1，則得綜合系數(shù)值為=3.725 =2.721由3-1及【1】3-2【1】取碳鋼的特性系數(shù) ， 求安全系數(shù) =9.14 =9.92mpa=1.8561.481=3.725=2.7219.14設 計 計 算 及 說 明結 果=11.28 =7.101 s=1.5c. 截面6右側抗彎截面系數(shù)：w=0.1= 抗扭截面系數(shù)：

25、=0.2=彎矩m ： m=彎曲應力為 ： =6.31mpa 截面上的扭矩 ： 截面上的扭轉切應力 ：=7.732mpa由附表3-8【1】用插值法求出=3.00；軸按磨削加工，由附圖 3-4 【1】得表面質量系數(shù) 故得綜合系數(shù) ： =3.087 =2.487求安全系數(shù)：11.28=7.101w=6.31mpa=7.732mpa2.40=3.087=2.487設 計 計 算 及 說 明結 果=14.11=15.80=10.52 s=1.5故由以上計算可知輸出軸其安全。=14.11=15.80=10.52設 計 計 算 及 說 明結 果七、滾動軸承的選擇及計算1.高速軸：1 求兩軸承受到的徑向載荷因

26、為兩齒輪旋向相反，螺旋角相同，故軸向力力=0高速軸=39.39，因無軸向力，故當量動載荷等于徑向力=763n，=134.5n故徑向力 ：當量動載荷：2. 軸承壽命的校核軸承型號為n207,查手冊得=46.5軸承壽命： 滿足使用要求。2.中間軸：1. 求兩軸承受到的徑向載荷因無軸向力，故當量動載荷等于徑向力高速級每一個齒輪嚙合處： 763n，134.5n低速級齒輪嚙合處： 605n，1660n 水平面上高，低速級嚙合處的徑向力方向相反，故 =1391n 故單個軸承受力為 =695.5n=763n，=134.5n=1391n=695.5設 計 計 算 及 說 明結 果豎直面上高，低速級嚙合處的圓周

27、力方向相同，故 =2131n故單個軸承受力為 1065.5n故當量動載荷 ：2. 軸承壽命的校核軸承型號為30207,查手冊得=51.5軸承壽命： 滿足使用要求。1.低速軸：1. 求兩軸承受到的徑向載荷 605n，1660n當量動載荷：2. 軸承壽命的校核軸承型號為30210,查手冊得=72.2軸承壽命： 滿足使用要求。=2131n1065.5n設 計 計 算 及 說 明結 果八、鍵連接的選擇及校核計算 普通平鍵聯(lián)結的強度條件為：查手冊并計算得鍵的各參數(shù)如下表：代號直徑mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉矩（nm）極限應力（mpa）高速軸10850（單頭）3245439.3913.7中間軸

28、1284042284134.3557.11496350494.5134.3524.4低速5386.8158.812876（單頭）42704386.8165.8由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。設 計 計 算 及 說 明結 果九、聯(lián)軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。1. 高速軸用聯(lián)軸器的設計計算根據(jù)前面軸的設計說明中可知選用彈性柱銷聯(lián)軸器hl3（gb5014-85）。其主要參數(shù)如下：材料ht200公稱轉矩軸孔直徑，軸孔長（j、z型），2. 第二個聯(lián)軸器的設計計算根據(jù)前面軸的設計說明中可知選用hl4型（gb5014-85）

29、彈性柱銷聯(lián)軸器,該聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱轉矩=1250，l84mm，最大允許轉速為4000軸孔直徑，軸孔長（j、z型），設 計 計 算 及 說 明結 果十、減速器附件的選擇1. 通氣器由于在室內使用，選通氣帽（一次過濾），采用m362，材料為q2352. 油面指示器選用游標尺m203. 起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳4. 放油螺塞選用外六角油塞及墊片m201.55. 窺視孔及視孔蓋直接與通氣器組合裝配，a=120,采用板結構視孔蓋。設 計 計 算 及 說 明結 果十、箱體結構設計箱座與箱蓋采用鑄造成型，其形狀及位置，尺寸可參考參考文獻【2】，詳細結構尺寸如下表 箱體的結構尺寸名稱尺寸（mm）箱

30、座壁厚9箱蓋壁厚8箱座上部凸緣厚度13.5箱蓋凸緣厚度12箱座底部凸緣厚度22.5軸承座連接螺栓凸緣厚度32箱座加強肋厚度7.65箱蓋加強肋厚度6.8地腳螺栓直徑16地腳螺栓數(shù)目4軸承座連接螺栓直徑12箱座與箱蓋連接螺栓直徑10軸承蓋固定螺釘直徑8視孔蓋固定螺釘直徑6軸承端面至箱體內壁距離5箱底至箱底內壁距離20箱體內壁至軸承座孔端面距離50箱體內壁縱向距離482箱體內壁與大齒輪齒頂圓的距離12箱體內壁與齒輪端面的距離10外箱壁至軸承座端面距離41軸承座連接螺栓間的距離116箱體內壁橫向寬度243裝配總長度l=572mm,總寬度b=524mm,總高度h=354mm。設 計 計 算 及 說 明結 果十一、潤滑與密封1. 齒輪的潤滑 計算最大圓周速度： 高速軸 ： 中間軸： 低速軸： 因齒輪圓周速度，采用浸油潤滑，查表1011，1012，選用