機械設計課程設計二級減速器

1、機械設計課程設計任務書學生姓名專業(yè)年級設計題目： 設計帶式輸送機傳動裝置設計條件：1、 輸送帶工作拉力：F = 2600N；2、 輸送帶工作速度：v = 1.1m/s（允許輸送帶速度誤差為±5%）；3、 滾筒直徑：D = 220mm；4、 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°；5、 使用折舊期： 8年；6、 檢修間隔期： 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；7、 動力來源： 電力，三相交流，電壓380/220V；8、 運輸帶速度允許誤差：9、 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。設計工作量：1、 減速器裝配圖1張（

2、A1）；2、 零件工作圖2張；3、 設計說明書1份。指導教師簽名： 2013年4月23日說明：1.此表由指導教師完成，用計算機打印（A4紙）。2.請將機械設計課程設計任務書裝訂在機械設計課程設計(論文)的第一頁。設計題目：二級展開式圓柱齒輪減速器1設計條件1.1原理圖（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）1.2工作情況1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有灰塵，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) 動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；5) 運輸帶速度容許誤差：±5%

3、；6) 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。1.3原始數(shù)據題號參數(shù)1運輸帶工作拉力F/KN2600運輸帶工作速度v/(m/s)1.1卷筒直徑D/mm220注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經在F中考慮。歡迎下載2 電動機選擇2.1電動機類型的選擇 電動機選擇全封閉的Y系列三相鼠籠式異步電動機，具有防止 灰塵、鐵屑、或其它雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工作環(huán)境溫度不超過+40，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。2.2電動機功率的計算 工作機所需功率Pw 設計方案的總效率 =0.99（兩對聯(lián)軸器的效率相等） =0.99，=0.9

4、8，=0.99 =0.97（兩對齒輪的效率取相等） 則：=0.886 電動機所需工作功率 2.3電動機轉速的選擇 由v=1.1m/s 求卷筒轉速nw V =1.1 nw=95.50 r/min 電動機可選轉速范圍 在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動比i1,i2，由圓柱齒輪傳動比范圍為35。 所以nd =(i1*i2) nw=9，25* nw nd的范圍是（859.5，2387.5）r/min，初選為同步轉速為1430r/min的電動機2.4電動機型號的確定 電動機型號為Y100L1-4,其額定功率為2.2kW，滿載轉速1430r/min。基本符合題目所需的要求。電動機型號額定功率/KW滿載轉速

5、r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/KgY100L1-42.214302.22.334Pw=2.86 KW=0.886=3.23 KWnw=95.50 r/minnm=1430 r/min3 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3.1計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：nm/nw nw95.50r/min nm=1430r/min i14.973.2合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。估測選取 i1=4.5 i2=3.3傳動比誤差為0.801%，所以可行。3.3 各軸轉速、輸

6、入功率、輸入轉矩計算 計算各軸轉速 電動機轉軸速度 n0=nm=1430r/min 高速軸1 n1=nm=1430 r/min 中間軸2 n2=317.78 r/min 低速軸3 n3= =96.30 r/min 卷筒軸 n4=96.30 r/min。 計算各軸功率高速軸1 P1=Pd*=3.23*0.99=3.20Kw 中間軸2 P2=P1*齒*n軸承1=3.20*0.97*0.99=3.07Kw 低速軸3 P3=P2*=3.0708*0.97*0.98=2.92Kw 卷筒軸 P4=P3*=2.9191*0.99*0.99=2.86 Kw 計算各軸轉矩 電動機輸出轉矩 i14.97i1=4.

7、5i2=3.3各軸轉速n0=1430r/minn1=1430r/minn2=317.78 r/minn3=96.30 r/minn4=96.30 r/min各軸功率P1= 3.20 KwP2=3.07Kw P3=2.92Kw P4=2.86Kw高速軸1 中間軸2 低速軸III 卷筒軸 項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min7896.3096.30功率（kW）3.233.203.072.922.86轉矩（N·m）21.621.492.3290.0 284.0傳動比114.53.314 齒輪設計計算4.1 高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉

8、速齒數(shù)比小齒輪轉矩類型3.20Kw1430r/min4.521.4N·m斜齒 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8級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z290的；4.1.1 按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據進行計算。按式（1021）試算，即 1）確定公式內的各計算數(shù)值 =T2=T3=T4=8級精度z120 z290（1） 試選Kt1.6（2） 由表107選取齒寬系數(shù)d1（3）

9、由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa（4） 由圖1030選取區(qū)域影響系數(shù)=2.433（5） 由圖1026查得=0.755，=0.82， 則=+=1.575（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（7） 由式1013計算應力循環(huán)次數(shù) （8）由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)， 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.90×600MPa540MPa 0.95×500MPa522.5MPa 則許用接觸應力為： 2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑 =34.24mm

10、（2）計算圓周速度 v=2.56m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)m （4）計算縱向重合度 （5）計算載荷系數(shù)K 由表10-2查得使用系數(shù) 根據，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) 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， 查圖10-13得： 由表10-3得， 故載荷系數(shù) （6）按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 由式10-10a得： （7）計算模數(shù)m 4.1.2 按齒根彎曲強度設計 由式10-17得：彎曲強度設計公式 1）確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)： （2）根據縱向重合度，從圖10-28查得： （3）計算當量齒數(shù)： （4）查取齒形系數(shù)： 由表10-5查得 （5）查取應力校正

11、系數(shù)： 由表10-5查得 （6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限， 大齒輪的彎曲強度極限 （7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), （8）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 （9）計算大小齒輪的并加以比較： （大齒輪的大）2）計算 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)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與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，取標準值.但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算相應的齒數(shù)：取3） 幾何尺寸計算

12、（1）計算中心距 故圓整后取中心距為 （2）修正螺旋角 螺旋角改變不多，不需要修正相關的參數(shù)。 （3）計算齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 調整后取 。模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪1.537.093724大齒輪1.5166.91311084.2 低速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉速齒數(shù)比小齒輪轉矩類型3.07KW317.78r/min3.392.3N·m直齒 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8級精度； 3）試選小齒輪齒數(shù)z124，

13、大齒輪齒數(shù)z279的；4.2.1按齒面接觸強度設計 由設計公式（10-9a）進行計算，即 1） 確定各計算值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉矩， （3）由表10-7選取齒寬系數(shù) （4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖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）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) （7）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ， （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（10-12）得 2） 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 =63.63mm （2）計算圓周速度v （3）計

14、算齒寬b （4）計算齒寬與齒高比b/h 模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù) 根據，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) 直齒輪 由表10-2查得使用系數(shù) 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，查圖10-13得 故載荷系數(shù)： （6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a） 得 （7）計算模數(shù)m 4.2.2 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為： 1） 確定各計算值 （1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極， 大齒輪的彎曲強度極限 （2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， （3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1

15、.4，由式（10-12）得： （4)計算載荷系數(shù)K （5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 （6）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 （7）計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的大一些2） 設計計算 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)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與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取標準值，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)： ，取 大齒輪齒數(shù) ,取這樣設計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結構緊湊

16、,避免浪費。3） 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 所以取模數(shù)分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪26820°68大齒輪222420°624 畫裝配草圖4.1 初估軸徑在畫裝配草圖前需初估軸徑,從而提高設計效率,減少重復設計的工作量,并盡可能的降低生產成本。由<<機械設計>>式16.2,得各軸的最小直徑分別為:式中: C為軸強度計算系數(shù),40Cr和45鋼所對應的系數(shù)分別為102和112?？紤]到實際情況,可將這三軸的最小軸徑定為22mm, 35mm和52mm。4.2 初選聯(lián)軸器聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉矩外,有些還具有補償兩

17、軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能,以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉速較高,為減小啟動載荷,緩和沖擊,應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器,該設計選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉速較低,不必要求具有較小的轉動慣量,但傳遞轉矩較大,又因減速器與工作機不在同一底座上,要求具有較大的軸線偏移補償,因此選用鼓型齒式聯(lián)軸器。根據上述分析并考慮到實際情況,聯(lián)軸器選擇如下: 電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用LT6聯(lián)軸器 ;減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用GY7聯(lián)軸器 58432003。4.3 初選軸

18、承軸承是支承軸頸的部件。由于該傳動裝置采用兩對直齒輪傳動，經比較選擇，采用兩對深溝球軸承。從高速軸到低速軸，選用的軸承分別為6305,6308,6312。4.4 箱體尺寸計算查手冊中表11-10.025，可計算出箱體各部分尺寸，具體如下：名稱符號具體數(shù)值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚110mm箱蓋凸緣厚度b115mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑df24mm地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺釘直徑d118mm蓋與座聯(lián)接螺釘直徑d212mm聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150mm軸承端蓋螺釘直徑d312mm視孔蓋螺釘直徑d410mm定位銷直徑d10mm軸承旁凸臺半徑R124mmdf、d1

19、、d2至外箱壁距離C1342618df、d2至凸緣邊緣距離C22816箱座肋厚m9mm大齒輪齒頂圓與內箱壁距離114mm齒輪端面與內箱壁距離210mm結合以上參數(shù),可設計出傳動裝置的裝配草圖,其結構形式如下圖所示:70194減速器布局草圖921007294176ABC5 軸系結構設計計算5.1軸的尺寸計算5.1.1高速軸尺寸計算 根據結構及使用要求,把高速軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分六段,其中第5段為齒輪,如圖所示:由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為40Cr,熱處理為調質處理, 材料系數(shù)C為112。所以,該軸的最小軸徑為: ， 由主教材表19.3查得載荷系數(shù)

20、K=1.5： ， 選用梅花形彈性聯(lián)軸器,與軸相連的軸孔直徑為16mm，軸孔長度為42mm，與電動機軸連接的軸孔直徑為28mm，軸孔長度為62mm。則： 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求第二軸段左端要求制出一軸肩；固取2段的直徑d2=20mm;左端用氈圈密封，按軸端直徑取氈圈圈直徑D=20mm。第三段的長度，經過畫圖確定L2=69.2mm ，經過第二次放大，查取軸承 7005AC，所以d3=25m，L3=28mm。由于第四段軸應比小齒輪的d1=16mmL1=40mm；d2=20mm L2=69.2mm；d3=25mmL3=28mm；d4=28mmL4=73mm； L5=42mm；d6=25mmL6

21、=28mm； 齒根圓要低，所以取L，4=73mm 。 第五段是齒輪軸段長度為42mm，L5=42mm。第六段：d6=25mm，L6=28mm。5.1.2中間軸尺寸計算 中間軸的結構示意圖由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為40Cr,熱處理為調質處理, 材料系數(shù)C為112。所以,有該軸的最小軸徑為: 。 為了保證減速器美觀，中速軸選擇的軸承為30205從而d1=25mm，L1=32.25mm, 第二段為齒輪軸段L2=64mm；第三段為了滿足齒輪的軸向定位，所以d3=36mm，L3=12mm；第四段和大齒輪配合所以，其直徑盡量取標準值d4=30mm，其長度為一級大齒

22、輪寬度B2-2=36-2=34mm，L4=34mm；第五段要與軸承配合，所以d5=25mm，L5=37.25mm。5.1.3低速軸尺寸計算 低速軸的結構示意圖 低速軸的材料為45，材料系數(shù)C為100。最小軸徑為： d1=25mmL1=32.25mm；L2=64mm；d3=36mmL3=12mm；d4=30mmL4=34mm；d5=25mmL5=37.25mm；d7=30mmL7=58mm；d6=35mm 由主教材表19.3查得載荷系數(shù)K=1.5： 第七段軸端要與聯(lián)軸器相連，選取的聯(lián)軸器為滾子鏈聯(lián)軸器，所以d7=30mm，軸段的長度為聯(lián)軸器長度減去2mm，L7=60-2=58mm； 第六段為了滿

23、足聯(lián)軸器的軸向定位，此處采用氈圈密封，軸段的長度為L6=50mm，d6=46.2；第五段軸段，經過二次放大，且應該滿足所選取的軸承的內徑值。所用的軸承是深溝球軸承型號為6008，所以d5=40mm，L5=31mm； 第四段的直徑經過放大一次d4=46mm，L4=46mm； 第三段軸段是軸肩，需要對第二級大齒輪進行軸向定位，所以其長度應該滿足,所以L3=8mm； 第二段與二級大齒輪有配合關系所以取標準直徑d2=45mm，此段的長度為L2=B4-2=58-2=56mm；第一段軸也要與上述的軸承配合所以d1=40mm，L1=36mm。5.2軸的受力分析及核算5.2.1高速軸受力分析 計算齒輪1上的受

24、力：圓周力 徑向力 軸向力 5.2.2中間軸受力分析及核算a） 中間軸的結構圖如下：L6=46.2mm；d5=40mmL5=31mm；d4=46mmL4=46mm；d3=52mmL3=8mm；d2=45mmL2=56mm；d1=40mmL1=36mm。=755.06N=284.29N=199.92N（1）計算齒輪的嚙合力 大斜齒輪的圓周力： 徑向力： 軸向力： 小直齒輪的圓周力： 徑向力： （2）求垂直面支反力 得=1177.04N，=1412.5N（3）求垂直面彎矩 （4）求水平面支反力 得=222.08N，=161.33N（5）求水平面的彎矩 （6）求合成彎矩 =1412.5N=222.0

25、8N，=161.33N（7）求危險截面的當量彎矩 查表15-1，40Cr鋼對稱循環(huán)應力時軸的許用彎曲應力為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。 （8）彎扭合成強度校核 按最壞的情況校核，取dmin=25mm 所以該軸是安全的.5.2.3低速軸受力分析及核算a）低速軸的結構圖（1）計算齒輪的嚙合力 大直齒輪的圓周力： 徑向力：（2）求垂直面支反力 得=628.48N，=1206N（3）求垂直面彎矩 （4）求水平面的支反力 得=228.75N，=438.95N（5）求水平面的彎矩 （6）求合成彎矩 （7）求危險截面的當量彎矩查表15-1，45鋼對稱循環(huán)應力時軸的許用彎曲應力為 ，又由于軸受的載荷為

26、脈動的，所以。 =628.48N，=1206N=228.75N，=438.95N（8）彎扭合成強度校核 按最壞的情況校核，取dmin=30mm 所以該軸是安全的.5.3軸承壽命驗算5.3.1高速軸軸承軸承為7005AC,查手冊得C=11.2KN。軸承工作時間為：2×8×8×36546720。兩軸承為面對面正安裝。（1）求兩軸承的徑向載荷和 （2） 求兩軸承的軸向力和 對于70000AC型軸承，查表13-7，得軸承派生軸向力： 因為 所以軸承1被放松，軸承2被壓緊，所以： ， =Fd1-Fa1=205.46N（3）求當量動載荷P1和P2 查表13-5，對軸承1：X1

27、=1，Y1=0 對軸承2：X2=0.41，Y2=0.87因工作載荷較穩(wěn)定，軸承運轉中無沖擊或有輕微沖擊，按表13-6，取載荷系數(shù)fp=1.1 (4)驗證軸承壽命 因為p1>p2,所以按軸承1的壽命進行核算: 所以高速軸軸承選擇滿足壽命要求。5.3.2中間軸軸承 軸承為30205,查取手冊得C=32.2KN 軸承工作時間為：2×8×8×36546720。兩軸承為面對面正安裝。（1）求兩軸承的徑向載荷和 （2） 求兩軸承的軸向力和 對于30000型軸承，查表13-7，得軸承派生軸向力：，查手冊表6-7得Y=1.6，e=0.37 ，因為所以軸承3被放松，軸承4被壓

28、緊 所以 （3）求當量動載荷P5和P6 查表13-5，對軸承3：X3=1，Y3=0 對軸承4：X4=0.4，Y4=1.6因工作載荷較穩(wěn)定，軸承運轉中無或有輕微沖擊，按表13-6，取載荷系數(shù)fp=1.2 （4）驗證軸承壽命 按軸承4的壽命進行核算:所以中速軸軸承選擇滿足壽命要求。5.3.3低速軸軸承 軸承為6008深溝球軸承,查手冊得C=17KN 軸承工作時間為：2×8×8×36546720。（1）求兩軸承的徑向載荷和 （2）由于低速級為圓柱直齒輪傳動，故軸承不受軸向力（3）求當量動載荷P5和P6 取載荷系數(shù)fp=1.2，則軸承當量動載荷為： 由于P6>P5,

29、則取P6計算： 所以低速軸軸承選擇滿足壽命要求。6鍵連接的選擇和強度校核6.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接 高速軸與聯(lián)軸器相連的那一段軸段的直徑為d1=16mm，L1=40mm，查取手冊表4-1選取鍵為。且鍵軸輪轂的材料均為鋼，由機械設計教材表6-2查得：，取平均值為110Mpa。鍵的工作長度，工作高度為，傳遞的力矩為12.3N.m，所以： 所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：GB/T 1096 鍵5×5×326.2中間軸上的鍵連接 中間軸上的鍵是為了定位一級大齒輪與中間軸，一般8以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據d=30mm，L=34mm。查取手冊表4-1得鍵的