機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書二級展開式圓柱齒輪減速器

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計計算說明書設(shè)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(shè)計任務(wù)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(shè)計計算5七、軸的設(shè)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(shè)計32十二、潤滑與密封33十三、設(shè)計小結(jié)34十四、參考資料35 一、 機械設(shè)計課程任務(wù)書設(shè)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(shè)計題目 題號 原始數(shù)據(jù)：1.設(shè)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(zhuǎn)，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(chǎn)。 3.原始數(shù)據(jù)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(shè)計任務(wù)(1)設(shè)計內(nèi)容：電動機選型；v帶傳動設(shè)計；減速器設(shè)計； 聯(lián)軸器選型。 (2)設(shè)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(shè)計計算

3、說明書1份（6000-8000字）。 5.設(shè)計要求：有指導教師選定。（1） 減速器中齒輪設(shè)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(shè)計成：標準齒輪；變位齒輪；變位 與否設(shè)計者自定。 完成時間 年 月 日 簽字 侯立歡 設(shè) 計 計 算 與 說 明主 要 結(jié) 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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速n(r/min)額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y160m1-8750r/min720r/min42y132m1-61000r/min960r/min43y112m

5、-41500r/min1440r/min4由表中數(shù)據(jù)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩 各軸的運動及動力參數(shù)見下表：軸 名功率（kw）轉(zhuǎn)速n（r/min）轉(zhuǎn)矩t（nm）03.8896038.6013.72320111.0223.6172.89472.9833.5621.561576.9043.4321.561519.32六、傳動件的設(shè)計帶傳動設(shè)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(shè)計（v帶設(shè)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(jù)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(jù)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(jù)，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(zhì)量q=0.1kg/m，所以 應(yīng)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(jié)果名稱結(jié)果名稱結(jié)果帶型a型傳動比根數(shù)z=4基準長度基準長度mm預(yù)緊力n中心距a=536.50mm壓軸力1272.484n 6.9 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 帶輪材料采用ht150。由表5-8查得： 現(xiàn)取 。 1） 小帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)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(nèi)傳動零件的設(shè)計齒

9、輪傳動的設(shè)計計算 1 高速齒輪的設(shè)計計算（此過程查機械設(shè)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(diào)質(zhì)），齒面硬度280hbs， 大齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），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(shè)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(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)根據(jù)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(diào)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(jù)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(yīng)齒輪模數(shù)3） 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)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(diào)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(jù)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(jié)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(chǎn)生變化，應(yīng)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(shè)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(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)） 齒輪按7級精度設(shè)計。2 高速齒輪的設(shè)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(diào)質(zhì)）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(shè)計 確定公式內(nèi)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(zhuǎn)矩 6）應(yīng)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(yīng)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(jù)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(shè)計 確定公式內(nèi)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(yīng)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(yīng)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(shè)計計算 對比計算結(jié)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(nèi)，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(shè)計計算及強度校核 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 軸的選材及其許用應(yīng)力的確定初選軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），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(yīng) 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(yīng)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(jù)軸上零件的結(jié)構(gòu)、定位、裝配關(guān)系。軸向?qū)挾取⒘慵g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(shè)計。查表15-1：箱蓋壁厚由，故箱體內(nèi)寬 3 軸的設(shè)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(jié)構(gòu)。軸的材料和熱處理方式一樣，調(diào)質(zhì)處理 ，滾動軸承處軸段應(yīng)與右支撐相同長度確定 應(yīng)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(nèi)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(nèi)壁的軸承斷面應(yīng)與從動軸靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面對齊在同一母線上，靠近箱體內(nèi)壁胡軸承端面至箱

19、體內(nèi)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(yīng)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(diào)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(yīng)力校驗的強度 小齒輪所受轉(zhuǎn)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(shè)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(zhuǎn)矩 繪制高速軸的扭矩受力圖 因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)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(diào)質(zhì)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(yù)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(shè)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(yīng)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(shè)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(jù)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(yīng)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(guān)外，海域軸承寬度及軸承端蓋 等零件有關(guān)。由裝配關(guān)系可知，軸承座寬度靠近箱體內(nèi)壁的端 面至箱體內(nèi)壁的端面至箱體內(nèi)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(cè)安裝封油環(huán)，軸承的軸段 = 右側(cè)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(chǎn)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(yīng)力校驗的強度 大齒輪所受轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩可知處彎矩最大，是危險截面因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)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(diào)質(zhì)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(yù)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(shè)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(yīng)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，