機械設計課程設計展開式二級圓柱齒輪減速器設計F=4000,V=1.6,D=400

1、計算及說明一 課程設計任務書課程設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1二級展開式圓柱齒輪減速器2運輸帶3聯(lián)軸器（輸入軸用彈性聯(lián)軸器，輸出軸用的是齒式聯(lián)軸器）4電動機5卷筒已知條件：1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；2）使用折舊期：8年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4）動力源：電力，三相交流，電壓380/220V5）運輸帶速度允許誤差為±5%；6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。7）運輸帶工作拉力4000N8）運輸帶工作速度1.6m/s9）卷筒直徑400mm二. 設計要求1.完成減速

2、器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪、箱體零件圖各一張。3.編寫設計計算說明書一份。三. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案1）減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。2) 該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結構緊湊，重量輕，節(jié)約材料。二級展開式圓柱齒輪減速器具有傳遞功率大，軸具有較大剛性,制造簡單,維修方便,使用壽命長等許多優(yōu)點。但減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，電壓380V。2）選擇電動機的容量工作機的有效功率

3、為：從電動機到工作機傳送帶間的總效率為：由機械設計課程設計手冊表1-7可知：0輸入軸聯(lián)軸器（彈性聯(lián)軸器）效率，取為0.99；1第一級圓柱斜齒輪的傳動效率，精度為8級，取為0.97；2輸入軸上軸承（角接觸球軸承）效率，取為0.99；3第二級圓柱直齒輪的傳動效率，精度為8級，取為0.97；4中間軸上軸承（角接觸球軸承）效率，取為0.995輸出軸上軸承（深溝球軸承）的傳動效率，取為0.99；6輸出軸聯(lián)軸器（齒式聯(lián)軸器）效率，取為0.99所以電動機所需工作功率為 3）確定電動機轉速按手冊推薦的傳動比合理范圍，二級展開式圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉速為所以電動機轉速可選范圍為 Nd=i*nw=

4、(9-25)* 76.4r/min=(687.6-1910)r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000 、1500 三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000 的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉速，由機械設計課程設計手冊表12-1選定電動機型號為Y160M-6。其主要性能如下表：電動機型號額定功率（kw）滿載轉速(r/min)質(zhì)量（kg）Y160M-6 7.5 970 2.0 2.0 1193.計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比(1).總傳動比為 =970/76.4=12.7(2).分配傳動比 其中：，且取，即=12.7/3

5、=4.23 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 該傳動裝置從電動機到工作機共有三軸，依次為軸軸軸1).各軸的轉速 I軸 II軸 III軸 2).各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 3） .各軸的輸入轉矩 電動機的輸出轉矩Td為Td=9550×1000×Pd/nd= 70.39N·m I軸 II軸 III軸 5. 齒輪的設計5.1.高速級大小齒輪的設計1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度 (3)材料選擇。由機械設計表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬

6、度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，取Z2=93(5)按軟齒面齒輪非對稱安裝查表6.5，取齒寬系數(shù)(6)初選螺旋角=14°2) 初步設計齒輪主要尺寸 (1) 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度計算。兩者比較校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1> 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）.試選載荷系數(shù)。2）.計算小齒輪傳遞的轉矩 3） .由10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4334） .由圖10-26查得5） .需用接觸應力，由10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

7、，大齒輪的解除疲勞強度極限。6） 由式10-14計算應力循環(huán)次數(shù) 7） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)8） 計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1 2>.計算1）.計算小齒輪分度園直徑 2）.計算圓周速度。 3）.計算齒寬及模數(shù) 4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)取根據(jù)，8級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得；由參考文獻2圖10-13查得由表10-3查得。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，由參考文獻2式（10-10a）得 7）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由參考文獻2式（10-17） （1）確定計

8、算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從參考文獻2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.883）計算當量齒數(shù)4）查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得；5）查取應力校正系數(shù)由參考文獻2表10-5查得； 6）由參考文獻2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限7）由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由文獻2式（10-12）得 9）計算大，小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。 取=28，

9、則。4幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為152mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因b值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 mm圓整后取；。5.2低速級齒輪的設計2.1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）按圖2所示的傳動方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，轉速不高，故選用8級精度3）材料及熱處理：選擇參考文獻2表10-1小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù).2.2按齒面接觸強度設計按參考文獻

10、2式（10-9a）進行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選Kt=1.32）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)d=13）小齒輪傳遞的轉距4）由參考文獻2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限6）由參考文獻2式（10-19）計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻2式（10-12）得2.3計算1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度3) 計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計算

11、載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)??；根據(jù)，8級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)；直齒輪，；由參考文獻2圖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，查參考文獻2圖10-13得，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，由參考文獻式（10-10a）得 7）計算模數(shù)2.4. 按齒根彎曲強度設計由參考文獻2式（10-5） （1）計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由參考文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限；2）由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=

12、1.4，由參考文獻2式（10-12）得 4）計算載荷系數(shù)5）查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得；。6）查取應力校正系數(shù)由文獻2表10-5查得；。7）計算大，小齒輪的 ，并加以比較小齒輪的數(shù)值大2.5 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.14并就近圓整為標準值。 取=25， 則2.6幾何尺寸計算1）計算大、小齒輪的分度圓直徑 2）計算中心距 ， 3）計算齒輪寬度 則??；。6.設計計

13、算軸 軸I的設計 求軸I的功率 , 轉速 , 轉矩 , , 求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑 則 初步確定軸的最小直徑 材料為40Cre鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本表15-3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故聯(lián)軸器的計算轉矩，取，則：查機械設計課程設計手冊，選用LT5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 。根據(jù)聯(lián)軸器參數(shù)選擇半聯(lián)軸器長度 I軸強度校核：據(jù)結構圖可作出軸的計算簡圖如下:(a) 1655079.5FrMH2Ft(b) (c)MvM(d)M2M1MT 載荷水平面H垂直面V支反力F=145.3=760.67=613.82=1793.43彎矩M=23974.5=42059.6=997

14、44.15總彎矩=扭矩T計算彎矩. 按彎扭合成應力校核軸的強度 由以上分析可知C點外侵彎矩最大,是危險截面,由式15-5及上表中的數(shù)值可得 根據(jù)所選定的材料,由表15-1查得因此,故安全. . 校核軸承壽命 對于7205AC型軸承,按表13-7查得派生軸向力,則有 由于,所以軸承1被壓緊,軸承2被放松, 根據(jù),查表13-5得,輕微沖擊,取,則有 計算載荷壽命 由于,角接觸球軸承,動載荷,則壽命 所以合格 軸II的設計 求軸II的功率 , 轉速 , 轉矩 , , 求作用在齒輪上的力 已知2、3齒輪的分度圓直徑分別為： 則 圓周力、徑向力和軸向力的方向如圖四所示 初步確定軸的最小直徑、中間軸輸入的

15、功率P2、轉速n2和轉矩T2 N2=229.3r/min P2=6.8kw T2=283.2Nm按齒輪的設計，軸的材料與齒輪相同，采用40Cr，查機械設計表15-3取Ao=100 查機械設計手冊選最小直徑d=40mm。 . 求軸上載荷 根據(jù)結構圖,可作出軸的計算簡圖如下:（a）79.590.559.5(b)Fa2 (c)M1A M(d) 載荷水平面H垂直面V支反力F=1451=296.97=4323.4=3743.85彎矩M=115354.8=60024MH3=17669.17mm=343710.3=222748總彎矩=扭矩T. 按彎扭合成應力校核軸的強度 由以上分析可知B點外侵彎矩最大,是危

16、險截面,由式15-5及上表中的數(shù)值可得 根據(jù)所選定的材料,由表15-1查得因此,故安全. . 校核軸承壽命a) 對7206AC軸承, 按表13-7查得派生軸向力,則有 b) 1被壓緊,;2被放松, c) 根據(jù),查表13-5得,輕微沖擊,取,則有 d) 計算載荷壽命 由于,角接觸球軸承,動載荷,則壽命 所以合格III的設計 求作用在齒輪上的力 初步確定軸的最小軸徑 （1）按齒輪的設計，軸的材料與齒輪相同，采用45調(diào)質(zhì)鋼，查機械設計表15-3取A0=110 查機械設計手冊選最小直徑d=48mm。聯(lián)軸器的計算轉矩，取，則：查機械設計課程設計手冊，選用LT5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。根據(jù)聯(lián)軸器參

17、數(shù)選擇半聯(lián)軸器長度。. 求軸上的載荷 根據(jù)結構圖可做出軸的計算簡圖如下79.5150Fr4FNH1FNH2(b) Ft4MMTM載荷水平面H垂直面V支反力F=1346.4=713.6=3699.35=1960.65彎矩M=107038.8 =294098.3,總彎矩=扭矩T計算彎矩 . 按彎矩合成應力校核軸的強度 由以上分析可知B點外侵彎矩最大,是危險截面,由式15-3及上表中的數(shù)值可得 根據(jù)所選定的材料,由表15-1查得因此,故安全. . 校核軸承壽命 P=3936.75 d) 計算載荷壽命 由于,角接觸球軸承,動載荷,則壽命 所以合格7滾動軸承的選擇7.1輸入軸軸承的選擇作為高速級軸承，應

18、當選擇球軸承，在前述中已經(jīng)選擇了類型為角接觸球軸承，現(xiàn)在進一步選擇具體的型號。輸入軸作高速級，且采用斜齒輪傳動，選用軸承為角接觸球軸承，軸承的內(nèi)徑應進行兩次放大，第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，一般應滿足，??；第二次放大時為了裝拆方便，取，同時軸承為標準件，內(nèi)徑應為0或者5的倍數(shù)，故軸承內(nèi)徑為d=25+2*2.5+2*2.5=35mm，這里軸承一般為輕系列或者中系列的，綜上所述，查取角接觸球軸承表（GB/T 2921994），選擇高速軸軸承型號為7007C。7.2中間軸軸承的選擇中間軸是悶在悶蓋里面的，故不需要經(jīng)過放大，應為軸端直徑為，前面所選擇的類型也是角接觸球軸承，從角接觸球軸承表（G

19、B/T 2921994）中選取型號也為7208C。7.3輸出軸軸承的選擇因為輸出軸上安裝的是直齒圓柱齒輪，沒有軸向力的作用，軸承類型已選定為深溝球軸承。軸承的內(nèi)徑也同輸入軸軸承一樣，也需進行兩次放大。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，一般應滿足，應為輸出軸軸徑較大為d3=48，所以取h1=1；第二次放大時為了裝拆方便，取h2=2.5，同時軸承為標準件，內(nèi)徑應為0或者5的倍數(shù)，故軸承內(nèi)徑為d=48+1*2+2.5*2=55mm，綜上所述，查取深溝球軸承表（GB/T 2761994），選擇輸出軸軸承型號為6011。8、潤滑方式、潤滑劑牌號、密封裝置以及軸承端蓋的選擇8.1軸承潤滑方式滾動軸承潤滑

20、方式的選擇參考機械設計教材第332頁內(nèi)容。對于高速軸角接觸球軸承，采用脂潤滑；對于中間軸角接觸球軸承其，亦選擇脂潤滑方式。對于深溝球軸承，其，亦采用脂潤滑方式。8.2確定齒輪潤滑方式對于齒輪潤滑方式參考機械設計教材第233頁到235頁內(nèi)容。輸出軸上齒輪為直齒圓柱齒輪，其中模數(shù)，齒數(shù)，故齒頂圓直徑，由于，所以齒輪的齒頂圓周速度為故齒輪應采用浸油潤滑。8.3軸承端蓋的選擇及相關尺寸我們這里選擇軸承端蓋結構為凸緣式結構，軸承端蓋的相關尺寸參考機械設計課程設計手冊第166頁內(nèi)容。8.3.1高速軸承端蓋尺寸由于高速軸選用軸承為7007C，軸承外徑D=62mm，故軸承端蓋螺釘直徑為 、螺釘數(shù)目為4個。相關

21、尺寸見下表，高速軸軸承端蓋相關尺寸，取8.3.2低速軸承端蓋尺寸低速軸軸承采用的是深溝球軸承，型號為6011，軸承外徑，選用螺釘直徑為，螺釘數(shù)目為6。相關尺寸見下表，取9、箱體的相關尺寸減速器箱體主要結構尺寸參考機械設計課程設計手冊第158也相關內(nèi)容。其中帶有的表示在多級傳動中，取低速級中心距，本設計中。相關尺寸見下表，鑄鐵減速器箱體主要結構尺寸表名 稱符號選擇結果箱座壁厚箱蓋壁厚，取箱蓋凸緣厚度箱座凸緣厚度箱座底凸緣厚度地角螺釘直徑，取地角螺釘數(shù)目NN=6軸承旁連接螺栓直徑，取蓋與座連接螺栓直徑連接螺栓d2的間距150軸承端蓋螺栓直徑視孔蓋螺栓直徑定位銷直徑，、至外箱壁距離C1分別為26mm

22、、22mm、16mm、至凸緣邊緣距離C2分別為24mm、20mm、14mm軸承旁凸臺半徑R1為20mm凸臺高度24mm外箱壁至軸承座端面距離鑄造過渡尺寸、參考機械設計課程設計手冊表138大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離，取齒輪端面與內(nèi)箱壁距離，取箱蓋、箱座肋厚、分別取箱蓋，箱座軸承旁連接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準兩級齒輪端面間距C取C=8mm大齒輪頂圓與箱座底部距離b0取b0=32mm軸承端面與內(nèi)箱壁距離要求，取10各個軸上鍵的選擇鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據(jù)鍵連接的結構特點、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。鍵的主要尺寸

23、為其截面尺寸（一般以鍵寬b×鍵高h表示）與長度L。鍵的截面尺寸b×h按軸的直徑d由標準中選定。鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度。所選定的鍵長亦應符合標準規(guī)定的長度系列。從國家標準鍵連接中（GB/T 10952003和GB/T 10962003）查取相關的資料，并且和前面的聯(lián)軸器中鍵連接中鍵的選擇相適應，所以選擇鍵的結果如下：減速器中高速軸與聯(lián)軸器連接處選擇鍵為： GB/T 1096鍵C8×7×70；中間軸安裝斜齒輪處選擇鍵為：GB/T 1096鍵14×9×50；中間軸安裝直齒輪處選擇鍵為：GB/T 109

24、6鍵14×9×90；輸出軸安裝直齒輪處選擇鍵為：GB/T 1096鍵20×12×90；輸出軸與聯(lián)軸器連接處選擇鍵為：GB/T 1096鍵C16×10×100；11.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬

25、度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為11mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。

26、油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.F 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.12 潤滑密封設計對于二級展開式圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且轉速速較低，所以其速度遠遠小于12m/s，所以軸承采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑油，裝至規(guī)定高度。油的深度為64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接