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机械设计课程设计说明书

长江大学工程技术学院

课程设计

同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计

系部城市建设系

专业建筑环境与设备工程

班级建环901

学号200960719

学生姓名杨峰

指导教师杨勤

职称

二O一一年6月26日

同轴式二级圆柱齿轮减速器的总体设计

摘要

本设计是基于CAD技术的二级圆柱斜齿齿轮减速器设计及主要零件的工艺设计。

随着计算机信息技术的迅速发展，计算机辅助设计和计算机辅助制造技术（CAD）在各个领域得到了广泛的应用，尤其是在机械设计及机械制造领域。

CAD技术的应用大大提高了其工作效率，降低了产品的生产成本。

减速器是一种常用的机械传动装置，其设计涉及材料、力学等多类知识。

在二级圆柱直齿齿轮减速器的设计过程中，本人积极引入CAD技术，运用Pro/E对减速器的各部分零件进行造型以及整机装配。

CAD技术的初步应用，简化了传统的设计过程，提高了工作效率，并使设计更加合理化，科学化。

关键词:

计算机辅助设计;减速器;工艺设计;Pro/E造型;

第一章传动方案的拟定及说明3

第二章电动机的选择3

第三章计算传动装置的总传动比和分配传动4

第四章传动件的设计计算5

第五章带的选择7

第六章轴的计算9

4.3连轴器的选择14

4.4减速器附件的选择15

4.5润滑与密封15

第5章设计小结15

1传动方案的拟定及说明

设计条件：

1.带式运输机运送碎料物，如：

煤、型砂、卵石、矿石等等；

2.设备要求：

固定；

3.工作环境：

室外、多尘；

4.工作条件：

运输机运转连续且方向不变（无反转）；

5.安装形式：

卧式；

6.运输机速度允许误差：

±5%；

7.输送机滚筒的传递效率：

u=0.96;

8.工作年限：

两班制、工作八年、年工作日250天。

2电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

根据设计条件，选择一款Y系列（IP23）防护式笼型三相异步电动机。

2．电动机容量的选择

工作机所需功率Pd

Pd=Pw/ηa=Fv/1000ηakW

由电动机至运输带的传动总效率为

ηa=η1η24η32η42η5

式中η1、η2、η3、η4、η5带传动、轴承、齿轮转动、联轴器和卷筒的传动效率。

取η1=0.96，η2=0.98（滚子轴承），η3=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），η4=0.99（齿轮联轴器），η5=0.96，则：

ηa=0.96×0.972×0.984×0.992×0.96=0.78

所以Pd=Fv/1000ηa=（6250×1.6）/（1000×0.78）=12.82kW

3．确定电动机转速

卷筒轴工作转速为

n=（60×1000v）/πd=（60×1000×1.6）/（3.14×315）=97.058r/min

按表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i1′=2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比i2′=8～40，则总传动比合理范围为ia′=16～160，股电动机转速的可选范围为

nd′=ia′·n=（16～160）×97.058=1552.928～15529.28r/min

根据容量和转速，由有关手册查处有三种适用的电动机型号，因此有三种传动方案，如下表：

型号

额定功率

转速

r/min

效率

重量

传动比

Y160M-2

3000

160

30.17

Y160M-4

1500

87.5

220

15.03

Y180M-2

3000

89.5

160

30.27

综合考虑电动机和传动装置的重量、效率和带传动、减速器的传动比，可见第一种方案更合适。

参考《机械设计基础》（第五版）、《机械设计课程设计指导书》（第二版）、《机械设计手册》。

3计算传动装置的总传动比和分配传动比

1.总传动比

in=nm/n=2928/97.058=30.17

2.分配传动装置传动比

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.46，则减速器传动比为：

i=ia/i0=30.17/2.46=12.25

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2=√i=√12.25=3.5。

3.计算各轴转速、输入功率、输入转矩

（1）.各轴转速

高速轴In1=nm/i0=2928/2.46=1190.24r/min

中间轴IIn2=n1/i1=1190.24/3.5=340.07r/min

低速轴IIIn3=n2/i2=340.07/3.5=97.16r/min

卷筒轴n4=n3=97.16r/min

（2）.各轴输入功率

高速轴IP1=Pd·η1=12.82×096=12.31kW

中间轴IIP2=P1·η2·η3·η4=12.31×0.98×0.97×0.99=11.58kW

低速轴IIIP3=P2·η2·η3=11.58×0.98×0.97=11.01kW

卷筒轴P4=P3·η2·η4=11.01×0.98×0.99=10.68kW

（3）.各轴输入转矩

电动机输入转矩：

Td=9550Pd/nm=9550×12.82/2928=41.81N·m

I轴T1=Td·i0·η1=41.81×2.46×0.96=107.13N·m

II轴T2=T1·i1·η2·η3·η4=107.13×0.98×0.97×0.99=352.87N·m

III轴T3=T2·i2·η2·η3=352.87×3.5×0.98×0.97=1027.28N·m

卷筒轴输入转矩：

T4=T3·η2·η4=1027.28×0.98×0.99=996.67N·m

项目

电动机轴

高速轴I

中间轴II

低速轴III

卷筒轴

转速（r/min）

2928

1190.24

340.07

97.16

功率（kW）

12.82

12.31

11.58

11.01

10.68

转矩（N·m）

41.81

107.13

352.87

1027.28

996.67

传动比

2.46

3.5

参考资料：

《机械设计基础》第五版、《机械设计课程设计指导书》。

4传动件设计计算

1.选材料及确定许用应力

选择小齿轮材料为40MnB（调质），齿面硬度为241~286HBS，σHlim1=730MPa,σFE1=600MPa（表11-1）；大齿轮材料为ZG35SiMn（调质），齿面硬度为241~269HBS，σHlim1=620MPa,σFE2=510MPa（表11-1）。

由表11-5，取SHmin=1.1，SF=1.25

[σH1]=σHlim1/SHmin=730/1.1=664MPa

[σH2]=σHlim2/SHmin=620/1.1=564MPa

[σF1]=σFE1/SF=600/1.25=480MPa

[σF2]=σFE2/SF=510/1.25=408MPa

2.按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1）确定公式内的各计算数值

（1）设齿轮按8级精度，查表11-3，Kt=1.7

（2）小齿轮上的转矩：

T1=9.55×106×P2/n2=0.325×106N·m

（3）由表11-6选取尺宽系数Φd＝1

（4）查表11-4，取铸钢，查得材料的弹性影响系数ZE＝188Mpa

（5）查表按标准齿轮取ZH=2.5

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥

=0.996×102=99.6mm

（2）计算齿宽b及模数m

齿宽：

b=Φdd1=1×99.6mm=99.6mm

取b2=100mm，b1=110mm

小齿轮齿数取z1=30，则z2=3.5×30=105

实际传动比为：

i=105/30=3.5

　　　模数：

m=d1/z1=99.6/30=3.32

按表4-1取m=3.5

（3）计算分度圆直径和中心距

实际齿轮分度圆直径：

d1=z1×m=30×3.5=105mm

d2=z2×m=105×3.5=367.5mm

中心距：

a=（d1+d1）/2=（105+367.5）/2=236.25mm

3.验算弯曲强度

由图11-8确定齿形系数：

YFa1=2.6YFa2=2.22

由图11-9确定齿根修正系数：

YSa1=1.64YSa1=1.82

σF1=2KtYFa1YSa1/bm2z1=2×1.7×0.325×106×2.6×1.64/（90×3.52×30）=142.46MPa<[σF1]

σF2=σF1×YFa2YSa2/YFa1YSa1=142.46×2.22×1.82/（2.6×1.64）=134.99MPa<[σF2]

满足设计要求。

4.齿轮圆周速度

按第二根轴计算圆周速度：

V=πd1n2/（60×1000）=3.14×105×340.07/（60×1000）=1.87m/s

对照表11-2选用9级精度齿轮合适。

5.计算齿轮各项数据

齿间距：

p=mπ=3.5×3.14=5.495mm

分度圆直径：

d1=105mmd2==367.5mm

齿顶高：

ha1=ha2=ha*×m=1.0×3.5=3.5mm

齿根高：

hf1=h2=（ha*+C*）m=（1+0.25）×3.5=4.375mm

全齿高：

h1=h2=ha1+hf1=3.5+4.375=7.875mm

顶隙：

C1=C2=C*×m=0.25×3.5=0.875mm

中心距：

a=236.25mm

齿根圆直径：

df1=d1－2hf1=105－2×4.375=96.25mm

df2=d2－2hf2=367.5－2×4.375=356.75mm

齿顶圆直径：

da1=d1+2ha1=105+2×3.5=112mm

da2=d2+2ha2=367.5+2×3.5=373.5mm

基圆直径：

d基1=d1－2ha1=105－2×3.5=108mm

d基2=d2－2ha2=367.5－2×3.5=360.5mm

齿厚与齿槽宽：

S2=S1=e2=e1=p/2=mπ/2=3.14×3.5/2=5.495mm

6.结构设计

以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

5带的选择

1.求计算功率Pc

查表13-8得：

工作机载荷变动较大，每天工作16小时，所以选取K=1.3

Pc=KPd=1.3×12.82=16.67kW

2.选V带型号

使用普通V带。

根据Pc=12.82Kw，n1=2928r/min,由图13-5查出此点坐标位于A型与B型交界处，选用B型。

3.求大、小带轮基准直径d2、d1

由表13-9，d1应不小于125，现取d1=140mm，由式（13-9）得

d2=n1d1（1－ε）/n2=140×（1－0.02）×2.46=337.51mm

由表13-9取d2=340mm（虽使n2略有减小，但其误差小于5%，故允许）。

4.验算带速v

V=πd1n1/（60×1000）=π×140×2928/（60×1000）=21.48m/s

带速在5～25m/s范围内，合适。

5.求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a0=1.5（d1+d2）=1.5×（140+340）=720mm

取a0=700mm,符合0.7（d1+d2）

带长为：

L≈2a0+π（d1+d2）/2+（d2－d1）2/4a0

=2×700+π（140+340）/2+（340－140）2/4×700

=2157.9mm

查表13-2，对B型带选用L=2240mm，实际中心距为：

a≈a0+（Ld－L0）/2=700+（2240－2157.9）/2=741mm

6.验算小带轮包角α1

由α1=π-（d2－d1）rad/a得：

α1=180°－（340－140）×57.3°/741

=180°－15.47°=164.5°>120°合适

7.求V带根数Z

V带根数为：

Z=Pc/（ΔP0+P0）KLKa

（1）

根据n1=2928r/min,d1=140mm,查表13-3得：

P0=3.85kW

传动比：

i=d2/d1（1－ε）=340/140（1－0.02）=2.48

查表13-5得：

ΔP0=0.89kW

由α1=164.5查表13-7，Ka=0.97，查表13-2，KL=1.0

代入

（1）式得：

Z=16.67/[（0.89+3.85）×0.97×1.0]=3.63

取4根。

8.求作用在带轮上的压力FQ

查表13-1得，q=0.17Kg/m

F0=500p0（2.5/Ka－1）/Zv+qv2

=500×16.67×（2.5/0.97－1）/（4×21.48）+0.17×21.482

=231.45N

作用在轴上的压力：

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×4×231.45×sin（164.5/2）=1834.69N

6轴的计算

8.求作用在带轮上的压力FQ

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