展開式二級減速器課程設計計算說明書

1、1 設計任務書題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器1.1設計數(shù)據(jù)及要求工作條件及生產(chǎn)條件: 某帶式輸送機輸送物品為粉粒物（如煤、沙等）、單向傳動，工作載荷平穩(wěn)，滾筒效率0.96，使用期限10年，大修期3年，每年工作300天，兩班制工作。輸送帶速度允許誤差為5%，在中等規(guī)模機械廠小批生產(chǎn)。序號F(N)D(mm)V(m/s)載荷特性最短工作年限傳動方案大修間隔112002602.6平穩(wěn)沖擊十年二班如圖1-1三年1.2傳動裝置簡圖圖1-1 傳動方案簡圖1.3設計需完成的工作量（1） 減速器裝配圖1張(A1)（2） 零件圖2張（軸及齒輪）；（3） 設計說明書1份（A4紙）1.

2、4設計內容：1) 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2) 直齒輪傳動設計計算；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) 裝配圖、零件圖的繪制；2 傳動方案的分析由題目所知傳動機構類型為：展開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：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸承受載荷大、剛度差，中間軸承潤滑較困難。3 電動機的選擇3.1電動機類型和結構型式工業(yè)上一般用三相交流電動機，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護

3、方便、價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。此處根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機3.2選擇電動機容量3.2.1工作機所需功率卷筒3軸所需功率：=卷筒軸轉速：3.2.2電動機的輸出功率考慮傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為傳動裝置的總效率： 取 所以所以3.2.3確定電動機額定功率根據(jù)計算出的功率可選定電動機的額定功率。應使等于或稍大于。查機械設計課程設計表18-1得3.3選擇電動機的轉速由機械設計課程設計表2-1 圓柱齒輪傳動的單級傳動比為，故圓柱齒輪傳動的二級傳動比為，所以電動機轉速可選范圍為3.4電動機技術數(shù)據(jù)由表18-1查出電動機型號為Y132S1-2,其額定功

4、率為5.5kW，滿載轉速2900r/min,基本符合題目所需的要求。4傳動裝置運動和動力參數(shù)計算4.1傳動裝置總傳動比的計算4.2傳動裝置各級傳動比分配減速器的傳動比 為15.2,對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的，計算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比，低速級的傳動比。4.3傳動裝置運動和動力參數(shù)計算4.3.1電動機軸運動和動力參數(shù)計算4.3.2高速軸運動和動力參數(shù)計算4.3.3中間軸運動和動力參數(shù)計算4.3.4低速軸運動和動力參數(shù)計算5傳動件的設計計算5.1高速級齒輪傳動設計計算5.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級1）直齒圓柱齒輪具有不產(chǎn)生軸向力的優(yōu)點，但傳動平穩(wěn)性較差，在減速器中圓周

5、速度不大的情況下采用直齒輪。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，可選用8級精度3）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240HBS4）初選小齒輪齒數(shù)為25，則大齒輪齒數(shù)。取1115.1.2 按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即 （5-1）(1) 確定公式內的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 由以上計算得小齒輪的轉矩3) 查表及其圖選取齒寬系數(shù)，材料的彈性影響系數(shù)，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。4)計算應力循環(huán)次數(shù)5) 按接觸疲勞壽命系數(shù)2 6) 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 （5

6、-2） 得（2） 計算：1) 求得小齒輪分度圓直徑的最小值為2) 圓周速度： 3) 計算齒寬及模數(shù)：齒寬： 模數(shù): 齒高: 4) 計算載荷系數(shù)：根據(jù), ,8級精度，查得 動載系數(shù) ，,故載荷系數(shù) 5) 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：6） 計算模數(shù)： 5.1.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設計公式為 （5-3）1)確定公式內的各計算數(shù)值2)查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限;3)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)4)計算彎曲疲勞許用應力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得5)計算載荷系數(shù)K.6）查取齒形系數(shù).查表得 7） 查取應力校正系數(shù).查表得8） 計算大、小齒輪的并加以比較.大齒輪的數(shù)值

7、大.（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)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小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)的成積)有關,可取彎曲強度算得的模數(shù)1.35mm，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓直徑。算出小齒輪齒數(shù)，圓整取大齒輪齒數(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,避免浪費.5.1.4. 幾何尺寸計算（1）計算中心距：（2）齒輪寬度：取 5.2低速級齒輪傳動設計計算5.2.1選擇材料、熱處理方式和公差等級1）直齒圓柱齒輪具有不產(chǎn)

8、生軸向力的優(yōu)點，但傳動平穩(wěn)性較差，在減速器中圓周速度不大的情況下采用直齒輪。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，可選用8級精度3）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240HBS4）初選小齒輪齒數(shù)為25，則大齒輪齒數(shù)。5.2.2 按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2) 由以上計算得小齒輪的轉矩3) 查表及其圖選取齒寬系數(shù)，材料的彈性影響系數(shù)，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。4)計算應力循環(huán)次數(shù)4) 按接觸疲勞壽命系數(shù)5）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1，安全

9、系數(shù)S=1由 得（2） 計算：1) 求得小齒輪分度圓直徑的最小值為2) 圓周速度： 3) 計算齒寬及模數(shù)：齒寬： 模數(shù): 齒高: 4) 計算載荷系數(shù)：根據(jù), ,8級精度，查得 動載系數(shù) ，,故載荷系數(shù) 6) 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：7） 計算模數(shù)： 5.2.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設計公式為(1)確定公式內的各計算數(shù)值1)查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限;2)查圖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=1.4,得4)計算載荷系數(shù)K.5）查取齒形系數(shù).查表得 6）查取應力校正系數(shù).查表得7） 計算大、小齒輪的并加以比較.大齒輪的數(shù)值大.（

10、1）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)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小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)的成積)有關,可取彎曲強度算得的模數(shù)1.62mm，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)，圓整取大齒輪齒數(shù) ，圓整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,避免浪費.5.2.4幾何尺寸計算（1）計算中心距：（3）分度圓直徑：（4）齒輪寬度：取 6軸的設計計算6.1高速軸的軸系結構設計6.1.1軸的結構尺寸設計1.高速軸的功率

11、，轉速，轉矩根據(jù)結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖6-1所示: 圖6-1高速軸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45鋼,熱處理為調制處理, 材料系數(shù)為120。所以,有該軸的最小軸徑為: 此處最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，選擇半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表:表6-1 高速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據(jù)和過程計算結果第1段由半聯(lián)軸器孔徑確定略小于聯(lián)軸器轂孔長度，轂孔長度取第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取2段的直

12、徑為，取端蓋右端到聯(lián)軸器左端距離為,端蓋總寬度為，故第3段根據(jù)，預選軸承NU1004 ，軸承采用脂潤滑，封油盤總長度為7mm，確定軸的直徑與長度第4段封油盤與軸采用軸肩定位，因此，取。箱體內壁尺寸定為142mm，封油盤露出箱體內壁1mm，齒輪端面與箱體距離定為13mm，齒輪寬度38mm。 第5段齒頂圓直徑齒寬第6段第7段封油盤寬度為7mm，軸承寬度12mm，取6.2中間軸的軸系結構設計軸的結構尺寸設計根據(jù)結構及使用要求該軸設計成階梯軸,共分五段,如圖6-2所示:圖6-2中間軸材料為45鋼,熱處理為調制處理,取材料系數(shù) 。有該軸的最小軸徑為: 各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表:表6-2中

13、間軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據(jù)和過程計算結果第1段由軸承尺寸確定(軸承預選Nu304E )第二齒輪采用軸套固定。箱體內壁間距142mm，二齒輪端面距內壁15.5mm,取軸套長度為21.5mm，為了固定，齒輪超出軸肩2mm。取長度為39.5mm第2段固定大齒輪，取軸肩高度為3mm，取略小于齒輪寬度，取第3段需用軸肩定位齒輪，取軸肩高度為2mm，所以確定第三段軸長度 ：內壁間距離142mm，大齒輪寬度為33mm，距內壁距離15.5mm。小齒輪寬度57，距內壁間距13mm第4段軸肩高度取2mm為了定位，齒輪超出軸肩2mm，小齒輪寬度57mm。第5段 小齒輪采用軸套固定，軸套長度19mm，齒輪端

14、面超出軸肩2mm，軸承寬度15mm，取6.3低速軸的軸系結構設計6.3.1軸的結構尺寸設計根據(jù)結構幾使用要求該軸設計成階梯軸,共分七段,如圖6-3所示:圖6-3低速軸考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45鋼,熱處理調質處理,取材料系數(shù) 所以,有該軸的最小軸徑為: 顯然此段軸是安裝聯(lián)軸器的，選擇GY5型聯(lián)軸器，取半聯(lián)軸器孔徑為，故此段軸徑為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為,第一段的長度應比聯(lián)軸器的轂孔長度略短，故取其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表:表6-3低速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據(jù)和過程計算結果第1段 (由聯(lián)軸器寬度尺寸確定)第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應制

15、出一軸肩，故取2段的直徑為， 由端蓋等因素確定，取第3段根據(jù)，預選軸承NU1008，由軸承尺寸確定, 軸承采用脂潤滑，封油盤總長度為8mm，確定軸的直徑與長度取長度為25mm 第4段箱體內壁間距142mm，齒輪端面距內壁15.5mm,齒輪寬度52mm,取軸環(huán)寬度8mm,軸套超出內壁1mm。 第5段軸環(huán)寬度第6段取安裝齒輪處的軸直徑，此段的長度略小于齒輪寬度，取第7段齒輪采用軸套固定，取軸套長度為22.5mm，為了固定，齒輪超出軸肩2mm，軸承寬度15mm.取為41mm6.3.2高速軸的受力分析及計算軸的受力分析及載荷分析如圖6-4所示BC長度125.5mm，CD長度48.5mm。 扭矩：圖6-

16、4高速軸的受力分析及扭矩圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，根據(jù)教材式15-5及上表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力（公式中）由表15-1查得45鋼的許用彎曲應力符合要求6.3.3減速軸的校核軸的受力分析及載荷分析如圖6-4所示 。AB段長度55mm.BC段長度68.5mm.CD段長度45.5mm作用在2、3齒輪上的圓周力：徑向力：求垂直面的支反力：解得：計算垂直彎矩：N.mmN.mm求水平面的支承力：解得：N N計算、繪制水平面彎矩圖：N.mmN.mm求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：N.mmN.mm求危險截面當量彎矩：圖6-5減速

17、軸的受力分析及扭矩圖根據(jù)教材式15-5及上表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力（公式中）由計算結果可見C截面安全。6.3.4低速軸的受力分析及計算AB段長度56mm,BC段長度115mm。作用在齒輪上的力：按彎扭合成應力校核軸的強度：總彎矩：扭矩：減速軸的受力分析及扭矩圖如下根據(jù)教材式15-5及上表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力（公式中）由表15-1查得45鋼的許用彎曲應力符合要求6.4滾動軸承的選擇及計算：I高速軸：軸承NU1004的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高

18、且沖擊不大，取取基本額定動負荷為則， 該軸承的壽命滿足使用3年要求。II中間軸：軸承NU104E的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，取取基本額定動負荷為則. 該軸承的壽命滿足使用3年要求。III低速軸：軸承NU1008的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，取取基本額定動負荷為則。 該軸承的壽命滿足使用3年要求。7 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核因減速器中的鍵聯(lián)結均為靜聯(lián)結,因此只需進行擠壓應力的校核.7.1高速級鍵的選擇及校核（1）：選擇鍵連接的類型和尺寸一般7級以上精

19、度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)d=16mm從表6-1中查的鍵的截面尺寸為：寬度b=5mm，高度=5mm，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=22mm（比輪轂寬度小些).（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力，取中間值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=22-5=17mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 。由式（6-1）可得：=37.35< =110MPa所選的鍵滿足強度要求。7.2中間級處鍵選擇及校核1. 對連接小齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型和尺寸一般7

20、級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)d=26mm從表6-1中查的鍵的截面尺寸為：寬度b=8mm，高度h=7mm，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50mm（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力，取中間值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=50-8=42（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 。由式（6-1）可得：=28.2< =110MPa所選的鍵滿足強度要求。2. 對連接大齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型和尺寸一般7級以上精度的齒輪

21、有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)d=26mm從表6-1中查的鍵的截面尺寸為：寬度b=8mm，高度=7mm，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=28mm（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力，取中間值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=28-8=20（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 。由式（6-1）可得：=59.1< =110MPa所選的鍵滿足強度要求。7.3低速級處鍵的選擇及校核1. 對連接齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型和尺寸一般7級以上精

22、度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)d=45mm從表6-1中查的鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度=9mm，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=mm（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力，取中間值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=45-14=31（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5。由式（6-1）可得：=47.6<=110MPa所選的鍵滿足強度要求。 2. 對聯(lián)軸器及其鍵的計算bh=87 d1=30 L=50所以l=L-b=50-8=42 k=0

23、.5h=3.5=50.29<110 MPa所選的鍵滿足強度要求。8聯(lián)軸器的選擇計算8.1輸出軸的聯(lián)軸器選擇計算8.1.1類型選擇選用凸緣套柱銷聯(lián)軸器8.1.2載荷計算轉矩，查得，故計算轉矩為8.1.3型號選擇GY5型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為400，許用最大轉速為8000，軸徑為，故合用。8.2輸入軸的聯(lián)軸器選擇計算由于輸入軸最小直徑與電動機輸出軸直徑相差過大，故選用配做法。大端直徑38mm，小端直徑16mm。9減速器箱體及其附件的設計9.1減速器附件的選擇1. 通氣器減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內熱脹空氣能自由排出，以保持箱內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒?/p>

24、面或軸伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。為使防塵性能好，選通氣器（兩次過濾），采用M12×1.252.油面指示器 選用游標尺M163.起吊裝置為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.9） 放油螺塞換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈選用外六角油塞及墊片M12×1.59.2選擇適當型號起蓋螺釘型號：GB70-85 M10×20,材料Q235軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M8X32,材料Q235箱蓋、箱座連接螺栓直徑：GB578286 M12

25、×8，材料Q235箱體的主要尺寸：(1)箱座壁厚 取z=8 (2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×116+1= 3.32 取z1=8(3)箱蓋凸緣厚度b1=8(4)箱座凸緣厚度b=8(5)箱座底凸緣厚度b2=15(6) 地腳螺釘數(shù)目n=4 (因為a<250)(7) 軸承旁連接螺栓直徑d1= 8(8) 蓋與座連接螺栓直徑 d=12 (9) 定位銷直徑d=8 (10)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(11)外箱壁至軸承座端面的距離15(12)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：12mm(13)齒輪端面與內箱壁間的距離：=20mm。(14)箱蓋，箱座肋厚

26、：m1=12mm,m2=12mm 理成表9-1和表9-2表9-1 箱體結構尺寸名稱符號設計結果箱座壁厚8箱蓋壁厚18箱座凸緣厚度b8箱蓋凸緣厚度b18箱座底凸緣厚度b215地腳螺栓數(shù)目n4箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d212軸承端蓋螺釘直徑和數(shù)目d3，n8,6窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8外箱壁至軸承座端面距離l115大齒輪頂圓距內壁距離110齒輪端面與內壁距離213箱蓋、箱座肋厚m1 、 m15軸承端蓋凸緣厚度t6表9-2 減速器零件的位置尺寸代號名稱薦用值代號名稱薦用值1大齒輪頂圓距內壁距離 107箱底至箱底內壁得距離222齒輪端面與內壁距離 13H減速器得中心高1263軸承端面與內壁距離6L1箱體內壁至軸承座孔端面得距離364旋轉零件間軸向距離23.5e軸承端蓋凸緣的厚度65齒輪頂圓至箱體內壁得距離106大齒輪齒頂圓至箱底內壁的距離1010潤滑與密封10.1齒輪的潤滑（1）：齒輪潤滑方式的選擇高