機械設計課程設計計算說明書二級展開式圓柱齒輪減速器

1、 機械設計課程設計設計計算說明書設計題目二級展開式圓柱齒輪減速器機電系系機械專業(yè)11級（1）班學生姓名侯立歡完成日期2013.12.16指導教師（簽字） 目錄一、設計任務書1二、傳動方案的擬定及說明1三、電動機的選擇3四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比3五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4六、傳動件的設計計算5七、軸的設計計算12八、滾動軸承的選擇及計算26九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算31十、聯(lián)軸器的選擇32十一、減速器附件的選擇和箱體的設計32十二、潤滑與密封33十三、設計小結34十四、參考資料35 一、 機械設計課程任務書設計人 侯立歡 院（系） 機電系 專業(yè)（班級） 機械一班 學號12

2、0110508005 設計題目 題號 原始數(shù)據：1.設計項目：用于帶式運輸機的展開式圓柱齒輪被減速器。其傳動簡圖如下所示。2.工作條件：帶式運輸機連續(xù)工作，單項運轉，工作時有輕微震動，空載啟動，每天單班制工作，使用期限為10年，每年按300個工作日計算，小批量生產。 3.原始數(shù)據運輸機卷筒扭矩（nm）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）68000.48425%1014.設計任務(1)設計內容：電動機選型；v帶傳動設計；減速器設計； 聯(lián)軸器選型。 (2)設計工作量：減速器裝配工作圖1張（a0幅畫）；零件工 作圖1-3張（a3或a4幅面）；設計計算

3、說明書1份（6000-8000字）。 5.設計要求：有指導教師選定。（1） 減速器中齒輪設計成：直齒輪；斜齒輪；高速級為 斜齒輪，低速級為直齒輪。（2） 減速器中齒輪設計成：標準齒輪；變位齒輪；變位 與否設計者自定。 完成時間 年 月 日 簽字 侯立歡 設 計 計 算 與 說 明主 要 結 果二、傳動方案的確定 傳動裝置選用v帶傳動和展開式二級圓柱齒輪傳動系統(tǒng)，具有結構簡單、制造成本低的特點。v帶傳動布置于高速級，能發(fā)揮它的傳動平穩(wěn)、緩沖吸震和過載保護的優(yōu)點。但本方案結構尺寸較大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境中工作。因而，對尺寸要求不高、環(huán)境條件允許的情況下，可以采用本方案。 三、電動機的選

4、擇3.1電動機類型和結構形式選擇按照已知的動力源和工作條件選用y系列三相異步電動機。3.2確定電動機功率1） 傳動裝置的總效率查表1-10得：。 則： 2）工作機所需電動機功率 由式（13-4）及式（13-2）得 3.3確定電動機型號 滾筒工作轉速 按表1-9推薦的傳動比常用范圍，則總 傳動范圍為。因此電動機可選范圍 符合的電動機750r/min，1000r/min，1500r/min。查表2-1 得下表： 方 案電動機 型 號電動機轉速n(r/min)額定功率同步轉速滿載轉速1y160m1-8750r/min720r/min42y132m1-61000r/min960r/min43y112m

5、-41500r/min1440r/min4由表中數(shù)據可知兩個方案均可行，綜合考慮電動機價格和傳動裝置尺寸及環(huán)境條件。因此，采用方案2，選定電動機型號為y132m1-6。由表2-3查得：電動機的機座中心高：h=132mm電動機的伸出端直徑：d=38mm電動機的伸出端長度：e=80mm 四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比4.1傳動裝置總傳動比4.2分配各級傳動比查表1-9取v帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為 由展開式齒輪傳動比：得： 所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳 動比的常用范圍。五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 5.1 各軸轉速電動機軸為0軸，減速器高速

6、軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為： 5. 2 各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 5.3 各軸轉矩 各軸的運動及動力參數(shù)見下表：軸 名功率（kw）轉速n（r/min）轉矩t（nm）03.8896038.6013.72320111.0223.6172.89472.9833.5621.561576.9043.4321.561519.32六、傳動件的設計帶傳動設計計算 6.1 確定計算功率由于是帶式輸送機，每天單班工作制，查機械設計（v帶設計部分未作說明皆查此書）表5-1得， 工作情況系數(shù)6.2 選擇v帶的帶型由、 由圖5-1選用a型v帶6.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速

7、 1）初選小帶輪的基準直徑。由表5-211和圖5-1，取小帶輪的基準直徑 2） 驗算帶速 ,故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑 根據表5-2注2，取=335mm。 6.4確定v帶的中心距a和基準長度1）根據式初定中 心距。2） 計算帶所需的基準長度 由表5-3選帶的基準長度3） 計算實際中心距a 中心距變化范圍為528.45-552.60mm。6.5 驗算小帶輪上的包角 故合適。6.6 確定帶的根數(shù)z1） 計算單根v帶的額定功率 由和，查表5-4 用線性插入法得根據，i=3和a型v帶，查表5-5用線性插入法得2） 計算v帶根數(shù)z 取4根。 6.7 計算單根v帶的初拉力的最小值 由表5-7查

8、得a型v帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以 應使帶的實際初拉力 6.8 計算壓軸力 v帶傳動主要參數(shù)名稱結果名稱結果名稱結果帶型a型傳動比根數(shù)z=4基準長度基準長度mm預緊力n中心距a=536.50mm壓軸力1272.484n 6.9 帶輪結構設計 帶輪材料采用ht150。由表5-8查得： 現(xiàn)取 。 1） 小帶輪結構設計小帶輪采用實心式。由電動機伸出端直徑d=38mm，查表5-9 及5-8可得但考慮電動機伸長為80mm故取如下圖所示：2） 大帶輪才用腹板式，大帶輪轂孔直徑有后續(xù)高速軸設計而定，取d=32mm,同理由表5-8,5-9可得 由表5-8取，作下圖： 七、減速器內傳動零件的設計齒

9、輪傳動的設計計算 1 高速齒輪的設計計算（此過程查機械設計第九版表和圖） 1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用圓柱斜齒輪傳動，壓力角20，初選螺旋角14。 帶式運輸機為一般工作機器，選用7級精度。 材料選擇。小齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度280hbs， 大齒輪材料45鋼（調質），齒面硬度240hbs. 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 2）按齒面接觸疲勞強度設計 由（10-24）試算小齒輪分度園直徑，即 確定公式各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù)，由表10-7選齒寬系數(shù)。 由圖10-20查得。 由表10-5查得 式10-21計算解除疲勞強度用重合度系數(shù) 由式10-23可得螺旋角系數(shù) 計算接觸疲勞許

10、用應力由圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為由式10-15計算應力循環(huán)次數(shù)根據圖10-23解除疲勞壽命取失效概率1%，安全系數(shù)s=1 由式10-14試算小齒輪分度圓直徑 調整小齒輪分度圓直徑 圓周速度v 齒寬b 2）計算實際載荷系數(shù).由表10-2查得使用系數(shù)。根據v=0.838m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)齒輪圓周力 由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱分布則載荷系數(shù)3）由式10-12得實際載荷系數(shù)算的分度圓直徑及相應齒輪模數(shù)3） 按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-20試計算齒輪模數(shù)，即確定公式的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)由式10-18可得計算彎曲疲勞強度的

11、重合度系數(shù)由式10-19可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角 計算當量齒數(shù)查圖10-17得齒形系數(shù)查圖10-18由圖10-24c查得 小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式10-14得 因為大齒輪的大于小齒輪的所以取0.0166 所以試算齒輪模數(shù)得 調整齒輪的模數(shù) 圓周速度v 齒寬b 齒高h及齒寬比 b/h 2）計算實際載荷系數(shù) 根據v=0.660m/s，7級精度，由圖10-8查動載系數(shù)=1.05 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù) 由表10-4用插值法查得 則載荷系數(shù)為 3）由式10-13 可得實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結果，由于

12、齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑來計算小齒輪的模數(shù)，即 4）幾何尺寸計算 計算中心距 考慮從模數(shù)從1.810增加到2，為此中心距減小整數(shù)為159mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 計算大小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪的寬度 5）圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整之后，等均產生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法先計算10-22中的各參數(shù)， 代入式10-22，得 齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10

13、-17中的參數(shù)代入式10-17中齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6） 主要設計齒數(shù)： 模數(shù)：m=2mm 壓力角：螺旋角： 中心距a=159mm 齒寬 小齒輪選用45鋼（調質），大齒輪選用45鋼（調質） 齒輪按7級精度設計。2 高速齒輪的設計計算 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度； 3）材料的選擇。由表5-20選擇小齒輪材料為45（調質）硬度為250hbw，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200hbw，兩者硬度差為50hbw； 4）選小齒輪齒數(shù)為z=23，大

14、齒輪齒數(shù)可由=3.3823=77.74，取=78； 5）齒數(shù)比u=3.39。2. 按齒面接觸疲勞強度設計 確定公式內各計算數(shù)值 1)試取載荷系數(shù)為kt=1.32)由表5-26取齒寬系數(shù)=1.3)由表5-25查得材料彈性影響系數(shù)=189.8.4)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa.大齒輪接觸疲勞強度極限=550mpa. 5)小齒輪傳遞的轉矩 6）應力循環(huán)次數(shù) 7）由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)8）接觸疲勞許用應力:取失效概率為1%.安全系數(shù)為 s=1 計算1)小齒輪分度圓直徑. 2)計算圓周速度 3)齒寬b及模數(shù) 4)計算載荷系數(shù)k 根據7級精度，由圖5-6查得

15、動載系數(shù) 由表5-22查得直齒輪傳動間載荷分配系數(shù);由表 5-21查得齒輪傳動系數(shù),齒輪7級精度 小齒輪相對支撐對 稱分布插值法5-23得接觸疲勞強度計算的齒向載荷分配系數(shù) ，由b/h=10223，查圖5-5得故實際載荷系數(shù)： 5）按實際載荷系數(shù)下的校正分度圓直徑 6）計算模數(shù) 3 .按齒根彎曲強度設計 確定公式內的各計算數(shù)值 1）由圖5-9c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 5-29b查得 2）由圖5-7查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 3）計算彎曲疲勞許用盈應力，取s=1.4， 4）計算載荷系數(shù)k 5）查取齒形系數(shù) 由表5-24得 6)查得應力矯正系數(shù) 表5-24 7）計算大小齒輪的 取較大的值=0.0

16、117 設計計算 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于 由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出 發(fā)，從標準中就近取m=3；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按 接觸疲勞強度算的分度圓直徑來計算小齒輪的模 數(shù)，即 傳動誤差比 實際總傳動比 則 在誤差范圍內，故合格。 4 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 （4）計算齒頂圓直徑 5）齒全高 6） 齒后 7）齒頂高 8） 齒根高 9）齒根圓直徑 八、軸的設計計算及強度校核 高速軸的結構設計 1 軸的選材及其許用應力的確定初選軸的材料為45鋼（調質），查表16-1 硬度217-255h

17、bw抗拉強度極限，屈服強度，彎曲疲勞 極限，剪切疲勞期強度，許用彎曲應 力 2 軸的最小直徑估算 高速軸輸入端與大帶輪相連接，所以輸入端軸徑應最小查表 16-2，取,則高速軸的最小直徑為： 因為與大帶輪裝配，有鍵槽故增大5%7% 查表1-19取標準尺寸根據軸上零件的結構、定位、裝配關系。軸向寬度、零件間的相對位置及軸承潤滑方式的等要求，參考表15-1、圖15-3、及圖16-3設計。查表15-1：箱蓋壁厚由，故箱體內寬 3 軸的設計和強度計算1）軸上零件的位置與固定方式確定 圖圖圖圖圖圖2） 各軸段直徑和長度的確定 直徑確定 最小直徑， ，的標準，故取，該處軸圓周速度 故可選用氈圈油封，由表9-

18、9選用氈圈油封36jb/zq4606-1997 滾動軸承處軸段，考慮軸承的拆裝方便，因而使，現(xiàn)取，考慮到軸承承受的徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，查表6-3，選用30208，其尺寸為，其安裝尺寸 過渡軸段，取=50mm齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結構。軸的材料和熱處理方式一樣，調質處理 ，滾動軸承處軸段應與右支撐相同長度確定 應與大帶輪的輪轂長度短23mm，取長度為80mm 參考圖16-11a，取封油環(huán)端面到內壁距離2mm，為了補償箱體胡鑄造誤差，安裝封油環(huán)空間以及考慮到主動軸靠近箱體內壁的軸承斷面應與從動軸靠近箱體內壁的軸承端面對齊在同一母線上，靠近箱體內壁胡軸承端面至箱

19、體內壁的距離故取 查表15-1 地腳螺釘直徑=0.036a+12=0.036159+12=17.724mm，取m16,查表15-1得相應的箱蓋與箱座連接，直徑取m12,軸承端蓋螺釘直徑，取m10 由表4-13查得螺栓gb/t 5782-2000 m1030 由表8-1查得軸承端蓋凸緣處厚度e=1.2 =1.2 9=11mm軸承座寬度，取取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度，取則小齒輪寬度取 由于對稱高速軸總長 按彎扭合成應力校驗的強度 小齒輪所受轉矩 小齒輪所受圓周力 小齒輪所受徑向力 小齒輪所受軸向力 高速軸兩軸承間的跨具由上述設計尺寸得： 兩支點反力 由由得 得式中符號表示所示力的方向相反， 處

20、的垂直彎矩 處的合成彎矩高速軸所受轉矩 繪制高速軸的扭矩受力圖 因為是單向回轉軸，所以轉矩切應力視為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6，危險截面的當量彎矩前已選擇主動軸材料為45鋼，調質處理，由表16-1查得，所以 滾動軸承校驗：圓錐滾子軸承30208基本額定動載荷,基本額定動載荷,預計壽命 查表6-14，當減速器受到輕微沖擊時，取滾動軸承載荷系數(shù)因為 ,因為 徑向動載荷系數(shù)軸向動載荷系數(shù) 因為 故只需驗算軸承1，軸承在溫度以下工作，查表6-16得 故合適低速軸設計計算 1低速軸的輸出端與聯(lián)軸器相連，所以低速軸輸出軸徑應最大。因為是減速器的低速軸，查表16-2，取,則低速軸最小直徑為考慮到低速

21、軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，該軸段截面上設有一個鍵槽，同理可得參考聯(lián)軸器孔徑系列標準，取 查表7-9用于運輸機的聯(lián)軸器的工作情況系數(shù) 參考聯(lián)軸器表7-6選用lx5， 軸徑孔75mm， 軸孔長度 取彈性柱銷的裝配距離 2.軸上零件的位置與固定方式的確定 3.各軸段直徑和長度確定 各軸段直徑的確定 ：最小直徑安裝聯(lián)軸器 密封處軸段 根據聯(lián)軸器的軸向定位要求，定位軸肩為 查表1-19，并考慮到氈圈油封的標準，取 該處圓周速度 故選用80jb/zq 4606-1997氈圈 滾動軸承處軸段 考慮到拆裝方便，取=85mm，考 慮到軸只受徑向力，故選用深溝球軸承。由=85mm，查表取 代號6217軸承，其基本尺

22、寸為， 安裝尺寸為 低速級大齒輪安裝軸段取 （表1-19） 軸環(huán)，該軸段為齒輪提供定位作用，定位軸肩高度，則 =90mm 滾動軸承處軸段 各軸段長度的確定 安裝聯(lián)軸器軸段，為了保證軸向定位可靠，該軸段的長度 應比聯(lián)軸器短2-3mm，現(xiàn)聯(lián)軸器孔長 大齒輪配合段，為了便于定位可靠，=10mm 次段長度除與軸上零件有關外，海域軸承寬度及軸承端蓋 等零件有關。由裝配關系可知，軸承座寬度靠近箱體內壁的端 面至箱體內壁的端面至箱體內壁距離，考慮到聯(lián)軸器彈性套 柱銷的裝配距離 =45mm 齒寬=109,mm =107mm 左側安裝封油環(huán)，軸承的軸段 = 右側安裝封油環(huán) 套筒 軸承的軸段 =17.5+14+2

23、8-10=49.5mm 低速軸總產度 l=105+77+86.5+107+10+49.5=425mm 4.按彎曲合成力校驗軸的強度 大齒輪按彎扭合成應力校驗的強度 大齒輪所受轉矩 大齒輪所受圓周力 大齒輪所受徑向力低速軸兩軸承間的跨距：兩支點反力: 由 總支反力： 低速軸所受轉矩可知處彎矩最大，是危險截面因為是單向回轉軸，所以轉矩切應力視為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6，危險截面的當量彎矩前已選擇主動軸材料為45鋼，調質處理，由表16-1查得，所以（4） 滾動軸承校驗：查表6-5得：深溝球軸承6217基本額定動載荷,基本額定動載荷,預計壽命 查表6-14，當減速器受到輕微沖擊時，取滾動軸承

24、載荷系數(shù)因為 則徑向載荷系數(shù),軸向動載荷系數(shù) 因為 故只需驗算軸承2，軸承在溫度以下工作，查表6-16得 故合適軸承潤滑方式確定齒輪的圓周速度故軸承潤滑采用脂潤滑 中間軸的設計 選取45鋼，由表16-2 取得 各軸段直徑和長度的確定 1 直徑確定 ：最小直徑，安裝軸承 取50mm ：因為需要軸間定位，并安裝齒輪 故取55mm ：軸環(huán)處 取65mm ：安裝齒輪 取55mm ：安裝軸承與相等 故取 50mm 2 取各段長度 九、鍵的選擇與強度校核 1高速軸外伸端處：（1） 選擇鍵連接的種類和尺寸： 主動軸外伸端，長63mm，考慮鍵在軸中部安裝，查表4-27，選擇，b=10，h=8，l=56.選擇材料為45鋼，查表4-28，鍵靜連接時許用擠壓應力，取。工作長度l=l-b=56-10=46mm，鍵與輪轂槽的接觸高度k=0.5h= （2） 校核鍵連接的強度 所以鍵的強度做夠，選用2低速軸外伸端處（1） 選擇鍵連接的種類和尺寸： 主動軸外伸端，長105mm，查表4-27，選擇，